1、第三章 變速器及驅(qū)動橋第一節(jié) 變速器選型及基本參數(shù)的確定變速器用于轉(zhuǎn)變發(fā)動機曲軸的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應(yīng)提出如下設(shè)計要求：1） 變速器的檔位數(shù)和傳動比，使之與發(fā)動機參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性與經(jīng)濟性；2） 設(shè)置空檔以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設(shè)置倒檔使汽車可以倒退行駛；3） 操縱簡單、方便、迅速、省力；4） 傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲；5） 體小、質(zhì)輕、承載能力強，工作可靠；6） 制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；7

2、） 貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定；8） 需要時應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置。1.1變速器選型有級變速器與無級的相比，其結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉，因此在各種類型的汽車上均得到了廣泛的應(yīng)用。其中兩軸式和三軸式變速器得到了最廣泛的應(yīng)用。 三軸式變速器的其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距(影響變速器尺

3、寸的重要參數(shù))較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低。兩軸式變速器與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量減少6l0。兩軸式變速器則方便于這種布置且使轉(zhuǎn)動系的結(jié)構(gòu)簡單。兩軸式變速器的第二軸<即輸出軸)與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪；當(dāng)發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝、降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪(直齒圓柱齒輪)外，其他

4、檔位均采用常嚙合齒輪(斜齒圓柱齒輪)傳動；各檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限(ig14.04.5)也受到較大限制，但這一缺點可通過減小各高檔傳動比同時增大主減速比來消除。前置副變速器用于分割主變速器相鄰檔位之間的間隔，并獲得兩倍于主變速器檔位數(shù)的檔位。組合后的多檔變速器也只有兩對齒輪同時進人嚙合，因此傳動效率不變。利用已有的基本型變速器與前置副變速器組合的多檔變速器，通用化程度高是其基本優(yōu)點

5、，通常用于需要提高車速時(例如對柴油機汽車)或用于需要不大地提高車輪的牽引力時(在主變速器可以承受的范圍內(nèi))。副變速器有兩個檔，即直接檔和非直接檔。后者根據(jù)需要可為超速檔，其傳動比取1s；亦可為降速檔，取s。其中s為組合式多檔變速器各檔傳動比公比的平均值；q為主變速器各檔傳動比公比的平均值。當(dāng)前置副變速器采用具有較大傳動比的降速檔時，要求主變速器有相對較大的中心距，以便能承受增大了的低檔輸出轉(zhuǎn)矩，這是它的主要缺點。 后置副變速器的組合方案用于需要顯著地提高驅(qū)動車輪的牽引力時。它有兩種結(jié)構(gòu)方案。其中，固定軸線式后置副變速器相當(dāng)干一個兩檔變速器，即由第一軸、中間軸、第二軸及兩對常嚙合齒輪組成。第一

6、、二軸連接后構(gòu)成直接檔；否則，經(jīng)過兩對常嚙合齒輪傳動則為降速檔或稱低檔。與行星齒輪式后置副變速器相比較，固定軸線式的結(jié)構(gòu)較簡單但質(zhì)量較大。行星齒輪式的結(jié)構(gòu)較復(fù)雜但尺寸緊湊，質(zhì)量小且能獲得較大的低檔傳動比，也具有直接檔和低檔兩個檔。后置副變速器的低檔傳動比取值應(yīng)根據(jù)與主變速器組合時傳動比的搭配方式確定。組合后的傳動比范圍也與搭配方式有關(guān)，例如分段式搭配可使傳動比范圍擴大一倍使總傳動比范圍達(dá)1213或更高，而插入式搭配則擴大不多。多檔變速器的傳動比的搭配方式有三種：（1）插入式當(dāng)主變速器傳動比間隔較大時，副變速器的傳動比可均勻地插入其間，共同組成1個連續(xù)的傳動比序列，使兩者交替換檔，例如：主變速器

7、的傳動比為1s2s4s6s8個檔；前置副變速器的傳動比為1/s1。其中，s為多檔變速器的傳動比公比，則構(gòu)成的10檔變速器的傳動比為1/s1ss2s3s4s5s6s7s8。如果前置副變速器具有降速檔，傳動比為1s，則構(gòu)成的10檔變速器的傳動比為1ss2s3s4s5s6s7s8s9。 （2）分段式 當(dāng)主變速器的傳動比公比較小時，具有大的低檔傳動比的后置副變速器的高、低檔傳動比與主變速器各檔搭配成高、低傳動比兩段范圍。例如，設(shè)主變速器的傳動比為1ss2s3s4，后置副變速器的傳動比為1s5，則總傳動比序列為1ss2s3s4s5s6s7s8s9。這種方式換檔簡便。 （3）綜合式是插入式與分段式的綜合，

8、使傳動比范圍進一步擴大。例如主變速器的傳動比為1s2s4s6；前置副變速器的傳動比為1/s1，與主變速eS作插入式組合；后置副變速器的傳動比為1s8，作分段式組合，則構(gòu)成16個檔的總傳動比序列為1/s1ss2s3s4s5s6s7s8s9s10s11s12s13s14。1.2變速器零部件的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇（1）齒輪型式斜齒圓柱齒輪雖然工作時有軸向力且加工稍復(fù)雜些，但仍以其運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲低、壽命長的突出優(yōu)點而得到變速器的普遍采用。直齒圓柱齒輪僅用于一些變速器的一檔和倒檔。（2）軸的結(jié)構(gòu)分析變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合，產(chǎn)生較大的噪聲，降低使用壽命。軸的結(jié)構(gòu)形狀除

9、應(yīng)保證其強度與剛度外，還應(yīng)考慮齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有密切關(guān)系。 第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花健，鍵齒之間為動配合。 第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。各截面尺寸不應(yīng)相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應(yīng)力集中會引起軸斷裂。用彈性擋圈定位各檔齒輪雖簡單，但拆裝不方便，且與旋轉(zhuǎn)件端面有滑摩，同時彈性檔圈也不能承受大的軸向力，故這種結(jié)構(gòu)僅用于輕型及以下的汽車變速器上。第二軸安裝同步器齒座的花鍵采用漸開線花鍵且以大徑定心更宜

10、。漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應(yīng)增大，可增強軸的剛度。當(dāng)一檔、倒檔采用滑動齒輪掛檔時，第二軸的相應(yīng)花鍵則采用矩形花鍵及動配合，這時不僅要求磨削定心的外徑，一般也要磨削鍵齒側(cè)，而矩形花鍵的齒側(cè)磨削要比漸開線花鍵容易。變速器中間軸分為旋轉(zhuǎn)式及固定式兩種。旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上。其上的一檔齒輪常與軸做成一體，而高檔齒輪則用鍵或過盈配合與軸連接以便于更換。如結(jié)構(gòu)尺寸允許，應(yīng)盡量采用旋轉(zhuǎn)式中間軸。 固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，與殼體呈輕壓配合并用鎖片等作軸向定位。剛度主要由支承于其上的連體齒輪(寶塔齒輪)的結(jié)構(gòu)保證。僅用于當(dāng)

11、殼體上無足夠位置設(shè)置滾動軸承和軸承蓋時。 （3）軸承型式 變速器多采用滾動軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗算其壽命。 第一軸前軸承（安裝在發(fā)動機飛輪內(nèi)腔中）采用向心球軸承：后軸承為外圈帶止動槽的向心球軸承，因為它不僅受徑向負(fù)荷而且承受向外的軸向負(fù)荷。為便于第一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。 第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽的單列向心球軸承，因為它也要承受向外的軸向力。某些轎車往往在加長的第二軸后端設(shè)置輔助支承，并選擇向心球軸承。 旋轉(zhuǎn)式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，此軸承

12、不承受軸向力，因為在該處布置軸承蓋困難；后軸承為帶止動槽的向心球軸承。中間軸的軸向力應(yīng)力求相互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受。中間軸軸承的徑向尺寸常受中心距尺寸限制，故有時采用無內(nèi)圈的短圓柱滾子軸承。 固定式中間軸采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承著連體齒輪（塔輪，寶塔齒輪）。 變速器第二軸的常嚙合齒輪與二軸之間多采用滾針軸承，也有用滑動軸套的。前者與后者相比，具有定位精度高有利于齒輪嚙合，傳動效率高且飛濺潤滑即能滿足要求等一系列優(yōu)點，但對配合處的尺寸精度、表面粗糙度及硬度都要求很嚴(yán)，且配合要適宜。 為適應(yīng)汽車變速器向著增大其單位質(zhì)量的傳遞功率、增強其承載能力、具有更高的可靠性、更長的壽命和更好的性

13、能等方向發(fā)展，變速器采用圓錐滾子軸承的日益增多。因為與其他軸承相比，圓錐滾子軸承的直徑小、寬度大、接觸線長，因而容量大，可以承受高負(fù)荷；在承受同樣載荷的情況下其徑向尺寸可以減小，從而縮小中心距，減小變速器的尺寸和質(zhì)量；錐體、外圈及滾子間基本的幾何關(guān)系使?jié)L子能正確對中，確保軸承的可靠性及長壽命；接觸線長加之錐角和配合選擇適當(dāng)，則可提高軸的剛度，使齒輪正確嚙合、降低噪聲，減少自動脫檔的可能并提高其壽命；圓錐滾子軸承可通過預(yù)緊消除軸向間隙和軸向竄動。由于上述優(yōu)點，圓錐滾子軸承已在國外一些轎車、客車和載貨汽車及重型汽車的變速器上得到應(yīng)用。變速器采用圓錐滾子軸承時，為了便于裝配和軸承預(yù)緊，通常將殼體設(shè)計

14、成沿變速器軸中心線所在平面垂直分開或水平分開。1.3基本參數(shù)的確定1.3.1變速器的檔位數(shù)和傳動比不同類型汽車的變速器，其檔位數(shù)也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較小（約為34），過去常用3個或4個前進檔，但近年來為了提高其動力性尤其是燃料經(jīng)濟性，多已采用5個前進檔。輕型貨車變速器的傳動比變化范圍約為56，其他貨車為7以上，其中總質(zhì)量在3.5t以下者多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向于增加1個超速檔；總質(zhì)量為3.5l0t多用五檔變速器；大于l0t的多用6個前進檔或更多的檔位。選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等

15、來綜合考慮、確定。（1）根據(jù)汽車最大爬坡度確定汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動比為式中汽車總質(zhì)量；重力加速度；道路阻力系數(shù)；最大爬坡要求；驅(qū)動車輪的滾動半徑；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；主減速比；汽車傳動系的傳動效率。（2）根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定求得的變速器1檔傳動比為：式中汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷；道路的附著系數(shù)，計算時取=0.50.6。 變速器的1檔傳動比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速檔。中間檔的傳動比理論上按公比為 （其中n為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列

16、，實際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。1.3.2 中心距中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應(yīng)能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選：式中中心距系數(shù)。對轎車取8.99.3；對貨車取8.69.6；對多檔主變速器，取9.511；變速器處于1檔時的輸出轉(zhuǎn)矩，；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Nm；變速器的1檔傳動比；變速器的傳動效率，取0.96。初選中心距也可以由發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出：式中按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時的中心距系數(shù)，對轎車取14.516.0，對貨車取17.019.

17、5。轎車變速器的中心距約在6580mm范圍內(nèi)變化。1.3.3 變速器的軸向尺寸變速器的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系，設(shè)計初可根據(jù)中心距A的尺寸參用下列關(guān)系初選。貨車變速器殼體的軸向尺寸： 四檔（2.42.8）A 五檔（2.73.0）A六檔（3.23.5）A轎車變速器殼體的軸向尺寸：四檔（3.03.4）A變速器殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。1.3.4 齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。選擇模數(shù)時應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質(zhì)量，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距

18、。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應(yīng)重視減小質(zhì)量。根據(jù)圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出齒輪模數(shù)m與彎曲應(yīng)力之間有如下關(guān)系：直齒輪模數(shù)式中計算載荷，Nmm；應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65；摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9；齒輪齒數(shù)；齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0；齒形系數(shù)，見圖6-21。齒高系數(shù)相同、節(jié)點處壓力角不同時：，；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時，；輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時，直齒齒輪的許用應(yīng)力MPa。斜齒齒輪法向模數(shù)式中應(yīng)力集中系數(shù)，斜齒齒輪取1. 5；斜齒齒輪螺旋角；齒寬系數(shù)，斜齒齒輪取7.08.6；重合度影響系數(shù)，取2；齒形系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)查詢；輪齒彎曲應(yīng)力

19、，轎車變速器斜齒齒輪取MPa，貨車變速器斜齒齒輪取MPa。汽車變速器齒輪法向模數(shù)取值范圍如下：微型、輕型轎車，2.252.75；中型轎車，2.753；中型貨車，3.504.5；重型貨車，4.506。同步器和嚙合套的接合齒多采用漸開線齒，取值范圍為：轎車及輕型、中型貨車為23.5；重型貨車為3.55。出于工藝考慮，模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一。（2）齒形、壓力角和螺旋角汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角按下表取值。齒形壓力角（度）螺旋角（度）轎車高齒并修形14.5、15、16、16.52545一般貨車標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB1356-78202030重型貨車標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB1356-78低檔、倒檔22.5、25小螺旋角汽車

20、變速器都采用漸開線齒形。斜齒齒輪的螺旋角選擇應(yīng)使中間軸上的軸向力相互抵消，應(yīng)滿足條件：式中，中間軸上兩工作齒輪的螺旋角；，兩工作齒輪的節(jié)圓半徑。（3）齒寬齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b：式中齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0，斜齒輪取7.08.6；法面模數(shù)。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。同步器和嚙合套的接合齒的工作寬度初選時可?。?4）。 （4）齒頂高系數(shù)一般齒輪的齒頂高系數(shù)1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用?，F(xiàn)代轎車變速器多采用齒頂高系數(shù)大于1的“高齒齒輪”(或相對于短齒齒輪而

21、言而稱為長齒齒輪)，因為它不僅可使重合度增大，而且在強度、噪聲、動載荷和振動等方面均比正常齒高的齒輪有顯著改善，但存在相對滑動速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于0.3）等問題。 （5）齒輪修正 為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進行修正。修正方法有三種：加工時改變刀具與齒輪毛坯的相對位置，又稱變位；改變刀具的原始齒廓參數(shù)；改變齒輪齒廓的局部漸開線，又稱修形。 變位齒輪的主要優(yōu)點是不用改變加工標(biāo)準(zhǔn)齒輪所用刀具的參數(shù)，只需改變刀具與工件的相對位置及相應(yīng)地改變毛坯的外徑。加工出的齒輪與未變位的標(biāo)準(zhǔn)齒輪比較，齒廓仍為同一基圓的漸開線，僅選取了不同的部位而已。為了避免齒輪產(chǎn)生根切、干涉，為了

22、配湊中心距以及滿足各檔齒輪在彎曲強度、接觸強度、耐磨損、抗膠合和運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性等方面的不同要求，提高齒輪的壽命，故汽車變速器均采用變位齒輪。在選擇變位種類及其變位系數(shù)時，應(yīng)對該齒輪在其使用條件下的破壞形式及原因作具體分析。若實際中心距為已定中心距，則應(yīng)采用高度變位。若需配湊中心距，則應(yīng)采用角度變位。角度變位還能獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故變速器設(shè)計多采用之。變速器齒輪的主要損壞形式是齒面剝落和疲勞斷裂，故變位系數(shù)主要應(yīng)按提高接觸強度、彎曲強度和耐磨性來選擇。對于常用的高檔齒輪，應(yīng)按保證其接觸強度、抗膠合及耐磨損能力的要求去選擇變位及變位系數(shù)。為提高接觸強度，應(yīng)使兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠(yuǎn)

23、，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力，因此兩齒輪均應(yīng)選擇正變位且變位系數(shù)盡量取大些。對于低檔齒輪，由于傳遞的載荷較大而小齒輪的齒根較弱小齒輪齒根彎曲斷裂是主要破壞形式，故應(yīng)加強小齒輪而采用正變位。為提高抗膠合能力及耐磨性，應(yīng)通過選擇變位系數(shù)降低兩嚙合輪齒的相對滑動系數(shù)并使之趨于齊平。現(xiàn)代轎車采用的齒頂高系數(shù)大于1的高齒齒輪屬于改變高度參數(shù)的齒輪修正，壓力角不等于20度的齒輪屬于改變角度參數(shù)的齒輪修正，兩者都屬于改變刀具原始齒廓參數(shù)的齒輪修正。為了改善傳動性能，對齒廓局部漸開線做些改變的齒輪修形也得到廣泛應(yīng)用。通常是對齒廓頂部（又稱修緣）或根部進行修形，鼓形齒則是沿齒長方向進行修形以改善由于軸變形

24、引起的齒輪偏載。1.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選變速器的檔位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結(jié)構(gòu)方案簡圖后，即可對各檔齒輪的齒數(shù)進行分配。下面以下圖所示的四檔變速器的結(jié)構(gòu)方案為例來說明。 （1）確定1檔齒輪的齒數(shù)已知1檔傳動比，且z7、z8的齒數(shù)和為：直齒齒輪斜齒齒輪轎車三軸式變速器的傳動比為3.53.8時，z8可在1517范圍選擇。Z8應(yīng)盡可能小，使得z7/z8傳動比盡可能大，z2/z1可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承。應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)有共約數(shù)，否則會引起齒面的不均勻磨損。 （2）修正中心距A若計算所得的

25、z7、z8不是整數(shù)，則取為整數(shù)后需按該式反算中心距A，修正后的中心距則是各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 (3)確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)確定了z7、z8，用以下聯(lián)立方程求解z1、z2：取整后，核算1檔傳動比。如與給定的傳動比相差較大，則需調(diào)整齒數(shù)。確定后代人上式算出齒、齒輪2精確的螺旋角，此值應(yīng)在表1給出的范圍內(nèi)。（4）確定其他檔位的齒輪齒數(shù)例如對檔齒輪副，則有但求解較麻煩，采用試湊法求解較方便。先選定，求得z5、z6。再代入式檢查是否滿足或接近軸向力的平衡，若相差太大則調(diào)整。上述方法亦可確定其他檔位的齒輪齒數(shù)。（5）確定倒檔齒輪副的齒數(shù)通常1檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪齒數(shù)z10=2123

26、。則中間軸與倒擋軸之間的中心距為為了避免干涉，齒輪8與齒輪9的齒頂圓之間應(yīng)有不小于0.5mm的間隙，則求出d9后，選擇齒數(shù)，取整并變位，使?jié)M足上式。最后計算倒檔與第二軸的中心距。1.3.6 齒輪強度的校核（1）接觸強度齒輪的接觸應(yīng)力按下式計算：式中F法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力，N；Ft端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力，N；Tj計算載荷，N·mm；d節(jié)圓直徑，mm；節(jié)點處壓力角；螺旋角；E齒輪材料的彈性模量，鋼取2.1×105MPa；當(dāng)一對齒輪的材料不同時，則b齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為b/cos代替，mm；主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑，mm；直齒齒輪：，；斜齒齒輪：，

27、；r1，r2分別為主、被動齒輪的節(jié)圓半徑，mm。當(dāng)計算載荷為許用接觸應(yīng)力為一檔及倒擋：滲碳齒輪19002000MPa，氰化齒輪9501000MPa；常嚙合及高檔：滲碳齒輪13001400MPa，氰化齒輪650700MPa。（2）彎曲強度直齒齒輪彎曲應(yīng)力：式中計算載荷，Nmm；應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65；摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9；齒輪模數(shù)；齒輪齒數(shù)；齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0；齒形系數(shù)，見圖6-21。齒高系數(shù)相同、節(jié)點處壓力角不同時：，；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時，；輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時，直齒齒輪的許用應(yīng)力MPa。斜齒齒輪彎曲應(yīng)力式中應(yīng)力集中系數(shù)，斜齒齒輪取1. 5；斜齒齒輪螺旋角；斜齒齒輪法向模數(shù)；齒寬系數(shù)，斜齒齒輪取7.08.6；重合度影響系數(shù)，取2；齒形系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)查詢；輪齒彎曲應(yīng)力，轎車變速器斜齒齒輪取MPa，貨車變速器斜齒齒輪取MPa