【文章內(nèi)容簡介】 在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角α取20176。,嚙合套或同步器取30176。；斜齒輪螺旋角β取30176。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。表21 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項(xiàng)目車型齒形壓力角α螺旋角β轎車高齒并修形的齒形176。，15176。，16176。176。25176。～45176。一般貨車GB135678規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形20176。20176。～30176。重型車同上低檔、176。，25176。小螺旋角齒輪寬度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)的大小來選定齒寬：直齒 b=(～)m，mm斜齒 b=(～)m，mm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。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（如圖21所示）來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法。一檔傳動(dòng)比 （210） 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: （211） 其中 A =、m =3；故有。 當(dāng)轎車三軸式的變速器時(shí)，則，此處取=16，則可得出=35。上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（210）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計(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)。這里修正為51，則根據(jù)式（210）反推出A=。由式（29）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比圖21 五檔變速器示意圖 （212）由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （213）由此可得： (214)而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： 。 以上聯(lián)立可得：=1=34。則根據(jù)式（210）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為： 。 二檔傳動(dòng)比 （215）而 ，故有： （216） 對于斜齒輪： （217）故有： 聯(lián)立公式（216）、（218）得：。按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪；四檔齒輪 。一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取21～23，此處取=23。由 （218）可計(jì)算出故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A′= =50mm （219） 而倒檔軸與第二軸的中心: = （220） 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：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對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。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對齒輪進(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。對斜齒輪傳動(dòng)，還可通過選擇合適的螺旋角來達(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。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(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線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低檔齒輪，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〈17，因此一檔齒輪需要變位。變位系數(shù) (221) 式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。第三章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇 齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(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。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時(shí)，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 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，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車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。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪，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40Cr。（1）直齒輪彎曲應(yīng)力 （31）式（31）中，彎曲應(yīng)力（MPa）； 一檔齒輪10的圓周力（N）， ； 其中 為計(jì)算載荷（Nmm），d為節(jié)圓直徑。 應(yīng)力集中系數(shù)，； 摩擦力影響系數(shù)，； b齒寬（mm），取20 t端面齒距（mm）； y齒形系數(shù)，如圖31所示。 圖31 齒形系數(shù)圖 當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為： （32） = =659668Nm 故由 可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（31）可得 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時(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 （33）式中為重合度影響系數(shù)，；其他參數(shù)均與式（31）注釋相同，選擇齒形系數(shù)y時(shí)，按當(dāng)量模數(shù)在圖31中查得。 二檔齒輪圓周力 （34）根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出：=齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)=，可查表31得：。故 同理可得：。依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下：三檔： 四檔：五檔： 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對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。