畢業(yè)設計汽車三軸五檔變速器的設計

1、中國石油大學勝利學院本科畢業(yè)設計（論文）摘要變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內工作。變速器設有空檔和倒檔。需要時變速器還有動力輸出功能。因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。一般通過控制軸的長度即控制檔數(shù)，來保證變速箱有足夠的剛性。本文設計研究了三軸式五檔手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器

2、的各檔齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型.變速器的傳動方案設計。關鍵字：檔數(shù)；傳動比；齒數(shù)；軸箭頭向下符號不能出現(xiàn)在論文里，讓人一看就知道是網上下載的，要剪切，選擇性粘貼，再選無格式文本，確定，此符號去掉，在編制。ABSTRACTTransmissiontochangetheenginereachedonthedrivingwheeltorqueandspeed,isaimedatmarkingstart,climbing,turning,acceleratevariousdrivingconditions,thecarwasdifferenttraction

3、andspeedMeanwhileengineinthemostfavorableworkingconditionswithinthescopeofthework.Andthetransmissioninneutralgearwithreversegear.Transmissionalsoneedpoweroutputfunction.Gearboxbecauseofthelow-gradeworkatalargerrole,Ingeneral,thelow-gradegearboxlayoutareclosetotheaxisaftersupport,Followingfromlow-gra

4、detohigh-gradeorderofthelayoutofstallsgear.Thiswillnotonlyallowaxisarelargeenoughforarigid,butalsoensureseasyassembly.Gearboxoverallstructureandrigidaxleandtheshellstructureofrelations.Generallythroughthecontrolshaftlengthcontroloverseveralstallstoensurethatadequategearboxrigid.Thispaperdescribesthe

5、designofthree-axisfiveblockmanualtransmission,thetransmissionprincipleofworkelaborated,Transmissionofthegearshaftanddoadetaileddesign,andtheintensityofaschool.Forsomestandardpartsfortheselection.TransmissionTransmissionprogramdesign.Abriefdescriptionofthetransmissionofallcomponentsofthematerialchoic

6、e.Keywords:block;Transmissionratio;Teeth;Axis目錄刖H1第一章總體方案設計21.1 汽車參數(shù)的選擇21.2 變速器設計應滿足的基本要求2第二章變速器傳動機構布置方案32.1 傳動機構布置方案分析32.1.1 固定軸式變速器32.1.2 倒檔布置方案42.1.3 其他問題5第三章零部件結構方案分析73.1 齒輪形式73.2 換檔機構形式73.3 變速器軸承9第四章變速器設計和計算104.1 檔數(shù)104.2 傳動比范圍104.3 中心距A104.4 外形尺寸114.5 軸的直徑114.6 齒輪參數(shù)124.6.1 模數(shù)的選取124.6.2 壓力角124.6

7、.3 螺旋角124.6.4 齒寬b144.6.5 變位系數(shù)的選擇原則144.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配154.7.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)154.7.2 對中心距進行修正164.7.3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)164.7.4 確定其他各檔的齒數(shù)174.7.5 確定倒檔齒輪齒數(shù)17第五章變速器的校核195.1 齒輪的損壞形式195.2 齒輪強度計算195.2.1 齒輪彎曲強度計算195.2.2 輪齒接觸應力計算215.2.3 軸的強度計算23.第六章結論26致謝27參考文獻28目錄要索引，不能輸入。點擊插入-引用一索引和目錄一點擊目錄一顯示級別現(xiàn)在汽車變速器的發(fā)展趨勢是向著可調自動變速箱或無級變速器

8、方向發(fā)展。無級變速機構由兩組錐形輪組成，包括一對主動錐形輪（錐形輪組1）和一對被動錐形輪（錐形輪組2）同時有一根鏈條運行在兩對錐形輪V形溝槽中間，鏈條的運動如同動力傳遞單元。錐形輪組1由發(fā)動機的輔助減速機構驅動，發(fā)動機的動力通過鏈條傳遞給錐形輪組2直至終端驅動。在每組錐形輪中有一個錐形輪可以在軸向移動，調整鏈條在錐形輪的工作直徑并傳遞速比。兩組錐形輪必須保持相同的調整，以保證鏈條始終處與漲緊狀態(tài)，使傳遞扭矩時錐形輪接觸充分的壓力。采用無級變速器可以節(jié)約燃料，使汽車單位油耗的行駛里程提高30%。通過選擇最佳傳動比，獲得最有利的功率輸出，它的傳動比比傳統(tǒng)的變速器輕，結構更簡單而緊湊。世界各大汽車制

9、造商正競相開發(fā)無級變速器。專家預計2003至2005年間無級變速器將成為世界各大汽車制造商的技術開發(fā)重點。目前一些著名汽車制造商（如福特、通用、本田、克萊斯勒等）正致力于無級變速器的開發(fā)工作。現(xiàn)在全球CVT的產量約為50萬臺，而普通型自動變速器的產量約為2,500萬臺，雙向通訊和線控技術的應用，無級變速器有無比的優(yōu)勢，預計不久將來中國各大汽車制造商也將生產自己的CVT無級變速器，并廣泛應用于國產轎車。在本設計中對變速器作了總體設計，對變速器的傳動方案進行了選擇，變速器的齒輪和軸做了詳細的設計計算。15第一章變速器總體方案設計1.1 汽車參數(shù)的選擇根據變速器設計所選擇的汽車基本參數(shù)如下表表1-1

10、設計基本參數(shù)表發(fā)動機：2.5LV6檔數(shù)：5最大功率（kW/n）：250/3500最大扭矩（Nm/n）:245/35001.2 變速器設計應滿足的基本要求表1-1設計基本參數(shù)表對變速器如下基本要求.1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。2）設置空檔，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。5）換檔迅速，省力，方便。6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔，亂檔以及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應當有高的工作效率。除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與

11、變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各檔傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜，功率越小，變速器的傳動比范圍越大。第二章變速器傳動機構布置方案2.1 傳動機構布置方案分析2.1.1 固定軸式變速器固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結構簡單，輪廓尺寸小，布置方便，中間檔位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。因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，不僅工作噪聲增大，且易損壞。止匕外，受結構限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設計得很

12、大。所以選擇的是中間軸式的變速器。圖2-1,分別示出了幾種中間軸式五檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經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高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（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

13、，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)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再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。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。圖2-1a所示方案，除一倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2-1b,c,d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-1d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內，這樣布置除可以提

14、高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器圖2-1中間軸式五檔變速器傳動方案以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。發(fā)動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。綜上所述選擇第2種傳動方案，前進

15、檔，均用常嚙合齒輪傳動。2.1.2 倒檔布置方案與前進檔位比較，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。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。由u)f>3>圖2-2倒檔布置方案圖2-2為常見的倒檔布置方案。圖2-2b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。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，

16、使換檔困難。圖2-2c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2-2d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-2c所示方案。圖2-2e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2-2f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2-2g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。綜上所述選擇第四種倒檔布置方案。因為變速器在一檔和倒檔工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒檔，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的

17、變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒檔的傳動比雖然與一檔的傳動比接近，但因為使用倒檔的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一檔布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒檔。此時在倒檔工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內略有增加，與此同時在一檔工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。2.1.3 其他問題經常使用的檔位，其齒輪因接觸應力過高而造成表面電蝕損壞。將高檔布置在靠近軸的支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小，齒輪保持較好的嚙合狀態(tài)，偏載減少能提高齒輪壽命。某些汽車變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速檔。使

18、用傳動比小于1(為0.70.8)的超速檔，能夠充分地利用發(fā)動機功率，使汽車行駛1KM所需發(fā)動機曲軸的總轉速降低，因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗。但是與直接檔比較，使用超速檔會使傳動效率降低，噪聲增大。機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數(shù)，每分鐘轉速，傳遞的功率，潤滑系統(tǒng)的有效性，齒輪和殼體等零件的制造精度等。第三章零部件結構方案分析3.1 齒輪形式與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，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

19、大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。本設計中一檔和倒檔用的是直齒輪，其他檔都是斜齒輪。3.2 換檔機構形式變速器換檔機構有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換檔三種形式。汽車行駛時各檔齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換檔，會在輪齒端面產生沖擊，并伴隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換檔產生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術（如兩腳離合器），時齒輪換檔時無沖擊，才能克服上述缺點。但是該瞬間駕駛員注意力被分散，會影響行駛安全性。因此，盡管這種換檔方式結構簡單，但除一檔，倒檔外已很少使用。由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)，所以可

20、用移動嚙合套換檔。這時，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多。而輪齒又不參與換檔，它們都不會過早損壞，但不能消除換檔沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉部分的總慣性矩增大。因此，目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用。這是因為重型貨車檔位間的公比較小，則換檔機構連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換檔，并且還能降低制造成本及減小變速器長度。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有機構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸

21、大等缺點，但仍然得到廣泛應用。使用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，換入不同檔位的變速桿行程要求盡可能一樣。自動脫檔是變速器的主要故障之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，目前在結構上采取措施比較有效的方案有以下幾種：圖3-1防止自動脫檔的機構措施I此風虹薄圖3-2防止自動脫檔的機構措施n圖3-3防止自動脫檔的機構措施出1）將兩接合齒的嚙合位置錯開，見圖3-1。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約13mm。使用中接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，用來阻止接合齒自動脫檔。0.30.6mm）,這樣，

22、換檔后嚙合套2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢碌暮蠖嗣姹缓簖X圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔，見圖3-2。3）將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜23°）,使接合齒面產生阻止自動脫檔的軸向力，見圖3-3。這種方案比較有效，應用較多。3.3 變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車變速器結構緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結構受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內腔中，內腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用

23、滾針軸承。變速器第一軸前端支承在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常用軸承外圈有檔圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊，裝配麻煩，磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。變速器第一軸，第二軸的后部軸承以及中間軸前，后軸承，按直徑系列

24、一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于620mm,下限適用于輕型車和轎車。滾針軸承，滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易，成本低。在本次設計中主要選用了圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承和滾針軸承。第四章變速器設計和計算4.1 檔數(shù)增加變速器的檔數(shù)能改善汽車的動力性和經濟性。檔數(shù)越多，變速器的結構越復雜

25、，并且是尺寸輪廓和質量加大。同時操縱機構復雜，而且在使用時換檔頻率也增高。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低檔與高檔之間傳動比比值減小，是換檔工作容易進行。要求相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下，該制約小換檔工作越容易進行。要求高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值小。近年來為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前轎車一般用45個檔位，級別高的轎車變速器多用5個檔，貨車變速器采用45個檔位或多檔。裝載質量在23.5T的貨車采用5檔變速器，裝載質量在48T的貨車采用6檔變速器。多檔變速器多用于重型貨車和越野車。選用白是5檔變速器。4.2

26、 傳動比范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。目前轎車的傳動比范圍在34之間，輕型貨車在56之間，其他貨車則更大。轎車的傳動比范圍為3.6:14.3 中心距A對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距。其大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不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)

27、不能過少的限制，要求中心距也要大些。A=KA3：'Temaxilg（4-1）=932453.60.96=85mm式中，A為中心距（mm）;Ka為中心距系數(shù)，轎車：Ka=8.99.3;Temax為發(fā)動機最大轉矩（Nm）；1為變速器一檔傳動比；g為變速器傳動效率0.96。轎車變速器的中心距在6580mm變化范圍。原則上總質量小的汽車中心距小。4.4 外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸（3.03.4）Ao當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)K應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。設計的是五檔變速器

28、，初定軸向殼體尺寸為300mm。4.5 軸的直徑變速器工作時軸除傳遞轉矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向力。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。軸的剛度不足會產生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性產生影響，增加工作噪聲。中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑D=0.45A,軸的最大直徑D和支撐問距離L的比值，對中間軸，D/L=0.160.18;對第二軸，D/L=0.180.21。第一軸花健部分直徑D（mm）可按下式初選d=K3TlmOX（4-2）=4.23245=26mm式中K為經驗系數(shù)，K=4.04.6,Temax為發(fā)動機最大轉矩（Nm）第

29、二軸和中間軸中部直徑D=0.45A=0.4585=36mm4.6 齒輪參數(shù)4.6.1 模數(shù)的選取遵循的一般原則：為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質量小，增加數(shù)，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒數(shù)應有不同的模數(shù)。減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選??；對貨車，減小質量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數(shù)。低檔齒輪應選大些的模數(shù)，其他檔位選另一種模數(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)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質量在1.814

30、.0t的貨車為2.03.5mm選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換檔。初選齒輪模數(shù)m=3.0mm齒輪法向模數(shù)mn=3.0mm4.6.2 壓力角壓力角較小時，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。變速器齒輪壓力角為20嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30。4.6.3 螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟

31、然下降，而接觸強度仍然繼續(xù)上升。因此,從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以1525為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大螺旋角o斜齒輪傳遞轉矩時，要產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

32、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。根據圖4-1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件FaiFnitan1(4-3)Fa2Fn2tan2(4-4)由于T=FniriFn22,為使兩軸向力平衡，必須滿足(4-5)tan1r1tan2r2式中，F(xiàn)a1,Fa2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力，F(xiàn)n1,Fn2為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；r1,2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。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。圖4-1中間軸軸向力的平衡斜齒輪螺旋角可在下面提

33、供的范圍內選用：轎車中間軸式變速器為2234初選的螺旋角二284.6.4 齒寬b應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響?？紤]到盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應力增加。使用寬些的齒寬，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并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。直齒：b=Kcm,Kc為齒寬系數(shù)，取為4.58.0取Kc=5斜齒：b=Kcmn,Kc取6.08.5，取Kc=7第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，Kc可取大些，使接觸線長度增加

34、、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。直齒b=KCm=53=15mm斜齒b=KCm=73=21mm4.6.5 變位系數(shù)的選擇原則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，有避免了其缺點

35、。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劑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

36、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?？傋兾幌禂?shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，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。更據上述理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一，二檔和倒檔以外的其他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。4.7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，可更據變速器的檔數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。圖4-2五檔變速器傳動方案4.7.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動比iiZ2Z9(4

37、-6)ZiZ10如果Z9,40齒數(shù)確定了，則Z2與乙的傳動比可求出，為了求4,乙0的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh直齒Zh=2A/m(4-7)斜齒Zh=2Acos/mn(4-8)因為一檔用的是直齒輪，所以Zh=2A/m=285/3=57計算后取整，然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使4/40的傳動比大些，在ii已定的情況下，Z2/Z1的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸經尺寸的限制，即受剛

38、度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。轎車中間軸式變速器一檔傳動比ii=3.53.8時，中間軸上一檔齒輪數(shù)可在1517間取，貨車在217間取。因為ii=3.6取中間軸上一檔齒輪乙0二15輸出軸上一檔齒輪Z9=Zh-Zj0=57-15=424.7.2 對中心距進行修正因為計算齒數(shù)和Zh后，經過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據Zh和齒輪變位系數(shù)新計算中心距，在以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據。故修正后中心距A取85mm求出傳動比巨Zi.Z10ii -Z9(4-9)Z2Zi3.6424.7.3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)i17而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，

39、即(4-i0)A=mn(Ziz2)/2cos85=3（Z2+Zi）/2cos28求得五檔齒輪齒數(shù)為Zi=224=28各檔傳動比分別為i24ii343.632.6i34ii243.62=1.9i44ii43.61.4is4.7.4 確定其他各檔的齒數(shù)二檔齒輪是斜齒輪Z7. zii2 一ZZ22.62228A mn（Z7 Z8） 3.。（Z7 Z8）2 cos2cos28求得二檔齒輪齒數(shù)為z7 34 Z8 i7三檔齒輪齒數(shù)Z6Z5.Zii3 一Z2i.92228求得Z53i四檔齒輪齒數(shù)Z4求得Z326mn（Z52 cosZ6 2i.Zii4 一Z2Z6）i.4mn（Z3 Z4）2 cosZ4253

40、.。（Z5 Z6）2cos2822283.。（Z3 Z4）2cos288585Zi2 = ZjQ =i5股在2i-22之間,4.7.5 確定倒檔齒輪齒數(shù)取中間軸上的倒檔齒輪42和中間軸上一檔齒輪齒數(shù)相同，即有中心距Am(Ziizi2)求得4=4。2倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相同，倒檔齒輪Z13的齒數(shù),初選4后，可計算出中間軸與倒檔軸的中心距A取z13=21A=m缶2z13)=3(1521)=54mm22為保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪14和12的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪14的齒頂圓直徑應為De142ADe121=254511=56mm所以求出z14=1629第

41、五章變速器的校核5.1 齒輪的損壞形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換檔的抵檔和倒檔齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。5.2

42、齒輪強度計算與其他機械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用條間仍是相似的。止匕外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒和磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JB17A83,6級和7級。因此，用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結果。下面介紹的是計算汽車變速器齒輪強度用的簡化計算公式。5.2.1 齒輪彎曲強度計算F1K Kf(5-1)1）直齒輪彎曲應力btyw式中，w為彎曲應力；F1為圓周力，F(xiàn)12Tg/d;Tg為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；K為應力集

43、中系數(shù)，可近似取K=1.65;Kf為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪Kf=1.1,從動齒輪Kf=0.9;b為齒寬；t為端面齒距，t因為齒輪節(jié)圓直徑d=mzm為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖 為齒數(shù)，帶入式（5-1）得5-1所示。(5-2)2TgKKfm3水cy一檔從動齒輪2TgK Kfm3zKcy一 一一 3 一 一一2 245 103 1.65 0.93 333 MPa3.14 33 42 5 0.15400 MPa一檔主動齒輪2TgK Kfm3zKcy_32 245 310L65 佇 762.9 MPa3.14 315 5 0.15850

44、MPa、倒檔直齒輪作用彎曲應力在400850N/mm故直齒輪彎曲應力均符合要求2）斜齒輪彎曲應力(5-3)F1KwbtyK式中，F(xiàn)i為圓周力，F(xiàn)i2Tg / d ; Tg為計算載荷；d為節(jié)圓直徑,刀mnzd cosmn為法向模數(shù)；z為齒數(shù);為斜齒輪螺旋角；K為應力集中系數(shù)，K =1.50; b為齒面寬;t為法向齒距，t mn ;y為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)za在圖5-1中查得；Kcos為重合度影響系數(shù)，K=2.0將上述有關參數(shù)代入式（5-3）,整理后得斜齒輪彎曲應力為(5-4)2TgcosKzm；yKcK五檔齒輪彎曲應力2Tg cos K zm3yKcK一一 3一一245 103 cos281.

45、53.14 22 33 0.15 7 2.0165.7 MPa 180 MPa當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩Temax時,對乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180350MB范圍。符合要求。O.?2( 圖5-1齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂20 , f 1）5.2.2輪齒接觸應力計算輪齒接觸應力j = =0.41FE 11b( Pz pb(5-5)式中，j為輪齒的接觸應力；F為齒面上的法向力,F1cos cos;F1為圓周力,F12Tg/d;Tg為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；為節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角；E為齒輪材料的彈性模量；b為齒輪接觸的實際寬度；z、b為主、從動齒輪節(jié)點處

46、的曲率半徑，直齒輪zrzsinbrb sin,斜齒輪 zrz sin2 cosrb sinb b2?cosrz、rb為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。一檔齒輪接觸應力3=0.418FE( 1 + 1 )b Pz Pbcc2451032.1105,22、0.418()3423(cos28cos20)315sin20342sin20=1955.3MPa五檔齒輪接觸應力6j=0.418、/FE(+-)jVbPzPb2451032.1105223sin20283sin200.4181().2233(cos28cos20)2cos282cos28=1341.8MPa校核都在范圍之內，符合要求將作用在變速器第一軸上

47、的載荷Tem%作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力j見表5-1。表5-1變速器齒輪許用接觸應力j/MPa齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔1300-1400650-700變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎取疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應考慮。值得指出的是，對齒輪進行強力噴丸處理以后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。齒輪在熱處理之后進行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形；磨齒齒輪精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)、效率提高；在

48、同樣負荷的條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。國內汽車變速器齒輪材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為5863HRC芯部硬度為3348HRG5.2.3軸的強度計算變速器工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉矩和彎矩。變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足的軸會產生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。所以設計變速器軸時，具剛度大小應以保證齒輪能實現(xiàn)正確的嚙合為前提條件。對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距

49、發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖5-2所示,致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。>圖5-2變速器軸的變形簡圖a）軸在垂直面內的變形b）軸在水平面內的變形初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。檔位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個檔位都進行驗算。驗算時將軸看做錢接支承的梁。作用在第一軸上的轉矩應取Temax。軸的撓度和轉角可按材料力學有關公式計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近、負荷又小，通常撓度不大,故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖5-3所示時，可分別用下式計算F圖5-3變速器軸的撓度和轉角Figure 5 -3 transmission shaft and the deflection anglefc22F1ab3EIL(5-6)fs32 245 10 tan 202 2216613 42 cos283 2,1 10522F2ab3EIL3,14 444