汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)——變速器設(shè)計(jì)中間軸式變速器概 述變速器的功用是根據(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，使汽車具有適合的牽引力和速度，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。為保證汽車倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。對(duì)變速器的主要要求是：1.應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動(dòng)比，來滿足這一要求。2.工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換擋或自動(dòng)、半自動(dòng)換擋來實(shí)現(xiàn)。3.重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。4.傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐?rùn)滑油都可以提高傳動(dòng)效率。5.噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。中間軸式五檔變速器設(shè)計(jì)一、傳動(dòng)方案和零部件方案的確定作為一輛前置后輪驅(qū)動(dòng)的貨車，毫無疑問該選用中間軸式多擋機(jī)械式變速器。中間軸式變速器傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)如下：（1） 設(shè)有直接擋；（2） 1 擋有較大的傳動(dòng)比；（3） 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動(dòng)，擋位低的齒輪（1 擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；（4） 除 1 擋外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋；（5） 除直接擋外，其他擋位工作時(shí)的傳動(dòng)效率略低。（一） 傳動(dòng)方案初步確定（1）變速器第一軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體，第 2 軸前端經(jīng)滾針軸承支撐在第 1 軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，1 擋采用滑動(dòng)直齒齒輪傳動(dòng)。（2）倒擋利用率不高，而且都是在停車后再掛入倒擋，因此可以采用支持滑動(dòng)齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負(fù)交替對(duì)稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒擋傳動(dòng)比有所增加，倒擋的輸出軸從動(dòng)齒輪與 1 擋的輸出軸從動(dòng)齒輪相同。圖 1 中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案 根據(jù)以上要求，選擇圖 1-a 方案作為本設(shè)計(jì)的中間軸式五擋變速器的傳動(dòng)方案。（二）零部件結(jié)構(gòu)方案1．齒輪形式齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、工作時(shí)噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造工藝復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于抵擋和倒擋。2．換擋機(jī)構(gòu)形式此變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪和同步器換擋兩種形式。采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高擋位。為簡(jiǎn)化機(jī)構(gòu)，降低成本，此變速器 1 擋、倒擋采用此種方式。常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會(huì)過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。因此不適合用于本設(shè)計(jì)中的變速器，不采用嚙合套換擋。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強(qiáng)度，降低操作難度，2 擋以上都采用同步器換擋。3．變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。變速器第 1 軸、第 2 軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動(dòng)軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第 2 軸齒輪和第 2 軸的連接，由于滾針軸承滾動(dòng)摩擦損失小，傳動(dòng)效率高，徑向配合間隙小，定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承。二、主要參數(shù)的選擇和計(jì)算目前，貨車變速器采用 4~5 個(gè)擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數(shù)大致在 4~5 個(gè)，需要通過計(jì)算傳動(dòng)比范圍后最后確定。（一）先確定最小傳動(dòng)比傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比可由變速器最小傳動(dòng)比 和主減速器傳動(dòng)比 的乘積來表???? ??0示= 3-1??????????????????????0通常變速器最小傳動(dòng)比 取決于傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比 和主減速器傳動(dòng)比 ，?????????? ????0 ??0而根據(jù)汽車?yán)碚摚囎罡哕囁贂r(shí)變速器傳動(dòng)比最小，則根據(jù)公式=0.377 3-2????????????????????0式中： 為汽車行駛速度，km/h; n 為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min; r 為車輪半徑，m; ????特指為最高擋傳動(dòng)比。??????????可得=0.377 3-3 ????????????????????????輕型車輪胎尺寸根據(jù) GB/T2977-1977《載重汽車輪胎系列》可選用6.5R16LT，即輪胎的名義寬度為 6.5in，輪輞名義直徑 16in，貨車輪胎扁平率為90~100，在此取 90，則輪胎滾動(dòng)半徑可以計(jì)算為：??=(6.5×90%+16)×25.41000 ≈0.352(??)汽車給定的最大車速為 80km/h,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為 3403r/min，代入 3-3 式得=5.08??????????另外，為了滿足足夠的動(dòng)力性，還需要校核最高擋動(dòng)力因數(shù) 。一般汽??0??????車直接擋或最高擋動(dòng)力因數(shù)取值范圍如下表所示動(dòng)力因數(shù)取值輕型貨車 微型貨車 轎車0.04~0.08 0.08~0.1 0.1~0.2本設(shè)計(jì)中取 =0.06，最小傳動(dòng)比與最高擋動(dòng)力因數(shù) 有如下關(guān)系??0?????? ??0??????= 3-4??0????????????????????????????ηt???? ?????????????221.15??式中： 為直接擋或最高擋時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出最大扭矩時(shí)的最大車速，km/h，此??????時(shí)可近似取 = 。????????????????其它參數(shù)見下表。參數(shù)說明ηt (N.m????????????)最大轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速（r/min）空氣阻力系數(shù) ????迎風(fēng)面積A(m^2)(km/h??????????)0.9 235.58 1640 0.8 3.51 80根據(jù) 3-4 式可得 =5.85.08,從滿足最高擋動(dòng)力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟(jì)性，??????????取傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比為 =5.14。若按直接擋 =1，則 =5.14，該車采用?????????? ????????????0單級(jí)主減速器，主減速器傳動(dòng)比 ，滿足要求。i0≤ 7（二）確定最大傳動(dòng)比確定傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或 1 擋最大動(dòng)力因數(shù) 、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動(dòng)系的最大傳動(dòng)比通常是變速器 1??0??????擋傳動(dòng)比 與主減速器傳動(dòng)比 的乘積，即????1 ??0= 3-5??????????????1??0當(dāng)汽車爬坡時(shí)車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為= + 3-6????????????????????????各表達(dá)式展開為3-7??????????????????????ηt?? =????cos????????+??sin????????則≥ 3-8????1??（ ??cos????????+sin????????） ????????????????0ηt各參數(shù)見下表計(jì)算參數(shù)表η t f ??0 r(m) (kg)???? (N.m????????????)????????0.9 0.02 5.14 0.352 4500 235.58 16°7'(30%)代入 3-8 式計(jì)算可得 ≥4.25 。????11 擋傳動(dòng)比還應(yīng)滿足附著條件= 3-9??????????????????????????1??0ηt?? ≤ ????對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)汽車，最大附著力有如下公式= = = 3-10????????2????2????2????式中： 為后軸質(zhì)量， =65% ，取 =0.8??2 ??2 ???? ??將式 3-10 代入式 3-9 求得=7.41????1≤??2????????????????????0ηt取 =6。因此，變速器傳動(dòng)比范圍是 1~6，傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比????1=30.84。??????????（三）擋位數(shù)確定增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋位數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。在最低擋傳動(dòng)比不變的情況下，增加變速器的擋位數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動(dòng)比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。在確定汽車最大和最小傳動(dòng)比之后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動(dòng)比。實(shí)際上，汽車傳動(dòng)系各擋傳動(dòng)比大體上是按照等比級(jí)數(shù)分配的。此貨車暫定擋位數(shù)為 5，則相鄰擋位傳動(dòng)比的比值為Q= = =1.5651.84????146.0一般擋數(shù)選擇要求如下：1） 為了減小換擋難度，相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在 1.8 以下。2） 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。滿足要求，確定擋位數(shù)為 5，則=6， = =3.83， = =2.45， =q=1.565， =1。為了滿足要求 2）????1 ????2??3 ????3??2 ????4 ????5各擋取值修正如下： =6， =3.7， =2.34， =1.51， =1????1 ????2 ????3 ????4 ????5(四)中心距 A對(duì)于中間軸式變速器，中間軸與第 2 軸之間的距離稱為變速器中心距 A。變速器中心距是一個(gè)基本參數(shù)，對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強(qiáng)度都有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定。初選中心距 A 時(shí)，可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算A= 3-11????3??????????????1η ??式中： 比????為 中心距系數(shù)， 貨車為 8.6~9.6;??????????為發(fā)動(dòng) 機(jī)最大 轉(zhuǎn) 矩， ??.??； ????1為變 速器 1擋傳動(dòng)傳動(dòng)效率，取 96%。； η ??為變 速器貨車的變速器中心距在 80~170mm 范圍內(nèi)變化。對(duì)于本輕型貨車，可取=9.3，其余取值按照已有參數(shù)計(jì)算 3-11 式可得 A≈102.96mm。????（五）外形尺寸設(shè)計(jì)貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，5 擋為（2.7~3）A。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，應(yīng)取給出范圍的上限。本車 5 擋變速器殼體的軸向尺寸取 3A，取整得 L=309mm。（六）齒輪參數(shù)1．模數(shù)的選取齒輪模數(shù)選取的一般原則如下1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù)；4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù)；5）對(duì)于貨車，減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要，因此模數(shù)應(yīng)該選得大一些；6）低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。微型貨車（ ）變速器齒輪法向模數(shù)范圍為 3.00~3.50，所選模數(shù)應(yīng)該????6??符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。優(yōu)先選用第一系列的模數(shù)，盡量不選括號(hào)內(nèi)的模數(shù)。遵照以上原則，1 擋直齒齒輪選用模數(shù) m=3.5mm，其余擋位斜齒齒輪選=3.5mm。????同步器與嚙合套的結(jié)合齒多采用漸開線齒形，出于工藝性考慮，同一變速器中的結(jié)合齒模數(shù)相同，其選取范圍為：乘用車和中型貨車取 2~3.5。選取較小的模數(shù)可是齒數(shù)增多，有利于換擋，在此取 2.0。2．壓力角 α壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度應(yīng)選用 22.5°或 25°等大些的壓力角。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20°，所以普遍采用的壓力角為 20°。嚙合套或同步器的壓力角有 20°、25°、30 °等，普遍采用 30°壓力角。遵照國(guó)家規(guī)定取齒輪壓力角為 20°，嚙合套或同步器壓力角為 30°。3．螺旋角 β齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、齒輪強(qiáng)度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，可使齒輪嚙合的重合度增加，因而平穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，以 15°~25°為宜，從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和重合度出發(fā)，應(yīng)當(dāng)選用大些的螺旋角。斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是 18°~26°。4．齒寬 b齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量，但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)削弱，齒輪工作應(yīng)力增加；選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來確定齒寬 b。直齒為 b= m， 為齒寬系數(shù)，???? ????取為 4.5~8.0。斜齒為 b= ， 取為 6.0~8.5。???????? ????嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可選為 2~4mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù) 可取大些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)????力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。因此，每擋主動(dòng)輪齒寬系數(shù) 取 8，從動(dòng)輪齒寬系數(shù) 取 7。???? ????5．齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因?yàn)椋号錅愔行木?；提高齒輪的強(qiáng)度和壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則如下。1）對(duì)于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對(duì)于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大小齒輪的變位系數(shù)。3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去 1、2 擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。1、2 擋和倒擋齒輪應(yīng)該選用較大的值。6．齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)取值為 1.0。7．各擋齒輪齒數(shù)的分配（1）確定一擋齒輪齒數(shù)1 擋傳動(dòng)比= 3-11????1??2??9??1??101 擋采用直齒滑動(dòng)齒輪傳動(dòng)= = + 3-12z∑2??????9??10其中模數(shù) m=3.5，中心距 A=102.96mm，代入 3-12 式得 =58.83， 取整z∑ ??∑為 60，中間軸上 1 擋齒輪 的齒數(shù)應(yīng)該盡量少些，以便使 的傳動(dòng)比大些，貨??10??9??10車可在 12~17 之間選取，因此取 =13，則 = - =47。??8 ??7??∑ ??8（2）修正中心距 AA′=m /2=105（mm）z∑通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為 A=105mm。（3）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式 3-11 可知= 3-13??2??1????1??10??9常嚙合傳動(dòng)齒輪 、 中心距和 1 擋齒輪的中心距相等，即??1 ??2A= 3-14????(??1+??2)2cos??2其中，常嚙合齒輪 、 采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù) =3.5，初選螺旋角??1 ??2 ????=26°，代入 3-13 和 3-14，解得 20.3，取整得 =20，則 取整為 34。??2 ??1≈ ??1 ??2根據(jù)所確定的齒數(shù)，修正螺旋角 =25.8°。??2本例 = =6.146 6，則齒數(shù)分配合適。????1??2??9??1??10（4）確定其他各擋齒輪的齒數(shù)1）2 擋齒輪齒數(shù)。2 擋采用直齒輪傳動(dòng)= 3-15??7??8????2??1??2A= 3-16??(??7+??8)2將 =3.7 和 A=105 代入 3-15 和 3-16 可求得 =41.1， =18.9，分別取整為????2 ??7 ??8=41， =19。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動(dòng)比 =3.668 3.7，滿足設(shè)計(jì)要求。??7 ??8 ????22）3 擋齒輪齒數(shù)的計(jì)算。3 擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計(jì)算如下：= 3-17??5??6????3??1??2A= 3-18????(??5+??6)2cos??6= 3-19tan??2tan??6??1????3+??2??1+??2其中 =2.34，初選螺旋角 =22°，計(jì)算式 3-19 左右兩端得????3 ??6=1.496 ??1????3+??2??1+??2=1.2＜1.496tan??2tan??6相差較大，盡量縮小差距，取 =18°，已是極限，代入計(jì)算，得??6=1.49，相差不大，滿足基本要求。tan??2tan??6將 =18°代入 3-17 和 3-18 可求得 =33， =24。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核??6 ??5 ??6算傳動(dòng)比 =2.338 2.34，滿足設(shè)計(jì)要求。????3按式 3-18 算出精確的螺旋角 =18.2°。??63）4 擋常嚙合齒輪為斜齒輪= 3-20??3??4????4??1??2A= 3-21????(??3+??4)2cos??4= 3-22tan??2tan??4??1????4+??2??1+??2其中 =1.51，初選螺旋角 =22°，計(jì)算式 3-22 左右兩端得????4 ??4=1.185 =1.2??1????4+??2??1+??2 tan??2tan??4相差不大，滿足基本要求。將 =22°代入 3-20 和 3-21 可求得 =26， =29。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核??4 ??3 ??4算傳動(dòng)比 =1.524 1.51，滿足設(shè)計(jì)要求。????4 =按式 3-21 算出精確的螺旋角 =25.8°。??44）5 擋為直接擋。（5）確定倒擋齒輪齒數(shù)及中心距倒擋選用的模數(shù)與 1 擋齒輪相同，中間軸上倒擋齒輪 的齒數(shù)已經(jīng)確定為??1114，倒擋軸上的倒擋齒輪 一般在 21~33 之間選取。??12初選 =23，m=3.5 ，則中間軸與倒擋軸的中心距為??12A′= =64.75(mm)??(??11+??12)2倒擋齒輪 與 1 擋齒輪 嚙合，初選 =21，則可計(jì)算倒擋軸與第 2 軸的??13 ??9 ??13中心距為A″= =119(mm)??(??13+??9)2????=??2??12??9??1??11??13=6.25因此，變速器所有擋位的傳動(dòng)比確定如下：=6.146 =3.668????1 ????2=2.338 =1.524????3 ????4=1 =6.25????5 ????變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕） 、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時(shí)，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對(duì)齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點(diǎn)蝕；換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。所以需要對(duì)齒輪進(jìn)行計(jì)算和校核。1、輪齒設(shè)計(jì)計(jì)算與其它機(jī)械設(shè)備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級(jí)。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。1.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （1）一擋直齒輪彎曲應(yīng)力 ：w?3-23btyKFf?1?式中： —彎曲應(yīng)力（MPa） ；w?—圓周力（N） ， ； 為計(jì)算載荷（N·mm） ； 為節(jié)圓直tFdTFg21?d徑（mm） ；—應(yīng)力集中系數(shù)， 取 =1.65；?K?K—摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪 =1.1，從動(dòng)齒輪 =0.9；f f fK—齒寬(mm)；b—端面齒距， ；t mt???—齒形系數(shù)， =0.2??因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑 ，式中 為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式 3-zd?23 后得3-24????cfgwzKmT32??當(dāng)計(jì)算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 時(shí)，一、倒擋直齒gT maxeT輪許用彎曲應(yīng)力在 400~850MPa。對(duì)于本設(shè)計(jì)， 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 根據(jù)傳動(dòng)比換算g maxe到 1 擋的值，前面已經(jīng)得出 =235580N·mm，代入下式maxeT12axzeg?得 =400486 N·mmgT由公式 3-24 得：????cfgwKzmT1032??=2×400486×1.65×1.1??×3.53×13×8.5×0.2=488.37MPa[ ]w?滿足設(shè)計(jì)要求。（2）三擋斜齒輪彎曲應(yīng)力 ：w?3-25???KbtF1?—彎曲應(yīng)力（MPa） ；w?—圓周力（N） ， ； 為計(jì)算載荷（N·mm） ； 為節(jié)圓直tFdTFg21?d徑（mm） ；；?coszmdn??—斜齒輪螺旋角( °)， =18.2°；?—應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50；?K?K—齒寬(mm)；b—法向齒距， ；t nmt???—齒形系數(shù)， =0.165??—重合度影響系數(shù)， =2.0。?K?K將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式 3-25，整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為：3-26??????KmzTngw3cos2??當(dāng)計(jì)算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 時(shí)，斜齒輪許用彎gT maxeT曲應(yīng)力在 100~250MPa。由公式 3-26 得： ??????KmzTcngw36os2??=2×235580×cos18.2×1.5??×24×3.53×0.165×8×2= 72.5MPa[ ]w?滿足設(shè)計(jì)要求。1.2 輪齒接觸應(yīng)力3-27????????bzjFE??1418.0式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa） ；j?—齒面上的法向力（N） ， ； 為圓周力；F????cos1F?1F—斜齒輪螺旋角( °)；?—齒輪材料的彈性模量（MPa）, E MPaE510.2??—齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)；b—主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm) ，直齒輪 ，z? ??sinzr?斜齒輪 ；????2cosinzr?—從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm) ，直齒輪 ，b? ??sinbr?斜齒輪 ；????2cosinbr?將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計(jì)算載荷時(shí),變速器齒輪2maxeT的許用接觸應(yīng)力 見表 4.1j?表 4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 (MPa)j?①計(jì)算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 j?NzmTdFneg3581coscos2cos1ax1 ??????b = = =24.5(mm)????????7×3.5??8.14cosin2?????zrm.5i2b齒 輪 液體碳氮共滲齒輪950~1000常嚙合齒輪和高擋齒輪一擋和倒擋齒輪 1900~2000滲 碳 齒 輪1300~1400 650~700由公式 3-27 得： ????????bzjFE??1418.0????????1.258.45.203.=759MPa ][j?滿足設(shè)計(jì)要求。②計(jì)算第二軸一擋直齒輪接觸應(yīng)力 j?NmzTdFeg 5102cos135.8coscs2o10ax1 ???????b = = =24.5(mm)??????7×3.5 mzrz 78.2sinsi10????b 3.ii9由公式 3-27 得： ????????bzjFE??1418.0????????13.287.5.240.=1163.6MPa[ ] 滿足設(shè)計(jì)要求。本設(shè)計(jì)變速器齒輪材料采用 20CrMnTi，并進(jìn)行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。滲碳齒輪表面硬度為 58~63HRC，芯部硬度為 33~48HRC2、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1、軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)的中間軸采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。倒擋軸采用固定軸式，倒擋軸上的齒輪采用聯(lián)體齒輪，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換2.2、確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定：第二軸和中間軸中部直徑： mAd47105.)50.~4.( ????第一軸花鍵部分： TKde 285.36.43max????式中 ----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩， N·mmaxeTK----經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0 4.6~為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑 d 與軸的長(zhǎng)度 L 的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： d/L=0.16 0.18；~第二軸： d/L=0.18 0.21。前面算過，5 擋變速器殼體的軸向尺寸取 3A，則 L=315mm，中間軸兩支撐間距離略小于變速器殼體的軸向尺寸 L，可近似取 L=310mm 進(jìn)行計(jì)算。中間軸 d/L=47/310=0.150.16，過小了，將 d 取大一點(diǎn)，取 d=50mm，則d/L=0.16，滿足設(shè)計(jì)要求。第二軸支撐間的距離通常由經(jīng)驗(yàn)公式確定：????=?????2??2=315?2×24.5=266第二軸 d/L=0.19，滿足設(shè)計(jì)要求。2.3、軸的強(qiáng)度驗(yàn)算（1）軸的剛度驗(yàn)算對(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，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)將軸看做鏈接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取 。??????????軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖 2 所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓度為 ，在水平面內(nèi)撓度為 和轉(zhuǎn)角為 δ，則可分別用下式計(jì)算???? ??????mfEILbaFfcc 10.~5.321???fIfss 2radEILabF02.][3)(1??????全撓度 ??.2????ffsc式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N） ；1F—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N；）2—彈性模量（MPa）,EMPa;10.25??E—慣性矩(mm )，對(duì)于實(shí)心軸， ；I4 64/dI?—軸的直徑，花鍵處按平均直徑計(jì)算；d、 —為齒輪上的作用力距支座 、 的距離（mm） ；abAB—支座間的距離（mm） 。L①對(duì)于中間軸常嚙合齒輪：變速器軸向尺寸 L=315mm，取 a=29mm，則b=L-a=286mm NmzTdTFneer 2450.320tan58ta2costa21xmx1 ????? ???zneet 65.coscs1axax2 ?NmzTdTFneea 29.3208sinsi2t1axmax ????? ??44.679/dI?代入上式得： ??mfEILbaFf cc 10.~5.028.321???fIf ss 6.2 radradEILbaF02.][08.3)(1 ????????.74.2????fffsc滿足設(shè)計(jì)要求。②一擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=315mm，取 a=3 = （mm） ，??23×24.5≈74b=L-a=241（mm ） NmzTdFegr 64075.3120tan48tan2costan10x1 ?????? ???zegt 7.102ax2NmzTdFega 8510.31202tan458tan2tn10x ????? ???44m.6793/dI?代入上式得： ??fEILbaFfcc 10.~5.03.21???mfIf ss 92.32 radradEILbaF02.][031.)(1 ????????.97.2????fffsc滿足設(shè)計(jì)要求。（2）軸的強(qiáng)度驗(yàn)算作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力 Fc 和 Fs 之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩 Mc，Ms。軸在轉(zhuǎn)矩 Tn 和彎矩的共同作用下，其應(yīng)力為： ??)MPa(32?????dWw式中： 22jcsTM??—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·mm; jT—軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm；d—彎曲截面系數(shù)，mm ；wW3—在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，N·mm；sM—在計(jì)算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm；c—許用應(yīng)力 。?????MPa40??變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。對(duì)于本例支點(diǎn) A 的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為： NLbFs 134685217602???c 941maFMc75.362?Ns.9Ten58.23max?mMncs 7.122????????PadWw38.9強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)——變速器設(shè)計(jì)中間軸式變速器概 述變速器的功用是根據(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，使汽車具有適合的牽引力和速度，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。為保證汽車倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。對(duì)變速器的主要要求是：1.應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動(dòng)比，來滿足這一要求。2.工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換擋或自動(dòng)、半自動(dòng)換擋來實(shí)現(xiàn)。3.重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。4.傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐?rùn)滑油都可以提高傳動(dòng)效率。5.噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。中間軸式五檔變速器設(shè)計(jì)一、傳動(dòng)方案和零部件方案的確定作為一輛前置后輪驅(qū)動(dòng)的貨車，毫無疑問該選用中間軸式多擋機(jī)械式變速器。中間軸式變速器傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)如下：（1） 設(shè)有直接擋；（2） 1 擋有較大的傳動(dòng)比；（3） 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動(dòng)，擋位低的齒輪（1 擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；（4） 除 1 擋外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋；（5） 除直接擋外，其他擋位工作時(shí)的傳動(dòng)效率略低。（一） 傳動(dòng)方案初步確定（1）變速器第一軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體，第 2 軸前端經(jīng)滾針軸承支撐在第 1 軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，1 擋采用滑動(dòng)直齒齒輪傳動(dòng)。（2）倒擋利用率不高，而且都是在停車后再掛入倒擋，因此可以采用支持滑動(dòng)齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負(fù)交替對(duì)稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒擋傳動(dòng)比有所增加，倒擋的輸出軸從動(dòng)齒輪與 1 擋的輸出軸從動(dòng)齒輪相同。圖 1 中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案 根據(jù)以上要求，選擇圖 1-a 方案作為本設(shè)計(jì)的中間軸式五擋變速器的傳動(dòng)方案。（二）零部件結(jié)構(gòu)方案1．齒輪形式齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、工作時(shí)噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造工藝復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于抵擋和倒擋。2．換擋機(jī)構(gòu)形式此變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪和同步器換擋兩種形式。采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高擋位。為簡(jiǎn)化機(jī)構(gòu)，降低成本，此變速器 1 擋、倒擋采用此種方式。常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會(huì)過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。因此不適合用于本設(shè)計(jì)中的變速器，不采用嚙合套換擋。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強(qiáng)度，降低操作難度，2 擋以上都采用同步器換擋。3．變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。變速器第 1 軸、第 2 軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動(dòng)軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第 2 軸齒輪和第 2 軸的連接，由于滾針軸承滾動(dòng)摩擦損失小，傳動(dòng)效率高，徑向配合間隙小，定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承。二、主要參數(shù)的選擇和計(jì)算目前，貨車變速器采用 4~5 個(gè)擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數(shù)大致在 4~5 個(gè)，需要通過計(jì)算傳動(dòng)比范圍后最后確定。（一）先確定最小傳動(dòng)比傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比可由變速器最小傳動(dòng)比 和主減速器傳動(dòng)比 的乘積來表???? ??0示= 3-1??????????????????????0通常變速器最小傳動(dòng)比 取決于傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比 和主減速器傳動(dòng)比 ，?????????? ????0 ??0而根據(jù)汽車?yán)碚?，汽車最高車速時(shí)變速器傳動(dòng)比最小，則根據(jù)公式=0.377 3-2????????????????????0式中： 為汽車行駛速度，km/h; n 為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min; r 為車輪半徑，m; ????特指為最高擋傳動(dòng)比。??????????可得=0.377 3-3 ????????????????????????輕型車輪胎尺寸根據(jù) GB/T2977-1977《載重汽車輪胎系列》可選用6.5R16LT，即輪胎的名義寬度為 6.5in，輪輞名義直徑 16in，貨車輪胎扁平率為90~100，在此取 90，則輪胎滾動(dòng)半徑可以計(jì)算為：??=(6.5×90%+16)×25.41000 ≈0.352(??)汽車給定的最大車速為 80km/h,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為 3403r/min，代入 3-3 式得=5.08??????????另外，為了滿足足夠的動(dòng)力性，還需要校核最高擋動(dòng)力因數(shù) 。一般汽??0??????車直接擋或最高擋動(dòng)力因數(shù)取值范圍如下表所示動(dòng)力因數(shù)取值輕型貨車 微型貨車 轎車0.04~0.08 0.08~0.1 0.1~0.2本設(shè)計(jì)中取 =0.06，最小傳動(dòng)比與最高擋動(dòng)力因數(shù) 有如下關(guān)系??0?????? ??0??????= 3-4??0????????????????????????????ηt???? ?????????????221.15??式中： 為直接擋或最高擋時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出最大扭矩時(shí)的最大車速，km/h，此??????時(shí)可近似取 = 。????????????????其它參數(shù)見下表。參數(shù)說明ηt (N.m????????????)最大轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速（r/min）空氣阻力系數(shù) ????迎風(fēng)面積A(m^2)(km/h??????????)0.9 235.58 1640 0.8 3.51 80根據(jù) 3-4 式可得 =5.85.08,從滿足最高擋動(dòng)力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟(jì)性，??????????取傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比為 =5.14。若按直接擋 =1，則 =5.14，該車采用?????????? ????????????0單級(jí)主減速器，主減速器傳動(dòng)比 ，滿足要求。i0≤ 7（二）確定最大傳動(dòng)比確定傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或 1 擋最大動(dòng)力因數(shù) 、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動(dòng)系的最大傳動(dòng)比通常是變速器 1??0??????擋傳動(dòng)比 與主減速器傳動(dòng)比 的乘積，即????1 ??0= 3-5??????????????1??0當(dāng)汽車爬坡時(shí)車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為= + 3-6????????????????????????各表達(dá)式展開為3-7??????????????????????ηt?? =????cos????????+??sin????????則≥ 3-8????1??（ ??cos????????+sin????????） ????????????????0ηt各參數(shù)見下表計(jì)算參數(shù)表η t f ??0 r(m) (kg)???? (N.m????????????)????????0.9 0.02 5.14 0.352 4500 235.58 16°7'(30%)代入 3-8 式計(jì)算可得 ≥4.25 。????11 擋傳動(dòng)比還應(yīng)滿足附著條件= 3-9??????????????????????????1??0ηt?? ≤ ????對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)汽車，最大附著力有如下公式= = = 3-10????????2????2????2????式中： 為后軸質(zhì)量， =65% ，取 =0.8??2 ??2 ???? ??將式 3-10 代入式 3-9 求得=7.41????1≤??2????????????????????0ηt取 =6。因此，變速器傳動(dòng)比范圍是 1~6，傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比????1=30.84。??????????（三）擋位數(shù)確定增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋位數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。在最低擋傳動(dòng)比不變的情況下，增加變速器的擋位數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動(dòng)比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。在確定汽車最大和最小傳動(dòng)比之后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動(dòng)比。實(shí)際上，汽車傳動(dòng)系各擋傳動(dòng)比大體上是按照等比級(jí)數(shù)分配的。此貨車暫定擋位數(shù)為 5，則相鄰擋位傳動(dòng)比的比值為Q= = =1.5651.84????146.0一般擋數(shù)選擇要求如下：1） 為了減小換擋難度，相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在 1.8 以下。2） 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。滿足要求，確定擋位數(shù)為 5，則=6， = =3.83， = =2.45， =q=1.565， =1。為了滿足要求 2）????1 ????2??3 ????3??2 ????4 ????5各擋取值修正如下： =6， =3.7， =2.34， =1.51， =1????1 ????2 ????3 ????4 ????5(四)中心距 A對(duì)于中間軸式變速器，中間軸與第 2 軸之間的距離稱為變速器中心距 A。變速器中心距是一個(gè)基本參數(shù)，對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強(qiáng)度都有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定。初選中心距 A 時(shí)，可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算A= 3-11????3??????????????1η ??式中： 比????為 中心距系數(shù)， 貨車為 8.6~9.6;??????????為發(fā)動(dòng) 機(jī)最大 轉(zhuǎn) 矩， ??.??； ????1為變 速器 1擋傳動(dòng)傳動(dòng)效率，取 96%。； η ??為變 速器貨車的變速器中心距在 80~170mm 范圍內(nèi)變化。對(duì)于本輕型貨車，可取=9.3，其余取值按照已有參數(shù)計(jì)算 3-11 式可得 A≈102.96mm。????（五）外形尺寸設(shè)計(jì)貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，5 擋為（2.7~3）A。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，應(yīng)取給出范圍的上限。本車 5 擋變速器殼體的軸向尺寸取 3A，取整得 L=309mm。（六）齒輪參數(shù)1．模數(shù)的選取齒輪模數(shù)選取的一般原則如下1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù)；4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù)；5）對(duì)于貨車，減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要，因此模數(shù)應(yīng)該選得大一些；6）低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。微型貨車（ ）變速器齒輪法向模數(shù)范圍為 3.00~3.50，所選模數(shù)應(yīng)該????6??符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。優(yōu)先選用第一系列的模數(shù)，盡量不選括號(hào)內(nèi)的模數(shù)。遵照以上原則，1 擋直齒齒輪選用模數(shù) m=3.5mm，其余擋位斜齒齒輪選=3.5mm。????同步器與嚙合套的結(jié)合齒多采用漸開線齒形，出于工藝性考慮，同一變速器中的結(jié)合齒模數(shù)相同，其選取范圍為：乘用車和中型貨車取 2~3.5。選取較小的模數(shù)可是齒數(shù)增多，有利于換擋，在此取 2.0。2．壓力角 α壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度應(yīng)選用 22.5°或 25°等大些的壓力角。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20°，所以普遍采用的壓力角為 20°。嚙合套或同步器的壓力角有 20°、25°、30 °等，普遍采用 30°壓力角。遵照國(guó)家規(guī)定取齒輪壓力角為 20°，嚙合套或同步器壓力角為 30°。3．螺旋角 β齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、齒輪強(qiáng)度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，可使齒輪嚙合的重合度增加，因而平穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，以 15°~25°為宜，從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和重合度出發(fā)，應(yīng)當(dāng)選用大些的螺旋角。斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是 18°~26°。4．齒寬 b齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量，但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)削弱，齒輪工作應(yīng)力增加；選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來確定齒寬 b。直齒為 b= m， 為齒寬系數(shù)，???? ????取為 4.5~8.0。斜齒為 b= ， 取為 6.0~8.5。???????? ????嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可選為 2~4mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù) 可取大些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)????力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。因此，每擋主動(dòng)輪齒寬系數(shù) 取 8，從動(dòng)輪齒寬系數(shù) 取 7。???? ????5．齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因?yàn)椋号錅愔行木?；提高齒輪的強(qiáng)度和壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則如下。1）對(duì)于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對(duì)于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大小齒輪的變位系數(shù)。3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去 1、2 擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。1、2 擋和倒擋齒輪應(yīng)該選用較大的值。6．齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)取值為 1.0。7．各擋齒輪齒數(shù)的分配（1）確定一擋齒輪齒數(shù)1 擋傳動(dòng)比= 3-11????1??2??9??1??101 擋采用直齒滑動(dòng)齒輪傳動(dòng)= = + 3-12z∑2??????9??10其中模數(shù) m=3.5，中心距 A=102.96mm，代入 3-12 式得 =58.83， 取整z∑ ??∑為 60，中間軸上 1 擋齒輪 的齒數(shù)應(yīng)該盡量少些，以便使 的傳動(dòng)比大些，貨??10??9??10車可在 12~17 之間選取，因此取 =13，則 = - =47。??8 ??7??∑ ??8（2）修正中心距 AA′=m /2=105（mm）z∑通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為 A=105mm。（3）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式 3-11 可知= 3-13??2??1????1??10??9常嚙合傳動(dòng)齒輪 、 中心距和 1 擋齒輪的中心距相等，即??1 ??2A= 3-14????(??1+??2)2cos??2其中，常嚙合齒輪 、 采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù) =3.5，初選螺旋角??1 ??2 ????=26°，代入 3-13 和 3-14，解得 20.3，取整得 =20，則 取整為 34。??2 ??1≈ ??1 ??2根據(jù)所確定的齒數(shù)，修正螺旋角 =25.8°。??2本例 = =6.146 6，則齒數(shù)分配合適。????1??2??9??1??10（4）確定其他各擋齒輪的齒數(shù)1）2 擋齒輪齒數(shù)。2 擋采用直齒輪傳動(dòng)= 3-15??7??8????2??1??2A= 3-16??(??7+??8)2將 =3.7 和 A=105 代入 3-15 和 3-16 可求得 =41.1， =18.9，分別取整為????2 ??7 ??8=41， =19。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動(dòng)比 =3.668 3.7，滿足設(shè)計(jì)要求。??7 ??8 ????22）3 擋齒輪齒數(shù)的計(jì)算。3 擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計(jì)算如下：= 3-17??5??6????3??1??2A= 3-18????(??5+??6)2cos??6= 3-19tan??2tan??6??1????3+??2??1+??2其中 =2.34，初選螺旋角 =22°，計(jì)算式 3-19 左右兩端得????3 ??6=1.496 ??1????3+??2??1+??2=1.2＜1.496tan??2tan??6相差較大，盡量縮小差距，取 =18°，已是極限，代入計(jì)算，得??6=1.49，相差不大，滿足基本要求。tan??2tan??6將 =18°代入 3-17 和 3-18 可求得 =33， =24。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核??6 ??5 ??6算傳動(dòng)比 =2.338 2.34，滿足設(shè)計(jì)要求。????3按式 3-18 算出精確的螺旋角 =18.2°。??63）4 擋常嚙合齒輪為斜齒輪= 3-20??3??4????4??1??2A= 3-21????(??3+??4)2cos??4= 3-22tan??2tan??4??1????4+??2??1+??2其中 =1.51，初選螺旋角 =22°，計(jì)算式 3-22 左右兩端得????4 ??4=1.185 =1.2??1????4+??2??1+??2 tan??2tan??4相差不大，滿足基本要求。將 =22°代入 3-20 和 3-21 可求得 =26， =29。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核??4 ??3 ??4算傳動(dòng)比 =1.524 1.51，滿足設(shè)計(jì)要求。????4 =按式 3-21 算出精確的螺旋角 =25.8°。??44）5 擋為直接擋。（5）確定倒擋齒輪齒數(shù)及中心距倒擋選用的模數(shù)與 1 擋齒輪相同，中間軸上倒擋齒輪 的齒數(shù)已經(jīng)確定為??1114，倒擋軸上的倒擋齒輪 一般在 21~33 之間選取。??12初選 =23，m=3.5 ，則中間軸與倒擋軸的中心距為??12A′= =64.75(mm)??(??11+??12)2倒擋齒輪 與 1 擋齒輪 嚙合，初選 =21，則可計(jì)算倒擋軸與第 2 軸的??13 ??9 ??13中心距為A″= =119(mm)??(??13+??9)2????=??2??12??9??1??11??13=6.25因此，變速器所有擋位的傳動(dòng)比確定如下：=6.146 =3.668????1 ????2=2.338 =1.524????3 ????4=1 =6.25????5 ????變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕） 、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時(shí)，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對(duì)齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點(diǎn)蝕；換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。所以需要對(duì)齒輪進(jìn)行計(jì)算和校核。1、輪齒設(shè)計(jì)計(jì)算與其它機(jī)械設(shè)備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級(jí)。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。1.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （1）一擋直齒輪彎曲應(yīng)力 ：w?3-23btyKFf?1?式中： —彎曲應(yīng)力（MPa） ；w?—圓周力（N） ， ； 為計(jì)算載荷（N·mm） ； 為節(jié)圓直tFdTFg21?d徑（mm） ；—應(yīng)力集中系數(shù)， 取 =1.65；?K?K—摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪 =1.1，從動(dòng)齒輪 =0.9；f f fK—齒寬(mm)；b—端面齒距， ；t mt???—齒形系數(shù)， =0.2??因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑 ，式中 為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式 3-zd?23 后得3-24????cfgwzKmT32??當(dāng)計(jì)算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 時(shí)，一、倒擋直齒gT maxeT輪許用彎曲應(yīng)力在 400~850MPa。對(duì)于本設(shè)計(jì)， 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 根據(jù)傳動(dòng)比換算g maxe到 1 擋的值，前面已經(jīng)得出 =235580N·mm，代入下式maxeT12axzeg?得 =400486 N·mmgT由公式 3-24 得：????cfgwKzmT1032??=2×400486×1.65×1.1??×3.53×13×8.5×0.2=488.37MPa[ ]w?滿足設(shè)計(jì)要求。（2）三擋斜齒輪彎曲應(yīng)力 ：w?3-25???KbtF1?—彎曲應(yīng)力（MPa） ；w?—圓周力（N） ， ； 為計(jì)算載荷（N·mm） ； 為節(jié)圓直tFdTFg21?d徑（mm） ；；?coszmdn??—斜齒輪螺旋角( °)， =18.2°；?—應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50；?K?K—齒寬(mm)；b—法向齒距， ；t nmt???—齒形系數(shù)， =0.165??—重合度影響系數(shù)， =2.0。?K?K將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式 3-25，整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為：3-26??????KmzTngw3cos2??當(dāng)計(jì)算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距 時(shí)，斜齒輪許用彎gT maxeT曲應(yīng)力在 100~250MPa。由公式 3-26 得： ??????KmzTcngw36os2??=2×235580×cos18.2×1.5??×24×3.53×0.165×8×2= 72.5MPa[ ]w?滿足設(shè)計(jì)要求。1.2 輪齒接觸應(yīng)力3-27????????bzjFE??1418.0式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa） ；j?—齒面上的法向力（N） ， ； 為圓周力；F????cos1F?1F—斜齒輪螺旋角( °)；?—齒輪材料的彈性模量（MPa）, E MPaE510.2??—齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)；b—主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm) ，直齒輪 ，z? ??sinzr?斜齒輪 ；????2cosinzr?—從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm) ，直齒輪 ，b? ??sinbr?斜齒輪 ；????2cosinbr?將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計(jì)算載荷時(shí),變速器齒輪2maxeT的許用接觸應(yīng)力 見表 4.1j?表 4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 (MPa)j?①計(jì)算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 j?NzmTdFneg3581coscos2cos1ax1 ??????b = = =24.5(mm)????????7×3.5??8.14cosin2?????zrm.5i2b齒 輪 液體碳氮共滲齒輪950~1000常嚙合齒輪和高擋齒輪一擋和倒擋齒輪 1900~2000滲 碳 齒 輪1300~1400 650~700由公式 3-27 得： ????????bzjFE??1418.0????????1.258.45.203.=759MPa ][j?滿足設(shè)計(jì)要求。②計(jì)算第二軸一擋直齒輪接觸應(yīng)力 j?NmzTdFeg 5102cos135.8coscs2o10ax1 ???????b = = =24.5(mm)??????7×3.5 mzrz 78.2sinsi10????b 3.ii9由公式 3-27 得： ????????bzjFE??1418.0????????13.287.5.240.=1163.6MPa[ ] 滿足設(shè)計(jì)要求。本設(shè)計(jì)變速器齒輪材料采用 20CrMnTi，并進(jìn)行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。滲碳齒輪表面硬度為 58~63HRC，芯部硬度為 33~48HRC2、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1、軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)的中間軸采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。倒擋軸采用固定軸式，倒擋軸上的齒輪采用聯(lián)體齒輪，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換2.2、確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定：第二軸和中間軸中部直徑： mAd47105.)50.~4.( ????第一軸花鍵部分： TKde 285.36.43max????式中 ----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩， N·mmaxeTK----經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0 4.6~為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑 d 與軸的長(zhǎng)度 L 的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： d/L=0.16 0.18；~第二軸： d/L=0.18 0.21。前面算過，5 擋變速器殼體的軸向尺寸取 3A，則 L=315mm，中間軸兩支撐間距離略小于變速器殼體的軸向尺寸 L，可近似取 L=310mm 進(jìn)行計(jì)算。中間軸 d/L=47/310=0.150.16，過小了，將 d 取大一點(diǎn)，取 d=50mm，則d/L=0.16，滿足設(shè)計(jì)要求。第二軸支撐間的距離通常由經(jīng)驗(yàn)公式確定：????=?????2??2=315?2×24.5=266第二軸 d/L=0.19，滿足設(shè)計(jì)要求。2.3、軸的強(qiáng)度驗(yàn)算（1）軸的剛度驗(yàn)算對(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，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)將軸看做鏈接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取 。??????????軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖 2 所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓度為 ，在水平面內(nèi)撓度為 和轉(zhuǎn)角為 δ，則可分別用下式計(jì)算???? ??????mfEILbaFfcc 10.~5.321???fIfss 2radEILabF02.][3)(1??????全撓度 ??.2????ffsc式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N） ；1F—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N；）2—彈性模量（MPa）,EMPa;10.25??E—慣性矩(mm )，對(duì)于實(shí)心軸， ；I4 64/dI?—軸的直徑，花鍵處按平均直徑計(jì)算；d、 —為齒輪上的作用力距支座 、 的距離（mm） ；abAB—支座間的距離（mm） 。L①對(duì)于中間軸常嚙合齒輪：變速器軸向尺寸 L=315mm，取 a=29mm，則b=L-a=286mm NmzTdTFneer 2450.320tan58ta2costa21xmx1 ????? ???zneet 65.coscs1axax2 ?NmzTdTFneea 29.3208sinsi2t1axmax ????? ??44.679/dI?代入上式得： ??mfEILbaFf cc 10.~5.028.321???fIf ss 6.2 radradEILbaF02.][08.3)(1 ????????.74.2????fffsc滿足設(shè)計(jì)要求。②一擋齒輪副中間軸上的齒輪：L=315mm，取 a=3 = （mm） ，??23×24.5≈74b=L-a=241（mm ） NmzTdFegr 64075.3120tan48tan2costan10x1 ?????? ???zegt 7.102ax2NmzTdFega 8510.31202tan458tan2tn10x ????? ???44m.6793/dI?代入上式得： ??fEILbaFfcc 10.~5.03.21???mfIf ss 92.32 radradEILbaF02.][031.)(1 ????????.97.2????fffsc滿足設(shè)計(jì)要求。（2）軸的強(qiáng)度驗(yàn)算作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力 Fc 和 Fs 之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩 Mc，Ms。軸在轉(zhuǎn)矩 Tn 和彎矩的共同作用下，其應(yīng)力為： ??)MPa(32?????dWw式中： 22jcsTM??—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·mm; jT—軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm；d—彎曲截面系數(shù)，mm ；wW3—在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，N·mm；sM—在計(jì)算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm；c—許用應(yīng)力 。?????MPa40??變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。對(duì)于本例支點(diǎn) A 的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為： NLbFs 134685217602???c 941maFMc75.362?Ns.9Ten58.23max?mMncs 7.122????????PadWw38.9強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。