【正文】 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，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。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) 齒輪的強度計算與校核 與其他機械設(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、可以獲得較為準確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。一 齒輪彎曲強度計算（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齒輪接觸的實際寬度；主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（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，對齒輪進行強力噴丸處理以后，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)動機的最大扭矩，NmmaxeT為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(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 第一軸的剛度與強度校核（1）軸的剛度驗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，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應(yīng)當對每個擋位都進行驗算。驗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，因距離支承點近、負荷又小，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，因此只需要驗算中間軸上常嚙合齒輪處的強度和剛度即可。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）軸的強度驗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） （47） （48）式中 至計算齒輪的傳動比，此處為 ；i ?Z d 計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為 ； 節(jié)點處的壓力角，為 20176。；? 螺旋角，為 30176。；? 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為 190000Nmm。maxeT代入上式可得： NFar4178302t?水平面： （a+b）= b =2679N；ArAF水平面內(nèi)所受力矩： mNMAc .69703???垂直面： （48）ba39。 ?垂直面所受力矩： 。mNaFs .74301339。???該軸所受扭矩為： 。ZTemzxj .9521故危險截面所受的合成彎矩為： （49）2???則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 （MPa）:? ( 為軸的直徑為 39mm)（410）????312d1d 將 代入上式可得： ，在低檔工作時[ ]=400MPa，因此有：MaMP62???