【正文】 的距離（）。mm。計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （510） （511） （512）式中： 至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比； 計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm； 節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為20176。第一軸為常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算一軸的剛度。mm； 軸的抗扭截面系數(shù)，； 軸傳遞的功率，kw； 計(jì)算截面處軸的直徑，mm； 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。 第一軸的強(qiáng)度校核因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)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(diǎn)的校核對(duì)象。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(lái)說(shuō)強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。 當(dāng)軸截面上開著鍵槽時(shí)，應(yīng)增大軸徑以考慮對(duì)軸的強(qiáng)度減弱，同步器花鍵增加5％。齒輪13處： dmin=100（105106）1/3＝(mm)。齒輪9處： dmin=100（105106）1/3＝(mm)。齒輪5處： dmin=100（105106）1/3＝(mm)。因發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩不大，故取較小值，由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表153選?。?00。軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行修正。為滿足剛度要求，軸的長(zhǎng)度須和直徑保持一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。其結(jié)構(gòu)如下圖所示：圖52 變速器中間軸在變速器結(jié)構(gòu)方案確定以后，變數(shù)器軸的長(zhǎng)度可以初步確定。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。第一軸長(zhǎng)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(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。5 變速器軸的設(shè)計(jì)與校核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。 斜齒輪彎曲應(yīng)力可按下式計(jì)算 (44)式中 ——計(jì)算載荷，N表44 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檔及倒檔1900～2000950～1000常嚙合及高檔1300～1400650～700 因，分別與，成正比，而，的增大會(huì)使減小(見(jiàn)式(41))，故，的增大或中心距A = + 的增大將降低接觸應(yīng)力。mm；——節(jié)圓直徑，mm；——節(jié)點(diǎn)處壓力角； ——螺旋角； E——齒輪材料的彈性模量，鋼材取 b——齒輪接觸的實(shí)際寬度，斜齒輪用代替，mm ；，——主、被動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率半徑，mm，對(duì)斜齒輪，；，——分別為主、被動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑，mm 。 圓柱齒輪強(qiáng)度的計(jì)算最小許用中心距A應(yīng)保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度。 防止膠合的措施有：一方面采用較大或加有耐壓添加劑的潤(rùn)滑油，提高油膜強(qiáng)度，使油膜不破壞，就可以不產(chǎn)生局部溫升；另一方面可提高齒面硬度，或嚙合齒輪采用不同材料等。 提高接觸強(qiáng)度的措施：一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應(yīng)力降低；另一方面是提高齒面硬度，如采用許用應(yīng)力大的鋼材等。因閉式齒輪在潤(rùn)滑油中工作，齒面長(zhǎng)期受到脈動(dòng)的接觸應(yīng)力作用，會(huì)逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。采用下列措施，可提高輪齒的彎曲強(qiáng)度：增大輪齒根部齒厚；加大輪齒根部過(guò)渡圓角半徑；采用長(zhǎng)齒齒輪傳動(dòng)；提高重合度；使同時(shí)嚙合的輪齒對(duì)數(shù)增多；使齒面及齒根部過(guò)渡圓角處盡量光滑；提高材料的許用應(yīng)力，如采用優(yōu)質(zhì)鋼材等。另一種是受到多次重復(fù)載荷的作用，齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴(kuò)展到一定深度以后，齒輪突然折斷?？梢园妖X輪看作是懸臂梁，輪齒根部彎曲應(yīng)力很大，過(guò)渡圓角處又有應(yīng)力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。 齒輪損壞的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(dòng)換檔齒輪端部破壞。變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下[9]: 滲碳層深度 滲碳層深度 滲碳層深度滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58 —63，心部硬度為HRC33—48。對(duì)于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMo, 20CrNiMo,12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶粒。9610231545.51323069753 變速器齒輪的材料選擇與強(qiáng)度計(jì)算 變速器齒輪的材料現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造，使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合，以大大提高其接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度及耐磨性。19常嚙合394176。045290454檔324176。392檔224176。 表42 漸開線圓柱齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表[8] mm序號(hào)計(jì)算項(xiàng)目非變位齒輪變位齒輪（1）變位系數(shù)（2）端面模數(shù)（3）端面壓力角（4）分度圓直徑（5）齒頂高（6）齒根高（7）齒全高（8）齒頂圓直徑（9）齒根圓直徑（10）中心距（11）法向基節(jié)（12）基圓直徑（13）法面分度圓弧齒厚（14）當(dāng)量齒數(shù)根據(jù)表42中公式，代入第三章中相關(guān)數(shù)據(jù)，將所得齒輪參數(shù)歸納如下表43。 表42給出了漸開線斜齒非變位和高度變位圓柱齒輪的幾何尺寸計(jì)算公式，表中的為法面模數(shù)；，分別為齒數(shù)和變位系數(shù)，計(jì)算時(shí)應(yīng)分別計(jì)算主、被動(dòng)齒輪的有關(guān)項(xiàng)目，主、被動(dòng)齒輪有關(guān)項(xiàng)目的下標(biāo)分別為“1”和“2” 。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。2）對(duì)于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。表41 漸開線圓拄齒輪基準(zhǔn)齒形 基本要素名稱 代 號(hào) 標(biāo)準(zhǔn)齒 短 齒增大齒形角齒形角齒頂高系數(shù)徑向間隙系數(shù) 齒根圓角半徑 1) 考慮某些工藝要求。漸開線齒輪的正確嚙合條件是:兩齒輪的模數(shù)、分度圓壓力角必須分別相等，兩斜齒輪的螺旋角必須相等而方向相反。初步選取，主變速器倒檔傳動(dòng)比 （324） 由式（324）得倒檔傳動(dòng)比 倒檔軸到變速器中間軸的距離，倒檔軸到主變速器第二軸的距離4 變速器齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 齒輪的幾何尺寸計(jì)算要求 汽車變速器齒輪均為漸開線齒輪。（7） 修正后的各檔傳動(dòng)比 （8） 確定變速器倒檔齒輪副的齒數(shù)初步確定該六檔變速器的倒檔傳動(dòng)比 。（6） 確定變速器五擋的齒輪齒數(shù) （322）由可求得取 （323）聯(lián)立（322）、（323）兩式解得， 與假設(shè) 誤差小于5%。（5） 確定變速器四擋的齒輪齒數(shù) （320）由可得取 （321）聯(lián)立（320）、（321）兩式解得， 與假設(shè) 誤差小于5%。（4）確定變速器三擋的齒輪齒數(shù) （318）由前文得 ，即可求得取 （319）聯(lián)立（318）、（319）兩式解得， 與假設(shè) 誤差小于5%。（3）確定變速器二擋的齒輪齒數(shù) （316）由前文得 ，即可求得取 （317）聯(lián)立（316）、（317）兩式解得， 與假設(shè) 誤差小于5%。貨車變速器中間軸的一檔直齒輪的最小齒數(shù)為12～17，這里選取。(1)確定變速器一檔齒輪的齒數(shù)已知主變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比 （312）為了確定，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和[1] （313）應(yīng)取為整數(shù)，然后將分配給。同步器和嚙合套的接合齒的工作寬度初選時(shí)可取。 小齒輪的齒寬在計(jì)算上認(rèn)為加寬約5～10，所以有 直齒 =(～)3=～24(mm)； 斜齒 =(～)4=24～32 (mm)?！　? 齒寬 齒寬的選擇，應(yīng)注意到齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)行、齒強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度。 圖32 中間軸軸向力的平衡 由該圖可知，欲使中間軸兩斜齒輪的軸向力相互抵銷的條件是軸向力，而，由于中間軸的轉(zhuǎn)矩，故得出最后的平衡條件為 （39）式中 ，——中間軸兩工作齒輪的螺旋角； ，——中間兩工作齒輪的節(jié)圓半徑。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一、第二軸上的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 初選。貨車變速器斜齒螺旋角β的選擇范圍：18176。隨著β增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高，不過(guò)，當(dāng)螺旋角大于30176。選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)注意到它對(duì)齒輪工作噪聲，輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角α取20176。小螺旋角 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。重型車GB/T13562001規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 低檔、176。18176。~45176。、176。、15176。、壓力角α、螺旋角β汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角[7]按表33選取。 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （37）其中=450Nm，可得出mn= ，取mn=4mm。 表32 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)第一系列第二系列()()對(duì)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(duì)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。計(jì)算得出TI max=﹒m，初始中心距A=，可取中心距119mm。 （35）式中K A ——中心距系數(shù)，對(duì)輕卡取K A =；TI max ——變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩： TI max 可由下式得出： （36） ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。根據(jù)上式可得出：。根據(jù)公式（32）（33）可得：，取 。根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件求得的變速器I檔傳動(dòng)比為： （33）式中 G2——汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷； φ ——路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取φ=~。汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。本設(shè)計(jì)采用6個(gè)檔位。m2200rpm近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。變速器第一軸、第二軸的后部及中間軸的前、后部軸承均采用中系列的采用角接觸軸承。變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而