【正文】 ? ? n5nan5 h mch f ???? ?? = ? ? n6nan6 h mch f ???? ?? = 齒全高 5fa5 hh ??h = 齒頂圓直徑 55a5 2 ahdd ?? = 6a66 2hdda ?? = 齒根圓直徑 555 2 ff hdd ?? = 666 2 ff hdd ?? = 當(dāng)量齒數(shù) ?355v cos/zz ? = ?366v cos/zz ? = 節(jié)圓直徑 65539。 356 iZZ ? （ ） Z6= nh mAZ ?cos2? = （ ） 由式 （ ）、（ ） 得 5Z =， 6Z = 取整 5Z =18， 6Z =32 563 ZZi ?? =1832 = 對三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋? 理論中心距 ? ??cos2 65 ZZmA no ??= 取整 A=82 端面壓力角 tan t? =tan n? /cos? = t? =176。439。3 ?? drmm 43439。3 ??? zz zAd mm 39。 端面嚙合角 tot AA ?? c o sc o s , ? ??,t? 變位系數(shù)之和 ??n? ??? zzU 3? = 4? = 求 8? 的精確值： ? ??cos2 43 ZZmA n ?? ? =176。2 ?? drmm 二檔齒輪參數(shù)確定 二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選 ? =20176。2 ??? zz zAd mm 39。139。 = 齒頂高 ? ? nn1an1 yh mha ???? ? ? = ? ? nn2an2 yh mha ???? ? ? = 式中： n0n /mAAy ）（ ?? = nnn yy ??? ?? = 齒根高 ? ? n1an1 h mch f ???? ?? = ? ? n2an2 h mch f ???? ?? = 齒全高 f2a2 hh ??h = 齒頂圓直徑 11a1 2 ahdd ?? = 2a2a2 2hdd ?? = 齒根圓直徑 111 2 ff hdd ?? = 222 2 ff hdd ?? = 當(dāng)量齒數(shù) ?311v cos/zz ? = ?322v cos/zz ? = 節(jié)圓直徑 21139。 變位系數(shù)根據(jù)下圖查出： ?he? 19 4104021 ??? zzU ?? ????? 計(jì)算 ? 精確值： A=10ncos2m?hZ ??? ? 一擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 ?c o s/m 1n1 zd ? =3 10/176。 對一擋齒輪進(jìn)行角度變位： 端面嚙合角 t? ： tan t? =tan n? /cos 10? t?? =176。 一擋傳動比為121g ZZi ? （ ） 為了求 1Z ， 2Z 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 hZ ， 斜齒nh mAZ ?cos2? （ ） = 3 23cos822 ?? 　 = = Z1= Z2= 取整 Z1=10 Z2=40 對中心距 A 進(jìn)行修正 : 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和 hZ 后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的hZ 和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距 A ，再以修正后的中心距 A 作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 圖 31為齒輪分配示意圖。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一、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。 總變位系數(shù)較小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。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 的漸開線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，較小接觸應(yīng)力。 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。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。為保證各對齒輪有相同個(gè)中心距，此時(shí)應(yīng)對齒輪進(jìn)行變位。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。高度變?yōu)辇X輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。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 力和齒輪的嚙合噪聲。修正的方法有三種： 1. 加工時(shí)改變刀具與齒輪毛坯的相對位置，又稱變?yōu)椋? 2. 改變刀具的原始齒廓參數(shù)； 3. 改變齒輪的局部漸開線，又稱修形。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為齒輪上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用 過齒頂高系數(shù)為 ～ 的短齒制齒輪。 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、齒輪相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。選 用寬些的齒輪，工作時(shí)會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪延齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的有點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。 齒寬 在選擇齒輪寬時(shí)，應(yīng)該注意齒寬對變速器的周次昂尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的手里均勻程度等均有影響。時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然 下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角 20176。等，普遍采用 30176。、 25176。所以普遍采用的壓力角為 20176。等大些的壓力角 [15]。對貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用 176。、 176。、 15176。 表 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 變速器齒輪參數(shù)的確定 齒輪齒數(shù)選擇條件 確定變速器齒輪齒數(shù)時(shí)，應(yīng)考慮： 15 （ 1） 盡量符合動力性、經(jīng)濟(jì)性等對各檔傳動比的要求； （ 2） 最少齒數(shù)不應(yīng)產(chǎn)生根切 ； （ 3） 互相嚙合的齒輪，齒數(shù)間不應(yīng)有公因數(shù)速度高的齒輪更應(yīng)注意這點(diǎn)；（ 4） 齒數(shù)多，可降低齒輪傳動的噪音。 初選中心距時(shí)，根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式 3 1m a x geA iTKA ?? （ ） 式中： A — 變速器中心距（ mm） ； AK — 中心距系數(shù)，乘用車： AK =～ ； 1i — 變速器一擋傳動比， 1gi = ； g? — 變速器傳動效率，取 96% ； maxeT — 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， maxeT =190N.m 。此外，受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要取大些。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證齒輪有必要的接觸強(qiáng)度來確定。它是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。 ?r iiT Tg ?01emax z2F +176。 根據(jù)汽車行駛方程式 dtdumGiuACGfr iiTaDTg ?? ???? 20e m a x （ ） 汽車以一擋在無風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡化為 ??? s in co s0e m a x GGfr iiT Tg ?? （ ） 即， ? ?Ttqg iTfGri ? ??01s inc os ?? 式中： G— 作用在汽車上的重力 ， mgG? ， m — 汽車質(zhì)量， g — 重力加速度， mgG? =1670 =16366N； 13 maxeT — 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， maxeT =190N.m； 0i — 主減速器傳動比， 0i =； T? — 傳動系效率 ， T? =86%（取值在 85%~90%）； r — 車 輪半徑， r =； f — 滾動阻力系數(shù)，對于貨車取 f =； ? — 爬坡度，取 ? =176。 第 3 章 變速器齒輪的設(shè)計(jì)及校核 變速器檔位數(shù)目及格擋傳動比 所需數(shù)據(jù)整理 最高車速： maxaU =140Km/h 發(fā)動機(jī)功率： maxeP = 轉(zhuǎn)矩： maxeT =190Nm 總質(zhì)量： ma=1670Kg 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速： nT=2800～ 3200r/min 取 nT=3000r/min 功率轉(zhuǎn)速： np/nT=～ np=4200～ 4600r/min 取 np=4500 車輪： 235/75R15 r≈ R=15 10/2+ 235= 12 確定主減速比 初選傳動比： 設(shè)五擋為直接擋，則 5gi = maxaU = 0maxiirngp （ ） 式中： maxaU — 最高車速 pn — 發(fā)動機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速 r — 車輪半徑 maxgi — 變速器最大傳動比 0i — 主減速器傳動比 0i =maxmax agpui rn = 1401 3? ?? ?= 確定一檔傳動比 在選擇最低檔傳動比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮來確定。將結(jié)合齒的齒側(cè)設(shè)計(jì)并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫檔的效果。），使結(jié)合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力。 3. 將結(jié)合齒的工作面設(shè)計(jì)并加工成斜面，形成倒錐 角（一般傾斜 2176。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時(shí)磨損，并在結(jié)合齒端部形成凸 11 肩，可用來阻止結(jié)合齒自動脫檔。為解決這個(gè)問題，除工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種： 1. 將兩結(jié)合齒的嚙合位置錯開。 變速器自動脫檔機(jī)構(gòu)形勢分析確定 自動 脫檔是變速器的主要故障之一。 齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。為了使齒輪 裝在 軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸 C，在結(jié)構(gòu)允許條件下盡可能取大些 。齒輪尺寸又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 b影響齒輪強(qiáng)度。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。與直尺圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪 運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn) ；缺點(diǎn)是制造時(shí)工藝復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。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 10 縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些 本設(shè)計(jì)采用圖 1f 所示的傳動方案。 圖 ，換擋更為輕便。 圖 所示方案針對前者的缺點(diǎn)作了修改，因而經(jīng)常載貨車變速器中使用。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 圖 所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒檔時(shí)利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。在前進(jìn)擋的傳動路線中加入一個(gè)傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下