【正文】 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，有時還承受沖擊負(fù)荷。對于高檔齒輪，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?？傋兾幌禂?shù)越小，一對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，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。其中，一檔主動齒輪 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)。10tfWFKby??第三章 變速器齒輪的強(qiáng)度計算與材料的選擇 第一節(jié) 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，一對相互嚙合，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)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進(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。第二節(jié) 齒輪的強(qiáng)度計算與校核 與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車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。因此，比用于計算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，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。一 齒輪彎曲強(qiáng)度計算（1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 （31）?K?gT 式中， 彎曲應(yīng)力（MPa） ；W? a 檔齒輪 b 的圓周力abF（N） ，其中 為計算載dTg2?荷（Nmm） ， d 為節(jié)圓直徑。 ； 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 ； 摩擦力影響系數(shù)，主f動齒輪取 ，從動齒輪取 ； b齒寬（mm） ； t端面齒距(mm)，t=πm； m 為模數(shù)(mm)圖 31 齒形系數(shù)圖 y齒形系數(shù)，如圖 31 所示。 當(dāng)計算載荷 gT取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 maxeT時，一檔、倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在 400～850MPa，貨車可取下限，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。對于本例， Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax根據(jù)傳動比換算到一檔的值，已知 Temax=1900000Nmm，代入下式： 12maxzTeg? 　　　　　　　　 　(32) 得： Tg=352857 Nmm一檔直齒圓柱齒輪齒寬 b= =20mm，代入式(31)解得：CKafgw ..872 ???????彎曲應(yīng)力在 400～850MPa 之間，可以滿足要求。倒檔軸上的倒檔直齒齒輪與一檔齒輪基本相同，且不承受交變載荷，同樣適用。(2)斜齒輪彎曲應(yīng)力 w?j?12/gFTd?sinzbr??? ?????KyzmTgw3os2? (33)式中， Tg為計算載荷 (N?mm)； n為法面模數(shù)(mm)； z 為齒數(shù)； β 為斜齒輪螺旋角(176。)； Kσ 為應(yīng)力集中系數(shù)， Kσ =； y 為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)?3cos/zn?在圖 31 中查得； Kε 為重合度影響系數(shù)， Kε =2。當(dāng)計算載荷 gT取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 maxeT時，對轎車常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應(yīng)力在 180～350MPa 范圍，對貨車為 100～250MPa。對于本例，常嚙合齒輪計算載荷 Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax，已知 Temax=190000N?mm，齒寬為 b= =20，代入式(431)解得：nCmK，滿足彎曲應(yīng)力要agw ?????。?????求。二 齒輪接觸應(yīng)力 ????????? (34)式中， 齒輪的接觸應(yīng)力（MPa） ； F齒面上的法向力（N） ， ；1(cos)?? 圓周力在（N） ， ； g為計算載荷 (N?mm)；d 為節(jié)圓直徑(mm)；1 節(jié)點(diǎn)處的壓力角（176。） ；?齒輪螺旋角（176。） ；?E齒輪材料的彈性模量（MPa） ， ??EMPa；；b齒輪接觸的實(shí)際寬度；主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm） ；z?、直齒輪： （35） （36）斜齒輪： ???2cos/)in(zr? （37）sb （38） 其中， 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zbr、將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)maxeT力 見下表：j?表 31 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力/MPaj?齒輪滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔 1900~2022 950~1000常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~7001）對于本例，計算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 NzmTdTFneg 48coscos2cos1ax1 ????????b=Kcmn=21mmrz ?znb ????510.?EMPa代入式(34)得： 采用液體碳氮共滲齒輪滿足設(shè)計要求。?2）計算高檔——五檔常嚙合齒輪接觸應(yīng)力： NzzmTdTFneg 403coscos2cos 142ax1 ????????zrnz ?nb ???510.?EMPa代入式(34)得： 采用液體碳氮共滲齒輪滿足設(shè)計要求。??3）計算一檔和倒檔直齒齒輪接觸應(yīng)力 NzmTdFeg84coscs2o1102ax1 ?????zrz .ini10?b ??代入式(34)得： 采用滲碳處理齒輪滿足設(shè)計要求。MPj1?三 齒輪材料及熱處理國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr20MnCr25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，芯部硬度為 33～48HRC。變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結(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。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應(yīng)考慮。值得指出的是，對齒輪進(jìn)行強(qiáng)力噴丸處理以后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。齒輪在熱處理之后進(jìn)行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形；磨齒齒輪精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)、效率提高；在同樣負(fù)荷的條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。第四章 變速器軸的強(qiáng)度計算與校核 第一節(jié) 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸一 軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 41 所示：圖 41 變速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪圖 42 變速器中間軸1. 確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定：第二軸和中間軸的中部直徑： （圓整為 39mm） （41）??第一軸花鍵部分的直徑為： =23～ ；取 d=25mm （42）max)(eTd～?式中 發(fā)動機(jī)的最大扭矩，NmmaxeT為保證設(shè)計的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d 與軸的長度 L 的關(guān)系可按下式選取：第一軸和中間軸： d/L= ；~第二軸： d/L= 。對于本設(shè)計，前面算過，5 檔變速器殼體的軸向尺寸取 ，則 L=243mm，中間軸支承間的距離略小于變速器殼體的軸向尺寸 L，可近似取 235mm 參與計算。中間軸： d/L=39/235≈ 滿足設(shè)計要求第二軸支承間的距離通常由經(jīng)驗(yàn)公式確定： L 支 =L 殼 －2 b1L 支 =235－221 =193（ mm）第二軸： d/L=39/193≈ 滿足設(shè)計要求第二節(jié) 軸的校核一 第一軸的剛度與強(qiáng)度校核（1）軸的剛度驗(yàn)算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如下圖所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支點(diǎn)反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對每個擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時將軸看做鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取 eamxT軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》有關(guān)公式計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如上圖所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為 cf，在水平面內(nèi)撓度為 sf和轉(zhuǎn)角為 ?，則可分別用下式計算EILbaFfc321? (43)fs2 (44)EILabF3)(1??? (45)圖 4x 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角式中, 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ； 1F齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N） ；2 E彈性模量（MPa） ， E = MPa；?maxaxmax2tncos2tetereaTiFdiTiFd???? I慣性矩（ ） ，對實(shí)心軸 ， d 為軸的直徑（ ） ，花鍵處按4m4/6I??m平均直徑計算； a、b為齒輪坐上的作用力距支座 A、 B 的距離（ ） ； L支座之間的距離（ ） 。對于本例，由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗(yàn)算中間軸上常嚙合齒輪處的強(qiáng)度和剛度即可。變速器軸向尺寸 L＝243mm，取 a=29mm，則 b=La=214mm。 NmziTdFneg ????。 。????ineg 。帶入到式（43）（44）及（45）得： ??故軸的全撓度為 ,安裝齒輪軸的許用轉(zhuǎn)角為ffsc ???(～)rad,符合剛度要求2）軸的強(qiáng)度驗(yàn)算計算用的齒輪嚙合的圓周力 、徑向力 及軸向力 可按下式求出：traF （46）