變速箱設(shè)計(jì)專業(yè)知識(shí)

精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上專心---專注---專業(yè)專心---專注---專業(yè)精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上專心---專注---專業(yè)汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)動(dòng)力院變速箱部目錄第一節(jié)：摩擦離合器的滑磨及其熱工況….2第二節(jié)：變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇……………..62.1齒輪損壞的原因及形式………..2.2圓柱齒輪強(qiáng)度的簡(jiǎn)化計(jì)算方法…………….2.3根據(jù)GB3480-83編制的汽車(chē)變速器圓柱齒輪強(qiáng)度的計(jì)算方法…………2.4變速器齒輪的材料及熱處理…………第三節(jié)：變速器軸…………..133.1變速器軸…………..3.2變速器軸承……………..…………第一節(jié)：摩擦離合器的滑磨及其熱工況離合器除了要傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩和變速器換檔時(shí)通過(guò)它來(lái)切斷動(dòng)力傳遞外，還要保證汽車(chē)能平穩(wěn)起步和防止傳動(dòng)系過(guò)載。后兩條功能是通過(guò)離合器主、從動(dòng)部分的滑磨來(lái)實(shí)現(xiàn)的。因此，滑磨是離合器工作中的一項(xiàng)重要的特征。離合器滑磨的結(jié)果，不僅會(huì)使摩擦片磨損，而且會(huì)引起壓盤(pán)、飛輪等零件升溫。而摩擦表面溫度的過(guò)分升高將加劇摩擦片的磨損，降低摩擦系數(shù)及離合器的使用壽命。試驗(yàn)證明，摩擦表面的溫度由20℃升至在汽車(chē)起步前，首先要踩下離合器踏板使主、從動(dòng)部分分離，再掛變速器低檔。這時(shí)，離合器主動(dòng)部分的角速度與發(fā)動(dòng)機(jī)一致，為點(diǎn)，從動(dòng)部分經(jīng)傳動(dòng)系與車(chē)輪相連，其角速度為0，起步時(shí)司機(jī)逐漸放松離合器踏板并逐漸踩下油門(mén)踏板。這時(shí)，可將離合器的接合過(guò)程分成兩個(gè)階段：第一階段：由于作用在從動(dòng)盤(pán)上的主動(dòng)力矩小于阻力矩，所以從動(dòng)部分的角速度仍然為0，汽車(chē)仍靜止不動(dòng)，但離合器開(kāi)始滑磨。第二階段：由于離合器踏板繼續(xù)放松，主從動(dòng)盤(pán)之間的壓力增大，從動(dòng)盤(pán)的主動(dòng)力矩大于阻力矩，而發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)度上升至一峰值后迅速下降，通過(guò)一段時(shí)間后主、從動(dòng)盤(pán)的角速度達(dá)到一致。所以整個(gè)時(shí)間就是第一、第二階段的時(shí)間之和。換算到離合器從動(dòng)部分的汽車(chē)阻力矩為——汽車(chē)總質(zhì)量——掛車(chē)總質(zhì)量——車(chē)輪的滾動(dòng)半徑——汽車(chē)行駛阻力系數(shù)，取——傳動(dòng)系的傳動(dòng)比——傳動(dòng)系的傳遞效率——重力加速度在離合器最開(kāi)始接合的一段時(shí)間內(nèi)，從動(dòng)盤(pán)的主動(dòng)力矩與時(shí)間幾乎成正比增長(zhǎng)，即，系數(shù)表征離合器的結(jié)合速度。研究汽車(chē)起步時(shí)離合器接合過(guò)程的力學(xué)模型。其中為發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)部分（主要是飛輪）和離合器主動(dòng)部分的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，為汽車(chē)及掛車(chē)的總平移質(zhì)量換算動(dòng)離合器從動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。為了確定滑磨功，先建立力學(xué)模型的系統(tǒng)質(zhì)量運(yùn)動(dòng)的微分方程：=1\*GB3①=2\*GB3②其中，可由下式確定：而離合器從動(dòng)部分的角速度為所以得式E滑磨功為：式中——離合器滑磨角，而故有相對(duì)于和求解這些方程的困難在于，和都是隨時(shí)間變化的、非線性的。例如發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩與其轉(zhuǎn)速有關(guān)，離合器摩擦力矩與接合速度、摩擦系數(shù)、摩擦表面的溫度等有關(guān)。為了相對(duì)地評(píng)價(jià)離合器結(jié)構(gòu)，先不考慮司機(jī)的駕駛技能的影響，并假設(shè)離合器為瞬間接合及起步時(shí)離合器的摩擦力矩為常量。為了簡(jiǎn)化問(wèn)題并求解式=1\*GB3①、=2\*GB3②所組成的微分方程，也假設(shè)在離合器滑磨過(guò)程中及亦為常量。則由式=1\*GB3①、=2\*GB3②得出系統(tǒng)的主、從動(dòng)部分的角速度及隨時(shí)間變化而變化的表達(dá)式。即對(duì)于式=1\*GB3①、=2\*GB3②，先求主動(dòng)部分（式A）=1\*GB3①=2\*GB3②=3\*GB3③對(duì)于從動(dòng)部分（式B）=1\*GB3①=2\*GB3②=3\*GB3③當(dāng)與的值達(dá)到完全一致時(shí)滑磨功過(guò)程完畢，因此，當(dāng)式A中的等于式B中，則可求出滑磨時(shí)間為（式C）在上述假設(shè)條件下，系統(tǒng)主、從動(dòng)部分角速度將與時(shí)間成線性關(guān)系。依次滑磨功可表達(dá)為：式中：——離合器的滑磨時(shí)間；——汽車(chē)開(kāi)始起步時(shí)離合器主動(dòng)部分的初始的初始角速度。。其中為對(duì)應(yīng)于的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，。將的表達(dá)式及式C代入上式，則得：由上式及E，在發(fā)動(dòng)機(jī)的高轉(zhuǎn)速及變速器的高檔位下起步，滑磨功會(huì)急劇增大。因?yàn)椋ㄟ^(guò)上式計(jì)算的滑磨功是其最小可能值，它與接合是否平順無(wú)關(guān)，可用于對(duì)各種型號(hào)的汽車(chē)的離合器工作狀況的比較計(jì)算。離合器的滑磨功L與其從動(dòng)盤(pán)摩擦面積之比：當(dāng)一檔起步且時(shí)，單離合器[q]值為196~245J/cm，雙離合器為147~167J/cm。熱平衡方程式為壓盤(pán)溫升為許用齒根彎曲應(yīng)力的上限[σw]max及下限[σw]min：對(duì)滲碳淬火表面硬化合金鋼：[σw]max=，MPa(4-3-29)[σw]min=，MPa式中：——彎曲強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)，取1.3；——試驗(yàn)齒輪的英里修正系數(shù)，可取=2；——彎曲強(qiáng)度計(jì)算惡毒壽命系數(shù)，貨車(chē)I檔齒輪取=1.05，其他各檔齒輪及轎車(chē)各檔齒輪均取=1；——相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)，==——相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，=若齒根表面粗糙度為，則Rz=20，這時(shí)，=0.957。齒根彎曲強(qiáng)度的檢驗(yàn)：按式（4-3-28）計(jì)算所得的齒根彎曲應(yīng)力σw，應(yīng)在許用齒根彎曲應(yīng)力的上限[σw]max與下限[σw]min之間，若高于上限，則齒根彎曲強(qiáng)度不夠；若低于下限，在齒根過(guò)于安全。與接觸強(qiáng)度的檢驗(yàn)相類似，齒根彎曲強(qiáng)度也可利用強(qiáng)度系數(shù)STF來(lái)檢驗(yàn)。彎曲強(qiáng)度系數(shù)STF可表達(dá)為：STF=（4-3-30）STF=值應(yīng)在0與1之間，其中，接近于1，說(shuō)明齒根彎曲強(qiáng)度儲(chǔ)備大；接近于0，說(shuō)明齒根強(qiáng)度儲(chǔ)備??；STF>1則說(shuō)明齒根過(guò)于安全；STF<0則說(shuō)明彎曲強(qiáng)度不夠，必須修改設(shè)計(jì)。4.變速器齒輪的材料及熱處理現(xiàn)代汽車(chē)變速器輪齒大部分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。在選擇齒輪的詞阿廖及熱處理時(shí)也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成本。國(guó)產(chǎn)汽車(chē)變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi（過(guò)去的鋼號(hào)是18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMoB的，對(duì)于大模數(shù)的重型汽車(chē)變速器齒輪，可采用25CrMnMo，20CrNiMo，12Cr3A等鋼材，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層深度的推薦范圍如下：≤3.5滲碳層深度0.8～1.2mm3.5<<5滲碳層深度0.8～1.3mm≥5滲碳層深度1.0～1.6mm滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。某些輕型以下的載貨汽車(chē)和轎車(chē)等變速器的小模數(shù)（<3.0～3.75）齒輪，采用40Cr或35Cr鋼并進(jìn)行表面氰化處理。這種中碳鉻鋼具有滿意的鍛造性能及良好的強(qiáng)度指標(biāo)，氰化鋼熱處理后變形小也是其優(yōu)點(diǎn)。但由于氰化層較薄且鋼的含碳量又高，故接觸強(qiáng)度和承載能力均受到限制，但對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度一般為0.2～0.4mm，不應(yīng)小于0.2mm，表面硬度為HRC48～53。第二節(jié)：變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇2.1、齒輪損壞的原因及形成齒輪在嚙合過(guò)程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，過(guò)渡圓角處又有應(yīng)力集中，故當(dāng)齒輪受到足夠大的載荷作用，其根部的彎曲應(yīng)力超過(guò)材料的許用應(yīng)力時(shí)，輪齒就會(huì)斷裂。這種由于強(qiáng)度不夠而產(chǎn)生的斷裂，其斷面為一次性斷裂所呈現(xiàn)的粗粒狀表面。在汽車(chē)變速器中這種破壞情況很少發(fā)生。而常見(jiàn)的斷裂則是由于在重復(fù)載荷作用下使齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫而之間擴(kuò)展到一定深度厚度后產(chǎn)生的折斷，其破壞斷面在疲勞裂縫部分呈光華表面，而突然斷裂部分呈粗粒狀表面。變速器低檔小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少、齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。齒面點(diǎn)蝕是常用的高檔齒輪表面接觸疲勞的破壞形式。齒面長(zhǎng)期在脈動(dòng)的接觸應(yīng)力作用下，會(huì)逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時(shí)由于齒面的相互擠壓，使充滿了潤(rùn)滑油的裂縫處油壓增高，導(dǎo)致裂縫的擴(kuò)展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面上形成大量后的扇形小麻點(diǎn)，即所謂點(diǎn)蝕。點(diǎn)蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動(dòng)載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點(diǎn)蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點(diǎn)蝕嚴(yán)重，主動(dòng)小齒輪較被動(dòng)大齒輪嚴(yán)重。對(duì)于高速重載齒輪，由于齒面相對(duì)華東速度高、接觸壓力大且接觸區(qū)產(chǎn)生高溫而使新面間的潤(rùn)滑油膜破壞，使齒面直接接觸。在局部高溫、高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿華東方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱為齒面膠合。在一般的汽車(chē)變速器中，產(chǎn)生膠合損壞的情況較少。增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時(shí)嚙合的輪齒對(duì)數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質(zhì)材料等，都是提高輪齒彎曲強(qiáng)度的措施。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應(yīng)力，提高齒面強(qiáng)度等，克提高齒面的接觸強(qiáng)度，采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤(rùn)滑油，提高油膜強(qiáng)度，提高齒面硬度，選擇適當(dāng)?shù)凝X面表面處理和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。齒輪的強(qiáng)度需經(jīng)對(duì)輪齒應(yīng)力的計(jì)算來(lái)檢驗(yàn)。2.2、圓柱齒輪強(qiáng)度的簡(jiǎn)化計(jì)算方法接觸應(yīng)力可按式進(jìn)行簡(jiǎn)化計(jì)算，直齒圓柱齒輪的彎曲應(yīng)力可按式反算求得；斜齒圓柱齒輪的彎曲應(yīng)力則需按式反算求得。2.3、根據(jù)GB3480-83編制的汽車(chē)變速器圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法（1）齒面接觸應(yīng)力式中——彈性系數(shù)，，對(duì)鋼制齒輪取=189.8，——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，；——端面分度圓壓力角，；——法向分度圓壓力角；——分度圓螺旋角；——基圓螺旋角，；——端面嚙合角；——螺旋角系數(shù)；；——重合度系數(shù)，直齒輪斜齒輪當(dāng)時(shí)當(dāng)時(shí)——端面重合度，——縱向重合度，——端面分度圓切向力，；——計(jì)算載荷，，可由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩?fù)Q算到該齒輪上得到；——齒輪的分度圓直徑，mm；——主動(dòng)齒輪分度圓直徑，mm；——齒寬，mm；——被動(dòng)齒輪與主動(dòng)齒輪的齒數(shù)比；——接觸強(qiáng)度計(jì)算的使用系數(shù)，轎車(chē)各檔齒輪的均數(shù)=0.65貨車(chē)1-4檔齒輪=0.855檔齒輪=0.96檔齒輪=1.05第1軸常嚙合齒輪=1.1；——?jiǎng)虞d系數(shù)，；N——臨界轉(zhuǎn)速比，；——主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速，r/min；——主動(dòng)齒輪臨界轉(zhuǎn)速，；——主動(dòng)齒輪齒數(shù)；——輪齒嚙合剛度，；——單對(duì)齒寬柔度，；，——主、被動(dòng)齒輪的當(dāng)量齒數(shù)：，；，——主、被動(dòng)齒輪的變位系數(shù)；——誘導(dǎo)質(zhì)量，，；——主動(dòng)齒輪基圓直徑，mm；——主動(dòng)齒輪齒頂圓直徑，mm；——主動(dòng)齒輪齒根圓直徑，mm；，假設(shè)齒輪為實(shí)心齒輪；——鋼材密度，；——考慮基節(jié)偏差對(duì)的影響系數(shù)，=0.32；——考慮齒形誤差對(duì)的影響系數(shù)，；——考慮嚙合剛度周期變化對(duì)的影響系數(shù)，；，，——分別為考慮基節(jié)偏差、齒形誤差和輪齒修緣對(duì)動(dòng)載荷影響的無(wú)量綱參數(shù)，，；——大齒輪基節(jié)極限偏差，；——齒形公差，；——齒向載荷分布系數(shù)，當(dāng)時(shí)，當(dāng)時(shí)，——單位齒寬最大載荷；，MPa；——跑合后的嚙合齒向誤差，——齒向公差，；——補(bǔ)償系數(shù)，一般情況：=1，齒端修?。?0.7：鼓形齒：=0.5；——單位載荷（=1）作用下的相對(duì)變形，直齒輪，斜齒輪；——主動(dòng)齒輪結(jié)構(gòu)尺寸系數(shù)，；——軸承跨距，mm；s——齒輪距軸中跨處距離，mm；K——系數(shù)，一般取0.4；——齒間載荷分配系數(shù)，當(dāng)當(dāng)當(dāng)時(shí)，則取當(dāng)，則取——端面重合度；——齒廓跑合量：許用接觸應(yīng)力的上限及下限，對(duì)表面硬化鋼：式中——接觸強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)，取1；——接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，對(duì)轎車(chē)：1檔齒輪取1.21，其他檔齒輪取1；貨車(chē)：1，2，3檔齒輪分別取1.24，1.15，1.1，其他檔齒輪取1；ZL------潤(rùn)滑油系數(shù)：ZL=1+50）2=1+0.396/（1.2+134/v40）2V50,V40------分別為50℃和40℃時(shí)潤(rùn)滑油的名義運(yùn)動(dòng)黏度，mmZv------速度系數(shù)，Zv=0.93+0.14/；v------節(jié)點(diǎn)線速度，m/s；ZR------粗糙度系數(shù)，ZR=1.02（/RZ1+RZ2）0.08A------中心距，mm，RZ1，RZ2------主，被動(dòng)齒輪的齒面平均粗糙度，μm，當(dāng)齒面粗糙度為0.8時(shí)，ZR=0.85*A0.0267，當(dāng)為1.6時(shí)，ZR=0.8*A0.267；齒面接觸強(qiáng)度的檢驗(yàn)：按式（4-3-25）計(jì)算所得的齒面接觸應(yīng)力σj，應(yīng)在許用接觸應(yīng)力上限[σj]max與下限[σj]min之間，高于上限則接觸強(qiáng)度不夠，低于下限則過(guò)于安全。齒面接觸強(qiáng)度可利用強(qiáng)度系數(shù)STH檢驗(yàn)：STH={[σj]max-σj}/{[σj]max-[σj]min}（4-3-27）STH值應(yīng)在0與1之間，其中，接近與1說(shuō)明強(qiáng)度儲(chǔ)備大；接近與0說(shuō)明強(qiáng)度儲(chǔ)備小；STH>1則過(guò)于安全；STH＜則需要修改設(shè)計(jì)。（2）齒根彎曲應(yīng)力σW計(jì)算σW=（Ft/b·mn）YFYSYβKAKVKFβKFα（4-3-28）式中KA------使用系數(shù)，轎車(chē)的Ⅰ檔齒輪取0.7，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ檔齒輪取0.8，第一軸常嚙合齒輪取0.85，貨車(chē)的Ⅰ至Ⅳ檔齒輪分別取0.9，1，1.05，1.15，1.25及1.35，第一軸常嚙合齒輪取1.35；KV------與接觸應(yīng)力計(jì)算的KV同值；KFβ------齒向載荷分布系數(shù)，KFβ=（KFβ）N；N------冪指數(shù)，N=2/[1++2]；——上界點(diǎn)處的齒厚半角——端面載荷作用角，；；——彎曲力臂與模數(shù)之比：——法向載荷作用角：——載荷作用于單對(duì)齒嚙合區(qū)上界點(diǎn)時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)：，——分別為主、從動(dòng)齒輪齒根危險(xiǎn)斷面與彎曲力臂之比值，，——齒根圓角參數(shù)，，——30度切線切點(diǎn)處曲率半徑與模數(shù)之比。變速器軸與軸承變速器軸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，降低齒輪的俄強(qiáng)度、耐磨性及壽命。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)。變速器的最大直徑d與支承間的距離l可按下列關(guān)系式初選：對(duì)第一軸及中間軸：=0.16～0.18（4-3-31）對(duì)第二軸：=0.18～0.21三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：d≈（0.45～0.60）A（4-3-32）第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Temax（N·m）按下式初選：d=（4～4.6）（4-3-33）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。在進(jìn)行軸的剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算時(shí)，欲求三軸式變速器第一軸的支承反力，必須先求出第二軸的支承反力。應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)檔位下的軸的剛度和強(qiáng)度都進(jìn)行驗(yàn)算，因?yàn)闄n位不同不僅齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點(diǎn)也有變化。驗(yàn)算時(shí)可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Temax。計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力FT、徑向力Fr及軸向力Fa可按下式求出：FT=Fr=（4-3-34）Fa=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；Temax發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，也是第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·mm。應(yīng)校核在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的變速器的強(qiáng)度。作用在齒輪上的徑向力Ft和軸向力Fa使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度f(wàn)c；而圓周力Ft使軸在水平面內(nèi)的彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度f(wàn)s。在求得個(gè)支點(diǎn)的垂向反力和水平反力后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩Me和水平彎矩Ms。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力σ（MPa）為σ==≤[σ]（4-3-35）式中M=（4-3-36）Ti——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·mm；d——軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處去內(nèi)徑，mm；Ww——彎矩截面系數(shù)，mm；Mc——在計(jì)算斷面處軸的垂直彎矩，N·mm；Ms——在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，N·mm；[σ]——許用應(yīng)力，在低檔工作時(shí)取[σ]=400MPa。在實(shí)際運(yùn)行中尚未發(fā)現(xiàn)過(guò)變速器軸的疲勞破壞情況。因?yàn)闉榱说玫阶銐虻膭偠?，軸都設(shè)計(jì)得有足夠的強(qiáng)度儲(chǔ)備。對(duì)齒輪工作影響最大的是軸的垂直撓度f(wàn)c和軸斷面在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)交，前者改變的齒輪的中心矩并破壞了齒輪的正確嚙合；后者使大小齒輪相互歪斜導(dǎo)致齒長(zhǎng)方向壓力分布不均勻。變速器在工作中產(chǎn)生的齒輪嚙合力、軸支承反力以及軸的撓度和斷面轉(zhuǎn)角等。在垂直面內(nèi)第一軸的撓度f(wàn)1及斷面轉(zhuǎn)角分別為f1=（4-3-37）在垂直面內(nèi)第二軸的撓度f(wàn)4及斷面轉(zhuǎn)角分別為f4=(4-3-38)式中r01、r04——相應(yīng)齒輪的節(jié)圓半徑；J1、J4——相應(yīng)處軸斷面的慣性矩。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]=0.005～0.10mm；軸的水平撓度的容許值[fs]=0.10～0.15mm。軸的合成撓度長(zhǎng)的軸應(yīng)進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗(yàn)算，使周的扭轉(zhuǎn)角不超過(guò)許用值。每米長(zhǎng)軸扭轉(zhuǎn)角的許用值為～。在轉(zhuǎn)矩T的作用下，長(zhǎng)為L(zhǎng)的軸的扭轉(zhuǎn)角為（4-3-39）則單位長(zhǎng)度的轉(zhuǎn)角（°/m）為（4-3-40）式中T——轉(zhuǎn)矩，N·mm；L——軸長(zhǎng)，mmJP——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。與中間軸齒輪長(zhǎng)嚙合的第二軸齒輪，通常裝在青銅襯套或滾針軸承上，而現(xiàn)代汽車(chē)變速器的這些齒輪則直接裝在軸上，以增大軸的直徑和剛度。為了保證工作可靠，對(duì)摩擦表面應(yīng)可靠潤(rùn)滑。軸表面為了避免其咬住、擦傷和保證能良好跑合，可進(jìn)行磷化處理和硫化處理。在軸的支承處急驟與齒輪支承間的摩擦表面處應(yīng)有沿軸孔或油槽自由暢通的潤(rùn)滑油不斷供應(yīng)。重型汽車(chē)變速器第二軸上的長(zhǎng)嚙合齒輪的軸承或軸套多進(jìn)行強(qiáng)制潤(rùn)滑。二．變速器軸承一般是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置并參考同類車(chē)型的相應(yīng)軸承以后，按國(guó)家規(guī)定的軸承標(biāo)準(zhǔn)選定，在進(jìn)行其使用的驗(yàn)算。對(duì)汽車(chē)變速器滾動(dòng)軸承耐久性的評(píng)價(jià)是以軸承滾動(dòng)體與滾道表面的接觸疲勞為依據(jù)，承受動(dòng)載荷是其工作的基本特征。變速器軸承是在由傳動(dòng)系轉(zhuǎn)矩變化曲線所決定的非穩(wěn)定工況下工作，因此也像齒輪計(jì)算那樣，作為變速器第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tj，應(yīng)取發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩TeMAX和驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與地面的最大附著力矩的換算值兩者中的較小者。計(jì)算載荷與軸承實(shí)際載荷之差異可由以軸承的當(dāng)量轉(zhuǎn)速代替實(shí)際轉(zhuǎn)速來(lái)補(bǔ)償。即（4-3-41）式中——按汽車(chē)平均車(chē)速計(jì)算的軸承實(shí)際轉(zhuǎn)速，??；——行駛狀況系數(shù)，它是軸承在以轉(zhuǎn)矩分布曲線為特征非穩(wěn)定工況下工作的壽命與在計(jì)算轉(zhuǎn)矩下工作的壽命之比。軸承的名義壽命L（以106轉(zhuǎn)為單位）：（4-3-42）式中C——軸承的額定動(dòng)載荷或承載容量，N，根據(jù)選定的軸承型號(hào)查軸承手冊(cè)；P——軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷，N；——軸承壽命指數(shù)