I目 錄緒論 1第 1 章：方案論證 21.1 變速器的類型選擇.21.1.1 結構工藝性.21.1.2 變速器的徑向尺寸.31.1.3 變速器齒輪的壽命.31.1.4 變速器的傳動效率.31.2 倒擋的型式及布置方案.31.3 換擋的結構型式及齒輪的安排.41.3.1 換擋的結構型式.41.3.2 齒輪的安排.5第 2 章 齒輪的設計計算 .92.1 齒輪的參數(shù)確定.92.1.1 傳動比的選擇.92.1.2 中心距 A102.1.4 齒輪參數(shù) .112.1.5 確定各擋齒數(shù)122.2 齒輪的強度計算及材料選擇202.2.1 齒輪損壞的形式202.2.2 齒輪強度計算212.2.3 齒輪材料選擇25第 3 章 軸的設計計算 273.1 軸的功用及設計要求273.4 軸的受力分析303.5 軸的強度計算和校核323.6 軸的剛度校核36第 4 章 變速器軸承的選擇 384.1 幾種軸承的特點 .384.2 軸承類型的選擇38第 5 章同步器的設計 .41II5.1 慣性式同步器415.2 鎖環(huán)式同步器工作原理 .415.3 主要參數(shù)的確定 .42第 6 章 鍵的選擇 446.1 鍵連接的類型 .446.2 鍵的選擇 .446.3 軸上花鍵的選擇 .44第 7 章 操縱機構 45第 8 章 變速器總成的拆裝順序 .468.1 變速器的裝配順序468.1.1 領料(包括自制件、外購件和標準件)468.1.2 零件清洗468.1.3 部件總成裝配468.2 變速器的拆卸478.3 變速器總成裝配應注意的問題47總結 .48致謝 .49參考文獻 .50附錄 .511緒論變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。汽車變速器是通過改變傳動比，改變發(fā)動機曲軸的轉拒，適應在起步、加速、行駛以及克服各種道路阻礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。通俗上分為手動變速器 (MT)，自動變速器(AT)，手動/自動變速器，無級式變速器。按傳動比的變化方式劃分，變速器可分為有級式、無級式和綜合式三種。按操縱方式劃分，變速器可以分為強制操縱式，自動操縱式和半自動操縱式三種。機械式變速器主要應用了齒輪傳動的降速原理。簡單的說，變速箱內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換檔行為，也就是通過操縱機構使變速箱內不同的齒輪副工作。如在低速時，讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時，讓傳動比小的齒輪副工作。變速箱由變速傳動機構和變速操縱機構兩部分組成。變速傳動機構的主要作用是改變轉矩和轉速的數(shù)值和方向；操縱機構的主要作用是控制傳動機構，實現(xiàn)變速器傳動比的變換，即實現(xiàn)換檔，以達到變速變矩。變 速 器 的 作 用 有 以 下 幾 點 ：1、改變傳動比，滿足不同行駛條件對牽引力的需要，使發(fā)動機盡量工作在有利的工況下，滿足可能的行駛速度要求。2、實現(xiàn)倒車行駛，用來滿足汽車倒退行駛的需要。3、中斷動力傳遞，在發(fā)動機起動，怠速運轉，汽車換檔或需要停車進行動力輸出時，中斷向驅動輪的動力傳遞。4、實現(xiàn)空檔，當離合器接合時，變速箱可以不輸出動力。為保證變速器具有良好的工作性能，達到使用要求，所以變速器的設計必須要滿足以下的使用條件：1、應該合理的選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經濟性；2、工作可靠，在使用過程中不應該有自動跳檔、脫檔和換檔沖擊現(xiàn)象發(fā)生；3、操縱輕便，以減輕駕駛員的勞動強度；4、傳動效力高、噪音小、為了減少齒輪的嚙合損失，應設有直接檔，此外還有合理的齒輪型式以及結構參數(shù)，提高其制造和安裝精度；5、結構緊湊，盡量做到質量輕、體積小、制造成本底。2第 1 章：方案論證1.1 變速器的類型選擇現(xiàn)代汽車多采用三軸式變速器，而發(fā)動機前置前輪驅動的轎車，若變速器的傳動比小，則采用二軸式變速器。如圖 1-1 和 1-2 分別為兩軸式和三軸式變速器的示意圖。在設計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個方面：圖 1-1 兩軸式變速器示意圖圖 1-2 三軸式變速器示意圖1.1.1 結構工藝性兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器3可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。1.1.2 變速器的徑向尺寸兩軸式變速器的前進擋均為一堆齒輪副，而三軸式變速器則有兩隊齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，三軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。1.1.3 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，小齒輪工作壽命比大齒輪要短。三軸式變速器的各前進檔均為常嚙合齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命比較接近。在直接檔時，齒輪只是空轉，不影響齒輪壽命。1.1.4 變速器的傳動效率兩軸式變速器，雖然可以有等于 1 的傳動比，但是仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。而三軸式變速器，可以將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，因而傳動效率高，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，這樣可將變速器和主傳動器組成一個整體，使傳動系的結構緊湊，汽車得到較大的有效空間，便于汽車的總體布置。因此，近年來在歐洲的轎車中采用得比較多。而中、重型載貨汽車則多采用三軸式變速器。這次設計的變速器是輕型貨車使用，所以采用三軸式變速器1.2 倒擋的型式及布置方案與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。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。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。常見的倒擋結構方案有以下幾種：方案 1.（如圖 1-3a）所示）在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。4方案 2.（如圖 1-3b）所示）此方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換檔時要求有兩對齒輪同時進入嚙合，致使換檔困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。方案 3.（如圖 1-3c）所示）此方案能獲得較大的倒檔傳動比，突出的缺點是換檔程序不合理。方案 4.（如圖 1-3d）所示）此方案針對前者的缺點作了修改，因而經常在貨車變速器中使用。方案 5.（如圖 1-3e）所示）此方案中，將中間軸上一檔和倒檔齒輪做成一體，將其齒體、寬加大，因而縮短了一些長度。方案 6.（如圖 1-3f）所示）此方案中，采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔方便。方案 7.（如圖 1-3g）所示）為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有些貨車采用此方案，其缺點是一檔和倒檔得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些，一般3、4、5、6、7 五種方案用于五檔變速器。根據(jù)需要此次設計用 f 方案。換擋更輕松方便。圖 1-3 倒擋布置方案51.3 換擋的結構型式及齒輪的安排1.3.1 換擋的結構型式變速器換擋結構型式有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種。1) 滑動齒輪換擋通常是采用滑動直齒輪換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的?；瑒又饼X輪換檔的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換檔時齒端面承受很大的沖擊會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用在一檔和倒檔上。2) 嚙合套換擋用嚙合套換檔，可以將結構為某傳動比的一對齒輪，制造成常嚙合的斜齒輪。用嚙合套換檔，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，因此它們都不會過早損壞，但是不能消除換檔沖擊，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，使變速器的軸向尺寸和旋轉部分的總慣量增大。因此，這種換檔方法目前只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上使用。這是因為重型貨車檔位間的公比較小，要求換檔手感強，而且在這種車型上又不宜使用同步器（壽命太短，維修不便） 。3) 同步器換擋現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，與操作技術熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法相比，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán)使用壽命短等缺點，但仍然得到廣泛應用。近年來，由于同步器廣泛使用，壽命問題已得到基本解決。上述三種換檔方案，可同時用在同一變速器中的不同檔位上，一般倒檔和一檔采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式，對于常用的高檔位則采用同步器或嚙合套。本次設計的變速器將采用全部同步器變速器。1.3.2 齒輪的安排各齒輪副的相對位置，對于整個變速器的結構布置有很大的影響。各檔位的安排，應考慮以下四個方面的要求：1) 整車總布置根據(jù)整車的總布置，對變速器輸入軸與輸出軸的相對位置和變速器的輪廓形狀以及換擋機構提出要求。2) 駕駛員的使用習慣有人認為人們習慣于按檔的高低順序，由左到右或由右到左排列來換擋，如圖 1-64b 和 c。但是也有人認為應該將常用檔放在中間位置，而將不常用的低檔放在兩邊，如圖 1-5e。值得注意的是倒擋，雖然它是平常換擋序列之外的一個特殊檔位，然而卻是決定序列組合方案的重要環(huán)節(jié)。例如在四檔變速器中采用的基本序列組合方案有三種，見圖 1-4。其中 b 和 c 是倒檔與序列不結合的方案，即掛檔時，需先換位再掛倒檔。五檔變速器采用的基本方案有五種，如圖 1-5 所示。其中 a 和 d 是倒檔與序列相結合的方案。按習慣，倒擋最好與序列不結合。否則，從安全考慮，將倒檔與一檔放在一起較好。在五檔變速器中，倒檔與序列結合與不結合兩者比較，前者在結構上可省去一個撥叉和一根變速滑桿，見圖 1-5a；后者如布置適當，則可使變速器的軸向長度縮短。圖 1-4 四擋變速器擋位序列組合的三種方案7圖 1-5 五擋變速器擋位序列組合的五種方案根據(jù)以上的要求，本次設計的擋位布置方案如圖 1-6 所示。圖 1-6 擋位布置方案3) 提高平均傳動效率為提高平均傳動效率，在三軸式變速器中，普遍采用具有直接檔的傳動方案，并盡可能地將使用時間最多的檔位設計成直接擋。4) 改善齒輪受載狀況各檔齒輪在變速器中的位置安排，應考慮齒輪的受載狀況。承受載荷大的低檔齒輪，一般安置在離軸承較近的地方，以減小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。變速器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高檔齒輪安排在離兩支承較遠處較好。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角較小，故齒輪的偏載也小。本次設計傳動方案如圖 1-6 傳動方案 傳動路線：Ⅰ檔：一軸→1→2→中間軸→12→11→9、11 齒輪間的同步器→二軸→輸出Ⅱ檔：一軸→1→2→中間軸→8→7→5、7 齒輪間的同步器→二軸→輸出Ⅲ檔：一軸→1→2→中間軸→6→5→5、7 齒輪間的同步器→二軸→輸出Ⅳ檔：一軸→1→2→中間軸→4→3→1、3 齒輪間的同步器→二軸→輸出Ⅴ檔：一軸→1→1、3 齒輪間的同步器→二軸→輸出R 檔：一軸→1→2→中間軸→13→10→9→9、11 齒輪間的同步器→二軸→輸出8圖 1-7 傳動方案9第 2 章 齒輪的設計計算2.1 齒輪的參數(shù)確定2.1.1 傳動比的選擇確定最低檔傳動比時，要考慮下列的因素：汽車的最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車最低穩(wěn)定車速和主傳動比等。以下是根據(jù)最大爬坡度確定一檔的傳動比。汽車在最大上坡路面上行駛時，最大驅動力應能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行駛時，車速不高，故可以忽略空氣阻力，此時：（2—maxmaxiftF??1）試中： ——最大驅動力； （2—maxtFriTtgt ??axax?2）——滾動阻力； （2—f maxcos?fWf3）——最大上坡阻力； (2—4)maxiF maxaxmaxsinsingGFi ?將（2-2） 、 （2-3） 、 （2-4）代入（2-1）整理得：（2—?????iTrfgitqmaxax1snco???5）——發(fā)動機最大轉矩； maxtq mNTtq??20max——變速器一檔傳動比；1i——主傳動器傳動比； ? 15.?i——汽車傳動系機械效率； ?860??——汽車總質量； mkgm49——重力加速度； g 2/.s10——驅動輪滾動半徑； r mr367.0?——滾動阻力系數(shù)； f 2f——汽車最大爬坡度； ，即max?%max??7.16max??將以上數(shù)據(jù)代入（2-5）得， ，取105.?i.1i由 qii?.//321式中，q 為幾何級數(shù)的公比，也就是各檔之間的公比，一般認為 不宜大于 1.7—q1.8。由中等比性質得： 1??nmi其中，m 為擋位數(shù)，取 m 的值為 2、3、4、5；n 為擋數(shù)， 。5?n4.32.512?i803?14154?i（直接擋） 503/2/1?i 18432/./i50154?符合 的要求。q所有取 ， ， ， ，2.1i4.3i280.3?i51.4i?i2.1.2 中心距 A中心距對變速器的尺寸和質量有著直接的影響，所需選擇的中心距應能保證齒輪的強度，對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 A。初選中心矩 A 時，可根據(jù)經驗公式計：（2—31maxgtqiTK??116）其中， ——中心距系數(shù)，對轎車， 對貨車， ，對多AK3.98??AK6.9-8?AK檔主變速器， ，取 ；1-5.9?6.9A——發(fā)動機最大轉矩； maxtqT MNTtq?20max——變速器一檔傳動比； 1i .51?i——變速器傳動效率。 g?96g?將數(shù)據(jù)代入（2-6）得， 初取A046.9?A102.1.3 變速器的軸向尺寸變速器的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換擋機構的結構型式等有直接的關系，設計初可根據(jù)中心距 A 的尺寸選擇：貨車五檔：（2.7—3.0）A變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖尺寸鏈確定。2.1.4 齒輪參數(shù)1）模數(shù)決定齒輪模數(shù)的因數(shù)很多，其中主要的是齒輪的強度、傳動噪音和質量。減小模數(shù)，增加齒寬會使噪音降低，反之則能減輕變速器的質量。降低噪音對轎車有很大的意義，減輕質量對貨車比較重要。故齒輪應選擇較大的模數(shù)。嚙合套 8 齒采用同一模數(shù)，其選取范圍：轎車及輕、中型貨車為 2-3.5，重型貨車為 3.5-5。初選模數(shù)時，可參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定；也可以根據(jù)經驗公式確定，即：mTKmen 80.21/10/33ax???ig 35.1/9657.7.0 ????式中： 高檔齒輪 K=1為斜齒輪法向模數(shù)；nm 為直齒輪模數(shù)；——發(fā)動機最大扭矩, axeTMNTe??20max——變速器傳動效率：取 ； g?96.g?——變速器一檔傳動比； 1i 51i故斜齒輪法向模數(shù) ，直齒輪模數(shù)去 。3?n 5.3?2）壓力角 ?12壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為重合度以降低噪聲，常選用較小的壓力角；對貨車，為提高齒輪的承載能力，應選用較大的壓力角。實際上，國家規(guī)定的標準壓力角為 ，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為 。?20 ?203）齒輪螺旋角 ?為了減少工作噪音和提高強度，汽車變速器齒輪多數(shù)用斜齒輪，只有倒檔齒輪以及貨車的一檔齒輪采用直齒齒輪。選取斜齒輪的螺旋角要選擇適宜，太小了發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大了會使軸向力過大。增大螺旋角是齒輪嚙合的重合度增大，工作平穩(wěn)，噪音降低，齒輪的強度也相應的提高，但是當 時，雖然接觸強度會繼?30??續(xù)提高，而彎曲強度則會驟然下降。貨車變速器斜齒輪的螺旋角可選擇的范圍是：。初選： ， ， ， ， 。?2618??25,1???24,3?6,5??28,7?21,?4)齒寬 b選擇齒寬時，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衡程度等均有影響?？紤]盡可能的縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。然而，齒寬減小，斜齒輪的傳動平穩(wěn)性降低，當采用增加齒輪螺旋角的方法給予補償時，軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。選用寬些的齒輪，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪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。通常根據(jù)齒輪的模數(shù) 的大小來選定齒寬：??mn直齒： ， 為齒寬系數(shù)，取 ；kbc?c 0.854??ck則： ??2875.1.3085.4????， ， m2921mb3斜齒： ，取 ，ckb?.6c??5.20.1835.06????， ， ， ， ， ，3102234mbb36?， ， ， 。m0748mb1b212.1.5 確定各擋齒數(shù)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)，13以使齒面磨損均勻。確定各檔齒輪齒數(shù)時，應考慮：1、盡量符合動力性、經濟性等對各檔傳動比的要求；2、最少齒數(shù)不應產生根切。通常，變速器中間軸一檔齒輪是齒數(shù)最少的齒輪，此齒輪不應產生根切，而且根圓直徑應該大于中間軸直徑；3、相互嚙合的齒輪，齒數(shù)間不應有公約數(shù)，速度高的齒輪更應該注意著一點；4、齒數(shù)多，可以降低齒輪的傳動噪音。圖 2-1 三擋嚙合齒輪1） 確定Ⅰ檔齒輪的齒數(shù)① 斜齒： ， 。nhmAz?cos2??21,?，取8.6310??hz 6hz14計算 為整數(shù)后，進行大小齒輪的齒數(shù)分配，為了使 的傳動比大12zh?? 12/z些， 盡可能取小些。則，取 ，12z 172?z一檔大齒輪齒數(shù)： 461?h② 對中心距 A 進行修正因為計算齒數(shù)和 后，經過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的 和齒hz hz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)。A取 ，mzmAn 68.92cos)174(3cos2)(12, ?????????10?，0.4.51zi由 得， ， 取 ，??2,1cos?mAn?? 421.6035cos2121 ????z 6121??z由 得： ，取 ， ；609.1z 7.09.61 1z2③ 修正 i，36.517420121???zi（合格）%504.2./.36.5%??i④ 修正 ?由 得：??2,1coszmAn??；???79.231043arcosar2,1 ????n?同理： ；? ?.r2rcs112, Azmn2）確定Ⅱ檔齒輪的齒數(shù)由 = ，87z680.14.321??i15由 得：??8,7cos2?zmAn??，取812.63cos102,87 ????nz 6287??z， ，取 ； ；60.188?4.68.z 38z397?① 修正 2i 47.3290871???zi（合格）%593.01./.46.3%2 ??i② 修正 8,7?,?????56.210arcos2arcos878,7 ??????Azmn16.5.t93t8,721??03.129408721 ?????????????????zz，相差不大，近似滿足軸向力平衡的關系。56.03. ??3）確定檔Ⅲ齒輪的齒數(shù) ???6,?12.4028.1365???zi由 得：??6,5cos?mAn?， 取812.63cos1022,65 ????nz 625??z， ， 取 ， ；1.66?5.9.6z 96z395?① 修正 3i 32.9204`65123???zi16（合格）%528.1028./.3.2%3 ?????i② 修正 6,5??????56.21093cos2arcos656,5 ??????aeAzmn1t793t6,521??437.1294206521 ??????????????????zz， 相差不大，近似滿足軸向力平衡關系。.31437. ??4）確定Ⅳ檔齒輪懂得齒數(shù) ???4,3?7.0125.2143???zi由 得：??4,3cos?mAn?，取812.63cos1022,43 ????nz 6143??z， ，取 ，67.044?.57.4z 54 2353?① 修正 i 523.1043124???zi（合格）%586.0./.5.%4 ??i② 修正 ,3??????79.23103arcos2arcos434,3 ??????Azmn0.179.tt4,321??1717.3526412014321 ??????????????????zz，相差不大，近似滿足軸向力平衡關系。.77.??5）確定倒檔傳動比倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔相同，倒檔齒輪一般在 21～33 之間選擇。初選，初選2310?z30.5?Ri由 得： （2-??139?zmA 143.57.302139 ????nmz7）取 60139?z由 得： ， （2-1392iR?58.24103.521139???ziR8）由（2-7） 、 （2-8）得： ，608.1313?zz，取 ，則736.13?z7?49① 修正 Ri 185.74201392?zi② 中間軸與倒擋軸的中心距 A?mzmAn 70)23(.)(130 ??????③ 第二軸與倒檔軸的中心距 ?zn 5.1)4(5.)(2109?? 08.7???為了保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪 9 和 13 的齒頂圓應保持有以上的間隙。m5.0由 得：??.2/4139anhzA????m5.071???修正后各擋的傳動比：18； ； ； ； ；036.51?i476.2i32.?i53.14?i15i85.?Ri6）齒輪精度的選擇根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取 為 6 級， 為 7 級。41z?135z?7）齒輪螺旋方向斜齒輪傳遞扭矩時，產生軸向力并且作用到軸承上，設計時，力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命，且，為使工藝簡單在中間軸的軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的或者僅取為兩種螺旋角。所以，中間軸上的全部齒輪的螺旋方向一律應取為右旋，則第一軸、第二軸上的斜齒輪應取為左旋。8）齒輪變位系數(shù)的計算齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位系數(shù)，除了避免齒輪產生干涉、根切和配湊中心距以外，還因為變速器不同檔位的齒輪在彎曲強度、接觸強度、使用平穩(wěn)性、耐磨性及抗膠合能力等方面有不同的要求，采用齒輪變位就能分別予以兼故。齒輪變位是提高齒輪壽命的有效方法。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。由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，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。變速器齒輪是斷續(xù)工作的,各檔使用條件不同,齒輪經常承受循環(huán)負荷,有時還承受沖擊負荷。使用表明,變速器齒輪大多是因為齒面剝落和疲勞斷裂而損壞的,因此,變位系數(shù)只要應按提高接觸強度、彎曲強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。對于常用的高檔齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，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,應使所選用的變位系數(shù)盡可能取大些,這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低擋齒輪，由于齒輪的齒根強度較低，加之傳遞的載荷較大，有時會出現(xiàn)小齒輪的彎曲強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)大于零。為提高耐磨性及抗膠合能力，應使所選用的變位系數(shù)能19降低兩齒合齒輪的相對滑動系數(shù)，并使兩齒輪齒根外的滑動系數(shù)趨于平齊。利用變位系數(shù)封閉圖分配變位系數(shù)是目前較好的一種方法，它比較全面地綜合了各種限制條件和各種傳動質量指標。使用該圖分配變位系數(shù)可不必校核是否干涉、根切、齒頂變尖以及重合系數(shù)過低等情況。變位系數(shù)的計算：已知實際中心距 、 、 、A?mZ標準中心距 ??cos2/1???zmAn端面壓力角 ： ta?tan端面嚙合角 : ；t ????2121/tanzXivi ttttt ??? ?tttainv??；????ttAcos/ Att ??/cosr整理得： ??ttttt azinvaiXn2/121 ???????????根據(jù)以上各式計算得：??02,1???4,3??06,5???8,7X??01,9???12,X??013,2?表 2-1 通過軟件六藝方圓計算出各個嚙合齒輪副分配變位系數(shù)1z23z45z67z89z10z123zz 20 41 26 35 33 29 39 23 44 17 43 17 23b 25 20 25 20 20 25 22 27 23 28 16 18 41β 74??7??321?? 6321?? 427????0nm(mm)3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 3.5 3.5t(mm)3.279 3.279 3.226 3.226 3.729 3.5 3.5na20° 20° 20° 20° 20° 20° 20°t 7214??7214?? 2?? 21?? 714???20?wt ?.69?.69?3.?37.?69.??vz26.10553.51533.93645.68341.02236.05048.48128.59157.43122.189 43 17 23ah3. 2.25 3.3 2.6 2.2 3.18 2.2 3.75 2.02 3.9 2.62 3. 4.3720(mm) 7500 75 25 80 0 50 0 5 75 5 9385fh(mm)3.0004.5003.3754.1253.9303.5704.5003.0004.7252.7755.2503.9383.500d(mm)65.572134.42285.243114.750106.44893.545125.80274.191114.25855.736150.50059.50080.500a(mm)73.072138.92291.993120.00112.08899.905130.30281.691148.30863.686155.75067.37589.250fd(mm)59.572125.42278.493106.50098.58886.405116.80268.191134.80850.186140.00051.62573.500x0.25-0.250.125-0.125-0.060.06-0.250.25-0.3250.325-0.250. 250.125y0.1500.1330.1530.1420.1420.1410.1310.1520.1300.1550.1360.1350.153直齒圓柱齒輪： 斜齒圓柱齒輪：分度圓直徑： 端面模數(shù)：mzd? ?cosmt?齒頂高： 分度圓直徑：??naxh?* zdt齒根高： 齒頂高：fc?? ??tataxh??*齒頂圓直徑： 齒頂圓直徑： aad2 2齒根圓直徑： 齒根圓直徑：ffh ffd?齒根高系數(shù)： 齒高：5.0*?nc fah??齒頂高系數(shù)： 齒全高：1a ??*2cmat212.2 齒輪的強度計算及材料選擇2.2.1 齒輪損壞的形式變速器齒輪的損壞有以下幾種形式：1）齒輪折斷齒輪在嚙合過程中，齒輪表面承受集中載荷的作用，可以把齒輪看作是懸臂梁，齒輪根部彎曲應力很大，過渡圓角處又有集中應力，故齒輪根部很容易發(fā)生斷裂，齒輪折斷有由沖擊再和造成的和疲勞損壞造成的，變速器中齒輪的折斷以疲勞破壞居多。2）齒面磨損當嚙合面間落入磨料性物質時，齒面即被逐漸磨損而報廢，這種磨損稱為磨料磨損。3）齒面點蝕齒面點蝕是閉式齒輪傳動常出現(xiàn)的一種損壞形式，齒輪由于接觸應力作用，導致齒面表層一塊塊剝落，由此產生齒形誤差變大，產生動載荷。4）塑性變形塑性變形屬于齒輪永久變形一大類的失效形式，它是由于過大的應力作用下，輪齒材料處于屈服狀態(tài)下而產生的齒面或齒體塑性流動而形成的。5）齒面膠合齒面膠合是齒面間得壓力大，瞬時溫度高，潤滑效果差，當瞬時溫度過高時，相嚙合的兩齒就會發(fā)生粘在一起得現(xiàn)象，由于此時兩齒輪又在作相對滑動，相粘合的部位即被撕裂，于是在齒面上沿相對滑動的方向形成傷痕，即為齒面膠合。2.2.2 齒輪強度計算1）齒輪接觸應力 j?????????bzjFE?1418.0式中： ——齒輪接觸應力；j?——齒面上的法向力 ， ；F??N??cos1F?——圓周力 ， ；1 dTFe21——計算載荷；eT22——節(jié)圓直徑 ；d??m——節(jié)點處壓力角 ；??——齒輪螺旋角；?——齒輪材料的彈性模量 ；取E??MPa610.2??E——齒輪接觸的實際寬 ；bm、 ——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 ，z? ??m直齒輪： 、 ；?sinzr??sinbr?斜齒輪： 、 ；?2coz ?2cob、 ——主、從動齒輪的節(jié)圓半徑。zrb將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計算載荷時，常嚙合齒輪和高檔：2/maxeT；一檔和倒檔： ，這里 取發(fā)動機的最大轉矩。 、MPa1403 MP019—maxeT整理得：直齒輪： ?????????從 動主 動 zzbmETgj 1cosin28.ax??斜齒輪： 從 動主 動gj i41.023ax?齒輪 1： 140MPa-P6.7??j?齒輪 2： 3052aj齒輪 3： a-4.1j齒輪 4： 140P69Pa??j?齒輪 5： Ma-3.05j齒輪 6： 14aj齒輪 7： 140Pa-P268.??j?23齒輪 8： 140MPa-3Pa94.76??j?齒輪 9： 230j齒輪 10： a-9a.5j齒輪 11： 0P1P876??j?齒輪 12： 2Ma-2.0aj齒輪 13： 941j2）齒輪彎曲強度計算①直齒輪彎曲應力 w?btyKFfw1?式中： ——彎曲應力 ；???MPa——圓周力 ， ；1F?NdTFe21?——計算載荷 ；eT?m?——節(jié)圓直徑 ；d?——應力集中系數(shù)，可以近似取 ;?K65.1??K——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f力的影響也不同：主動齒輪 ，從動齒輪 ；.1f 9.0f——齒寬 ；b??m——端面齒距 ， ， 是模數(shù)；t t??m——齒形系數(shù)，如圖 2-1 示：y整理得： zybKTfgw2max???當計算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 時，倒檔直齒輪的許用彎e maxeT24曲應力在 ，貨車可以取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的需用MPa850-4應力應該取下限。圖 2-2 齒形系數(shù)圖②斜齒輪彎曲應力 w??btyKFw1?式中： ——彎曲應力 ；???MPa——圓周力 ， ；1F?NdTFe21?——計算載荷 ；eT?m?——節(jié)圓直徑 , ， 是法向模數(shù) ， 為齒數(shù)， 為齒d??cos/znnm??z?輪螺旋角 ；??——應力集中系數(shù)， ；?K50.1??K25——齒面寬 ；b??m——端面齒距 ， ；t nt??——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) 在圖 2-1 中查得；y ?3cos/z——重合度影響系數(shù)，?K0.2?K整理得： ?????yzbmTngw2axcos?計算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 時，對乘用車常嚙合齒輪和e maxeT高檔齒輪，許用應力在 范圍，對貨車為 。MPa350-18 MP2501?齒輪 1： w242.67????齒輪 2： 9齒輪 3： PaPaw5010.齒輪 4： M217456????齒輪 5： w.89齒輪 6： PaPa501023齒輪 7： w2.????齒輪 8： M1549齒輪 9： PaPaw850.7齒輪 10： 38????齒輪 11： w211.2齒輪 12： MPaPa504齒輪 13： w8450.837????2.2.3 齒輪材料選擇現(xiàn)代汽車變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，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。國內汽車變26速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、 、15MnCr5、20MnCr5、25MCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為20MnTiB58-63HRC，心部硬度為 33-48HRC。本次設計所用齒輪材料為 20CrMnTi，其彈性模量52.1EPa??27第 3 章 軸的設計計算3.1 軸的功用及設計要求變速器軸在工作時承受轉矩和彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不足，在負荷作用下，軸會產生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結構形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。軸的結構主要依據(jù)變速器結構布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。3.2 初選軸的直徑在變速器結構方案確定以后，變速器軸的長度可以初步確定。軸的長度對軸的剛度影響很大。為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調關系。軸的直徑d與支承跨度長度 之間關系可按下式選?。簂第一軸及中間軸： 18.0~6./?Ld第二軸： 218.0/?軸直徑與軸傳遞轉矩有關，因而與變速器中心距有一定關系，可按以下公式初選軸直徑。中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑：Ad45.0?m1??取 md45?第一軸花鍵部分直徑 可按下式初選??d3maxeTK式中： ——經驗系數(shù)， ；0.64??K——發(fā)動機最大轉矩 ；axe ??mN?取 ,則5.4?d1.27.3?取 ；m28軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標準進行修正。28下面是軸的計算尺寸： 30minPAd?npT?615.960.?npgei?max36a0in15.9?eTAd式中： ——軸所受到的扭矩 ；??mN?——軸傳遞的功率 ；P?kW——軸的轉速 ；n?in/r—— 各擋傳動比；i——傳動效率，取g?96.0?g?——發(fā)動機的最大轉矩；emacT根據(jù)《機械設計》第八版表 15-3 知， ,因發(fā)動機最大扭矩不大，0A 12970??A故 取較小值，取 ；102?所以計算得第二軸各軸段最小直徑：齒輪 1： ；md069.2815.9.36min ??齒輪 3： ；5.30236in?齒輪 5： md 2.715.99.136min ???齒輪 7： 50.402036in?