喜歡就充值下載吧，，資源目錄下展示的全都有，，下載后全都有，dwg格式的為CAD圖紙，有疑問咨詢QQ：414951605 或1304139763 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第1章 緒 論 1.1汽車變速器選題目的及意義 變速器用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、 轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空檔，可在起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、汽車滑行或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪傳輸。變速器設(shè)有空檔，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能[1]。 汽車的使用條件頗為復(fù)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(yīng)使用的需要。當(dāng)汽車在平坦的道路上，以高速行駛時(shí)，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(shí)，則應(yīng)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(dòng)力性的要求，而且也是汽車燃料經(jīng)濟(jì)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(shí)，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(shí)只是發(fā)動(dòng)機(jī)的節(jié)氣門開度和轉(zhuǎn)速或大或小而已，可是發(fā)動(dòng)機(jī)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(gè)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(dòng)機(jī)燃料消耗量減小。 變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)優(yōu)化匹配，可以保證汽車具有良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性。因此現(xiàn)代汽車變速器向著節(jié)能、環(huán)保、安全、舒適、高效、可靠方向不斷提高，結(jié)構(gòu)更加簡單、緊湊，傳動(dòng)效率更高。變速器的結(jié)構(gòu)型式選擇、設(shè)計(jì)參數(shù)選取及設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)汽車的整車設(shè)計(jì)極其重要。 1.2汽車變速器研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì) 現(xiàn)代汽車變速器的發(fā)展十分快，不斷出現(xiàn)嶄新的變速器裝置。變速器技術(shù)的每次跨越都和相關(guān)學(xué)科的發(fā)展密切相關(guān)。計(jì)算機(jī)技術(shù)、自動(dòng)控制技術(shù)、模糊控制、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)、先進(jìn)制造技術(shù)、運(yùn)動(dòng)仿真等為變速器的進(jìn)一步發(fā)展提供了有力的保障。變速器的發(fā)展也給相關(guān)學(xué)科提出更高的理論要求，使人類的認(rèn)識(shí)邁向新的、更高的境界。 汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對(duì)汽車的要求不斷的變化，機(jī)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(jī)械變速器以來，自動(dòng)變速器技術(shù)得到了迅速發(fā)展。80年代，美國已將液力自動(dòng)變速器作為轎車的標(biāo)準(zhǔn)裝備。1983年時(shí)，美國通用汽車公司的自動(dòng)變速器裝車率已經(jīng)達(dá)到了94%。近些年來，由于電子技術(shù)和電子計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，自動(dòng)變速器技術(shù)已經(jīng)達(dá)到了相當(dāng)高的水平。自動(dòng)變速器與機(jī)械式變速器相比，具有許多不可比擬的優(yōu)勢(shì)：提高發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系的使用壽命；提高汽車的通過性；具有良好的自適應(yīng)性；操縱更加方便[2]。 機(jī)械式變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個(gè)定值(也就是所謂的“級(jí)”)。比如，一檔變速比是3.85, 二檔是2.55, 再到五檔的0.75, 這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動(dòng)比，總共只有5個(gè)值(即有5級(jí))，所以說它是有級(jí)變速器。曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點(diǎn)，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，機(jī)械式變速器會(huì)在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實(shí)有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，機(jī)械式變速器不會(huì)過早的離開。首先，從商用車的特性上來說，機(jī)械式變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運(yùn)輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對(duì)如此高的“壓力”，除了發(fā)動(dòng)機(jī)需要強(qiáng)勁的動(dòng)力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時(shí)候有足夠的牽引力量將車帶動(dòng)。特別是面對(duì)爬坡路段，它的特點(diǎn)顯露的非常明顯。而對(duì)于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點(diǎn)尚不具備。其次，對(duì)于老司機(jī)和大部分男士司機(jī)來說，他們的最愛還是機(jī)械式變速器。從我國的具體情況來看，機(jī)械式變速器幾乎貫穿了整個(gè)中國的汽車發(fā)展歷史，資歷較深的司機(jī)都是用機(jī)械式變速器的，他們對(duì)機(jī)械式變速器的認(rèn)識(shí)程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實(shí)的。雖然自動(dòng)變速器以及無級(jí)變速器已非常的普遍，但是大多數(shù)年輕的司機(jī)還是崇尚手動(dòng)，尤其是喜歡超車時(shí)機(jī)械式變速器帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄機(jī)械式變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學(xué)校中，教練車都是機(jī)械式變速器的，除了經(jīng)濟(jì)適用之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實(shí)的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)性。第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了家庭，對(duì)于普通工薪階級(jí)的老百姓來說，經(jīng)濟(jì)型轎車最為合適，機(jī)械式變速器以其自身的性價(jià)比配套于經(jīng)濟(jì)型轎車廠家，而且經(jīng)濟(jì)適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟(jì)型轎車都是機(jī)械式變速器的車，它們的各款車型基本上都是5檔機(jī)械式變速器。 早期的汽車傳動(dòng)系，從發(fā)動(dòng)機(jī)到車輪之間的動(dòng)力傳動(dòng)形式是很簡單的。1892年法國制造出第一輛帶有變速器的汽車。1921年英國人赫伯特·福魯特采用耐用的摩擦材料進(jìn)一步完善了變速器的性能?，F(xiàn)代汽車變速器是1894年由法國人路易斯·雷納·本哈特和艾米爾·拉瓦索爾推廣使用的。目前為止，變速器經(jīng)歷了幾個(gè)發(fā)展階段，主要為： 1．手動(dòng)變速器 手動(dòng)變速器主要采用齒輪傳動(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)的換檔工作，也就是通過操縱機(jī)構(gòu)使變速器內(nèi)的不同的齒輪副工作。手動(dòng)變速器又稱手動(dòng)齒輪式變速器，含有可以在軸向滑動(dòng)的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達(dá)到變速變矩的目的。手動(dòng)變速器的換檔操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結(jié)構(gòu)簡單、故障率相對(duì)較低、價(jià)廉物美。 2．自動(dòng)變速器 自動(dòng)變速器是根據(jù)車速和負(fù)荷（油門踏板的行程）來進(jìn)行雙參數(shù)控制，檔位根據(jù)上面的兩個(gè)參數(shù)來自動(dòng)升降。自動(dòng)變速器與手動(dòng)變速器的共同點(diǎn)，就是二者都屬于有級(jí)式變速器，只不過自動(dòng)變速器可以根據(jù)車速的快慢來自動(dòng)實(shí)現(xiàn)換檔，可以消除手動(dòng)變速器“頓挫”的換擋感覺。 自動(dòng)變速器是由液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱機(jī)構(gòu)組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達(dá)到變速變矩的目的。 3．無級(jí)變速器 無級(jí)變速器又稱為連續(xù)變速式無級(jí)變速器。這種變速器與一般齒輪式自動(dòng)變速器的最大區(qū)別，是它省去了復(fù)雜而又笨重的齒輪組合變速傳動(dòng)，而只用了兩組帶輪進(jìn)行變速傳動(dòng)。無級(jí)變速器結(jié)構(gòu)比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動(dòng)變速器的眾多齒輪副，也沒有自動(dòng)變速器復(fù)雜的行星齒輪組，主要靠主動(dòng)輪、從動(dòng)輪和傳動(dòng)帶來實(shí)現(xiàn)速比的無級(jí)變化。 4．無限變速式機(jī)械無級(jí)變速器（IVT） 無限變速式機(jī)械無級(jí)變速器與其它自動(dòng)變速器的差別之一是不使用變矩器。變矩器的作用是通過油液介質(zhì)將發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力傳遞給變速器，它的傳遞效率通常只有80%。IVT由于不使用變矩器，與其它變矩器比較，IVT具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工藝復(fù)雜造價(jià)高昂的金屬傳送帶、結(jié)構(gòu)簡單、成本低等一系列優(yōu)點(diǎn)，加上傳遞扭矩大，長時(shí)間使用也不會(huì)過度發(fā)熱，不但使用于轎車，也使用于越野車，是一種新型變速器。 汽車變速器的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一個(gè)重要依據(jù)?，F(xiàn)代汽車變速器的發(fā)展趨勢(shì)，是向著可調(diào)自動(dòng)變速器或無級(jí)變速器的方向發(fā)展。 自動(dòng)變速器多檔化雖能擴(kuò)大自動(dòng)變速的范圍，但它并非安全迅速。理想的無級(jí)變速器是在整個(gè)傳動(dòng)范圍內(nèi)能連續(xù)的、無檔比的切換變速比，是變速器始終按最佳換檔規(guī)律自動(dòng)變速。無級(jí)化是對(duì)自動(dòng)變速器的理想追求。 現(xiàn)代無級(jí)變速器傳動(dòng)效率提高，變速反應(yīng)快、油耗低。隨著電子技術(shù)的發(fā)展，變速器的自動(dòng)控制進(jìn)一步完善，在各種使用工況下能實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系的最佳匹配，控制更加精確、有效，性能價(jià)格比大大提高。無級(jí)變速器裝有自動(dòng)控制裝置，行車中可以根據(jù)車速自動(dòng)調(diào)整檔位，無需人工操作，省去了換檔及踩踏離合器踏板的操作。其不足之處在于價(jià)格昂貴、維修費(fèi)用很高，而且使用起來比手動(dòng)檔車費(fèi)油，尤其是低速行駛或堵車中走走停停時(shí)，更會(huì)增大油耗。 當(dāng)今世界各大汽車公司對(duì)無級(jí)變速器的研究都十分活躍。不久的將來，隨著電子控制技術(shù)的進(jìn)一步完善，電子控制式的無級(jí)變速器可望得到廣泛的發(fā)展和應(yīng)用。 1.3汽車變速器設(shè)計(jì)內(nèi)容 本次設(shè)計(jì)主要是依據(jù)參考參數(shù)，通過對(duì)變速器各部分參數(shù)的選擇和計(jì)算，設(shè)計(jì)出一種基本符合要求的手動(dòng)5檔變速器。本設(shè)計(jì)主要完成下面一些主要工作： 1．參數(shù)計(jì)算。包括變速器傳動(dòng)比、中心距、齒輪參數(shù)、各檔齒輪齒數(shù)的分配計(jì)算； 2．變速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算。齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料選擇、齒輪強(qiáng)度計(jì)算及檢驗(yàn)； 3．變速器軸設(shè)計(jì)計(jì)算。包括各軸直徑及長度計(jì)算、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、軸的強(qiáng)度計(jì)算； 4．變速器軸承的選擇及校核； 5．同步器的設(shè)計(jì)選用； 6．變速器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)選用； 7．變速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 機(jī)械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動(dòng)效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。 通常，有級(jí)變速器具有三個(gè)、四個(gè)、五個(gè)前進(jìn)檔；重型載貨汽車和重型越野車則采用多檔變速器，其前進(jìn)檔位數(shù)多大6～16個(gè)甚至20個(gè)。 變速器檔位的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性和平均車速，從而可提高汽車的運(yùn)輸效率，降低運(yùn)輸成本。但檔位數(shù)的增多也使變速器的尺寸及質(zhì)量增大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造成本提高，操縱也復(fù)雜。當(dāng)采用手動(dòng)的機(jī)械式操縱時(shí)，要實(shí)現(xiàn)迅速、無聲換檔，對(duì)于多于5個(gè)前進(jìn)檔得變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)上限為5檔。多于5個(gè)前進(jìn)檔將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜化，或者需加裝具有獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定的行駛工況[3]。 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(shí)才使用的超速檔。采用傳動(dòng)比小于1（約為0.7～0.8）的超速檔，可充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損，降低燃料消耗。但與傳動(dòng)比為1的直接檔比較，采用超速檔會(huì)降低傳動(dòng)效率。 有級(jí)變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)，包括齒輪副的數(shù)目、齒輪的轉(zhuǎn)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。 2.1.1兩軸式變速器和中間軸式變速器的特點(diǎn)分析 1. 兩軸式變速器 兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。與中間軸式變速器相比，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點(diǎn)，此外，各中間檔因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力，故傳動(dòng)效率高同時(shí)噪聲低。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在高檔工作時(shí)齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結(jié)構(gòu)限制，其一檔速比不能設(shè)計(jì)的很大。對(duì)于前進(jìn)檔，兩軸式變速器輸入軸的傳動(dòng)方向與輸出軸的傳動(dòng)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(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)有離合器的從動(dòng)盤上，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。 變速器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(shí)，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(dòng)效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸變速器的另一個(gè)優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所降低[3]。 2.1.2變速器倒檔布置方案 變速器的一檔或倒檔因傳動(dòng)比大，工作時(shí)在齒輪上的作用力也增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一檔與倒檔，都應(yīng)該布置在靠軸的支承處，然后按照從低檔到高檔的順序布置各檔齒輪，這樣既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配[3]。 倒檔設(shè)計(jì)在變速器的左側(cè)或右側(cè)在機(jī)構(gòu)上均能實(shí)現(xiàn)，不同之處是掛倒檔時(shí)駕駛員移動(dòng)變速桿的方向改變了。為了防止意外掛入倒檔，一般在掛倒檔時(shí)設(shè)有一個(gè)掛倒檔時(shí)需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。 2.1.3傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置中齒輪的安排 常用檔位的輪齒因接觸應(yīng)力過高而易造成表面點(diǎn)蝕損壞。將高檔布置在靠近軸的兩端支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小，齒輪可保持較好的嚙合狀態(tài)，以減少偏載并提高齒輪壽命[3]。 2.2變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 2.2.1變速器的齒輪形式 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，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)工藝復(fù)雜，工作時(shí)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(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)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(shè)計(jì)為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動(dòng)支承等方式之一與軸連接。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度（圖2.1）影響齒輪強(qiáng)度。要求尺寸應(yīng)該大于或等于輪齒危險(xiǎn)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(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些，至少滿足尺寸要求，為花鍵內(nèi)徑。 圖2.1 變速器齒輪尺寸控制圖 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(yīng)在范圍內(nèi)選用。要求齒輪制造精度不低于7級(jí)[1]。 2.2.2變速器自動(dòng)脫檔 自動(dòng)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(dòng)等原因，都會(huì)導(dǎo)致自動(dòng)脫檔。為解決這個(gè)問題，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]： 1．將兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開，如圖2.2a所示。這樣在嚙合時(shí)，使接合齒端部超過被接合齒的1～3。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，可用來阻止接合齒自動(dòng)脫檔。 2．將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切薄（切下0.3～0.6），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(dòng)脫檔，如圖2.2b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)脫檔的軸向力，如圖2.2c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)脫檔的效果。 a） b) c) 圖2.2防止自動(dòng)脫擋的機(jī)構(gòu)措施 2.3本章小結(jié) 本章主要對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析并選擇變速器的布置方案、倒檔的布置方案。對(duì)變速器零、部件的結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，對(duì)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的齒輪進(jìn)行布置，介紹了變速器的自動(dòng)脫檔，為下面的設(shè)計(jì)過程作鋪墊。 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1變速器檔位數(shù)和傳動(dòng)比 3.1.1變速器檔位數(shù)的確定 對(duì)不同類型的汽車，其檔位數(shù)也不盡相同。增加變速器的檔數(shù)，能夠改善汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性以及平均車速。檔數(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)換檔頻率增高并增加了換檔難度。 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用4～5個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個(gè)檔。商用車變速器采用4～5個(gè)檔或多檔。載質(zhì)量3.5～10.0的貨車多采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.0～8.0的貨車多采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上[3]。 長安杰勛汽車的主要技術(shù)參數(shù)見表3.1。 表3.1 長安杰勛汽車的主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 112 車輪型號(hào) 195/65 R15 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 192 最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速 5500~6000r/min 最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速 4000~4500r/min 最高車速 195km/h 3.1.2主減速比的確定 (3.1) 式中：——汽車行駛速度（）； ——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（）； ——車輪滾動(dòng)半徑（）； ——變速器傳動(dòng)比； ——主減速器傳動(dòng)比。 (3.2) 式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩（）； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率（）； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速（）； ——轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)=1.1～1.3 (3.3) 式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩轉(zhuǎn)速 已知：最高車速==；最高檔為直接檔，傳動(dòng)比=1；車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格=0.317(m)；發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩轉(zhuǎn)速=4000 ()；發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速=5500 ()；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比： 3.1.3 變速器各檔傳動(dòng)比的確定 在選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)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(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑等綜合考慮來確定。 汽車爬坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有： (3.4) 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(dòng)比為： (3.5) 式中：——汽車總質(zhì)量，； ——重力加速度，； ——滾動(dòng)阻力系數(shù)，； ——驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑，m； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，； ——主減速比，； ——汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率，。 將各數(shù)據(jù)代入式(3.5)中得： 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件： (3.6) 可求得變速器一檔傳動(dòng)比為： (3.7) 式中：——汽車滿載靜止與水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，因?yàn)槌擞密嚢l(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)動(dòng)的軸荷分配范圍為47%～60%，所以=1485×9.8 ×55％=8004.15 ——道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 通過以上計(jì)算可得到2.34＜＜3.41，國產(chǎn)汽車中，轎車變速器傳動(dòng)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，取。 變速器各檔傳動(dòng)比之間的關(guān)系基本是幾何級(jí)數(shù),故相鄰檔位傳動(dòng)比比值就是幾何級(jí)數(shù)的公比；但是實(shí)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(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。 此變速器的最高檔為直接檔，其傳動(dòng)比為1.0，一檔傳動(dòng)比初選為3.4，中間各檔的傳動(dòng)比按理論公式 （其中n為檔位數(shù)）求得公比。 因?yàn)?，所以? 3.2變速器中心距的確定 對(duì)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(duì)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(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對(duì)輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)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(qiáng)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(huì)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[3]。 中間軸式變速器的中心距（）的確定 初選中心距，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 (3.8) 式中：——中心距系數(shù)，乘用車： ，商用車： ——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩()； ——變速器一擋傳動(dòng)比； ——變速器的傳動(dòng)效率，取96%； 將各數(shù)代入式(3.8)中得 初選中心距=78。 乘用車變速器的中心距在60~80范圍內(nèi)變化，而商用車變速器的中心距在80~170范圍內(nèi)變化。 3.3變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。 乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）。 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）=210.6～234。 3.4變速器的齒輪參數(shù)的確定 3.4.1齒輪齒數(shù) 確定變速器齒輪齒數(shù)時(shí)，應(yīng)考慮： 1．盡量符合動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性等對(duì)各檔傳動(dòng)比的要求； 2．最少齒數(shù)不應(yīng)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(yīng)產(chǎn)生根切，而且齒根圓直徑應(yīng)大于中間軸直徑； 3．互相嚙合的齒輪，齒數(shù)間不應(yīng)有公因數(shù)，速度高的齒輪更應(yīng)注意這點(diǎn)； 4．齒數(shù)多，可降低齒輪傳動(dòng)的躁聲。 3.4.2齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強(qiáng)度或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所決定。選擇模數(shù)時(shí)應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時(shí)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。降低噪聲水平對(duì)轎車很重要，而對(duì)載貨汽車則應(yīng)重視減小質(zhì)量。 根據(jù)圓柱齒輪強(qiáng)度的簡化計(jì)算方法，可列出齒輪模數(shù)與彎曲應(yīng)力之間有如下關(guān)系： 直齒輪模數(shù) (3.9) 式中：——計(jì)算載荷，； ——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(dòng)齒輪取1.1，被動(dòng)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)； ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力MPa。 斜齒輪法向模數(shù) (3.10) 式中：——計(jì)算載荷，； ——應(yīng)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(dòng)齒輪取1.1，被動(dòng)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)； ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時(shí)，對(duì)乘用車變速器斜齒齒輪的許用應(yīng)力MPa，商用車變速器斜齒齒輪的許用應(yīng)力MPa。 從輪齒應(yīng)力的合理性及強(qiáng)度考慮,每對(duì)齒輪應(yīng)有各自的模數(shù),但出于工藝考慮，模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案[3]。 表3.2給出了汽車變速器齒輪模數(shù)范圍。 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 貨車的最大總質(zhì)量 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模數(shù) 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 設(shè)計(jì)時(shí)所選模數(shù)應(yīng)符合國標(biāo)GB1357-78規(guī)定（表3.3）并滿足強(qiáng)度要求。 表3.3 汽車變速器常用齒輪模數(shù)（） 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 — 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)增加模數(shù)，同時(shí)減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(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；變速器低檔齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他檔選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數(shù)[1]。 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(zhì)量在1.8～14.0的貨車為2.0～3.5；總質(zhì)量大于14.0的貨車為3.5～5.0。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換檔。 由表3.1和表3.2并且參照同類車型選取模數(shù) 3.4.3齒形、壓力角及螺旋角 壓力角較小時(shí)，重合度大并降低了齒輪剛度，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)，可提高齒輪的抗彎強(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°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)選用14.5°、15°、16°、16.5°等于小些得壓力角；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。 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意它對(duì)齒輪工作噪聲齒輪的強(qiáng)度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪的嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒輪的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角，以15°~25°；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)選用較大螺旋角。 斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負(fù)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(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角設(shè)計(jì)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(yīng)一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一檔和倒檔設(shè)計(jì)為直齒時(shí)，在這些檔位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因?yàn)檫@些檔位使用得少，所以也是允許的)，而此時(shí)第二軸則沒有軸向力作用。 根據(jù)圖3.1可知，欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件 (3.11) 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 (3.12) 式中：，為軸向力，，為圓周力，，為節(jié)圓半徑，為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 圖3.1中間軸軸向力的平衡 最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對(duì)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[1]。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 乘用車變速器： 兩軸式變速器為 ：20°～25° 中間軸式變速器為：22°～34° 貨車變速器：18°～26° 汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表3.4選取。 表3.4 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項(xiàng)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(biāo)準(zhǔn)齒形 ～ 重型車 GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 低檔、倒檔齒輪， 小螺旋角 3.4.4齒寬 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，齒寬減小使斜齒輪傳動(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)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(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為2～4。 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(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)相同的各檔齒輪，檔位低的齒輪的齒寬系數(shù)取的稍大。 3.4.5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小，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。 在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。 3.4.6齒輪的修正 為了改善齒輪傳動(dòng)的某些性能，常對(duì)齒輪進(jìn)行修正。修正的方法有三種：加工時(shí)改變刀具與齒輪毛坯的相對(duì)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。 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(duì)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(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。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)。 有幾對(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)因保證各檔傳動(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)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)，則對(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)，故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過選擇合適的螺旋角來達(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)于高檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)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)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠(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。 總變位系數(shù)越小，一對(duì)齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，對(duì)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(dòng)[1]。 3.5變速器各檔齒輪齒數(shù)的分配 圖3.2變速器傳動(dòng)示意圖 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(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。 3.5.1確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)=2.75，初選螺旋角=30°, 中間軸一檔齒輪齒數(shù)可在15-17之間選取，貨車可在12-17之間選用。取17，一檔齒輪為斜齒輪。 常嚙合傳動(dòng)齒輪副的傳動(dòng)比為: (3.13) 為了求、的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 斜齒: (3.14) ==49.127，取整為49 即==49-17=32 3.5.2對(duì)中心距進(jìn)行修正 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)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，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 ==77.79，取整為=78。 對(duì)一檔齒輪進(jìn)行變位： 確定實(shí)際螺旋角： 端面分度圓壓力角： 端面嚙合角： 中心距變動(dòng)系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂高變動(dòng)系數(shù)σn： 計(jì)算一檔齒輪9、10參數(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：　　 基圓直徑： 節(jié)圓直徑： 當(dāng)量齒數(shù)：　　　 3.5.3確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 常嚙合齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)=2.75，初選螺旋角=28°。 由式(3.13)求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 (3.15) 常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，即 (3.16) 取整為=19，=31，則： 對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行變位： 確定實(shí)際螺旋角： 理論中心距： 端面分度圓壓力角 ： 端面嚙合角 ： 中心距變動(dòng)系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂高變動(dòng)系數(shù)σn： 計(jì)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: 基圓直徑： 節(jié)圓直徑： 當(dāng)量齒數(shù): 3.5.4確定其他各檔的齒數(shù) 1．二檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)=2.75，初選=26° (3.17) (3.18) 取整為=31，=20 對(duì)二檔齒輪進(jìn)行變位： 確定實(shí)際螺旋角： 理論中心距： 端面分度圓壓力角 ： 端面嚙合角 ： 中心距變動(dòng)系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂高變動(dòng)系數(shù)σn： 計(jì)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：　　 基圓直徑： 節(jié)圓直徑： 當(dāng)量齒數(shù)：　　　 2．三檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)=2.5，初選=25° (3.19) (3.20) 取整為=30，=27 對(duì)三檔齒輪進(jìn)行變位： 確定實(shí)際螺旋角： 理論中心距： 端面分度圓壓力角： 端面嚙合角： 中心距變動(dòng)系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂高變動(dòng)系數(shù)σn： 計(jì)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：　　 基圓直徑： 節(jié)圓直徑： 當(dāng)量齒數(shù)：　　 3．四檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)=2.5，初選=25° 　　　　　　　 (3.21) 　　 　　　　 (3.22) 取整為=26，=31 對(duì)四檔齒輪進(jìn)行變位： 確定實(shí)際螺旋角： 理論中心距： 端面分度圓壓力角 ： 端面嚙合角 ： 中心距變動(dòng)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(jì)算四檔齒輪3、4參數(shù)： 分度圓直徑：　　 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 基圓直徑： 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 節(jié)圓直徑： 當(dāng)量齒數(shù)：　　　 3.5.5確定倒檔齒輪齒數(shù) 倒檔齒輪選用直尺圓柱齒輪，倒檔齒輪選用的模數(shù)為3，倒檔齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計(jì)算出中間軸與倒檔軸的中心距。初選=23，=16，則： = =58.5 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×78－3×(16+2)－1=101 =31.66 為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5以上的間隙，取=31 計(jì)算倒檔軸和第二軸的中心距： = =81 計(jì)算倒檔傳動(dòng)比： =3.16 分度圓直徑：　　 齒頂高： 齒根高： 　 齒全高： 　 齒頂圓直徑：　 齒根圓直徑： 3.6變速器齒輪的設(shè)計(jì)及校核 3.6.1 齒輪的壞損形式 變速器齒輪的損壞形式主要有三種：齒輪折斷、齒面點(diǎn)蝕、齒面膠合。 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(dǎo)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(fù)載荷的作用，齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴(kuò)展到一定深度后，齒輪突然折斷。 齒面點(diǎn)蝕是閉式齒輪傳動(dòng)經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪傳動(dòng)齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動(dòng)的接觸應(yīng)力作用，會(huì)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(shí)，由于齒面互相擠壓，裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴(kuò)展，最后導(dǎo)致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量扇形小麻點(diǎn)，這就是齒面點(diǎn)蝕現(xiàn)象。 高速重載齒輪傳動(dòng)、軸線不平行的螺旋齒輪傳動(dòng)及雙曲面齒輪傳動(dòng)，由于齒面相對(duì)滑動(dòng)速度大，接觸壓力大，使齒面間滑動(dòng)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(dòng)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。 3.6.2輪齒的強(qiáng)度計(jì)算 汽車的變速器齒輪使用條件是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支撐方式也基本一致。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(jí)。因此，比用于通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。 1. 輪齒彎曲應(yīng)力 (1)直齒輪彎曲應(yīng)力公式為： (3.23) 式中：——彎曲應(yīng)力(MPa)； ——圓周力(N)，； ——計(jì)算載荷()； ——節(jié)圓直徑()； ——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65； ——摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向?qū)澢鷳?yīng)力的影響也不同，主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9； ——齒寬()； ——端面齒距()，； ——模數(shù)； ——齒形系數(shù)，如圖3.3所示。 因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)代入式后得： 　　　　　　　　　　　　　 (3.24) 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)，一、倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa范圍，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力取下限。 (2)斜齒彎曲應(yīng)力公式為： (3.25) 式中：——圓周力()，； ——計(jì)算載荷()； ——節(jié)圓直徑()，， ——法向模數(shù)()，——齒數(shù)， ——斜齒輪螺旋角()； ——應(yīng)力集中系數(shù)，； ——齒面寬()； ——法向齒距()，； ——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖3.3中查得； ——重合度影響系數(shù)，。 將上述有關(guān)參數(shù)代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為： 　 　　　　　　　　　 (3.26) 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擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車為100～250MPa范圍。 圖3.3 齒形系數(shù)圖 2. 輪齒接觸應(yīng)力 　　　　　　　 (3.27) 式中：——輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； ——齒面上的法向力（N），； ——端面內(nèi)分度圓切向力，； ——計(jì)算載荷()； ——節(jié)圓直徑()； ——節(jié)點(diǎn)處壓力角()； ——齒輪螺旋角()； ——齒輪材料彈性模量(MPa)，=2.1×10 ； ——齒輪接觸實(shí)際寬度()； ，——主動(dòng)及被動(dòng)齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑()， 其中：斜齒輪——，； 直齒輪——，。 、 ——主動(dòng)及被動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑()。 其中：斜齒輪——，直齒輪—— 所以：斜齒輪——，； 直齒輪——，。 ——斜齒輪法向模數(shù) ——直齒輪模數(shù) ——斜齒輪當(dāng)量齒數(shù) ——直齒輪齒數(shù) 將所有參數(shù)帶入式(3.27)得： 斜齒輪 　　 　　　　　　 (3.28) 直齒輪 　 　 　　　 　 (3.29) 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表3.5。 表3.5 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高檔 1300～1400 650～700 3.7計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為192N·m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)效率96%。 Ⅰ軸： ==192×99%×96%=182.48 中間軸：==182.48×96%×99%×31/19=282.96 Ⅱ軸： 一檔=282.96×0.96×0.99×32/17=506.21 二檔=282.96×0.96×0.99×31/20=416.83 三檔=282.96×0.96×0.99×30/27=298.81 四檔=282.96×0.96×0.99×26/31=225.55 倒檔 =470.64 倒檔軸： =282.96×0.96×0.99×23/16=386.58 3.8各檔齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 1．計(jì)算一檔斜齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 =32，=17，=0.137，=0.166，=506.20，=282.96，=30°，=2.75，=8.0 = =287.11MPa<180～350MPa = =249.33MPa<180～350MPa 2．計(jì)算二檔斜齒輪7，8的彎曲應(yīng)力 =31，=20，=0.141，=0.158，=416.83，=282.96，=26°，=2.75，=8.5 = =231.62MPa<180～350MPa = =217.49MPa<180～350MPa 3．計(jì)算三檔斜齒輪5，6的彎曲應(yīng)力 =30，=27，=0.131，=0.153，=298.81，=282.96，=25°，=2.5，=8.0 = =263.35MPa<180～350MPa = =237.24MPa<180～350MPa 4．計(jì)算四檔斜齒輪3，4的彎曲應(yīng)力 =26，=31，=0.128，=0.152，=225.55，=282.96，=25°，=2.5，=8.0 = =234.74MPa<180～350MPa = =207.99MPa<180～350MPa 5．常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 =19，=31，=0.163，=0.132，=192，=282.96，=30°，=2.75，=8.0 = =154.16MPa<180～350MPa = =171.95MPa<180～350MPa 6．計(jì)算倒檔直齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力 =31，=16，=23，=0.143，=0.126，=0.132，=3，=8.0，=470.64，=282.96，=386.58 =464.91MPa<400～850MPa = = 751.20MPa<400～850MPa = =681.49MPa<400～850MPa 7．計(jì)算一檔斜齒輪9，10的接觸應(yīng)力 =32，=17，=506.20，=282.96，=30，=8.0，=2.75 =14.15 = =1508.25MPa<1900～2000MPa = =1547.08MPa<1900～2000MPa 8．計(jì)算二檔斜齒輪7，8的接觸應(yīng)力 =31，=20，=416.83，=282.96，=26，=8.5，=2.75 =21.99 =14.19mm = =1361.73MPa<1300～1400MPa = =1396.86MPa<1300～1400MPa 9．計(jì)算三檔斜齒輪5，6的接觸應(yīng)力 =30，=27，=298.81，=282.96，=25，=8.0，=2.5 =17.82mm =16.04mm = =1357.99MPa<1300～1400MPa = =1393.00MPa<1300～1400MPa 10．計(jì)算四檔斜齒輪3，4的接觸應(yīng)力 =26，=31，=225.55，=282.96，=25，=8.0，=2.5 =15.33 =18.27 = =1283.11MPa<13