【文章內(nèi)容簡介】 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)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 15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；對于貨車減少質(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)情況下汽車變速器各檔的齒輪選用相同的模數(shù)。表 31 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) mn乘用車的發(fā)動機(jī)排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 ma/t車 型V≤ V≤ ma≤ ma模數(shù) mn/mm ~ ~ ~ ~所選模數(shù)數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn) GB/T1357—1987 的規(guī)定，見下表。選用時應(yīng)用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡量不用。表 32 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)第一系列5 00000第二系列1.7555(3.25)3.50(3.75)00表 3－1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) nm故根據(jù)以上三表格的內(nèi)容，一檔模數(shù)為 6，其余各檔的模數(shù) m=5mm 壓力角 α齒輪壓力角較小時，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載荷，是傳動平穩(wěn)，有力與降低噪聲；壓力角較大時可提高齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。實驗證明：對于直齒輪，壓力角在 28176。是強(qiáng)度最高，超過28176。時強(qiáng)度增加的不多；對于斜齒輪,壓力角在 25176。時強(qiáng)度最高。實際上因國家規(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)計中的齒輪鎖采用的壓力角為 20176。，同步器的壓力角為 30176。車型 微型、輕型轎車 中級轎車 中型貨車 重型汽車nm 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體）16 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，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也隨著提高。不過當(dāng)螺旋角大于 30176。時，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。兩軸式變速器為 20176。~25176。 齒寬 b通常根據(jù)齒輪模數(shù) m（m n）的大小來確定齒寬 b：直齒輪 b=K cm，K c為齒寬系數(shù)，為 ~斜齒輪 b=K cmn，K c取 ~采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒輪的工作寬度初選是可取 2~4mm 各檔齒數(shù)的分配與計算 此次所設(shè)計的兩軸四檔變速箱草圖如下圖所示，在分配齒數(shù)的時候，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。重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 17 一檔齒輪齒數(shù)的確定此次所設(shè)計的兩軸四檔變速器，已知負(fù)載電機(jī)的額定功率 400—450kw,轉(zhuǎn)速1500r/min,最大轉(zhuǎn)矩 2865Nm,安全系數(shù)大于 2，載荷平穩(wěn)可靠。確定 1 檔齒輪齒數(shù)：（1） 一檔傳動比 i1= （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 Z h= 斜齒 Z h= （32）(2)選取中間軸一檔的齒數(shù)一檔傳動比 ，由于四檔為斜齒，從動齒輪齒數(shù) Z=12Z = Zi=128=96 所以齒數(shù)和為 Zh= A= =300mm8 20cosmZh所以一檔齒輪齒數(shù)和 Zh= =100 所以Z 1= 取整為 56，Z 2=45 重新計算傳動比6302xi=45/56= 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體）18 二擋齒輪齒數(shù)的確定 i2= （33）根據(jù)選的中心距 A=300，模數(shù)為 m=5。初選螺旋角 β=20176。帶入上式（32）中，Zh==108Zh=108先取二擋的傳動比 i2=，則帶入式（33）中得到， 3=108, Z3=72，則Z4=10872=36然后對中心距 A 進(jìn)行修正 由于齒輪齒數(shù)取整后會使中心距發(fā)生變化，固需要重新計算中心距：A=Zhmn/2cosβA=300故中心距 A,A=300mm。 三檔齒輪齒數(shù)的確定 i = （34）3先取三檔的傳動比為 i3=，則帶入式（34）中得到， 5=108 Z5=，取整 Z5=86 則 Z6=10886=22。由于齒數(shù)的取整，傳動比發(fā)生了變化，修正后的傳動比為 i3=22/86= 四檔齒輪齒數(shù)的確定 i2= （35）該擋為最高檔，傳動比在 1/8 左右，初選四檔的傳動比為 i4=，則帶入式（35）中得到， 7=108 Z7=96，則 Z8=10896=12 螺旋角不變。 各擋齒輪參數(shù)表一擋的齒寬系數(shù)應(yīng)取得稍微大些，因此去 Kc=8，所以一檔的齒寬b=kcm=86=48mm。其余各擋的齒寬系數(shù)取 kc=6，b=k cmn=65/cosβ=，取 b=32mm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) 主動齒 輪 從動齒 輪 中間齒 輪 齒寬B（MM） 模數(shù) M（MM） 螺旋角 Β 傳動比 I重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 19齒數(shù) 齒數(shù) 齒數(shù) （176。）一擋 56 45 48 6 0 二擋 72 36 32 5 20 三擋 86 22 32 5 20 四擋 96 12 32 5 20 4變速器的設(shè)計與計算 齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動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，而后者出現(xiàn)的多些。齒輪工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在于齒面細(xì)小裂紋中的潤滑油壓升高，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，稱之為齒面點蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，并可能導(dǎo)致齒輪折斷。用移動齒輪的方法完成的換擋的低檔和倒檔出論，由于換擋時兩個進(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、齒面相對滑動速度又高的齒輪，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。 齒輪的強(qiáng)度計算 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力 σ W σ W= （41）式中，σ W為彎曲應(yīng)力（MPa） ；F 1為圓周力（N） ，F(xiàn) 1=2Tg/d；T g為計算載荷（） ；d 為節(jié)圓直徑（mm） ；K σ 為集中應(yīng)力系數(shù)，可取近似值 K σ =；K f為摩擦力影響系數(shù)，主、從動輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪 Kf= 從動齒輪 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)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一檔得許用彎曲應(yīng)力在98250MPa，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。 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體）20圖 41 齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂 α=20176。，f 0=10） σ W = σ W = （42）已知電動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩為 Temax=2865N. m=，輸入軸上的齒輪其 Tg=Temax，輸出軸上的齒輪其 Tg=iTemax計算一檔主動齒輪：齒數(shù) z1=56，根據(jù)上圖，取得 y= 齒寬系數(shù) Kc=8，帶入式（42） ，一擋的許用彎曲應(yīng)力為 98~250Mpa。σ w= =。??故滿足許用彎曲應(yīng)力要求。計算一檔從動齒輪：齒數(shù) z2=45，根據(jù)上圖，取得 y= 齒寬系數(shù) Kc=8，帶入式（42） ，一擋的許用彎曲應(yīng)力為 98~250Mpa。σ w= = ??x滿足許用彎曲應(yīng)力要求。（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 σ wσ W = （43）式中，式中，σ W為彎曲應(yīng)力（MPa） ；F 1為圓周力（N） ，F(xiàn) 1=2Tg/d；T g為計算載荷重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 21（） ；d 為節(jié)圓直徑（mm）d=（m nz）/cosβ，m n為法向模數(shù)（mm） ；K σ 為集中應(yīng)力系數(shù)，可取近似值 Kσ =； b 為齒寬（mm） ；t 為法向齒距（mm）t=πm n；y 為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù) Zn=Z/cos3β 在上圖中查得；K ε 為重合度影響系數(shù)，K ε =。將上述有關(guān)參數(shù)帶入（43）后得到σ W = （44）當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合和高檔齒輪，許用應(yīng)力在 180~350MPa 的范圍,對貨車在 100250MPa.在計算常嚙合齒輪時由于沒有采用變位，所以主、從動齒輪的彎曲應(yīng)力大小只差在y 上，而 y 隨著當(dāng)量齒數(shù)的增大而減小，所以計算時只要計算該對齒輪中彎曲應(yīng)力大的，即齒數(shù)小的那個齒輪即可。計算二擋常嚙合齒輪齒輪的彎曲應(yīng)力已知 Z 3=72，K c=6，β=20，Zn=90，從表中查的 y=σ w= = 。??滿足許用彎曲應(yīng)力要求。計算三檔常嚙合齒輪的彎曲應(yīng)力已知 Z 5=86，K c=6，β=20176。，Zn=104 從表中查的 y=帶入式（44） σ w= =??滿足許用彎曲應(yīng)力要求。計算四檔常嚙合齒輪的彎曲應(yīng)力已知 Z 8=96，K c=6，β=20176。，Zn=116 從表中查的 y=帶入式（44） σ w= =??滿足許用彎曲應(yīng)力要求。 σ j σ j= (45)式中，σ j為齒輪的接觸應(yīng)力（MPa） ；F 為齒面法向力（N） ；α 為節(jié)點處壓力角（176。）；E 為齒輪材料的彈性模量（MPa） ；b 為齒輪接觸的實際寬度；ρ Z、ρ b為主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑（mm） ，直齒輪 ρ Z = rzsinα 、ρ b = rbsinα，斜齒輪 ρ Z = （r zsinα）/cos 2β、ρ b = （r bsinα）/cos 2β；r z、r b為主、從動輪節(jié)圓半徑（mm） 。將作用在變速器第一軸上的載荷 Temax/2 作為計算載荷時，變速器的許用接觸應(yīng)力見 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體）22