低速載貨汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)[三軸四檔手動(dòng)][農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)] 整備選約1.6噸 總3.5噸【20張CAD圖紙+PDF圖】

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低速載貨汽車(chē)是一種特殊的貨車(chē),特殊在于它以前叫農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)，GB7258-2004[1]將“四輪農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)”更名為“低速貨車(chē)”，明確“農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)”實(shí)質(zhì)上是汽車(chē)的一類(lèi)。GB18320-2001[2]規(guī)定以柴油機(jī)為動(dòng)力裝置，中小噸位、中低速度，從事道路運(yùn)輸?shù)臋C(jī)動(dòng)車(chē)輛，包括三輪農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)和四輪農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)等，但不包括輪式拖拉機(jī)車(chē)組、手扶拖拉機(jī)車(chē)組和手扶變型運(yùn)輸機(jī)。農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)最高設(shè)計(jì)車(chē)速不大于70km/h，最大設(shè)計(jì)總質(zhì)量不大于4500kg，長(zhǎng)小于6m、寬不大于2m和高不大于2.5m。 我國(guó)農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)誕生于20世紀(jì)80年代初。我國(guó)農(nóng)村運(yùn)輸?shù)奶攸c(diǎn)是運(yùn)量小、運(yùn)距短、貨物分散、道路條件差。由于同噸位的柴油車(chē)較汽油車(chē)運(yùn)載能力強(qiáng)，燃油價(jià)格低，且柴油保管無(wú)須特殊設(shè)備，又為廣大農(nóng)民所熟悉，所以，農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)均選用柴油機(jī)為動(dòng)力。農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)的載質(zhì)量一般不超過(guò)1.5t。當(dāng)前四輪農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)載質(zhì)量分為4個(gè)等級(jí)，包括1.5t、1.0t、O.75t和0.5t級(jí)。 在傳動(dòng)系統(tǒng)中設(shè)置了變速器，以適應(yīng)汽車(chē)在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對(duì)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪牽引力及車(chē)速的不同要求的需要。 本次設(shè)計(jì)的課題為低速載貨汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)，該課題來(lái)源于結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際。 本次課題研究的主要內(nèi)容是： a.參與汽車(chē)的總體設(shè)計(jì)； b.變速器結(jié)構(gòu)型式分析和主要參數(shù)的確定； c.變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 本說(shuō)明書(shū)以設(shè)計(jì)低速載貨汽車(chē)變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)為主線。第2章著重介紹了在參與總體設(shè)計(jì)當(dāng)中，如何確定低速載貨汽車(chē)參數(shù)，進(jìn)而明確變速器應(yīng)滿足的條件及其所受的限制。第3章則重點(diǎn)介紹低速載貨汽車(chē)變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)說(shuō)明。在參與總體設(shè)計(jì)當(dāng)中，首先是對(duì)低速載貨汽車(chē)的產(chǎn)品技術(shù)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行分析，然后確定低速載貨汽車(chē)的總質(zhì)量，以此來(lái)選擇合適的發(fā)動(dòng)機(jī)。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的功率以及汽車(chē)的總質(zhì)量確定該車(chē)的最高速度（滿足低速載貨汽車(chē)安全技術(shù)條件）。關(guān)于變速器的設(shè)計(jì)，首先選擇合適的變速器確定其檔位數(shù)，接著對(duì)工況進(jìn)行分析，擬訂變速器的各檔位的傳動(dòng)比和中心距，然后計(jì)算出齒輪參數(shù)以選擇合適的齒輪并且對(duì)其進(jìn)行校核，接著是初選變速器軸與軸承并且完成對(duì)軸和軸承的校核，最終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。 本課題所設(shè)計(jì)出的變速器可以解決如下問(wèn)題： a.正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比，使之與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)匹配，以保證汽車(chē)具有良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性； b.設(shè)置空檔以保證汽車(chē)在必要時(shí)能將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系長(zhǎng)時(shí)間分離；設(shè)置倒檔使汽車(chē)可以倒退行駛； c.操縱簡(jiǎn)單、方便、迅速、省力； d.傳動(dòng)效率高，工作平穩(wěn)、無(wú)噪聲； e.體小、質(zhì)輕、承載能力強(qiáng)，工作可靠； f.制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長(zhǎng)； g.貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計(jì)要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定。 2 低速載貨汽車(chē)主要參數(shù)的確定 2.1 質(zhì)量參數(shù)的確定[3] 汽車(chē)的整備質(zhì)量利用系數(shù)： （2-1） 式中 ——汽車(chē)的載質(zhì)量； ——整車(chē)整備質(zhì)量。 表2-1 貨車(chē)的質(zhì)量系數(shù) 參數(shù) 車(chē)型 總質(zhì)量 貨 車(chē) 1.8＜≤6.0 0.80～1.10① 6.0＜≤14.0 1.20～1.35 ＞14.0 1.30～1.70 ①裝柴油機(jī)的貨車(chē)為0.80～1.00。 汽車(chē)總質(zhì)量： 商用貨車(chē)的總質(zhì)量ma由整備質(zhì)量m0、載質(zhì)量me和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即 （2-2） 式中，為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。 此低速載貨汽車(chē)是柴油機(jī)，查表2-1得質(zhì)量利用系數(shù)為0.80～1.10，其載質(zhì)量是=1.5×103kg, 由公式（2-1）得： =1500～1875kg 因?yàn)榇塑?chē)設(shè)計(jì)為單排室,所以=2,由公式（2-2）得: =（1500～1875）+1500+2×65 =3130～3505kg 本課題選用ma=3500kg。 2.2 發(fā)動(dòng)機(jī)的選型 根據(jù)現(xiàn)在低速載貨汽車(chē)選用發(fā)動(dòng)機(jī)的情況，參照2815系列四輪農(nóng)用運(yùn)輸車(chē)，針對(duì)本次設(shè)計(jì)任務(wù)選用達(dá)到歐Ⅱ排放標(biāo)準(zhǔn)的YD480柴油機(jī)。 表2-2 YD480柴油機(jī)技術(shù)參數(shù) 型號(hào) YD480 干式 氣缸套型式 直噴式 行程（mm） 90 缸心距 100 1小時(shí)功率/轉(zhuǎn)速（kW/r/min） 29/3000 外特性最低燃油消耗率（g/kW·h） ≤250.2 最大扭矩（N·m） 104 壓縮比 18 排量（L） 1.809 噴油壓力 （kPa） 22±0.5 外形尺寸（長(zhǎng)×寬×高） mm×mm×mm 687×494×628 凈質(zhì)量（kg） 195 2.3 車(chē)速的確定[4] （2-3） 式中 ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率，kW； ——傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率，對(duì)單級(jí)主減速器驅(qū)動(dòng)橋的4×2式汽車(chē)取≈0.9； ——汽車(chē)總質(zhì)量，kg； ——重力加速度，m／s2； ——滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)載貨汽車(chē)取0.02，對(duì)礦用自卸汽車(chē)取0.03，對(duì)轎車(chē)等高速車(chē)輛需考慮車(chē)速影響并?。?.0165+0.0001（Va-50）； ——最高車(chē)速，km／h； CD——空氣阻力系數(shù)，轎車(chē)取0.4～0.6，客車(chē)取0.6～0.7，貨車(chē)取0.8～1.0 A——汽車(chē)正面投影面積，㎡，若無(wú)測(cè)量數(shù)據(jù)，可按前輪距B1、汽車(chē)總高H、汽車(chē)總寬B等尺寸近似計(jì)算： 對(duì)轎車(chē) A≈0.78BH， 對(duì)載貨汽車(chē) A≈B1 H。 由公式（2-3）得： 算出Vmax≈62.3km/h, 因?yàn)榈退佥d貨汽車(chē)最高設(shè)計(jì)車(chē)速不大于70km/h，所以該車(chē)滿足要求。 3 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.1 設(shè)計(jì)方案的確定 低速載貨汽車(chē)變速器一般選用機(jī)械式變速器，它采用齒輪傳動(dòng)，具有若干個(gè)定值傳動(dòng)比。有軸線固定式變速器（普通齒輪變速器）和軸線旋轉(zhuǎn)式變速器（行星齒輪變速器）兩種。采用這種變速器的低速載貨汽車(chē)通常有3～5個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)倒檔。 最近幾年液力機(jī)械變速器和機(jī)械式無(wú)級(jí)變速器在汽車(chē)上的應(yīng)用越來(lái)越廣泛[5],根據(jù)目前廣泛使用變速器的種類(lèi)，以及應(yīng)用的范圍，初步擬定三種設(shè)計(jì)方案。 3.1.1 兩軸式 兩軸式變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高。兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）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)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔位均采用常嚙合齒輪（斜齒圓柱齒輪）傳動(dòng),但兩軸式變速器沒(méi)有直接檔，因此在高檔工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損。這種結(jié)構(gòu)適用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置、前輪驅(qū)動(dòng)或發(fā)動(dòng)機(jī)后置、后輪驅(qū)動(dòng)的轎車(chē)和微、輕型貨車(chē)上，其特點(diǎn)是輸入軸和輸出軸平行，無(wú)中間軸。 3.1.2 三軸式 三軸式變速器的第一軸常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來(lái)傳遞轉(zhuǎn)矩則稱(chēng)為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩．因此，直接檔的傳動(dòng)效率高，磨損及噪聲也最小, 其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，但除了直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所降低，適用于傳統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)前置、后輪驅(qū)動(dòng)的布置形式。 3.1.3 液力機(jī)械式 由液力變矩器和齒輪式有級(jí)變速器組成,其特點(diǎn)是傳動(dòng)比可在最大值和最小值之間的幾個(gè)間斷范圍內(nèi)作無(wú)級(jí)變化，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價(jià)高，傳動(dòng)效率低。 3.1.4 確定方案 由于低速載貨汽車(chē)一般是傳統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)前置，后輪驅(qū)動(dòng)的布置形式，同時(shí)考慮到制造成本以及便于用戶維護(hù)等因素，再結(jié)合變速器的特點(diǎn)和任務(wù)書(shū)的要求，現(xiàn)選用三軸式變速器（見(jiàn)圖3-1）。 圖3-1 三軸式變速器 與前進(jìn)檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車(chē)狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案均采用直齒滑動(dòng)齒輪方式倒檔。變速器的一檔或倒檔因傳動(dòng)比大，工作時(shí)在齒輪上作用的力也增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，一檔與倒檔，都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，本課題采用如下方案（見(jiàn)圖3-2）。 圖3-2 倒檔布置 3.2 零部件的結(jié)構(gòu)分析 a.齒輪型式 考慮到本課題采用三軸式變速器，而且該型只有一對(duì)常嚙合齒輪副，沒(méi)有采用同步器換檔，故選用直齒圓柱齒輪用來(lái)?yè)Q檔。 b.軸的結(jié)構(gòu)分析[6] 變速器軸在工作時(shí)承受轉(zhuǎn)矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合，產(chǎn)生較大的噪聲，降低使用壽命。軸的結(jié)構(gòu)形狀除應(yīng)保證其強(qiáng)度與剛度外，還應(yīng)考慮齒輪、軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有密切關(guān)系。 第一軸通常與齒輪做成一體，其長(zhǎng)度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動(dòng)盤(pán)轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動(dòng)配合。 第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來(lái)看，也是需要的。漸開(kāi)線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應(yīng)增大，可增強(qiáng)軸的剛度。當(dāng)一檔、倒檔采用滑動(dòng)齒輪掛檔時(shí)，第二軸的相應(yīng)花鍵則采用矩形花鍵及動(dòng)配合，這時(shí)不僅要求磨削定心的外徑，一般也要磨削鍵齒側(cè)，而矩形花鍵的齒側(cè)磨削要比漸開(kāi)線花鍵容易。 變速器中間軸分為旋轉(zhuǎn)式及固定式兩種。 旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個(gè)滾動(dòng)軸承上。其上的一檔齒輪常與軸做成一體，而高檔齒輪則用鍵或過(guò)盈配合與軸連接以便于更換。 固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，與殼體呈輕壓配合并用鎖片等作軸向定位。剛度主要由支承于其上的連體齒輪（寶塔齒輪）的結(jié)構(gòu)保證。僅用于當(dāng)殼體上無(wú)足夠位置設(shè)置滾動(dòng)軸承和軸承蓋時(shí)。 c.軸承型式[6] 變速器多采用滾動(dòng)軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗(yàn)算其壽命。 第一軸前軸承（安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪內(nèi)腔中）采用向心球軸承：后軸承為外圈帶止動(dòng)槽的向心球軸承，因?yàn)樗粌H受徑向負(fù)荷而且承受向外的軸向負(fù)荷。為便于第一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。 第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動(dòng)槽的單列向心球軸承，因?yàn)樗惨惺芟蛲獾妮S向力。某些轎車(chē)往往在加長(zhǎng)的第二軸后端設(shè)置輔助支承，并選擇向心球軸承。 旋轉(zhuǎn)式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，此軸承不承受軸向力，因?yàn)樵谠撎幉贾幂S承蓋困難；后軸承為帶止動(dòng)槽的向心球軸承。中間軸的軸向力應(yīng)力求相互抵銷(xiāo)，未抵銷(xiāo)部分由后軸承承受。中間軸軸承的徑向尺寸常受中心距尺寸限制，故有時(shí)采用無(wú)內(nèi)圈的短圓柱滾子軸承。 固定式中間軸采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承著連體齒輪（塔輪，寶塔齒輪）。 3.3 基本參數(shù)的確定 3.3.1 變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比[4] 不同類(lèi)型汽車(chē)的變速器，其檔位數(shù)也不盡相同。轎車(chē)變速器傳動(dòng)比變化范圍較?。s為3～4），過(guò)去常用3個(gè)或4個(gè)前進(jìn)檔，但近年來(lái)為了提高其動(dòng)力性尤其是燃料經(jīng)濟(jì)性，多已采用5個(gè)前進(jìn)檔。輕型貨車(chē)變速器的傳動(dòng)比變化范圍約為5～6，其他貨車(chē)為7以上，其中總質(zhì)量在3.5t以下者多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向于增加1個(gè)超速檔；總質(zhì)量為3.5～l0t多用五檔變速器；大于l0t的多用6個(gè)前進(jìn)檔或更多的檔位。 選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著力、汽車(chē)的最低穩(wěn)定車(chē)速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。 a.根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度確定 汽車(chē)爬陡坡時(shí)車(chē)速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有： （3-1） 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比為： （3-2） 式中 ——汽車(chē)總質(zhì)量； ——重力加速度； ——道路阻力系數(shù)； Ψmax——道路最大阻力系數(shù)； ——最大爬坡要求； ——驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； ——主減速比； ——汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。 主減速比i0的確定： （3-3） 式中 rr——車(chē)輪的滾動(dòng)半徑，m； np——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min； igh——變速器最高檔傳動(dòng)比； vamax——最高車(chē)速，km/h。 本課題變速器igh=1，一般貨車(chē)的最大爬坡度約為30%[7]，即=16.7°，f=0.02 由公式（3-3）得： 由公式（3-2）得： Ψmax=0.02cos16.7°+sin16.7°=0.306 b.根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著條件確定 變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比為： （3-4） 式中 ——汽車(chē)滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷； ——道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取=0.5～0.6。 因?yàn)樨涇?chē)4×2后輪單胎滿載時(shí)后軸的軸荷分配范圍為60%～68%[4]，所以 G2=3500×9.8×68％=23324N 由公式（3-3）和公式（3-4）得： 綜合a和b條件得： 5.48≤igⅠ≤7.31，取igⅠ=（5.48+7.31）/2≈6.40 變速器的Ⅰ檔傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時(shí)用超速檔。中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為 （其中n為檔位數(shù)）的幾何級(jí)數(shù)排列。 因?yàn)?，所以igⅢ=q=1.875, igⅡ= igⅢ×q=3.516 實(shí)際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。 在變速器結(jié)構(gòu)方案、檔位數(shù)和傳動(dòng)比確定后，即可進(jìn)行其他基本參數(shù)的選擇與計(jì)算。 3.3.2 中心距 中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選[6]： （3-5） 式中 ——中心距系數(shù)。對(duì)轎車(chē)取8.9～9.3；對(duì)貨車(chē)取8.6～9.6；對(duì)多檔主變速器，取9.5～11； ——變速器處于Ⅰ檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，； （3-6） ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N?m； ——變速器的Ⅰ檔傳動(dòng)比； ——變速器的傳動(dòng)效率，取0.96。 由公式（3-6）得： =104×6.4×0.96=638.976N·m 由公式（3-5）得: mm 初選中心距也可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出[4]： （3-7） 式中 ——按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時(shí)的中心距系數(shù)，對(duì)轎車(chē)取14.5～16.0，對(duì)貨車(chē)取17.0～19.5。 由公式（3-7）得: mm 商用車(chē)變速器的中心距約在80～170mm范圍內(nèi)變化,初選A=100mm 3.3.3 變速器的軸向尺寸 變速器的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系，設(shè)計(jì)初可根據(jù)中心距A的尺寸參用下列關(guān)系初選。 貨車(chē)變速器殼體的軸向尺寸[6]： 四檔 （2.4～2.8）A 五檔 （2.7～3.0）A 六檔 （3.2～3.5）A 初選軸向尺寸:（2.4～2.8）A=（2.4～2.8）×100=240～280mm 變速器殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定[8]。 3.3.4 齒輪參數(shù) a.齒輪模數(shù)[4] 齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強(qiáng)度或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所決定。選擇模數(shù)時(shí)應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時(shí)將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質(zhì)量，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對(duì)轎車(chē)很重要，而對(duì)載貨汽車(chē)則應(yīng)重視減小質(zhì)量。 根據(jù)圓柱齒輪強(qiáng)度的簡(jiǎn)化計(jì)算方法，可列出齒輪模數(shù)m與彎曲應(yīng)力之間有如下關(guān)系： 直齒輪模數(shù) （3-8） 式中 ——計(jì)算載荷，N?mm； ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65； ——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，被動(dòng)齒輪取0.9； ——齒輪齒數(shù)； ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.4～7.0； ——齒形系數(shù)，見(jiàn)圖3-3。齒高系數(shù)相同、節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時(shí)：，，，；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時(shí)，； ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力MPa。 圖3-3 齒形系數(shù)y（當(dāng)載荷作用在齒頂,α=20°,f0=1.0） 根據(jù)參考同類(lèi)車(chē)型，初選第一軸的軸齒輪的齒數(shù)z=17，查圖3-3得y=0.12。 由公式（3-8）得： ≈2.5～3.22 從輪齒應(yīng)力的合理性及強(qiáng)度考慮,每對(duì)齒輪應(yīng)有各自的模數(shù),但出于工藝考慮，模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案。表3-1給出了汽車(chē)變速器齒輪模數(shù)范圍。 表3-1 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)mn 車(chē)型 微型、輕型轎車(chē) 中級(jí)轎車(chē) 中型貨車(chē) 重型汽車(chē) mn 2.25～2.75 2.75～3 3.50～4.5 4.50～6 設(shè)計(jì)時(shí)所選模數(shù)應(yīng)符合國(guó)標(biāo)GB1357-78規(guī)定（表3-2）并滿足強(qiáng)度要求。 表3-2 汽車(chē)變速器常用齒輪模數(shù)（mm） Ⅰ 1 1.25 1.5 - 2 - 2.5 - 3 Ⅱ - - - 1.75 - 2.25 - 2.75 - Ⅰ - - - 4 - 5 - 6 - Ⅱ 3.25 3.5 3.75 - 4.5 - 5.5 - 3.25 由表3-1和表3-2并且參照同類(lèi)車(chē)型選取m=3.5。 b.齒形、壓力角和螺旋角[3] 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角按下表取值。 表3-3 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角 項(xiàng)目 車(chē)型 齒形 壓力角（度） 螺旋角（度） 轎車(chē) 高齒并修形 14.5°、15°、16°、16.5° 25°～45° 一般貨車(chē) 標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB1356-78 20° 20°～30° 重型車(chē) 標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB1356-78 低檔、倒檔22.5°、25° 小螺旋角 齒形壓力角較小時(shí)，重合度較大，并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；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。試驗(yàn)證明對(duì)于直齒輪壓力角為28°時(shí)強(qiáng)度最高，超過(guò)28°強(qiáng)度增加不多；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°。本課題的所有齒輪選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪。 c.齒寬 齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強(qiáng)度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來(lái)確定齒寬b[4]： （3-9） 式中 ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.4～7.0，斜齒輪取7.0～8.6； ——法面模數(shù)。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 由公式（3-9）得： b=（4.4～7.0）×3.5=15.4～24.5mm,可以確定各擋的齒輪的齒寬。 常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪b=16mm,第一軸軸齒輪b=18mm； Ⅰ檔：中間軸上齒輪b=21mm,對(duì)應(yīng)的一檔齒輪b=21mm； Ⅱ檔：中間軸上齒輪b=19mm, 對(duì)應(yīng)的二檔齒輪b=19mm； Ⅲ檔：中間軸上齒輪b=21mm, 對(duì)應(yīng)的三檔齒輪b=21mm； 倒檔：b=21mm,b=19mm。 d.齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被使用，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒輪的齒頂高系數(shù)f0＝1.0，為一般汽車(chē)變速器齒輪所采用?，F(xiàn)代轎車(chē)變速器多采用齒頂高系數(shù)大于1的“高齒齒輪”（或相對(duì)于短齒齒輪而言而稱(chēng)為長(zhǎng)齒齒輪），因?yàn)樗粌H可使重合度增大，而且在強(qiáng)度、噪聲、動(dòng)載荷和振動(dòng)等方面均比正常齒高的齒輪有顯著改善，但存在相對(duì)滑動(dòng)速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于0.3）等問(wèn)題[3]。本課題的齒頂高系數(shù)f0＝1.0。 3.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配[4，8] 在初選變速器的檔位數(shù)、傳動(dòng)比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結(jié)構(gòu)方案簡(jiǎn)圖后，即可對(duì)各檔齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分配。 圖3-4 本課題變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 a.確定Ⅰ檔齒輪的齒數(shù) 已知Ⅰ檔傳動(dòng)比，且 （3-10） 為了確定z7、z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： 直齒齒輪： （3-11） 先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給z7、z8。為了使z7/z8盡量大一些，應(yīng)將z8取得盡量小一些，這樣，在igⅠ已定的條件下z2/z1的傳動(dòng)比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承。z8的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此z8的選定應(yīng)與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車(chē)變速器中間軸的Ⅰ檔直齒輪的最小齒數(shù)為12～14，選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減小大、小齒輪的齒數(shù)間有共約數(shù)的機(jī)會(huì)，否則會(huì)引起齒面的不均勻磨損。 由公式（3-11）得： 取=60，考慮到上述條件以及選用了標(biāo)準(zhǔn)齒輪（齒數(shù)不要小于17），故取z8=17，得出z7=60-17=43。 b.修正中心距A 若計(jì)算所得的z7、z8不是整數(shù)，則取為整數(shù)后需按該式反算中心距A，修正后的中心距則是各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 由公式（3-11）得： A=（3.5×60）/2=105mm c.確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) （3-12） 確定了z7、z8后由公式（3-11）和（3-12）聯(lián)立方程求解z1、z2 , 故z1=17 ；z2=43 d.確定其他檔位的齒輪齒數(shù) Ⅱ檔齒輪副： （3-13） 由公式（3-11）和（3-13）聯(lián)立方程求解z5、z6。 因?yàn)?igⅡ= igⅢ×q=3.516 ，所以先試湊z5、z6。 試湊出z5=33、z6=27，此時(shí)igⅡ=3.09。 Ⅲ檔齒輪副： （3-14） 由公式（3-11）和（3-14）聯(lián)立方程求解z5、z6。 因?yàn)?igⅢ=q=1.875 ，所以先試湊z3、z4。 試湊出z3=24、z4=36，此時(shí)igⅢ=1.69。 e.確定倒檔齒輪副的齒數(shù) 通常Ⅰ檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪齒數(shù)z10=21～23。則中間軸與倒檔軸之間的中心距為： （3-15） 初選z10=22,由公式（3-15）得: mm 為了避免干涉，齒輪8與齒輪9的齒頂圓之間應(yīng)有不小于0.5mm的間隙，則: （3-16） 由公式（3-16）得: mm d9=da9-2ha=69-2×3.5=62mm 根據(jù)d9選擇齒數(shù)，取z9=17。 最后計(jì)算倒檔與第二軸的中心距： （3-17） 由公式（3-17）得: mm ≈8.28 綜合上述計(jì)算修正一下各檔的傳動(dòng)比（見(jiàn)下表）。 表3-4 各檔速比 檔位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 倒檔 速比 6.40:1 3.09:1 1.69:1 1:1 8.28:1 3.4 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.4.1 幾何尺寸計(jì)算[10] 常嚙合齒輪副：Z1=17 d=mz=3.5×17=59.5 da=d+2ha=59.25+2×3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2×3.5×1.25=50.75 Z1=43 d=mz=3.5×43=150.5 da=d+2ha=150.5+2×3.5=157.5 df=d-2hf=150.5-2×3.5×1.25=141.75 Ⅰ檔齒輪副： Z8=17 d=mz=3.5×17=59.5 da=d+2ha=59.25+2×3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2×3.5×1.25=50.75 Z7=43 d=mz=3.5×43=150.5 da=d+2ha=150.5+2×3.5=157.5 df=d-2hf=150.5-2×3.5×1.25=141.75 Ⅱ檔齒輪副： Z6=27 d=mz=3.5×27=94.5 da=d+2ha=94.5+2×3.5=101.5 df=d-2hf=94.5-2×3.5×1.25=85.75 Z5=33 d=mz=3.5×33=115.5 da=d+2ha=115.5+2×3.5=122.5 df=d-2hf=115.5-2×3.5×1.25=106.75 Ⅲ檔齒輪副： Z4=36 d=mz=3.5×36=126 da=d+2ha=126+2×3.5=133 df=d-2hf=126-2×3.5×1.25=117.25 Z3=24 d=mz=3.5×24=84 da=d+2ha=84+2×3.5=91 df=d-2hf=84-2×3.5×1.25=75.25 倒檔齒輪： Z10=22 d=mz=3.5×22=77 da=d+2ha=77+2×3.5=84 df=d-2hf=77-2×3.5×1.25=68.25 Z9=17 d=mz=3.5×17=59.5 da=d+2ha=59.25+2×3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2×3.5×1.25=50.75 見(jiàn)圖3-4（單位：mm）。 3.4.2 齒輪的材料及熱處理 現(xiàn)代汽車(chē)變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合,以大大提高其接觸強(qiáng)度,彎曲強(qiáng)度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時(shí)也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成本[6，9]。 國(guó)產(chǎn)汽車(chē)變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進(jìn)行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下[4]： mn≤3.5 滲碳深度0.8～1.2mm 3.5＜mn＜5 滲碳深度0.9～1.3mm mn≥5 滲碳深度1.0～1.6mm 滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。 本課題變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。 3.4.3 齒輪的彎曲強(qiáng)度[4] 直齒齒輪彎曲應(yīng)力： （3-18） 式中 ——計(jì)算載荷，N?mm； ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65； ——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，被動(dòng)齒輪取0.9； ——齒輪模數(shù)； ——齒輪齒數(shù)； ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.4～7.0； ——齒形系數(shù)，見(jiàn)圖3-3。齒高系數(shù)相同、節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時(shí)：，，，；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時(shí)，； ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力MPa。 因?yàn)樵撟兯倨魉械凝X輪采用同一種材料，所以當(dāng)校核時(shí)只要校核受力最大和危險(xiǎn)的檔位齒輪。故分別計(jì)算Ⅰ檔、倒檔齒輪的彎曲強(qiáng)度。 a.Ⅰ檔齒輪副：主動(dòng)齒輪z8=17,從動(dòng)齒輪z7=43 Ⅰ檔主動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷Tj=Temaxi12=104×43/17≈263.06N·m 由公式（3-18）得: 主動(dòng)齒輪z8的彎曲強(qiáng)度： Ⅰ檔從動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷Tj=TemaxigⅠ=104×6.40=665.6 N·m 從動(dòng)齒輪z7的彎曲強(qiáng)度： b.倒檔齒輪副:因?yàn)榈箼n齒輪相當(dāng)于一個(gè)惰輪,所以主動(dòng)齒輪是Z8=17，從動(dòng)齒輪是Z10=22。通過(guò)惰輪后主動(dòng)齒輪是Z9=17，從動(dòng)輪是Z7=43。 惰輪的計(jì)算載荷Tj=Temaxi12i810=104×（43/17）×（22/17）≈340.43N·m 通過(guò)惰輪前，Z10=22的彎曲強(qiáng)度由公式（3-18）得: 通過(guò)惰輪后主動(dòng)輪是Z9=17，從動(dòng)輪是Z7=43。 Z9的計(jì)算載荷Tj=Temaxi12i810=104×（43/17）×（22/17）≈340.43N·m Z7的計(jì)算載荷Tj=Temaxi倒檔=104×8.28=861.12 N·m 以上的齒輪副都滿足彎曲強(qiáng)度的要求。 3.4.4 齒輪的接觸強(qiáng)度[4] 齒輪的接觸應(yīng)力按下式計(jì)算： （3-19） 式中 F——法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力，N； （3-20） Ft——端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力，N； （3-21） Tj——計(jì)算載荷，N·mm； d——節(jié)圓直徑，mm； ——節(jié)點(diǎn)處壓力角； ——螺旋角； E——齒輪材料的彈性模量，鋼取2.1×105MPa； b——齒輪接觸的實(shí)際寬度，斜齒齒輪為b/cos代替，mm； ——主、被動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率半徑，mm；直齒齒輪：，；斜齒齒輪：，； r1，r2——分別為主、被動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑，mm。 當(dāng)計(jì)算載荷為許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表3-5。 表3-5 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔 1900～2000 950～1000 常嚙合及高檔 1300～1400 650～700 常嚙合齒輪副：當(dāng)計(jì)算載荷為=0.5×104=52N·m, 由公式（3-21）和（3-20）得: mm mm 由公式（3-19）得: Ⅰ檔: 計(jì)算載荷為iⅠ=0.5×104×6.40=332.8N·m, 由公式（3-21）和（3-20）得: mm mm 由公式（3-19）得: Ⅱ檔：計(jì)算載荷為IⅡ=0.5×104×3.09=160.68N·m, 由公式（3-21）和（3-20）得: mm mm 由公式（3-19）得: Ⅲ檔：計(jì)算載荷為iⅢ=0.5×104×1.69≈87.88N·m, 由公式（3-21）和（3-20）得: mm mm 由公式（3-19）得: 倒檔:計(jì)算載荷為i12=0.5×104×43/17=131.53N·m, 由公式（3-21）和（3-20）得: mm mm 由公式（3-19）得: 計(jì)算載荷為i倒檔=0.5×104×8.28=430.56N·m, 由公式（3-21）和（3-20）得: mm mm 由公式（3-19）得: 以上檔位的齒輪副都滿足接觸強(qiáng)度的要求（見(jiàn)表3-5）。 3.5 軸的設(shè)計(jì)與軸承的選擇 變速器軸在工作中承受著轉(zhuǎn)矩及來(lái)自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過(guò)大的噪聲，降低齒輪的強(qiáng)度、耐磨性及壽命。 3.5.1 軸的設(shè)計(jì) 軸的徑向及軸向尺寸對(duì)其剛度影響很大，且軸長(zhǎng)與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào)。變速器軸的最大直徑d與支承間的距離l可按下列關(guān)系式初選[4]： 對(duì)第一軸及中間軸： 對(duì)第二軸： （3-22） 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A（mm）按下式初選： （3-23） 由公式（3-23）得： =（0.45～0.60）×105=47.25～63mm 由公式（3-22）得： 第二軸：l=d/（0.18～0.21）=225～350mm； 中間軸：l=d/（0.16～0.18）=262.5～393.75mm； 第一軸：l=d/（0.16～0.18）=104.4～135.13mm。 第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax （N·m）按下式初選： （3-24） 由公式（3-24）得： 初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性檔圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸的剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反力，必須先求第二軸的支點(diǎn)反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、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)檔位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)，將軸看作鉸接支承的梁，作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取Temax。 齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr、及軸向力Fa可按下式求出[4]： （3-25） 式中 i——至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比； d——計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm； ——節(jié)點(diǎn)處壓力角； ——螺旋角； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·mm。 在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）為[4]： （3-26） （3-27） 式中 W——彎曲截面系數(shù)，mm3； d——軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm； Mc——在計(jì)算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm； Ms——在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，N·mm； []——許用應(yīng)力，在低檔工作時(shí)取400MPa。 變速器軸與齒輪的制造材料相同，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，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖3-5所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc,在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計(jì)算[3]： （3-28） 式中 E——彈性模量，MPa，E=2.1×105MPa； I——慣性矩，對(duì)實(shí)心軸I=πd4/64，mm4； d——軸的直徑，mm，花鍵處按平均直徑來(lái)計(jì)算； a,b——齒輪上的作用力矩支座A、B的距離，mm； L——支座間的距離，mm。 在上述計(jì)算中，花鍵軸的計(jì)算直徑可取為其花鍵內(nèi)徑的1.1倍。軸斷面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)大于0.002rad（弧度）。軸的垂向撓度的容許值[fc]＝0.05～0.10mm；軸的水平撓度的容許值[fs]＝0.10～0.15mm。軸的合成撓度應(yīng)小于0.20mm。 a.校核第二軸在各檔位下的的強(qiáng)度與剛度 Ⅰ檔：此時(shí)第二軸受到齒輪Z7的作用力 由公式（3-5）得： 圖3-6 第二軸在Ⅰ檔時(shí)的受力情況 在垂直平面內(nèi)： N1=Fr1b/l=3184.27×32/193≈527.96N Mc=N1a=527.96×（193-32）≈8.5×104N·mm 在水平平面內(nèi)： Ms=FtⅠba/l=8845.18×（32/193）×（193-32）≈2.4×105N·mm 由公式（3-27）得： Tj=TemaxiⅠ=104×6.40=665.6N·m ≈7.12×105N·mm 由公式（3-26）得: 剛度校核：花鍵軸的計(jì)算直徑取其花鍵內(nèi)徑的1.1倍,dh=1.1×31=34.1mm， I=πdh4/64=3.14×34.14/64 ≈66338.74mm4。 由公式（3-28）得： 軸的合成撓度mm。 以上數(shù)據(jù)滿足要求。 Ⅱ檔：此時(shí)第二軸受到齒輪Z5的作用力 由公式（3-5）得： 圖3-7 第二軸在Ⅱ檔時(shí)的受力情況 在垂直平面內(nèi): N2=FrⅡa/l=2003.28×91/193=944.55N Mc=N2b=944.5×（193-91）≈9.6×104N·mm 在水平平面內(nèi): N｀2=FtⅡa/l=5564.68×（91/193）≈2.62×103N Ms=N｀2b=2.62×103×（193-91）≈2.7×105N·mm 由公式（3-27）得： Tj=TemaxiⅡ=104×3.09=321.36N·m 　 ≈4.3×105N·mm 由公式（3-26）得: 剛度校核：dh=1.1×31=34.1mm，I=πdh4/64=3.14×34.14/64 ≈66338.74mm4。 由公式（3-28）得： 軸的合成撓度mm Ⅲ檔：此時(shí)第二軸受到齒輪Z3的作用力 由公式（3-5）得： 圖3-8 第二軸在Ⅲ檔時(shí)的受力情況 在垂直平面內(nèi): N2=FrⅢa/l=1506.51×65/193≈507.37N Mc=N2b=507.37×（193-65）≈6.5×104N·mm 在水平平面內(nèi): N｀2=FtⅢa/l=4184.76×（65/193）≈1.41×103N Ms=N｀2b=1.41×103×（193-65）≈1.8×105N·mm 由公式（3-27）得： Tj=TemaxiⅢ=104×1.69=175.76N·m ≈2.6×105N·mm 由公式（3-26）得: 剛度校核：dh=1.1×31=34.1mm，I=πdh4/64=3.14×34.14/64 ≈66338.74mm4。 由公式（3-28）得： 軸的合成撓度mm 倒檔：此時(shí)第二軸受到齒輪Z7的作用力 由公式（3-5）得： 圖3-9 第二軸在倒檔時(shí)的受力情況 在垂直平面內(nèi): N1=Fr倒檔b/l=4119.64×32/193≈683.05N Mc=N1a=683.05×（193-32）≈1.1×105N·mm 在水平平面內(nèi): N｀2=Ft倒檔b/l=11443.46×（32/193）≈1.9×103N Ms=N｀2a=1.9×103×（193-32）≈3.06×105N·mm 由公式（3-27）得： Tj=Temaxi倒檔=104×8.28=861.12N·m ≈9.14×105N·mm 由公式（3-26）得: 剛度校核：dh=1.1×31=34.1mm，I=πdh4/64=3.14×34.14/64 ≈66338.74mm4。 由公式（3-28）得： 軸的合成撓度mm b.校核中間軸在各檔位下的強(qiáng)度與剛度 Ⅰ檔：此時(shí)中間軸受到齒輪Z8的作用力，因?yàn)橐粚?duì)嚙合齒輪所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二軸上齒輪所受的力可以得到中間軸上齒輪所受的力。 FtⅠ=8845.18N；FrⅠ=3184.27N 圖3-10 中間軸在Ⅰ檔時(shí)的受力情況 在垂直平面內(nèi): N1=FrⅠb/l=3184.27×32/203≈501.95N Mc=N2a=501.95×（203-32）≈8.58×104N·mm 在水平平面內(nèi): N｀2=FtⅠb/l=8845.18×（32/203）≈1394.31N Ms=N｀2a=1394.31×（203-32）≈2.4×105N·mm 由公式（3-27）得： Tj=Temaxi12=104×43/17≈263N·m ≈3.66×105N·mm 由公式（3-26）得: 剛度校核： I=πd4/64=3.14×254/64 ≈19165.04mm4 由公式（3-28）得： 軸的合成撓度mm Ⅱ檔：此時(shí)中間軸受到齒輪Z6的作用力，因?yàn)橐粚?duì)嚙合齒輪所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二軸上齒輪所受的力可以得到中間軸上齒輪所受的力。 FtⅡ=5564.68N；FrⅡ=2003.28N 圖3-11 中間軸在Ⅱ檔時(shí)的受力情況 在垂直平面內(nèi): N2=FrⅡa/l=2003.28×100/203≈986.84N Mc=N2b=986.84×（203-100）≈1.02×105N·mm 在水平平面內(nèi): N｀2=FtⅡa/l=5564.6×（100/203）≈2741.18N Ms=N｀2b=2741.18×（203-100）≈2.8×105N·mm 由公式（3-27）得： Tj=Temaxi12=104×43/17≈263N·m ≈3.97×105N·mm 由公式（3-26）得: 剛度校核： I=πd4/64=3.14×254/64 ≈19165.04mm4 由公式（3-28）得： 軸的合成撓度mm>0.2mm 由于第二軸上采用聯(lián)體齒輪,并且中間軸上套有隔套,故相當(dāng)于增大軸的直徑,因而軸的剛度增加,且滿足允許值范圍。 Ⅲ檔：此時(shí)中間軸受到齒輪Z4的作用力，因?yàn)橐粚?duì)嚙合齒輪所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二軸上齒輪所受的力得到中間軸上齒輪所受的力。 FtⅢ=4184.76N；FrⅢ=1506.51N 圖3-12 中間軸在Ⅲ檔時(shí)的受力情況 在垂直平面內(nèi): N2=FrⅢa/l=1506.51×73/203≈541.75N Mc=N2b=541.75×（203-73）≈7.04×104N·mm 在水平平面內(nèi): N｀2=FtⅢa/l=4184.76×（73/203）≈1504.86N Ms=N｀2b=1504.86×（203-73）≈1.96×105N·mm 由公式（3-27）得： Tj=Temaxi12=104×43/17≈263N·m ≈3.36×105N·mm 由公式（3-26）得: 剛度校核： I=πd4/64=3.14×254/64 ≈19165.04mm4 由公式（3-28）得： 軸的合成撓度mm 由于第二軸上采用聯(lián)體齒輪,并且中間軸上套有隔套,故相當(dāng)于增大軸的直徑,因而軸的剛度增加,且滿足允許值范圍。 c.校核倒檔軸的強(qiáng)度與剛度 當(dāng)Z8和Z10嚙合時(shí)： 圖3-13 中間軸在倒檔時(shí)Z8和Z10嚙合時(shí)的受力情況 在垂直平面內(nèi)： N1=Fr倒檔b/l=3183.23×43/102≈1341.95N Mc=N1a=1341.95×（102-43）≈7.9×104N·mm 在水平平面內(nèi)： Ms=Ft倒檔ba/l=8842.3×（43/102）×（102-43）≈2.2×105N·mm 由公式（3-27）得： Tj=Temaxi =104×（43/17）×（22/17）≈340.43N·m ≈4.13×105N·mm 由公式（3-26）得: 剛度校核： I=πd4/64=3.14×254/64 ≈19165.04mm4 由公式（3-28）得： 軸的合成撓度mm 當(dāng)Z7和Z9嚙合時(shí)： 圖3-14中間軸在倒檔時(shí)Z7和Z9嚙合時(shí)的受力情況 在垂直平面內(nèi)： N1=Fr倒檔b/l=4100×66/102≈2652.94N Mc=N1a=2652.94×（102-66）≈9.6×104N·mm 在水平平面內(nèi)： Ms=Ft倒檔ba/l=1.14×104×（66/102）×（102-66）≈2.66×105N·mm 由公式（3-27）得： Tj=Temaxi =104×（43/17）×（22/17）≈340.43N·m ≈4.43×105N·mm 由公式（3-26）得: 剛度校核： I=πd4/64=3.14×254/64 ≈19165.04mm4 由公式（3-28）得： 軸的合成撓度mm 長(zhǎng)的軸應(yīng)進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗(yàn)算，使軸的扭轉(zhuǎn)角不超過(guò)許用值。每米長(zhǎng)軸扭轉(zhuǎn)角的許用值為[]＝0.250～0.350度。在轉(zhuǎn)矩T的作用下，長(zhǎng)為L(zhǎng)的軸的扭轉(zhuǎn)角為[4]： （3-29） 式中 T——轉(zhuǎn)矩，N·mm； L——軸長(zhǎng)，mm； Jp——軸橫截面的極慣性矩，mm4：對(duì)實(shí)心軸；對(duì)空心軸； G——軸材料的剪切彈性模量，對(duì)于鋼材G=8×104MPa。 對(duì)第一軸進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗(yàn)算: 已知L=170mm，T=104N·mm，。