【正文】 ，僅對其危險斷面進行驗算即可。m為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調關系。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。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。第一軸如圖41所示：圖41 變速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。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。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力見下表：表31 變速器齒輪的許用接觸應力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900~2000950~1000常嚙合齒輪和高檔1300~1400650~700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下：一檔： 二檔： 三檔： 四檔： 五檔： 倒檔： 對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。）；齒輪螺旋角（176。依據計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下：三檔： 四檔：五檔： 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180~350MPa范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。二檔齒輪圓周力： （34）根據斜齒輪參數計算公式可得出：=齒輪8的當量齒數=，可查表（31）得：。 圖31 齒形系數圖 當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （32） = =659668Nm 故由 可以得出；再將所得出的數據代入式（31）可得 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應力在400~850MPa之間。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，產生動載荷，導致輪齒折斷。前者在變速器中出現的很少，后者出現的多。第三章 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檔齒輪端部破壞。其中，一檔主動齒輪10的齒數Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。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。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數和少些的齒輪副應采用正角度變位。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。 齒輪變位系數的選擇齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。由 （214）可計算出。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪10略小，取。按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 。則根據式（27）可計算出一檔實際傳動比為： 。由式（27）求出常嚙合齒輪的傳動比 （29）由已經得出的數據可確定 ①而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （210） 由此可得： (211)而根據已求得的數據可計算出： 。上面根據初選的A及m計算出的可能不是整數，將其調整為整數后，從式（28）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。 一檔傳動比 （27） 為了確定Z9和Z10的齒數，先求其齒數和: （28） 其中 A =、m =3；故有。在初選了中心距、齒輪的模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數。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。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應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；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。25176。~30176。一般貨車 GB135678規(guī)定的標準齒形20176。25176。16176。表21 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項目 車型 齒形壓力角α螺旋角β轎車 高齒并修形的齒形176。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數都去相同，轎車和輕型貨車取2~。一檔直齒輪的模數m mm (26)通過計算m=3。　四、齒輪參數（1）齒輪模數建議用下列各式選取齒輪模數，所選取的模數大小應符合JB11160規(guī)定的標準值。為檢測方便，A取整。~。對轎車，K A =~；對貨車，K A =~；對多檔主變速器，K A =~11；TI max 變速器處于一檔時的輸出扭矩：TI max=Te max igI η =﹒m故可得出初始中心距A=。 故有：二、中心距中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。中間檔的傳動比理論上按公比為： （23）的等比數列，實際上與理論上略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數的合理匹配。根據公式（22）可得：igI =。根據驅動車輪與路面的附著條件 求得的變速器I檔傳動比為： （22）式中 G2汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； φ路面的附著系數，計算時取φ=~。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。本設計也采用5個檔位。11齒輪第二章 變速器主要參數的選擇與主要零件的設計 變速器主要參數的選擇一、檔數和傳動比近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。8卡環(huán)。6—滑塊。3接合套。同步器的結構如圖110所示：圖110 鎖環(huán)式同步器l、4同步環(huán)。 此段切薄 圖18 防止自動脫檔的結構措施Ⅱ 加工成斜面圖19 防止自動脫檔的結構措施Ⅲ在本設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同步的。3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20~30），使接合齒面產生阻止自動脫檔的軸向力 a b（圖19）。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。自動脫檔是變速器的主要障礙之一。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的轉動慣量增大。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。本設計采用圖16f所示的傳動方案。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16g所示方案。圖16e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16c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16b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14c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。變速器用圖14c所示的多支承結構方案，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，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 圖14 中間軸式五檔變速器傳動方案圖15a 所示方案中的一檔、倒檔和圖b所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。圖14a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。在檔數相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經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檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。