【文章內(nèi)容簡介】 算 第4章 變速器齒輪的設計計算 汽車變速器齒輪漸開線。漸開線使得傳動平穩(wěn)，傳動比恒等基本要求外，還有很容易被取代，中心距可分性和機床方便等特點。漸開線嚙合條件：模必須打開兩個齒輪圈壓力角是相同的，或者有兩個螺旋角斜齒輪相等，方向相反?！∽兯倨鼾X輪的主要幾何尺寸 (mm) 項目齒輪齒數(shù)螺旋角（）端面模數(shù)（）端面壓力角（）分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬202036202622302232242023242037201720142720392720383020183020333020 計算變速器各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的最佳已知260N?米，速度1600?2400R/分鐘。 。一軸 Nmr/min中間軸 Nmr/min二軸 （1）掛1擋時Nm r/min（2）掛2擋時 Nm r/min（3）掛3擋時 Nm r/min（4）掛4擋時 Nm r/min（5）掛5擋時 Nm r/min 齒輪的強度計算和材料選擇 齒輪損壞的原因和形式齒輪齒根彎曲應力，在拐角處的應力集中的過渡，從而當傳輸足夠大的負載，彎曲應力他的根超過容許電壓，牙齒會斷裂。這會產(chǎn)生破損，由于實力不足，一次性斷裂橫截面變粗糙形狀顆粒表面。這種情況很少發(fā)生在自動變速器。最常見的錯誤是在最大電壓被施加到的拉面疲勞裂紋根區(qū)域由于反復暴露于一定深度所得斷裂的逐漸擴大，疲勞疲勞裂紋部分截面形狀光滑表面，突然斷裂部分是粗粒表面[14]。低傳動齒輪，由于負載大，小齒，齒根弱，就是損壞這些彎曲疲勞斷裂的主要形式。齒面點蝕是高速齒輪接觸疲勞強度一個常見的??形式。根據(jù)長期的連鎖反應齒面接觸應力是產(chǎn)生逐漸大大小小鋒利的牙齒表面的裂縫。因為急性接合每個齒面，所以龜裂增加液壓潤滑劑，導致膨脹開裂，剝落，最終牙齒有很多的扇形小表面凹入，即所謂的點蝕。蝕使齒形誤差增大，動態(tài)負荷，甚至可導致牙齒斷裂。越接近嚴重一般節(jié)距接近在牙齒表面的孔的根部在牙齒表面孔嚴重，更被動齒輪的節(jié)圓的頂部。在一般的汽車變速器的損傷較小是的情況下，上膠。增大齒根的齒厚，齒根圓角半徑增加到最高速度，以增加覆蓋范圍，而增加的齒面接觸的次數(shù)，以提高齒的靈活性，以質(zhì)材料，齒彎曲疲勞強度的提高是行動。的參數(shù)和換檔因子以減小增加的齒廓的曲率半徑在一個合理的選擇，接觸應力，提高了齒面強度，以提高齒面的接觸力。使用粘度，高溫，高壓油，提高了油膜強度，提高牙齒表面強度，選擇適當?shù)难例X表面涂層和表面處理工藝，它，牙合面，以防止措施。 齒輪的材料選擇齒輪材料的選擇原則(1)變速器在正確條件下使用不同的操作條件，變速箱有不同的要求，從而使牙科材料有不同的要求。（2）將材料正確配對硬度≤軟齒面齒輪350HBS，對于雙輪壽命接近的材料的硬度應比小齒輪稍高并使兩輪的硬度差為約30?50HBS。為了改善抗黏結(jié)特性，大，小輪應在各種鋼材料中。（3）考慮工藝和熱處理工藝大規(guī)模的經(jīng)常項目投空白使用，鋼或鑄鐵，較高的平均或以下通道中等尺寸要求的選擇是經(jīng)常使用偽造的空白，可選擇鍛鋼制作。小，但不要時，請為空白圓形的選擇。軟齒面齒輪通常用于在鋼或碳鋼，正常化或淬火后，再切割。硬化齒輪（硬度 350HBS）常使用低碳鋼淬火至牙齒表面后切割面浸潤猝滅之后，或在碳素鋼（或碳鋼）切割齒面，齒殘端硬質(zhì)組織，熱處理的齒面通過變形需求被削減的齒輪磨齒，消得。但是，如果使用氮化的是牙齒表面變形小，不臼齒，它不能被施加到內(nèi)齒輪磨齒和其他設備。大多數(shù)現(xiàn)代汽車傳動齒輪滲碳鋼，高硬度和高韌性使牙齒表面的牙齒核心區(qū)組合以顯著增加其接觸力，彎曲強度和耐磨損性。在材料的選擇和熱處理齒輪還應加工性和制造成本。 齒輪的強度計算相比其他機械傳動，傳動齒輪也同樣不同的應用汽車的使用條件。此外，所用的材料汽車齒輪，熱處理工序，制造過程中，支持的精度基本相同的方式。與低碳鋼汽車傳動齒輪，使用剃須或研磨精加工，齒輪表面滲碳淬火熱處理過程中，精確度不少于700。因此，該比例為通式強度更簡化的公式來計算汽車變速器的數(shù)量，可以更準確的結(jié)果。輪齒的彎曲應力（1）直齒輪彎曲應力公式為 （2）斜齒輪的彎曲應力公式為輪齒接觸應力常嚙合齒輪強度的校核（1）彎曲應力的校核常嚙合齒輪為斜齒輪，由式()得齒輪的彎曲應力公式為式中：－齒形系數(shù)。通過以上的計算，把各個參數(shù)代入公式后得 =～250MPa=～250Mpa 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700（2）接觸應力的校核由式()得齒輪的接觸應力公式為 = =主、從動齒輪節(jié)點出的曲率半徑， = = =～1400MPa =～1400MPa所以常嚙合齒輪的接觸應力合格。一擋齒輪強度校核（1）彎曲強度的校核一擋齒輪為斜齒輪，由式()得斜齒輪的彎曲應力公式為 結(jié)合一擋齒輪的變位系數(shù)， ，將各參數(shù)代入公式后得 =～350MPa=～350MPa（2）接觸強度的校核由式()得接觸應力的公式為 確定有關的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力 =17473N=主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑， =將各參數(shù)代入公式后得 =～1400MPa =～2000MPa所以一擋齒輪的接觸強度合格。二擋齒輪的強度校核（1）彎曲強度校核二擋齒輪為斜齒輪，由式()得齒輪的彎曲應力公式為 式中:－齒形系數(shù)；。將二擋齒輪的參數(shù)代入上式后得 　=～350MPa = MPa180～350M（2）接觸強度校核由式()得齒輪接觸強度的公式為 確定有關的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力 將各參數(shù)代入得 = =主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑， = =將參數(shù)代入公式后得 =～2000MPa =～2000MPa所以二擋齒輪的接觸強度合格。三擋齒輪的強度校核（1）彎曲強度的校核三擋齒輪為斜齒輪，由式()得齒輪的彎曲強度公式為 式中：－齒形系數(shù)；。代入各參數(shù)后得 =～250MPa =～250MPa所以三擋齒輪的彎曲強度合格。（2）接觸強度的校核由式()得接觸強度的公式為確定有關的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力代入?yún)?shù)后得 = =主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑， = =將參數(shù)代入公式后得 =～1400MPa=～1400MPa五擋齒輪的校核（1）彎曲強度的校核五擋齒輪為斜齒輪，由式()彎曲強度校核的公式為 式中:－齒形系數(shù)；。將各參數(shù)代入式中得 =～250MPa =～250MPa所以齒輪的彎曲強度合格。（2）接觸強度的校核由式()得接觸強度的公式為 確定有關的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力 代入?yún)?shù)后得 = =主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑， = =將各參數(shù)代入公式后得 =～1400MPa =～1400MPa。 本章小結(jié) 經(jīng)過正確選擇，全面考慮變速器工作的條件，分清主次情況。第5章 變速器軸和軸承的設計計算第5章 變速器軸和軸承的設計計算從齒輪在工作應用的扭矩傳遞和圓周力，彎矩及軸向力的徑向力造成的斜齒輪。 A缺乏可導致彎曲剛度摧毀合適的設備，導致噪音過大，減少了齒輪的強度，耐磨性和使用壽命。齒輪軸的設計，其大小應能保證剛度有適當?shù)凝X輪嚙合將是一個先決條件。它的大和軸的長度和直徑的軸的徑向和軸向剛性軸應協(xié)調(diào)。變速器第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距按以下公式初選 則 =～54mm故可取第二軸的最大直徑=40mm，中間軸的最大直徑=50mm。第一軸花鍵部分的直徑可根據(jù)發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩(Nm)按下式初選： 則 =～故可取第一軸花鍵部分的直徑為27mm。變速器的最大直徑和支承間的距離可按下列關系初選：中間軸 mm故中間軸可初選為300mm。第二軸 mm故第二軸的長度可初選為250mm。 設計軸的結(jié)構(gòu)，根據(jù)軸的受力，取第一軸裝軸承處的直徑為40mm，第二軸裝軸承處的直徑為35mm，中間軸裝軸承處的直徑為25mm；mm，mm，