三軸式汽車(chē)變速器

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。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(mǎn)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(xiàn)的位置又分為固定軸線(xiàn)式、螺旋軸線(xiàn)行星齒輪式和綜合式的。其中,固定式變速器應(yīng)用較廣泛,又可分為兩軸式,三軸式和多軸式變速器?，F(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?xún)奢S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)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、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,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(xiàn)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(xiàn)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(mǎn)足以下基本要求一要有鎖止裝置,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(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(xiàn)：檔：一軸12二軸1514三軸檔：一軸34二軸1514三軸檔：一軸56二軸1514三軸檔：一軸78二軸1514三軸V檔：一軸910二軸1514三軸R檔：一軸111312二軸1514三軸第三章 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)51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 ；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dmm初選dK×<Memax>1/3 3.1K經(jīng)驗(yàn)系數(shù),K4.04.6,取K4.4;Memax發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩N.md=19.75mm,取d20mm二. 傳動(dòng)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i1m×g×<f×cosmax+sinmax>R0/<> 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；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；max汽車(chē)最大爬坡度為32,即max17.740i15.136,取i1=6。由 ,i1/i5=4.2 汽車(chē)?yán)碚摰?版P5-9 由中等比性質(zhì)；得：=i1<n-m>/<n-1>m檔位數(shù),取m=2,3,4,5n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； 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×<Temax×i1×g>1/3 3.2 -汽車(chē)設(shè)計(jì)第4版P90Ka 中心矩系數(shù)：Ka=12.613.6,取12.0； 變速器一檔傳動(dòng)比； 變速器傳動(dòng)效率：取g97；Temax 發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩,單位為Nm；A12.0*173*6.0*0.971/3120.27mm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)于排量1.6<V2.5的乘用車(chē)的選用圍為2.55.0。故齒輪法向模數(shù)m=4。 - 汽車(chē)設(shè)計(jì)第4版P91二壓力角的選擇壓力角較小時(shí),重合度較大,傳動(dòng)平穩(wěn),噪聲較低；壓力角較大時(shí),可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)于轎車(chē),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(chē),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(guó)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(chē)設(shè)計(jì)第4版P91三螺旋角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)mmn來(lái)選擇齒寬：直齒：b=Kcm, Kc為齒寬系數(shù),取4.58斜齒：b=Kcmn,Kc取為6.08.5； -變速器第1版P15*直齒 b=<4.58>×4=1832<mm>b=30 .*斜齒 b=<6.08.5>×4=2434<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(chēng)代號(hào)一軸齒輪二軸齒輪模數(shù)mm=4m=4分度圓直徑dd=mzd=mz齒數(shù)zzz壓力角=20°=20齒頂高h(yuǎn)aha1=ha*mha2=ha*m齒跟高h(yuǎn)fhf1=<ha*+c*>mhf2=<ha*+c*>m齒全高h(yuǎn)h1=<2ha*+c*>mh2=<2ha*+c*>m齒頂圓直徑dada1=<z1+2ha*>mda2=<z1+2ha*>m齒根圓直徑dfdf1=<z1-2ha*-2c*>mdf2=<z1-2ha*-2c*>m基圓直徑dbdb1=d1cosdb2=d1cos齒距pp=mp=m基圓齒距pbpb=pcospb=pcos齒厚ss=m/2s=m/2齒槽寬ee=m/2e=m/2頂隙cc=cm=1c=cm=1標(biāo)準(zhǔn)中心距aa =m<z1+z2>=120a =m<z1+z2>=120節(jié)圓直徑dd=dd=d傳動(dòng)比ii=z2/z1i=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)mm=4m=4分度圓直徑d30*2=6090*2=180齒數(shù)z60/4=15180/4=45壓力角=20°=20齒頂高h(yuǎn)a1*4=41*4=4齒跟高h(yuǎn)f<1+0.25>*4=5<1+0.25>*4=5齒全高h(yuǎn)<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db60*0.94=56.4180*0.94=169.2齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標(biāo)準(zhǔn)中心距aa =m<z1+z2>=120a =m<z1+z2>=120節(jié)圓直徑dd=d=60d=d=180傳動(dòng)比i145/15=345/15=3確定檔齒輪參數(shù)取15°i2 =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)mm=4m=4分度圓直徑d37.62*2=75.2482.38*2=164.76齒數(shù)z75.24/4=18.81=19164.76/4=41.19=41壓力角=20°=20°齒頂高h(yuǎn)a1*4=41*4=4齒跟高h(yuǎn)f<1+0.25>*4=5<1+0.25>*4=5齒全高h(yuǎn)<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基圓直徑db75.24*0.94=70.73164.76*0.94=154.87齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標(biāo)準(zhǔn)中心距aa =m<z1+z2>=120a =m<z1+z2>=120節(jié)圓直徑dd=d=75.24d=d=164.76傳動(dòng)比i141/19=2.1641/19=2.16確定檔齒輪參數(shù)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)mm=4m=4分度圓直徑d48.78*2=97.5671.22*2=142.44齒數(shù)z97.56/4=24.39=24142.44/4=35.61=36壓力角=20°=20°齒頂高h(yuǎn)a1*4=41*4=4齒跟高h(yuǎn)f<1+0.25>*4=5<1+0.25>*4=5齒全高h(yuǎn)<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db97.56*0.94=91.71142.44*0.94=133.89齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標(biāo)準(zhǔn)中心距aa =m<z1+z2>=120a =m<z1+z2>=120節(jié)圓直徑dd=d=97.56d=d=142.44傳動(dòng)比i136/24=1.536/24=1.5確定IV檔齒輪參數(shù)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)mm=4m=4分度圓直徑d59.41*2=118.8260.59*2=121.18齒數(shù)z118.82/4=29.70=30121.18/4=30.30=30壓力角=20°=20°齒頂高h(yuǎn)a1*4=41*4=4齒跟高h(yuǎn)f<1+0.25>*4=5<1+0.25>*4=5齒全高h(yuǎn)<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db118.82*0.94=111.69121.18*0.94=113.91齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標(biāo)準(zhǔn)中心距aa =m<z1+z2>=120a =m<z1+z2>=120節(jié)圓直徑dd=d=118.82d=d=121.18傳動(dòng)比i130/30=130/30=1確定V檔齒輪參數(shù)15 °i5 =z10/z9=0.72；A=d9+d10=120；d=mz ;m=4; r9=69.77;r10=50.23.名稱(chēng)代號(hào)一軸齒輪二軸齒輪模數(shù)mm=4m=4分度圓直徑d69.77*2=139.5450.23*2=100.46齒數(shù)z139.54/4=34.89=35100.46/4=25.1=25壓力角=20°=20°齒頂高h(yuǎn)a1*4=41*4=4齒跟高h(yuǎn)f<1+0.25>*4=5<1+0.25>*4=5齒全高h(yuǎn)<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db139.54*0.94=131.17100.46*0.94=94.43齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標(biāo)準(zhǔn)中心距aa =m<z1+z2>=120a =m<z1+z2>=120節(jié)圓直徑dd=d=139.54d=d=100.46傳動(dòng)比i125/35=0.7125/35=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>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)mm=4m=4分度圓直徑d15*4=6035*4=140齒數(shù)z1535壓力角=20°=20°齒頂高h(yuǎn)a1*4=41*4=4齒跟高h(yuǎn)f<1+0.25>*4=5<1+0.25>*4=5齒全高h(yuǎn)<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db60*0.94=56.4140*0.94=131.6齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標(biāo)準(zhǔn)中心距aa =m<z1+z2>=120a =m<z1+z2>=120節(jié)圓直徑dd=d=60d=d=140傳動(dòng)比i135/15=0.7135/15=0.711名稱(chēng)代號(hào)三軸齒輪模數(shù)mm=4分度圓直徑d25*4=100齒數(shù)z25壓力角=20°齒頂高h(yuǎn)a1*4=4齒跟高h(yuǎn)f<1+0.25>*4=5齒全高h(yuǎn)<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db100*0.94=94齒距p3.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1標(biāo)準(zhǔn)中心距aa =m<z1+z2>=120節(jié)圓直徑dd=d=100傳動(dòng)比i135/15=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)mm=4m=4分度圓直徑d40*2=8080*2=160齒數(shù)z80/4=20160/4=40壓力角=20°=20°齒頂高h(yuǎn)a1*4=41*4=4齒跟高h(yuǎn)f<1+0.25>*4=5<1+0.25>*4=5齒全高h(yuǎn)<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db80*0.94=75.2160*0.94=150.4齒距p3.14*4=12.563.14*4=12.56基圓齒距pb12.56*0.94=11.8112.56*0.94=11.81齒厚s3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28齒槽寬e3.14*4/2=6.283.14*4/2=6.28頂隙cc=cm=1c=cm=1標(biāo)準(zhǔn)中心距aa =m<z1+z2>=120a =m<z1+z2>=120節(jié)圓直徑dd=d=80d=d=160傳動(dòng)比i140/20=240/20=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Z1Z4為6級(jí),Z5Z11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?？梢园妖X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(xiàn)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,r1d1/ 2,r2d2/2,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：13001400 N/mm2 一檔及倒檔齒輪：19002000 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(mǎn)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；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400850 N/mm2直齒輪；180350 N/mm2轎車(chē)斜齒輪；100250 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(mǎn)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,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(mǎn)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：=0.450.6mm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 =0.450.6*120mm =5472mm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； 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。一齒輪的受力分析：圓周力：Ft2×M/d <3.25>徑向力：Fr=Ft×tann/cos <3.26>軸向力：Fa=Ft×tan <3.27>其中：M計(jì)算轉(zhuǎn)矩n法向壓力角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(xiàn)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(xiàn)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(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CC1=Px*mx/lC2=<Rx*mx-Qx*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*k-PC*h>/gA2=< 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： <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：=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510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=s/ 取s=5 中間軸：20CrMnTi s=850Mpa第二軸：20CrMnTi s=850Mpa所以中間軸和第二軸 =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： <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=<Px×a1Pc×a2>×ex/l 3.41垂直彎矩：Mc=<Rc×a2Rx×a1Qx×rx+Qc×rc>×ex/l 3.42合成彎矩：Mh=<Ms2Mc2>1/2 3.43彎矩應(yīng)力：w=Mh/Ww 3.44扭矩：Mn= Temax×ic 3.45扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：n=Mn/Wn 3.46合成應(yīng)力：=<w2+4×n2>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0.130.15mm。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0.150.25mm。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：=Px×a×b×<b-a>/<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×b2/<3×E×I×l>+Qx×rx×a×<-3×a+2×a2/l+l>/<3×E×I> <3.45> 總撓度：fz=<fs2+fc2>1/2 <3.46>軸的剛度許用值fc=0.050.10mm fs=0.0100.15mmfz=0.002 = 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(xiàn)花鍵。漸開(kāi)線(xiàn)花鍵應(yīng)用日趨廣泛。這是由于漸開(kāi)線(xiàn)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,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(xiàn)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(xiàn)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 <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,Nmm；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?；ㄦI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(xiàn)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(xiàn)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