變速器課程設(shè)計報告

1、. - - - 可修編-*理工大學(xué)課程設(shè)計說明書題目：中型載貨汽車六檔變速器學(xué)院：汽車與交通學(xué)院班級：車輛13-1班組員：鄒九濤201324234王帥 (201324254)郭家康201324212王汝峰201324225)周圍201324232鑫201324238指導(dǎo)教師：修玉峰日期：2016年10月7日目錄TOC o 1-3 h u HYPERLINK l _Toc1074一、前言 PAGEREF _Toc1074 3HYPERLINK l _Toc14562二、變速器傳動機構(gòu)布置方案 PAGEREF _Toc14562 3HYPERLINK l _Toc169692.1汽車的主要參數(shù) P

2、AGEREF _Toc16969 3HYPERLINK l _Toc247332.2變速器類型的選擇 PAGEREF _Toc24733 3HYPERLINK l _Toc820固定軸式變速器 PAGEREF _Toc820 3HYPERLINK l _Toc23334倒擋布置方案 PAGEREF _Toc23334 3HYPERLINK l _Toc109752.3零部件構(gòu)造方案分析 PAGEREF _Toc10975 3HYPERLINK l _Toc12537齒輪形式 PAGEREF _Toc12537 3HYPERLINK l _Toc2827換擋機構(gòu)形式 PAGEREF _Toc28

3、27 3HYPERLINK l _Toc49002.4變速器設(shè)計方案 PAGEREF _Toc4900 3HYPERLINK l _Toc26009三、變速器主要參數(shù)的選擇 PAGEREF _Toc26009 3HYPERLINK l _Toc258323.1擋數(shù)的選擇 PAGEREF _Toc25832 3HYPERLINK l _Toc77173.2傳動比確實定 PAGEREF _Toc7717 3HYPERLINK l _Toc15203傳動比圍 PAGEREF _Toc15203 3HYPERLINK l _Toc32120傳動比確實定 PAGEREF _Toc32120 3HYPER

4、LINK l _Toc193873.3中心距 PAGEREF _Toc19387 3HYPERLINK l _Toc157763.4變速器外形尺寸 PAGEREF _Toc15776 3HYPERLINK l _Toc172393.5齒輪參數(shù) PAGEREF _Toc17239 3HYPERLINK l _Toc2989模數(shù) PAGEREF _Toc2989 3HYPERLINK l _Toc9003壓力角 PAGEREF _Toc9003 3HYPERLINK l _Toc21599螺旋角 PAGEREF _Toc21599 3HYPERLINK l _Toc15911齒寬 PAGEREF

5、_Toc15911 3HYPERLINK l _Toc6993齒頂高系數(shù) PAGEREF _Toc6993 3HYPERLINK l _Toc154243.6各檔齒輪齒數(shù)的分配 PAGEREF _Toc15424 3HYPERLINK l _Toc22622確定一擋齒輪的齒數(shù) PAGEREF _Toc22622 3HYPERLINK l _Toc20148對中心距進展修正 PAGEREF _Toc20148 3HYPERLINK l _Toc30038確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) PAGEREF _Toc30038 3HYPERLINK l _Toc26482確定其他各檔的齒數(shù) PAGEREF

6、_Toc26482 3HYPERLINK l _Toc5698確定倒擋齒輪齒數(shù) PAGEREF _Toc5698 3HYPERLINK l _Toc5334四、變速器的設(shè)計與計算 PAGEREF _Toc5334 3HYPERLINK l _Toc268144.1齒輪的損壞形式 PAGEREF _Toc26814 3HYPERLINK l _Toc276634.2齒輪強度計算 PAGEREF _Toc27663 3HYPERLINK l _Toc23349齒輪彎曲強度計算 PAGEREF _Toc23349 3HYPERLINK l _Toc32744齒輪接觸應(yīng)力 PAGEREF _Toc32

7、744 3HYPERLINK l _Toc25354齒輪材料及熱處理 PAGEREF _Toc25354 3HYPERLINK l _Toc38044.3軸的計算 PAGEREF _Toc3804 3HYPERLINK l _Toc28912初選軸的直徑 PAGEREF _Toc28912 3HYPERLINK l _Toc10888軸的強度計算 PAGEREF _Toc10888 3HYPERLINK l _Toc27894五、同步器和操縱機構(gòu)的選擇 PAGEREF _Toc27894 3HYPERLINK l _Toc276475.1鎖銷式同步器 PAGEREF _Toc27647 3HY

8、PERLINK l _Toc82175.1.1 鎖銷式同步器構(gòu)造 PAGEREF _Toc8217 3HYPERLINK l _Toc91125.1.2 鎖銷式同步器工作原理 PAGEREF _Toc9112 3HYPERLINK l _Toc244195.2鎖環(huán)式同步器 PAGEREF _Toc24419 3HYPERLINK l _Toc102685.2.1 鎖環(huán)式同步器構(gòu)造 PAGEREF _Toc10268 3HYPERLINK l _Toc114725.2.2 鎖環(huán)式同步器工作原理 PAGEREF _Toc11472 3HYPERLINK l _Toc185685.3同步器的選擇與主

9、要參數(shù)確實定 PAGEREF _Toc18568 3HYPERLINK l _Toc25749六、變速器操縱機構(gòu) PAGEREF _Toc25749 3HYPERLINK l _Toc155516.1 直接操縱手動換擋變速器 PAGEREF _Toc15551 3HYPERLINK l _Toc3896.2 遠距離操縱手動換擋變速器 PAGEREF _Toc389 3HYPERLINK l _Toc5336七、設(shè)計心得 PAGEREF _Toc5336 3HYPERLINK l _Toc6558八、參考文獻 PAGEREF _Toc6558 3. 一、前言變速器是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)

10、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，同時使發(fā)動機在最有利的工況圍工作。變速器設(shè)有空擋，可在啟動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停頓向驅(qū)動輪的傳輸。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行駛的能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。對變速器的根本要求如下：保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟型；設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動機動力箱驅(qū)動輪的傳輸；設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛；設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進展功率輸出；換擋迅速、省力、方便；工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；變速器應(yīng)當有高的工作效率；變速器的工作噪聲低；變速器應(yīng)當

11、滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造本錢低、拆裝容易、維修方便等要求。二、變速器傳動機構(gòu)布置方案2.1汽車的主要參數(shù)整車質(zhì)量：4600kg額定載質(zhì)量：6000kg最大總質(zhì)量：10795kg最大扭矩：484Nm最大功率：135KW最大功率轉(zhuǎn)速：3200r/min最高車速：90km/h車身尺寸：8000/2490/3400mm輪胎：10.00-R20滿載后軸軸荷：7556.5kg2.2變速器類型的選擇固定軸式變速器1兩軸式變速器兩軸式變速器發(fā)動機前置前輪驅(qū)動FF的汽車上，其優(yōu)點為：構(gòu)造簡單；輪廓尺寸?。蝗菀撞贾?；各中間擋位因只經(jīng)過一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高的同時噪聲也會很低。兩軸式變速器優(yōu)點明確，但是也

12、有其自身的缺點：因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞；受構(gòu)造的限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計的很大，對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)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(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)。中間軸式變速器的優(yōu)點：使用直接檔時，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)送機轉(zhuǎn)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可到達90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨

13、損減少。因為直接擋的利用效率高于其他擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其他前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過第一軸、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，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用不常嚙合齒輪傳動。其缺點為：除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低。根據(jù)以上對兩軸式變速器和中間軸式變速器的分析，此次設(shè)計的中型載貨汽車變速器采用中間軸式變速器。倒擋布置方案與前進擋位相比擬，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。變速器的一擋或倒擋

14、因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，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擋與倒擋，都應(yīng)當布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，然后按照從抵擋到高擋的順序布置各檔齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。此時在倒擋工作時，輪齒磨損與噪聲在短時間略有增加，而在一擋工作時輪齒的磨損與噪聲有所減小。以下圖為常見的倒擋布置方案。圖B)所示方案的優(yōu)點是換倒擋時

15、利用了中間軸上的一擋齒輪，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，使換擋困難。圖C)所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖D)所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖C)所示方案。圖E)所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖F)所示方案適用于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，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖G)所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些。倒擋布置方案2.3零部件構(gòu)造方案分析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。與直齒圓柱齒輪比擬

16、，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力，這幅軸承不利。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)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。換擋機構(gòu)形式變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式、直齒滑動齒輪換擋：因變速器各轉(zhuǎn)動齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊，而換擋產(chǎn)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(shù)才能使換擋時齒輪無沖擊，并克制上述缺點，單換擋瞬間駕駛

17、員注意力被分散，又影響行駛平安。除此之外，采用直齒滑動齒輪換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，盡管這種換擋方式構(gòu)造簡單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉(zhuǎn)局部的慣性力矩，但除一擋、倒擋外已很少使用。嚙合套：換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的結(jié)合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，所以不會過早損壞，但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)局部的總慣性力矩增大。因此，目前這種換擋方法只在*些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟

18、性和行駛平安性。但其構(gòu)造復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點。綜上所述，本變速器換擋機構(gòu)形式選擇同步器換檔。2.4變速器設(shè)計方案參考其他中型載貨汽車參數(shù)設(shè)計變速器。變速器的類型選擇三軸固定式，具有六個擋位，同步器作為換擋機構(gòu)，倒擋齒輪靠近軸承支撐。構(gòu)造簡單，便于設(shè)計，對于初次設(shè)計的我們有很大的幫助。三、變速器主要參數(shù)的選擇3.1擋數(shù)的選擇變速器的擋數(shù)可在320個擋位分為變化。增加變速器的擋數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器構(gòu)造越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。對于載質(zhì)量在的貨車采用六擋變速器。因此根據(jù)

19、課程設(shè)計要求，選擇六擋變速器。3.2傳動比確實定傳動比圍變速器的傳動比圍是指本變速器最低檔傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高擋是超速擋，傳動比為0.70.8。影響最低擋傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉(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)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求到達的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比圍在3.04.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在之間，其他商用車則更大。本次所設(shè)計的變速器選擇最高擋為直接擋，即傳動比確實定最小傳動比及主減速器速比確實定汽車大都數(shù)時間是以最高檔行駛，即用最小傳動比的檔位行駛。因此

20、，最小傳動比的選定很重要。傳動系總傳動比由最高車速公式=90km/h，=0.53m =3200)，得=7.1，又，得主減速器=7.1(2)最大傳動比確實定汽車發(fā)揮最大爬坡能力時，變速器掛一擋，此時發(fā)動機發(fā)出最大轉(zhuǎn)矩。汽車形式方程式為：由于空氣阻力小，故在設(shè)計變速器一擋傳動比時可以忽略空氣阻力。汽車假設(shè)能正常行駛則需滿足：3.1即3.2根據(jù)車輪與路面的附著情況：3.3即3.4路面附著系數(shù)在之間取0.55，滾動阻力系數(shù)f取0.018，取0.9，G2=0.7G；將的數(shù)據(jù)帶入式子3.2與3.4當中，求得。本車為中型載貨汽車且沒有超車檔，故變速器一擋傳動比初選7，傳動系最大傳動比為。變速器各傳動比的關(guān)系

21、為：即：則變速器的各傳動比為：，表3.1中型載貨汽車變速器傳動比擋位一擋二擋三擋四擋五擋六擋倒擋傳動比7.04.803.242.191.4816.03.3中心距中間軸式變速器中心距是指中間軸與第二軸軸線之間的距離。中心距是一個根本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)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(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當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，從布置軸承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

22、要去大些。還有，變速器中心距取得過小，會使變速器長度增加，并因此而使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。對于此次設(shè)計的中間軸式變速器的中心距來說，初選中心距時，可根據(jù)下屬經(jīng)歷公式計算：3.5式中，為變速器中心距mm；為中心距系數(shù)，乘用車：=8.99.3，商用車：=8.69.6，多檔變速器：=9.511.0；為變速器傳動效率，取。此次計算中心距系數(shù)取=10。將上述數(shù)據(jù)代入式子3.5得，取150mm，滿足商用車的變速器中心距在80-170mm。3.4變速器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才過渡齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構(gòu)形式以

23、及齒輪形式。商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考以下數(shù)據(jù)選用：四擋2.22.7五擋2.73.0六檔3.23.5所以尺寸初選為500mm。3.5齒輪參數(shù)模數(shù)齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素很多，選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，格擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；為減少乘用車齒輪工作噪聲，齒輪的模數(shù)應(yīng)選得大一些；對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，應(yīng)選擇大些的模數(shù)；變速器抵擋齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。表3-2汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車型乘用車的

24、發(fā)動機排量貨車的最大總質(zhì)量模數(shù)2.252.752.753.003.504.504.506.00嚙合套和同步器的結(jié)合齒多采用漸開線齒形。乘用車和總質(zhì)量在1.814.0的車為2.03.5。綜合考慮此次設(shè)計的是中型載貨汽車的變速器，故初選倒擋、一擋、二檔模數(shù)4，其他各檔為3.5。壓力角齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和外表接觸強度。理論上，對商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用或等大些的壓力角。而實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為。嚙合套或同步器的接合齒壓力

25、角有、等，但普遍采用壓力角。螺旋角齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的旋角時，使輪齒嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。從提上下檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以-25為宜，而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合著眼，應(yīng)選用較大的螺旋角。貨車變速器的螺旋角為。齒寬在選擇齒寬時，應(yīng)該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)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。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4.58.0，取7.0，此處為28.0；斜齒，取為6.08.5，取7.0，此處為23.5。齒頂高系數(shù)我國規(guī)定齒頂高系數(shù)取

26、為1.00。3.6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)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配格擋齒輪的齒數(shù)。確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比為：3-6為了求和的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和：3-7其中，m=4.0mm；所以。中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還收中間軸軸經(jīng)尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。乘用車中間軸式變速器一擋傳動比時，中間軸上一擋齒輪的齒數(shù)可在=15-17之間選取，貨車可在1217之間選用。一擋大齒輪齒數(shù)用計算求得。應(yīng)選擇，。對中心距進展修正因為計算齒數(shù)和后，及各國取整數(shù)使中心距有了變化，所以根據(jù)取定的的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再

27、以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，修正后中心距A=150mm。確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)由式子3-6求出常嚙合傳動齒輪的傳動比：3-8而常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即3-9常嚙合為斜齒，=3.5mm,取。解方程式3-8和式3-9求出，。實際傳動比，與初選值相差不大，根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式3-9算出準確的螺旋角值為，滿足要求。確定其他各檔的齒數(shù)二擋齒輪直齒的齒數(shù)：，3-10解方程組3-10，可求出：；三擋斜齒輪的齒數(shù)：3-11由3-11可求出：；還得滿足以下關(guān)系式：3-12計算左右兩邊得1.70與1.727相差不大可取，滿足根本要求。同樣的方法可以計算出四擋，五擋的齒

28、數(shù)。綜上知：一擋齒輪的齒數(shù)：，；二檔齒輪的齒數(shù)：，；三擋齒輪的齒數(shù)：，；四擋齒輪的齒數(shù)：，；五擋齒輪的齒數(shù)：，；六擋為直接擋確定倒擋齒輪齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比擬為接近，在本設(shè)計中倒檔傳動比，中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪12略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取2123，此處取=22。由：由3-13可計算出。故可得出中間軸與倒檔軸的中心距而倒檔軸與第二軸的中心:四、變速器的設(shè)計與計算4.1齒輪的損壞形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和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(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂

29、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，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)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(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。4.2齒輪強度計算齒輪彎曲強度計算1直齒輪彎曲應(yīng)力4-1式中彎曲應(yīng)力MPa；為圓周力N，；為計算載荷；d為節(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)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；b齒寬mm，

30、取20t端面齒距mm；y齒形系數(shù)，如圖3-1所示。以為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述參數(shù)代入4-1后得：4-2當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一擋、倒擋直齒輪需用彎曲應(yīng)力在。貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩根據(jù)傳動比換算到一擋的值，由=484000Nmm,帶入下式得=1006720Nmm又主動，從動，y為齒形系數(shù)，參考汽車設(shè)計一擋：從動，主動二檔：從動，主動得：倒擋：得：2斜齒輪彎曲應(yīng)力4-3圓周力N，；為計算載荷；d 節(jié)圓直徑mm, , 為法向模數(shù)mm；應(yīng)力集中系數(shù)，；重合度影響系數(shù)，=2.0；將上述有關(guān)參數(shù)

31、帶入式4-3，整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為 (4-4)當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在圍，對貨車為。計算第一軸常嚙合齒輪的彎曲強度。，將上述數(shù)據(jù)代入式4-4得：同樣的方法可求得其他斜齒輪的彎曲應(yīng)力，均滿足應(yīng)力要求。齒輪接觸應(yīng)力4-5式中， 齒輪的接觸應(yīng)力MPa； F齒面上的法向力N，； 圓周力在N，；節(jié)點處的壓力角；齒輪螺旋角；E齒輪材料的彈性模量MPa，查資料可??；b齒輪接觸的實際寬度，20mm；主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑mm；直齒輪：4-64-7斜齒輪：4-84-9其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑mm。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算

32、載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表：表3-1 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190020009501000常嚙合齒輪和高檔130014006507001第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力代入式4-5得，滿足設(shè)計要求。2高檔5擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力代入式4-5得，滿足設(shè)計要求。一擋和倒擋直齒輪接觸應(yīng)力代入式4-5得，滿足設(shè)計要求。齒輪材料及熱處理國汽車變速器齒輪材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。滲碳齒輪外表硬度為58-63HRC，芯部硬度為33-48HRC。變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其外表的高硬度與芯部

33、的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及本錢也應(yīng)考慮。值得指出的是，對齒輪進展強力噴丸處理以后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。齒輪在熱處理后進展磨齒，能消除齒輪熱處理的變形。4.3軸的計算變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。因為剛度缺乏軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果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。因此，在設(shè)計變速器時，器剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)歷和條件初選軸的直徑，然后根

34、據(jù)公式進展有關(guān)的剛度和強度方面的驗算。初選軸的直徑在中間軸式變速器中心距時，第二軸和中間軸中部直徑；則，所及可以計算出第二軸和中間軸中部直徑。所以初選第二軸和中間軸中部直徑。軸的最大直徑和支承間距離的比值：對中間軸，；對第二軸，。，所以可以初步計算中間軸支承間距=377.8425mm，第二軸支承間距=323.8377.8mm，初選=400mm; =350mm。第一軸花鍵局部直徑可按下式初選：式中，為經(jīng)歷系數(shù)，=4.04.6；為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=484。將數(shù)據(jù)代入上式可得=31.436.2mm。初選第一軸花鍵局部直徑=34mm。軸的強度計算1軸的強度驗算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面產(chǎn)生的撓度

35、和軸在水平面的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可以對軸進展剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支撐點反作用力，必須先求第二軸的支點反力、擋位不同，不僅齒輪上的圓周力、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(yīng)當對每個檔位都進展驗算。驗算時，將軸看作鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按“材料力學(xué)“的有關(guān)公式計算。計算式，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)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以下圖所

36、示時，假設(shè)軸在垂直面撓度為，在水平面撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計算式中, 齒輪齒寬中間平面上的徑向力N,這里等于；齒輪齒寬中間平面上的圓周力N，這里等于； E彈性模量MPa，MPa，E =MPa；I慣性矩，d為軸的直徑； a、b為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離； L支座之間的距離。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面撓度的允許值為mm，mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。其中：2軸的強度計算作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面彎曲變形，而圓周力使軸在水平面玩去變形。在求取支點的垂直面和水平面的支反力和之后，計算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，其應(yīng)力為：式中，

37、；為軸的直徑，花鍵處取徑；為抗彎界面系數(shù)。在抵擋工作時，。對軸上的花鍵，應(yīng)驗算齒面的擠壓應(yīng)力。變速器的軸用與齒輪一樣的材料制造。經(jīng)計算，變速器軸滿足剛度和強度的需求。五、同步器和操縱機構(gòu)的選擇5.1鎖銷式同步器同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器構(gòu)造雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下(即角速度相等)換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。慣性式同步器中有鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、和多錐式幾種。5.1.1 鎖銷式同步器構(gòu)造圖所示鎖銷式同步器的摩擦元件是同步環(huán)2和齒輪3上的凸肩局部，分別在它們的圈和外圈設(shè)計有相互接觸的錐形摩擦面。鎖止元件位于滑動齒套1的圓盤

38、局部孔中做出的錐形肩角和裝在上述孔中、在中部位置處有一樣角度的斜面鎖銷4。鎖銷與同步環(huán)2剛性連接。彈性元件是位于滑動齒套1圓盤局部徑向孔中的彈簧7。在空擋位置，鋼球5在彈簧壓力作用下處在銷6的凹槽中，使之保持滑動齒套與同步環(huán)之間沒有相對移動。鎖銷式同步器構(gòu)造方案注：1-滑動齒套 2-同步環(huán) 3-齒輪 4-鎖銷5-鋼球 6-銷 7-彈簧在慣性式同步器中，彈性元件的重要性僅次于摩擦元件和鎖止元件，它用來使有關(guān)局部保持在中立位置的同時，又不阻礙鎖止、解除鎖止和完成換擋的進展。5.1.2 鎖銷式同步器工作原理同步器換擋過程由三個階段組成。第一階段，同步器離開中間位置，作軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面相

39、互接觸瞬間，如圖6-1所示，由于齒輪3的角速度和滑動齒套1的角速度不同，在摩擦力矩作用下瑣銷4相對滑動齒套1轉(zhuǎn)動一個不大的角度，并占據(jù)圖上所示的鎖止位置。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。第二階段，來自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動齒套上的力F，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于和不等，在上述外表產(chǎn)生摩擦力?；瑒育X套1和齒輪3分別與整車和變速器輸入軸轉(zhuǎn)動零件相連。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉(zhuǎn)速逐漸接近，其角速度差=|-|減小了。在=0瞬間同步過程完畢。第三階段，=0，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態(tài)，此時滑動齒套和鎖削上的斜面相對移動，從

40、而使滑動齒套占據(jù)了換擋位置。鎖銷式同步器的優(yōu)點是零件數(shù)量少，摩擦錐面平均半徑較大，使轉(zhuǎn)矩容量增加。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中。5.2鎖環(huán)式同步器5.2.1 鎖環(huán)式同步器構(gòu)造如下圖，鎖環(huán)式同步器的構(gòu)造特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩局部的錐形斜面上。作為鎖止元件是做在鎖環(huán)1或4上的齒輪和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側(cè)的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑塊壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑塊凸起局部嵌入嚙合套中部的環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端

41、伸入鎖環(huán)缺口，而缺口的尺寸要比滑塊寬一個接合齒。鎖環(huán)式同步器注：1、4鎖環(huán) 2滑塊 3彈簧圈 5、8齒輪 6嚙合套座 7嚙合套5.2.2 鎖環(huán)式同步器工作原理換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合、齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并由滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸(圖a),使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止狀態(tài)，換擋的第一階段工作至此已完成。換擋力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有

42、與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程完畢，完成了換擋過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的接合齒在換擋力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合(圖b)完成同步換擋。鎖環(huán)式同步器有工作可靠，零件耐用等優(yōu)點，但因構(gòu)造布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。鎖環(huán)式同步器工作原理注：a) 同步器鎖止位置 b) 同步器換擋位置1鎖環(huán) 2嚙合套 3嚙合套上的接合齒 4滑塊5.3同步器的選擇與主要參數(shù)確實定本設(shè)

43、計所采用的同步器類型為鎖銷式同步器1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為612個，槽寬34mm。同步器螺紋槽形式(2)錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，防止自鎖的條件是tan。一般=6

44、8。=6時，摩擦力矩較大，但在錐面的外表粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計中采用的錐角均為取7。(3)摩擦錐面平均半徑R R設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受構(gòu)造限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。本次設(shè)計中采用的R為5060mm。4)錐面工作長度b縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定設(shè)計中考慮到降低本錢取一樣的b取5mm。6同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精細鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬厚約0.30.5mm，使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副圍，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空外表噴上厚0.070.12mm的鉬