【正文】 主、被動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 M =21 maxeM 時(shí)的許用應(yīng) 力為： 常嚙合齒輪： 1300~1400 N/mm2 一檔及倒檔齒輪： 1900~2020 N/mm2 這里 maxeM 是發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 （ 3） 齒面膠合 高速重載齒輪傳動(dòng)、軸線不平行的螺旋齒輪傳動(dòng)及雙曲面齒輪傳動(dòng)，由于齒面相對(duì) 15 滑動(dòng)速度大，接觸應(yīng)力大，使齒面間潤(rùn)滑油膜破壞，兩齒面之間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘連，齒面沿滑動(dòng)方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。而裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴(kuò)展，最后導(dǎo)致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量的扇形小麻點(diǎn)，這就是齒面點(diǎn)蝕現(xiàn)象。 （ 2） 齒面點(diǎn)蝕 齒面點(diǎn)蝕是閉式齒輪傳動(dòng)經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。 為避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒的彎曲應(yīng)力， 提高齒輪的彎曲強(qiáng)度。輪齒折斷有兩種情況，一種是輪齒受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導(dǎo)致輪齒斷裂。 ah fh d ad 14 fd y (1) 直齒圓柱齒輪： (2) 斜齒圓柱齒輪： 分度圓直徑： d=Z m 端面模數(shù) tm = /nm cosβ 齒頂高 ha=m（ *ah + nx ） 分度圓直徑： d=Z mt 齒根高 hf=(ha*＋ c*Xt) m 齒頂高： ha=ha* mt+Xt mt 齒頂圓直徑： da=d+2 ha 齒全高： h=(2 ha*+C*) mt 齒高 h=ha+ fh 齒頂圓直徑齒頂高系數(shù) ha*= 齒根高系數(shù) c*= 齒根圓直徑： fd =d2 fh 齒根圓直徑： fd =d2 fh 第二節(jié) 齒輪的強(qiáng)度校核 一、齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞有以下幾種形式： （ 1） 齒輪折斷 齒輪在嚙合過程中，齒輪表面承受有集中載荷的作用。 20176。 176。 0176。 0176。 176。 2) 在圖中，分別求出α t 后，由 o 點(diǎn)按做射線，與 Z= Zk+ Zk+1處向上引垂線相交 13 于一點(diǎn)，在該點(diǎn)的縱坐標(biāo)值即為所求的變位系數(shù)和 X，該點(diǎn)在線圖的許用區(qū)內(nèi)，故可用。 ,176。 ， 176。 變位系數(shù)的計(jì)算： 已知實(shí)際中心距 A’ ， β ， mn， Z 1) 根據(jù)中心距求嚙合角α t cosα t= mn(Zk+ Zk+1) cosα /(2*A) 其中： 9≥ k≥ 1 則分別求出α t =176。由于齒輪的變位影響齒輪的加工和齒輪的尺寸，因此，齒輪變位系數(shù)的選擇受到一定條件的限制：外齒輪要保證加工時(shí)不根切和不頂切，保證必要的齒頂厚，保證必要的重合度以及嚙合時(shí)不干涉。故中間軸上全部齒輪螺旋方向一律做齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 （六）齒輪精度的選擇 根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取 Z1～ Z4為 6級(jí)， Z5～ Z11為 7級(jí)。假設(shè)取 Z7=32，間隙 ==＞ ， 齒輪 能正常 嚙 合且不發(fā) 生 運(yùn)動(dòng) 干涉，所以取 Z7=32。 初選 Z11＝ 22。 5)tgβ Z2/(Z1+Z2)(1+Z 3/Z4)= ||= 兩 者相差不大，近似 滿 足 軸 向力的平衡 條 件。, 得 Z3＋ Z4 ＝ 2Acos β =2 78cos2 4176。 確定Ⅲ 檔齒輪齒數(shù) （ β ＝ 20 176。/ = 取 Z5+Z6 =52(圓 整 ) Z5=29,Z6=23； 3)修正 i2 i2 ＝ Z2Z 5/（ Z1Z 6 ) ＝ 34 29/（ 17 23） ＝ 11 i2％＝（ ||/） 100% ＝ %5% (合格 )； 4)修正 β β ＝ arccos［ mn(Z5+Z6)/A*2］ =176。 確定Ⅱ檔齒輪齒數(shù) （取 β ＝ 24176。/ =，取 Z1+Z2＝ 51； 取 Z1=17， Z2=34（ 圓 整 ）； 5)修正 i1 i1 =Z2Z 9/(Z1Z 10) （ ） =34 34/（ 17 18） = i%=(||/) 100% =%5% (合格 )； 6） 修正 β 由 A＝ mn(Z2+Z1)/2*cosβ β ＝ arccos［ mn(Z 1+Z2)/2*A］ =176。/ = 取 nZ =52（圓整） 由 109 ZZZh ?? 進(jìn) 行大小 齒輪齒數(shù) 分配， 為 使 109/ZZ 的 傳動(dòng) 比更大些， 取 Z9=34,Z10=18； 2)A=mn(Z 9+Z10)/(2cos β ) （ ） =( 34＋ 18)/(2 cos2 4176。 * 一檔齒輪齒數(shù) 10 1)斜 齒 Zh=2Acosβ ,選 取 β ＝ 24176。 （四）齒寬 b 齒寬的選擇 ， 應(yīng) 注意到 齒寬對(duì)變 速器的 軸 向尺寸、 齒輪 工作平 穩(wěn) 性、 齒 強(qiáng) 度和 齒輪 工作 時(shí) 受力的均 勻程 度。 246543 ?? ， ?? 176。乘用車中間軸式 變 速器斜 齒螺 旋角的 選擇 范 圍 ： 2234176。 隨著 β增大， 齒 的 強(qiáng)度也相 應(yīng) 提高，不 過 ， 當(dāng) 螺旋角大于 30176。 （ 《汽車 設(shè)計(jì) 》第 4版 P91） （三）螺旋角β 選 取斜 齒輪 的螺旋角， 應(yīng) 注意到它 對(duì)齒輪 工作噪 聲 ， 輪齒 的 強(qiáng) 度和 軸 向力有影 響 。等大些的 壓力 角， 實(shí)際 上，因 國 家 規(guī) 定的 標(biāo) 準(zhǔn) 壓力角為 20176。等小些的 壓力 角； 對(duì)貨車 ， 為 提高 齒輪 的承 載 能力， 應(yīng)選用 176。 16176。 對(duì) 于 轎車 ， 為 重合度以降低噪 聲 ， 應(yīng)采 用 176。故斜 齒輪 法向模 數(shù) mn=；直 齒輪 模 數(shù) 取 .m=。選取齒輪模數(shù)時(shí)一般遵循的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)增加模數(shù)，同時(shí)減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該有不同的模數(shù)， 對(duì) 客 車 ， 減 小噪 聲 比 減少質(zhì) 量更重要，故齒輪應(yīng)選用 小些的模 數(shù) 。 ∴i 1=, i2=, i3=, i4=。 由 qiiii ?? ?3221 // — （ 《汽車?yán)碚摗返? 3版 P59） 式中， q 為常數(shù)，也就是各檔之間的公比，一般認(rèn)為 q不宜大于 。由于汽車上坡行使時(shí)，速度較慢，故可以忽略空氣阻力，這時(shí)： m axm ax ift FFF ?? 式中： maxtF —— 最大驅(qū)動(dòng)力； fF —— — 滾動(dòng)阻力； maxiF —— 最大上坡阻力。根據(jù)以上三點(diǎn)，本次設(shè)計(jì)變速器的換檔位置如 下 圖所示： 7 圖 傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì) (本次設(shè)計(jì)傳動(dòng)方案如圖 所示 ) 傳動(dòng)路線： Ⅰ 檔： 一軸 →1→2→ 中間軸 → 10→ 9→ 9 齒輪間的同步器 → 二軸 → 輸出 Ⅱ 檔： 一軸 →1→2→ 中間軸 →6→5→ 9齒輪間的同步器 → 二軸 → 輸出 Ⅲ 檔： 一軸 →1 →2→ 中間軸 →4→3→ 3 齒輪間同步器 → 二軸 → 輸出 Ⅳ 檔： 一軸 →1→ 3齒輪間同步器 → 二軸 → 輸出 R檔： 一軸 →1→2→ 中間軸 → 8→11→ 7→ 二軸 → 輸出 圖 第三章 變速器設(shè)計(jì)計(jì)算 第一節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 一、軸的直徑 第 一軸 花 鍵 部分直 徑 d（ mm）初 選 d＝ K( Memax)1/3 （ ） K—— 經(jīng)驗(yàn) 系 數(shù) ， K＝ ～ ，取 K＝ 。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。 （三） 應(yīng)使駕駛員得到必要的手感。 二、設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)該滿足以下基本要求 （一） 要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖 。此時(shí)在倒擋工作時(shí)，齒輪磨損與噪聲在短時(shí)間內(nèi)略有增加，與此同時(shí)在一擋工作時(shí)齒輪的磨損與噪聲有所減少。 因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證 容易裝配。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 圖 ）所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。 圖 ）所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖 12c所示方案。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。為實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)有些利用在前進(jìn)檔的傳動(dòng)路線中，加入一個(gè)中間傳動(dòng)齒輪的方案，也有利用兩個(gè)聯(lián)體齒輪的方案。 一般倒檔和一檔采用結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單的滑動(dòng)直齒輪或嚙合套的形式，對(duì)于常用的高檔位則采用同步器或嚙合套，而該方案采用同步器換檔，僅倒檔使用直齒輪換檔。 （三）同步器換檔 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同 步器換檔。因此，這種換檔方法目前只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上使用。用嚙合套換檔，因同時(shí)承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換檔，它們都不會(huì)過早損壞，但是不能消除換檔沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。缺點(diǎn)是換檔時(shí)齒端面承受很大的沖擊會(huì)導(dǎo)致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用在一檔和倒檔上。 （一） 滑動(dòng)齒輪換檔 通常是采用滑動(dòng)直齒輪換檔，但也有采用滑動(dòng)斜齒輪換檔的。 第二節(jié) 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析 根據(jù) 第一節(jié) 所述，采用中間軸式變速器，在各檔數(shù)相同的條件下，各變速器的差別主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)，換檔方案和倒檔傳動(dòng)方案。而三軸式變速器，可以將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，因而傳動(dòng)效率高，磨損小，噪聲也小。在直接檔時(shí)，齒輪只是空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。 三、 變速器齒輪的壽命 4 兩軸式變速器的低檔齒輪副大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多，因此，小齒輪工作壽命比大齒輪要短。