【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 以為了減少噪聲應(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)減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪的應(yīng)該選取一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪要有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪 的模數(shù)應(yīng)取得小些；對(duì)于貨車重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 13 減少質(zhì)量比減少噪聲重要，固齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)；變速器低檔應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他檔位應(yīng)選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各檔的齒輪選用相同的模數(shù)。 表 31 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) mn 車 型 乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 ma/t V≤ V≤ ma≤ ma 模數(shù) mn/mm ~ ~ ~ ~ 所選模數(shù)數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn) GB/T1357— 1987 的 規(guī)定，見下表。選用時(shí)應(yīng)用第一系列，括號(hào)內(nèi)的模數(shù)盡量不用。 表 32 汽車變速器常用的齒輪模數(shù) 第一系列 5 0 0 0 0 0 第二系列 1.75 5 5 (3.25) 3.50 (3.75) 0 0 表 3－ 1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) nm 故根據(jù)以上三表格的內(nèi)容，一檔模數(shù)為 6，其余各檔的模數(shù) m=5mm 壓力角α 齒輪壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合是的動(dòng)載荷，是傳動(dòng)平穩(wěn)，有力與降低噪聲；壓力角較大時(shí)可提高齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。實(shí)驗(yàn)證明：對(duì)于直齒輪，壓力角在 28176。是強(qiáng)度最高，超過 28176。時(shí)強(qiáng)度增加的不多；對(duì)于斜齒輪 ,壓力角在 25176。時(shí)強(qiáng)度最高。 實(shí)際上因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20176。，所以變速器的齒輪采用的壓力角普遍是20176。嚙合套或同步 器的結(jié)合壓力角有 20176。、 25176。、 30176。等，但普遍使用 30176。的壓力角。 所以此次設(shè)計(jì)中的齒輪鎖采用的壓力角為 20176。，同步器的壓力角為 30176。 。 螺旋角β 斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用。選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意他對(duì)齒輪工作噪聲、齒輪的強(qiáng)度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，車型 微型、輕型轎車 中級(jí)轎車 中型貨車 重型汽車 nm 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 14 因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實(shí)驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也隨著提高。不過當(dāng)螺旋角大于 30176。時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度繼續(xù)上升。因此從高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望有過大的螺旋角，以 15176。 ~25176。為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。兩軸式變速器為20176。 ~25176。 齒寬 b 通常根據(jù)齒輪模數(shù) m（ mn）的大小來確定齒寬 b： 直齒輪 b=Kcm， Kc為齒寬系數(shù)，為 ~ 斜齒輪 b=Kcmn， Kc取 ~ 采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒輪的工作寬度初選是可取 2~4mm 各檔齒數(shù)的分配與計(jì)算 此次所設(shè)計(jì)的兩軸四檔變速箱草圖如下圖所示 ， 在分配齒數(shù)的時(shí)候，應(yīng)該注意的是各檔齒輪的齒數(shù)應(yīng)該盡可能的不是整數(shù)，以便齒輪均勻磨 損。 一檔齒輪齒數(shù)的確定 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 15 此次所設(shè)計(jì)的兩軸四檔變速器，已知負(fù)載電機(jī)的額定功率 400— 450kw,轉(zhuǎn)速1500r/min,最大轉(zhuǎn)矩 2865Nm,安全系數(shù)大于 2，載荷平穩(wěn)可靠。確定 1檔齒輪齒數(shù)： （ 1） 一檔傳動(dòng)比 i1=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 31） 為了求 Z1和 Z2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Zh，公式如下： 直齒 Zh=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 斜齒 Zh=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 32） (2)選取中間軸一檔的齒數(shù) 一檔傳動(dòng)比 ，由于四檔為斜齒，從動(dòng)齒輪齒數(shù) Z=12 Z8 = Z i=12 8=96 所以齒數(shù)和為 Zh= A=20cos2 mZh=300mm 所以一檔齒輪齒數(shù)和 Zh=63002x =100 所以 Z1= 取整為 56， Z2=45 重新計(jì)算傳動(dòng)比i=45/56= 二擋齒輪齒數(shù)的確定 i2=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 33） 根據(jù)選的中心距 A=300，模數(shù)為 m=5。初選螺旋角β =20176。帶入上式（ 32）中， Zh=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =108 Zh=108 先取二擋的傳動(dòng)比 i2=，則帶入式 （ 33）中得到， =108, Z3=72，則Z4=10872=36 然后對(duì)中心距 A 進(jìn)行修正 由于齒輪齒數(shù)取整后會(huì)使中心距發(fā)生變化，固需要重新計(jì)算中心距： A=Zhmn/2cosβ A=300 故中心距 A,A=300mm。 三檔齒輪齒數(shù)的確定 i3 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 34） 先取三檔的傳動(dòng)比為 i3=，則帶入式（ 34）中得到， =108 Z5=，取整 Z5=86 則 Z6=10886=22。 由于齒數(shù)的取整，傳動(dòng)比發(fā)生了變化，修正后的傳動(dòng)比為 i3=22/86= 四檔齒輪齒數(shù)的確定 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 16 i2=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 35） 該擋為最高檔，傳動(dòng)比在 1/8左右，初選四檔的傳動(dòng)比為 i4=，則帶入式（ 35）中得到， =108 Z7=96，則 Z8=10896=12螺旋角不變。 各擋齒輪參數(shù)表 一擋的齒寬系數(shù)應(yīng)取得稍微大些，因此去 Kc=8，所以一檔的齒寬 b=kcm=8 6=48mm。 其余各擋的齒寬系數(shù)取 kc=6， b=kcmn=6 5/cosβ =，取 b=32mm 各擋齒輪的參數(shù)如下表所示： 表 31 各擋齒輪的參數(shù) 擋數(shù) 主動(dòng)齒輪 齒數(shù) 從動(dòng)齒輪 齒數(shù) 中間齒輪 齒數(shù) 齒寬 B（ MM） 模數(shù) M （ MM） 螺旋角Β （176。） 傳動(dòng)比I 一擋 56 45 48 6 0 二擋 72 36 32 5 20 三擋 86 22 32 5 20 四擋 96 12 32 5 20 4變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 齒輪折斷發(fā)生在以下幾種情況：齒輪收到足夠大的沖擊載荷作用，造成齒輪彎曲折斷；齒輪在重復(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中極其少見，而后者出現(xiàn)的多些。 齒輪工作時(shí)，一對(duì)齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時(shí)存在于齒面細(xì)小裂紋中的潤(rùn)滑油壓升高，并導(dǎo)致裂紋擴(kuò)展，然 后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點(diǎn)，稱之為齒面點(diǎn)蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，并可能導(dǎo)致齒輪折斷。 用移動(dòng)齒輪的方法完成的換擋的低檔和倒檔出論，由于換擋時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪的存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 負(fù)荷大、齒面相對(duì)滑動(dòng)速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸處產(chǎn)生高溫作用下的情況使齒面間的潤(rùn)滑油膜遭到破壞，導(dǎo)致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動(dòng)方向形成撕傷痕跡，稱之為齒面膠合。變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)的較 少。 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 （ 1） 直齒輪彎曲應(yīng)力? W ? W=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 41） 式中，? W為彎曲應(yīng)力（ MPa）； F1為圓周力（ N）， F1=2Tg/d； Tg為計(jì)算載荷（ ）； d重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 17 為節(jié)圓直徑（ mm）； K? 為集中應(yīng)力系數(shù)，可取近似值 K? =； Kf為摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動(dòng)齒輪 Kf=從動(dòng)齒輪 Kf=； b 為齒寬（ mm）； t為端面齒距（ mm） t=π m， m 為模數(shù)； y為齒形系數(shù)，如圖（ 41）所示。 應(yīng)為 齒輪的節(jié)圓直徑為 d=mz，式中 z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入（ 41）后得到當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一檔得許用彎曲應(yīng)力在98250MPa，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。 圖 41 齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂α =20176。， f0=10） ? W =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 ? W = （ 42） 已知電動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩為 Temax=2865N. m=， 輸入軸上的齒輪其 Tg=Temax，輸出軸上的齒輪其 Tg=iTemax 計(jì)算一檔主動(dòng)齒輪：齒數(shù) z1=56，根據(jù)上圖，取得 y= Kc=8，帶入式（ 42），一擋的許用彎曲應(yīng)力為 98~250Mpa。 ? w= 8561 5 8 6 5 0 0 023 ????? ???=。 故滿足許用彎曲應(yīng)力要求。 計(jì)算一檔從動(dòng)齒輪：齒數(shù) z2=45，根據(jù)上圖，取得 y= Kc=8，帶入式（ 42），一擋的許用彎曲應(yīng)力為 98~250Mpa。 ? w=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 = 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 18 滿足許用彎曲應(yīng)力要求。 （ 2）斜齒輪彎曲應(yīng)力? w ? W = （ 43） 式中，式中，? W為彎曲應(yīng)力（ MPa）； F1為圓周力（ N）， F1=2Tg/d； Tg為計(jì)算載荷（ ）；d 為節(jié)圓直徑（ mm） d=（ mnz） /cosβ， mn 為法向模數(shù)（ mm）； K? 為集中應(yīng)力系數(shù)，可取近似值 K? =； b為齒寬（ mm）； t 為法向齒距（ mm） t=π mn； y 為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù) Zn= Z/cos3β在上圖中查得； Kε 為重合度影響系數(shù)， Kε =。 將上述有關(guān)參數(shù)帶入（ 43）后得到 ? W = 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 44） 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合和高檔齒輪，許用應(yīng)力在 180~350MPa 的范圍 ,對(duì)貨車在 100250MPa. 在計(jì)算常嚙合齒輪時(shí)由于沒有采用變位，所以主、從動(dòng)齒輪的彎曲應(yīng)力大小只差在 y上，而 y隨著當(dāng)量齒數(shù)的增大而減小，所以計(jì)算時(shí)只要計(jì)算該對(duì)齒輪中彎曲應(yīng)力大的，即齒數(shù)小的那個(gè)齒輪即可。 計(jì)算二擋常嚙合齒輪齒輪的彎曲應(yīng)力 已知 Z3=72， Kc=6，β =20， Zn=90，從表中查的 y= ? w= o s/ o s2865000233 ????? ???= 。 滿足許用彎曲應(yīng)力要求。 計(jì)算三檔常嚙合齒輪的彎曲 應(yīng)力 已知 Z5=86， Kc=6，β =20176。， Zn=104 從表中查的 y= 帶入式（ 44） ? w= o s/ o s2 8 6 5 0 0233 ????? ??? = 滿足許用彎曲應(yīng)力要求。 計(jì)算四檔常嚙合齒輪的彎曲應(yīng)力 已知 Z8=96， Kc=6，β =20176。， Zn=116 從表中查的 y= 帶入式（ 44） ? w= o s/ o s2 8 6 5 0 0 0233 ????? ???= 滿足許用彎曲應(yīng)力要求。 j ? j= 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 (45) 式中，? j為齒輪的接觸應(yīng)力（ MPa）； F為齒面法向力（ N）；α為節(jié)點(diǎn)處壓力角 （176。）；E 為齒輪材料的彈性模量（ MPa）； b 為齒輪接觸的實(shí)際寬度； ρ Z、 ρ b 為主、從動(dòng)輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（ mm），直齒輪 ρ Z = rzsinα 、 ρ b = rbsinα ，斜齒輪 ρ Z = （ rzsinα ）重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文