【正文】 i為傳動(dòng)比，d 為齒輪節(jié)圓直徑；α 為節(jié)點(diǎn)處壓力角；β 為螺旋角；E 為彈性模量（MPa） ，E=10 5MPa；I 為慣性矩（mm 4） ，對(duì)于實(shí)心軸，I=πd 464；d 為軸的直徑（mm） ，花鍵處按平均直徑計(jì)算；a、b 為齒輪上的作用力距支座 A、B 的距離（mm） ；L 為支座間的距離（mm） 。 初選軸的直徑此次設(shè)計(jì)的變速器為兩軸式四檔變速器，重強(qiáng)度的方面考慮，四擋齒輪處的輸入軸，輸出軸部分器受力最大，所以此次的軸的直徑應(yīng)該是最粗的地方，直徑初輸入軸，輸出軸部分器受力最大，所以此次的軸的直徑應(yīng)該是最粗的地方，直徑初選選輸入軸花鍵部分直徑輸入軸花鍵部分直徑 d（（ mm）可按下式初選）可按下式初選 d = K式中，K 為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=~；T emax為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩（） ，計(jì)算后得出 d=~，先取 d=60mm 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算(1)軸的剛度驗(yàn)算對(duì)齒輪工作的影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和周在水平面內(nèi)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角。因此，在設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，器剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。本次設(shè)計(jì)中齒輪的材料選用 20GrMnTi，一般設(shè)計(jì)中軸與齒輪的材料選取應(yīng)相同，所以此次設(shè)計(jì)中軸的材料也選用 20GrMnTi。國(guó)內(nèi)汽車(chē)常用的變速器齒輪材料有20GrMnTi、20GrMn 2TiB、15MnCr20MnCr25 MnCr28 MnCr5。變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度和心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性和抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。將作用在變速器第一軸上的載荷 Temax2 作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)下表所示：表 41 變速器齒輪的接觸應(yīng)力σ jMPa齒輪滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔 1900~2022 950~1000常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700F=F1=2Tgd輸出軸上的齒輪其 T g= Temax2正常嚙合齒輪的節(jié)圓直徑 d 等于分度圓直徑所以 d=mz，齒輪所選用的材料為20GrMnTi，表面滲碳處理，彈性模量 E=210000(Mpa)將各參數(shù)帶入式（45）后計(jì)算得出： 一擋齒輪的接觸應(yīng)力為： 二擋齒輪的接觸應(yīng)力為： 三擋齒輪的接觸應(yīng)力為： 四擋齒輪的接觸應(yīng)力為：參照上表，計(jì)算所得出的數(shù)據(jù)滿(mǎn)足齒輪的許用接觸應(yīng)力。 σ j σ j= (45)式中，σ j為齒輪的接觸應(yīng)力（MPa） ；F 為齒面法向力（N） ；α 為節(jié)點(diǎn)處壓力角（176。計(jì)算四檔常嚙合齒輪的彎曲應(yīng)力已知 Z 8=96，K c=6，β=20176。計(jì)算三檔常嚙合齒輪的彎曲應(yīng)力已知 Z 5=86，K c=6，β=20176。計(jì)算二擋常嚙合齒輪齒輪的彎曲應(yīng)力已知 Z 3=72，K c=6，β=20，Zn=90，從表中查的 y=σ w= = 。（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 σ wσ W = （43）式中，式中，σ W為彎曲應(yīng)力（MPa） ；F 1為圓周力（N） ，F(xiàn) 1=2Tgd；T g為計(jì)算載荷（） ；d 為節(jié)圓直徑（mm）d=（m nz）cosβ，m n為法向模數(shù)（mm） ；K σ 為集中應(yīng)力系數(shù)，可取近似值 Kσ =； b 為齒寬（mm） ；t 為法向齒距（mm）t=πm n；y 為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù) Zn=Zcos3β 在上圖中查得；K ε 為重合度影響系數(shù)，K ε =。計(jì)算一檔從動(dòng)齒輪：齒數(shù) z2=45，根據(jù)上圖，取得 y= 齒寬系數(shù) Kc=8，帶入式（42） ，一擋的許用彎曲應(yīng)力為 98~250Mpa。σ w= =。圖 41 齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂 α=20176。 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力 σ W σ W= （41）式中，σ W為彎曲應(yīng)力（MPa） ；F 1為圓周力（N） ，F(xiàn) 1=2Tgd；T g為計(jì)算載荷（） ；d 為節(jié)圓直徑（mm） ；K σ 為集中應(yīng)力系數(shù)，可取近似值 K σ =；K f為摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動(dòng)齒輪 Kf= 從動(dòng)齒輪 Kf=；b 為齒寬（mm） ；t 為端面齒距（mm）t=πm，m 為模數(shù)；y 為齒形系數(shù)，如圖（41）所示。負(fù)荷大、齒面相對(duì)滑動(dòng)速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸處產(chǎn)生高溫作用下的情況使齒面間的潤(rùn)滑油膜遭到破壞，導(dǎo)致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動(dòng)方向形成撕傷痕跡，稱(chēng)之為齒面膠合。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，并可能導(dǎo)致齒輪折斷。前者在變速器中極其少見(jiàn)，而后者出現(xiàn)的多些。）傳動(dòng)比I一擋 56 45 48 6 0 二擋 72 36 32 5 20 三擋 86 22 32 5 20 四擋 96 12 32 5 20 4變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 各擋齒輪參數(shù)表一擋的齒寬系數(shù)應(yīng)取得稍微大些，因此去 Kc=8，所以一檔的齒寬b=kcm=86=48mm。 三檔齒輪齒數(shù)的確定 i = （34）3先取三檔的傳動(dòng)比為 i3=，則帶入式（34）中得到， 5=108 Z5=，取整 Z5=86 則 Z6=10886=22。初選螺旋角 β=20176。 一檔齒輪齒數(shù)的確定此次所設(shè)計(jì)的兩軸四檔變速器，已知負(fù)載電機(jī)的額定功率 400—450kw,轉(zhuǎn)速1500rmin,最大轉(zhuǎn)矩 2865Nm,安全系數(shù)大于 2，載荷平穩(wěn)可靠。~25176。為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。因此從高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望有過(guò)大的螺旋角，以 15176。不過(guò)當(dāng)螺旋角大于 30176。在齒輪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。 螺旋角 β斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用。所以此次設(shè)計(jì)中的齒輪鎖采用的壓力角為 20176。等，但普遍使用 30176。、25176。所以變速器的齒輪采用的壓力角普遍是 20176。時(shí)強(qiáng)度最高。是強(qiáng)度最高，超過(guò)28176。表 32 汽車(chē)變速器常用的齒輪模數(shù)第一系列500000第二系列1.7555(3.25)3.50(3.75)00表 3－ 1 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù) nm車(chē)型 微型、輕型轎車(chē) 中級(jí)轎車(chē) 中型貨車(chē) 重型汽車(chē)nm 故根據(jù)以上三表格的內(nèi)容，一檔模數(shù)為 6，其余各檔的模數(shù) m=5mm 壓力角 α齒輪壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合是的動(dòng)載荷，是傳動(dòng)平穩(wěn)，有力與降低噪聲；壓力角較大時(shí)可提高齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。表 31 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù) mn乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量 VL 貨車(chē)的最大總質(zhì)量 mat車(chē) 型V≤ V≤ma≤14.0ma模數(shù) mnmm ~ ~ ~ ~所選模數(shù)數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) GBT1357—1987 的規(guī)定，見(jiàn)下表。選取模數(shù)應(yīng)該遵守以下原則：在變速器中心距相同的情況下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可是齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(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)減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪的應(yīng)該選取一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪要有不同的模數(shù)；減少乘用車(chē)齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)取得小些；對(duì)于貨車(chē)減少質(zhì)量比減少噪聲重要，固齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)；變速器低檔應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他檔位應(yīng)選用另一種模數(shù)。為了檢測(cè)的方便，中心距 A 最好為整數(shù)。影響殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。對(duì)于中間軸式變速器，初選中心距是可以根據(jù)以下經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算: A=KA式中，A 為變速器中心距（mm） ；K A為中心距系數(shù)，商用車(chē)：K A=~11；T emax為電機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩（）i 1；為變速器的一檔傳動(dòng)比；n g為電機(jī)機(jī)的傳動(dòng)效率，取 96%。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過(guò)少的限制，要求中心距也要大些。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證齒輪必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定。它是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對(duì)齒輪的接觸強(qiáng)度由影響。 3 變速器的主要參數(shù)選擇對(duì)中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線(xiàn)之間的距離稱(chēng)為變速器的中心距A。 如圖中的中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別為：圖 b 所示方案有四對(duì)常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔,第二軸為三點(diǎn)支承,前端支承在第一軸的末端孔內(nèi)，軸的中部和后端分別支承在變速器殼體和附加殼體上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支撐在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪上,第一軸上的花鍵用來(lái)裝設(shè)離合器的從動(dòng)盤(pán),而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬(wàn)向節(jié)連接。在除直接擋以外的其它擋位工作時(shí),中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低,這是它的缺點(diǎn)。在其它前進(jìn)擋位工作時(shí),變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過(guò)設(shè)置在第一軸,中間軸和第二軸上的兩對(duì)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,一擋仍然有較大的傳動(dòng)比。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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出,此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高,可達(dá)到 90%以上,噪聲低,齒輪和軸承的磨損減少。各種傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)是:變速器的第一軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體。 傳動(dòng)比的確定:1，二檔1:，三檔1:，四檔1:12根據(jù)轉(zhuǎn)速要求判斷升速箱傳動(dòng)比選擇是否符合設(shè)計(jì)要求：根據(jù)轉(zhuǎn)速要求判斷升速箱傳動(dòng)比選擇是否符合設(shè)計(jì)要求：輸入轉(zhuǎn)速（rpm）變速器傳動(dòng)比 升速箱傳動(dòng)比升速箱轉(zhuǎn)速輸出（rpm）升速箱轉(zhuǎn)速輸出是否在負(fù)載電機(jī)轉(zhuǎn)速范圍0rpm~1800rpm 內(nèi)1500 （一檔） 1:8（四檔） 可用1500 （二檔） 1:8（四檔） 可用1500 （三檔） 1:4（三檔） 可用1500 （四檔） 1:4（三檔） 可用1500 （五檔） 1:（二檔） 可用1500 （六檔） 1:（二檔） 可用1500 （七檔） 1:（