【正文】 。對(duì)照 表 41，本設(shè)計(jì)決定 采用液體碳氮共滲齒輪滿足設(shè)計(jì)要求。 （ 2） 五 擋 常嚙合齒輪接觸應(yīng)力： 。 已知，一擋齒寬 ， 而 ； mmzmr nbb o s2 20s i o s2 s i nc o ss i n 2222 ?? ?????? ????? ；那么。）； E 為 齒 輪材料的彈性模量（ MPa），； b 為 齒輪接觸的實(shí)際寬度 （ mm） ； zb??、 分別為 主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（ mm） : 直齒輪： （ ） （ ） 斜齒輪： ??? 2co s/)s in( zz r? （ ） ??? 2c o s/)s in( bb r? （ ） 其中， zbrr、 分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。sinsinzzbbrr????式中， 為 輪齒接觸應(yīng)力 （ MPa）； F 為齒面上的法向力（ N） ， 1 /( co s co s )FF ??? ，為圓周力， , 為計(jì)算載荷（ ）， d為節(jié) 圓 直 徑 （ mm）； ? 為 節(jié)點(diǎn)處的壓力角（176。 那么， 一檔齒輪 及倒檔齒輪 變形，齒輪變形系數(shù) ；二擋及三 檔齒輪 不變形，四擋齒輪變形，變形系數(shù)為 ，五擋齒輪變形，變形系數(shù)為 。 第四擋齒輪變形，當(dāng) 時(shí)， 彎曲應(yīng)力在 180～ 350MPa 之間，可以滿足要求 。四擋主動(dòng)齒輪 ,那么，齒輪不變 形 時(shí)， 對(duì)應(yīng)的, 。此時(shí)齒輪變形系數(shù) 。彎曲應(yīng)力 不 在 180～ 350MPa 之間， 不 滿足要求。 彎曲應(yīng)力在180～ 350MPa 之間，滿足要求。 三擋主動(dòng)齒輪 ,那么， ，對(duì)應(yīng)的 。 二擋主動(dòng)齒輪 ,那么， ，對(duì)應(yīng)的, 。 校核： 常嚙合齒輪計(jì)算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 ，已 知 ，齒寬 。式中， 為彎曲應(yīng)力（ MPa） ； 為圓周力（ N） ， ； 為計(jì)算載荷；d 為節(jié)圓直徑（ mm） , ,法向模數(shù) ， z為齒數(shù)，斜齒輪螺旋角 ； 為應(yīng)力集中系數(shù) ，可近似取 ； b 為 齒寬（ mm）； t為 法 向齒距 (mm)， ； y 為 齒形系數(shù) ，也是根據(jù) 齒形系數(shù)圖 查得，但此時(shí)； 重合度影響系數(shù) 。 倒檔軸上的倒檔直齒齒輪與一檔齒輪基本相同，且不承受交變載荷，同樣適用。 第一檔齒輪變形，當(dāng)時(shí)， ， 彎曲應(yīng)力在 400～ 850MPa 之間，可以滿足要求 。 根據(jù)齒形系數(shù)圖， 一檔 齒輪的變位系數(shù) 可以選取 0，選擇不變位 ， 對(duì)應(yīng)的 y取值：。 校核：已知： 最大轉(zhuǎn)矩 ， ；那么計(jì)算載荷。 式中， 為彎曲應(yīng)力（ MPa） ； 為圓周力（ N） ， ； 為計(jì)算載荷； d 為節(jié)圓直徑（ mm） ,d=mz； 為應(yīng)力集中系數(shù) ，可近似取 ； 為 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 ，從動(dòng)齒輪取 ； b 為 齒寬（ mm）； t為 端面齒距 (mm)， ； m 為模數(shù) (mm) ； y 為 齒形系數(shù) 。常用材料為鍛鋼、鑄鋼、鑄鐵。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算 汽車(chē)齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。 而且 以現(xiàn)在的工藝技術(shù)而言， 汽車(chē)變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級(jí)、支撐方式也基本一致。 變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)較少。 用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度 差 ，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 輪齒工作時(shí)， 總有 一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，存在 于 齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕 ，俗稱：“起麻點(diǎn)” 。 輪齒折斷 的原因一般 分兩種： ① 輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷 ； ② 輪齒再重復(fù)載荷作用下 ， 齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，導(dǎo)致 出現(xiàn)彎曲折斷。 其中，一檔主動(dòng)齒輪 ， 因此一檔齒輪 是標(biāo)準(zhǔn)齒輪， 可以 不 變位 。 當(dāng)壓力角 a=20176。 變位系數(shù) x的選擇不僅僅是為了湊中心距，而主要是為了提高強(qiáng)度和改善傳動(dòng)質(zhì)量。加工變位齒輪時(shí)齒條形刀具中線與齒輪分度圓相切位置偏移距離 ，外移 x 為正，內(nèi)移 x為負(fù)。 為了 避免根切 ，提高齒根的彎曲強(qiáng)度 ： 當(dāng)小齒輪齒數(shù) 時(shí)， 可以利用正變位避免根切，提高齒根的彎曲強(qiáng)度。 總變位系數(shù)越小，一對(duì)齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。 由于工作需要，有時(shí)齒輪齒數(shù)取得少（如一檔齒輪）會(huì)造成齒輪根切，這不僅削弱了輪齒的抗彎強(qiáng)度，而且使重合度減小。 變速器齒輪是在承受循環(huán)載荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊載荷。由于角度變?yōu)榭梢垣@得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo) ，故采用的較多。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心矩，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位 。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，有避免了其缺點(diǎn)。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。 采用變位 齒輪 ，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和湊配中心距外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨性，抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 此時(shí)，可以計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 ： 顯然， ,圓整后?。?。 而通常情況下，倒檔軸齒輪 10 的齒數(shù)，一般在 21～ 23 之間。 在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比 初步選定為 。 5 各擋實(shí) 際 傳動(dòng)比 一檔實(shí)際傳動(dòng)比 ，二檔實(shí)際傳動(dòng)比 ，三檔實(shí)際傳動(dòng)比，四檔實(shí)際傳動(dòng)比 ，五擋實(shí)際傳動(dòng)比 。 求解聯(lián)立方程組 ，并且圓整答案，得 。 3 四擋齒數(shù)及其傳動(dòng)比的確定 四 擋傳動(dòng)路線如上圖所示， 四 檔實(shí)際傳動(dòng)比 , 4 五擋齒數(shù)及其傳動(dòng)比的確定 五 擋傳動(dòng)路線如上圖所示， 五 檔傳動(dòng) 比 所以。 求解聯(lián)立方程組 ，并且圓整答案，得 。 2 三擋齒數(shù)及其傳動(dòng)比的確定 三 擋傳動(dòng)路線如上圖所示， 三 檔傳動(dòng)比 ,所以。 求解聯(lián)立方程組 ，并且圓整答案，得 。 確定其他檔位的齒數(shù) 1 二擋齒數(shù)及其傳動(dòng)比的確定 二 擋傳動(dòng)路線如上圖所示， 二檔傳動(dòng)比 ,所以。 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 ,而 常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 ，即： ,由此可以推算出：,圓整， 。 上面根據(jù)初選的 A及 計(jì)算出的 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，中心距 可能會(huì)有 變化，這時(shí)應(yīng)從 及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距 A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。 為了確定 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 。 各檔傳動(dòng)齒輪齒數(shù)的確定 確定一檔齒輪的齒數(shù) 一擋傳動(dòng)路線如上圖所示， 一檔齒輪 11 和 12 選用直齒圓柱齒輪 。 。 從公式上看，計(jì)算的齒寬范圍是比較大的， 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 通常根據(jù)齒輪模數(shù) m( )的大小來(lái)決定齒寬： 直齒 mkb c? ， ck 為齒寬系數(shù)，取為 ～ ； 斜齒 ncmkb? ， ck 取為 ～ 。 初選斜齒輪齒輪螺旋角為 25176。 斜齒輪螺旋角在中間軸式乘用車(chē)變速器中的選用范圍： 22176。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生的軸向力并作用到軸承上。所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20176。因?yàn)?奔馳 C180K 的 發(fā)動(dòng)機(jī) 參數(shù)： 156 馬力 L4，而 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開(kāi)線齒形 ，那么出自于 制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同， 所以初步選定模數(shù)為 。 參考《汽車(chē)設(shè)計(jì)》（王望予主編），表 31汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù) ： 車(chē)型 乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量 V/L 貨車(chē)的最大總質(zhì)量 模數(shù) 國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) GB/T13571987 規(guī)定汽車(chē)變速器常用齒輪模數(shù)： 第一系列 ?? —— —— ?? 第二系 列 ?? —— —— —— ?? 選用時(shí)，應(yīng)該優(yōu)先選用第一系列。 齒輪參數(shù) 的確定 1 模數(shù)的選定 齒輪模數(shù) 是一個(gè)重要參數(shù)，而且影響它選取的因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。 而且，為了檢測(cè)方便，中心距 A 最后取為正數(shù)。 中心距 的確定 對(duì) 中間軸式 變速器，是將中間軸與第二軸（輸出軸）線之間的距離稱為變速器中心距 A。 2 變速器其他 傳動(dòng)比 的選擇： 按等比級(jí)數(shù)原則，一般汽車(chē)各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系： 式中： q— 常數(shù)，也就是各擋之間的公比， 而 ，那么。 顯然， 。 (2) 變速器最大傳動(dòng)比 需要滿足 汽車(chē)行駛的 附著條件 （ ） 在瀝青混凝土干路面， ，取 而此時(shí)， L 為汽車(chē)軸距， a 為汽車(chē)質(zhì)心至 前軸距離。 （ ） 式中： —— 最高車(chē)速 , —— 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速 —— 車(chē)輪半徑 , r = —— 變速器最 高擋 傳動(dòng)比 —— 主減速器傳動(dòng)比 本設(shè)計(jì)初步 選定 2 變速器 最大傳動(dòng)比 的選擇： (1) 變速器最大傳動(dòng)比 需要 滿足最大爬坡度 根據(jù)汽車(chē)行駛方程式 dtdumGiuACGfr iiT aDTg ?? ???? 20e m a x （ ） 汽車(chē)以一擋在無(wú)風(fēng)、干砂路面行駛， 公式簡(jiǎn)化為 ??? s in co s0e m a x GGfr iiT Tg ?? （ ） 即， ? ?Ttqg iTfGri ? ??01s inc os ?? () 式中： m — 汽車(chē)質(zhì)量， m=1545Kg； g — 重力加速度 ， ； G — 作用在汽車(chē)上的重力， ； — 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， ； 0i — 主減速器傳動(dòng)比， ； T? — 傳動(dòng)系效率， T? =%； r — 車(chē)輪半徑， r =； f — 滾 動(dòng)阻力系數(shù)， 參考《汽車(chē)?yán)碚摗分休喬サ臐L動(dòng)阻力系數(shù)圖，初步選定 ?f 。 所 以 ， 五 擋。 1 變速器最高擋傳動(dòng)比 的選擇： 本設(shè)計(jì)初步確定此變速箱五擋為超速擋 ,傳動(dòng)比大多數(shù)為 ～ ； 四擋為直接擋，即 。經(jīng)過(guò)5AT 測(cè)試的 C180k，效率 約 為 %。 傳動(dòng)比的確定 本設(shè)計(jì)以 20xx 年 奔馳 C180K 經(jīng)典型 小轎車(chē)為參考因數(shù)，初步選定傳動(dòng)比。但檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，輪廓尺寸和質(zhì)量越大，同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)也越復(fù)雜。 綜上所述，本設(shè)計(jì)的變速器 前進(jìn)擋均 使用 鎖 環(huán) 式同步器 ；倒擋采用嚙合套輔助換檔。多錐式同步器多用于重型貨車(chē)的主、副變速器以及分動(dòng)器中。這不但改善了同步效能，增加了可靠性，而且使換擋 力大為減小。 (3) 多錐式同步器： 多錐式 同步器的鎖止面仍在同步環(huán)的 接合齒上，