根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取Z1～Z4为6级，Z5～Z11为7级。 （七）螺旋方向
由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。关于螺旋角的方向，第一、二轴齿轮采用左旋，这样可使第一、二轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性档圈传递。中间轴齿轮全部采用右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。 （八）齿轮变位系数的选择及计算
采用变位系数，除了避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距以外，还因为变速器不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别予以兼故。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。
对实际中心距等于已知中心距时，采用高度变位，反之采用角度变位。由于角度变位可获得良好的齿合性能及传动质量,故较多被采用.
变速器齿轮是断续工作的,各档使用条件不同,齿轮经常承受循环负荷,有时还承受冲击负荷。使用表明,变速器齿轮大多是因为齿面剥落和疲劳断裂而损坏的,因此,变位系数只要应按提高接触强度、弯曲强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。对于常用的高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度,应使所选用的变位系数尽可能取大些,这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于齿轮的齿根强度较低，加之传递的载荷较大，有时会出现小齿轮的弯曲强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。为提高耐磨性及抗胶合能力，应使所选用的变位系数能降低两齿合齿轮的相对滑动系数，并使两齿轮齿根外的滑动系数趋于平齐。
利用变位系数封闭图分配变位系数是目前较好的一种方法，它比较全面地综合了各种限制条件和各种传动质量指标。使用该图分配变位系数可不必校核是否干涉，根切，齿顶变尖以及重合系数过低等情况。 变位系数的计算：
已知实际中心距A，β，mn，Z
’
标准中心距A=mn(Z1+Z2)/(2*cosβ) 端面压力角αt: tgαt=tgαn/cosβ 端面齿合角α invα
’t
’t
:
=invαt+2*(Xt1 +Xt2)*tgαt /(Z1 +Z2) ○1
(invαt =tgαt –αt) A=A*cosαt /cosαt
αt’ =arccos(A*cosαt /A’ ) 代入○1式并整理得：
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’
’
X=Xt1+Xt2 =(invα 根据以上各式计算得： X(9,11) =0 X(10,11) =0 表 3.1
Zi XI
’ t–invαt )*(Z1 +Z2 )/2*tgα
t
X(1,2) = 0.198 X(3,4) =-0.3001 X(5,6) =0.120 X(7,8) =0.120
Z1 0.25 Z2 -0.25 Z3 0.125 Z4 -0.125 Z5 -0.125 Z6 0.125 Z7 -0.25 Z8 0.25 Z9 0 Z10 0 Z11 0 表2为计算所得齿数：
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表 3.2
Z1 Z2 Z3 Z5 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 22 20 Z4 Z6 Z b β mt 17 22 37 20 24 22 32 20 32 18 24 20 38 18 18 20 38 20 17 22 0° 3 3 20° 3 3 25.842° 3.33 3 20° 21.039° 3.21 3 20° 21.039° 3.21 3 20° 21.039° 3.21 3 20° mnat hahf2.25 2.63 3.375 2.25 3.75 3 3.75 2.25 3.375 3 4.5 3.375 4.5 4.13 3.375 4.5 30 3.75 3.75 3.75 51 57 66 72 d 56.67 123.377.14 102.85 102.877.14 122.14 57.86 114 3 da5 108.11 108.183.89 126.64 65.36 120 64.17 127.883.89 3 1 df94.61 94.61 70.39 113.14 51.86 106.5 43.5 58.5 50.67 114.370.39 3 y 0.145 0.130 0.142 0.135 0.135 0.151 0.132 0.148 0.148 0.119 0.132 （1）直齿圆柱齿轮： (2) 斜齿圆柱齿轮： 分度圆直径：d=Z×m 端面模数mt=mn/cosβ 齿顶高ha=m（ha*+xn） 分度圆直径：d=Z×mt
齿根高hf=(ha*＋c*-Xt)×m 齿顶高：ha=ha*×mt+Xt×mt 齿顶圆直径：da=d+2×ha 齿全高：h=(2×ha+C)×mt 齿高h=ha+hf 齿顶圆直径da=d+2×ha 齿顶高系数ha*=1.0
齿根高系数c*=0.25 （九）材料选择
现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧
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*
*
性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次设计的齿轮的材料选用40Cr。 五、齿轮的强度校核 1、齿轮的损坏形式
变速器齿轮的损坏有以下几种形式： （1）轮齿折断
齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。
为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。 （2）齿面点蚀
齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。
提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。 （3）齿面胶合
高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。 防止胶合的措施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。
2、圆柱齿轮强度的简化计算方法 （1）接触强度计算 用下列公式计算接触应力 ?j?0.418FbnEbcos?(1?1?1?2) （N/mm） (3.21)
Ft2
式中：Fbn——法面内基圆周切向力，Fbn=
cos?cos?；
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Ft——端面内分度圆切向力，Ft=M2Md；
——计算转矩，N?mm； ——节圆直径；
d?——节圆压力角；
?——螺旋角；
E——轮齿材料的弹性模量； ——齿轮接触的实际宽度；
b?1、?2——主、被动齿轮节圆处齿廓曲率半径； ?1=
r1sin?cos?2，?2=
r2sin?cos?2；
r1、r2——主、被动齿轮节圆半径；
计算转矩M=
12Memax时的许用应力为：
常啮合齿轮：1300~1400 MPa 一档及倒档齿轮：1900~2000 MPa 这里Memax是发动机最大转矩。 （2）弯曲强度计算
直齿轮用下式计算弯曲应力： ??=斜齿轮用下列公式计算： ??=式中：Ft——圆周力，Ft=
FtK?bPtnyK?FtK?KbPtyf （MPa） (3.22)
（MPa） (3.23)
2Memaxd，N；
K?——应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5； Kf——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9； b ——齿面宽
Pt——端面周节，Pt=?m； Ptn——法面周节，Ptn=?mn； y——齿形系数；
K?——重合度影响系数，K?=2.0。
许用应力为400-850 MPa（直齿轮），倒档齿承受双向交变载荷作用，取下限；100-250 MPa（货车斜齿轮）。
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