喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 摘 要 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車已經(jīng)進入了百姓家庭，進入人們生活。所以變速器作為汽車的主要零件之一，我們必須對變速器作出進一步研究。 發(fā)動機的輸出轉速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉速區(qū)出現(xiàn)。為了發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能，就必須有一套變速裝置，來協(xié)調發(fā)動機的轉速和車輪的實際行駛速度。在經(jīng)濟方面考慮合適的變速器也非常重要。 本次設計對轎車變速器的結構進行了介紹，闡述了發(fā)動機參數(shù)的確定以及對功率大小直接影響到變速器中各個零件的強度進行介紹。在機構方面選擇了機械式變速器，確定變速器設計的主要參數(shù)及同步器的相關設計。 關鍵詞 變速器；扭矩；同步器 IV Abstract With the development of auto industry, the car has already entered common people's family, has entered people's life. So the gear box is as one of the major parts of the car, we must further study the gear box. The output of the engine is very tall in rotational speed, maximum power and the biggest torsion appear in certain rotational speed district. In order to give play to the best performance of the engine, there must be one set and change speed to fit, to coordinate the rotational speed of the engine and real travel speed of wheel. Consider the gear box suitable is very important too in economy. Have designed and made an introduction to the structure of the car gear box this time, have explained the determination of the engine parameter and influenced the intensity of each part in the gear box and made an introduction to the power size directly. Choose the machinery type gear box from organization, confirm the relevant designs of main parameter and synchronizer that the gear box is designed. Key words Gear box; Torsion; Synchronizer 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 變速器的功用和要求 1 1.2 手動變速器 1 本章小結 2 第2章 變速器結構方案及主要參數(shù)的選擇 3 2.1 變速器結構方案的確定 3 2.1.1 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 3 2.1.2 倒擋傳動方案 5 2.1.3 變速器主要零件結構的方案分析 6 2.1.4 變速器的操縱機構 8 2.2 變速器主要參數(shù)確定 9 2.2.1 各擋傳動比的確定 9 2.2.2 其他擋各擋傳動比 10 2.2.3 初選中心距 11 2.2.4 軸向尺寸 11 2.3 齒輪參數(shù)選取 12 2.3.1 模數(shù) 12 2.3.2 壓力角、螺旋角 12 2.3.3 齒寬b 13 2.3.4 齒頂高系數(shù)及齒輪變位的選用 13 2.4 各擋齒輪齒數(shù)分配 15 2.4.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 15 2.4.2 調整齒輪齒數(shù)及驗證中心距 16 2.4.3 Ⅱ擋及其余前進擋位齒輪齒數(shù)確定 17 2.4.4 倒擋齒輪齒數(shù) 18 2.5 各齒輪參數(shù) 19 2.6 齒輪的強度計算 20 2.6.1 損壞形式 20 2.6.2 材料選取 20 2.6.3 強度計算 20 2.7 軸的強度計算 24 2.7.1 初選軸的直徑 24 2.7.2 軸的剛度驗算 25 2.7.3 軸的強度計算 25 本章小結 27 第3章 變速器同步器的設計 28 3.1 同步器的結構 28 3.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 29 3.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 29 3.2.2 錐面半錐角 30 3.2.3 摩擦錐面平均半徑R 30 3.2.4 錐面工作長度b 30 3.2.5 同步環(huán)徑向厚度 30 3.2.6 鎖止角β 31 3.2.7 同步時間t 31 本章小結 31 結論 32 致謝 33 參考文獻 34 附錄1 35 附錄2 38 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 第1章 緒論 1.1 變速器的功用和要求 變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： （1）應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 （2）工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內不應有自動跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換擋或自動、半自動換擋來實現(xiàn)。 （3）重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 （4）傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省? （5）噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲[1]。 1.2 手動變速器 手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每擋的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各擋的變速比是個定值(也就是所謂的“級” )。比如，一擋變速比是3.85,二擋是2.55,再到五擋的0.75,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有5個值(即有5級)，所以說它是有級變速器。 曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，我認為手動變速器不會過早的離開。 首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一擋有“勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。 其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的認識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實的。雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍，但是大多數(shù)年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一些中高擋的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學校中，教練車都是手動變速器的，除了經(jīng)濟適用之外，關鍵是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調性。 第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家，而且經(jīng)濟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、現(xiàn)代等國內外廠家的經(jīng)濟型轎車都是手動變速的車，它們的各款車型基本上都是5擋手動變速。 本章小結 本章主要介紹了變速器的功用、要求及手動變速器的優(yōu)缺點。 第2章 變速器結構方案及主要參數(shù)的選擇 2.1 變速器結構方案的確定 2.1.1 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 變速器由傳動機構與操縱機構組成。 有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96～0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。 設計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、擋位數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。 傳動比范圍是變速器低擋傳動比與高擋傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.0～4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0～8.0；越野車與牽引車為10.0～20.0。 通常，有級變速器具有3、4、5個前進擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進擋位數(shù)多達6～16個甚至20個。 變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換擋，對于多于5個前進擋的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為5擋。多于5個前進擋將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速擋。采用傳動比小于1（0.7～0.8）的超速擋，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉速、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。 三軸式和兩軸式變速器得到的應用最廣泛。 三軸式變速器如圖2-1所示，其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扭矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進擋需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉矩。因此在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降。 圖2-1 轎車中間軸式四擋變速器 1— 第一軸；2—第二軸；3—中間軸 兩軸式變速器如圖2-2所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除倒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降低6%～10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒擋常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動；各擋的同步器多裝在第二軸上，這是因為一擋的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。 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，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低擋傳動比取值的上限（=4.0～4.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各擋傳動比同時增大主減速比來取消。 圖2-2 兩軸式變速器 1— 第一軸；2—第二軸；3—同步器 由于所設計的汽車是發(fā)動機前置，前輪驅動，因此采用兩軸式變速器。 2.1.2 倒擋傳動方案 圖2-3為常見的倒擋布置方案。圖2-3b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時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2-3c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2-3d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-3c所示方案。圖2-3e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2-3f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2-3g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復雜一些。 圖2-3 變速器倒擋傳動方案 本設計采用圖2-3f所示的傳動方案。 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低擋與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋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)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 2.1.3 變速器主要零件結構的方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 （1）齒輪型式 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大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。在本設計中由于一擋采用的是常嚙合方案，即除倒擋外，均采用斜齒輪傳動。 （2）換擋結構型式 換擋結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換擋的特點是結構簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等原因，除一擋、倒擋外很少采用。 嚙合套換擋型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換擋結構簡單，但還不能完全消除換擋沖擊，目前在要求不高的擋位上常被使用。 采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 自動脫擋是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種[2]： (a).將嚙合套做得長一些（如圖2-4a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖2-4b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1～3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫擋。 (b).將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3～0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋（圖2-5）。 (c).將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力。 這種結構方案比較有效，采用較多。 此段切薄 a b 圖2-4 防止自動脫擋的結構措施Ⅰ 圖2-5 防止自動脫擋的結構措施Ⅱ 在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結構如圖2-6所示： l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊; 7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪 2.1.4 變速器的操縱機構 設計變速器操縱機構時，應滿足以下要求： (1)換擋時只允許掛一個擋。這通常靠互鎖裝置來保證，其結構型式有如右圖所示： 圖2-7 變速器自鎖與互鎖構 1-自鎖鋼球 2-自鎖彈簧 3-變速器蓋 4-互鎖鋼球 5-互鎖銷 6-撥叉軸 (2)在掛擋的過程中，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應設置自鎖裝置（如圖2-7所示）[3]。 (3)汽車行進中若誤掛倒擋，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導致零件損壞。汽車起步時如果誤掛倒擋，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應設置倒擋鎖。倒擋鎖的結構見本設計零件圖。 2.2 變速器主要參數(shù)確定 2.2.1 各擋傳動比的確定 根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大群動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 ／ (2-1) 則由最大爬坡度要求的變速器I擋傳動比為： (2-2) 式中 m— 汽車總質量； g— 重力加速度； — 道路最大阻力系數(shù)； —驅動車輪的滾動半徑； — 發(fā)動機最大轉矩； — 主減速比； — 汽車傳動系的傳動效率。 輪胎直徑 1英尺=25.4mm H/B=65% =(205×65%)+15×25.4/2=323.75mm 把數(shù)據(jù)代入式(2-2)得 2.6 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件 (2-3) 求得得變速器I擋傳動比為： (2-4) 把上述數(shù)據(jù)代入上式得 4.64 故 2.64.64 取=3.72 2.2.2 其他擋各擋傳動比 變速器的最高擋為超速擋，取其傳動比為=0.8 q= (2-5) 則根據(jù)此公式可得： =3.72 =2.4 =1.55 =1.0 =0.8 2.2.3 初選中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接的影響，所選的中心距應能保證齒輪的強度。兩軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選： 由經(jīng)驗公式 (2-6) 式中 A—為變速器中心距（mm）； —為中心距系數(shù)，乘用車：=8.9-9.3，商用車：=8.6-9.6，多擋變速器：=9.5-11.0； —為發(fā)動機最大轉矩（N·m）； —為變速器一擋傳動比； —為變速器傳動效率，取96%[5]。 A=8.9=76.46mm 乘用車變速器的中心距在60mm到80mm范圍內變化；因為中心距越小，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(jīng)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；此外受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。 綜上所述中心距A為77mm，為第二軸與輸出軸軸心距。 2.2.4 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸3.0～3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關： 四擋2.2～2.7A 五擋2.7～3.0A 六擋3.2～3.5A 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。 L=3.0×77=231mm 2.3 齒輪參數(shù)選取 2.3.1 模數(shù) 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，各擋齒輪應選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒數(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)應選小；對貨車，減小質量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數(shù)。 低擋齒輪應選大些的模數(shù)，其他擋位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各擋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。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。 取用范圍： 轎車及輕、中型貨車為2～3.5mm； 乘用車的發(fā)動機排量1.6～2.5L模數(shù)為2.75～3.00mm； 根據(jù)經(jīng)驗查表優(yōu)先選取第一系列，取得： 一擋、倒擋齒輪模數(shù)m=3.00mm，二擋齒輪模數(shù)m=2.5mm，三擋、四擋、五擋齒輪模數(shù)m=2.00mm[5]。 2.3.2 壓力角、螺旋角 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；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為28°時強度最高，超過28°強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為25°時強度最高。因此，理論上對乘用車，為加大重合度以降低噪音應取用14.5°、15°、16°、16.5° 等小些的壓力角；對商用車為提高齒輪承載能力應選22.5°或25°等大些的壓力角。 實際上，因國家規(guī)定標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為20°,嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30°[3]。 斜齒輪再變速器中得到廣泛的應用。選用斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力的影響。再輪齒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，齒的強度也相應的提高。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，從提高低擋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；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應當選用較大的螺旋角。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用： 轎車變速器： 兩軸式變速器為 20°～30° 中間軸式變速器為 22°～34° 貨車變速器：18°～34° 2.3.3 齒寬b 考慮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(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。 直齒：b=m, 為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0 斜齒：b= m，取6.0～8.5，b為齒寬（mm） 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、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可選為2～4mm。 計算如下： 直齒輪 R擋 =m=7×3=21mm 取7.0 斜齒輪 Ⅰ擋 =m=6×3=18mm 取6.0 Ⅱ擋 =m=6×2.5=15mm 取6.0 Ⅲ擋 =m=7×2.00=14mm 取7.0 Ⅳ擋 =m=8×2.00=16mm 取8.0 Ⅴ擋 =m=7×2.00=14mm 取7.0 2.3.4 齒頂高系數(shù)及齒輪變位的選用 一般齒輪的齒頂高系數(shù)=1.0。 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(chǎn)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，有避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在第一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。對于高擋齒輪，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。對于低擋齒輪，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。 總變位系數(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。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一擋主動齒輪1的齒數(shù)Z1〈17，因此一擋齒輪需要變位。 變位系數(shù) ( 2-7) 式中，Z為要變位的齒輪齒數(shù)。 2.4 各擋齒輪齒數(shù)分配 2.4.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 圖2-8 變速箱傳動方案 Ⅳ擋傳動比為 =1.0= (2-8) 則有 = 先求出、的齒數(shù)和及、的齒數(shù)和，計算后取為整數(shù)，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。齒數(shù)和公式如下： =2cos/m=+=77×0.94=72.38 取整得 +=72 (2-9) 乘用車車兩軸式變速器一擋傳動比=3.5-3.8時，第一軸上的一擋齒輪齒數(shù)可在11-17間選用。 Ⅰ擋傳動比為 =3.72= (2-10) =2Acos/m=+=2×77×0.94/3=48.25 取整得 +=48 乘用車車兩軸式變速器一擋傳動比=3.5-3.8時，第一軸上的一擋齒輪齒數(shù)可在15-17間選用[3]。 取=17，則=31 代入傳動比公式得 31/17=3.72 （2-11） 聯(lián)立上述(2-9)、(2-11)式，得 =24.68 取整得 =24 =48 則 =48 2.4.2 調整齒輪齒數(shù)及驗證中心距 （1）調整齒數(shù) 由一擋傳動比公式=3.72=得 ① =18 =35 =25 =48 此時=3.73 ② =18 =39 =28 =48 此時=3.714 ③ =17 =41 =31 =48 此時=3.73 ④ =12 = 38 =33 =39 此時=3.742 一擋齒輪式斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同；此外，從抵消或減少軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 （2-12） 把求出來的一擋及常嚙合齒輪齒數(shù)代入上式檢查是否滿足或近似滿足軸向力平衡的關系。 另外由A在60-80范圍內。 最終得 =12 = 38 =33 =39 （2）驗證中心距 由A在60-80范圍內，且A 76.46mm，A=77時，所求螺旋角小于15° 舍 A=78時，=15.9°=22.62° =1.4627 A=79時，=18.3°=24.3° =1.3652 A=80時，=20.36°=25.84° =1.3 把=12，= 38，=33，=39代入式（2-12）得 =2.256 綜上所述：A=78 =15.9° =22.62° =12 = 38 =39 =33 =39 =3.742 此時由斜齒輪產(chǎn)生的軸向力最小。故取上述值。 2.4.3 Ⅱ擋及其余前進擋位齒輪齒數(shù)確定 =2.4= (2-13) 取整得 59 (2-14) 聯(lián)立式(2-13)、(2-14)得 =19 =40 代入求得 =19°，故 ==1.21 而 ==1.65 上調=21 =38時軸向力最小。 此時：=21 =38 =19° =2.138 Ⅲ、Ⅴ擋齒輪齒數(shù)以此類推，得 =32 =41 =20.63°=1.514 =41 =30 =24.46°=0.86 2.4.4 倒擋齒輪齒數(shù) R擋傳動比 = (2-15) 由=2Acos/m得 +=; (2-16) +=; (2-17) 為保證倒擋齒輪餓=的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12與齒輪13的齒頂圓應保持有0.5以上的間隙。 近似可以用下式表示： +； (2-18) 把=31 =34帶入=，通過配湊得 =12 =35 =26 =3.446 代入成立。 倒擋軸與第二軸的中心距=91.5mm; 倒擋軸與第一軸的中心距=57mm。 2.5 各齒輪參數(shù) 擋位 齒數(shù) 模數(shù) 壓力角 螺旋角 分度圓直徑 z m (d=mz)d=mz/cos 直齒R擋 =12 3 0 36 =35 105 =26 78 斜齒Ⅰ擋 =12 3 15.9° 37.42 =38 118.5 Ⅱ擋 =21 2.5 19° 55.52 =38 100.47 Ⅲ擋 =32 2.00 20.63° 68.38 =41 87.61 Ⅳ擋 =39 2.00 22.62° 84.51 =33 71.51 =39 84.51 Ⅴ擋 =41 2.00 24.46° 90.11 =30 65.93 2.6 齒輪的強度計算 2.6.1 損壞形式 損壞形式分三種：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞。 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(chǎn)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，這是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(chǎn)生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 2.6.2 材料選取 由于變速齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，因其表層硬度高，心部的韌性也高，齒輪的耐磨性及拉彎曲疲勞和接觸疲勞的能力很強，故采用20CrMnTi作為此變速器的齒輪材料 2.6.3 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田間仍是相似 的。此外，機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鋼制作，采用剃赤和磨赤精加工 ，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JB179—83，6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。 （1）直齒輪彎曲應力 (2-19) 式中 —為彎曲應力（MPa）； —為圓周力（N），=2； —為計算載荷（N·mm）； d—為節(jié)圓直徑（mm）； —為應力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —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=1.1，從動齒輪=0.9； b—為齒寬（mm）； t—為端面齒距，t=πm,m為模數(shù)； y—為齒形系數(shù)，可由書本97頁圖3-19查出[3]。 因為齒輪節(jié)圓直徑d=mz,式中z為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)代入上式得 (2-20) 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400-850MPa，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力贏取下限。 計算倒擋直齒輪彎曲應力： 已知：=12 =37 =26 =180 =1.65 =1.1 則倒擋直齒輪12彎曲應力計算如下： ==599.7MPa 599.7MPa 在[400 850]MPa間 故合格。 （2）斜齒輪彎曲應力： (2-21) 式中 —為圓周力（N），=2； —為計算載荷（N·mm）； d—為節(jié)圓直徑（mm），d=mz/cosβ，m為法向模數(shù)，z為齒數(shù)，β為斜齒輪螺旋角（°）； —為應力集中系數(shù)，可近似取=1.50； b—為齒寬（mm）； t—為端面齒距，t=πm； y—為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)β在圖3-19查出； —為重合度影響系數(shù)，=2.0[3]。 將上述參數(shù)代入上式，整理后可得斜齒輪彎曲應力： (2-22) 當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高擋齒輪，許用應力在180-350MPa范圍內。各擋常嚙合斜齒輪彎曲應力： 已知： =12 =38 =1.50 查表得y=0.145 I擋常嚙合主從動斜齒輪彎曲應力計算如下： 主動齒輪 =180 N·m ζ=+0.5 =13.4 查表得 y=0.168 ==217.1MPa 從動齒輪 ==180=673.56N·m ζ=+0.5 =41.1 查表得 y=0.175 ==246MPa 217.1MPa及246MPa在180-350MPa范圍內，故合格。 同上可求得其他各擋主動齒輪彎曲應力： =263 MPa =278.8 MPa =309.7 MPa =349 MPa =240.7 MPa =235.2 MPa =219.9 MPa =278.2 MPa 經(jīng)驗證合格。 （4）輪齒接觸應力： (2-23) 式中 —為輪齒的接觸應力（MPa）； F—為吃面法向力（N），F(xiàn)=/(cosαcosβ)； —為圓周力（N），=2； —為計算載荷（N·mm）； d—為節(jié)圓直徑（mm）； α—為節(jié)點處壓力角； β—為齒輪螺旋角； E—為齒輪材料的彈性模量（MPa）； b—為齒輪接觸的實際寬度（mm）； —為主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）； 為從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪=sinα、=sinα,斜齒輪=（sinα）/β、=（sinα）/β, 、為主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）[3]。 一擋和倒擋 接觸應力范圍1900-2000MPa; 常嚙合及高擋齒輪 接觸應力范圍1300-1400 MPa。 計算I擋齒輪接觸應力： b=11mm =2=180/0.036=5.0N F=/(cosαcosβ) (2-24) F = 5.0/()=5.53N =sinα/β (2-25) =36/2cos=6.65m =（sinα）/β (2-26) =114/2cos=21.1m = =0.418 =1908.2MPa 同理的其他擋斜齒輪接觸應力： b=13mm =1300 MPa b=10mm =1338 MPa b=8mm =1302 MPa b=7mm =1373 MPa 經(jīng)驗算合格 計算倒擋齒輪接觸應力： b=14mm = =1937 MPa 經(jīng)驗證合格。 2.7 軸的強度計算 變速器的軸用與齒輪相同的材料制造。 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(chǎn)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，其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(chǎn)生的撓度和軸在水平面內的轉角。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，可對軸進行剛度和強度驗算。 2.7.1 初選軸的直徑 在已知兩軸式變速器中心距A時，第一軸和第二軸的中部直徑d≈0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值：對第一軸，d/L=0.16-0.18；對第二軸，d/L≈0.18-0.21。 d=0.45A=35mm 取軸的最大直徑為45mm 則 L=45/0.18=250mm 2.7.2 軸的剛度驗算 若輸入軸軸再垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用下式計算 = (2-27) = (2-28) δ= (2-29) 式中 —為齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； —為齒輪齒端中間平面上的圓周力（N）； I—為慣性矩（），對于實心軸，I=π/64； E—為彈性模量（MPa），E=2.1×MPa； d—為軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； a、b—為齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）； L—為支座間的距離（mm）[3]。 軸在水平面和垂直面內撓度允許值[]=0.05-0.10mm，[]=0.10-0.15mm。 把數(shù)據(jù)代入式(2-27)、(2-28)，得 =0.09；=0.12 軸的全撓度為mm，輸入軸的剛度符合要求。 同理的輸出軸的餓全撓度f=0.13≤0.2mm，故輸出軸的剛度也符合要求。 2.7.3 軸的強度計算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力Fc和Fs之后，計算相應的彎矩Mc、Ms。軸在轉矩Tn和彎矩同時作用下，其應力為 == (2-30) 式中 M= (N·mm)； d—為軸的直徑(mm)，花鍵處取內徑； W—為抗彎截面系數(shù)()。在低擋工作時，[]≤400MPa。 （1）輸入軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按 下式求出： =； (2-31) =； (2-32) =； (2-33) 式中 —需計算齒輪的傳動比，此處為三擋傳動比1.514； d—計算齒輪的節(jié)圓直徑，為68.4mm； —節(jié)點處的壓力角，為20°； —螺旋角，為20.63°； —發(fā)動機最大轉矩，為180N·m。 代入式(2-31)、(2-32)、(2-33)可得： ==7968.4N ==3099N =2999.9N 危險截面的受力圖為： 圖2-9 輸入軸危險截面受力分析 水平面內：（80+100）=100 得 =1721N 水平面內所受力矩：=137.7 N·m 垂直面內： =2971.5N 垂直面所受力矩： =80=237.7 N·m 該軸所受扭矩：=180 N·m 故危險截面所受的合成彎矩為： =328.4 N·m 則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）: =124 MPa 在低擋工作時[]=400MPa，因此有：[]；符合要求。 同理可得輸出軸的軸應力=194.1 MPa 符合要求。 本章小結 本章主要對變速器的結構方案、主要參數(shù)進行了確定，另外對齒輪參數(shù)的選取、各檔齒輪齒數(shù)的分配、齒輪以及軸的強度計算進行了相關介紹。 第3章 變速器同步器的設計 3.1 同步器的結構 在前面已經(jīng)說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖所示： 圖3-1 鎖環(huán)式同步器 1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結合套 如圖（3-1），此類同步器的工作原理是：換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(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差，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過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖3-2b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換擋的第一階段結束。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