HLJIT6H-240變速器設計【6檔二軸式變速器】【二軸6檔240N變速器】【說明書+CAD】,6檔二軸式變速器,二軸6檔240N變速器,說明書+CAD,HLJIT6H-240變速器設計【6檔二軸式變速器】【二軸6檔240N變速器】【說明書+CAD】,hljit6h,變速器,設計,檔二軸式,說明書 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.2汽車變速器設計的目的和意義 1 1.3汽車變速器國內外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 2 1.3.1汽車變速器國內外現(xiàn)狀 2 1.3.2汽車變速器的發(fā)展趨勢 3 1.4手動變速器的特點和設計要求及內容 3 1.4.1手動變速器的特點 3 1.4.2手動變速器的設計要求 4 1.4.3變速器設計的主要內容 4 第2章 變速器傳動機構與操縱機構的布置 6 2.1變速器傳動方案布置機構 6 2.1.1變速器傳動方案分析與選擇 6 2.1.2倒檔布置方案分析 8 2.1.3零部件結構方案分析 9 2.2變速器操縱機構布置方案 11 2.2.1 概述 11 2.2.2 典型的操縱機構及其鎖定裝置 12 2.3本章小結 14 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 15 3.1檔數(shù)的確定 15 3.2 傳動比范圍 15 3.3變速器各擋傳動比的確定 16 3.4中心距的選擇 19 3.5變速器的外形尺寸 19 3.6齒輪參數(shù)的確定 20 3.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 22 3.8變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整 25 3.9變速器齒輪尺寸的確定 27 3.10 本章小結 28 第4章 變速器齒輪及軸強度校核 29 4.1 變速器齒輪強度校核 29 4.1.1變速器齒輪彎曲強度校核 29 4.1.2輪齒接觸應力校核 34 4.1.3倒檔齒輪的校核 39 4.1.4齒輪材料的選擇原則 41 4.1.5變速器殼體材料的選用 43 4.1.6齒輪損壞的原因和形式 43 4.2軸的結構和尺寸設計 44 4.3軸的強度驗算 45 4.3.1軸的剛度計算 45 4.3.2 軸的強度計算 53 4.4軸承選擇與壽命計算 56 4.4.1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算 56 4.4.2輸出軸軸承的選擇與壽命計算 59 4.5 本章小結 60 第5章 變速器同步器及結構元件設計 62 5.1 同步器設計 62 5.1.1 同步器的功用及分類 62 5.1.2 慣性式同步器 62 5.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 63 5.1.4 主要參數(shù)的確定 64 5.2 變速器殼體 66 5.3 本章小結 66 第6章 軸的有限元分析 68 6.1ANSYS簡介 68 6.2有限元分析基本理論 68 6.3有限元求解問題的基本步驟 68 6.4變速器輸出軸的有限元分析的主要步驟 69 6.5本章小結 76 結　　論 77 參考文獻 78 致　　謝 79 第1章 緒 論 1.1 概述 近幾年國內外汽車工業(yè)迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化、智能化已成為汽車的發(fā)展趨勢。但變速器設計一直是汽車設計中最重要的環(huán)節(jié)之一，變速器用于改變發(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)動機在最有利的工況范圍內工作。因此變速器的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的。變速器的倒擋使汽車能倒退行駛；其空擋使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機和傳動系分離。 變速器的結構除了對汽車的動力性、經濟性有影響同時對汽車操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動機的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側措施以及其他結構措施，可使操縱可靠，不產生跳擋、亂擋、自動脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低，降低噪聲水平已成為提高變速器質量和設計、工藝水平的關鍵。 1.2汽車變速器設計的目的和意義 現(xiàn)代汽車上廣泛采用內燃機作為動力源，其轉矩和轉速的變化范圍很小，而復雜的使用條件要求汽車的驅動力和車速能在相當大的范圍內變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器，用來改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍下工作；在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進行動力輸出。變速器設計的目的就是為了滿足上述的要求，使汽車在特定的工況下穩(wěn)定的工作。 變速器除了要能滿足一定的使用要求外，還要保證使其和汽車能有很好的匹配性，可以提高汽車的動力性和經濟性，保證發(fā)動機在有利的工況范圍內工作提高汽車的使用壽命、降低能源消耗、減少汽車的使用噪聲等。這就要求設計人員依據汽車的技術參數(shù)，合理的選擇變速器的參數(shù)，使所設計的變速器能和整車具有很好的匹配性。 1.3汽車變速器國內外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 1.3.1汽車變速器國內外現(xiàn)狀 早期的汽車傳動系，從發(fā)動機到車輪之間的動力傳動形式是很簡單的。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，變速器經歷了幾個發(fā)展階段，主要為： 1、手動變速器 手動變速器主要采用齒輪傳動的降速原理。變速器內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作，也就是通過操縱機構使變速器內的不同的齒輪副工作。手動變速器又稱手動齒輪式變速器，含有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達到變速變矩的目的。手動變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結構簡單、故障率相對較低、價廉物美。 2、自動變速器 自動變速器是根據車速和負荷（油門踏板的行程）來進行雙參數(shù)控制，擋位根據上面的兩個參數(shù)來自動升降。自動變速器與手動變速器的共同點，就是二者都屬于有級式變速器，只不過自動變速器可以根據車速的快慢來自動實現(xiàn)換擋，可以消除手動變速器“頓挫”的換擋感覺。 自動變速器是由液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱機構組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩的目的。 3、無級變速器 無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別，是它省去了復雜而又笨重的齒輪組合變速傳動，而只用了兩組帶輪進行變速傳動。無級變速器結構比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化。 4、無限變速式機械無級變速器（IVT） 無限變速式機械無級變速器與其它自動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將發(fā)動機動力傳遞給變速器，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、不需要工藝復雜造價高昂的金屬傳送帶、結構簡單、成本低等一系列優(yōu)點，加上傳遞扭矩大，長時間使用也不會過度發(fā)熱，不但使用于轎車，也使用于越野車，是一種新型變速器。 1.3.2汽車變速器的發(fā)展趨勢 回顧汽車變速器的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部分，其技術的發(fā)展，是衡量汽車技術水平的一個重要依據?，F(xiàn)代汽車變速器的發(fā)展趨勢，是向著可調自動變速器或無級變速器的方向發(fā)展。 自動變速器多擋化雖能擴大自動變速的范圍，但它并非安全迅速。理想的無級變速器是在整個傳動范圍內能連續(xù)的、無擋比的切換變速比，是變速器始終按最佳換擋規(guī)律自動變速。無級化是對自動變速器的理想追求。 現(xiàn)代無級變速器傳動效率提高，變速反應快、油耗低。隨著電子技術的發(fā)展，變速器的自動控制進一步完善，在各種使用工況下能實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的最佳匹配，控制更加精確、有效，性能價格比大大提高。無級變速器裝有自動控制裝置，行車中可以根據車速自動調整擋位，無需人工操作，省去了換擋及踩踏離合器踏板的操作。其不足之處在于價格昂貴、維修費用很高，而且使用起來比手動擋車費油，尤其是低速行駛或堵車中走走停停時，更會增大油耗。 當今世界各大汽車公司對無級變速器的研究都十分活躍。不久的將來，隨著電子控制技術的進一步完善，電子控制式的無級變速器可望得到廣泛的發(fā)展和應用。 1.4手動變速器的特點和設計要求及內容 1.4.1手動變速器的特點 手動變速器的擋數(shù)通常在6擋以下，當擋數(shù)超過6擋時，可以在6擋以下的主變速器的基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。 近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般采用4-5個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車多用5個擋。商用車變速器采用4-5個擋或多擋。載質量在2.0-3.5t的貨車采用五擋變速器，載質量在4.0-8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質量大些的貨車和越野車上。 某些汽車的變速器，設置有用在良好的路面上輕載或空車駕駛的場合的超速擋，超速擋的傳動比小于1。采用超速擋，可以提高汽車的燃油經濟性。但是如果發(fā)動機功率不高，則超速擋使用頻率很低，節(jié)油效果不顯著，甚至影響汽車的動力性。 從傳動機構布置上來說，目前，兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用。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。三軸式變速器的第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也僅傳遞轉矩。因此，直接擋的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，因為直接擋的利用率要高于其它擋位，因此提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，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和第二軸之間的距離（中心距）不大的情況下，一擋仍有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用長嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用或不采用長嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一擋也用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。 手動變速器的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪比直齒圓柱齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍微復雜且在工作時有軸向力。因此，在變速器中，除低擋及倒擋齒輪外，直齒圓柱齒輪已被斜齒圓柱齒輪所取代。當然，常嚙合齒輪副的增多將導致旋轉部分總慣性力矩的增大。 1.4.2手動變速器的設計要求 (1)、正確選擇變速器的擋位數(shù)和傳動比，使其和發(fā)動機參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證汽 車具有良好的動力性和經濟性； (2)、設置空擋以保證汽車在必要時能將發(fā)動機和傳動系長時間分離，設置倒擋使汽車能倒退行駛； (3)、操縱簡單、方便、迅速、省力； (4)、傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲； (5)、體積小、質量輕、承載能力強，工作可靠； (6)、制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長； (7)、貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定； (8)、需要時應設置動力輸出裝置。 1.4.3變速器設計的主要內容 本設計主要是依據瑞麒G52010款梅西版2.0TCI手動舒適性汽車的有關參數(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6檔手動變速器，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。本文主要完成下面一些主要工作： 1、對變速器傳動機構的分析與選擇 通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點，以及所設計車輛的特點，確定傳動機構的布置形式。 2、變速器主要參數(shù)的選擇 變速器主要參數(shù)的選擇：檔數(shù)、傳動比、中心距、齒輪參數(shù)等。 3、變速器齒輪強度的校核 變速器齒輪強度的校核主要對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度進行校核。 4、軸的基本尺寸的確定及強度計算。 對于軸的強度計算則是對軸的剛度和強度分別進行校核。 5、軸承的選擇與壽命計算。 對變速器軸的支撐部分選用圓錐磙子軸承，壽命計算是按汽車的大修里程來衡量，轎車的為30萬公里。 本次設計主要是查閱近幾年來有關國內外變速器設計的文獻資料，結合所學專業(yè)知識，在老師的正確指導下進行設計。通過比較不同方案和方法選取最佳方案進行設計，計算變速器的齒輪的結構參數(shù)并對其進行校核計算；同時對同步器、換檔操縱機 構等結構件進行分析設計；另外，對現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結構進行改進、完善。 第2章 變速器傳動機構與操縱機構的布置 2.1變速器傳動方案布置機構 機械式變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。 2.1.1變速器傳動方案分析與選擇 機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。 1.兩軸式變速器的特點分析 與中間軸式變速器相比較，兩軸式變速器結構簡單、緊湊且除最高擋外其他各擋的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質量減少6%～10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且使傳動系的結構簡單。兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高擋工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損，這是它的缺點。 如圖2.1a～c所示為發(fā)動機前置前輪驅動轎車的兩軸式變速器傳動方案。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪傳動。圖2.1c中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換擋；圖2-1a所示方案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。 圖2.1 兩軸式變速器傳動方案 2.中間軸式變速器特點分析 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客車上。變速器第一軸的前端經軸承支承在發(fā)動機的飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經花鍵與萬向節(jié)連接。 如圖2.2a～d所示為中間軸式變速器的傳動方案，其中a～b為中間軸式五擋變速器，c～d為中間軸式六擋變速器的傳動方案。中間軸式變速器的共同特點為：變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經軸承支承在第一軸后端的孔內，且保證兩軸軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋，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，可達到90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其他擋位，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 圖2.2中間軸式變速器傳動方案 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，擋位低的齒輪可以不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案件中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或接合套換擋，少數(shù)結構的一擋也采用同步器或接合套換擋，各擋同步器或接合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。 在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，這是它的缺點。 以上各方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋形式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 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)與汽車的動力性、燃油經濟性有著密切的聯(lián)系。就動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經濟性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產率，降低運輸成木。不過，增加檔數(shù)會使變速器機構復雜和質量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。 綜上所述，由于此次設計的變速器驅動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅動，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運行噪聲小，設計車速高，故選用二軸式變速器作為傳動方案。 2.1.2倒檔布置方案分析 倒擋布置應注意以下幾點： （1）倒擋齒輪在非工作位置時，不得與第二軸的齒輪有嚙合現(xiàn)象； （2）換入倒擋時不得與其他齒輪發(fā)生干涉； （3）倒擋軸在變速器殼體上的支承不得與與中間軸的齒輪相碰。 常見的倒檔布置方案如圖2.3所示。圖2.3b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖2.3c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖2.3d方案對2.3c的缺點做了修改；圖2.3e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖2.3f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。 圖2.3倒檔布置方案 變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出輪齒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，都應當布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良情況，然后按照從低擋到高擋的順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸具有足夠大的剛性，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)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。 為防止意外掛入倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需克服彈簧所產生的力，用來提醒駕駛員注意。 綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用圖2.3f所示方案。 2.1.3零部件結構方案分析 1.齒輪分析 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍有復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。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，并導致變速器的質量和轉動慣量增大。所以本設計全部選用斜齒輪。 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。 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2.4中的尺寸可取為花鍵內徑的1.25～1.40倍。 圖2.4 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在μm范圍內選用。要求齒輪制造精度不低于7級。 2變速器軸 變速器軸多數(shù)情況下經軸承安裝在殼體的軸承孔內。當變速器中心距小，在殼體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動。 用移動齒輪方式實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，應選用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側的磨削比漸開線花鍵要容易。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過軸與齒輪內孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設置有滾針軸承、滑動軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上。此時，軸的表面粗糙度不應低與μm，硬度不低于58～63HRC。因漸開線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸，并由螺栓固定。 由上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應當可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關問題。 3.變速器軸承的選擇 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。 滾針軸承、滑動軸承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。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、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。 由于本設計的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。 2.2變速器操縱機構布置方案 2.2.1 概述 根據汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。 變速器操縱機構通常裝在頂蓋或側蓋內，也有少數(shù)是分開的。變速器操縱機構操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。 1、直接操縱式手動換檔變速器 當變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來 ，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各檔換檔行程相等。 2、遠距離操縱手動換檔變速器 平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅動汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換檔手力經過這些轉換機構才能完成換檔功能。這種手動換檔變速器，稱為遠距離操縱手動換檔變速器。 3、電動自動換檔變速器 20世紀80年代以后，在固定軸式機械變速器基礎上，通過應用計算機和電子控制技術，使之實現(xiàn)自動換檔，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動完成換檔，這種變速器成為電動自動換檔變速器。 由于所設計的變速器為兩軸變速器，采用發(fā)動機前置前輪驅動，變速器離駕駛員座椅較近，所以采用直接操縱式手動換檔變速器。 2.2.2 典型的操縱機構及其鎖定裝置 圖2.5 為典型的操縱機構圖 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機構。 1、換擋機構形式 （a） 直齒滑動齒輪換擋 （b）嚙合套換擋 （c）同步器換擋 圖2.6換擋機構形式 如圖2.6變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。 直齒滑動齒輪換擋要求駕駛員有熟練的操作技術（如兩腳離合器）才能使換擋時齒輪無沖擊；換擋行程長，換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉部分的慣性力矩，但除一擋、倒擋已很少使用。 嚙合套換擋不能消除換擋沖擊，而且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力矩增大。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。 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。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。 通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設計全部檔位均選用同步器換檔。 2、防脫檔設計 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速叉軸互被鎖住，該機構的作用是防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。常見的互鎖機構有： （1）互鎖銷式 圖2.7是汽車上用得最廣泛的一種機構，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。 圖2.7，a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖2.7，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。 圖2.7 互鎖銷式互鎖機構 （2）擺動鎖塊式 圖2.8為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。 （3）轉動鉗口式 圖2.9為與上述鎖塊機構原理相似的轉動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉動。選檔時操縱桿轉動鉗形板選入某一變速叉軸槽內，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。 圖2.8 擺動鎖塊式互鎖機構 圖2.9 轉動鉗口式互鎖機構 操縱機構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產生明顯的手感。 鎖止機構還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構。 自鎖機構的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止自動脫檔和掛檔。自鎖機構有球形鎖定機構與桿形鎖定機構兩種類型。 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。 本次設計屬于前置前輪驅動的轎車，操縱機構采用直接操縱方式，鎖定機構全部采用，即設置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖，通過互鎖銷實現(xiàn)互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來實現(xiàn)，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。 2.3本章小結 本章主要依據變速器幾種常見的傳動機構布置方案，對兩軸式和中間軸式的變速器的結構特點作了簡要說明，分析了各種方案的優(yōu)缺點，同時介紹了幾種常見的倒擋機構布置方案，并比較了各個方案的優(yōu)缺點。在零部件的選擇部分，對變速器齒輪、換擋機構的形式和變速器防止自動脫擋的結構進行了分析和說明。最后結合本次設計所依據車輛的主要技術參數(shù)，選擇了本設計的傳動機構布置方案和零、部件的結構形式，作為以后各章節(jié)設計的基礎。 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 變速器主要參數(shù)的選擇 本設計是根據瑞麒G52010款梅西版2.0TCI手動舒適性汽車的技術參數(shù)來設計的一種汽車變速器，其具體參數(shù)如表3.1 ： 發(fā)動機最大功率 125km 車輪型號 205/60 R16 發(fā)動機最大轉矩 235km 最大功率時轉速 5500rpm 最大轉矩時轉速 1900rpm 最高車速 210km/h 整備質量 1598kg 變速器形式 手動六檔 表3.1 瑞麒G5的主要技術參數(shù) 3.1檔數(shù)的確定 變速器的擋數(shù)可在3～20個擋位范圍內變化，通常變速器的擋數(shù)在6擋以下，當擋數(shù)超過6擋以后，可在6擋以下的主變速器基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。 增加變速器的擋數(shù)，能夠改變汽車的動力性和燃油經濟性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且使輪廓尺寸和質量加大，同時操縱機構復雜，而且在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。 在最低擋傳動比不變的條件，增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進行。因高擋使用頻繁，所以又要求高檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值，要比低檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。 近年來，為了進一步節(jié)省燃油，裝用手動變速器的轎車普遍采用5擋變速器，也有采用6擋變速器的。 本設計采用6擋。 3.2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。 由于本設計是二軸變速器，所以最高擋是超速檔，傳動比范圍為0.7-0.8.取最高擋傳動比為0.75，即ig=0.75。 3.3變速器各擋傳動比的確定 1、主減速器傳動比的確定 發(fā)動比的確定動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為： = 0.377 （3.1） 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。 已知：最高車速=200 km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.75；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格205/60R16.得到r=R=16×2.54×10／2+205×0.6=326.2mm=0.326m；發(fā)動機轉速==5500（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式： =0.377×= 2、確定最低擋傳動比 確定最低擋傳動比時，要考慮下列因素：汽車最大爬坡度、驅動輪與地面的附著力、汽車最低穩(wěn)定車速及主傳動比等。 1）根據最大爬坡度確定一擋傳動比 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地面間滾動阻力及上坡阻力，由于汽車上坡行駛時，車速不高，忽略空氣阻力，這時 + （3.2） 式中 —最大驅動力，=； —滾動阻力，= fmgcos； —最大上坡阻力，=mgsin。 將上述有關參數(shù)代入式（3.2）得 mg(fmgcos+mgsin)=mg （3.3） 式中　—發(fā)動機最大轉矩，=240N.m; —主減速比，=4.51; m—汽車總質量,m=2000kg; —道路最大阻力系數(shù)； f—滾動阻力系數(shù)（良好的瀝青或混凝土路面f=0.010～0.018取f=0.015）； —變速器一擋傳動比； —汽車傳動系效率,=0.9； g—重力加速度,g=9.8； —驅動輪滾動半徑，=0.326m; —道路最大上坡角（最大爬坡度為30%，即α=16.7， 則sinαmax=0.287,cosαmax=0.958; 將上述有關參數(shù)代入式（3.3）得 =1.97671.98 2）根據驅動輪與路面的附著力確定一擋傳動比 汽車行駛時，為了使驅動輪不打滑，必須使驅動力等于或小于驅動輪與路面間的附著力，此條件可用下列不等式表示 （3.4） （3.5） 式中 φ-路面附著系數(shù)，計算時取 φ=0.6 Fn-驅動輪的地面法向反力，； 已知：kg；取0.6，把數(shù)據代入（3.5）式得： =3.94 所以，一檔轉動比的選擇范圍是： 故一擋傳動比取=2.6 3） 確定其它各擋傳動比 一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系 ===== q （3.6） 式中 q—常數(shù)，也就是各擋之間的公比，q==1.28421.28 因此，各擋傳動比為 =2.6 =0.75 3.4中心距的選擇 對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器中心距A，中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距應能保證齒輪的強度，初選中心距A時，可根據下述經驗公式計算： A= （3.7） 式中 A—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，商用車：8.9～9.6，多擋變速器：=9.5～11.0 乘用車取=8.9～9.3， —發(fā)動機最大轉矩（N·m）； —變速器一擋傳動比； —變速器傳動效率，=0.96。 將上述有關參數(shù)代入式（3.7）得 A=（8.9～9.6）=75.025～80.926 取A=78mm 3.5變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。 影響變速器殼體的軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。 乘用車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A。 商用車四擋變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據選用： （1）四擋 （2.2～2.7）A （2）五擋 （2.7～3.0）A （3）六擋 （3.2～3.5）A 當變速器選用的擋數(shù)和同步器多時，上述中心距系數(shù)應取給出范圍的上限。為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)。 軸向尺寸為 故初選L=260 3.6齒輪參數(shù)的確定 1.模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，影響它的選取因素有很多，如齒輪的強度、質量、噪音、工藝要求等。 齒輪模數(shù)選取的一般原則： 1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬； 2）為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬； 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)； 4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。 所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸近線。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2.0～3.5。 表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 車 型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.014 模數(shù)/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據，由表3.2選取各檔模數(shù)為，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。 2.壓力角的選取 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表面接觸強度。 實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的接合齒壓力角為20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。 本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角20°。 3.螺旋角的確定 斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(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15°～25°為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大的螺旋角。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用： （1）乘用車變速器 1）兩軸式變速器為20°～25° 2）中間軸式變速器為22°～34° （2）貨車變速器：18°～26° 所以初選斜齒輪螺旋角。 4.齒寬b的確定 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據齒輪模數(shù)m()的大小來選定齒寬： （1）直齒b=m, 為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0； （2）斜齒輪b=，取為6.0～8.5。 所以本設計斜齒，取為6.0～8.5，取6.0 mm 5.齒輪變位系數(shù)的選擇原則 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。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： 1）對于高檔齒輪，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)。 2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。 6.齒頂高系數(shù)的確定 齒頂高系數(shù)對重合度、齒輪強度、工作噪音、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。規(guī)定齒頂高系數(shù)取1.00。 7.齒輪材料的選擇 變速器齒輪可以與軸設計成一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支撐等方式之一與軸連接。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內徑直徑到齒頂圓處的厚b影響齒輪強度。要求尺寸b應該大于或等于齒輪危險斷面處的厚度。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大一些，至少滿足尺寸，為花鍵內徑。為了減小質量，輪輻處厚度應滿足強度條件下設計得薄些。 齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪音減小，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范圍內選用。要求齒輪制造精度不低于7級。 國內汽車變速器齒輪材料主要采用、、、、、。滲碳齒輪表面硬度為。心部硬度為。值得指出的是，采用噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施能使齒輪得到強化。 3.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 本設計變速器采用斜齒圓柱輪。 斜齒 = （3.8） 1.確定一擋齒輪的齒數(shù)和傳動比 一擋傳動比為==2.6 =≈53 轎車可在12～17之間選取， 為了使盡量大些，應將取得盡量小些，則取=15=38 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擋齒輪齒數(shù)分配的依據。 取整得mm，為標準中心矩。 2.確定二擋齒輪的齒數(shù)和傳動比 （3.9） （3.10） 已知：=80mm，=2.031，=2.75，；將數(shù)據代入（3.9）（3.10）兩式，齒數(shù)取整得： ，， 所以二檔傳動比為： 3、確定三檔齒輪的齒數(shù)和傳動比 （3.11） （3.12） 已知：=80mm，=1.587，=2.75，；將數(shù)據代入(3.11)(3.12)兩式，齒數(shù)取整得：，，所以三檔傳動比為： 4、確定四檔齒輪的齒數(shù)和傳動比 (3.13) (3.14) 已知：=80mm，=1.240，=2.75，；將數(shù)據代入(3.13)(3.14)兩式，齒數(shù)取整得：，，所以四檔傳動比為： 5、確定五檔齒輪的齒數(shù)和傳動比 (3.14) (3.16) 已知：=80mm，=0.969，=2.75，；將數(shù)據代入(3.15)(3.16)兩式，齒數(shù)取整得：，，所以五檔傳動比為： 6、確定六檔齒輪的齒數(shù)和傳動比 (3.17) (3.18) 已知：=80mm，=0.75，=2.75，；將數(shù)據代入(3.17）（3.18）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以六檔傳動比為： 7、確定倒檔齒輪的齒數(shù)和傳動比 初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為=22，輸入軸齒輪齒數(shù)=15，為保證倒檔齒輪的嚙合不產生運動干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式 （3.19） 已知：，，，把數(shù)據代入（3.19）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒檔傳動比為： 輸入軸與倒檔軸之間的距離： mm 輸出軸與倒檔軸之間的距離： mm 3.8變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整 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，耐磨損、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)之和等于零。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相接近的程度。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。 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，會因保證各擋傳動比的需要，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)和多的齒數(shù)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，故采用得較多。對斜齒輪傳動，還可以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。對于高擋齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，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。為提高小齒輪的抗彎強度，應根據危險斷面齒厚相等的條件來選擇來選擇大小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)大雨零。由于工作需要，有時齒輪齒數(shù)取得少（如一擋主動齒輪）會造成輪齒根切。這不僅削弱了輪齒的抗彎強度，而且使重合度減少。此時應對齒輪進行正變位，以消除根切現(xiàn)象。 總變位系數(shù)減少，一對齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動故噪聲要小一些。另外，值越小，齒輪的齒形重合度越大，這不但對降噪有利，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷時的著力點距齒根近，彎曲力矩減小，相當于齒根強度提高，對由于齒根減薄而產生的削弱強度的因素有所抵消。 采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。變位系數(shù)如下圖3.1： 圖3.1變位系數(shù)圖 倒擋嚙合角：計算得：=210 查圖得：0.42 -0.260.42 其余各檔嚙合角： =21.80查圖得：0.35 同理計算得：，0.28， -0.22 ，， 3.9變速器齒輪尺寸的確定 本次設計所有齒輪的幾何尺寸如表3.5所示。 表3.3　斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm) 齒數(shù) 15 38 17 36 21 32 24 29 27 26 30 23 模數(shù) 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 變位系數(shù) 0.37 -0.02 0.28 0.07 0.22 0.13 0.13 -0.22 0.13 -0.22 0.22 0.13 螺旋角 21? 21? 22? 22? 24? 24? 24? 24? 24? 24? 24? 24? 壓力角 20? 20? 20? 20? 20? 20? 20? 20? 20? 20? 20? 20? 端面模