【正文】 矩。mm?！”?7變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700①計算一檔齒輪的齒面接觸應(yīng)力 ： ，=， ，節(jié)圓直徑: 同理可得：②計算二檔齒輪的齒面接觸應(yīng)力 ：③計算三檔齒輪的齒面接觸應(yīng)力 ： ④計算四檔齒輪的齒面接觸應(yīng)力 ： ⑤計算五檔齒輪的齒面接觸應(yīng)力 ： ⑥計算五檔齒輪的齒面接觸應(yīng)力 ： 綜合齒輪的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力，此次設(shè)計的齒輪均滿足強度要求。表26 各檔齒輪的彎曲應(yīng)力檔 位彎曲應(yīng)力（Mpa）一二三四五倒 檔斜齒輪齒面接觸強度計算與直齒輪基本相同，其接觸強度按以下公式計算： 式中：—輪齒的接觸應(yīng)力，Mpa；—計算載荷，Nmm；—節(jié)圓直徑，mm；—節(jié)點處壓力角，—齒輪螺旋角；—齒輪材料的彈性模量，=207Gpa；—齒輪接觸的實際寬度，齒寬，mm；、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、斜齒輪；、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。； ⑥倒檔齒輪的彎曲應(yīng)力：， ， 上式中：為摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪，從動齒輪。； ④四檔齒輪的彎曲應(yīng)力：， ，176。； ②二檔齒輪的彎曲應(yīng)力：， ，176。當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在（180～350）MPa范圍，對貨車為(100～250)MPa。 主動軸： 從動軸一檔： 從動軸二檔： 從動軸三檔： 從動軸四檔： 從動軸五檔： 倒擋軸： 圖24 齒形系數(shù)斜齒圓柱齒輪齒根彎曲強度按其法面上的當(dāng)量直齒圓柱齒輪進(jìn)行計算，彎曲強度計算公式為： 式中： ——計算載荷，N發(fā)動機最大扭矩為N齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，其滲碳層深度推薦采用下列值： ，滲碳層深度（～）mm。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。變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。對于大模數(shù)的汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMo 等鋼材，這些低碳合金鋼都需要隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料顆粒。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、延長齒輪疲勞壽命。值得指出的是，對齒輪進(jìn)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。端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0 = 分度圓直徑:mm mm齒頂高：mm mm齒根高: 全齒高: mm mm齒頂圓直徑:mm mm齒根圓直徑:mm mm當(dāng)量齒數(shù): ⑥倒檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： 查表得變位系數(shù)和： 分度圓直徑: mm mm mm齒頂高: mm mm mm齒根高: mm mmmm全齒高: mm mm mm齒頂圓直徑：mm mm mm齒根圓直徑： mm mm mm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。端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0 = 分度圓直徑:mm mm齒頂高：mm mm齒根高: 全齒高: mm mm齒頂圓直徑:mm mm齒根圓直徑:mm mm當(dāng)量齒數(shù): ④四檔齒輪變位后的參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 。端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和： = = 分度圓直徑:mm mm齒頂高：mm mm齒根高: 全齒高:mm mm齒頂圓直徑:mm mm齒根圓直徑:mm mm當(dāng)量齒數(shù): ②二檔齒輪變位后的參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 。由該線圖選擇的并分配的、可保證：（1）加工時不產(chǎn)生根切； （2）齒頂厚；（3）端面重合度； （4）嚙合時不發(fā)生齒廓干涉；（5）兩輪最大滑動率接近或相等。圖中陰影區(qū)以內(nèi)為許用區(qū)，各射線為等嚙合角線。得：一檔時：扭矩變化率二檔時： 扭矩變化率三檔時： 扭矩變化率四檔時： 扭矩變化率五檔時： 扭矩變化率對以上計算的數(shù)據(jù)繪制表格，如圖22所示圖22傳動比變化前后各檔扭矩的變化 綜上可以看出，一、二檔時，扭矩稍有減小，三、四檔時扭矩增大率較大，保證了在三、四檔速度較高的情況下，仍然具有較好的加速性能，考慮到速騰（Sagitar）的定位，其消費者為國內(nèi)一、二、三線城鎮(zhèn)的群體，加上現(xiàn)階段城鄉(xiāng)交通道路的大量完善，所以，即使一、二檔的扭矩較原MQ200稍微小一點點，但結(jié)合現(xiàn)在的交通路況，本次設(shè)計所選用的傳動比是合理的。m；——變速器擋傳動比；——變速器傳動效率，取96%；——離合器傳動效率，取99%。m。（1）傳動比的對比 修正后的傳動比的對比如表25所示表25 傳動比分配對照表檔位一檔二檔三檔四檔五檔倒檔原減速器傳動比修正后傳動比（2）傳動比變化前后扭矩變化定量對比 通過提高低檔的利用率，適當(dāng)縮小低檔傳動比之間的差距，通過以下經(jīng)驗公式可以計算變速器在每個檔位下的輸出扭矩。初選，則：mm，為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，則齒輪12的齒頂圓直徑應(yīng)為 mm 所以 又 ， 由上可得 mm 所以 ，??； 計算倒檔軸與輸出軸的中心距mm 計算倒檔傳動比 所以，經(jīng)計算修正后齒輪的傳動比如表24所示表24 修正后的傳動比檔位一二三四五倒檔傳動比2正如前所述，根據(jù)我國公路交通和城市道路交通的基本國情，本著節(jié)約能源和減少汽車尾氣排放的原則下，通過改變變速器的參數(shù)來改善汽車的排放和經(jīng)濟水平。倒檔齒輪采用直齒滑動齒輪，選用的模數(shù)與一檔接近，初選為3。 ；三、四、五檔中心距 mm；三、四、。變速器的傳動結(jié)構(gòu)方案示意圖如圖21所示；圖21 變速器傳動結(jié)構(gòu)示意圖 一檔： 對斜齒有： ，——齒輪中心距； 所以 取整 取 ， ； 所以修正后 . 二檔： ， 取整 ； 所以 ， ， 三檔： ，取整 ； 所以 ， ， 四檔： ，取整 ； 所以 ， ， 五檔： ，取整 ； 所以 ， ， 因為計算各檔齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)各檔齒數(shù)和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，在以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。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作用到齒頂上面，～。* 齒頂高系數(shù)對重合度、齒輪強度、工作噪聲、齒輪相對滑動速度、齒根切和齒頂厚度等皆有影響?！?4176。～25176。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望采用過大的螺旋角，以15～25為宜；而從提高低檔齒輪的接觸強度來看，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)提高，不過當(dāng)螺旋角大于30176。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加。斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，可取大些，使接觸線長度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。若選用過大的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿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，齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。 在選擇齒寬時，應(yīng)該注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。本變速器齒輪壓力角選用20186。國外有些企業(yè)生產(chǎn)的乘用車變速器齒輪采用兩種壓力角，即高檔齒輪采用小些的壓力角減小噪聲；而低檔和倒檔齒輪采用較大的壓力角，以增加強度。等，但普遍采用30186。、25186。所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20186。、。因此，理論上對于乘用車，、15186。時強度最高，超過28186。齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使轉(zhuǎn)動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。本設(shè)計取3mm。根據(jù)表2表23結(jié)合本次設(shè)計，同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。m,可得出 =； 一檔齒輪模數(shù) mm，其中= , = （9）最后確定的模數(shù)值應(yīng)該滿足強度要求，并符合國標(biāo)GB/T13571987規(guī)定。（8）初選模數(shù)時，可以參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定，也可根據(jù)大量現(xiàn)代汽車變速器的齒輪模數(shù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)，找出模數(shù)的變化規(guī)律，即經(jīng)驗公式。、變速器齒輪參數(shù)的設(shè)計計算齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。m；——變速器一擋傳動比=；——變速器傳動效率，取96%。m。 表21 傳動比分配表檔位一二三四五倒檔傳動比、變速器中心距中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選擇的中心距應(yīng)該保證齒輪的強度。所以，本變速器的設(shè)計原則就是在等比分配的基礎(chǔ)之上，適當(dāng)減小24檔相鄰兩檔之間的傳動比間隔。汽車主要是用較高檔位行駛的，例如中型貨車5擋變速器中的3檔，這三個擋位的總利用率僅為10%～15%，所以較高擋位相鄰兩檔位間的傳動比的間隔應(yīng)小些，特別是最高擋與次高檔之間更應(yīng)小一些。實際上，在歐洲國家的變速器中，對于擋位較少(如5檔以內(nèi))的變速器，各檔傳動比之間的比值常常并不正好相等，即并不是恰好是按等比級數(shù)來分配傳動比的。例如一臺具有5擋位的主變速器，各檔位間的公比為q2，其傳動比序列為l、qqqq8。提高了汽車的加速或上坡能力。不過按等比級數(shù)分配傳動比的主要目的還在于充分利用發(fā)動機提供的功率，提高汽車的動力性。 ——汽車傳動系傳動效率，取 ； ——汽車最大爬坡角度(一般轎車要求爬上30%的坡，tan100%=30%)176。故有根據(jù)汽車行駛方程式 汽車以一檔在無風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡化為 即則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動比為 式中：—— 汽車總重，N ； ——坡道面滾動阻力系數(shù)（～），； ——發(fā)動機最大扭矩，N所以有 該公式變形后為 式中：=5600,發(fā)動機最大功率時發(fā)動機轉(zhuǎn)速，rpm； ，汽車最高車