【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 176。 ～ 30176。 重型車(chē) 同上 低檔、倒檔齒輪 176。，25176。 小螺旋角 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 8 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車(chē)，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角 α 取15186。,嚙合套或同步器取 30176。；斜齒輪螺旋角 β 取 20176。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼 體承受。 齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪的承載能力， b 加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬： 直齒 b=(~)m， mm b=8 3=24mm 斜齒 b=(~)m， mm b=7 = 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳 動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 5) 齒輪齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各檔齒數(shù)的方法。 圖 變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 (1)確定一檔齒輪的齒數(shù) （如圖 ） 一檔傳動(dòng)比 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 9 12g1i ZZ? (44) 為了確定 Z1 和 Z2 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ?Z : mAZ 2?? (45) 其中 A =59mm、 m =3；故 有 ??Z 121 ZZi ?? ； ?? ZZ ； ?Z ； ?Z 。 取 111?Z ； 282 ?Z 。 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計(jì)算出的 ?Z 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從 ?Z 及齒輪變位系數(shù)反過(guò) 來(lái)計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。 這里 ?Z 修正為 39，反推出 A=60mm。 (2)確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動(dòng)比 的計(jì)算 ?c o s2)( 21 ZZmA n ?? (46) o s592c o s243 ??????? nmAZZ ? (47) 1342 ?? ZZi 2243 ?? ZZ (3)齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平 穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類(lèi)：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，有避免了其缺點(diǎn)。 有幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。 當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)，則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 10 強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開(kāi)線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對(duì)于低檔齒輪， 由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對(duì)齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。其中，一檔主動(dòng)齒輪 10 的齒數(shù) Z10，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數(shù) 1717 Z??? (48) 式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。 因?yàn)辇X輪 1 的齒數(shù)為 11，所以會(huì)發(fā)生根切，所以需要變位。變?yōu)橄禂?shù)為 )1117( ???? 。 齒輪強(qiáng)度計(jì)算 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較， 有所不同。但 不同用途汽車(chē)的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車(chē)變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級(jí)、支撐方式也基本一致。如汽車(chē)變速器齒輪用低碳合 金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級(jí)。 因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式 來(lái)計(jì)算汽車(chē)齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為 45。 1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 W? b tyKKF fW ?? 1? (49) 式中 ： W? 彎曲應(yīng)力（ MPa）； 1F 一檔齒輪 1 的圓周力（ N） d 節(jié)圓直徑。 （ mm） ?K 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 ； fK 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 ，從動(dòng)齒輪取 ； b 齒寬（ mm），取 24mm t 端面齒距（ mm）； ???? mt ? y齒形系數(shù)，如齒形系數(shù)圖 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 11 圖 齒形系數(shù)圖 當(dāng)處于一檔時(shí) ,故由 11 2 dTgF ? (410) 2 6 7 5 0 01 0 0 0 71m a x ?????? iTT eg Nm (411) 3311311 ???? mzd mm (412) 6 2 1 2332 6 7 5 0 022 11 ???? dTgF N (413) ??????w? Mpa (414) 6 2 1 22 ??????w? MPa (415) 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 maxeT 時(shí)，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在 400~850MPa 之間。 2) 斜齒輪彎曲應(yīng)力 ??? btyKKFw 1? (416) 式中 ?K 為重合度影響系數(shù)，取 ；其他參數(shù)均與直齒輪注釋相同， ? ? 選擇齒 形系數(shù) y 時(shí)，按當(dāng)量模數(shù) ?3coszzn ? 在齒形系數(shù)表中查得，本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 12 zbFEb? ??????????y= 二檔齒輪圓周力： 1 0 7 0 0 034m a x ?? ZZTT eg Nm (417) o o s3 ???? ?zmd n mm (418) 0 3 0 7 0 0 022 33 ???? dTF g N (419) 9 0 3 53 ??????w? Mpa (420) ?w? Mpa 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合齒輪 和高檔齒輪，許用應(yīng)力在 180~350MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求 。 2） 齒輪接觸應(yīng)力 j? (421) 式中 j? 齒輪的接觸應(yīng)力（ MPa）； F 齒面上的法向力（ N）， ? ??? coscos1FF ? ； 1F 圓周力在（ N）， dTF g21 ? ； ?節(jié)點(diǎn)處的壓力角（ 20176。）； ? 齒輪螺旋角（176。）； E齒輪材料的彈性模量（ MPa）， 材料為 45 可取 3190 10E M Pa?? ； b齒輪接觸的實(shí)際寬度 （ mm） ； 直齒輪 b=20mm、斜齒輪b= z? b? 主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（ mm）； 直齒輪： ?? sinzz r? (422) ?? sinbb r? (423) 斜齒輪： ??? 2c o s)s in( zz r? (424) ??? 2c o s)s in( zb r? (425) 其中 ， zr br 分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷 maxeT 作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 j? 見(jiàn)下表： 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 13 表 44 變速器齒輪的許用接 觸應(yīng)力 齒輪 j? /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2022 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 通過(guò)計(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下： 一檔： 二檔： 對(duì)照上表 44 可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。 確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主 要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類(lèi)汽車(chē)變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定： 第一軸： )~( ????? AAd mm 第二軸： 0 33 m a x ??? eTd mm d 與 l 關(guān)系 ： 一軸： ~ ??ld 二軸： ~ ??ld 所以，一軸 ??? dl mm 二軸 ??? dl mm 軸的校核是評(píng)定變速器是否滿(mǎn)足所要求的強(qiáng)度、剛度等條件，是否滿(mǎn)足使用要求，是設(shè)計(jì)過(guò)程中的重要步驟，主要是為了對(duì)設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)校核，達(dá)到設(shè)計(jì)的要求。 變速器齒輪在軸上的位置如圖 43 所示 ： 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 14 圖 軸受力簡(jiǎn)圖 軸在垂直面內(nèi)撓度為 cf ，在水平面為 sf ，轉(zhuǎn)角為 ? ，則 EILbaFf c 3221? ； EILbaFf s 3222? ； E ILababF 3)(1 ??? ； 1F ～為輪齒齒寬在中間平面上的圓周力。 2F ～為齒輪齒寬在中間面上的徑向力。 E ～為彈性模量， ??E Mpa I ～為慣性力矩，對(duì)于實(shí)心軸： 644dI ?? D ～為軸的直徑，花鍵處按平均直徑 a 、 b ～為齒輪上作用力矩與支座 A、 B 的距離 L ～為支座間的距離 軸的全撓度為 ： 22 sc fff ?? 在其作用下應(yīng)力為 ： 332 dMWM ?? ?? 222~ nsc MMMMM ??? ~W 為抗彎截面系數(shù) 軸在垂直面和水平面撓度的允許值為