【文章內(nèi)容簡介】 據(jù)。由公式（311）得：A=（60）/2=105mm （37812zigⅠ?12）確定了 zz 8后由公式（311）和（312）聯(lián)立方程求解 zz 2 , 故 z1=17 ；z 2=43?????????)(.ⅠⅡ檔齒輪副： （36152zigⅠ??13）由公式（311）和（313）聯(lián)立方程求解 zz 6。因為 igⅡ = igⅢ q= ，所以先試湊 zz 6。試湊出 z5=3z 6=27，此時 igⅡ =。Ⅲ檔齒輪副： （34132zigⅠ??14）由公式（311）和（314）聯(lián)立方程求解 zz 6。因為 igⅢ =q= ，所以先試湊 zz 4。低速載貨汽車變速器的設計16????????Ⅰ試湊出 z3=2z 4=36，此時 igⅢ =。通常Ⅰ檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪齒數(shù) z10=21～23。則中間軸與倒檔軸之間的中心距為： （32/)(39。108zmA??15）初選 z10=22,由公式（315）得: )7()(39。108 ?z為了避免干涉，齒輪 8 與齒輪 9 的齒頂圓之間應有不小于 的間隙，則: （39。//8??Ada16）由公式（316）得: 39。289 ???????aaAdd9=da92ha=692=62mm根據(jù) d9選擇齒數(shù)，取 z9=17。最后計算倒檔與第二軸的中心距： （317）2/)(39。97zmA??由公式（317）得: mm105/)(39。97 ??）（z≈?ig倒 檔綜合上述計算修正一下各檔的傳動比（見下表） 。表 34 各檔速比檔位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 倒檔速比 :1 :1 :1 1:1 :1 齒輪的設計計算 幾何尺寸計算 [10]常嚙合齒輪副：Z 1=17 d=mz=17= da=d+2ha=+2= df=d2hf==鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 202217 Z1=43 d=mz=43= da=d+2ha=+2= df=d2hf==Ⅰ檔齒輪副： Z 8=17 d=mz=17= da=d+2ha=+2= df=d2hf== Z7=43 d=mz=43= da=d+2ha=+2= df=d2hf==Ⅱ檔齒輪副： Z 6=27 d=mz=27= da=d+2ha=+2= df=d2hf== Z5=33 d=mz=33= da=d+2ha=+2= df=d2hf==Ⅲ檔齒輪副： Z 4=36 d=mz=36=126 da=d+2ha=126+2=133 df=d2hf=1262= Z3=24 d=mz=24=84 da=d+2ha=84+2=91 df=d2hf=842=倒檔齒輪： Z 10=22 d=mz=22=77 da=d+2ha=77+2=84 df=d2hf=772= Z9=17 d=mz=17= da=d+2ha=+2= df=d2hf==見圖 34（單位：mm） 。 齒輪的材料及熱處理現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結合,以大大提高其接觸強度,彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應考慮到其機械加工性能及制造成本 [6，9] 。國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是 20CrMnTi,也有采用 20Mn2TiB,20MnVB 的。這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。為消除內(nèi)應力，還要進行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下 [4]：mn≤ 滲碳深度 ～＜m n＜5 滲碳深度 ～mn≥5 滲碳深度 ～滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為 HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。本課題變速器齒輪選用材料是 20CrMnTi。 齒輪的彎曲強度 [4]直齒齒輪彎曲應力 ：w? （318）yzKmTcfjw32???式中 ——計算載荷，N?mm；jT低速載貨汽車變速器的設計18 ——應力集中系數(shù)，直齒齒輪取 ；?K ——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 ，被動齒輪取 ；f ——齒輪模數(shù)；m ——齒輪齒數(shù)；z ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 ～；c——齒形系數(shù)，見圖 33。齒高系數(shù) 相同、節(jié)點處壓力角不同時：y f， ， ， ；????相同、齒高系數(shù)為 時， ；.4??ff——輪齒彎曲應力，當 時，直齒齒輪的許用應力w?maxejTMPa。~][?w因為該變速器所有的齒輪采用同一種材料，所以當校核時只要校核受力最大和危險的檔位齒輪。故分別計算Ⅰ檔、倒檔齒輪的彎曲強度。a.Ⅰ檔齒輪副：主動齒輪 z8=17,從動齒輪 z7=43Ⅰ檔主動齒輪的計算載荷 Tj=Temaxi12=10443/17≈m由公式（318）得: 主動齒輪 z8的彎曲強度： MPaⅠyzKmcfjw )74.( ???????Ⅰ檔從動齒輪的計算載荷 Tj=TemaxigⅠ =104= Nm從動齒輪 z7的彎曲強度： PayTcfjw .)74.( ???????:因為倒檔齒輪相當于一個惰輪,所以主動齒輪是 Z8=17，從動齒輪是 Z10=22。通過惰輪后主動齒輪是 Z9=17，從動輪是 Z7=43。惰輪的計算載荷 Tj=Temaxi12i810=104（43/17）（22/17）≈m通過惰輪前，Z 10=22 的彎曲強度由公式（318）得: MPaⅠyzKmcfjw .)74.( ???????通過惰輪后主動輪是 Z9=17，從動輪是 Z7=43。Z9的計算載荷 Tj=Temaxi12i810=104（43/17）（22/17）≈m Payzcfjw )4.( ???????Z7的計算載荷 Tj=Temaxi 倒檔 =104= Nm MaⅠⅠyzKmcfjw )74.(?以上的齒輪副都滿足彎曲強度的要求。鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 202219 齒輪的接觸強度 [4]齒輪的接觸應力按下式計算： （319）)1(????bFEj式中 F——法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力，N； （320）??cost Ft——端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力，N； （321）dTFjt2? Tj——計算載荷，Nmm； d——節(jié)圓直徑，mm； ——節(jié)點處壓力角；? ——螺旋角；?E——齒輪材料的彈性模量，鋼取 105MPa； b——齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為 b/cos 代替，mm；?——主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑，mm；直齒齒輪：21,?， ；斜齒齒輪： ，?sin1r??sin2r????21cos/inr?；?2co/ r1，r 2——分別為主、被動齒輪的節(jié)圓半徑，mm。當計算載荷為 許用接觸應力見表 35。表 35 變速器齒輪的許用接觸應力/MPaj?齒輪滲碳齒輪 氰化齒輪一檔及倒檔 1900～2022 950～1000常嚙合及高檔 1300～1400 650～700常嚙合齒輪副：當計算載荷為 =104=52Nm,?由公式（321）和（320）得: NdFjt ?? t ???mm )(in1 ???r低速載貨汽車變速器的設計20)(sin2 ?????r由公式（319）得: MPabFEj )(.)1( 52 ????Ⅰ檔: 計算載荷為 iⅠ =104=m,?由公式（321）和（320）得: NdFjt ?? t .7coscos???)(in1 ???rmm75s4s2?由公式（319）得: MPabFEj )(.)1( 52 ???????Ⅱ檔：計算載荷為 IⅡ =104=m,?由公式（321）和（320）得: NdFjt ?? t ???mm )(in1 ???r mm 759ss2?由公式（319）得: MPabFEj ).()1( 52 ???????Ⅲ檔：計算載荷為 iⅢ =104≈m,?由公式（321）和（320）得: 鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 202221NdTFjt ??? t ?? )(in1 ????r mm364s24s2由公式（319）得: MPabFEj )()1( ???????? 倒檔:計算載荷為 i12=10443/17=m,由公式（321）和（320）得: NdFjt ??? t .7coscos?? )(in1 ????r mm73s2s2由公式（319）得: MPabFEj )(.)1( 52 ????????計算載荷為 i 倒檔 =104=m,由公式（321）和（320）得: NdFjt ???t ?? )(in1 ????r mm5s4s2低速載貨汽車變速器的設計22由公式（319）得: MPabFEj )(.)1( 52 ????????以上檔位的齒輪副都滿足接觸強度的要求（見表 35） 。 軸的設計與軸承的選擇變速器軸在工作中承受著轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。 軸的設計軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調(diào)。變速器軸的最大直徑 d 與支承間的距離 l 可按下列關系式初選 [4]：對第一軸及中間軸： ~6.?ld對第二軸： （322） 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑 d 可根據(jù)中心距 A（mm）按下式初選： （323）Ad)6.~45.(?由公式（323）得：=（～）105=～63mmd)60.~45.(?由公式（322）得：第二軸：l=d/（～）=225～350mm；中間軸：l=d/（～）=～；第一軸：l=d/（～）=～。第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Temax （Nm）按下式初選： （324）3max)~(ed??由公式（324）得： mTde ~).()( 33max??初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵、彈性檔圈等標準以及軸的剛度與強度驗算結果進行修正。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反力，必須先求第二軸的支點反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個檔位都進行驗算。驗算時，將軸看作鉸接支承的梁，作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應取 Temax。齒輪嚙合的圓周力 Ft、徑向力 Fr、及軸向力 Fa可按下式求出 [4]：鹽城工學院畢業(yè)設計說明書 202223 （325）?????diTFiearet /tn2)cos(/maxa??式中 i——至計算齒輪的傳動比；d——計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm；——節(jié)點處壓力角；?——螺旋角；?——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Nmm。maxeT在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應力 （MPa）為 [4]：? （326）][32???dMW （327）2jscT?式中 W——彎曲截面系數(shù)，mm 3；d——軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm； Mc——