百度文庫-讓每個人平等地提升自我 、，4 — 刖 百 隨著汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出更經(jīng)濟實惠， 工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題，也是 我們作為汽車工程本科畢業(yè)生，必須肩負的重任。在面臨著前所未有的機遇的同時，我 們要努力為我們的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。經(jīng)過四年的刻苦學習，我掌握了四十多門 基礎知識和專業(yè)知識，閱讀了大量的專業(yè)書籍，為從事汽車行業(yè)的工作打下了堅實的基 礎。在大學畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委的要求，進行了這次設計。畢業(yè) 設計是對我們在大學期間所學知識的一次檢閱，充分體現(xiàn)了一個設計者的知識掌握程度 和創(chuàng)新思想。畢業(yè)設計總體質量的好壞也直接體現(xiàn)了畢業(yè)生的獨立創(chuàng)造設計能力。由于 畢業(yè)設計具有特殊的重要意義，在兩個多月的畢業(yè)設計時間里我們到單位實習，并閱讀 了大量的汽車資料，虛心向老師請教，且在老師的指導下，將老師傳授的設計方法運用 到自己的設計中，使本次畢業(yè)設計得以順利完成。 本人的設計題目、要求及任務是： 輕型貨車變速器設計（4+1）檔 \ 設計參數(shù)：發(fā)動機：Memax=160 N - m ; 車速：Vna=100 Km/h ; 額定轉速：n=2800 rpm ;車輪滾動半徑：Ro= m ; 汽車總質量：2200 Kg ;爬坡度：30% ;主減速比：i0=; 驅動輪上法向反作用力：Fz=1300 Kg 。 設計要求：采用中間軸式、全同步器換檔。本次設計要求：對各檔齒輪的接觸強度、 彎曲應力及軸的強度、剛度以及軸承的載荷進行校核計算。 設計工作量： 1、集資料、進行方案論證、結構分析，確定合理的結構方案。 2、選擇正確的參數(shù)，對變速器的強度及剛度進行校核計算。 3、繪制變速器總裝圖1張（0號圖）、殼體圖1張（0號圖）、操縱機構總裝圖1張（0 號圖）、齒輪零件圖折合張（0號圖），其中用計算機繪圖折和張 A0,手繪圖折和張A0o 總圖量為張以上0號圖。 4、設計中的計算要求編程，上機計算，打印程序、結果。 / 5、英譯中大于5000字符（折合中文約大于3000字）。 / 6、設計說明書應包括：目錄、.中、英文摘要、設計說明、方案論證、計算過程、結論、 畢業(yè)設計完成情況的自我評價及其它說明。要求大于萬字。 設計過程中，本人按時、按質、按量完成了各階段的工作，最終順利完成了設計任 務，設計出一臺適用于輕型貨車的四檔變速器。 最后，由于本人的設計經(jīng)驗和知識水平有限，在設計中出現(xiàn)的問題敬請各位老師和 同學的指正。 編者：ddd 2008. 5 第一章變速器的功用和要求 現(xiàn)代汽車采用的活塞式內燃發(fā)動機轉矩變化范圍較小， 不能適應汽車在各種條件下 阻力變化的要求，因此在汽車傳動系中，采用了可以改變轉速比和傳動轉矩比的裝置， 即變速器。變速器不但可以擴大發(fā)動機傳到驅動車輪上的轉矩和轉速的變化范圍，以適 應汽車在各種條件下行駛的需要，而且能在保持發(fā)動機轉動方向不變的情況下，實現(xiàn)倒 車，還能利用空擋暫時地切斷發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的動力傳遞，使發(fā)動機處于怠速運轉狀 態(tài)。 變速器的功用： (1)改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件， 如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作； (2)在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛； \ (3)利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或 進行動力輸出。 /‘因此變速器通常還設有倒檔，在不改變發(fā)動機旋轉方向的情況下汽車能倒退行駛； 設有空擋，在滑行或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。變速器還應能進行動力輸出。 為保證變速器具有良好的工作性能，設計變速器必須滿足以下的使用條件和基本要 求： (1)應該合理地選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性； (2)工作可靠，在使用過程中不應該有自動跳檔、 脫檔和換檔沖擊現(xiàn)象發(fā)生；止匕外, 還不允許出現(xiàn)誤掛倒檔的現(xiàn)象； (3)操縱輕便，以減輕駕駛員的勞動強度； (4)傳動效力高、噪音小。為了減少齒輪的嚙合損失，應設有直接檔。此外合理地 齒輪形式以及結構參數(shù)，提高其制造和安裝精度，都是提高效率和減小噪聲的有效措施。 ' (5)結構緊湊，盡量做到質量輕、體積小、制造成本底。 (6)制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長； (7)貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定； (8)需要時應設置動力輸出裝置。 / 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方案設計 變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。有級 變速器根據(jù)前進檔檔數(shù)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。對發(fā)動機前置前輪驅動的轎車，如變速器傳動 比小，則常采用兩軸式變速器。以下是兩軸式和三軸式變速器的傳動方案。要采用哪一 種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個方面： 一、結構工藝性 兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可 用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。 二、變速器的徑向尺寸 \ 兩軸式變速器的前進檔均為一對齒輪副，而三軸式變速器則有兩對齒輪副。因此， 對于相同的傳動比要求，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檔均為常嚙合齒輪傳動， 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，齒輪只是空轉，不影 響齒輪壽命。 四、變速器的傳動效率 '兩軸式變速器，雖然可以有等于 1的傳動比，但是仍要有一對齒輪傳動，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，因而傳動效 率高，磨損小，噪聲也較小。 轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，這樣可將變速器和主傳動器組 成一個整體，使傳動系的結構緊湊，汽車得到較大的有效空間，便于汽車的總體布置。 因此，近年來在歐洲的轎車中采用得比較多。而中、重型載貨汽車則多采用三軸式變速 器。 這次設計的變速器是輕型貨車使用，所以采用三軸式變速器。 第二節(jié)變速器傳動機構的分析 // 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數(shù)，換檔方案和倒檔傳動方案。 一、換檔結構形式的選擇 目前，汽車上的機械式變速器的換檔結構形式有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換 檔三種。 （一）滑動齒輪換檔 通常是采用滑動直齒輪換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的。滑動直齒輪換檔的優(yōu) 點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換檔時齒端面承受很大的沖擊會導致齒輪過早 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，可以將結構為某傳動比的一對齒輪，制造成常嚙合的斜齒輪。用嚙 合套換檔，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換檔，因此它們 都不會過早損壞，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。止匕外, 因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器的軸向尺寸和旋轉部分的總慣量增大。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。\ 這是因為重型貨 車檔位間的公比較小，要求換檔手感強，而且在這種車型上又不宜使用同步器（壽命太 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，與操作技術熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性。 同上述兩種換檔方法相比，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán) 使用壽命短等缺點，但仍然得到廣泛應用。近年來，由于同步器廣泛使用，壽命問題已 得到基本解決。 上述三種換檔方案，可同時用在同一變速器中的不同檔位上，一般倒檔和一檔采用 結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式，對于常用的高檔位則采用同步器或嚙合套 . 本次設計方案一、二檔和三、四檔采用同步器換檔，倒檔使用倒檔軸上滑動直齒輪 換檔。 二、倒檔的形式及布置方案 倒檔使用率不高，常采用直齒滑動齒輪方案換入倒檔。為實現(xiàn)傳動有些利用在前進 檔的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪的方案。 圖 \ 常見的倒檔結構方案有以下幾種： 方案1.（如圖2.1a）所示） \\ 在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變 化的彎曲應力狀態(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。 方案2.（如圖）所示） 此方案的優(yōu)點是可以利用中間軸上一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換檔時 兩對齒輪必須同時嚙合，致使換檔困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 方案3.（如圖2.1c）所示） 此方案能獲得較大的倒檔傳動比，突出的缺點是換檔程序不合理。 方案4.（如圖）所示） 此方案針對前者的缺點作了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。 / 方案5.（如圖）所示） / 此方案中，將中間軸上一檔和倒檔齒輪做成一體其齒體、寬加大，因而縮短了一些 長度。 方案6.（如圖2.1f）所示人 / 此方案中，采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔方便。 方案7.（如圖2.1g）所示） \ / 為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有些貨車采用此方案，其缺點是一檔和 倒檔得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些， 一般3、4、5、6、 7五種方案用于五檔變速器。 綜合考慮，本次設計采用輸出軸上直齒滑動換入倒檔換檔方式。其優(yōu)點是：結構簡 單，直齒輪加工要求不太高，無軸向力，成本低。但換檔時容易發(fā)生沖擊，產(chǎn)生噪聲大 壽命短。 第三節(jié)變速器操縱機構方案分析/八、. 一、變速器操縱機構的功用 變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得 要求的檔位，而且又不允許同時掛入兩個檔位。 二、設計變速器操縱機構時，應該滿足的基本要求 （一）要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖； \ （二）要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度 ；\ （三）應使駕駛員得到必要的手感。 三、換檔位置 設計操縱機構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 該注意以下三點： （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，有時于 1檔組成一排。 第四節(jié) 變速器傳動方案的設計 各齒輪副的相對安排位置，對于整個變速器的結構布置有很大的影響。各檔位置的 安排，應考慮以下四個方面的要求： 一、整車總布置 、、根據(jù)整車的總布置，對變速器輸入軸與輸出軸的相對位置和變速器的輪廓形狀以及 換檔機構提出要求。比如說是該車是采用發(fā)動機前置前驅動還是發(fā)動機前置后驅動等 等，這些問題都牽連著變速器的設計方案。 二、駕駛員的使用習慣 人們習慣于按檔的高低順序，由左到右或由右到左排列來換檔，如下圖 b和c。值 得注意的是倒檔，雖然它是平常換檔序列之外的一個特殊檔位，然而卻是決定序列組合 方案的重要環(huán)節(jié)。例如在四檔變速器中采用的基本序列組合方案有三種，見圖。其中 b 和c是倒檔與序列不結合的方案，即掛檔時，需先換位再掛倒檔。倒檔與序列結合與不 結合兩者比較，前者在結構上可省去一個撥叉和一根變速滑桿，后者如布置適當，則可 使變速器的軸向長度縮短。 按習慣，倒檔最好與序列不結合。否則，從安全考慮，將倒檔與一檔放在一起較好。 22 圖 三、提高平均傳動效率 為提高平均傳動效率，在三軸式變速器中，普遍采用具有直接檔的傳動方案，并盡 可能地將使用時間最多的檔位實際成直接檔。 四、改善齒輪受載狀況 ,各檔齒輪在變速器中的位置安排，應考慮齒輪的受載狀況。承受載荷大的低檔齒輪, 一般安置在離軸承較近的地方，以減小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。變 速器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞， 因此將高檔齒輪安排在離兩支承 較遠處較好。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角較小，故齒輪的偏載也小。 本次設計傳動方案如圖所示 傳動路線： I檔：一軸一 1 一2一中間軸一 8一7一二軸一 5、7齒輪間的同步器一輸出 II檔：一軸一 1 一2一中間軸一 6一5一 5、7齒輪間的同步器一二軸一輸出 田檔：一軸一 1 一2一中間軸一 4一3一 1、3齒輪間同步器一二軸一輸出 IV檔：一軸一 1一 1、3齒輪間同步器一二軸一輸出 R檔：一軸一 1 一2一中間軸一 10一 11 一9一二軸一輸出 第三章變速器設計計算 第一節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇 一、軸的直徑 第一軸花鍵部分直徑d(mm)®選 d=K 3Temax K ——經(jīng)驗系數(shù)，K=?，取K=; \ Temax 一—發(fā)動機最大轉矩(N?Pm d=23.34mm,取 d=32mm 二、傳動比的選擇 汽車在最大爬坡路面上行使時，最大驅動力應能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡 阻力。由于汽車上坡行使時，車速不高，故可以忽略空氣阻力，這時： k max f i max 式中：Fkmax ——最大驅動力；即 Fkmax= Temax力0 / Ro Ff 滾動阻力；即 Ff=f m g cos max Fimax 最大上坡阻力。即 Fimax=mgSin max 把以上參數(shù)代入(3-1 )得： mg (f COS max Sin max)R0 以上是網(wǎng)最大爬坡度確定一檔傳動比，式中： Temax 一一發(fā)動機最大扭矩，Temax =160 N ? 日 變速器一檔傳動比; 主傳動器傳動比，i°=； m 汽車總質量， m = 2200kg; f 一一道路滾動阻力系數(shù)??； ——傳動系機械效率，取； g 重力加速度；取 g=m/s2 ; Ro 一一驅動輪滾動半徑，取 0.42 m ; max 一一汽車最大爬坡度為30%,即“max =16.7 i尸 取i〔= 由 i1/i2 i2/i3 q 式中，q為常數(shù)，也就是各檔之間的公比，一般認為 q不宜大于一。 由中等比性質；得: im n m i1 n^ 一檔位數(shù)，取m =2,3,4, 一檔數(shù)，n=4 ; . 3 i2 = ： . 3 i3== ii. i2 i4=（直接檔） i3 , i4 符合q的要求。 「? i產(chǎn)，i2=, i3=, i4=。 三、中心矩A 對于中間軸式變速器，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，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 A = Ka 3 Temax—ii -g Ka ii Temax 中心距系數(shù)：Ka=~，取； 變速器一檔傳動比； 變速器傳動效率：取 g =96%; -發(fā)動機的最大輸出轉矩，單位為（Nrm； . ?A=X （160 XX 1/3 取 A=89mm 四、齒輪參數(shù)選擇 （一）模數(shù)的選擇 影響齒輪模數(shù)選取的因素很多，如齒輪強度、質量、噪聲、工藝要求等。選取齒輪 模數(shù)時一般遵循的原則是：合理減少模數(shù)，增加齒寬會使噪聲降低；為了減輕變速器的 質量，應增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同一種模數(shù)，而 從齒輪強度方面考慮，各檔齒輪應該有不同的模數(shù)。對貨車，減輕質量比減小噪聲更重 要，故齒輪應選用大些的模數(shù)。 初選模數(shù)時，可參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定；也可以根據(jù)經(jīng)驗公式確定，即： mn =K/emax /10 = 高檔齒輪 K=1 m=0.7 .emaxil g/10 = 一檔齒輪 式中：mn為斜齒輪法向模數(shù)； m為直齒輪模數(shù)； Temax 一 —發(fā)動機最大扭矩；Temax =160 N ? m \ ii ――變速器一檔傳動比； g —— 變速器傳動效率：取 g = 96%; \ 該設計選用同一模數(shù)進行，故斜齒輪法向模數(shù)取 mn=3;直齒輪模數(shù)取m =3 （二）壓力角a的選擇 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒 的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為提高重合度以降低噪聲，應采用。 \,150 , 16。，。等小些的壓力角；對貨車，為提高齒輪的承載能力，應選用?；?25等大些的 壓力。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20。，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20° 0 （三）螺旋角B 選取斜齒輪的螺旋角，應注意到它對齒輪工作噪聲，輪齒的強度和軸向力有影響。 在齒輪選取大的螺旋角時，齒輪嚙合重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲降低。隨著B增大， 齒的強度也相應提高，不過，當螺旋角大于 30。時，抗彎強度急劇下降，會使軸向力及 軸承載荷過大。 '貨車變速器斜齒螺旋角B的選擇范圍：18°?26°。初選01,2=25° , 3,4 '、、5,6 7,8 20 （四）齒寬b 齒寬的選擇，應注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)行、齒 / 強度和齒輪工作時受力的均勻程度。 通常根據(jù)模數(shù)m （mn）來選擇齒寬： / 直齒：b = Kc m, Kc為齒寬系數(shù)，取? / \ / 斜齒：b = Kcmn,（取為?； 小齒輪的齒寬在計算上認為加寬約 5?10,所以有 1、直齒 // b=~X3=~ 24（mm） \ / b9=20mm, b10 =22mm, b11 =20mm \ / 2、斜齒 b =?x 3=? （mm） 因為本設計中間軸上預定用寶塔齒輪，所以?。? bi =22mm, b2=20mm, b3 =22mm, b4 =20mm b5=18mm, b6 =20mm, b7 =18mm, b8 =20mm (五)各檔齒數(shù)Z 齒數(shù)確定原則：各檔齒輪齒數(shù)比應盡可能不是整數(shù)，且各檔齒數(shù)無公約數(shù) 1、一檔齒輪齒數(shù) \ ⑴斜齒 Zh=2XAXcos /mn \ 選取 7,8 = 20° J \ Zh =2X89Xcos200 /3 \ =取 Z h =56 \ 由Zh Z7 Z8進行大小齒輪齒數(shù)分配，為使Z7/Z8的傳動比更大些，取 Z7=38, Z8=18; ⑵ A = mn X ( Z7+Z8)/(2 Xcos 7,8) =x (38+18)/(2 Xcos20° )=89.39mm 取 A = 90mm ⑶ Z2/ Z1 — i1 Z8/ Z7 =x 18/38=; ⑷由 A= mn X ( Z1+Z2)/(2 X cos 1,2) Z1+Z2 =2X90Xcos25° /3= 取 Z1=17, Z2=37 (圓整)； ⑸修正i1 i1 = Z2 義 Z7/( Z1X Z8) =37X38/ (17X28) i%=(合格)；\ ⑹修正 由 A= mn X( Z1 + Z2)/ (2Xcos 1,2) / 得 1,2=arccos [ mn x ( Z1+Z2)/ (2XA)] = 0 / 同理 7,8 = arccos [mnx(Z7+Z8)/ (2XA)] = 0 / 2、確定二檔齒輪齒數(shù)(取5,6=20° )\ / (1) Z5/ Z6 = i2 X Z1/ Z2 =X 17/37= ⑵ Z5 + Z6=2X A X cos 5,6/ mn = 2X90Xcos200 /3 = 取 Z5=24, Z6=32(圓整)； / \ ⑶修正i2 i2 = Z2 X Z5/ (乙 X Z6)/ \ = 37X 32/ (17X24) \ i2%=| (合格)； ⑷修正下 5,6 = arccos [ mn ( Z5+Z6)/ (2X A)] 二° ⑸ 從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關系式: tg 1,2 /tg 5,6=Z2/( Z1+Z2) X(1+Z5/ Z6) tg 1,2 /tg 5,6 = Z2/( Z1+Z2) X(1+Z5/ Z6) = | |=< 兩者相差不大，近似認為軸向力平衡。 3、確定三檔齒輪齒數(shù)(6 = 20° ) (1) Z3/ Z4= i3 X Z1/ Z2 =義 17/37 ⑵由 A = mn X ( Z3 + Z4)/2cos 3,4 取 3,4 = 20° ,得 Z3 + Z4 = 2X AXcos 3,4/ mn =2X90Xcos20、3= 取 Z3 = 24, Z4=32 (圓整)； ⑶修正i3 \ i3 = Z2 X Z3/ ( Z1X Z4) \ / =37X24/ (17X 32) i3%=合格) ⑷修正3,4 3,4 = arccos [ mn x ( Z3 +Z4)/ (2XA)] =0 ; ; ⑸從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關系式： tg 1,2/tg 3,4=Z2/( Zi+Z2)X(1+Z3/Z4)\ tg 1,2/tg 3,4= / \ Z2/( Z1+Z2) X (I+Z3/ Z4)= / \ |兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。 \\ 4、確定倒檔傳動比 倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔 相近，為保證中間軸倒檔齒輪不發(fā)生根切，初選 Zio=17, 倒檔齒輪一般在21?33之間選擇。 \ 初選 Z11=22。 \ 根據(jù)中間軸和輸出軸的中心距 A=90mm 那么 90= m X(Z9+Z10) / 2 + 2 X ha Xm + \ 代入數(shù)字圓整后可求得Z9=38 修正倒擋傳動比：i「=Z2XZ9/(Z 1XZn)= 37 X38/ (17X17) = \ 為了保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉， 齒輪9和齒輪10的齒頂圓之間應保持 0.5mm以上的間隙，因為 (1)中間軸與倒檔軸之間的中心距 A' A =m X ( Z10 + Z11)/2 =3X (17+22) /2 =58.5mm 取 A =59mm ⑵第二軸與倒檔軸之間的中心矩 A'' A ''二 m X ( Z9 + Z10)/2 =3 X (38+22)/2 =90mm 取 A ' ' =90mm \ / A' +A' ' =146>A=90mm / 齒輪9和齒輪10的齒頂圓之間的間隙 x =90-3 X (38+17)/ X 1X3 => 所以齒輪能正常嚙合且不發(fā)生運動干涉。 修正后各檔的傳動比為：i 1 =, i 2 =,i 3 =,i 4 =, i r = (六)齒輪精度的選擇 根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取 Zi?Z4為6級，乙?Zii為7級。 (七)螺旋方向 由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力，故設計時應要求中間軸上的軸向力平衡。關 于螺旋角的方向，第一、二軸齒輪采用左旋，這樣可使第一、二軸所受的軸向力直接經(jīng) 過軸承蓋作用在變速器殼體上，而不必經(jīng)過軸承的彈性檔圈傳遞。中間軸齒輪全部采用 右旋，因此同時嚙合的兩對齒輪軸向力方向相反，軸向力可互相抵消一部分。 (八)齒輪變位系數(shù)的選擇及計算 采用變位系數(shù)，除了避免齒輪產(chǎn)生干涉、根切和配湊中心距以外，還因為變速器不 同檔位的齒輪在彎曲強度、接觸強度、使用平穩(wěn)性、耐磨性及抗膠合能力等方面有不同 的要求，采用齒輪變位就能分別予以兼故。齒輪變位是提高齒輪壽命的有效方法。 對實際中心距等于已知中心距時，采用高度變位，反之采用角度變位。 由于角度變 位可獲得良好的齒合性能及傳動質量，故較多被采用. \ /變速器齒輪是斷續(xù)工作的，各檔使用條件不同，齒輪經(jīng)常承受循環(huán)負荷，有時還承受 沖擊負荷。使用表明，變速器齒輪大多是因為齒面剝落和疲勞斷裂而損壞的.，因此，變位 系數(shù)只要應按提高接觸強度、彎曲強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù) 。 對于常用的高檔齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，應按保證最大接觸強度和抗膠 合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度 ，應使所選用的變位系數(shù)盡可 能取大些，這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。 對于低擋齒輪，由于齒輪的齒根強度較低，加之傳遞的載荷較大，有時會出現(xiàn)小齒輪的 彎曲強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪 的變位系數(shù)大于零。為提高耐磨性及抗膠合能力，應使所選用的變位系數(shù)能降低兩齒合 齒輪的相對滑動系數(shù)，并使兩齒輪齒根外的滑動系數(shù)趨于平齊。 利用變位系數(shù)封閉圖分配變位系數(shù)是目前較好的一種方法， 它比較全面地綜合了各 種限制條件和各種傳動質量指標。使用該圖分配變位系數(shù)可不必校核是否干涉，根切， 齒頂變尖以及重合系數(shù)過低等情況。 變位系數(shù)的計算： 已知實際中心距A , B , m, Z / 標準中心距 A=m(Z i+Z2)/(2*cos 0 ) // 端面壓力角 at： tg a t=tg a n/ COS 0 端面齒合角at ： / inv a t =inv a t+2*(Xti +X2)*tg a t /(Z 1 +Z2) ① (inv a t =tg a t - at) A =A*COS a t /COS a t a t =arc cos(A*cos a t /A ) / 代入①式并整理得： \ / X=X ti+X2 =(inv at - inv a t )*(Z 1 +Z2 )/2*tg a t 根據(jù)以上各式計算得： Xl,2) = X (3,4) = X (5,6)= X (7,8)= X (9,11) =0 X (10,11) =0 表 Z Z1 Z2 /乙 Z4 Z5 Z6 Z7 X 乙 /Z9 Z10 乙1 0 0 0 表2為計算所得齒數(shù): Zi Z2 Z3 Z4 Z5 八Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z 17 37 24 32 1 / 32 24 \38 18 38 17 22 b 22 20 22 20 18 20 18 20 20 22 20 B 0 0 0 0° mt 3 mn 3 3 3 3 3 ,at 200 20° 20° 20° 200 ha 3 3 3 hf 3 30 d 114 51 66 da 120 57 72 df y (1)直齒圓柱齒輪： (2) 斜齒圓柱齒輪： 分度圓直徑:d=ZX m 端面模數(shù)mt =mn / cos 0 齒MK ha=m ( ha* + xn) 分度圓直徑:d=ZX m 齒根局 hf=(ha* + c*-X t) x m 齒頂局：ha=ha x m+X x m 齒頂圓直徑：da=d+2x ha 齒全高：h=(2 x ha +C) x m 齒高h=ha+hf 齒頂圓直徑da=d+2Xha 齒頂局系數(shù)ha*= 齒根高系數(shù)c*= \ // (九)材料選擇 現(xiàn)代汽布變速器的齒輪材料大部分采用 滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌 性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。本次設計的齒輪 的材料選用40Cr。 五、齒輪的強度校核 1、齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞有以下幾種形式： (1)輪齒折斷 / 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， 輪齒根部彎曲應力很大，過渡圓角處又有應力集中，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，導致輪齒 斷裂。另一 種是受到多次重復載荷的作用，齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展 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力，提高齒輪的彎曲強度。采用下列措 施，可提高輪齒的彎曲強度：增大輪齒根部齒厚；加大輪齒根部過渡圓角半徑；采用長 齒齒輪傳動；提高重合度；使同時嚙合的輪齒對數(shù)增多；使齒面及齒根部過渡圓角處盡 量光滑；提高材料的許用應力，如采用優(yōu)質鋼材等。 (2)齒面點蝕 齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪在潤滑油中工作， 齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產(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)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量的扇形小麻 點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。 提高接觸強度的措施：一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應力降低；另一方面是 提高齒面硬度，如采用許用應力大的鋼材等。 (3)齒面膠合 '高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對 滑動速度大，接觸應力大，使齒面間潤滑油膜破壞，兩齒面之間金屬材料直接接觸，局 部溫度過高，互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。 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，提高油膜強度， 使油膜不破壞，就可以不產(chǎn)生局部溫開；另一方面可提高齒面硬度，或嚙合齒輪采用不 同材料等。 2、圓柱齒輪強度的簡化計算方法 / (1)接觸強度計算 用下列公式計算接觸應力 j 0.418 j--bn-^——―■) ( N/mm1 j , b cos 1 2 式中：Fbn ——法面內基圓周切向力， Fbn=——^—— ； cos cos Ft ——端面內分度圓切向力，F(xiàn)t =.； d M 計算轉矩，N?mm d ——節(jié)圓直徑； ——節(jié)圓壓力角； ——螺旋角； E ——輪齒材料的彈性模量； b——齒輪接觸的實際寬度； 1、 2 ——主、被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑; r1 sin r2 sin 1 = 2 ， 2 = 2 ； cos cos ri、「2 ——主、被動齒輪節(jié)圓半徑； 1 .…?一 計算轉矩M =一 M emax時的許用應力為： 2 常嚙合齒輪：1300~1400 MPa 一檔及倒檔齒輪：1900~2000 MPa 這里Memax是發(fā)動機最大轉矩。 （2）彎曲強度計算 直齒輪用下式計算彎曲應力: FtK Kf bPy (MPa 斜齒輪用下列公式計算: FtK bPtnyK (MPa 2 M emax 式中：Ft \--圓周力，F(xiàn)t = K ——應力集中系數(shù)，直齒輪取，斜齒輪??； Kf ——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取，被動齒輪取； b 齒面寬 Pt 端面周節(jié)，Pt = m ; Ptn 法面周節(jié)，Ptn = mn ； // y ——齒形系數(shù)； K ——重合度影響系數(shù)，K =。 許用應力為400-850 MP a直齒輪），倒檔齒承受雙向交變載荷作用，取 （貨車斜齒輪）。 （齒輪的接觸強度和彎曲強度的計算程序及結果見附錄 ） ，N; 卜限；100-250 MPa 第二節(jié)變速器軸的設計計算 一、軸的功用及設計要求 變速器軸在工作時承受轉矩，彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不足， 在負荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降 低齒輪的使用壽命。 設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題： 軸的結構形狀、軸的直徑、長度、軸的強 度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸 等。 \ 軸的結構主要依據(jù)變速器結構布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。 二、軸尺寸初選 在變速器結構方案確定以后，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)調關系。軸的直徑 d與支 承跨度長度l之間關系可按下式選?。?\ 第一軸及中間軸：d=~ L 第二軸： d =~ L 軸直徑與軸傳遞轉矩有關，因而與變速器中心距有一定關系，可按以下公式 初選軸 直徑： 中間軸式變速器的第二軸和中間軸 最大軸徑： d = (~) A (mm 第一軸花鍵部分直徑d ([ d ]為mm)T按下式初選： d = (~) 3 M emax 式中：A ——變速器中心距，mm M e max 一 —發(fā)動機最大轉矩，N?m 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，按其標準進行修正。 以下是軸的計算尺寸： 第二軸：dmin C(Pi/ni)1/3 (C是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù))// T=X 106X P1/n1 T=TemaxX i X q\ / g X 因發(fā)動機最大扭矩不大，故 C取較小值，由機械設計(第八版)表 15-3選 WC= 100 ；P1/n1=T/ X 106 .?.dmin=CX (TemaxX i X g / X 此( (mm1 齒輪 1 處： d min=100x (X 105XXX 106) 1/3 = (mm)； 齒輪 3 處： d min=100x (X 105XXX 106) 1/3 = (mm); 百度文庫-讓每個人平等地提升自我 齒輪 5 處： d min=10Ox (X 105XXX 106)1/3 = (mm); 齒輪 7 處： d min=100x (X 105XXX 106) 1/3 = (mm); 齒輪 9 處： d min=100x (X 105XXX 106) 1/3 = (mm); 中間軸： 齒輪 2、4 處:dmin=100x (X 105XXX 106)1/3 = (mm); 當軸截面上開著鍵槽時，應增大軸徑以考慮對軸的強度減弱，同步器花鍵增加 5%0 / \ ???修正后，軸徑如下： 齒輪 9處：d= X (1+5%) = (mrm \ 齒輪 2、4處：d=x (1+5%) = (mrm '、 / in與IV檔同步器軸徑：d小徑=32mm / I與II檔同步器軸徑：d小徑=40mm \ 其它尺寸查看標準構件來定。 三、軸的結構形狀 軸的結構形狀應保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。并與工藝要求有密切關 系。 除前置發(fā)動機前輪驅動、后置發(fā)動機后輪驅動的汽車變速器采用兩個軸外，絕大多 數(shù)汽車變速器都是三軸式。 在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發(fā)動機飛輪內腔的軸 承上。其軸徑根據(jù)前軸承內徑確定。第一軸花鍵尺寸與離合器從動盤轂內花鍵統(tǒng)一考慮。 第一軸的長度根據(jù)離合器總成軸向尺寸確定。確定第一軸后軸徑時， 希望軸承外徑比第 一軸上常嚙合齒圈外徑大，以便于裝拆第一軸。 第二軸前軸頸通過軸承安裝在第一軸常嚙合齒圈的內腔里， 它受齒輪徑向尺寸的限 制，前軸頸上安裝長或短圓柱滾子軸承或滾針軸承或散滾針。第二軸安裝同步器齒轂的 花鍵采用漸開線花鍵，漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，定位性能好，承 載能力大，花鍵齒短，其小徑相應增大，可提高軸的剛度。選用漸開線花鍵時以大徑定 心更合適。第二軸各檔齒輪與軸之間有相對旋轉運動， 因此，無論裝滾針軸承,，襯套(滑 動軸承)還是鋼件對鋼件直接接觸，軸的表面粗糙度均要求很高，不應低于/' Ra,表面硬 度不應低于HRC58~63。在一般情況下軸上應開螺旋油槽，以保證充分潤滑 。在低檔的 滑動掛檔齒輪處，軸上花鍵采用矩形花鍵，因為掛檔時，齒輪須軸向滑動，要求定心好， 滑動靈活。所以除要求定心的外徑磨削外，一般鍵齒側面也需要磨削，而矩形花鍵鍵側 面磨削比漸開線花鍵容易。 第二軸制成階梯式，便于齒輪安裝，從受力和合理使用材料看，這也是需要的。各 截面尺寸要避免相當懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽產(chǎn)生應力集中，易造成軸折斷。 輕型汽車變速器各檔齒輪常用彈性擋圈軸向定位，彈性擋圈定位簡單，但拆裝不方便， 并且與旋轉件端面油相對摩擦，同時彈性擋圈亦不能傳遞很大的軸向力，這是很不利的， 22 百度文庫-讓每個人平等地提升自我 因此只在輕型汽車變速器中采用。 變速器中間軸有旋轉式和固定式兩種。 固定式中間軸是根光軸，僅起支承作用，具剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結構保證 軸和寶塔齒輪之間用 滾針軸承或長、短圓柱滾子軸承。軸常輕壓于殼體中。固定式中間 軸用鎖片或雙頭螺柱固定。輕型汽車變速器中心距較小， 殼體上無足夠位置設置滾動軸 承和軸承蓋，因而多采用固定式中間軸。 旋轉式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上，一般軸向力常由后軸承承受。由于中間 軸上一檔齒輪尺寸較小，常與軸做成一體，成為中間齒輪軸，而高檔齒輪則通過鍵或過 盈配合與中間軸結合，以便齒輪損壞后更換。 本次設計輕型貨車變速器，由于輕型汽車變速器中心距較小，殼體上無足夠位置設 置滾動軸承和軸承蓋，因而 采用固定式中間軸。 四、軸的受力分析 \ 計算軸的強度、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。 不同檔位時，軸所受的力及支承反力是不同的，須分別計算。 齒輪上的作用力認為作用在 有效齒面寬中點。軸承上支承反力作用點，對于向心球 軸承取寬度方向中點；對向心推力軸承，取滾動體負荷向量與軸中心線匯交點；對于圓 錐滾子軸承，取滾動體寬中點處滾動體中心線的法線與軸中心線的匯交點，其尺寸可查 有關軸承的標準手冊。 求支承反力，先從第二軸開始，然后計算第一軸。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構保證，無需進行強度分析 。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矩圖，再確定軸的危險截面，從而可對軸進行強度 和剛度校核。 （一）齒輪的受力分析： 圓周力:\Ft = 2>M/d / 徑向力：Fr=Ft x tann/cos 0 軸向力：Fa=FtXtan 0 / 其中： M 計算轉矩 / n———法向壓力角 / ———分度圓壓力角 （二）方向 \ / Ft：主動輪與旋轉方向相反，從動輪與旋轉方向相同。 F「：分別指向各齒輪中心 、/ Fa：受力方向通常用“主動輪左、右手法則”來判定， 左旋齒輪用左手，右旋 齒輪用右手，拇指指向軸向力 Fa的方向，從動輪Fa與主動輪Fa方向相反。 不同檔位時，軸所承受力及支承反力是不同的，須分別計算 齒輪上的作用力認為作用有效齒面寬中心。軸承支承反力作用點，對于向心軸承取 寬度方向中點：對于向心推力軸承取滾動體負荷響亮與軸中心線匯交點；對于圓錐滾子 軸承取滾動體寬中心點滾動中心線的匯交點，其尺寸可查有關軸承的標準手冊。 （三）各力的作用點 \ 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取軸承寬度方 向中點。 五、軸的強度計算及校核 由變速器結構布置并考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠 的，僅對其危險斷面進行驗算。求出不同檔位時的各支承反力，可計算軸的各截面的彎 曲力矩： 68 軸 支點 水平向內支承反力 垂直面內支承反力 軸 C C=R*m/l / \ G=(Rx*m<-Qx*rx)/l D /D=R*nJl D=(Rx*nx+Q*/x)/l 一 B / B=[Ci*(g+k) - Pc* (h+g)]/g B2=[Rc*(h+g)-C 2*(k+g)-Q c*rc]/g 軸 A Ai=( C i*k-P C*h)/g A2=( Rc*h -C 2*k -Q c* r c)/g 畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險處合成彎矩和轉矩最大值，計算彎曲應力 和扭曲應力以及合成應力。 求出不同檔位時的各支承反力，可以計算軸的各截面的彎曲力矩 M = p x 式中：x ——支承中心至計算斷面距離。 畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險斷面處合成彎矩和轉矩最大值，計算彎曲 應力和扭轉應力以及合成應力。 彎曲應力: 扭轉應力: 合成應力: =2 n2 式中：W ——軸截面抗彎截面系數(shù); Wn 軸截面抗扭截面系數(shù)。 對圓截面: 3 W = d 32 Wn =  d3 16 對外徑為D,內徑為d的空心軸： D4 d W =— 32 D Wn=— 5 16 花鍵按小徑計算。 當以發(fā)動機最大轉矩計算軸的強度時， 其安全系數(shù)（按金屬材料的屈服極限計算）在5~10 范圍內選取。第一軸取上限，中間軸和第二軸取下限。 安全系數(shù)：s=&o 取s=5 中間軸: 第二軸: 20CrMnTi 20CrMnTi 所以中間軸和第二軸 二軸應力的計算 cs=850Mpa (s=850Mpa [(r=170 Mpa 設 mx = b 水平彎矩: Px a Ms=—— l 合成彎矩: 垂直彎矩: (Rx a Qx rx) b M — — x--- l 2 2 s Mc s c 扭矩：Mn=Me ix 彎曲應力: 扭轉應力: 合成應力: L Wn 注：Px Temax igx d 2 Te max tg d cos 2 \ Te max i gx tg d 其彎矩和扭矩圖如下: (N.nl 中間軸的應力計算: I *軍融圈 tN.m) 如圖 由受力分析圖，設(a=a2, cx=ai, ex=l-c x, b=l-a 2)得: 水平彎矩: 垂直彎矩: 合成彎矩: 彎矩應力: M=[(PxXai—RXa2)x&]/l M=[(R c x a?+ R x ai — Q x r x+Q x r c) x ex]/l M=(Ms2+ M2)1/2 (T 后 M/W 扭矩：M= TemaxX ic 扭轉應力：T n=M/W 合成應力：0- =( 0- W2+4X T n2) 1/2 () () () () () () () 其彎矩和扭矩圖如下: 垂直彎矩圖 <N.n) E1 1 水平有矩圖 (F J.m) FE t/ 租柜圖 (N.忡 合成彎炬圖 (N.n) 六、軸的剛度計算和校核 變速器軸的剛度用軸的撓度和轉角來評價，軸的剛度比其強度更重要。 對齒輪工作 影響最大的是軸在垂直面內產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內的轉角， 前者使齒輪中心距發(fā)生 變化，并破壞了齒輪的正確嚙合。軸有轉角使大、小齒輪相互歪斜，結果沿齒長方向的 壓力分布不正確。軸的撓度和轉角可按材料力學有關公式計算。 應分別計算軸在水平面內和垂直面內的撓度，然后用下列公式計算總撓度。 2 2 f總=« f 水平 f 垂直 變速器第二軸的剛度最小。按發(fā)動機最大轉矩計算時，第二軸齒輪處軸截面的總撓 度f總不得大于?0.15mm。對于低檔齒輪處軸截面的總撓度，由于低檔工作時間較短， 又接近軸的支承點，因此允許不得大于? 0.25mm。齒輪所在的平面的轉角不應超過弧 度；兩軸的分離不得超過\0.2mm。 / 斜齒輪對軸和支承的變形較直齒輪敏感。變速器剛度試驗表明「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。 計算中間軸時，通常只計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算，因為距離之承點較近，負荷較小，撓度值不大。 計算軸的撓度 \ / 根據(jù)材料力學的公式得: 二軸和一軸的剛度： 水平轉角：6=P>a >b Xb-a)/(3 EM M) 水平撓度：fs=Px>a2刈2/(3 exi冷 垂直撓度：fc=Rx 射沖2/(3 EXI 為+Qx 冰>aX-3 a+2>a2/l+l)/(3 E淘 總撓度：fz=（fs2+fc2）1/2 軸的剛度許用值 [fc]=?0.10mm [fs]= ?0.15mm [fz ]= [ 6]= （齒輪強度校核、二軸和一軸的強度和剛度校核程序及結果見附錄） 七、軸上花鍵的設計計算 /變速器軸與齒輪及其他傳遞轉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，如齒數(shù)多、齒端，齒根部厚，承載能力強，易自動定心，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準選取。 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° ）。 滑動齒輪處花鍵長度L不應低于工作直徑的倍，否則，滑動件工作不穩(wěn)定。 花鍵傳遞轉矩時，齒側面受擠壓作用，齒根部受剪切及彎曲作用。當采用標準的花 鍵時，花鍵的強度計算主要驗算擠壓應力。 2M jy — KZRLd 2 (MPa 式中：jy ——齒側面所受的擠壓應力，MPa; M ——傳遞轉矩（按發(fā)動機最大轉矩計算），N?mm L ——鍵的工作長度，mm d2 ——鍵的平均工作直徑（工作齒高中部處直徑），mm / K——轉矩在花鍵上分配不均勻系數(shù)，一般取 K >; Z ——花鍵齒數(shù)。 許用擠壓應力jy按機械設計手冊推薦，當 jy<[ jy]時，認為擠壓強度符合要求。 花鍵配合選擇 第一軸上與離合器從動盤轂相配之花鍵， 采用矩形花鍵者，外徑定心，外徑表面磨 削。采用漸開線花鍵者，齒側面定心，滑動配合。 第二軸上裝同步器齒轂的花鍵，配合較緊，裝配時常用木榔頭輕壓，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，內孔 不必熱處理，因而內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, 用漸開線花鍵者齒側面定心。當采用滑動齒輪掛檔時，花鍵配合應保證滑動自如。 中間軸上齒輪非整體式時，齒輪與軸連接方式可用單鍵（矩形或半圓鍵）或雙鍵（對 分雙鍵）與齒輪和軸緊配合聯(lián)接，也可采用過盈配合連接。 由于本次設計中間軸齒輪采 用寶塔齒輪，中間軸是光軸，故不設花鍵。 第三節(jié)變速器軸承的選擇‘ 一、幾種軸承的特點： （一）、圓錐滾子軸承產(chǎn)： 可以同時承受徑向載荷及單向的軸向載荷（30000型以徑向為主，30000B型以軸向 載荷為主）。