【文章內(nèi)容簡介】 （ 23） 的等比數(shù)列，實(shí)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(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：q =。 故有 ： 1gi =； 2gi =； 3gi =； 4gi =(修正為 1)； 5gi = 二、中心距 中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心 距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心距 A（ mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定： (24) 式中 K A中心距系數(shù)。對(duì)轎車， K A =~；對(duì)貨車， K A =~； 第 19 頁 共 42 頁 對(duì)多檔 ,主變速器， K A =~11； TI max 變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =﹒ m 故可得出初始 中心距 A=。 三、軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 ~。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)： 四檔 (~)A 五檔 (~)A 六檔 (~)A 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù) KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便， A 取整。 本次設(shè)計(jì)采用 5+1 手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3?=， 變速 器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 四、齒輪參數(shù) （ 1）齒輪模數(shù) 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合 JB11160 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3 m T mm? (25) 其中 maxeT =155Nm，可得出 mn=。 一檔直齒輪的模數(shù) m 3 ? mm (26) 通過計(jì)算 m=。 桑塔納 2021 機(jī)械式變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 第 20 頁 共 42 頁 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 2~。本設(shè)計(jì)取 。 （ 2）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、及螺旋角按表 21選取。 表 21 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角 α 取20176。 ,嚙合套或同步器取 30176。；斜齒輪螺旋角 β 取 30176。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺 旋角時(shí)應(yīng)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(yàn)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(qiáng)度條件下，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 項(xiàng)目 車型 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 GB135678 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20176。 20176。 ~30176。 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 176。， 25176。 小螺旋角 第 21 頁 共 42 頁 mAZ 2??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(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，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)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 一檔傳動(dòng) （ 27） 圖 21 五檔變速器示意圖 為了確定 Z9和 Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ?Z : （ 28） 其中 A =、 m =；故有 ??Z 。 當(dāng)轎車三軸式的變速器 ~ ?gi 時(shí)，則 范圍內(nèi)選擇可在 17~1510Z ，此處取 10Z =16，則可得出 9Z = 43。 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)反過來計(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 59，則根據(jù)式（ 28）反推出 A=。 109121 .zzzzig ? 桑塔納 2021 機(jī)械式變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 第 22 頁 共 42 頁 910112 ZZiZZ g ?? ?ZZ?cos2 )( 21 ZZmA n ??nmAZZ ?c os221 ???gIi87122 ZZZZig ?? ?ZZnmAZ ?cos2????gi 由式（ 27）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 （ 29） 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ① 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （ 210） 由此可得： (211) 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： 5221 ??ZZ 。 ② ① 與②聯(lián)立可得： 1Z =2 2Z =30。 則根據(jù)式（ 27）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為： 。 二檔傳動(dòng)比 （ 212） 而 , ?gi 故有： ③ 對(duì)于斜齒輪， （ 213） 故有： 5287 ??ZZ ④ ③ 聯(lián)立④得： 1933 87 ?? ZZ 、 。 按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 2725 65 ?? ZZ 、 ；四檔齒輪 109121 .zzzzig ? 第 23 頁 共 42 頁 1212131311 ZZZZZZigr ???)(21 1312 ZZmn ?)(21 1311 ZZmA n ????3121 43 ?? ZZ 、 。 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 。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪 10 略小，取1312?Z 。 而通常情況下，倒檔軸齒輪 13Z 取 2123，此處取 13Z =23。 由 （ 214） 可計(jì)算出 3411?Z 。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A′ = =45mm (215) 而倒檔軸與第 二軸的中心 : (216) =。 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：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 桑塔納 2021 機(jī)械式變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 第 24 頁 共 42 頁 1717Z? ??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)，還可通過選擇合適的螺旋角來達(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，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他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)。其中，一檔主動(dòng)齒輪 10 的齒數(shù) Z10〈 17，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數(shù) （ 217） 式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。 第 3 章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇 齒輪的損壞原因及形式 第 25 頁 共 42 頁 10tfW F K Kbty?? ?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。 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核