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摘 要
從汽車誕生時(shí)起，汽車變速器在汽車傳動(dòng)系中扮演著至關(guān)重要的角色。現(xiàn)代汽車上廣泛采用內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。為解決這一矛盾，在傳動(dòng)系統(tǒng)中設(shè)置了變速器。本文以紅旗汽車的一些整車參數(shù)和發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)為依據(jù)，進(jìn)行變速器的設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容包括變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案的確定，變速器主要參數(shù)如擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍、中心距、各擋傳動(dòng)比、外形尺寸、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)的選擇，齒輪、軸、軸承的設(shè)計(jì)校核，同步器、操縱機(jī)構(gòu)及箱體的設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，本文根據(jù)轎車變速器的設(shè)計(jì)要求和車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)自身的特點(diǎn)，參考多篇文獻(xiàn)資料，以及國(guó)內(nèi)外變速器設(shè)計(jì)圖冊(cè)，從經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性方面著手進(jìn)行分析,設(shè)計(jì)出一種兩軸式變速器。
關(guān)鍵詞：轎車；變速器；齒輪；軸；箱體；設(shè)計(jì)
ABSTRACT
Since automobile was born, the transmission has played a critical role in the drivetrain. Modern cars widely uses engines as the power source. The range of torque and speed are small, but complex using conditions require the automobile’s dynamic and fuel economical efficiency can change in a very large range. To solve this contradiction, transmission is set up in the drivetrain. The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of Hong Qi automobile in this text. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, size, gear parameters and the numble of each gear, the design and verification of gears, shafts and bearings, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts from both home and overseas,at economical efficiency and practicability angle, a small kind of two-shafted transmission is designed.
Key words: Automobile；Transmission；Shell；Gear；Shaft；Design
I
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1題的目的及意義 1
1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況 1
1.3 研究?jī)?nèi)容及研究方法 2
1.4 預(yù)期結(jié)果及意義 2
第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 4
2.1機(jī)構(gòu)布置方案分析 4
2.1.1兩軸式和中間軸式變速器 4
2.1.2中間軸結(jié)構(gòu) 4
2.1.3倒擋的形式和布置方案 5
2.2 零、部件布置方案分析 5
2.2.1齒輪形式 5
2.2.2換擋的結(jié)構(gòu)形式 5
2.2.3防止自動(dòng)脫檔的措施 7
2.2.4軸承形式 7
2.2.5組合式變速器 7
2.3 本章小結(jié) 8
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇及設(shè)計(jì)計(jì)算 9
3.1 設(shè)計(jì)依據(jù)的主要技術(shù)參數(shù) 9
3.2 擋位數(shù)確定 9
3.3 傳動(dòng)比范圍 10
3.4 變速器各擋傳動(dòng)比的確定 10
3.4.1確定一擋傳動(dòng)比 10
3.4.2確定五擋傳動(dòng)比 11
3.4.3確定其它各擋傳動(dòng)比 12
3.5 中心距A 12
3.6 外形尺寸 13
3.7 齒輪參數(shù) 13
3.7.1模數(shù) 13
3.7.2壓力角 14
3.7.3螺旋角 14
3.7.4齒寬b 15
3.7.5齒輪的變位系數(shù)的選擇原則 15
3.7.6齒頂高系數(shù) 17
3.8 各擋齒輪齒數(shù)的分配 17
3.8.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 18
3.8.2對(duì)中心距A進(jìn)行修正 18
3.8.3確定一擋齒輪變位系數(shù) 18
3.8.4確定其他擋位的齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 19
3.9 本章小結(jié) 25
第4章 變速器主要結(jié)構(gòu)元件的設(shè)計(jì)與計(jì)算 26
4.1 齒輪損壞的原因及形式 26
4.2 輪齒強(qiáng)度計(jì)算 27
4.2.1輪齒彎曲應(yīng)力計(jì)算 27
4.2.2輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算 31
4.3 齒輪材料的選擇及熱處理 34
4.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算 35
4.4.1初選軸的直徑 35
4.4.2軸的剛度驗(yàn)算 36
4.4.3軸的強(qiáng)度計(jì)算 38
4.5 軸承校核 41
4.5.1 輸入軸軸承校核 41
4.5.2 輸出軸軸承校核 42
4.6 本章小結(jié) 43
第5章 同步器設(shè)計(jì) 44
5.1 慣性式同步器 44
5.1.1鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu) 44
5.1.2鎖環(huán)式同步器工作原理 44
5.1.3同步器主要尺寸的確定 45
5.2 主要參數(shù)的確定 47
5.2.1摩擦因數(shù) 47
5.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定 47
5.2.3鎖止角 49
5.2.4同步時(shí)間 49
5.2.5轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算 49
5.3 本章小結(jié) 49
第6章 變速器操縱機(jī)構(gòu)和箱體設(shè)計(jì) 50
6.1 直接操縱手動(dòng)換擋變速器 50
6.1.1互鎖銷式 50
6.1.2擺動(dòng)鎖塊式 51
6.1.3轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式 51
6.2 遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)換擋變速器 52
6.2.1換擋操縱機(jī)構(gòu) 53
6.2.2換擋機(jī)構(gòu) 53
6.3 電控自動(dòng)換擋變速器 54
6.4 變速器箱體 56
6.5 本章小結(jié) 56
結(jié)論 57
參考文獻(xiàn) 58
致謝 59
第1章 緒 論
1.1 選題的目的及意義
現(xiàn)代汽車上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動(dòng)力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。為解決這一矛盾，在傳動(dòng)系統(tǒng)中設(shè)置了變速器。它的功用是：改變傳動(dòng)比，擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在有利的工況下工作；在發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動(dòng)力傳遞，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能夠起動(dòng)、怠速，并便于變速器換擋或進(jìn)行動(dòng)力輸出。
變速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的主要組成部分，是汽車動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性的重要保證。隨著科技的高速發(fā)展，人們對(duì)汽車的要求越來(lái)越高，汽車的性能、使用壽命、能源消耗、振動(dòng)噪聲等在很大程度上取決于變速器的性能的設(shè)計(jì)和研發(fā)。變速器技術(shù)的發(fā)展是衡量汽車技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)。
1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況
汽車變速器技術(shù)的發(fā)展歷史：
手動(dòng)變速器（MT：Manual Transmisson）主要采用了齒輪傳動(dòng)的降速原理。變速器內(nèi)有多組傳動(dòng)比不同的齒輪副，而汽車行駛時(shí)的換擋工作，也就是通過(guò)操縱機(jī)構(gòu)使變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。
自動(dòng)變速器（AT：Automatic Transmisson）是由液力變矩器，行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過(guò)液力變矩器和齒輪組合的方式來(lái)達(dá)到變速變矩。
AMT是在傳統(tǒng)干式離合器和手動(dòng)齒輪變速器的基礎(chǔ)上改造而成，主要改變了手動(dòng)換擋操縱部分。即在MT總體結(jié)構(gòu)不變的情況下改用電子控制來(lái)實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換擋。
無(wú)級(jí)變速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又稱為連續(xù)變速式機(jī)械變速器。金屬帶式無(wú)級(jí)變速器主要包括主動(dòng)輪組，從動(dòng)輪組，金屬帶和液壓泵等基本部件。主要靠主動(dòng)輪，從動(dòng)輪和傳動(dòng)帶來(lái)實(shí)現(xiàn)速比的無(wú)級(jí)變化，傳動(dòng)帶一般用橡膠帶，金屬帶和金屬鏈等。
無(wú)限變速式機(jī)械無(wú)級(jí)變速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用的是一種摩擦板式變速原理。IVT的核心部分由輸入傳動(dòng)盤(pán)，輸出傳動(dòng)盤(pán)和Variator傳動(dòng)盤(pán)組成。它們之間的接觸點(diǎn)以潤(rùn)滑油作介質(zhì)，金屬之間不接觸，通過(guò)改變Variator裝置的角度變化而實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比的連續(xù)而無(wú)限的變化[1]。
汽車的發(fā)展經(jīng)歷了三大革命，動(dòng)力革命（內(nèi)燃機(jī)的使用），傳動(dòng)革命（機(jī)械傳動(dòng)的完善和液體傳動(dòng)的使用）和控制革命（用傳感器、微機(jī)和電液閥進(jìn)行信息處理）。
從先進(jìn)國(guó)家來(lái)看，動(dòng)力革命和傳動(dòng)革命已經(jīng)完成，目前正處于控制革命階段，要解決的主要是機(jī)械太“機(jī)械”，沒(méi)有靈性的問(wèn)題，過(guò)去機(jī)械全靠人來(lái)操縱控制，然而人的生理和心理能力（感覺(jué)器官的功能、頭腦分析的能力和體能）是有限的，操縱汽車這樣復(fù)雜的機(jī)械對(duì)于人來(lái)說(shuō)體力和腦力負(fù)擔(dān)是很重要的，更主要的是單靠人力操縱將阻礙汽車的發(fā)展和其性能的提高。因此必須對(duì)汽車各部分（發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、懸架、制動(dòng)和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)等）進(jìn)行自動(dòng)控制，并從各部分的單獨(dú)控制向整車一體化控制發(fā)展，從一般控制向智能控制發(fā)展。要解決機(jī)械信息處理能力問(wèn)題，機(jī)械本身是無(wú)能為力的，液壓控制在性能上也達(dá)不到要求，必須引入具有良好控制性能和信息處理能力的電子技術(shù)。但是僅僅采用機(jī)電液技術(shù)還不夠，還需要應(yīng)用聲學(xué)、光學(xué)、和化學(xué)等多學(xué)科技術(shù)才能使機(jī)械具有良好的信息處理能力，實(shí)現(xiàn)高度自動(dòng)化[2]。
從技術(shù)發(fā)展角度來(lái)看，汽車傳動(dòng)技術(shù)中的關(guān)鍵是電子技術(shù)、電液控制技術(shù)和傳感器技術(shù)。目前，世界主要的變速器制造生產(chǎn)廠家都致力于這些關(guān)鍵技術(shù)的研究與應(yīng)用，極大地促進(jìn)了自動(dòng)變速器的發(fā)展[3]。
1.3 研究方法
根據(jù)此次設(shè)計(jì)要求，依據(jù)紅旗轎車的整車參數(shù)和發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)，完成變速器的結(jié)構(gòu)布置和設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容有確定變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案，變速器主要參數(shù)的選擇，變速器齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算，軸與軸承的設(shè)計(jì)校核。
查閱圖書(shū)館電子資源、館藏圖書(shū)和文獻(xiàn)，以及本市各大型圖書(shū)館的館藏圖書(shū)資源，了解變速器研究領(lǐng)域的最新發(fā)展動(dòng)向；閱讀關(guān)于變速器設(shè)計(jì)方面的書(shū)籍，學(xué)習(xí)前人進(jìn)行變速器設(shè)計(jì)的過(guò)程、步驟、方法和經(jīng)驗(yàn)教訓(xùn)；向指導(dǎo)教師請(qǐng)教；同學(xué)之間互相討論；親自去實(shí)驗(yàn)室動(dòng)手拆裝各種類型的變速器，了解各種變速器的結(jié)構(gòu)與工作原理進(jìn)行變速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算。
1.4 研究?jī)?nèi)容
（1） 變速器設(shè)計(jì)的目的意義、國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀；
（2） 變速器方案的確定、各擋傳動(dòng)比等參數(shù)的確定；
（3） 各擋齒輪的設(shè)計(jì)及校核；
（4） 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)及校核，軸承的選擇校核；
（5） 同步器和操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)選用等；
（6） CAD繪制變速器裝配圖一張（0）
（7） 零件圖3張
第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案
2.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析
變速器由變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類，而前者又分為兩軸式，中間軸式和多軸式變速器[4]。
2.1.1 兩軸式和中間軸式變速器
現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用三軸式變速器，而發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的轎車，若變速器傳動(dòng)比小，則常用兩軸式變速器。在設(shè)計(jì)時(shí)，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個(gè)方面：
1、結(jié)構(gòu)工藝性
兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪；而發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)用圓柱齒輪，因而簡(jiǎn)化了制造工藝。
2、變速器的徑向尺寸
兩軸式變速器輸出軸的前進(jìn)擋均為一對(duì)齒輪副，而中間軸式變速器則有兩對(duì)齒輪副。因此，對(duì)于相同的傳動(dòng)比要求，中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。
3、變速器齒輪的壽命
兩軸式變速器的低檔齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多。因此，小齒輪的壽命比大齒輪的短。中間軸式變速器的各前進(jìn)擋均為常嚙合斜齒輪傳動(dòng)，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因而壽命較接近。在直接擋時(shí)，齒輪只空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。
4、 變速器的傳動(dòng)效率
兩軸式變速器雖然有等于1的傳動(dòng)比，但仍要有一對(duì)齒輪傳動(dòng)，因而有功率損失。而中間軸式變速器可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接擋，因而傳動(dòng)效率較高，磨損小，噪聲也較小。轎車尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，而中、重型載重汽車則采用中間軸式變速器。
2.1.2 多中間軸結(jié)構(gòu)
當(dāng)變速器安裝在轉(zhuǎn)矩高于1200～1300N·m的大功率柴油即時(shí)，其齒輪軸和軸承都要承受很大的載荷。為防止過(guò)早被破壞，所以才采用多中間軸式[5]。
2.1.3 倒擋的形式和布置方案
圖2.1為常見(jiàn)的布置方案。圖a方案廣泛用于前進(jìn)擋都是同步器換擋的四擋轎車和輕型貨車變速器中；b方案的優(yōu)點(diǎn)是可以利用中間軸上的1擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度，但換擋時(shí)兩對(duì)齒輪必須同時(shí)嚙合，致使換擋困難，某些輕型貨車四擋變速器采用這種方案；c方案能獲得較大的倒擋速比，突出的缺點(diǎn)是換擋程序不合理；d方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)作了修改，因而在貨車變速器中取代了c方案；e方案中，將中間軸上的一擋和倒擋齒輪做成一體，其齒寬加大，因而縮短了一些長(zhǎng)度；f方案采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便；為了充分利用空間，縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車采用g方案，其缺點(diǎn)是一擋和倒擋得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。后述五種方案可供五擋變速器的選擇：
圖2.1 倒擋布置方案
本次設(shè)計(jì)采用兩軸式變速器，圖2.1（a）所示的倒擋布置方案。
2.2 零、部件布置方案分析
2.2.1 齒輪形式
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。
與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對(duì)軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋[6]。
2.2.2 換擋的結(jié)構(gòu)形式
如圖2.2所示，變速器換擋機(jī)構(gòu)形式分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換擋三種。
（a）滑動(dòng)齒輪換擋 （b）嚙合套換擋 （c）同步器換擋
圖2.2 換擋機(jī)構(gòu)形式
1、滑動(dòng)齒輪換擋
通常采用滑動(dòng)直齒輪換擋，也有采用斜齒輪換擋的?；瑒?dòng)直齒輪換擋的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、容易制造。缺點(diǎn)是換擋時(shí)齒面承受很大的沖擊，會(huì)導(dǎo)致齒輪過(guò)早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換擋方式一般僅用于一擋和倒擋。
2、嚙合套換擋
用嚙合套換擋，可將構(gòu)成某傳動(dòng)比的一對(duì)齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。用嚙合套換擋，因同時(shí)承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，它們都不會(huì)過(guò)早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操縱技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器的軸向尺寸和旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。因此，這種換擋方法目前只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。
3、同步器換擋
現(xiàn)代大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器能保證迅速，無(wú)沖擊，無(wú)噪聲換擋，而與操縱技術(shù)熟練程度無(wú)關(guān)，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行車安全性。同上述兩種換擋方法相比，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸大。同步環(huán)使用壽命短缺等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。由于同步器的廣泛應(yīng)用，壽命問(wèn)題已得到基本解決。如瑞典的薩伯-斯堪尼亞（SAAB-Scania）公司，用球墨鑄鐵制造同步器的關(guān)鍵部件，并在其工作表面上鍍上一層鉬，不僅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系數(shù)，這種同步器試驗(yàn)表明，它的壽命不低于齒輪壽命，法國(guó)的貝利埃（Berliet）。德國(guó)擇孚（ZF）等公司的同步器均采用了這種工藝。
上述三種換擋方案，可同時(shí)用在一變速器中的不同擋位上，一般倒擋和一擋采用結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單的滑動(dòng)直齒輪或嚙合套的形式；對(duì)于常用的高擋位則采用同步器或嚙合套。轎車要求輕便性和縮短換擋時(shí)間，因此采用全同步器變速器。
2.2.3 防止自動(dòng)脫檔的措施
自動(dòng)脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動(dòng)等原因，都會(huì)導(dǎo)致自動(dòng)脫擋。為解決這個(gè)問(wèn)題，除工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：
1、將兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開(kāi)，如圖2.3所示。這樣在嚙合時(shí)，使接合齒端部超過(guò)被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時(shí)磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來(lái)阻止接合齒自動(dòng)脫擋。
2、將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動(dòng)脫擋，如圖2.4所示。
3、將接合齒的工作面設(shè)計(jì)并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫擋的軸向力，如圖2.5所示。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計(jì)并加工成臺(tái)階形狀，也具有相同的阻止自動(dòng)脫擋的效果。
圖2.3 防止倒擋的措施Ⅰ 圖2.4 防止倒擋的措施Ⅱ 圖2.5 防止倒擋的措施Ⅲ
2.2.4 軸承形式
過(guò)去，變速器軸的支承廣泛采用滾珠軸承、滾柱軸承和滾針軸承，近年來(lái)，變速器的設(shè)計(jì)趨勢(shì)是增大其傳遞功率與質(zhì)量之比，并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述軸承形式已不能滿足對(duì)變速器可靠性和壽命提出的要求，故使用圓錐滾柱軸承的增多。其主要優(yōu)點(diǎn)如下：滾錐軸承的接觸線長(zhǎng)，如果錐角和配合選擇合適，可提高軸和齒輪沿縱向平面分開(kāi)或沿中心線所在平面分開(kāi)，這樣可使裝拆和調(diào)整軸承方便。由于上述特點(diǎn)，滾錐軸承已在歐洲一些轎車、貨車和重型貨車變速器上得到應(yīng)用。
2.2.5 組合式變速器
近年來(lái)，增加汽車變速器的擋位，是一個(gè)重要的發(fā)展趨勢(shì)，這與許多因素有關(guān)，如載貨汽車上更多地使用柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，平均車速和汽車總質(zhì)量增加，以及要求降低燃料耗量等。
本次設(shè)計(jì)初步選擇的齒輪形式是前進(jìn)擋皆為斜齒圓柱齒輪，倒擋為直齒圓柱齒輪，采用全同步器式換擋形式，軸承選取深溝球軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。
2.3 本章小結(jié)
本章對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置方案和零、部件結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了系統(tǒng)的分析，并給出了此次設(shè)計(jì)的具體方案，即設(shè)計(jì)兩軸式變速器，倒擋布置方案如圖2.1（a）所示，前進(jìn)擋皆為斜齒圓柱齒輪，倒擋為直齒圓柱齒輪，采用全同步器式換擋形式，軸承選取深溝球軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇及設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1 設(shè)計(jì)依據(jù)的主要技術(shù)參數(shù)
本次設(shè)計(jì)是根據(jù)HFJ7100的技術(shù)參數(shù)來(lái)設(shè)計(jì)的一種變速器，其具體參數(shù)如表3.1。
表3.1 HQ7220的主要技術(shù)參數(shù)
型號(hào)
HQ7220
輪胎型號(hào)
165／65R13
整車整備質(zhì)量
1295kg
主減速比
4.388
最大總質(zhì)量
1870 kg
最大轉(zhuǎn)矩
272N·m／3000～3500r/min
最高車速
220km/h
最大功率
133.5kw／5000 r/min
最大爬坡度
36%
輪距（前/后）
1360mm/1355mm
軸距
2835mm
外廓尺寸（長(zhǎng)×寬×高）
3588mm×1563mm×1574mm
3.2 擋位數(shù)確定
變速器的擋數(shù)可在3～20個(gè)擋位范圍內(nèi)變化，通常變速器的擋數(shù)在6擋以下，當(dāng)擋數(shù)超過(guò)6擋以后，可在6擋以下的主變速器基礎(chǔ)上，再行配置副變速器，通過(guò)兩者的組合獲得多擋變速器。
增加變速器的擋數(shù)，能夠改變汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時(shí)換擋頻率增高并增加了換擋難度。
在最低擋傳動(dòng)比不變的條件，增加變速器的擋數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動(dòng)比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動(dòng)比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進(jìn)行。因高擋使用頻繁，所以又要求高檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值，要比低檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值小。
近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用4～5個(gè)擋位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個(gè)擋。商用車變速器采用4～5 個(gè)擋或多擋。載質(zhì)量在2.0～3.5t的貨車多采用5個(gè)擋，載質(zhì)量在4.0～8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。
本次設(shè)計(jì)的變速器采用5個(gè)前進(jìn)擋位，1個(gè)倒擋位。
3.3 傳動(dòng)比范圍
變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比的比值。最高擋通常是1.0，有的變速器最高擋是超速擋,傳動(dòng)比為0.7～0.8。影響最低擋傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕的商用車在5.0～8.0之間，其他商用車則更大。
本次設(shè)計(jì)的變速器傳動(dòng)比范圍是4.5。
3.4 變速器各擋傳動(dòng)比的確定
3.4.1 確定一擋傳動(dòng)比
確定最低擋傳動(dòng)比時(shí)，要考慮下列因素：汽車最大爬坡度，驅(qū)動(dòng)輪與地面的附著力，汽車最低穩(wěn)定車速及主傳動(dòng)比等[7]。
1、根據(jù)最大爬坡度確定一擋傳動(dòng)比
汽車在最大上坡路面上行駛時(shí)，最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)能克服輪胎與地面間滾動(dòng)阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行駛時(shí)，車速不高，故忽略空氣阻力。這時(shí)
+ （3.1）
式中 —最大驅(qū)動(dòng)力，=；
—滾動(dòng)阻力，= fmgcos；
—最大上坡阻力，=mgsin。
將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.1）得
mg(fmgcos+mgsin)=mg
（3.2）
式中 —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=172N·m；
—主減速比，=4.388；
m—汽車總質(zhì)量,m=1870kg；
—道路最大阻力系數(shù)；
f—滾動(dòng)阻力系數(shù)（良好的瀝青或混凝土路面f=0.010～0.018取f=0.015）[8]；
—變速器一擋傳動(dòng)比；
—汽車傳動(dòng)系效率,=0.9；
g—重力加速度,g=9.8；
—驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑，=0.1651m；
—道路最大上坡角（最大爬坡度i=0.36=tg，則sin=0.34，cos=0.94）。
將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.2）得
=2.5589462.559
2、根據(jù)驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力確定一擋傳動(dòng)比
汽車行駛時(shí)，為了使驅(qū)動(dòng)輪不打滑，必須使驅(qū)動(dòng)力等于或小于驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力，此條件可用下列不等式表示
（3.3）
式中 —道路附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取=0.5～0.6取=0.55；
—汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，=11000N。
將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.3）得
=3.5128598483.513
故取=3.42。
3.4.2 確定五擋傳動(dòng)比
為了提高汽車經(jīng)濟(jì)性，高速行駛時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速不致過(guò)高，而設(shè)置一個(gè)超速擋，超速擋的傳動(dòng)比一般取為0.7～0.85。把五擋設(shè)為超速擋，則取=0.76。
3.4.3 確定其它各擋傳動(dòng)比
一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系
====q （3.4）
式中 q—常數(shù)，也就是各擋之間的公比，q==1.4564753151.456。
因此，各擋傳動(dòng)比為
=3.42
=0.76
=q=0.761.456=1.11
==0.76=1.61
==0.76=2.35
=3.8183.82
3.5 中心距A
初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算
A= （3.5）
式中 A—變速器中心距（mm）；
—中心距系數(shù)，乘用車：8.9～9.6，多擋變速器：=9.5～11.0取=9.5；—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N·m）；
—變速器一擋傳動(dòng)比；
—變速器傳動(dòng)效率，=0.96。
將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.5）得
A=9.5=83.7399470283.7mm
3.6 外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。
影響變速器殼體的軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。
乘用車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A。
商用車四擋變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：
（1）四擋 （2.2～2.7）A
（2）五擋 （2.7～3.0）A
（3）六擋 （3.2～3.5）A
當(dāng)變速器選用的擋數(shù)和同步器多時(shí)，上述中心距系數(shù)應(yīng)取給出范圍的上限。為了檢測(cè)方便，中心距A最好取為整數(shù)。
軸向尺寸為（2.7～3.0）A=58.49～676.1mm，取為635mm。
3.7 齒輪參數(shù)
3.7.1 模數(shù)
齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。
應(yīng)該指出，選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：
在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可以使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)貨車，減少質(zhì)量不減少噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)；變速器低檔齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)，變速器用齒輪模數(shù)的范圍如表3.2[9]。
所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357—1987的規(guī)定，如表3.3。選用時(shí)，應(yīng)優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。
嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開(kāi)線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。
表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)
車型
乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L
貨車的最大總質(zhì)量/t
1.0＞V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14.0
＞14.0
模數(shù)/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50～6.00
表3.3 汽車變速器常用的齒輪模數(shù) （mm）
一系列
1.00
1.25
1.5
2.00
2.50
3.00
4.00
5.00
6.00
二系列
1.75
2.25
2.75
（3.25）
3.50
（3.75）
4.50
5.50
—
3.7.2 壓力角
齒輪壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。試驗(yàn)證明：對(duì)于直齒輪，壓力角為28°時(shí)強(qiáng)度最高，但是超過(guò)28°強(qiáng)度增加不多；對(duì)于斜齒輪，壓力角為25°時(shí)強(qiáng)度最高。因此，理論上對(duì)于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對(duì)商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
實(shí)際上，因國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的接合齒壓力角為20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。
應(yīng)該指出，國(guó)外有些企業(yè)生產(chǎn)的乘用車變速器齒輪采用兩種壓力角，即高檔齒輪采用小些的壓力角以減少噪聲；而低檔和倒擋齒輪采用較大的壓力角，以增加強(qiáng)度，必須指出，齒輪采用小壓力角和小模數(shù)時(shí)，除必須采用大的齒高系數(shù)外，還應(yīng)采用大圓弧齒根，這樣可以提高彎曲強(qiáng)度在30%以上。
3.7.3 螺旋角
斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用。選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)注意它對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過(guò)當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角，以15°～25°為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)選用較大的螺旋角。
斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：
（1）乘用車變速器
1）兩軸式變速器為20°～25°
2）中間軸式變速器為22°～34°
（2）貨車變速器：18°～26°
3.7.4 齒寬b
在選擇齒寬時(shí)，應(yīng)該注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。
考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用寬些的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)m()的大小來(lái)選定齒寬：
（1）直齒b=m, 為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0；
（2）斜齒輪b=，取為6.0～8.5。
b為齒寬（mm）。采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為2～4 mm。
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。對(duì)于模數(shù)相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。
3.7.5 齒輪的變位系數(shù)的選擇原則
齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)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，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。
變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。
由幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各擋傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒數(shù)副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)，對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可以通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。
變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高擋齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大些，這樣兩齒輪的齒廓漸開(kāi)線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對(duì)于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲、斷裂的現(xiàn)象。為提高小齒輪的抗彎強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇來(lái)選擇大小齒輪的變位系數(shù)，此時(shí)小齒輪的變位系數(shù)，此時(shí)小齒輪的變位系數(shù)大雨零。由于工作需要，有時(shí)齒輪齒數(shù)取得少（如一擋主動(dòng)齒輪）會(huì)造成輪齒根切。這不僅削弱了輪齒的抗彎強(qiáng)度，而且使重合度減少。此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行正變位，以消除根切現(xiàn)象。
總變位系數(shù)減少，一對(duì)齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動(dòng)故噪聲要小一些。另外，值越小，齒輪的齒形重合度越大，這不但對(duì)降噪有利，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷時(shí)的著力點(diǎn)距齒根近，彎曲力矩減小，相當(dāng)于齒根強(qiáng)度提高，對(duì)由于齒根減薄而產(chǎn)生的削弱強(qiáng)度的因素有所抵消。
根據(jù)上述理由，為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。一般情況下，最高擋和擋和一軸齒輪副的可以選為－0.2～0.2。隨著擋位的降低，值應(yīng)該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值，以便獲得高強(qiáng)度齒輪副。一擋齒輪的值可以選用1.0以上[10]。
3.7.6 齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小、工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減少，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中作用到齒頂上，所以曾采用過(guò)齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。
在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)為1.00。
為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大于1.00的細(xì)高齒制。采用細(xì)高齒制時(shí)，必須通過(guò)驗(yàn)算保證齒頂厚度不得小于0.3m。和齒輪沒(méi)有根切和齒頂干涉。目前，對(duì)于細(xì)高齒制的齒頂高系數(shù)，還沒(méi)有制定統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)，由各企業(yè)自行確定，從小至1.05到大至1.90的都有，且許多變速器的一對(duì)主、從動(dòng)齒輪的齒頂高系數(shù)不同。
3.8 各擋齒輪齒數(shù)的分配
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。如圖3.1是本次設(shè)計(jì)的變速器的傳動(dòng)方案。
圖3.1 變速器的傳動(dòng)示意圖
3.8.1 確定一擋齒輪的齒數(shù)
一擋傳動(dòng)比為
==3.42
為了求、的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和。
（1）直齒
= （3.6）
（2）斜齒
= （3.7）
=≈55
為了使盡量大些，應(yīng)將取得盡量小些，則取=12，=43。
3.8.2 對(duì)中心距A進(jìn)行修正
因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，則修正后的中心距既實(shí)際中心距A=84mm。
3.8.3 確定一擋齒輪變位系數(shù)
法面模數(shù)
=2
端面模數(shù)
==≈2.1mm
法面壓力角
=20°
端面壓力角
=arctg=≈21.17°
理論中心距
A==2.1=57.75 mm
中心距變動(dòng)系數(shù)
===1.071428571
===1.07142857=0.038961038
查表得=0.04405，則總變位系數(shù)
==0.04405=1.211375
根據(jù)齒數(shù)比==3.583，按線圖分配變位系數(shù)得=0.58，則
=－=1.211375－0.58=0.631375
3.8.4 確定其他擋位的齒輪齒數(shù)及變位系數(shù)
1、二擋齒輪齒數(shù)
+===55.63103127≈56
==2.35
則取=17，=56－17=39。
2、二擋變位系數(shù)
法面模數(shù)
=2
端面模數(shù)
==≈2.2mm
法面壓力角
=20°
端面壓力角
=arctg=≈21.43°
理論中心距
A==2.1=61.6mm
中心距變動(dòng)系數(shù)
===－0.727272727
===－0.727272727=－0.025974025
查表得=－0.01563，則總變位系數(shù)
==－0.01563=－0.43764
根據(jù)齒數(shù)比==2.294，按線圖分配變位系數(shù)得=0.58，則
=－=－0.43764－0.58=－0.631375
3、三擋齒輪齒數(shù)
+==≈56
==1.61
取=24則=56－21=32。
4、三擋變位系數(shù)
法面模數(shù)，端面模數(shù)，法面壓力角，端面壓力角，理論中心距A，中心距變動(dòng)系數(shù)、，總變位系數(shù)、都同二擋。
根據(jù)齒數(shù)比==1.3，按線圖分配變位系數(shù)得=0，則
=－=－0.43764－0=－0.43764
5、四擋齒輪齒數(shù)
+==≈56
==1.61
取=27則=56－27=29。
6、四擋變位系數(shù)
法面模數(shù)，端面模數(shù)，法面壓力角，端面壓力角，理論中心距A，中心距變動(dòng)系數(shù)、，總變位系數(shù)、都同二擋。
根據(jù)齒數(shù)比==1.074，按線圖分配變位系數(shù)得=0，則
=－=－0.43764－0=－0.43764
7、五擋齒輪齒數(shù)
+==≈62
==0.76
取=35則=62－35=27。
8、五擋變位系數(shù)
法面模數(shù)
=1.75
端面模數(shù)
==≈1.9mm
法面壓力角
=20°
端面壓力角
=arctg=≈21.88°
理論中心距
A==83.9mm
中心距變動(dòng)系數(shù)
===0.578947368，
===0.578947368=0.018675721
查表得=0.01996，則總變位系數(shù)
==0.01996=0.61876
根據(jù)齒數(shù)比==1.3，按線圖分配變位系數(shù)[11]得=0.35，則
=－=0.61876－0.35=0.26876
9、倒擋齒輪副的齒數(shù)
通常倒擋中間軸齒輪的齒數(shù)=21～23。初選=22，則
===3.82 （3.8）
計(jì)算輸入軸與倒擋軸的中心距
=m(+)=2(+22)=+22
為避免干涉，齒輪11與齒輪12的齒頂圓之間應(yīng)有不小于0.5mm的間隙，則
≤A－0.5即≤2A－－1
×＜2×60－×－9
2×＜2×60－2×－9 （3.9）
由（3.8）（3.9）解得=11，=43則=3.9
輸入軸與倒擋軸的中心距
= +22=43+32=75mm
倒擋軸與輸入軸的中心距
==21+27=39mm
本次設(shè)計(jì)所有齒輪的幾何尺寸如表3.4、3.5所示。
表3.4 直齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm)
分度圓直徑
35
86
44
齒頂高
2
2
2
齒根高
2.5
2.5
2.5
齒全高
4.5
4.5
4.5
齒頂圓直徑
39
90
48
齒根圓直徑
24
81
39
中心距
=84 =84 =84
周節(jié)
6.3
6.3
6.3
基節(jié)
6
6
6
基圓直徑
31.9
81.8
41.8
表3.5 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm)
端面模數(shù)
2.1
2.1
2.2
2.2
2.2
2.2
2.2
2.2
1.9
1.9
端面壓力角
21.17
21.17
21.43
21.43
21.43
21.43
21.43
21.43
21.88
21.88
螺旋角
20
20
22
22
22
22
22
22
25
25
分度圓直徑
25.2
90.3
37.4
85.8
52.8
70.4
59.4
63.8
58.9
45.6
齒頂高
2.88
2.985
1.785
0.165
1.42
0.55
1.5
0.545
2.3
2.2
齒根高
1.34
1.235
2.12
3.755
2.5
3.38
2.5
3.375
1.6
1.7
齒全高
4.22
4.22
3.905
3.92
3.92
3.93
4
3.92
3.9
3.9
齒頂圓直徑
31
96.3
41
86.1
55.6
71.5
62.4
64.89
71.1
55.7
中心距
84
84
84
84
84
基圓直徑
23.8
85.4
35.3
81
49.8
66.4
56.1
60.2
62.6
48.3
法向基節(jié)
6
6
6
6
6
6
6
6
5.2
5.2
當(dāng)量齒數(shù)
13.95
50
20.4
46.8
28.8
38.4
32.4
34.8
44.4
34.2
3.9 本章小結(jié)
本章主要介紹了變速器主要參數(shù)的選擇，包括確定擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍，根據(jù)最大爬坡度和驅(qū)動(dòng)輪與地面的附著力確定一擋傳動(dòng)比和五擋傳動(dòng)比，進(jìn)而確定其它各擋傳動(dòng)比，選擇中心距、外形尺寸以及齒輪參數(shù)，根據(jù)變速器的傳動(dòng)示意圖確定各擋齒輪齒數(shù)，進(jìn)行各擋齒輪變位系數(shù)的分配。最后列出了各擋齒輪的幾何尺寸。這些為之后齒輪、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算做好了準(zhǔn)備。
第4章 變速器主要結(jié)構(gòu)元件的設(shè)計(jì)與計(jì)算
4.1 齒輪損壞的原因及形式
變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、齒面膠合以及移動(dòng)換擋齒輪端部破壞。
齒輪在嚙合過(guò)程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，過(guò)渡圓角處又有應(yīng)力集中，故當(dāng)齒輪受到足夠大的載荷作用，其根部的彎曲應(yīng)力超過(guò)材料的許用應(yīng)力時(shí)，輪齒就會(huì)斷裂。這種由于強(qiáng)度不夠而產(chǎn)生的斷裂，其斷面為一次性斷裂所呈現(xiàn)的粗粒狀表面。在汽車變速器中這種破壞情況很少發(fā)生。而常見(jiàn)的斷裂是由于在重復(fù)載荷作用下使齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫而逐漸擴(kuò)展到一定深度后產(chǎn)生的折斷，其破壞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。變速器低檔小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少、齒根較弱，其主要的破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。
齒面點(diǎn)蝕是常用的高檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。齒面長(zhǎng)期在脈動(dòng)的接觸應(yīng)力作用下，會(huì)逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時(shí)由于齒面的相互擠壓，使充滿了潤(rùn)滑油的裂縫處油壓增高，導(dǎo)致裂縫的擴(kuò)展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面上形成大量的扇形小麻點(diǎn)，即所謂點(diǎn)蝕。點(diǎn)蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點(diǎn)蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點(diǎn)蝕嚴(yán)重；主動(dòng)小齒輪較被動(dòng)大齒輪嚴(yán)重。
對(duì)于高速重載齒輪，由于齒面相對(duì)滑動(dòng)速度高、接觸壓力大且接觸區(qū)產(chǎn)生高溫而使齒面間的潤(rùn)滑油膜破壞，使齒面直接接觸。在局部高溫、高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動(dòng)方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱為齒面膠合。在一般的汽車變速器中，產(chǎn)生膠合損壞的情況較少。
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(shí)嚙合的輪齒對(duì)數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質(zhì)材料等，都是提高輪齒彎曲強(qiáng)度的措施。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應(yīng)力，提高齒面硬度等，可提高齒面的接觸強(qiáng)度。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤(rùn)滑油，提高油膜強(qiáng)度，選擇適當(dāng)?shù)凝X面表面處理和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。
用移動(dòng)齒輪的方法完成換擋的低檔和倒擋齒輪，由于換擋時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在輪齒端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞[13]。
4.2 輪齒強(qiáng)度計(jì)算
4.2.1 輪齒彎曲應(yīng)力計(jì)算
直齒輪彎曲應(yīng)力
= （4.1）
式中 —彎曲應(yīng)力（M）；
—計(jì)算載荷（N·mm）；
—應(yīng)力集中系數(shù)；=1.65；
—摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合上的摩擦力的方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力影響也不同：主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；
m—模數(shù)；
y—齒形系數(shù)，如圖4.1所示；
—齒寬系數(shù)：直齒=4.5～8.0。
斜齒輪彎曲應(yīng)力
= （4.2）
式中 —計(jì)算載荷（N·mm）；
—斜齒輪螺旋角（°）；
—應(yīng)力集中系數(shù)；=1.50；
z—齒數(shù)；
—法面模數(shù)；
y—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)=在圖4.1中查得；
—重合度影響系數(shù)，=2.0；
—齒寬系數(shù)：斜齒=6.0～8.5，取=8。
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180～350M范圍，即[]=180～350M，一擋、倒擋直齒輪許用應(yīng)力在400～850 M，即[]=400～850M。
圖4.1 齒形系數(shù)圖
1、一擋主從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
（1）一擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
===215.470919＜[]
其中
=××=72×0.96×0.96=66.3552 N·㎜=66.3552 N·m
（2）一擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=210.9721628＜[]
其中
=××
２、二擋主從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
（1）二擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
===182.5205729＜[]
其中
=
（2）二擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=222.8576195＜[]
其中
=××
３、三擋主從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
（1）三擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
===150.8117443＜[]
其中
=
（2）三擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=176.0083406＜[]
其中
=××
4、四擋主從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
（1）四擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
===117.2980233＜[]
其中
=
（2）四擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=136.895376＜[]
其中
=××
5、五擋主動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
（1）五擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
===127.1444878＜[]
其中
=
（2）五擋從動(dòng)齒輪彎曲應(yīng)力
=
=
=129.6873776＜[]
其中
=××
4.2.2 輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算
輪齒接觸應(yīng)力
=0.418=0.418 （4.3）
式中 —輪齒的接觸應(yīng)力（M）；
F—齒面上的法向力（N），F(xiàn)=；
—圓周力，=；
—計(jì)算載荷（N·mm）；
d—節(jié)圓直徑（mm）；
—節(jié)點(diǎn)處壓力角（°）；
—齒輪螺旋角（°）；
E—齒輪材料的彈性模量（M），鋼材E=2.1×10M；
b—齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；
、為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪=,=,斜齒輪=，=