【文章內(nèi)容簡介】 （32）式中 G2——汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷； φ ——路面的附著系數(shù)，計算時取φ=~。由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；rr=；Te max=170Nm；i0=；η=。根據(jù)公式（32）可得：igI =。~，本設計取五檔傳動比igⅤ=。中間檔的傳動比理論上按公比為： （33）的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出：=。故有：、（修正為1）。中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式進行初選。 （34）式中K A ——中心距系數(shù)，對轎車取K A =~；TI max ——變速器處于一檔時的輸出扭矩：TI max=Te max igI η =﹒m故可得出初始中心距A=。齒輪模數(shù)選取的一般原則：1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；2）為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)；4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （35）其中=170Nm，可得出mn=。一檔直齒輪的模數(shù)mmm （36）通過計算m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。、壓力角α、螺旋角β和齒寬b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角[7]按表31選取。表31 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角齒形壓力角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GB/T13562001規(guī)定的標準齒形20176。20176。~30176。重型車GB/T13562001規(guī)定的標準齒形 低檔、176。、25176。小螺旋角壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20176。,嚙合套或同步器取30176。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應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，在保證齒輪的強度條件[8]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，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。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度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，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。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則 ：1）對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。 已知一檔傳動比 （37）為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （38）其中 A =、m =3；故有。選擇齒輪的齒數(shù)時應注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。則取=51。當轎車三軸式的變速器時，則，此處取=16，則可得出=35。上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（38）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。這里修正為51，則根據(jù)式（38）反推出A=。由式（37）求出常嚙合齒輪的傳動比 （39）由已知數(shù)據(jù)可得： 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （310）由此可得： （311）根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：。聯(lián)立方程式可得：=1=34。則根據(jù)式（37）可計算出一檔實際傳動比為： 。 二檔傳動比 （312）而故有：，對于斜齒輪： （313）故有： 聯(lián)立方程式得：。按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 。一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。由 （314）可計算出。因本設計倒檔齒輪也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 而倒檔軸與第二軸的中心距齒輪主要參數(shù)歸納如下表32。表32齒輪主要參數(shù)主要參數(shù)齒數(shù)模數(shù)(mm)螺旋角變位系數(shù)分度圓直徑(mm)齒根圓直徑(mm)齒頂圓直徑(mm)1檔1630176。4854351051112檔2230176。313檔2730176。0788326075805檔3730176。107112164651常嚙3430176。98103195560倒 檔1330176。2327齒輪上的花鍵形式和尺寸根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和尺寸確定，具體參數(shù)見下表33。表33花鍵主要參數(shù)序號名稱壓力角大圓直徑模數(shù)齒數(shù)1一軸常嚙齒輪30176。462222二軸五檔齒輪30176。45173二軸三檔齒輪30176。522254二軸二檔齒輪30176。562275二軸一檔齒輪30176。562276二軸倒檔齒輪30176。56227第四章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。與其他機械設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，比用于計算通用齒輪強度[9]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(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。（1） 直齒輪彎曲應力 （41）式中——彎曲應力（MPa）；——一檔齒輪10的圓周力（N）， ；其中為計算載荷（Nmm），d為節(jié)圓直徑?！獞邢禂?shù)，；——摩擦力影響系數(shù)，；b ——齒寬（mm），取20t ——端面齒距（mm）；y ——齒形系數(shù)，如圖41所示。圖41 齒形系數(shù)圖當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （42）可求得 =659668Nm故由可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（41）可得當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應力[10]在400~850MPa之間。（1） 斜齒輪彎曲應力 （43）式中 為重合度影響系數(shù)，；其他參數(shù)均與式（41）注釋相同，選擇齒形系數(shù)y時，按當量模數(shù)在圖（41）中查得。二檔齒輪圓周力： （44）根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：=齒輪8的當量齒數(shù)=，可查表（41）得：。故可求得： 同理可得： 。依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結(jié)果如下：三檔：；四檔：；五檔：；當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180~350MPa范圍內(nèi)。因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計算結(jié)果均符合彎曲強度要求。 齒輪接觸應力[11] （45