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1、 題目：三軸式汽車變速器 第一章 變速器的功用和要求 現(xiàn)代汽車上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。為了解決這一矛盾，在傳動(dòng)系中設(shè)置了變速器。根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有合適的牽引力和速度，并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。此外，為保證汽車倒車及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離，變速器應(yīng)具有倒檔和空檔。一般的，變速器設(shè)有倒檔和空檔，以使在不改變發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向的情況下，汽車能夠倒退行駛和空檔滑行、或停車時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能保持分離。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率

2、輸出裝置。 為保證變速器具有良好的工作性能，達(dá)到使用要求，所以變速器的設(shè)計(jì)必須要滿足以下的使用條件： （一）應(yīng)該合理的選擇變速器的檔數(shù)和傳動(dòng)比，使汽車具有良好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性； （二）工作可靠，操縱輕便。汽車行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有跳檔、亂檔、換檔等沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。此外，為減輕駕駛員勞動(dòng)強(qiáng)度，提高行駛安全性操縱輕便性的要求日益突出?！赏ㄟ^同步器或氣動(dòng)換檔，自動(dòng)、半自動(dòng)換檔來實(shí)現(xiàn)； （三）傳動(dòng)效力高； （四）結(jié)構(gòu)緊湊，盡量做到質(zhì)量輕、體積小、制造成本底。 （五）噪音小、為了減少齒輪的嚙合損失，應(yīng)設(shè)有直接檔，此外，還有合理的齒輪型式以及結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高其制造和安裝精度； 它的功用

3、： （一）改變傳動(dòng)比，擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在有利的工況下工作； （二）在發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛； （三）利用空擋，中斷動(dòng)力傳遞，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能夠起動(dòng)、怠速，并便于變速器換檔或進(jìn)行動(dòng)力輸出 第二章 變速器的方案論證 第一節(jié) 變速器類型選擇及傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 變速器的種類很多，按其傳動(dòng)比的改變方式可以分為有級(jí)、無級(jí)和綜合式的 。 有級(jí)變速器根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)目的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線（行星齒輪）式和綜合式的。其中，固定式變速器應(yīng)

4、用較廣泛，又可分為兩軸式，三軸式和多軸式變速器。 現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。以下是兩軸式和三軸式變速器的傳動(dòng)方案。要采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個(gè)方面： 一、結(jié)構(gòu)工藝性 兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速 可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)用圓柱齒輪，因而簡(jiǎn)化了制造工藝。 二、變速器的徑向尺寸 兩軸式變速器的前進(jìn)檔均為一對(duì)齒輪副，而三軸式變速器則有兩對(duì)齒輪副。因此，對(duì)于相同的傳動(dòng)比要求，三軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。 三、變速器齒輪的壽命 兩軸式變速器的低檔齒輪副大小相差懸殊，小齒輪工

5、作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多，因此，小齒輪工作壽命比大齒輪要短。三軸式變速器的各前進(jìn)檔均為常嚙合齒輪傳動(dòng)，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命比較接近。在直接檔時(shí)，齒輪只是空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。 四、變速器的傳動(dòng)效率 兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動(dòng)比，但是仍要有一對(duì)齒輪傳動(dòng)，因而有功率損失。而三軸式變速器，可以將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，因而傳動(dòng)效率高，磨損小，噪聲也小。 而這次設(shè)計(jì)的變速器是輕型客車使用，所以采用三軸式變速器。 第二節(jié) 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析 根據(jù)第一節(jié)所述，采用中間軸式變速器，在各檔數(shù)相同的條件下，各變速器的差別主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)，換檔方案和倒檔傳動(dòng)

6、方案。 一、換檔結(jié)構(gòu)形式的選擇 目前，汽車上的機(jī)械式變速器的換檔結(jié)構(gòu)形式有直齒滑動(dòng)齒輪，嚙合套和同步器換檔三種。 （一） 滑動(dòng)齒輪換檔 通常是采用滑動(dòng)直齒輪換檔，但也有采用滑動(dòng)斜齒輪換檔的。滑動(dòng)直齒輪換檔的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、容易制造。缺點(diǎn)是換檔時(shí)齒端面承受很大的沖擊會(huì)導(dǎo)致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用在一檔和倒檔上。 （二）嚙合套換檔 用嚙合套換檔，可以將結(jié)構(gòu)為某傳動(dòng)比的一對(duì)齒輪制造成常嚙合斜齒輪。用嚙合套換檔，因同時(shí)承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換檔，它們都不會(huì)過早損壞，但是不能消除換檔沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外

7、，因增設(shè)了嚙合套和是、常嚙合齒輪，是變速器的軸向尺寸和旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。因此，這種換檔方法目前只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上使用。這是因?yàn)橹匦拓涇嚈n位間的公比較小，要求換檔手感強(qiáng)，而且在這種車型上又不宜使用同步器（壽命短，維修不便）。 （三）同步器換檔 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術(shù)熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。 一般倒檔和一檔采用結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單的滑動(dòng)直齒輪或嚙合套的形式，對(duì)于常用的高檔位則采用同步器或嚙合套，而該方案采用同步器換檔，僅倒檔使用直齒輪換檔。 二、倒檔的形式及布置方案

8、 倒檔使用率不高，常采用直齒滑動(dòng)齒輪方案換入倒檔。為實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)有些利用在前進(jìn)檔的傳動(dòng)路線中，加入一個(gè)中間傳動(dòng)齒輪的方案，也有利用兩個(gè)聯(lián)體齒輪的方案。 常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種： 圖2.1 圖2.1a）在前進(jìn)檔的傳動(dòng)路線中，加入一個(gè)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪處于正負(fù)交替對(duì)稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 圖2.1b）所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。 圖2.1c）所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。 圖2.1d）所示方案針對(duì)前者的缺

9、點(diǎn)做了修改，因而取代了圖1-2c所示方案。 圖2.1e）所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。 圖2.1f）所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。 為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2.1g所示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 綜上所述選擇第2.1f種倒擋布置方案。 因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做

10、既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。此時(shí)在倒擋工作時(shí)，齒輪磨損與噪聲在短時(shí)間內(nèi)略有增加，與此同時(shí)在一擋工作時(shí)齒輪的磨損與噪聲有所減少。 除此以外，倒擋的中間齒輪位于變速器的左側(cè)或右側(cè)對(duì)倒擋軸的受力狀況有影響 第三節(jié) 變速器操縱機(jī)構(gòu)方案分析 一、變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用 變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動(dòng)規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時(shí)掛入兩個(gè)檔位。 二、設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)該滿足以下基本要求 （一）要有鎖止

11、裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖; （二）要使換檔動(dòng)作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度; （三）應(yīng)使駕駛員得到必要的手感。 三、換檔位置 設(shè)計(jì)操縱機(jī)構(gòu)首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此應(yīng)該注意以下三點(diǎn)： （一）按換檔次序來排列 ； （二）將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊； （三）為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，有時(shí)于1檔組成一排。根據(jù)以上三點(diǎn)，本次設(shè)計(jì)變速器的換檔位置如下圖所示： 圖2.2 圖2. 3 傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì) (本次設(shè)計(jì)傳動(dòng)方案如圖2.3所示) 傳動(dòng)路線： Ⅰ檔：一軸→1→2→二軸→15→

12、14→三軸 Ⅱ檔：一軸→3→4→二軸→15→14→三軸 Ⅲ檔：一軸→5→6→二軸→15→14→三軸 Ⅳ檔：一軸→7→8→二軸→15→14→三軸 V檔：一軸→9→10→二軸→15→14→三軸 R檔：一軸→11→13→12→二軸→15→14→三軸 第三章 變速器設(shè)計(jì)計(jì)算 第一節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 設(shè)計(jì)題目、要求及任務(wù)是： 三軸式汽車器設(shè)計(jì)（5＋1）檔 設(shè)計(jì)參數(shù)有： 發(fā)動(dòng)機(jī): Memax=173 Nm ； 車速：Vmax=110 Km/h ； 額定轉(zhuǎn)速：n=4000 r/min ； 車輪滾動(dòng)半徑：R0=0.35 m ； 汽車總質(zhì)量：2470 K

13、g ； 爬坡度：32﹪ ； 主減速比：i0=4.2 ； 輸出減速比i’=2； 驅(qū)動(dòng)輪上法向反作用力：FZ=1181 Kg ； 設(shè)計(jì)要求：采用中間軸式，全同步器換檔，要進(jìn)行齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算，對(duì)一檔齒輪的接觸強(qiáng)度、彎曲應(yīng)力進(jìn)行校核計(jì)算。 一、軸的直徑 第一軸花鍵部分直徑d（mm）初選 d＝K(Memax)1/3 （3.1） K——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K＝4.0～4.6，取K＝4.4; Memax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m） d=19.75mm ，

14、取d＝20mm 二. 傳動(dòng)比的選擇 汽車在最大爬坡路面上行使時(shí)，最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)能克服輪胎與路面間滾動(dòng)阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行使時(shí)，速度較慢，故可以忽略空氣阻力，這時(shí)： 式中：——最大驅(qū)動(dòng)力； ———滾動(dòng)阻力； —— 最大上坡阻力。 根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動(dòng)比 i1≥mg(fcosαmax+sinαmax)R0/(η) ——（《汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)制造》P36） 式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩；為173N.m ——變速器一檔傳動(dòng)比

15、：？ ——主傳動(dòng)器傳動(dòng)比，=4.2； m——汽車總質(zhì)量＝2500kg； f——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)取0.02； η——傳動(dòng)系機(jī)械效率，取0.85； g ——重力加速度取9.8； ——驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑，取0.4m； αmax——汽車最大爬坡度為32％，即αmax＝17.740 i1≥5.136，取i1=6。 由 ，i1/i5=4.2 —（《汽車?yán)碚摗返?3版P5-9） 由中等比性質(zhì)；得：=i1(n-m)/(n-1) m——檔位數(shù)，取m=2,3,4,5 n——檔數(shù)，n=5

16、； i2=4.19；i3=2.93；i4=2.05；i5=1.43； i1/i2=1.43；i2/i3=1.43；i3/i4=1.43：i4/i5=1.43； 符合q的要求。 ∴i1=6.00； i2=4.19；i3=2.93； i4=2.05 ；i5=1.43； i=i1’*i’,i’=2. i1’=i1/i’=3；i2’=i2/i’=2.19；i3’=i3/i’=1.46；i4’=i4/i’=1.02；i5’=i5/i’=0.72；； 三、中心矩A 對(duì)于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A 初選中心矩A時(shí)，可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 A=Ka(Tema

17、xi1ηg)1/3 （3.2） --（《汽車設(shè)計(jì)》第4版P90） Ka—— 中心矩系數(shù)：Ka=12.6~13.6,取12.0； —— 變速器一檔傳動(dòng)比； —— 變速器傳動(dòng)效率：取ηg＝97％； Temax —— 發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（Nm）； ∴A＝12.0*（173*6.0*0.97）1/3＝120.27mm 初選A=120mm 四、齒輪參數(shù)選擇 （一）模數(shù)的選擇 影響齒輪模數(shù)的選取因素很多，如齒輪強(qiáng)度、質(zhì)量

18、、噪聲、工藝要求等。選取齒輪模數(shù)時(shí)一般遵循的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)增加模數(shù)，同時(shí)減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該有不同的模數(shù)，對(duì)客車，減小噪聲比減少質(zhì)量更重要，故齒輪應(yīng)選用小些的模數(shù)。該設(shè)計(jì)選用同一模數(shù)進(jìn)行，對(duì)于排量1.6

19、力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)于轎車，為重合度以降低噪聲，應(yīng)采用14.5，15，16，16.5等小些的壓力角；對(duì)貨車，為提高齒輪的承載能力，應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角，實(shí)際上，因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。 --（《汽車設(shè)計(jì)》第 4版P91） （三）螺旋角β 選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)注意到它對(duì)齒輪工作噪聲，輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。在齒輪選取大的螺旋角時(shí)，齒合重合度

20、增加，工作平穩(wěn)，噪聲低。隨著β增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高，不過，當(dāng)螺旋角大于30時(shí)，抗彎強(qiáng)度急劇下降。乘用車中間軸式變速器斜齒螺旋角的選擇：15 。 （四）齒寬b 齒寬的選擇，應(yīng)注意到齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒 強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度。 通常根據(jù)模數(shù)m（mn）來選擇齒寬： 直齒：b=Kcm, Kc為齒寬系數(shù)，取4.5～8 斜齒：b=Kcmn，Kc取為6.0～8.5； --（《變速器》第1版P15） *直齒 b=(4.5～8)4=18～32(mm) b=30 . *斜齒 b=(6.0～8.5)4=2

21、4～34(mm) b=30 . （五）齒輪參數(shù) 齒數(shù)確定原則：各檔齒輪齒數(shù)比應(yīng)盡可能不是整數(shù)。 名稱 代號(hào) 一軸齒輪 二軸齒輪 模數(shù) m m=4 m=4 分度圓直徑 d d=mz d=mz 齒數(shù) z z z 壓力角 α α=20 α=20 齒頂高 ha ha1=ha*m ha2=ha*m 齒跟高 hf hf1=(ha*+c*)m hf2=(ha*+c*)m 齒全高 h h1=(2ha*+c*)m h2=(2ha*+c*)m 齒頂圓直徑 da da1=(z1+2ha*)m da2=(z1+2ha*)m 齒根圓直徑

22、 df df1=(z1-2ha*-2c*)m df2=(z1-2ha*-2c*)m 基圓直徑 db db1=d1cosα db2=d1cosα 齒距 p p=πm p=πm 基圓齒距 pb pb=pcosα pb=pcosα 齒厚 s s=πm/2 s=πm/2 齒槽寬 e e=πm/2 e=πm/2 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m(z1+z2)=120 a =m(z1+z2)=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d d’=d 傳動(dòng)比 i i=z2/z1 i=z2/z1 表中，ha*為齒

23、頂高系數(shù)（=1）；c*為頂隙系數(shù)（=0.25）。 * 一檔齒輪參數(shù) i1’=z2/z1= 3；A=d1+d2=120；d=mz ;m=4; r1=30;r2=90、 名稱 代號(hào) 一軸齒輪 二軸齒輪 模數(shù) m m=4 m=4 分度圓直徑 d 30*2=60 90*2=180 齒數(shù) z 60/4=15 180/4=45 壓力角 α α=20 α=20 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf (1+0.25)*4=5 (1+0.25)*4=5

24、 齒全高 h (2*1+0.25)*4=9 (2*1+0.25)*4=9 齒頂圓直徑 da (15+2*1)*4=68 (45+2*1)*4=188 齒根圓直徑 df (15-2*1-2*0.25)*4=50 (45-2*1-2*0.25)*4=170 基圓直徑 db 60*0.94=56.4 180*0.94=169.2 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬

25、 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m(z1+z2)=120 a =m(z1+z2)=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=60 d’=d=180 傳動(dòng)比 i1’ 45/15=3 45/15=3 確定Ⅱ檔齒輪參數(shù)（取β＝15） i2’ =z4/z3=2.19；A=d3+d4=120；d=mz ;m=4; r3=37.62;r4=82.38、 名稱 代號(hào) 一軸齒輪 二軸齒輪 模數(shù) m m=4 m=4 分

26、度圓直徑 d 37.62*2=75.24 82.38*2=164.76 齒數(shù) z 75.24/4=18.81=19 164.76/4=41.19=41 壓力角 α α=20 α=20 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf (1+0.25)*4=5 (1+0.25)*4=5 齒全高 h (2*1+0.25)*4=9 (2*1+0.25)*4=9 齒頂圓直徑 da (19+2*1)*4=84 (41+2*1)*4=172 齒根圓直徑 df (19-2*1-2*0.25)*4=66 (41-2*1-2*0.25)*4=154

27、 基圓直徑 db 75.24*0.94=70.73 164.76*0.94=154.87 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m(z1+z2)=120 a =m(z1+z2)=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=75.24 d’=

28、d=164.76 傳動(dòng)比 i1’ 41/19=2.16 41/19=2.16 確定Ⅲ檔齒輪參數(shù)（β＝15 ） i3’ =z6/z5=1.46；A=d5+d6=120；d=mz ;m=4; r5=48.78;r6=71.22 . 名稱 代號(hào) 一軸齒輪 二軸齒輪 模數(shù) m m=4 m=4 分度圓直徑 d 48.78*2=97.56 71.22*2=142.44 齒數(shù) z 97.56/4=24.39=24 142.44/4=35.61=36 壓力角 α α=20 α=20 齒頂高 ha

29、 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf (1+0.25)*4=5 (1+0.25)*4=5 齒全高 h (2*1+0.25)*4=9 (2*1+0.25)*4=9 齒頂圓直徑 da (24+2*1)*4=104 (36+2*1)*4=152 齒根圓直徑 df (24-2*1-2*0.25)*4=86 (36-2*1-2*0.25)*4=134 基圓直徑 db 97.56*0.94=91.71 142.44*0.94=133.89 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81

30、 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m(z1+z2)=120 a =m(z1+z2)=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=97.56 d’=d=142.44 傳動(dòng)比 i1’ 36/24=1.5 36/24=1.5 確定IV檔齒輪參數(shù)（β＝15 ） i4’=z8/z7=1.02；A=d7+d8=120；d=mz ;m=4;

31、 r7=59.41;r8=60.59 . 名稱 代號(hào) 一軸齒輪 二軸齒輪 模數(shù) m m=4 m=4 分度圓直徑 d 59.41*2=118.82 60.59*2=121.18 齒數(shù) z 118.82/4=29.70=30 121.18/4=30.30=30 壓力角 α α=20 α=20 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf (1+0.25)*4=5 (1+0.25)*4=5 齒全高 h (2*1+0.25)*4=9 (2*1+0.25)*4=9 齒頂圓直徑 da (30+2*1)*

32、4=128 (30+2*1)*4=128 齒根圓直徑 df (30-2*1-2*0.25)*4= 110 (30-2*1-2*0.25)*4=110 基圓直徑 db 118.82*0.94=111.69 121.18*0.94=113.91 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=

33、1 c=c’m=1 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m(z1+z2)=120 a =m(z1+z2)=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=118.82 d’=d=121.18 傳動(dòng)比 i1’ 30/30=1 30/30=1 確定V檔齒輪參數(shù)（β＝15 ） i5’ =z10/z9=0.72；A=d9+d10=120；d=mz ;m=4; r9=69.77;r10=50.23. 名稱 代號(hào) 一軸齒輪 二軸齒輪 模數(shù) m m=4 m=4 分度圓直徑 d 69.77*2=139.54 50.23*2=10

34、0.46 齒數(shù) z 139.54/4=34.89=35 100.46/4=25.1=25 壓力角 α α=20 α=20 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf (1+0.25)*4=5 (1+0.25)*4=5 齒全高 h (2*1+0.25)*4=9 (2*1+0.25)*4=9 齒頂圓直徑 da (35+2*1)*4=148 (25+2*1)*4=108 齒根圓直徑 df (35-2*1-2*0.25)*4=130 (25-2*1-2*0.25)*4=90 基圓直徑 db 139.54*0.94=131.17 1

35、00.46*0.94=94.43 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m(z1+z2)=120 a =m(z1+z2)=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=139.54 d’=d=100.46 傳動(dòng)比 i1’ 25/35=0.71

36、 25/35=0.71 確定倒檔傳動(dòng)比 倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔相同，為保證中間軸倒檔齒輪不發(fā)生根切，初選Z11＝ 15,與一檔齒輪Z1 相等。 ——（《汽車設(shè)計(jì)》第4版P96） 由于倒檔傳動(dòng)需要3個(gè)齒輪，Z11 與Z12 有一定間隙，Z12 略小于Z2 取35，則 ir’=2.33 ；iR=4.67 ;z13為中間齒輪不影響傳動(dòng)比，齒數(shù)取25. 確定R檔齒輪參數(shù)(直齒輪) ir’=2.33；z11=15;z12=35;z13=25 . 名稱 代號(hào) 一軸齒輪 二軸齒輪 模數(shù) m m=4 m=4

37、分度圓直徑 d 15*4=60 35*4=140 齒數(shù) z 15 35 壓力角 α α=20 α=20 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf (1+0.25)*4=5 (1+0.25)*4=5 齒全高 h (2*1+0.25)*4=9 (2*1+0.25)*4=9 齒頂圓直徑 da (15+2*1)*4=68 (35+2*1)*4=148 齒根圓直徑 df (15-2*1-2*0.25)*4=50 (35-2*1-2*0.25)*4=130 基圓直徑 db 60*0.94=56.4 140*0.94=131.6

38、 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m(z1+z2)=120 a =m(z1+z2)=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=60 d’=d=140 傳動(dòng)比 i1’ 35/15=0.71 35/15=0.71 1 名稱 代

39、號(hào) 三軸齒輪 模數(shù) m m=4 分度圓直徑 d 25*4=100 齒數(shù) z 25 壓力角 α α=20 齒頂高 ha 1*4=4 齒跟高 hf (1+0.25)*4=5 齒全高 h (2*1+0.25)*4=9 齒頂圓直徑 da (25+2*1)*4=108 齒根圓直徑 df (25-2*1-2*0.25)*4=90 基圓直徑 db 100*0.94=94 齒距 p 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=

40、6.28 頂隙 c c=c’m=1 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m(z1+z2)=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=100 傳動(dòng)比 i1’ 35/15=0.71 確定輸出檔齒輪參數(shù)（直齒輪） i’ =z14/z15=2；A=d14+d15=120；d=mz ;m=4; r14=80;r15=40. 名稱 代號(hào) 二軸齒輪 三軸齒輪 模數(shù) m m=4 m=4 分度圓直徑 d 40*2=80 80*2=160 齒數(shù) z 80/4=20 160/4=40 壓力角 α

41、α=20 α=20 齒頂高 ha 1*4=4 1*4=4 齒跟高 hf (1+0.25)*4=5 (1+0.25)*4=5 齒全高 h (2*1+0.25)*4=9 (2*1+0.25)*4=9 齒頂圓直徑 da (20+2*1)*4=88 (40+2*1)*4=168 齒根圓直徑 df (20-2*1-2*0.25)*4=70 (40-2*1-2*0.25)*4=150 基圓直徑 db 80*0.94=75.2 160*0.94=150.4 齒距 p 3.14*4=12.56 3.14*4=12.56 基圓齒距 pb 12.56

42、*0.94=11.81 12.56*0.94=11.81 齒厚 s 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 齒槽寬 e 3.14*4/2=6.28 3.14*4/2=6.28 頂隙 c c=c’m=1 c=c’m=1 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m(z1+z2)=120 a =m(z1+z2)=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=80 d’=d=160 傳動(dòng)比 i1’ 40/20=2 40/20=2 （六）齒輪精度的選擇 根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取Z1～Z4為6級(jí)，Z5～Z11為7級(jí)。 （七）螺旋方向 由于斜齒輪傳遞

43、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。故中間軸上全部齒輪螺旋方向一律做齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 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?？梢园妖X輪看作是懸臂梁，輪齒根部彎曲應(yīng)力很大，過渡圓角處又有應(yīng)力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。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。另一種是受到多次重復(fù)載荷的作用，齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴(kuò)展到一定深度以后，齒輪突然折斷。 為避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒的

44、彎曲應(yīng)力，提高齒輪的彎曲強(qiáng)度。采用下列措施，可提高輪齒的彎曲強(qiáng)度：增大輪齒根部厚度；加大輪齒根部過渡圓角半徑；采用長齒齒輪傳動(dòng)；提高重合度；使同時(shí)嚙合的輪齒對(duì)數(shù)增多；使齒面及齒根部過渡圓角處盡量光滑；提高材料的許用應(yīng)力，如采用優(yōu)質(zhì)鋼材等。 （2）齒面點(diǎn)蝕 齒面點(diǎn)蝕是閉式齒輪傳動(dòng)經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動(dòng)的接觸應(yīng)力作用，會(huì)逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。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。 提高接觸強(qiáng)度的措施：一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應(yīng)力降低；另一方面是提高齒面硬度，如

45、采用許用應(yīng)力大的鋼材等。 （3）齒面膠合 高速重載齒輪傳動(dòng)、軸線不平行的螺旋齒輪傳動(dòng)及雙曲面齒輪傳動(dòng)，由于齒面相對(duì)滑動(dòng)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(dòng)方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。 防止膠合的措施有：一方面采用較大或加有耐壓添加劑的潤滑油，提高油膜強(qiáng)度，使油膜不破壞，就可以不產(chǎn)生局部溫升；另一方面可提高齒面硬度，或嚙合齒輪采用不同材料等。 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） (3.11) 式中：

46、——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(dòng)齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑； =，=； 對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，r1＝d1/ 2，r2＝d2/2，r1、r2——主、被動(dòng)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 最后結(jié)果: 一檔齒輪的接觸強(qiáng)度分

47、別是（按傳動(dòng)順序）： 971.25N/mm2 686.78N/mm2 735.88N/mm2 921.64N/m m2 （滿足要求） （2）彎曲強(qiáng)度計(jì)算 直齒輪用下式計(jì)算彎曲應(yīng)力： = （N/mm2） (3.12) 斜齒輪用下列公式計(jì)算： = （N/mm2） (3.13) 式中：——圓周力，=，N； ——應(yīng)力集中系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.65，被動(dòng)齒輪取1.5； ——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒

48、輪取1.1，被動(dòng)齒輪取0.9； ——端面周節(jié)，=； ——法面周節(jié)，=； ——齒形系數(shù)4； ——重合度影響系數(shù)，=2。 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）。 最后結(jié)果: 一檔齒輪的彎曲強(qiáng)度分別是（按傳動(dòng)順序）： 55.84N/mm2 55.77N/mm2 55.64N/mm2 56.16N/mm2（滿足要求） 第二節(jié) 變速器軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 一、軸的功用及設(shè)計(jì)要求 變速器軸在工作時(shí)承受轉(zhuǎn)矩，彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強(qiáng)度

49、和剛度。軸的剛度不足，在負(fù)荷作用下，軸會(huì)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(huì)降低齒輪的使用壽命。 設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)主要考慮以下幾個(gè)問題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長度、軸的強(qiáng)度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。 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。 二、軸尺寸初選 在變速器結(jié)構(gòu)方案確定以后，變數(shù)器軸的長度可以初步確定。軸的長度對(duì)軸的剛度影響很大。為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。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：

50、 =（0.45~0.6）（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。 以下是軸的計(jì)算尺寸： Dmax =（0.45~0.6）*120（mm） =54~72（mm） 則軸徑最大值取60mm 。 分度圓最大值為2號(hào)齒輪，其值為180mm ，可得比例因子k=1/3 。 由k計(jì)算各齒輪處軸徑d=kD 式中：D——齒輪分度圓直徑； d——軸在對(duì)應(yīng)齒輪處直徑； d1=60/3=20； d2=180/3=60； d3=75.24/3=25.08=25；

51、d4=164.76/3=54.92=55； d5=97.56/3=32.52=33； d6=142.44/3=47.48=47； d7=118.82/3=39.61=40； d8=121.18/3=40.40=40； d9=139.54/3=46.51=47； d10=100.46/3=33.49=33； d11=60/3=20； d13=100/3=33.33=33； d14=160/3=53.33=53；d15=80/3=26.67=27； 考慮到裝配d12 值應(yīng)介于d10和d15之間 取30mm，由于是低俗倒檔，12號(hào)齒輪對(duì)應(yīng)的軸負(fù)荷相

52、對(duì)較小，軸的強(qiáng)度不需要較高。 軸端取15mm。 三、軸的結(jié)構(gòu)形狀 軸的結(jié)構(gòu)形狀應(yīng)保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。并與工藝要求有密切關(guān)系。 本次設(shè)計(jì)輕型貨車變速器，由于輕型汽車變速器中心距較小，殼體上無足夠位置設(shè)置滾動(dòng)軸承和軸承蓋，因而采用固定式中間軸。 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。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。 求支承反力，先從第二軸開始，然后計(jì)算第一軸。中間軸是根光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪

53、結(jié)構(gòu)保證，無需進(jìn)行強(qiáng)度分析。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(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核。 （一）齒輪的受力分析： 圓周力：Ft＝2M/d (3.25) 徑向力：Fr=Fttanαn/cosβ (3.26) 軸向力：Fa=Fttanβ (3.27) 其中： M——計(jì)算轉(zhuǎn)矩 αn——法向壓力角 β——分度圓壓

54、力角 （二）方向 Ft：主動(dòng)輪與旋轉(zhuǎn)方向相反，從動(dòng)輪與旋轉(zhuǎn)方向相同。 Fr：分別指向各齒輪中心 Fa：受力方向通常用“主動(dòng)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(dòng)輪Fa與主動(dòng)輪Fa方向相反。 不同檔位時(shí)，軸所承受力及支承反力是不同的，須分別計(jì)算。 二軸 圖 3.1 一軸 齒輪上的作用力認(rèn)為作用有效齒面寬中心。軸承支承反力作用點(diǎn)，對(duì)于向心軸承取寬度方向中點(diǎn)：對(duì)于向心推力軸承取滾動(dòng)體負(fù)荷響亮與軸中心線匯交點(diǎn)；對(duì)于圓錐滾子軸承取滾動(dòng)體寬中心點(diǎn)滾動(dòng)中

55、心線的匯交點(diǎn)，其尺寸可查有關(guān)軸承的標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)。 （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)。 五、軸的強(qiáng)度計(jì)算及校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置并考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算。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 3.3 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 C C1=Px*mx/l C2=(Rx*

56、mx-Qx*rx)/l D D1=Px*nx/l D2=(Rx*nx+Qx*rx)/l 一 軸 B B1=[C1*(g+k) –Pc* (h+g)]/g B2=[Rc*(h+g)-C2*(k+g)-Qc*rc]/g A A1=( C1*k-PC*h)/g A2=( 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。 求出不同檔位時(shí)的各支承反力，可以計(jì)算軸的各截面的彎曲力矩 ＝

57、 (3.28) 式中：——支承中心至計(jì)算斷面距離。 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。 彎曲應(yīng)力：＝ (3.29) 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：＝ (3.30) 合成應(yīng)力：＝ (3.31) 式中：——軸截面抗彎截面系數(shù)； ——軸截面抗扭截面

58、系數(shù)。 對(duì)圓截面： ＝ (3.32) ＝ (3.33) 對(duì)外徑為D,內(nèi)徑為的空心軸： = = 花鍵按小徑計(jì)算。 當(dāng)以發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算軸的強(qiáng)度時(shí)，其安全系數(shù)(按金屬材料的屈服極限計(jì)算)在5~10范圍內(nèi)選取。第一軸取上限，中間軸和第二軸取下限。 安全系數(shù)：s=σs/σ 取s=5

59、 中間軸：20CrMnTi σs=850Mpa 第二軸：20CrMnTi σs=850Mpa 所以中間軸和第二軸 [σ]=170 Mpa 二軸應(yīng)力的計(jì)算 設(shè)＝，＝ 得： 水平彎矩：＝ (3.34) 垂直彎矩：＝ (3.35) 合成彎矩：＝ (3.36) 扭矩：＝ (3.37) 彎曲應(yīng)力

60、：＝ (3.38) 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：＝ (3.39) 合成應(yīng)力：＝ (3.40) 注：＝ ＝ ＝ 其彎矩和扭矩圖如下： 如圖3.2 中間軸的應(yīng)力計(jì)算： 由受力分析圖，設(shè)（a=a2，cx=a1，ex=l-cx，b=l-a2）得： 水平彎矩：Ms=[(Pxa1－Pca2)ex]/l

61、 （3.41） 垂直彎矩：Mc=[(Rca2＋Rxa1－Qxrx+Qcrc)ex]/l （3.42） 合成彎矩：Mh=(Ms2＋Mc2)1/2 （3.43） 彎矩應(yīng)力：σw=Mh/Ww （3.44） 扭矩：Mn= Temaxic （3.45） 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：τn=Mn/Wn

62、 （3.46） 合成應(yīng)力：σ=(σw2+4τn2)1/2 （3.47） 其彎矩和扭矩圖如下： 如圖3.3 六、軸的剛度計(jì)算和校核 變速器軸的剛度用軸的撓度和轉(zhuǎn)角來評(píng)價(jià)，軸的剛度比其強(qiáng)度更重要。對(duì)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。軸有轉(zhuǎn)角使大、小齒輪相互歪斜，結(jié)果沿齒長方向的壓力分布不正確。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)有關(guān)公式計(jì)算。 應(yīng)分別計(jì)算軸在水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)

63、的撓度，然后用下列公式計(jì)算總撓度。 ＝ (3.41) 變速器第二軸的剛度最小。按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)，第二軸齒輪處軸截面的總撓度不得大于0.13～0.15mm。對(duì)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)，因此允許不得大于0.15～0.25mm。齒輪所在的平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.0002弧度；兩軸的分離不得超過0.2mm。 斜齒輪對(duì)軸和支承的變形較直齒輪敏感。變速器剛度試驗(yàn)表明，中心距的變化及齒輪的傾斜，不僅取決于軸的變形，而且取決于支承和殼體的變形。 計(jì)算中間軸時(shí)，通常只計(jì)算

64、與第二軸上齒輪相嚙合的齒輪處的軸截面的撓度。常嚙合齒輪副處軸的撓度不必計(jì)算，因?yàn)榫嚯x之承點(diǎn)較近，負(fù)荷較小，撓度值不大。 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(b-a)/(3EIl) (3.43) 水平撓度：fs=Pxa2b2/(3EIl) (3.44) 垂直撓度：fc=Rxa2b2/(3EIl)+Qxrxa(-3a+2a2/l+l)/(3EI) (3.45)

65、 總撓度：fz=(fs2+fc2)1/2 (3.46) 軸的剛度許用值 [fc]=0.05～0.10mm [fs]=0.010～0.15mm [fz ]=0.002 [б]= 0.002rad 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。普遍采用的是矩形花鍵和漸開線花鍵。漸開線花鍵應(yīng)用日趨廣泛。這是由于漸開線花鍵較矩形花鍵有許多優(yōu)點(diǎn)，如齒數(shù)多、齒端，齒根部厚，

66、承載能力強(qiáng)，易自動(dòng)定心，安裝精度高。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。漸開線花鍵便于采用冷搓、冷打、冷擠等無切屑加工工藝方法，生產(chǎn)效率高，精度高，并且節(jié)約材料。 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。 一般漸開線花鍵，隨無切屑加工工藝的采用而選用小模數(shù)和大壓力角（30甚至45）。滑動(dòng)齒輪處花鍵長度L不應(yīng)低于工作直徑的1.2倍，否則，滑動(dòng)件工作不穩(wěn)定。 花鍵傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，齒側(cè)面受擠壓作用，齒根部受剪切及彎曲作用。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。 ＝（MPa） (3.47) 式中：——齒側(cè)面所受的擠壓應(yīng)力，MPa ； ——傳遞轉(zhuǎn)矩（按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算），N?mm； ——鍵的工作長度，mm； ——鍵的平均工作直徑（工作齒高中部處直徑