【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 選定齒寬： 直齒 b=(~)m， mm 斜齒 b=(~)m， mm 常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸 應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 167。 各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定 初選了中心距、齒輪的模數(shù)后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各檔齒數(shù)的方法。 由于各齒輪選用統(tǒng)一模數(shù) m=3, 標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的各傳動(dòng) 副應(yīng)滿(mǎn)足 Z1x /Z2x =Ix Z1x + Z2x = Z? 其中 Z1x , Z2x 任一齒輪副 主動(dòng)，從動(dòng)齒輪齒數(shù)， Ix 該齒輪副的傳動(dòng)比， Z? 各齒輪副的齒數(shù)和。 圖 21變速箱傳動(dòng)示意 圖 （ 28） 其中 A =140mm、 m =3；故 汽車(chē)五檔變速器 設(shè)計(jì) 第 16 頁(yè) 共 39 頁(yè) 有 Z? = 圓整為 94。 初擬分配一，二齒輪傳動(dòng)比 Z2 /Z1 =,則 Z7 /Z8 分配傳動(dòng)比 Z5 /Z6 分配傳動(dòng)比 Z3 /Z4 分配傳動(dòng)比 查 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 由表 各種常用傳動(dòng)比適用齒數(shù)表 選取一組適合齒數(shù) I Z1x 43 35 28 Z2x 51 59 66 由以上可初定各輪齒數(shù) Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 43 51 43 51 59 35 66 28 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計(jì)算出的 ?Z 可能不是 整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（ 28）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從 ?Z 及齒輪 變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距 A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。 這里 ?Z 修正為 94，則根據(jù)式（ 28）反推出 A=141mm。 輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比 gri 取 。 由 gri =Z2 Z7 Z9 /Z1 Z6 Z10 （ 214） 可以得到 Z9 / Z10 = 北京交通大學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 第 17 頁(yè) 共 39 頁(yè) )(21 1312 ZZmn ?)(21 1311 ZZA ????取 m=3 倒檔齒輪齒數(shù)，一般在 2025 間選取 初選 Z10 =24 從而 Z9 =30。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A′ = (215) = 而倒檔軸與第二軸的中心 : (216) =135mm 各齒輪幾何尺寸計(jì)算 名稱(chēng) 代號(hào) 公式 齒輪 1 齒輪 2 齒輪 3 齒輪 4 齒輪 5 齒輪 6 齒輪 7 齒輪 8 齒輪 9 齒輪 10 模數(shù) m 3 壓力角 ? 20? 分度圓直徑 d mz 129 153 129 153 177 105 198 84 90 72 齒頂高 ha h*a m 3 齒根高 hf (h*a +c* )m 齒全高 h (2h*a +c* )m 齒頂圓直徑 da (2h*a +Z)m 135 159 135 159 183 111 204 90 96 78 齒根圓直徑 df (Z2h*a 2c* )m 121.5 145.5 121.5 145.5 169.5 190.5 5 頂隙 c c* m 汽車(chē)五檔變速器 設(shè)計(jì) 第 18 頁(yè) 共 39 頁(yè) 1717Z? ??167。 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類(lèi)：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)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(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增 加一對(duì)齒輪的強(qiáng)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。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，有避免了其缺點(diǎn)。 有幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)，則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承 受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開(kāi)線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對(duì)于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對(duì)齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變 速器中除各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。 變位系數(shù) （ 217） 式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。 北京交通大學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 第 19 頁(yè) 共 39 頁(yè) 10tfW F K Kbty?? ? 167。 齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再 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。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 齒輪工作時(shí)，一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。 用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 167。 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 與其他機(jī)械設(shè)備使用的變 速器比較，不同用 途汽車(chē)的變速器齒輪使用條 件仍是相似的。此外，汽車(chē)變速器齒輪所用的 材料、熱處理方法、加工方法、精度等級(jí)、支 撐方式也基本一致。如汽車(chē)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(jí)。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為 簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車(chē)齒輪，同樣、 可以獲得較為準(zhǔn)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(yīng)力 W? （ 31） 汽車(chē)五檔變速器 設(shè)計(jì) 第 20 頁(yè) 共 39 頁(yè) 10 2/tgF T d?K?9 2m ax10 1geZ ZTT ZZ? ? ?10 2 gTF d?8 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a? ???? ? ?56wMPaMPa?? ??12wMPaMPa?? ??式中， W? 彎曲應(yīng)力（ MPa）； 10tF 一檔齒輪 10 的圓周力（ N） ， ；其中 為計(jì)算載荷（ N mm）， d為節(jié)圓直徑。 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 ； fK 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 ，從動(dòng)齒輪取 ； b齒寬（ mm），取 20 t端面齒距（ mm）； y齒形系數(shù)，如圖 31 所示。 當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為： （ 32） =170?1000? ? =659668Nm 故由 可以得出 10tF ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 31）可得 10 MPa? ? 9 M Pa? ? 依據(jù)計(jì)算以上的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下： 二檔 ： 7 M Pa? ? 。 三檔： 四檔： 北京交通大學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 第 21 頁(yè) 共 39 頁(yè) j?zbFEb? ??????????j?1 2/gF T d?sinsinzzbbrr????? ?? ? 22s in / c o ss in c o szzbbrr? ? ?? ? ??? 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。 2. 齒輪接觸應(yīng)力 （ 35） 式中， 齒輪的接觸應(yīng)力（ MPa） ； F齒面上的法向力（ N）； 1F 圓周力在（ N）， ； ? 節(jié)點(diǎn)處的壓力角（176。）； E齒輪材料的彈性模量（ MPa），查資料可取 3190 10E M Pa?? ； b齒輪接觸的實(shí)際寬度， 20mm； zb??、 主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（ mm）； 直齒輪 ： （ 36） （ 37） 斜齒輪： （ 38） （ 39） 其中， zbrr、 分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷 maxeT /2 作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 j? 見(jiàn)下表： 表 31 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 j?/MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2021 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 汽車(chē)五檔變速器 設(shè)計(jì) 第 22 頁(yè) 共 39 頁(yè) 通過(guò)計(jì)算可以得出各檔齒輪的接