【正文】 本設(shè)計取 。 表 31 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角 α 螺旋角 β 轎車 高齒并修形的齒形 176。 16176。 25176。 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角 α 取 20176。；斜齒輪螺旋角β取 30176。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼 體承受。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 18 輪的承載能力降低。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(~)m， mm 斜齒 b=(~)m， mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 ?Z 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（ 38）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從 ?Z 及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 19 101212 ZZiZZ gI ?? ?ZZ?cos2 )( 21 ZZmA n ??nmAZZ ?c os221 ??10912 ZZZZig ??? ?ZZnmAZ ?cos2????giA，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 37）求出常嚙合齒輪的傳動比 （ 39） 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 （ 310） 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 （ 311） 由此可得： (312)而根據(jù)已 求得的數(shù)據(jù)可計算出： 5221 ??ZZ 。 則根據(jù)式（ 37）可計算出一擋實際傳動比為： 1 ? 。 ZZmA n ???cos2 )( 1513 zzmA n ????（ 314） 聯(lián)立 （ 316） 得： 2131 109 ?? ZZ 、 。 確定倒擋齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近，在本設(shè)計中倒擋傳動比 gri取 。 而通 常情況下，倒擋軸齒輪 15Z 取 21~23，此處取 15Z =23。 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 (318) =58mm 而倒擋軸與第二軸的中心 : (319) =。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，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。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變 位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 21 輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進(jìn)行變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時還承受沖擊負(fù)荷。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。 根 據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。 (二 )變速器齒輪的強(qiáng)度計算與材料的選擇 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換擋齒輪端部破壞。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。 與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。如汽車變速器齒輪用低 碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。 mm)， d為節(jié)圓直徑。 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （ 319） 式中 K? 為重合度影響系數(shù)，取 ；其他參數(shù)均與式（ 319）注釋相同，? ? ， 選擇齒形系數(shù) y時，按當(dāng)量模數(shù) 3/ cosnzz ?? 在圖（ 319）中查得。 故 同理可得： 9 M Pa? ? 。 （ 2）齒輪接觸應(yīng)力 （ 321） 式中， 齒輪的接觸應(yīng)力 (MPa)； F齒面上的法向力 (N)， 1 /(c os cos )FF ??? ； 1F 圓周力在 (N)， ； ? 節(jié) 點處的壓力角； ? 齒輪螺旋角； E齒輪材料的彈性模量 MPa，查資料可取 3190 10E M Pa?? ； b齒輪接觸的實際寬度， 20mm； zb??、 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm； 直齒輪： （ 322） 三檔 σ w7= σ w8= 四檔 σ w5= σ w6= 五檔 σ w3= σ w4= 六擋 σ w14= σ w15= 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 25 ? ?? ? 22s in / c o ss in c o szzbbrr? ? ?? ? ??? （ 323） 斜齒輪： （ 324） （ 325） 其中， zbrr、 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 (三 )變 速器軸的強(qiáng)度計算與校核 （ 1）軸的結(jié)構(gòu) 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。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的 內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。 （ 2）軸的尺寸 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 27 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： (0. 4 ~ 0. 5 ) ,d A mm? （ 326） 第一軸花鍵部分直徑 d(mm)初選 d=K ? 3 maxeT （ 327） 式中： K—— 經(jīng)驗系數(shù) ， K＝ ～ ，取 K＝ ； maxeT —— 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N?m； d= ，取 d＝ 32mm。因此，軸的直徑 d與軸的長度 L的關(guān)系可按下式選?。? 第一軸和中間軸： d/L=~ ； 第二軸： d/L=~ 。 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，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險斷面進(jìn)行驗算即可。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點的校核對象。 （ 1）第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 因為第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。 mm； TW 軸的抗扭截面系數(shù)， 3mm ； P軸傳遞的功率， kw； 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 29 31159550000 650050 . 25T MPa? ???? 10PTGI? ??4 44200 100 10 1032? ?? ? ????m a xm a xm a x22 ta nc os2 ta netereaTiFdTiFdTiFd?????? d計算截面處軸的直徑， mm； [T? ]許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， MPa。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角 ? 來表示。 mm； G 軸的材料的剪切彈性模量， MPa,對于鋼材， G = 410? MPa； PI 軸截面的極慣性矩， 4mm ， 32/4dI p ?? ； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。 （ 2） 第二軸的校核計算 軸的強(qiáng)度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力 tF 、徑向力 rF 及軸向力 aF 可按下式求出： （ 331） （ 332） 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 30 traFNFN???16021 6 0 7 5atAdFFF ? ? ?? ? ? （ 333） 式中 i 至計算齒輪的傳動比，此處為三擋傳動比 ； d 計算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 90mm； ? 節(jié)點處的壓力角，為 16176。； maxeT 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為 202100N 代入上式可得： ， ， 。 軸的剛度校核 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度 cf 和在水平面內(nèi)的撓度 sf 可分別按下式計算： （ 337） （ 338） 式中 , 1F 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N） ,這里等于 tF ； 2F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N），這里等于 rF ； E彈性模量（ MPa） ， 10E??（ MPa）， E = 10? MPa； I慣性矩（ 4mm ）， 4 / 64Id?? ， d 為軸的直徑（ mm ）； a、 b為齒輪坐上的作用力距支座 A、 B的距離（ mm ）； L支座之間的距離（ mm ）。 (四 )軸承的選擇與校核 (1)軸承類型的選擇 選用軸承選擇時，首先是軸承的類型，我國常用的標(biāo)準(zhǔn)軸承共分九種類型，下面是正確選擇軸承類型時應(yīng)考慮的 幾大因數(shù)： (2)軸承的載荷 軸承所受載荷的大小，方向和性質(zhì)是選擇軸承的主要依