【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。它是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對(duì)齒輪的接觸強(qiáng)度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證齒輪必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與反便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過(guò)小而影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過(guò)少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過(guò)小，會(huì)使變速器長(zhǎng)度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。對(duì)于中間軸式變速器，初選中心距是可以根據(jù)以下經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算: A=KA3Temaxi1ηg式中，A為變速器中心距（mm）；KA為中心距系數(shù)，乘用車(chē)：KA=~；Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩（）；i1為變速器的一檔傳動(dòng)比；ng為發(fā)動(dòng)機(jī)的傳動(dòng)效率，取96%。，先取i1=， Temax= 帶入上式得出初選中心距的范圍A=,~ 而此次設(shè)計(jì)中的變速器為乘用車(chē)一類(lèi)，發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)，也可以根據(jù)變速器中心距A和發(fā)動(dòng)機(jī)的排量的關(guān)系來(lái)初選，乘用車(chē)中心距在70~80mm。故綜上，此次設(shè)計(jì)初選中心距為74mm。外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置方案來(lái)初步確定。影響殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車(chē)四檔變速器殼體的軸向尺寸為（~）A商用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸可參照下類(lèi)數(shù)據(jù)選用： 四檔 （~）A 五檔 （~）A六檔 （~）A 當(dāng)變速器選用的擋數(shù)和同步器較多時(shí)，上述中心距系數(shù)應(yīng)選取上限。為了檢測(cè)的方便，中心距A最好為整數(shù)。齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響他的選取因數(shù)又有很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。選取模數(shù)應(yīng)該遵守以下原則：在變速器中心距相同的情況下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可是齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(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(chē)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(chē)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(chē)變速器各檔的齒輪選用相同的模數(shù)。表31 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)mn車(chē) 型乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車(chē)的最大總質(zhì)量ma/tV≤V≤ma≤ma模數(shù)mn/mm~~~~所選模數(shù)數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357—1987的規(guī)定，見(jiàn)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(chē)變速器常用的齒輪模數(shù)第一系列第二系列()()表3－1 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)車(chē)型微型、輕型轎車(chē)中級(jí)轎車(chē)中型貨車(chē)重型汽車(chē)已知此次所設(shè)計(jì)的變速器是桑塔納2000手動(dòng)四速變速器，為中級(jí)汽車(chē)，一般情況下，汽車(chē)的一、倒擋會(huì)使用較大的模數(shù)，故根據(jù)以上三表格的內(nèi)容，一、倒擋選用模數(shù)為m=3mm，其余各檔的模數(shù)m=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(guò)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(guó)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，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(guò)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(guò)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。斜齒輪螺旋角可以在以下提供的范圍內(nèi)選?。褐虚g軸式變速器22176。~34176。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(lái)確定齒寬b：直齒輪 b=Kcm，Kc為齒寬系數(shù)，~斜齒輪 b=Kcmn，~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。此次所設(shè)計(jì)的桑塔納2000手動(dòng)四速變速箱的各檔齒輪分配方案如上一章節(jié)中圖26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。桑塔納2000手動(dòng)四速兩軸式變速器，已知：發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率p=74千瓦，轉(zhuǎn)速n=5200r/min，最大扭矩 Te=，載荷平穩(wěn)，可靠性一般。確定一檔齒輪齒數(shù)：(1)一檔傳動(dòng)比 i1=Z2Z1 （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=2Am 斜齒 Zh=2Acosβmn （32） (2)選取中間軸一檔的齒數(shù) 轎車(chē)兩軸式變速器一檔傳動(dòng)比i=～，一檔的齒數(shù)在Z8=11～17，由于所設(shè)計(jì)為一般中級(jí)轎車(chē)，載荷平穩(wěn)、可靠性要求一般。一檔齒輪傳動(dòng)比i=，模數(shù)m=3mm，取一檔主齒輪齒數(shù)Z1=11。由于齒數(shù)為11，將會(huì)發(fā)生根切，故需要對(duì)其進(jìn)行變位，變位系數(shù)ξ=(17Z1)/17 = (1711)/17=Z2= Z1i1=11=取整后Z2=39，重新計(jì)算i1= Z2 /Z1=39/11=計(jì)算中心距，A=（Z1+Z2）m=（39+11） 3=75mm i2=Z4Z3 （33）根據(jù)初選的中心距A=74，模數(shù)為m=。初選螺旋角β=20176。帶入上式（32）中，Zh=2Acosβmn=274cos20176。176。=取整，Zh=48。先取二擋的傳動(dòng)比i2=，則帶入式（33）中得到，=48 Z3=，取 Z3=17則Z4=4817=31.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/2cosβA=為了方便檢測(cè)，故中心距應(yīng)當(dāng)取整，取A=75mm。由于中心距發(fā)生了變化則需要對(duì)螺旋角β進(jìn)行修正，β=176。=20176。16＇12＇＇。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i2=31/17= i2=Z6Z5 （34）先取三檔的傳動(dòng)比為i3=，則帶入式（34）中得到，=48 Z5=，取 Z5=22則Z6=4822=，為β=20176。16＇12＇＇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=26/22= i2=Z8Z7 （35）該擋為最高檔，選用超速擋，~，初選四檔的傳動(dòng)比為i4=，則帶入式（35）中得到，=48 Z7=，取 Z7=26則Z8=4826=，為β=20176。16＇12＇＇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i4=22/26=一檔、倒檔齒輪常選用相同的模數(shù)，所以m=3mm。倒檔齒輪Z11的齒數(shù)，一般在21～23之間，可選倒檔齒輪齒數(shù)Z11=22，為避免齒輪9，與齒輪10齒頂圓的接觸，故將齒數(shù)Z9取為Z9=11，可計(jì)算出輸入軸與倒檔軸的中心距：A＇ A＇=1/2m(Z9+Z11) =1/2 3（11＋22） =初選倒檔的傳動(dòng)比為i倒=，i倒=Z10Z11/Z11Z9，計(jì)算得出Z10=，取整后，Z10=35 重新計(jì)算倒檔傳動(dòng)比，i倒= Z10Z11/Z11Z9=35/11=計(jì)算倒檔齒輪與輸出軸的中心距A＇＇=（Z10+Z11）m/2=（35+22）3/2=由于Z9的齒數(shù)為11會(huì)發(fā)生根切，對(duì)其進(jìn)行變位，變位系數(shù)x=（1711）/17=驗(yàn)證中心距：為了保證齒輪10與齒輪9不發(fā)生接觸，則其兩者齒頂圓直徑之和必須小于2A。da9=m（Z+2+x）=3（11+2+）=da10=m（Z+2x）=3（35+）=2A（da9+ da10）=150（+）=0mm，會(huì)發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉，故采用短齒齒輪，再代入上兩式，da9=m（Z++x）=3（11++）=da10=m（Z+）=3（35+）=2A（da9+ da10）=150（+）=有足夠的空間，不會(huì)發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉。一、倒擋的齒寬系數(shù)應(yīng)取得稍微大些，因此去Kc=8，所以一、倒檔的齒寬b=kcm=83=24mm。其余各擋的齒寬系數(shù)取kc=6，b=kcmn=6，取b=16mm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)從動(dòng)齒輪齒數(shù)主動(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39112430二擋311716三擋262216四擋222616倒擋3511222430 第四章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算取力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(jiàn)，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。 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力σW σW=F1KσKfbty （41）式中，σW為彎曲應(yīng)力（MPa）；F1為圓周力（N），F(xiàn)1=2Tg/d；Tg為計(jì)算載荷（）；d為節(jié)圓直徑（mm）；Kσ為集中應(yīng)力系數(shù)，可取近似值 Kσ=；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==；b為齒寬（mm）；t為端面齒距（mm）t=πm，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、倒檔得許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa，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）σW = 2TgKσKfπm3Kcy （42）已知發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩為T(mén)emax=155N. 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=15，根據(jù)上圖，取得y==8，帶入式（42），一擋的許用彎曲應(yīng)力為400~850Mpa。σw=(2155000)33118 =。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=39，根據(jù)上圖，取得y==8，帶入式（42），一擋的許用彎曲應(yīng)力為400~850Mpa。σw=(2155000)33398 = 滿足許用彎曲應(yīng)力要求。計(jì)算倒主動(dòng)齒輪Z9：齒數(shù)Z9=11，根據(jù)上圖，取得y==,8，倒擋的許用彎曲應(yīng)力為400~850Mpa。σw=(2155000)33118 = 滿足許用彎曲應(yīng)力要求。計(jì)算倒從動(dòng)檔齒輪Z10：齒數(shù)z10=，根據(jù)上圖，取得y==8，的許用彎曲應(yīng)力為400~850Mpa。σw=(2155000)33358 = 滿足許用彎曲應(yīng)力要求。（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力σwσW = F1KσbtyKε