【文章內容簡介】 度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。（出現(xiàn)的多） 點蝕 輪齒工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在 齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面 表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載 荷，并可能導致輪齒折斷。 移動換擋齒輪端部破壞 用移動齒輪的方法完成換擋的低擋和倒擋齒輪，由于換擋時 兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在輪齒端部產(chǎn)生 沖擊載荷，并造成損壞。 齒面膠合 負荷大、齒面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接 觸處產(chǎn)生高溫作用的情況下使齒面間的潤滑油膜破壞，導致齒 面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒 面沿滑動方向形成撕傷痕跡，稱為齒面膠合。這種破壞出現(xiàn)較 少。 二、輪齒強度計算 與其它機械行業(yè)比較，不同用途汽車的變速 器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器 齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級 別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用 低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪 表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為不低 于 7級。因此，用于計算通用齒輪強度公式更為 簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以 獲得較為準確的結果。下面介紹的是計算汽車變 速器齒輪強度用的簡化計算公式。 w?b tyKKF fw??? 1w?1F 1F gTgT?K ?KfKfKfK輪齒彎曲強度計算 (1)直齒輪彎曲應力 (311) 式中， 為彎曲應力 (MPa)； 為圓周力 (N)， =2 ／ d； 為計算載荷 (Nmm)； d為節(jié)圓直徑 (mm)； 為應力集中系數(shù)，可近似取 =； 為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向 不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪 =， =； b為齒寬 (mm)， b= t 為端面齒距 (mm)， t=π m； m為模數(shù) (mm)； y 為齒形系數(shù)，見圖 319(下圖 ) 從動齒輪 b 為齒寬 (mm)， 齒形系數(shù)圖 (假定載荷作用在齒頂 α=20176。 ， =1) 因為齒輪節(jié)圓直徑 d=mz，式中 z為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù) 代入式 (311)后得 (312) 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋 直齒輪許用彎曲應力在 400～ 850N／ mm178。，貨車可取下限，承受 雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限 。 (2)斜齒輪彎曲應力 (313) 為圓周力 (N)， 為計算載荷 (Nmm)； d 為節(jié)圓直徑 (mm)， d= 32 gfwcT K Km zK y????w?1wFKb ty K??? ?1FgT1F2 gTd?c osnmz ?? 為法面模數(shù) (mm)； ? z 為齒數(shù)； β為斜齒輪螺旋角 (176。 )； ? 為應力集中系數(shù)， =； ? b 為齒面寬 (mm)； ? t 為法面齒距 (mm)， t=π ； ? y 為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) 在圖 319中 ? 查得； ? 為重合度影響系數(shù)， = 將上述有關參數(shù)代人式 (313)，整理后得到斜齒輪彎曲應力 為 (314) 當計算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 時， 對轎車常嚙合齒輪和高擋齒輪的許用應力在 180～ 350N／ mm178。 范圍，對貨車為 100～ 250N／ mm178。 nm?K ?Knm3c osnzz ???K ?K??????KyKzmKTgw 3c os2gT maxeT輪齒接觸應力 輪齒的接觸應力按下式計算 (315) 為輪齒的接觸應力 (N／ mm178。)； F 為齒面上的法向力 (N)， ； 為圓周力 (N)， =2 ／ d；為計算載荷 (Nmm)； d 為節(jié)圓直徑 (mm)； α 為節(jié)點處壓力角 (176。 )， β為齒輪螺旋角 (176。 )； E 為齒輪材料的彈性模量 (MPa)； b 為齒輪接觸的實際寬度 (mm)； 、 為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 (mm)，直齒輪： ， ，斜齒輪： ； 、 為主、從動齒輪節(jié)圓半徑 (mm)。 ????????????? bzj bFE 114 1 j?j?? ???? c o sc o s/1FF1F 1F gTz? b???? s inzz r ??? s inbb r ? ? ???? 2c o s/s i nzz r? ? ???? 2c o s/s i nbb r zr br將作用在變速器第一軸上的載荷 ／ 2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力 見表 3— 3。 maxeTj? 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 19002022 9501000 常嚙合齒輪 和高擋 1300~1400 650700 /j M Pa?變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性 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。 在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應考慮。 值得指出的是，對齒輪進行強力噴丸處理以后，齒輪彎曲疲 勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。齒輪在熱處理之后進行磨齒， 能消除齒輪熱處理的變形；磨齒齒輪精度高于熱處理前剃齒和擠 齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)、效率提高；在同樣負荷的條件下， 磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。 國內汽車變速器齒輪材料主要用 20CrMnTi、 20Mn2TiB、 16MnCr 20MnCr 25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為 58～ 63HRC，芯部硬度為 33～ 48HRC。 三、軸的強度計算 變速器工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作 用，其軸要承受轉矩和彎矩。變速器的軸應有足夠的剛度和強 度。因為剛度不足的軸會產(chǎn)生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙 合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。所以 設計變速器軸時，其剛度大小應以保證齒輪能實現(xiàn)正確的嚙合 為前提條件。 設計階段可以根據(jù)經(jīng)驗和已知條件先初選軸的直徑，然后 根據(jù)公式進行有關剛度和強度方面的驗算。 （一）初選軸的直徑 ?已知中間軸式變速器中心距 A時，第二軸和中間軸中部直徑d≈，軸的最大直徑 d和支承間距離 L的比值，對中間軸， d/L≈ ～ ，對第二軸， d/L≈ ～ 。 ? 第一軸花鍵直徑 d（ mm）可按下式初選 ?式中： K為經(jīng)驗系數(shù)， K=～ ； Temax為發(fā)動機最大轉矩（ Nm）。 3 m a xed K T?（二）軸的強度驗算 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，破壞了齒 輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖 320所示，致使 沿齒長方向的壓力分布不均勻。 初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。 欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二 軸的支點反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不 同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個擋位都 進行驗算。驗算時將軸看做鉸接支承的梁。作用在第一軸上 的轉矩應取 maxeT圖 320 變速器軸的變形簡 （ a）軸在垂直面內的變形 圖 320 變速器軸的變形簡 （ b）軸在水平面內的變形 軸的撓度和轉角可按 《 材料力學 》 有關公式計算。計算時僅 計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因 距離支承點近、負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變 速器齒輪在軸上的位置如圖 31 6所示時，若軸在垂直面內撓度 為 ，在水平面內撓度為 和轉角 為，則可分別用下式計 算 式中， 為齒輪齒寬中間平面上的圓周力 (N)； 為齒輪齒寬中間平面上的徑向力 (N)； E 為彈性模量 (MPa)， E= MPa； I 為慣性矩 ( )，對于實心軸： I= ／ 64； d 為軸的直徑 (mm)，花鍵處按平均直徑計算； a、 b為齒輪上作用力距支座 A、 B的距離； L為支座間距離。 cf sf ?E ILbaFfc 3221?E ILbaFfs 3222? ? ?E ILababF31 ???1F2F5104d?4mm圖 3— 21 變速器軸的撓度和轉角 軸的全撓度 f為 ≤。 軸在垂直面和水平面撓度的允許值為 =～ ， =～ 。齒輪所在平面的轉角不應超過 。 與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過青銅襯套或 滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承直接裝在軸上， 這就能夠增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。 22 sc fff ??[]cf[]sf軸的強度計算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變 形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和 水平面內的支反力 和 之后，計算相應的彎矩 、 。軸 在轉矩 和彎矩同時作用下，其應力為 式中， M= (Nmm)； d為軸的直徑 (mm)，花鍵處取內徑； w為抗彎截面系數(shù) ( ) 。 在低擋工作時， [ ]≤400MPa 除此之外，對于軸上的花鍵，應驗算齒面的擠壓應力。 變速器的軸用與齒輪相同的材料制造。 cF sF cM sMnT332dMWM????222 nsc TMM ??3mm?第五節(jié) 同步器計算 功用：使結合套與待嚙合齒圈迅速同步，縮短換檔時間， 同時防止嚙 時齒間沖擊。 結構： 同步裝置、鎖止裝置、結合裝置 分類： ? 同步器 有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步 器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下 (即角速度 相等 )換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器， 大致分為 鎖環(huán)式慣性同步器 ，鎖銷式慣性同步器 一、慣性式同步器 慣性式同步器能做到換擋時兩換擋元件之間的角速度達到完 全相等之前，不允許換擋，因而能完善地完成同步器的功能和實 現(xiàn)對同步器的基本要求。 按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式 和多錐式幾種。雖然它們的結構不同，但都有摩擦元件、鎖止元 件和彈性元件。 （一）鎖銷式同步器 鎖銷式同步器結構 上圖所示鎖銷式同步器的摩擦元件是同步環(huán) 2和齒輪 3上的 凸肩部分，分別在它們的內圈和外圈設計有相互接觸的錐形摩 擦面。鎖止元件位于滑動齒套 1的圓盤部分孔中做出的錐形肩角 和裝在上述孔中、在中部位置處有相同角度的斜面鎖銷 4。鎖銷 與同步環(huán) 2剛性連接。彈性元件是位于滑動齒套 1圓盤部分徑向 孔中的彈簧 7。在空擋位置，鋼球 5在彈簧壓力作用下處在銷 6的 凹槽中，使之保持滑動齒套與同步環(huán)之間沒有相對移動?；?