【正文】 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 A ；對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 A 。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。 中間軸式變速器的中心距 A (mm)可根據對已有變速器的統計而得出的經驗公 式 15 初選，經驗公式為 31m a x ggeA iTKA ?? () 式中： AK －中心距系數，乘用車： ～KA ? ，商用車： ～KA ? ； maxeT －發(fā)動機的最大轉矩 (N 將各數代入式 ()中得 33 1m a x 6 ????～　iTKA ggeA ? =~ 故可初選中心距 90?A mm。 影響變速器殼體軸向尺寸的有變速器的擋數、換擋機構形式以及齒輪形式。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸為 ? ?A～　 。 變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構 尺寸鏈確定。選擇模數時應考慮到當增大齒寬而減小模數時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質量，則應增大模數并減小齒寬和中心距。 變速器用齒輪模數的范圍如表 。同步器的接合齒和嚙合套多采用漸開線齒形。其選取的范圍是：轎車及輕、中型貨車為 2～ ；重型貨車為 ～ 5。所選模數應符合國家標準。 表 汽車變速器齒輪的法向模數 nm 車 型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質量 am /t ＞ V≤ ＜ V≤ ＜ am ≤ am ≥ 模數 nm /mm ～ ～ ～ ～ 齒形、壓力角及螺旋角 汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表 選取。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、齒輪的強度和軸向力有影響。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以 15176。為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應當選用較大的螺旋角。設計時，應力求 使中間軸上同時工作的兩對齒輪產生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。通?？梢愿鶕X輪模數來選擇齒寬 b。 17 齒頂高系數 齒頂高系數對重合度、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。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數為 ～ 的短齒制齒輪。 變速器各擋齒輪齒數的分配 在初選了變速器的擋位數、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數和螺旋角并繪出變速器的結構方案簡圖后，即可對各擋齒輪的齒數進行分配。 確定一擋齒輪的齒數 初選一擋螺旋角 ??? 2587? 已知一擋傳動比 1gi ，且 87121 zzzzig ?? 為了確定 7z ， 8z 的齒數，先求齒數和 ?z 直齒輪 mAz 2?? () 斜齒輪 nmAz 87cos2 ?? ? ? () 由于一擋齒輪為斜齒輪，故可用式 ()計算。在選定時，對軸的尺寸和齒 輪齒數要統一考慮。貨車中間軸式變速器一擋傳動比 ～　ig ? 時，中間軸上一擋齒輪的齒數可在 171512 ～　z ? 之間選取；貨車可在 12～ 17 之間選用 [13]。 由于調整后中心距發(fā)生 了變化，所以需對一擋齒輪進行變位。 根據所確定的齒數， 一擋 齒輪精確的螺旋角的值為 ?????????)]902/(3)3717a r c c o s [ ()]2/()a r c c o s [ ( 8787 Amzz n? 確定常嚙合齒輪的齒數 由式87121 zzzzig ?? 得 78112 zzizz g ?? 因常嚙合齒輪副與 1 擋齒輪副以及其它各擋齒輪副的中心距相同，故由式 ()可得 nmAzz 2121 c os2 ??? ? 22c o s902c o s2212178112?????????????ngmAzzzzizz? 聯立求解并將 1z 、 2z 取整數后得 211?z , 352?z ?????? zzzzi g ?? 11 gg ii 故齒輪齒數不需調整。中 心距變動 20 系數為 ???? mAAy 嚙合角為 os osc os ????? ??? AA ??? ? 查變位系數線圖得 變位系數之和為 ???x 而齒輪齒數比為 ??u 故可以分配變位系數得 ??x ， ?x 。中心距變動系數為 21 3 ?????? nm AAy 嚙合角為 osc os ????? ??? AA ??? ? 齒輪總變位系數為 ? ?? ?? ?? ?20t a n2t a n2,65???????????in vin vin vin vzzx??? 齒輪齒數比為 ??u 變位系數可分配為 ?x ， ?x 。 ?????? zzzzi g ?? 33 gg ii 故齒輪齒數不需調整。中心距變動系數為 22 ????? m AAy 嚙合角為 os 90c osc os ????? ??? AA ??? ? 查變位系數線圖得 變位系數之和為 ??x 而齒輪齒數比為 ??u 故可以分配變位系數得 ?x ， ?x 。 ? ? os2 353c os2109109109 ?? ?????? ??nmzzA mm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對五擋齒輪進行角度變位。 倒擋齒輪的設計和齒數確定 通常 1 擋與倒擋齒輪選用同一模數，故倒擋齒輪的模數可以取為 。 1311121312 ???? zzzzzziR 第二軸倒擋 齒輪的齒數 為 ?11z ，取 ?11z 38。在確定完傳動方案后，開始進行齒輪各參數的選擇以及齒輪齒形和齒數的計算，為后續(xù)設計打下基礎 。漸開線齒輪除了能滿足傳動平穩(wěn)、傳動比恒定不變等基本要求外，還有互換性好、中心距具有可分性及切齒刀具制造容易等優(yōu)點。根據以上計算所得到的變速器齒輪的齒數、模數、齒頂高系數、齒寬系數等條件，可計算得出變速器齒輪的幾何尺寸如表 所示。m，轉速為 1600~2600r/min；離合器的傳動效率為，齒輪傳動效率為 ， 軸承的傳動效率為 。 一軸 25 5 6 0m a x1 ????? 離?eTT Nm 96035/211 6 0 02112 ???? ?inn r/min 二軸 （ 1） 掛 1 擋 時 ????????? ?iTT 齒承 ?? Nm 69032/239606523 ???? ?inn r/min （ 3）掛 3 擋 時 ????????? ?iTT 齒承 ?? Nm 16003?n r/min （ 5）掛 5 擋 時 ????????? ?iTT 齒承 ?? N這種由于強度不夠而產生的斷裂，其斷面為一次性斷裂所呈現的粗狀顆粒面。 而最常見的斷裂則是由于在重復載荷作用下 使 齒根受拉面的最大應力區(qū)出現疲勞裂縫而逐漸擴展到一定深度后所產生的折斷，其疲勞斷面在疲勞裂縫部分呈光滑表面，而突然斷裂部分呈粗粒狀表面 [14]。 齒面點蝕是常用的高 擋 齒輪齒面接觸疲勞強度的形式。嚙合時由于齒面的相互擠壓， 使充滿了潤滑油的裂縫處油壓增高，導致裂縫的擴展，最后產生剝落， 使 齒面上產生大量的扇形小麻點，即是所謂點蝕 。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面出的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。在局部高溫、高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式成為齒面膠合。 增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時嚙合的輪齒對數，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質材料等，都是提高輪 齒彎曲疲勞強度的措施。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，提高齒面強度，選擇適當的齒面表面處理方法和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內齒輪等無法磨齒的齒輪。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應考慮其加工性能及制造成本。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，細化材料晶粒。 變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下： ?nm 滲碳層深度 ～ ＜ nm ＜ 5 滲碳層深度 ～ 5?nm 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。這種中碳鉻鋼具有滿意的鍛造性能及良好的強度指標，氰化鋼熱處理后變形小也是優(yōu)點。 齒輪的強度計算 與其它機械設備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪 使 用條件是相似的。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處 理工藝，齒輪精度不低于 7 級。 輪齒的彎曲應力 （ 1）直齒輪彎曲應力公式為 btyKKF fw ?? 1? 式中 ： w? － 彎曲應力 (MPa)； 1F － 圓周力 (N)， dTF g21 ? ； gT － 計算載荷 (N 圖 齒形系數圖 因為齒輪節(jié)圓直徑 mzd? ，式中 z 為齒數，所以將上述有關參數代入式后得 yzKm KKT c fgw 32?? ?? () （ 2）斜齒輪的彎曲應力公式為 ??? btyKKFw 1? 29 式中 ： 1F － 圓周力 (N )， dTF g21 ? ； gT － 計算載荷 (N 將上述有關參數代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應力公式為 ??? ?? KyKzm KTCngw 3cos2? () 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 maxeT 時，對乘用車常嚙合齒輪和高 擋 齒輪，許用應力在 180～ 350MPa 范圍，對貨車為 100～ 250MPa 范圍。m)， d 為節(jié)圓直徑 (mm)， ? 為節(jié)點處壓力角 (? )， ? 為齒輪螺旋角 (? )； E － 齒輪材料的彈性模量 (MPa)， ??E MPa； b － 齒輪接觸的實際寬度 (mm)，斜齒輪用 ?cosb 代替 ； z? 、 b? － 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 (mm) ，直齒輪 ?? sinzz r? 、?? sinbb r? ， 斜齒輪 ? ? ??? 2co ssinzz r? 、 ? ? ??? 2co ssinbb r? ， zr 、 br 主、從動齒輪節(jié)圓半徑 (mm)。 常嚙合齒輪強度的校核 （ 1） 彎曲應力的校核 常嚙合齒輪為斜齒輪，由式 ()得齒輪的彎曲應力公式為 30 ??? ?? KyKzm KTCngw 3c os2? 式中 ： y － 齒形系數。 通過以上的計算，把各個參數代入公式后得 o 5 72c o s231312111?????????????????KKymzKTCngw =? 100～ 250MPa ??? ?? KKymz KTCngw2322122 c os2 ?? 3 ????? ???? ? =? 100～ 250Mpa 所以常嚙合齒輪的彎曲強