【文章內(nèi)容簡介】 端面模數(shù)=cosβ齒頂高ha=m（+） 分度圓直徑：d=Zmt齒根高hf=(ha*＋c*Xt)m 齒頂高：ha=ha*mt+Xtmt齒頂圓直徑：da=d+2ha 齒全高：h=(2ha*+C*)mt齒高h=ha+hf 齒頂圓直徑da=d+2ha齒頂高系數(shù)ha*=齒根高系數(shù)c*=（九）材料選擇現(xiàn)代汽車變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。本次設(shè)計的齒輪的材料選用40Cr。五、齒輪的強度校核齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞有以下幾種形式：（1）輪齒折斷齒輪在嚙合過程中，齒輪表面承受有集中載荷的作用?？梢园妖X輪看作是懸臂梁，輪齒根部彎曲應力很大，過渡圓角處又有應力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。輪齒折斷有兩種情況，一種是輪齒受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導致輪齒斷裂。另一種是受到多次重復載荷的作用，齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度以后，齒輪突然折斷。 為避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒的彎曲應力，提高齒輪的彎曲強度。采用下列措施，可提高輪齒的彎曲強度：增大輪齒根部齒厚；加大輪齒根部過渡圓角半徑；采用長齒齒輪傳動；提高重合度；使同時嚙合的輪齒對數(shù)增多；使齒面及齒根部過渡圓角處盡量光滑；提高材料的許用應力，如采用優(yōu)質(zhì)鋼材等。（2）齒面點蝕 齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。而裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量的扇形小麻點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。 提高接觸強度的措施：一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應力降低；另一方面是提高齒面硬度，如采用許用應力大的鋼材等。（3）齒面膠合 高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸應力大，使齒面間潤滑油膜破壞，兩齒面之間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。 防止膠合的措施有：一方面采用較大或加有耐壓添加劑的潤滑油，提高油膜強度，使油膜不破壞，就可以不產(chǎn)生局部溫升；另一方面可提高齒面硬度，或嚙合齒輪采用不同材料等。圓柱齒輪強度的簡化計算方法（1）接觸強度計算 用下列公式計算接觸應力 （N/mm2） ()式中：——法面內(nèi)基圓周切向力，=；——端面內(nèi)分度圓切向力，=；——計算轉(zhuǎn)矩，N?mm；——節(jié)圓直徑；——節(jié)圓壓力角；——螺旋角；——輪齒材料的彈性模量；——齒輪接觸的實際寬度；、——主、被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑；=，=；、——主、被動齒輪節(jié)圓半徑；計算轉(zhuǎn)矩=時的許用應力為： 常嚙合齒輪：1300~1400 MPa 一檔及倒檔齒輪：1900~2000 MPa這里是發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。（2）彎曲強度計算直齒輪用下式計算彎曲應力： = （MPa） ()斜齒輪用下列公式計算： = （MPa） ()式中：——圓周力，=，N； ——應力集中系數(shù)，； ——摩擦力影響系數(shù)，； b ——齒面寬 ——端面周節(jié)，=； ——法面周節(jié)，=； ——齒形系數(shù)； ——重合度影響系數(shù)，=。許用應力為400850 MPa（直齒輪），倒檔齒承受雙向交變載荷作用，取下限；100250 MPa（貨車斜齒輪）。(齒輪的接觸強度和彎曲強度的計算程序及結(jié)果見附錄)第二節(jié) 變速器軸的設(shè)計計算一、軸的功用及設(shè)計要求變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩，彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不足，在負荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。設(shè)計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。軸的結(jié)構(gòu)主要依據(jù)變速器結(jié)構(gòu)布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。二、軸尺寸初選在變速器結(jié)構(gòu)方案確定以后，變數(shù)器軸的長度可以初步確定。軸的長度對軸的剛度影響很大。為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。軸的直徑與支承跨度長度之間關(guān)系可按下式選取： 第一軸及中間軸：=~ 第二軸： =~ 軸直徑與軸傳遞轉(zhuǎn)矩有關(guān)，因而與變速器中心距有一定關(guān)系，可按以下公式初選軸直徑：中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑： =（~）（mm）第一軸花鍵部分直徑([]為mm)可按下式初選： =（~）式中：——變速器中心距，mm； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N?m。軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標準進行修正。以下是軸的計算尺寸：第二軸： （C是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)） () T=106P1/n1T=Temaxi 因發(fā)動機最大扭矩不大，故C取較小值，由機械設(shè)計（第八版）表153選取C＝100 ∴P1/n1=T/106∴dmin=C(Temaxi/106)1/3 （mm）齒輪1處： dmin=100（105106）1/3＝(mm)；齒輪3處： dmin=100（105106）1/3＝(mm)。齒輪5處： dmin=100（105106）1/3＝(mm)。齒輪7處： dmin=100（105106）1/3＝(mm)。齒輪9處： dmin=100（105106）1/3＝(mm)。中間軸：齒輪4處：dmin=100（105106）1/3＝(mm)。 當軸截面上開著鍵槽時，應增大軸徑以考慮對軸的強度減弱，同步器花鍵增加5％?！嘈拚?，軸徑如下：齒輪9處： d=（1+5％）＝（mm） 齒輪4處：d=（1+5％）＝（mm）Ⅲ與Ⅳ檔同步器軸徑：d小徑＝32mmⅠ與Ⅱ檔同步器軸徑：d小徑＝40mm 其它尺寸查看標準構(gòu)件來定。三、軸的結(jié)構(gòu)形狀 軸的結(jié)構(gòu)形狀應保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。并與工藝要求有密切關(guān)系。 除前置發(fā)動機前輪驅(qū)動、后置發(fā)動機后輪驅(qū)動的汽車變速器采用兩個軸外，絕大多數(shù)汽車變速器都是三軸式。 在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發(fā)動機飛輪內(nèi)腔的軸承上。其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。第一軸花鍵尺寸與離合器從動盤轂內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸的長度根據(jù)離合器總成軸向尺寸確定。確定第一軸后軸徑時，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，以便于裝拆第一軸。 第二軸前軸頸通過軸承安裝在第一軸常嚙合齒圈的內(nèi)腔里，它受齒輪徑向尺寸的限制，前軸頸上安裝長或短圓柱滾子軸承或滾針軸承或散滾針。第二軸安裝同步器齒轂的花鍵采用漸開線花鍵，漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，定位性能好，承載能力大，花鍵齒短，其小徑相應增大，可提高軸的剛度。選用漸開線花鍵時以大徑定心更合適。第二軸各檔齒輪與軸之間有相對旋轉(zhuǎn)運動，因此，無論裝滾針軸承，襯套（滑動軸承）還是鋼件對鋼件直接接觸，軸的表面粗糙度均要求很高，表面硬度不應低于HRC58~63。在一般情況下軸上應開螺旋油槽，以保證充分潤滑。在低檔的滑動掛檔齒輪處，軸上花鍵采用矩形花鍵，因為掛檔時，齒輪須軸向滑動，要求定心好，滑動靈活。所以除要求定心的外徑磨削外，一般鍵齒側(cè)面也需要磨削，而矩形花鍵鍵側(cè)面磨削比漸開線花鍵容易。 第二軸制成階梯式，便于齒輪安裝，從受力和合理使用材料看，這也是需要的。各截面尺寸要避免相當懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽產(chǎn)生應力集中，易造成軸折斷。輕型汽車變速器各檔齒輪常用彈性擋圈軸向定位，彈性擋圈定位簡單，但拆裝不方便，并且與旋轉(zhuǎn)件端面油相對摩擦，同時彈性擋圈亦不能傳遞很大的軸向力，這是很不利的，因此只在輕型汽車變速器中采用。 變速器中間軸有旋轉(zhuǎn)式和固定式兩種。 固定式中間軸是根光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結(jié)構(gòu)保證。軸和寶塔齒輪之間用滾針軸承或長、短圓柱滾子軸承。軸常輕壓于殼體中。固定式中間軸用鎖片或雙頭螺柱固定。輕型汽車變速器中心距較小，殼體上無足夠位置設(shè)置滾動軸承和軸承蓋，因而多采用固定式中間軸。 旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上，一般軸向力常由后軸承承受。由于中間軸上一檔齒輪尺寸較小，常與軸做成一體，成為中間齒輪軸，而高檔齒輪則通過鍵或過盈配合與中間軸結(jié)合，以便齒輪損壞后更換。 本次設(shè)計輕型貨車變速器，由于輕型汽車變速器中心距較小，殼體上無足夠位置設(shè)置滾動軸承和軸承蓋，因而采用固定式中間軸。四、軸的受力分析 計算軸的強度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。 不同檔位時，軸所受的力及支承反力是不同的，須分別計算。 齒輪上的作用力認為作用在有效齒面寬中點。軸承上支承反力作用點，對于向心球軸承取寬度方向中點；對向心推力軸承，取滾動體負荷向量與軸中心線匯交點；對于圓錐滾子軸承，取滾動體寬中點處滾動體中心線的法線與軸中心線的匯交點，其尺寸可查有關(guān)軸承的標準手冊。 求支承反力，先從第二軸開始，然后計算第一軸。中間軸是根光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結(jié)構(gòu)保證，無需進行強度分析。軸的受力分析，根據(jù)軸的受力情況，可畫出軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖，再確定軸的危險截面，從而可對軸進行強度和剛度校核。（一）齒輪的受力分析：圓周力：Ft＝2M/d ()徑向力：Fr=Fttanαn/cosβ ()軸向力：Fa=Fttanβ ()其中：M——計算轉(zhuǎn)矩αn——法向壓力角β——分度圓壓力角（二）方向Ft：主動輪與旋轉(zhuǎn)方向相反，從動輪與旋轉(zhuǎn)方向相同。Fr：分別指向各齒輪中心Fa：受力方向通常用“主動輪左、右手法則”來判定，左旋齒輪用左手，右旋齒輪用右手，拇指指向軸向力Fa的方向，從動輪Fa與主動輪Fa方向相反。不同檔位時，軸所承受力及支承反力是不同的，須分別計算。 二軸 圖 一軸 齒輪上的作用力認為作用有效齒面寬中心。軸承支承反力作用點，對于向心軸承取寬度方向中點：對于向心推力軸承取滾動體負荷響亮與軸中心線匯交點；對于圓錐滾子軸承取滾動體寬中心點滾動中心線的匯交點，其尺寸可查有關(guān)軸承的標準手冊。（三）各力的作用點齒輪上的作用力，均為作用在有效齒寬中心，軸承上支承反力作用點取軸承寬度方向中點。 五、軸的強度計算及校核由變速器結(jié)構(gòu)布置并考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算。求出不同檔位時的各支承反力，可計算軸的各截面的彎曲力矩： 表 軸軸支點水平面內(nèi)支承反力垂直面內(nèi)支承反力二軸CC1=Px*mx/lC2=(Rx*mxQx*rx)/lDD1=Px*nx/lD2=(Rx*nx+Qx*rx)/l一軸BB1=[C1*(g+k) –Pc* (h+g)]/gB2=[Rc*(h+g)C2*(k+g)Qc*rc]/gAA1=( C1*kPC*h)/gA2=( Rc*h C2*k Qc*rc)/g畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計算彎曲應力和扭曲應力以及合成應力。求出不同檔位時的各支承反力，可以計算軸的各截面的彎曲力矩 ＝ ()式中：——支承中心至計算斷面距離。 畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險斷面處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計算彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力以及合成應力。 彎曲應力：＝ () 扭轉(zhuǎn)應力：＝ () 合成應力：＝ ()式中：——軸截面抗彎截面系數(shù)； ——軸截面抗扭截面系數(shù)。對圓截面： ＝ () ＝