【文章內容簡介】 3 ? mm = （ 2） TmaxI =， m=,取 m=2 （ 2） 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬 b 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 在本設計中變速器齒輪壓力角 α 取 15176。 ,嚙合套或同步器取 30176。；斜齒輪螺旋角 β 取30176。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直 齒 b=（ ～ ） m， mm 取 b==13mm 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為 2～ 4mm。 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 ． 1 確定低速 檔 齒輪 副的 齒數(shù) 初設 低速 檔 的傳動 比設計為 6 =6 為了確定 和 齒數(shù)，先確定總齒數(shù) ?Z 2AZ m?? 其中 A =、 m=2；故有 ?Z =，取整為 62。 為了避免齒輪磨損嚴重，一對齒輪副的齒數(shù) 一般互為質數(shù) 10 取 =17， =45 ?Z 修正為 62，反推 A=62mm ． 2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 常嚙合齒輪的傳動比 =6x = 而常嚙合齒輪的中心距與低速 檔齒輪的中心距相等 A=62mm 12()2 cosnm Z ZA ??? =,取整為 54 其中 = = 取 =19， =44 = = 低速檔時實際傳動比 = = x = ． 3 確定中速檔齒輪副的齒數(shù) . 初設中速檔傳動比為 2， =2 =2x =2x = 2 cosnAZ m ?? ? = ?Z =,取整為 53 取 =28， =34 11 中速檔時實際傳動比 = = x = 高速檔時取用直接檔 =1 ． 4 變速器到旋轉 臺傳動齒輪副設計 變速器到展臺的傳動比 低速檔： = = 中速檔： = = 高速檔： = = 取均值 ??= 中心矩 ： 3 IA maxA K T? = = 2 cosnAZ m ?? ? = =,取整為 201 ??= 取 =125 =76 各個齒輪分度圓直徑 : = =38 = =88 = =56 = =68 = =90 = =34 12 = =250 = =152 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 齒輪 的強度計算與校核 齒輪彎曲強度計算 直齒輪彎曲應力 W? = W? 為 彎曲應力（ MPa） 為齒輪圓周力 （ N） K? 應力集中系數(shù)，可近似取 ； fK 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 ，從動齒輪取 ； b齒寬（ mm）； t端面齒距（ mm）， t=π m； m 為模數(shù)（ mm） y齒形系數(shù)，如圖 11所示。 圖 11 齒形系數(shù)圖 Tg作用到變速器第 一 軸上的最大轉矩 ， Temax根據(jù)傳動比換算到低速 檔的值 ， Temax= 13 Tg=Temax Tg= 齒寬 b=13mm 低速檔齒輪彎曲應力 齒輪 6： = = = 齒輪 5: = = = 彎曲應力在 400～ 850Pa之間，可以滿足要求。 中速檔齒輪彎曲應力 齒輪 4： = = = 齒輪 3： = = = 可以滿足要求。 常嚙合齒輪計算載荷 Tg 取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 Temax ，已知Temax==， 齒寬為 b=KcMn=13mm 齒輪 1： = = = 齒輪 2： = = = 齒輪接觸應力 zbFEb? ??????????(3) 式中 : j? 齒輪的接觸應力（ MPa） ； F齒面上的法向力（ N） ， 1 /(c os cos )FF ??? ； 1F 圓周力在（ N） ， 1/gF T d? ； gT 為計算載荷 （ N?mm） ； d 為分度 圓直徑 （ mm） ； 14 ? 節(jié)點處的壓力角（176。 ） ； ? 齒輪螺旋角（176。 ） ； E齒輪材料的彈性模量（ MPa） ， ??E MPa； ； b齒輪接觸的實際寬度 ,b=13mm； zb??、 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm） ； 直齒輪： sinzzr??? sinbbr??? 其中， zbrr、 分別為主從動齒輪分度 圓半徑（ mm） 。 將作用在變速器第一軸上的載荷 maxeT 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力j? 見下表： 表 12 變速器齒輪的許用接觸應 力 齒輪 j?/MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 低速檔和中速檔 1900~2021 950~1000 常嚙合 齒輪 1300~1400 650~700 計算第一軸常嚙合齒輪接觸應力 ?? cos2cos 1 d TFF g?? = = 其中 α =15176。 , =2, =16, =37 2sinsin 1 ??? mzrzz ?? = 2sinsin 2b ??? mzrb ?? = 15 ??E MPa 采用（ 3）式計算 得 第一軸常嚙合齒輪接觸應力 j?= 采用滲碳處理齒輪滿足設計要求 。 低速檔接觸應力 ?? cos2cos 1 d TFF g?? = = 其中 α =15176。, =2, =45, =17 2sinsin 5 ??? mzrzz ?? = 2sinsin 6 ??? mzrbb ?? = ??E MPa zbFEb? ??????????= MPa j? = 采用滲碳處理齒輪滿足設計要求 。 中速檔接觸應力 F= = =25， =28 2sinsin 3 ??? mzrzz ?? = mm 2sinsin 4 ??? mzrbb ?? = mm ??E MPa zbFEb? ??????????= 采用滲碳處理齒輪滿足設計要求 。 16 設計 變速器軸設計計算 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。 第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式，采用 固定軸式傳動方案。 中間軸 軸的尺寸 17 第二軸和中間軸的中部直徑 ?? Ad = 取 d=25mm 軸花鍵部分的直徑 3 max)～4( eTd ? =（ 4~） =~ 取 d=15mm 該 變速器殼體的軸向尺寸取 :L==,取 153mm 中間軸 支承間的距離 略小于殼體尺寸，取 145mm 第二軸 支承間的距離 :L= 2b=145213=119mm 軸的校核 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度 和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的 嚙合；后 者使齒輪相互歪斜 ， 致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。如下圖所示 變速器齒輪在軸上的位置如上圖所示時，若軸在垂直面內撓度為 fc，在水平面內撓度為 fs和轉角為 ? ，則可分別用下式計算 EILbaFfc 3 221? （ 1） EILbaFfs 3 222? （ 2） EIL ababF 3 )(1 ??? （ 3） 18 圖 4x 變速器軸的撓度和轉角 式中 , 1F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N） ； 2F 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N） ； E彈性模量（ MPa） ， E = 10? MPa； I慣性矩（ mm4） ，對實心軸 4 /64Id?? ， d 為軸的直徑（ mm） ，花鍵處按平均直徑計算； a、 b為齒輪坐上的作用力距支座 A、 B的距離（ mm） ； L支座之間的距離（ mm） 。 由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力 最大，因此只需要驗算中間軸上常嚙合齒輪處的強度和剛度即可。變速器軸向尺寸 L＝ 153mm，取 a=25mm，則 b=La=128mm。 。212max21 30cos237 0692cos.. tan..2costan2 ?? ?????? ? ???neg mz iTdTF = 237 0692. tan..2tan2。212max22 ???????neg mziTdTF ??= 代入（ 1）（ 2）（ 3）式計算得： = = = = σ= = rad 故軸的全撓度為 = =≤ ,安裝齒輪軸的許用轉角為（ ～ 19 ） rad,符合剛度要求 。 軸的強度驗算 齒輪嚙合的圓周力 tF 、徑向力 rF 及軸向力 aF max2 et TiF d? （ 6） max2 tancoser TiF d ??? （ 7） max2 tanea TiF d ?? （ 8） 式中 i 至計算齒輪的傳動比 為 = d 為齒輪的分度圓直徑 為 74mm； ? 為 節(jié)點處的壓力角，為 15176。； ? 為 螺旋角，為 30176。； maxeT 為 發(fā)動機最大轉矩，為 46069N mm。 求得 = = = = = = 水平