CA5-38汽車變速器的設計【載貨汽車】【三軸同步機械式汽車變速箱】【說明書+CAD】,載貨汽車,三軸同步機械式汽車變速箱,說明書+CAD,CA5-38汽車變速器的設計【載貨汽車】【三軸同步機械式汽車變速箱】【說明書+CAD】,ca5,38,汽車,變速器,設計,載貨,同步,機械式,變速箱 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1汽車變速器研究狀況、發(fā)展趨勢及成果 隨著中共十七屆五中全會召開，中國政府起草并通過了國家“十二五”規(guī)劃，規(guī)劃中明確提出，中國迫切需要完成從汽車大國到汽車強國的轉變。 中國要成為汽車強國，首先要克服自主技術這塊短板。而汽車的核心部分——動力總成，仍是國內一直沒有完全掌握的關鍵汽車零部件技術之一。在發(fā)動機發(fā)展了數(shù)十年之后，變速器，尤其是手動變速器成為了制約國內動力總成技術發(fā)展的重要因素。國內手動變速器的技術在國際上也較為落后，雖然目前大部分廠商都擁有生產(chǎn)手動變速器的設備和能力，但普遍以5檔手動變速箱為主，對于5 檔以上的產(chǎn)品，還得借助一些國外技術進行研究，并且生產(chǎn)出來的產(chǎn)品或多或少還存在齒輪敲擊嘯叫噪音、換檔性能低下等問題?？梢哉f，目前國內的手動變速器在制造或研發(fā)方面處于尚未成熟的階段。 現(xiàn)代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足人們的需要。從40年代初，美國成功研制出兩檔的液力-機械變速器以來，自動變速器技術得到了迅速發(fā)展。80年代，美國已將液力自動變速器作為轎車的標準裝備。1983年時，美國通用汽車公司的自動變速器裝車率已經(jīng)達到了94%。近些年來，由于電子技術和電子計算機技術的發(fā)展，自動變速器技術已經(jīng)達到了相當高的水平。自動變速器與機械式變速器相比，具有許多不可比擬的優(yōu)勢：提高發(fā)動機和傳動系的使用壽命；提高汽車的通過性；具有良好的自適應性；操縱更加方便。 目前，國內變速器廠商都朝無級變速器和自動變速器方向發(fā)展，國內現(xiàn)已有好幾款轎車已經(jīng)應用上無級變速器，而重型汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開。 在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。這是汽車的無奈和缺憾。但是,人們始終沒有放棄尋汽車行駛的速度是不斷變化的，這就要求汽車的變速器的變速比要盡量多，這就是無級變速(Continuously Variable Transmission簡稱"CVT") 。盡管傳統(tǒng)的齒輪變速箱并不理想，但其以結構簡單、效率高、功率大三大顯著優(yōu)點依然占領著汽車變速箱的主流地位。 找實現(xiàn)理想汽車變速器的努力,各大汽車廠商對無級變速器(CVT)表現(xiàn)了極大的熱情，極度重視CVT在汽車領域的實用化進程。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器的研究的終極目標。 圍繞汽車變速箱四個研究方向，各國汽車變速器專家展開了激烈的角逐。 1． 摩擦傳動CVT 金屬帶式無級變速箱(VDT-CVT)的傳動功率已能達到轎車實用的要求，裝備金屬帶式無級變速箱的轎車已達100多萬輛。據(jù)報道：大排量6缸內燃機（2.8L）的奧迪A6轎車上裝備的金屬帶式無級變速箱Multitronic CVT ，能傳動142kw（193bhp）功率，280Nm扭矩。這是真正意義的無級變速器。 另一種摩擦傳動CVT(名為Extroid CVT)是滾輪轉盤式。日產(chǎn)把它裝在概念車XVL上首次于去年東京車展展示，新款公爵(Cedric)車也裝用這種CVT?？膳c3L以上排量的大馬力內燃機(XVL的引擎輸出為330Nm/194kw)搭配使用，可謂汽車變速箱發(fā)展史上又一重要進步。 從V形橡膠帶CVT到V型金屬帶CVT再到滾輪轉盤式CVT，摩擦傳動CVT的研究已持續(xù)了整整一個世紀，盡管摩擦傳動無級變速器的發(fā)展已經(jīng)達到很高的水平，也已經(jīng)裝備上汽車達到了實用的水平。但齒輪變速箱依然占據(jù)著半壁河山，這至少說明了四個問題： （1）無級變速（CVT）是汽車變速箱始終追逐的目標。 （2）摩擦傳動CVT實現(xiàn)大功率的無級變速傳動是極為困難的。 （3）摩擦傳動CVT傳動效率低是必然的。 （4）摩擦傳動CVT的效率，功率無法與齒輪變速相比。 2．液力傳動 人們經(jīng)常把液力自動變速器（AT）和無級變速器（CVT）兩個概念混為一談。實際上這兩種變速器工作原理完全不同。液力自動變速器免除了手動變速器繁雜的換檔和腳踩離合器踏板的頻繁操作，使開車變得簡單、省力。但是, 液力自動變速器（AT）不是無級變速，是有級變速的自動控制，沒有從根本上滿足汽車對變速器的要求。 從原始橡膠帶無級變速箱到現(xiàn)代金屬鏈無級變速箱、滾輪轉盤式CVT，百年大回轉說明：無級變速箱是汽車變速箱的最終歸屬，液力自動變速器只不過是一種過渡產(chǎn)品。 3．電控機械式自動變速器 電控機械式自動變速器(Automated Mechanical Transmission簡稱"AMT")和液力自動變速器（AT）一樣，不是無級變速器，是有級變速器的自動換檔控制。其特點是機械傳動部分沿用了傳統(tǒng)的有級變速箱，但控制參量太多，實現(xiàn)自動控制相當困難。 4． 齒輪無級變速器 5． 齒輪無級變速器（Gear Continuously Variable Transmission）這是一種全新的設計思想，是利用齒輪傳動實現(xiàn)高效率、大功率的無級變速傳動。 據(jù)最新消息：一種"齒輪無級變速裝置"(Gear Continuously Variable Transmission簡稱"G-CVT")已經(jīng)試制成功，并已經(jīng)進行了多次樣機試驗。"齒輪無級變速裝置"結構相當簡單，只有不足20種非標零件，51個零件，生產(chǎn)成本甚至低于手動變速箱。預計今年進行裝車試驗。 齒輪無級變速器的優(yōu)勢表現(xiàn)為： （1）傳動功率大，200KW的傳動功率是很容易達到的； （2）傳動效率高，90%以上的傳動效率是很容易達到的； （3）結構簡單，大幅度降低生產(chǎn)成本，相當于自動變速箱的1/10； （4）對汽車而言，提高傳動效率，節(jié)油20%； （5）發(fā)動機在理想狀態(tài)下工作，燃料燃燒完全，排放干凈，極大的減少了對環(huán)境的污染。 1.2汽車變速器設計的目的和意義 隨著經(jīng)濟和科學技術的不斷發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產(chǎn)業(yè)，汽車的使用已經(jīng)遍布全國，而隨著我國加入WTO，人民的生活水平不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級消費品已經(jīng)入平常家庭。 在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車面臨的是機遇和挑戰(zhàn)。隨著我國汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題。在面臨著前所未有的機遇的同時，不得不承認在許多技術上，我國與發(fā)達國家還有一定差距，所以我們要努力為我國的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。 現(xiàn)代汽車的動力設置，幾乎都采用往復活塞式內燃機。它具有體積小，質量輕，工作可靠，使用方便等優(yōu)點。但其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。 此外，汽車的使用條件頗為復雜，變化很大。如汽車的載貨量、道路坡度、路面好壞以及交通情況等。這就要求汽車的牽引力和車速具有較大的變化范圍，以及適應使用的需要。當汽車在平坦的道路上，以高速行駛時，可掛入變速器的高速檔；而在不平的路上或爬較大的坡道時，則應掛入變速器的低速檔。根據(jù)汽車的使用條件，選擇合適的變速器檔位，不僅是汽車動力性的要求，而且也是汽車燃料經(jīng)濟性的要求。例如，汽車在同樣的載貨量、道路、車速等條件下行時，往往可掛入較高的變速器檔位，也可掛入較低的檔位工作。此時只是發(fā)動機的節(jié)氣門開度和轉速或大或小而已，可是發(fā)動機在不同的工況下，燃料的消耗量是不一樣的。一般變速器具有四個或更多的檔位，駕駛員可根據(jù)情況選擇合適的檔位，使發(fā)動機燃料消耗量減小。 經(jīng)過這幾年的學習，我掌握了多門基礎知識和專業(yè)知識。在大學畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按學校的要求，進行了CA5-38變速器的設計。充分體現(xiàn)了設計者的知識掌握和創(chuàng)新思維。通過本次設計，我將進一步鞏固所學的知識，提高實際運用能力，并為以后參加工作打下良好的基礎。 1.3汽車變速器設計的研究方法和主要內容 在本次設計中，由于是對傳統(tǒng)的變速器進行改進性設計，我在設計中參考了一汽集團的CA1051K26L4-3中型貨車的變速器，采用了鎖環(huán)式同步器的換檔方式。 在設計中，我們除了對汽車變速器的結構進行了合理的布置外，還運用了材料力學、機械原理、機械設計等知識，對變速器的重要零件—軸和齒輪進行受力分析，強度、剛度的校核，以及為這些零件選擇合理的工程材料和熱處理方法，同時也為變速器選擇合理的同步器和操縱機構。 通過參考CA1051K26L4-3中型貨車的變速器及學校實驗室里的松花江中型貨車的變速器，對變速器進行整體結構布置，校核軸和齒輪的強度、剛度，選擇材料和熱處理方法；接下來的主要任務是繪制變速器的裝配圖和重要的零件圖，確定個零件的精度等級及其它參數(shù)；最后，是對整體論文的編寫整理整個設計過程中的各種資料，以及對前期設計中的錯誤做出修改。 本次設計主要是依據(jù)參考的中型貨車的參數(shù)，通過對變速器各部分參數(shù)的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的手動5檔變速器。本文主要完成下面一些主要工作： 1．參數(shù)計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數(shù)計算、各檔齒輪齒數(shù)的分配； 2．變速器齒輪設計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉速；齒輪強度計算及檢驗； 3．變速器軸設計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結構設計、軸的強度計算、軸的加工工藝分析； 4．變速器軸承的選擇及校核； 5．同步器的設計選用和參數(shù)選擇； 6．變速器操縱機構的設計選用； 7．變速器箱體的結構設計。 第2章變速器的結構方案的確定 2.1變速器傳動機構分析和布置方案的確定 目前，汽車上采用的變速器結構形式是多種多樣的，這是由于各國汽車的使用、制造、修理等條件不同，也是由于各種類型汽車的使用要求不同所決定的。盡管如此，一般變速器的結構形式，仍具有很多共同點。各種機構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨主觀和客觀條件的變化而變化。因此，設計人員應深入實際，收集資料，調查研究，對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產(chǎn)品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案。 機械式變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。 通常，有級變速器具有三個、四個、五個前進檔；重型載貨汽車和重型越野車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多大6～16個甚至20個。變速器檔位的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟性和平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但檔位數(shù)的增多也使變速器的尺寸及質量增大，結構復雜，制造成本提高，操縱也復雜。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在良好的路面和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于1（約為0.7～0.8）的超速檔，可充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。 機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括齒輪副的數(shù)目、齒輪的轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 2.1.1兩軸式與中間軸式變速器的優(yōu)缺點分析 1．兩軸式變速器 兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或準雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒檔傳動常用滑動齒輪，其他檔位均采用常嚙合齒輪傳動。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結構簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲低。但兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞；受結構限制其一檔速比不能設計的很大；對于前進檔，兩軸式變速器輸入軸的傳動方向與輸出軸的傳動方向相反。 2．中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔，變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率要高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其他前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸、中間軸和第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除了一檔以外的其他檔位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或結合套換擋，還有各檔同步器或結合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。 在除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。 2.1.2變速器倒檔布置方案分析確定 倒檔齒輪的結構及其軸的位置，應與變速器的整體結構方案同時考慮。倒檔設計在變速器的左側或右側在機構上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒檔時駕駛員移動變速桿的方向改變了。在結構布置上，要注意的是在不掛入倒檔時，為了防止意外掛入倒檔，一般在掛倒檔時設有一個掛倒檔時需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。倒檔齒輪不能與第二軸齒輪有嚙合的狀況。換倒檔時能順利換入倒檔，而不和其它齒輪發(fā)生干涉。 與前進檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。為實現(xiàn)倒檔傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案；也有利用兩個聯(lián)體齒輪方案的。前者雖然結構簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正、負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作；而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒檔傳動比略有增加。也有少數(shù)變速器采用結構復雜和使成本增加的嚙合套或同步器方案換入倒檔。 圖2.1 倒檔布置方案 圖2.1為常見的倒檔布置方案。圖2.1b所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖2.1c所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2.1d所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便，且能獲得較大的倒檔傳動比。圖2.1e所示方案針對圖2.1c所示方案的缺點做了修改，因而取代了圖2.1c所示方案。圖2.1f所示方案是將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.1g所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒檔傳動采用圖2.1h所示方案。其缺點是一、倒檔須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 2.2變速器零、部件結構方案分析確定 2.2.1齒輪形式 變速器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，運轉平穩(wěn)、作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時工藝復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。 變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。齒輪尺寸小又與軸分開，其內徑直徑到齒根圓處的厚度（圖2.2）影響齒輪強度。要求尺寸應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸，在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸要求： (2.1) 式中：——花鍵內徑。 圖2.2 變速器齒輪尺寸控制圖 為了減小質量，輪輻處厚度應在滿足強度條件下設計得薄些。圖2.2中的尺寸可取為花鍵內徑的1.25～1.40倍。 齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應在μm范圍內選用。 2.2.2變速器自動脫檔機構形式分析確定 自動脫檔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等原因，都會導致自動脫檔。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構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開，如圖2.3a所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫檔。 2．將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫檔，如圖2.3b所示。 3．將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力，如圖3-3c所示。這種方案比較有效，應用較多。將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫檔的效果。 a） b) c) 圖2.3防止自動脫擋的機構措施 2.3本章小結 本章主要針對變速器傳動機構進行分析和布置方案方案的確定以及變速器零、部件的結構的確定，為下面的設計過程作鋪墊。 第3章 載貨汽車主要參數(shù)的確定 3.1發(fā)動機的選擇 根據(jù)現(xiàn)在載貨汽車選用發(fā)動機的情況，參照CA1051K26L4-3中型貨車，針對本次設計任務選用大柴 CA4DC2-12E3柴油機。 表3.1 大柴 CA4DC2-12E3柴油機技術參數(shù) 發(fā)動機型號 大柴 CA4DC2-12E3 發(fā)動機形式 四缸直列，電控共軌 燃油種類 柴油 排量 3.168L 排放標準 國Ⅲ 最大輸出功率 88KW 最大馬力 120馬力 最大扭矩 245N·m 最大扭矩轉速 2000 全負荷最低燃油耗率 210g/kW·h 發(fā)動機凈重 290KG 發(fā)動機尺寸 790×784×796mm 額定轉速 3200RPM 汽缸行程 105mm 汽缸缸徑 98mm 3.2質量參數(shù)的確定 汽車的整備質量利用系數(shù)： （3.1） 式中 ——汽車的載質量； ——整車整備質量。 表3.2貨車的質量系數(shù) 參數(shù) 車型 總質量 貨 車 1.8＜≤6.0 0.80～1.10① 6.0＜≤14.0 1.20～1.35 ＞14.0 1.30～1.70 ①裝柴油機的貨車為0.80～1.00。 汽車總質量： 商用貨車的總質量由整備質量、載質量和駕駛員以及隨行人員質量三部分組成，即 (3.2) 式中，為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內的人數(shù)，應等于座位數(shù)。 此載貨汽車是柴油機，查表3.1得質量利用系數(shù)為0.8～1.10，其載質量是=3.0×103kg, 由公式（3.1）得： =2000～2500kg 因為此車設計為單排室,所以=2,由公式（3.2）得: =（2000～2500）+3000+2×65 =5130～5630kg 本課題選用ma=5500kg。 3.3 車速的確定 (3.3) 式中 ——發(fā)動機最大功率，kW； ——傳動系傳動效率，對單級主減速器驅動橋的4×2式汽車取≈0.9； ——汽車總質量，kg； ——重力加速度，m／s2； ——滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取0.02，對礦用自卸汽車取0.03，對轎車等高速車輛需考慮車速影響并?。?.0165+0.0001（）； ——最高車速，km／h； ——空氣阻力系數(shù)，轎車取0.4～0.6，客車取0.6～0.7，貨車取0.8～1.0 ——汽車正面投影面積，㎡，若無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距B1、汽車總高H、汽車總寬B等尺寸近似計算： 對轎車 A≈0.78BH， 對載貨汽車 A≈B1 H。 由公式（3.3）得： 算出≈95km/h, 因為載貨汽車最高設計車速不大于110km/h，所以該車滿足要求。 3.4本章小結 本章主要介紹了發(fā)動機主要參數(shù)的確定、發(fā)動機選型與車速的確定，這是設計本課題的前提，為以后的設計確定了方向。 第4章 變速器主要參數(shù)的選擇 4.1變速器檔位數(shù)目及各檔傳動比 4.1.1變速器檔位數(shù)目的確定 對不同類型的汽車，具有不同的傳動系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同。而傳動系的檔位數(shù)的多少對汽車動力性、經(jīng)濟性影響很大。檔數(shù)多，可以使發(fā)動機經(jīng)常在最大功率附近的轉速工作，而且發(fā)動機轉速變化范圍小，發(fā)動機平均功率高，故可提高汽車的動力性。即提高汽車的加速能力和爬坡能力。檔數(shù)多也增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，因而提高了汽車的燃料經(jīng)濟性。檔數(shù)多少還影響相鄰的低檔與高檔間傳動比的比值。檔數(shù)多，則此比值小，換檔容易。相鄰的低檔與高檔間傳動比的比值不應大于1.8，而且高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。檔數(shù)多的缺點是使變速器的結構復雜、質量增大、操縱不輕便等。 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用4～5個檔或多檔?？傎|量3.5t以下的貨車多采用四檔變速器，總質量3.5～10.0t的貨車多采用五檔變速器。總質量大于10t的貨車多采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。 4.1.2主減速比的確定 (4.1) 式中； ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 (4.2) 式中： ——發(fā)動機最大扭矩（N·m）； ——發(fā)動機最大功率（Kw）； ——發(fā)動機最大功率轉速（r/min） ——轉矩適應系數(shù)=1.1～1.3 (4.3) 式中： ——發(fā)動機最大扭矩轉速 已知：最高車速==95 km/h；最高檔為直接檔，傳動比=1；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格7.50—16得到=0.41(m)；發(fā)動機最大扭矩轉速=2000 (r/min)；轉矩適應系數(shù)=1.1～1.3；由公式（4.2）和（4.3）得到發(fā)動機最大功率轉速=4000 (r/min)發(fā)動機轉速==4000（r/min）；由公式（4.1）得到主減速器傳動比： 4.1.3 變速器一檔傳動比的確定 在選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮來確定。 汽車行駛方程式 (4.4) 汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有： (4.5) 一般貨車的最大爬坡度約為30%，即=16.7°則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為： (4.6) 式中：——汽車總質量，Kg； ——重力加速度，m/s2； ——道路附著系數(shù)，； ——驅動車輪的滾動半徑，m； ——發(fā)動機最大轉矩，N·m ——主減速比，； ——汽車傳動系的傳動效率，。 將各數(shù)據(jù)代入式(4.6)中得： 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件： (4.7) 可求得變速器一檔傳動比為： (4.8) 式中：——汽車滿載靜止與水平路面時驅動橋給地面的載荷，因為貨車4×2后輪雙胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為60%～68%，所以G2=5500×9.8×65％=35035N ——道路的附著系數(shù)，計算時取～； 其他參數(shù)同式(4.6)。 將各數(shù)據(jù)代入式(4.8)得： 通過以上計算可得到5.313＜＜6.006，國產(chǎn)汽車中，轎車變速器傳動比變化范圍是3～4，中、輕型貨車約為5～6，其他貨車在7以上。所以在本設計中，取。 4.1.4變速器各檔傳動比的確定 變速器各檔傳動比之間的關系基本是幾何級數(shù),故相鄰檔位傳動比比值就是幾何級數(shù)的公比；但是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。 此變速器的最高檔為直接檔，其傳動比為1.0，一檔傳動比初選為5.625中間各檔的傳動比按理論公式 （其中n為檔位數(shù)）求得公比。 因為，所以： 4.2變速器中心距的確定 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；對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸線之間的距離稱之為變速器中心距。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)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。此外，受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要取大些。還有，變速器中心距取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。 中間軸式變速器的中心距(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，經(jīng)驗公式為： (4.9) 式中：——中心距系數(shù)，乘用車： ，商用車： ——發(fā)動機的最大轉矩(N·m)； ——變速器一擋傳動比； ——變速器的傳動效率，取96%； 將各數(shù)代入式(4.9)中得 也可以由發(fā)動機最大轉矩按下式直接求出： (4.10) 式中：——按發(fā)動機最大轉矩直接求時的中心距系數(shù)，對乘用車取14.5～16.0；對商用車取17.0～19.5 將各數(shù)代入式(4.10)中得 綜上所述，初選中心距=110mm。 4.3變速器的齒輪參數(shù)的確定 4.3.1齒輪齒數(shù) 確定變速器齒輪齒數(shù)時，應考慮： 1．盡量符合動力性、經(jīng)濟性等對各檔傳動比的要求； 2．最少齒數(shù)不應產(chǎn)生根切。通常，變速器中間軸一檔齒輪是齒數(shù)最少的齒輪，此齒輪不應產(chǎn)生根切，而且齒根圓直徑應大于中間軸直徑； 3．互相嚙合的齒輪，齒數(shù)間不應有公因數(shù)，速度高的齒輪更應注意這點； 4．齒數(shù)多，可降低齒輪傳動的躁聲。 4.3.2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)時應考慮到當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量，則應增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應重視減小質量。 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與彎曲應力之間有如下關系： 直齒輪模數(shù) (4.11) 式中 ——計算載荷，N·mm； ——應力集中系數(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4.4～7.0； ——齒形系數(shù)，見圖4-1； ——輪齒彎曲應力，當時，直齒齒輪的許用應力MPa。 斜齒輪法向模數(shù) (4.12) 式中 ——計算載荷，N·mm； ——應力集中系數(shù)，斜齒齒輪取1.5； ——斜齒螺旋角； ——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)，斜齒齒輪取7.0～8.6； ——齒形系數(shù)，見圖4-1； ——輪齒彎曲應力，當時，對乘用車變速器斜齒齒輪的許用應力MPa，商用車變速器斜齒齒輪的許用應力MPa。 從輪齒應力的合理性及強度考慮,每對齒輪應有各自的模數(shù),但出于工藝考慮，模數(shù)應盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案。表4.1給出了汽車變速器齒輪模數(shù)范圍。 表4.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)（mm） 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/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 設計時所選模數(shù)應符合國標GB1357-78規(guī)定（表4.1）并滿足強度要求。 表4.2 汽車變速器常用齒輪模數(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 — 對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；現(xiàn)代汽車變速器通常是高檔齒輪用一種模數(shù)，一檔和倒檔齒輪用另一種模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量大于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，有利于換檔。 由表4.1和表4.2并且參照同類車型選取模數(shù) 圖4.1 齒形系數(shù)y 4.3.3齒形、壓力角及螺旋角 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度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。變速器齒輪用20°,嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30°。 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意它對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。 斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同檔位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。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。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一檔和倒檔設計為直齒時，在這些檔位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因為這些檔位使用得少，所以也是允許的)，而此時第二軸則沒有軸向力作用。 根據(jù)圖4.2可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： ； (4.13) 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 (4.14) 式中，，為軸向力，，為圓周力，，為節(jié)圓半徑；為中間軸傳遞的轉矩。 圖4.2中間軸軸向力的平衡 最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用： 兩軸式變速器為 ：20°～30° 中間軸式變速器為：22°～34° 貨車變速器：18°～34° 汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表4.3選取。 表4.3 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 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 ，，， ～ 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 ～ 重型車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 低檔、倒檔齒輪， 小螺旋角 4.3.4齒寬 在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時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量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒輪的工作應力增加。選用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(mn)的大小來選定齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0； 斜齒，取為6.0～8.5。 采用嚙合套或同步器換檔時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數(shù)相同的各檔齒輪，檔位低的齒輪的齒寬系數(shù)取的稍大。 4.3.5齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)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。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小，輪齒的彎曲應力也減少。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(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。我國規(guī)定，齒頂高系數(shù)取為1.00。 4.3.6齒輪的修正 為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進行修正。修正的方法有三種： 1．加工時改變刀具與齒輪毛坯的相對位置，又稱變位； 2．改變刀具的原始齒廓參數(shù)； 3．改變齒輪齒廓的局部漸開線，又稱修形。 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(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，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、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嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，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，又避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，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。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。 4.4變速器的外形尺寸 變速器的外形尺寸主要指變速器的軸向尺寸，其軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機構的結構型式等都有直接關系，設計初可根據(jù)中心距的尺寸參照下列關系式初選。 商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用： 四檔 （2.2～2.7） 五檔 （2.7～3.0） 六檔 （3.2～3.5） 此變速器為五檔，故外形尺寸為（2.7～3.0）=291～330mm。 4.5變速器各檔齒輪齒數(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)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 圖4.3變速器傳動示意圖 4.5.1對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 ==110.01mm取整為=110mm。 4.5.2確定一檔齒輪的齒數(shù)及其參數(shù) 一檔齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)=4mm，初選螺旋角=22°。中間軸一檔齒輪齒數(shù)，貨車可在12-17之間選用，最小為12-14，取=13，一檔齒輪為斜齒輪。 一檔傳動比為: (4.15) 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒: (4.16) ==50.995取整為51 即=-=51-13=38 對一檔齒輪進行角度變位： 確定實際螺旋角： 端面壓力角： 端面嚙合角： 中心距變動系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 計算一檔齒輪13、14參數(shù)： 分度圓直徑：　　 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 當量齒數(shù)：　　　 4.5.3確定五檔齒輪的齒數(shù)及其參數(shù) 常嚙合五檔齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)=4mm，初選螺旋角=24°。 由式(4.15)求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 (4.16) 常嚙合傳動齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，即 (4.17) 由式(4.16)、(4.17)得=17.18，=33取整為=17，=33，則： 對常嚙合齒輪進行角度變位： 確定實際螺旋角： 理論中心距： 端面壓力角 ： 端面嚙合角 ： 中心距變動系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 計算常嚙合齒輪1、 2參數(shù)： 分度圓直徑: 齒頂高: 齒根高: 齒全高: 齒頂圓直徑: 齒根圓直徑: 當量齒數(shù): 4.5.4確定二檔齒輪的齒數(shù)及其參數(shù) 1．二檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)=3.75mm，初選=23° (4.18) (4.19) 由式（4.18）、（14.19）得=35.26，=18.7取整為=35，=19 對二檔齒輪進行角度變位： 確定實際螺旋角： 理論中心距： 端面壓力角 ： 端面嚙合角 ： 中心距變動系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 計算二檔齒輪7、8參數(shù)： 分度圓直徑：　　 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 當量齒數(shù)：　　　 4.5.5確定三檔齒輪的齒數(shù)及其參數(shù) 2．三檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)=3.5mm，初選=24° (4.20) (4.21) 由式(4.20)、(4.21)得=31.5，=25.84取整為=31，=26 對三檔齒輪進行角度變位： 確定實際螺旋角： 理論中心距： 端面壓力角： 端面嚙合角： 中心距變動系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 計算三檔齒輪5、6參數(shù)： 分度圓直徑： 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 當量齒數(shù)：　　　 4.5.6確定四檔齒輪的齒數(shù)及其參數(shù) 3．四檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)=3.5mm，初選=24° 　　　　　　　 (4.22) 　　 　　　　 (4.23) 由式(4.22)、(4.23)得=25.4，=32.0取整為=25，=33 對四檔齒輪進行角度變位： 確定實際螺旋角： 理論中心距： 端面壓力角 ： 端面嚙合角 ： 中心距變動系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 計算四檔齒輪3、4參數(shù)： 分度圓直徑：　　 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 當量齒數(shù)：　　　 4.5.7確定倒檔齒輪齒數(shù) 倒檔齒輪選用直尺雙聯(lián)齒輪，倒檔齒輪選用的模數(shù)與一檔相同，倒檔齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒檔軸的中心距。初選=23，=14，則： = =74mm 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪9和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑應為 =2×110－4×(14+2)－1=155mm =－2=36.75 為了保證齒輪9和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取=35 參照同類車型齒輪z10一般齒數(shù)小于z12，倒值與1值相近，取z10=21 計算倒檔軸和第二軸的中心距： = =112mm 計算倒檔傳動比： = =5.315 分度圓直徑：　　 齒頂高： 齒根高： 　 齒全高： 　 齒頂圓直徑：　 齒根圓直徑： 4.6本章小結 本章首先根據(jù)所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各檔傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各檔傳動比計算各檔齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各檔傳動比，同時對各檔齒輪進行變位。 第5章 變速器齒輪的設計及校核 5.1 齒輪的材料選擇 5.1.1齒輪的失效形式 變速器齒輪的損壞形式主要有三種：齒輪折斷、齒面點蝕、齒面膠合。 1．齒輪折斷 齒輪在嚙合過程中，輪齒表面承受有集中載荷的作用。可以把輪齒看作懸臂梁，輪齒根部彎曲應力很大，過渡圓角處又有應力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。齒輪折斷有兩種情況，一種是齒輪受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導致齒輪斷裂，這種破壞的斷面為粗粒狀。另一種是受到多次重復載荷的作用，齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度后，齒輪突然折斷。這種破壞的斷面在疲勞斷裂部分呈光滑表面，在突然斷裂部分呈粗粒狀表面。變速器中齒輪的折斷以疲勞破壞居多數(shù)。 2．齒面點蝕 齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪傳動齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。面裂縫中充滿了潤滑油，嚙合時，由于齒面互相擠壓，裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量扇形小麻點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。若以節(jié)圓為界，把齒輪分為根部及頂部兩段，則靠近節(jié)圓的跟部齒面處，較靠近節(jié)圓的頂部齒面處點蝕嚴重；兩個互相嚙合的齒輪中，主動的小齒輪點蝕嚴重。點蝕的后果不僅是齒面出現(xiàn)許多小麻點，而且由此使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，也可能引起輪齒折斷。 3．齒面膠合 高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸壓力大，使齒面間滑動油模破壞，兩齒面間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘聯(lián)，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。在汽車變速器齒輪中，膠合損壞情況不多。 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(shù)，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。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應力，提高齒面強度等，可提高齒面的接觸強度。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?shù)凝X面表面處理方法和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。 5.1.2齒輪的常用材料及材料的選擇 齒輪材料的種類很多，在選擇時應考慮的因素也很多，下述幾點可供選擇材料時參考： 1．齒輪材料必須滿足工作條件的要求。 例如，用于飛行器上的齒輪，要滿足質量輕、傳動功率達和可靠性高的要求，因此必須選擇力學性能高的合金鋼；礦山機械中的齒輪傳動，一般功率很大、工作速度較低、周圍環(huán)境中粉塵行量極高，因此往往選擇鑄鋼或鑄鐵等材料；家用及辦公用的機械的功率很小，但要求傳動平穩(wěn)、低噪聲或無噪聲、以及能再少潤滑貨物潤滑狀態(tài)下正常工作，因此常選用工程塑料作為齒輪材料?？傊?，工作條件的要求是選擇齒輪材料時首先應考慮的因素。 2．應考慮齒輪尺寸的大小、毛坯成型方法及熱處理和制造工藝。 大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵作為齒輪材料。中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常選用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而要求不高時，可選用圓鋼作毛坯