三軸式汽車(chē)變速器

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1、 題目：三軸式汽車(chē)變速器 第一章 變速器的功用和要求 現(xiàn)代汽車(chē)上廣泛采用活塞式燃機(jī)作為動(dòng)力源,其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化圍較小,而復(fù)雜的使用條件則要求汽車(chē)的牽引力和車(chē)速能在相當(dāng)大的圍變化。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(chē)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(chē)具有合適的牽引力和速度,并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況圍工作。此外,為保證汽車(chē)倒車(chē)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(chē)能夠倒退行駛和空檔滑行、或停車(chē)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)有功率輸出裝置。

2、 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(chē)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(chē)行駛過(guò)程中,變速器不應(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^(guò)同步器或氣動(dòng)換檔,自動(dòng)、半自動(dòng)換檔來(lái)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： 〔一〕改

3、變傳動(dòng)比,擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化圍,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(chē)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(lèi)型選擇及傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 變速器的種類(lèi)很多,按其傳動(dòng)比的改變方式可以分為有級(jí)、無(wú)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)用較廣泛,又可分

4、為兩軸式,三軸式和多軸式變速器。 現(xiàn)代汽車(chē)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(chē)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,小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要

5、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(chē)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)方案。 一、換檔結(jié)

6、構(gòu)形式的選擇 目前,汽車(chē)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?；瑒?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(guò)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(guò)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,因增設(shè)了嚙合套和是

7、、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(chē)變速器上使用。這是因?yàn)橹匦拓涇?chē)檔位間的公比較小,要求換檔手感強(qiáng),而且在這種車(chē)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(chē)的變速器都采用同步器換檔。使用同步器能保證迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲換檔,而與操作技術(shù)熟練程度無(wú)關(guān),從而提高了汽車(chē)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 倒檔使用率不高,

8、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(jiàn)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(chēng)變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車(chē)和輕型貨車(chē)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(zhǎng)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)前者的缺點(diǎn)做了修改,因而取代

9、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(zhǎng)。 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(zhǎng)度,有的貨車(chē)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(wú)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,這樣做既能使軸有足夠大的剛

10、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〕要有鎖止裝置,包括自鎖、互鎖和

11、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(lái)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→14→三軸 Ⅱ檔：一軸

12、→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(chē)器設(shè)計(jì)〔5＋1〕檔 設(shè)計(jì)參數(shù)有： 發(fā)動(dòng)機(jī): Memax=173 N·m ； 車(chē)速：Vmax=110 Km/h ； 額定轉(zhuǎn)速：n=4000 r/min ； 車(chē)輪滾動(dòng)半徑：R0=0.35 m ； 汽車(chē)總質(zhì)量：2470 Kg ； 爬坡度：32

13、﹪ ； 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×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,取d＝20mm 二. 傳動(dòng)

14、比的選擇 汽車(chē)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(chē)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≥m×g×R0/<η> ——〔《汽車(chē)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：？ ——主傳動(dòng)器傳動(dòng)比,=4.2； m——汽車(chē)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

15、 ——重力加速度取9.8； ——驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑,取0.4m； αmax——汽車(chē)最大爬坡度為32％,即αmax＝17.740 i1≥5.136,取i1=6。 由 ,i1/i5=4.2 —〔《汽車(chē)?yán)碚摗返?3版P5-9〕 由中等比性質(zhì)；得：=i1/ m——檔位數(shù),取m=2,3,4,5 n——檔數(shù),n=5 ； 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；

16、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(chēng)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×1/3 〔3.2〕 --〔《汽車(chē)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)

17、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、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(chē),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

18、量1.6

19、 --〔《汽車(chē)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(guò),當(dāng)螺旋角大于30°時(shí),抗彎強(qiáng)度急劇下降。乘用車(chē)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(lái)選擇齒寬： 直齒：b=Kcm, Kc為齒寬系數(shù),取4.5～8 斜齒：b=

20、Kcmn,Kc取為6.0～8.5； --〔《變速器》第1版P15〕 *直齒 b=<4.5～8>×4=18～32 b=30 . *斜齒 b=<6.0～8.5>×4=24～34 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(chēng) 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=

21、m hf2=m 齒全高 h h1=<2ha*+c*>m h2=<2ha*+c*>m 齒頂圓直徑 da da1=m da2=m 齒根圓直徑 df df1=m df2=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

22、=1 c=c’m=1 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m=120 a =m=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(chēng) 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

23、*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 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

24、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=120 a =m=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’ =

25、z4/z3=2.19；A=d3+d4=120；d=mz ;m=4; r3=37.62;r4=82.38、 名稱(chēng) 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 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>*

26、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 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/

27、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=120 a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=75.24 d’=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(chēng) 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=9

28、7.56 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 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.

29、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 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=120 a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=97.56 d’=d=142.44 傳動(dòng)比

30、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; r7=59.41;r8=60.59 . 名稱(chēng) 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

31、 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>*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

32、.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=120 a =m=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;

33、 r9=69.77;r10=50.23. 名稱(chēng) 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=100.46 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 <

34、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=131.17 100.46*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

35、 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m=120 a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=139.54 d’=d=100.46 傳動(dòng)比 i1’ 25/35=0.71 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(chē)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>

36、 ir’=2.33；z11=15;z12=35;z13=25 . 名稱(chēng) 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 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*

37、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 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=120 a =m=120

38、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(chēng) 代號(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=

39、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=6.28 頂隙 c c=c’m=1 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a =m=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(chēng) 代號(hào) 二軸齒輪 三軸齒輪 模數(shù) m

40、 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 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

41、.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*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=120 a =m=120 節(jié)圓直徑 d’ d’=d=80 d’=d=160 傳動(dòng)比 i1’ 40/20=2 4

42、0/20=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(guò)程中,齒輪表面承受有集中載荷的作用。可以把齒輪看作是懸臂梁,輪齒根部彎曲應(yīng)力很大,過(guò)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

43、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(guò)渡圓角半徑；采用長(zhǎng)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(guò)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(rùn)滑油中工作,齒面長(zhǎng)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

44、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(rùn)滑油膜破壞,兩齒面之間金屬材料直接接觸,局部溫度過(guò)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(rùn)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

45、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：——法面基圓周切向力,=； ——端面分度圓切向力,=； ——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：1900~2

46、000 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)齒輪取1.1,被動(dòng)齒輪取0.9；

47、 ——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(chē)斜齒輪〕；100~250 N/mm2〔貨車(chē)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)度和剛度。軸的剛度不足,在負(fù)荷作用下,軸會(huì)產(chǎn)生過(guò)大的變形,影響齒輪的正常嚙合,產(chǎn)生過(guò)大的噪聲

48、,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(wèn)題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長(zhǎng)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(zhǎng)度可以初步確定。軸的長(zhǎng)度對(duì)軸的剛度影響很大。為滿足剛度要求,軸的長(zhǎng)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： =〔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,

49、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； d4=164.76/3=54.92=55； d5=97.56/3=32.52=33； d6=142.44/3=47.48=47；

50、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

51、求有密切關(guān)系。 本次設(shè)計(jì)輕型貨車(chē)變速器,由于輕型汽車(chē)變速器中心距較小,殼體上無(wú)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(zhǎng)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(kāi)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結(jié)構(gòu)保證,無(wú)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(huà)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

52、〕齒輪的受力分析： 圓周力：Ft＝2×M/d <3.25> 徑向力：Fr=Ft×tanαn/cosβ <3.26> 軸向力：Fa=Ft×tanβ <3.27> 其中： M——計(jì)算轉(zhuǎn)矩 αn——法向壓力角 β——分度圓壓力角 〔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

53、手法則"來(lái)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

54、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(lái)說(shuō)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) 水平面支承反力 垂直面支承反力 二 軸 C C1=Px*mx/l C2=/l D D1=Px*nx/l D2=/l 一 軸 B B1=[C1* –Pc* ]/g

55、 B2=[Rc*-C2*-Qc*rc]/g A A1=< C1*k-PC*h>/g A2=< Rc*h -C2*k -Qc*rc>/g 畫(huà)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 ＝ <3.28> 式中：——支承中心至計(jì)算斷面距離。 畫(huà)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：＝

56、 <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)； ——軸截面抗扭截面系數(shù)。 對(duì)圓截面： ＝ <3.32> ＝ <3.33> 對(duì)外徑為D,徑為的空心軸： = =

57、 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圍選取。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 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：＝

58、 <3.35> 合成彎矩：＝ <3.36> 扭矩：＝ <3.37> 彎曲應(yīng)力：＝ <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

59、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=[×ex]/l 〔3.41〕 垂直彎矩：Mc=[×ex]/l 〔3.42〕 合成彎矩：Mh=1/2 〔3.43〕 彎矩應(yīng)力：σw=Mh/Ww

60、 〔3.44〕 扭矩：Mn= Temax×ic 〔3.45〕 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：τn=Mn/Wn 〔3.46〕 合成應(yīng)力：σ=<σw2+4×τn2>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(lái)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產(chǎn)生

61、的撓度和軸在水平面的轉(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(zhǎng)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)算軸在水平面和垂直面的撓度,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(guò)0.0002弧度；兩軸的分離不得超過(guò)0.2mm。 斜齒輪對(duì)軸和支承的變

62、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=Px×a×b×/<3×E×I×l> <3.43> 水平撓度：fs=Px×a2×b2/<3×E×I×l> <3.44> 垂直撓度：fc=Rx×a2×b

63、2/<3×E×I×l>+Qx×rx×a×<-3×a+2×a2/l+l>/<3×E×I> <3.45> 總撓度：fz=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(guò)鍵和花鍵聯(lián)接。普遍采用的是矩形花鍵和漸開(kāi)線花鍵。漸開(kāi)線花鍵應(yīng)用日趨廣泛。這是由于漸開(kāi)線花鍵較矩形花鍵有許

64、多優(yōu)點(diǎn),如齒數(shù)多、齒端,齒根部厚,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(kāi)線花鍵便于采用冷搓、冷打、冷擠等無(wú)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(kāi)線花鍵,隨無(wú)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°〕?；瑒?dòng)齒輪處花鍵長(zhǎng)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〕

65、 <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(zhǎng)度,mm； ——鍵的平均工作直徑〔工作齒高中部處直徑〕,mm； ——轉(zhuǎn)矩在花鍵上分配不均勻系數(shù),一般取>0.75； ——花鍵齒數(shù)。 許用擠壓應(yīng)力按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)推薦,當(dāng)<[]時(shí),認(rèn)為擠壓強(qiáng)度符合要求。 花鍵配合選擇 第一軸上與離合器從動(dòng)盤(pán)轂相配之花鍵,采用矩形花鍵者,外徑定心,外徑表面磨削。采用漸開(kāi)線花鍵者,齒側(cè)面定心,滑動(dòng)配合。 第二軸上裝同步器齒轂的花鍵,配合較緊,裝配時(shí)常用木榔頭輕壓,為保證裝配精度,多采

66、用大外徑定心,軸上花鍵大徑磨削,齒轂一般采用中碳鋼或中碳合金鋼,孔不必?zé)崽幚?因而花鍵大徑精度能夠保證。第二軸輸出軸花鍵用矩形花鍵者外徑配合,用漸開(kāi)線花鍵者齒側(cè)面定心。當(dāng)采用滑動(dòng)齒輪掛檔時(shí),花鍵配合應(yīng)保證滑動(dòng)自如。 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(duì)分雙鍵〕與齒輪和軸緊配合聯(lián)接,也可采用過(guò)盈配合連接。由于本次設(shè)計(jì)中間軸齒輪采用寶塔齒輪,中間軸是光軸,故不設(shè)花鍵。 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(dòng)槽的角接觸球軸承。此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷,為便于第一軸的拆裝,通常后軸承的外圈直徑選擇得比第一軸齒輪的齒頂圓的直徑大。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采用滾針軸承,第二軸后端采用帶止動(dòng)槽的角接觸球軸承。變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承。 角接觸球軸承初選代號(hào)為7206AC GB/T292-1994<第一軸前端軸承>,7207AC GB/T292-1994〔第二軸后端軸承〕。 參考文獻(xiàn) [1