【正文】 式中： j? ——輪齒的接觸應力（ Mpa）； F——齒面上的法向力（ N）， 1cos cosFF ???； 1F ——圓周力（ N）， 1 2 gTF d? ； gT ——計算載荷（ Nmm）； ? ——斜齒輪螺旋角 （ ） ； K? ——應力集中系數(shù)，可近似取 K? =； Z——齒數(shù)； nm ——法向模數(shù)（ mm）； y——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得； cK ——齒寬系數(shù)； K? ——重合度影響系數(shù)， K? =。 故 ?? [ ?? ]，彎曲強度足夠。mm）； K? ——應力集中系數(shù)，可近似取 K? =； fK ——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪 fK =，從動齒輪 fK =； cK ——齒寬系數(shù)； y——齒形系數(shù)。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重；主動小齒輪較被 動大齒輪嚴重。 齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。前者在變速器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些 [3]。 14 表 倒擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓直徑 12 Z m mm?? 13 Z m mm?? 2 齒頂高 01( ) 2. 62 5ah f m m m?? ? ? 02( ) 2 .3 7 5ah f m m m?? ? ? 3 齒根高 01( ) 3. 93 75fh f c m m m?? ? ? ? 02( ) 4 .1 8 7 5fh f c m m m?? ? ? 4 齒頂圓直徑 2 5 7 .7 5aad d h m m? ? ? 2 6 2 .2 5aad d h m m? ? ? 5 齒根圓直徑 2 4 4 .6 2 5ffd d h m m? ? ? 2 4 9 .1 2 5ffd d h m m? ? ? 6 基圓直徑 cos ???mm c o s 5 4 .0 3bd d m m??? 7 齒寬 6 2 .5 1 5cb K m m m? ? ? ? 6 2 .5 1 5cb K m m m? ? ? ? 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓直徑 11 85d Z m mm?? 2 齒頂高 0 2. 5ah f m mm?? 3 齒根高 0( ) 4 .0 6 2 5fh f c m m m? ? ? 4 齒頂圓直徑 2 90aad d h mm? ? ? 5 齒根圓直徑 2 7 6 .8 7 5ffd d h m m? ? ? 6 基圓直徑 c o s 7 9 .8 7bd d m m??? 7 齒寬 6 2 .5 1 5cb K m m m? ? ? ? 輪齒強度計算 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落 （點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 11 212 1 ZZi ZZ??倒 。 20???? ，高度變位。 1 2 1 339。A 求嚙合角 39。故倒擋軸與中間軸的中心距1 1 1 31 ( ) 7 1 . 2 52A m Z Z m m? ? ?總，圓整后得 70A mm?總 。39。39。 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪 11 和 12 的齒頂圓之間應保持有 以上的間隙，故取 11 34Z ? ，滿足輸入軸與中間軸的距離。 設 39。倒擋齒輪 13Z 的齒數(shù)，一般在 21~23 之間，初選 13 23Z ? ，計算出輸入軸與倒擋軸的中心距 39。四擋齒輪參數(shù)如表 。 ? ? ，負角度變位。3439。 湊配中心距 3439。三擋齒輪參數(shù)如表 。 ? ? ，正角度變位。5639。 12 湊配中心距 5639。二擋齒輪 參數(shù)如表 。 ? ? ，正角度變位。7839。 湊配中心距 7839。 表 常嚙合齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 120 7 0 .1 2 52 tZZA m m m??? 2 中心距變動系數(shù) 0 0 .0 5nnAAm? ?? ? ? 3 齒頂降低系數(shù) 3nn ?? ? ?? ? ? 4 分度圓直徑 1 Z m mm?? 2 88td Z m mm?? 5 齒頂高 01( ) 2. 95a n nh f m m m??? ? ? ? 02( ) 1. 85a n nh f m m m??? ? ? ? 6 齒根高 01( ) f c m m m?? ? ? ? 02( ) f c m m m?? ? ? ? 7 齒頂圓直徑 2 5 8 .1 5aad d h m m? ? ? 2 9 1 .7aad d h mm? ? ? 8 齒根圓直徑 2 4 5 .1 7 5ffd d h m m? ? ? 2 7 8 .7 2 5ffd d h m m? ? ? 9 當量齒數(shù) 13 25cosn ZZ ??? 23 42cosn ZZ ??? 10 齒寬 7 2 .5 1 7 .5cb K m m m? ? ? ? 7 2 .5 1 7 .5cb K m m m? ? ? ? （ 4）確定其他各擋的齒數(shù) 二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角 8? 與常嚙合齒輪 2? 不同，由 722 81ZZi ZZ? 得： 71282ZZi? （ ） 11 而 788()2cosm Z ZA ??? （ ）此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式： 2721 2 88ta n (1 )ta n ZZZ Z Z?? ??? （ ） 聯(lián)解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角 8 22?? ，解式（ ）（ ）求出7831, 21ZZ??。 根據(jù)齒數(shù)比 21 Zu Z?? ，查得 120 . 0 2 , 0 . 2 1 0 . 2 3x x x? ? ? ? ? ?故。12c o s ( ) c o s 0 . 9 4 1 92 tm ZZA??? ? ?，故 39。 湊配中心距 1239。 （ 3）確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由一擋傳動比 291 1 10ZZi ZZ? 求出常嚙合傳動齒輪的齒數(shù)比： 2 10119ZZi? （ ） 而常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即： 10 12()2 cosm Z ZA ??? （ ） 由公式（ ）（ ）得： 1219, 32ZZ??。 表 一擋齒輪基本參數(shù) 序號 計算項目 計算公式 1 端面壓力角 ta nta n 0. 40 8 , 22 .1 8c os ntt????? ? ? 2 分度圓直徑 10 Z m mm?? 9 Z m mm?? 3 齒頂高 01( ) f m m m?? ? ? 02( ) 1. 95anh f m m m?? ? ? 4 齒根高 01( ) f c m m m?? ? ? ? 02( ) f c m m m?? ? ? ? 5 齒頂圓直徑 2 5 3 .7aad d h mm? ? ? 2 9 6 .3aad d h mm? ? ? 6 齒根圓直徑 2 4 0 .5 7 5ffd d h m m? ? ? 2 8 3 .1 7 5ffd d h m m? ? ? 7 當量齒數(shù) 103 24c osn ZZ ?? ? ? 93 46cosn ZZ ??? 8 齒寬 7 2 .5 1 7 .5cb K m m m? ? ? ? 7 2 .5 1 7 .5cb K m m m? ? ? ? （ 2）對中心距進行修正 因為計算齒輪和 hZ 后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的 hZ 重新計算中心距 A 作為各擋齒輪齒數(shù)分配的 依據(jù)。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。 20???? ； 故總變位系數(shù) 0x?? ，即為高度變位。 () 702 c os nZ Z mA mm A??? ? ?； 斜齒端面模數(shù) c os nt mm mm???； 嚙合角 39。 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)，采 用變位齒輪，除為了避免齒輪 產(chǎn)生根切和湊配中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性、耐磨損、抗膠合能力及 9 齒輪的嚙合噪聲 [6]。 分配齒數(shù)時應注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 齒頂高系數(shù)對重合度、輪 齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。 cb Km? ，其中 cK 為齒寬系數(shù)。 乘用車中間軸式變速器為 22 ~34 ，選 26?? 。螺旋角應選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。 ? 國家規(guī)定的標準壓力角為 20 ，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角 為 20 。 8 第 3 章 主要零部件的設計及計算 齒輪的設計及校核 齒輪參數(shù)確定及各擋齒輪齒數(shù)分配 m 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、質量、噪聲、工藝要求等。其中包括：變速器傳動方案的布置，中心距的確定，擋位的設置，各擋傳動比的確定及軸向尺寸的確定等。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸為（ ~） A，取 =224mm。 由公式（ ）得： A=； 乘用車變速器的中心距在 60~80mm 范圍內變化，圓整后得變速器中心距A=70mm。 變速器中心距的確定 對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距 A，初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算 [3]： 3 m ax 1AgA K Te i?? （ ） 式中： AK ——中心距系數(shù)，乘用車： AK =~，取 AK =； maxTe ——發(fā)動機最大轉矩， 102 N 由公式 （ ） 得： 1 ? ； 最終取 1 ? 。m； 0i ——主減速比， ； T? ——汽車傳動系的傳動效率，轎車可取 ~，故選 T? 為 。 1i 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。 傳動比的確定 根據(jù) m ax 77 pnrUa ii? （ ） 式中： maxUa ——最高車速， 135km/h； 6 pn ——發(fā)動機最大功率下的轉速， 6000r/min； r ——車輪半徑， ； 5i ——變速器最高擋傳動比， ； 0i ——變速器主減速比。就燃油經(jīng)濟性而言，擋數(shù)多，增 加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，降低油耗。 變速器基本參數(shù)的確定 擋數(shù)的確定 擋數(shù)的設置與整車的動力性和經(jīng)濟性有關。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)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，可高達 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。 5 圖 傳動方案圖 變速器采用三軸式剛性支承，能提高軸的剛度。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。m) 102(3000r/min) 底盤參數(shù) 驅動方式 后輪驅動 輪胎規(guī)格 165/70 R13 整車尺寸及質量 長 *寬 *高 (mm) 3725*1560*1895 軸距 (mm) 2350 總質量 (kg) 1580 整備質量 (kg) 1000 整車性能參數(shù) 最高車速 (km/h) 135 最大爬坡度 32% 注：其中， 165/70 R13 表示輪胎斷面寬 B=165，扁平比 H/B=70,輪輞直徑 13in=， 故車輪滾動半徑近似等于輪胎半徑，為 r=+=。 選擇車型 為 長安之星 SC6371 進行設計，基本性能參數(shù)如表 。長安汽車在微型車領域具有里程意義，長安之星是適應微車市場發(fā)展的新需求而誕生的產(chǎn)品。所以整車和發(fā)動機 的主要參數(shù)對變速器的總體方案均產(chǎn)生較大影響。 根據(jù)設計方案，通過 CAD 完成裝配圖及零件圖的繪制。 確定變速器的檔位數(shù)；各檔傳動比；中心距；軸向長度等。 研究的主要工作內容 中間軸式變速器主要用于后輪驅動變速器，所以，根據(jù)實際汽車發(fā)動機匹配所需，本文計劃對適用于后驅動發(fā)動機固定中間軸式變速器作為總的布置方案。 變速器的設計思想 根據(jù)發(fā)動機匹配的微型車的基本參數(shù)，及發(fā) 動機的基本參數(shù)，設計