【正文】 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： （331） （332） （333）式中 至計算齒輪的傳動比，； d 計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為90mm； 節(jié)點處的壓力角，為16176。mm； G 軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =； 軸截面的極慣性矩，； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。mm； 軸的抗扭截面系數(shù)，； P軸傳遞的功率，kw； d計算截面處軸的直徑，mm； []許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。（1）第一軸的強度與剛度校核因為第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點的校核對象。 軸的校核由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： d/L=；第二軸： d/L=。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：第一軸和中間軸： （326）第一軸花鍵部分直徑d(mm)初選 d= （327）式中： K——經(jīng)驗系數(shù)，K＝～，取K＝；——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩N?m；d= ，取d＝32mm。（2）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。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。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。 變速器軸的強度計算與校核（1）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。（2）齒輪接觸應(yīng)力 （321） 式中， 齒輪的接觸應(yīng)力(MPa)； F齒面上的法向力(N)，； 圓周力在 (N)， ； 節(jié)點處的壓力角；齒輪螺旋角；E齒輪材料的彈性模量 MPa，查資料可??；b齒輪接觸的實際寬度，20mm；主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm；直齒輪： （322） （323）斜齒輪： （324） （325）其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。故 同理可得： 。斜齒輪彎曲應(yīng)力 （319）式中 為重合度影響系數(shù)，；其他參數(shù)均與式（319）注釋相同，選擇齒形系數(shù)y時，按當(dāng)量模數(shù)在圖（319）中查得。mm)，d為節(jié)圓直徑。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。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。 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。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 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擋齒輪端部破壞。根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動?？傋兾幌禂?shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。為提高接觸強度，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。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。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的中心距，此時應(yīng)對齒輪進行變位。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，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，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 (318) =58mm 而倒擋軸與第二軸的中心: (319) =。而通常情況下，倒擋軸齒輪取21~23，此處取=23。確定倒擋齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近。 確定其他擋位的齒數(shù)二擋傳動比 （313）而 ，故有 （314）對于斜齒輪， （315）故有： （316） （314）聯(lián)立（316）得：。 （313）（310）和（313）子聯(lián)立可得：=1=33。這里修正為54，則根據(jù)式（38）反推出A=81mm。 確定各擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 （37）為了確定Z11和Z12的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: （38）其中A=，m=3，故有=，取54 當(dāng)轎車三軸式的變速器時，則，此處取=17，則可得出=37。4主要零件的選擇 各檔傳動比機器齒輪齒數(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)先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。所以，在保證齒輪的強度條件下，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。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。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。,嚙合套或同步器取30176。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。~45176。176。15176。（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。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn (35)其中=170Nm，可得出mn=。本次設(shè)計采用6+1手動擋變速器，=，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。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)：五擋(~)A 六擋(~)A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。 軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： A = η (34)式中， K A中心距系數(shù)。根據(jù)上式可的出：q=。由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg； rr=307mm； Te max=200Nm)； i0主減速比； η汽車傳動系的傳動效率。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。本設(shè)計也采用5個擋位。11齒輪圖29 鎖環(huán)式同步器3 變速器主要參數(shù)的選擇 變速器主要參數(shù)的選擇 相關(guān)參數(shù)主減速比最高時速最大扭矩最大功率最高轉(zhuǎn)速215km/h200//Nm/3600rpm115kw/6400rpm6500r/min 擋數(shù)和傳動比近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。8卡環(huán)。6—滑塊。3接合套。同步器的結(jié)構(gòu)如圖27所示：、4同步環(huán)。在本設(shè)計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。其缺點是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。此外因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大，因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。當(dāng)變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。其缺點是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。因此，除一擋、倒擋外很少采用。 換擋機構(gòu)型式換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。 齒輪型式與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力。 變速器主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析變速器的設(shè)計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。本設(shè)計采用圖26f所示的傳動方案圖26 變速器倒擋傳動方案因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低擋與倒擋，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。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖26g所示方案。圖26e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖26c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖26b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。圖24c所示方案的高擋從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。變速器用圖24c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 圖24 中間軸式五擋變速器傳動方案圖25a 所示方案中的一擋、倒擋和圖b所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋，其余各擋均用常嚙合齒輪。圖24a所示方案，除一，倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。在擋數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換擋方式和到擋傳動方案上有差別。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接擋的利用