【正文】 ——（《汽車設(shè)計(jì)》第4版P96） 由于倒檔傳動需要3個(gè)齒輪，Z11 與Z12 有一定間隙，Z12 略小于Z2 取35，則 ir’= ；iR= 。z12=35。α=20176。齒頂高h(yuǎn)a1*4=4齒跟高h(yuǎn)f(1+)*4=5齒全高h(yuǎn)(2*1+)*4=9齒頂圓直徑da(25+2*1)*4=108齒根圓直徑df(252*12*)*4=90基圓直徑db100*=94齒距p*4=基圓齒距pb*=齒厚s*4/2=齒槽寬e*4/2=頂隙cc=c’m=1標(biāo)準(zhǔn)中心距aa =m(z1+z2)=120節(jié)圓直徑d’d’=d=100傳動比i1’35/15=確定輸出檔齒輪參數(shù)（直齒輪）i’ =z14/z15=2；A=d14+d15=120；d=mz 。 r14=80。α=20176。（七）螺旋方向由于斜齒輪傳遞扭矩時(shí)要產(chǎn)生軸向力，故設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)要求中間軸上的軸向力平衡。第二節(jié) 齒輪的強(qiáng)度校核一、齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞有以下幾種形式：（1）齒輪折斷齒輪在嚙合過程中，齒輪表面承受有集中載荷的作用。輪齒折斷有兩種情況，一種是輪齒受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導(dǎo)致輪齒斷裂。為避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒的彎曲應(yīng)力，提高齒輪的彎曲強(qiáng)度。（2）齒面點(diǎn)蝕齒面點(diǎn)蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。而裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴(kuò)展，最后導(dǎo)致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量的扇形小麻點(diǎn)，這就是齒面點(diǎn)蝕現(xiàn)象。（3）齒面膠合高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸應(yīng)力大，使齒面間潤滑油膜破壞，兩齒面之間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。二、齒輪強(qiáng)度校核（1）接觸強(qiáng)度計(jì)算 用下列公式計(jì)算接觸應(yīng)力 （N/mm2） ()式中：——法面內(nèi)基圓周切向力，=； ——端面內(nèi)分度圓切向力，=； ——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N*mm； ——節(jié)圓直徑； ——節(jié)圓壓力角； ——螺旋角； ——輪齒材料的彈性模量； ——齒輪接觸的實(shí)際寬度；、——主、被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑； =，=；對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，r1＝d1/ 2，r2＝d2/2，rr2——主、被動齒輪節(jié)圓半徑計(jì)算轉(zhuǎn)矩=時(shí)的許用應(yīng)力為： 常嚙合齒輪：1300~1400 N/mm2 一檔及倒檔齒輪：1900~2000 N/mm2這里是發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。許用應(yīng)力為400~850 N/mm2（直齒輪）；180~350 N/mm2（轎車斜齒輪）；100~250 N/mm2（貨車斜齒輪）。軸的剛度不足，在負(fù)荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。軸的結(jié)構(gòu)主要依據(jù)變速器結(jié)構(gòu)布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。軸的長度對軸的剛度影響很大。軸直徑與軸傳遞轉(zhuǎn)矩有關(guān)，因而與變速器中心距有一定關(guān)系，可按以下公式初選軸直徑：三軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑： =（~）（mm）式中：——變速器中心距，mm； 軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行修正。分度圓最大值為2號齒輪，其值為180mm ，可得比例因子k=1/3 。 軸端取15mm。并與工藝要求有密切關(guān)系。軸的每段長度為齒輪30mm*2 墊片2mm*2 同步器36mm 共100mm四、軸的受力分析 計(jì)算軸的強(qiáng)度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。 求支承反力，先從第二軸開始，然后計(jì)算第一軸。軸的受力分析，根據(jù)軸的受力情況，可畫出軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖，再確定軸的危險(xiǎn)截面，從而可對軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核。Fr：分別指向各齒輪中心Fa：受力方向通常用“主動輪左、右手法則”來判定，左旋齒輪用左手，右旋齒輪用右手，拇指指向軸向力Fa的方向，從動輪Fa與主動輪Fa方向相反。 二軸 圖 一軸 齒輪上的作用力認(rèn)為作用有效齒面寬中心。（三）各力的作用點(diǎn)齒輪上的作用力，均為作用在有效齒寬中心，軸承上支承反力作用點(diǎn)取軸承寬度方向中點(diǎn)。求出不同檔位時(shí)的各支承反力，可計(jì)算軸的各截面的彎曲力矩： 表 軸軸支點(diǎn)水平面內(nèi)支承反力垂直面內(nèi)支承反力二軸CC1=Px*mx/lC2=(Rx*mxQx*rx)/lDD1=Px*nx/lD2=(Rx*nx+Qx*rx)/l一軸BB1=[C1*(g+k) –Pc* (h+g)]/gB2=[Rc*(h+g)C2*(k+g)Qc*rc]/gAA1=( C1*kPC*h)/gA2=( Rc*h C2*k Qc*rc)/g畫出軸的彎矩圖，確定危險(xiǎn)斷面，取危險(xiǎn)處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計(jì)算彎曲應(yīng)力和扭曲應(yīng)力以及合成應(yīng)力。 畫出軸的彎矩圖，確定危險(xiǎn)斷面，取危險(xiǎn)斷面處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計(jì)算彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力以及合成應(yīng)力。對圓截面： ＝ () ＝ ()對外徑為D,內(nèi)徑為的空心軸： = =花鍵按小徑計(jì)算。第一軸取上限，中間軸和第二軸取下限。對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角，前者使齒輪中心距發(fā)生變化，并破壞了齒輪的正確嚙合。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)有關(guān)公式計(jì)算。 ＝ () 變速器第二軸的剛度最小。對于低檔齒輪處軸截面的總撓度，由于低檔工作時(shí)間較短，又接近軸的支承點(diǎn)，～。 斜齒輪對軸和支承的變形較直齒輪敏感。 計(jì)算中間軸時(shí)，通常只計(jì)算與第二軸上齒輪相嚙合的齒輪處的軸截面的撓度。計(jì)算軸的撓度根據(jù)材料力學(xué)的公式得：二軸和一軸的剛度： 水平轉(zhuǎn)角：δ=Pxab(ba)/(3EIl) () 水平撓度：fs=Pxa2b2/(3EIl) ()垂直撓度：fc=Rxa2b2/(3EIl)+Qxrxa(3a+2a2/l+l)/(3EI) () 總撓度：fz=(fs2+fc2)1/2 ()軸的剛度許用值[fc]=～ [fs]=～[fz ]= [б]= 七、軸上花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算 變速器軸與齒輪及其他傳遞轉(zhuǎn)矩的部件一般通過鍵和花鍵聯(lián)接。漸開線花鍵應(yīng)用日趨廣泛。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。 變速器的花鍵尺寸可以根據(jù)初選的軸頸按花鍵的工作條件及花鍵標(biāo)準(zhǔn)選取。甚至45176。否則，滑動件工作不穩(wěn)定。當(dāng)采用標(biāo)準(zhǔn)的花鍵時(shí)，花鍵的強(qiáng)度計(jì)算主要驗(yàn)算擠壓應(yīng)力。 許用擠壓應(yīng)力按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊推薦，當(dāng)[]時(shí)，認(rèn)為擠壓強(qiáng)度符合要求。采用漸開線花鍵者，齒側(cè)面定心，滑動配合。第二軸輸出軸花鍵用矩形花鍵者外徑配合，用漸開線花鍵者齒側(cè)面定心。中間軸上齒輪非整體式時(shí)，齒輪與軸連接方式可用單鍵（矩形或半圓鍵）或雙鍵（對分雙鍵）與齒輪和軸緊配合聯(lián)接，也可采用過盈配合連接。第三節(jié) 變速器軸承的選擇綜合考慮以上因素，本次設(shè)計(jì)第一軸后軸承為外座圈上帶有止動槽的角接觸球軸承。由于本次設(shè)計(jì)中間軸采用固定式中間軸，所以在第二軸前端和固定式中間軸寶塔齒輪孔內(nèi)采用滾針軸承，第二軸后端采用帶止動槽的角接觸球軸承。角接觸球軸承初選代號為7206AC GB/T2921994(第一軸前端軸承)，7207AC GB/T2921994（第二軸后端