下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 目 錄 摘要 . Abstract . 第 1 章 緒 論 . 1 1.1 概述選題的目的及意義 . 1 1.2 國內外研究狀況 . 3 1.3 變速器的設計思想 . 5 1.4 設計的主要內容 . 6 第 2 章 變 速器結構方案的設計 . 7 2.1 兩軸式和三軸式變速器 . 7 2.1.1 變速器的徑向尺寸 . 7 2.1.2 變速器的壽命 . 7 2.1.3 變速器的效率 . 7 2.2 齒輪安排 . 8 2.2.1 整車總布置 . 8 2.2.2 駕駛員的使用習慣 . 8 2.2.3 提高平均傳動效率 . 8 2.2.4 改善齒輪受載狀況 . 8 2.3 換檔 結構方式 . 8 2.3.1 滑動齒輪換檔 . 8 2.3.2 嚙合套換檔 . 8 2.3.3 同步器換檔 . 9 2.4 倒檔的結構方案及倒檔軸的位置 . 9 2.5 變速器最低檔傳動比的確定 . 9 2.6 中心距的確定 . 11 2.7 變速器的傳動方案及相關參數 . 12 第 3 章 變速器齒輪的設計 . 13 3.1 齒輪傳動的失效形式 . 13 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 3.1.1 齒輪折斷 . 13 3.1.2 齒面點蝕 . 13 3.1.3 齒面膠合 . 14 3.2 變速器齒輪設計步驟 . 14 3.2.1 模數的選取 . 14 3.2.2 壓力角 . 14 3.2.3 螺旋角 . 14 3.2.4 齒寬 b. 15 3.2.5 變位系數的選擇原則 . 16 3.3 各檔齒輪齒數的分配 . 17 3.3.1 確 定一檔齒輪的齒數 . 17 3.3.2 對中心距進行修正 . 18 3.3.3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 . 18 3.3.4 確定其他各檔的齒數 . 18 3.3.5 確定倒檔齒輪齒數 . 19 3.3.6 齒數和螺旋角具體計算如下 . 19 3.4 齒輪的材料及其選擇原則 . 20 3.4.1 常用的齒輪材料 . 21 3.4.2 齒輪材料的選擇原則 . 21 3.5 圓柱齒輪強度的簡化計算方法 . 22 3.5.1 接觸強度計算 . 22 3.5.2 彎曲強度計算 . 23 第 4 章 變速器軸的設計 . 28 4.1 軸的設計 . 28 4.1.1 軸的功用及其設計要求 . 28 4.1.2 軸的尺寸 . 28 4.1.3 軸的結構設計 . 28 4.1.4 接合器設計 . 29 4.2 軸的受力分析與校核計算 . 30 4.2.1 軸的受力分析 . 30 4.2.2 軸的強度計算 . 31 4.2.3 軸的剛度計算 . 34 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 第 5 章 同步器設計 . 37 5.1 慣性式同步器 . 37 5.2 同步器工作原理 . 39 5.3 同步器的主要參數的確定 . 39 5.3.1 摩擦系數 f . 39 5.3.2 同步環主要尺寸的確定 . 40 5.3.3 鎖止角 . 41 5.3.4 同步時間 t . 41 第 6 章 變速器操縱機構 . 43 6.1 操縱機構的功用 . 43 6.2 換檔位置圖 . 43 6.3 變速桿的布置 . 43 6.3.1 直接操縱手動換擋變速器 . 43 6.3.2 遠距離操縱手動換擋變速器 . 44 6.4 鎖止裝置 . 44 6.4.1 互鎖裝置 . 44 6.4.2 自鎖裝置 . 45 6.4.3 倒檔鎖裝置 . 45 結 論 . 47 參考文獻 . 48 致 謝 . 49 附 錄 . 50 附錄 A 英文文獻 . 50 附錄 B 文獻翻譯 . 54 黑龍江工程學院本科生畢業設計 1 第 1 章 緒 論 1.1 選題的目的及意義 現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，同時使發動機在最有利的工況范圍下工作；在發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，合理的選擇變速器的參數，使所設計的變速器能和整車具有很好的匹配性。 對變速器的要求。除一般便于制造、使用、維修以及質量輕、尺寸緊湊外，主要還有以下幾點： 買文檔送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 黑龍江工程學院本科生畢業設計 2 黑龍江工程學院本科生畢業設計 3 1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。 2）設置空擋，用來切斷發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）換擋迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現象發生。 7）變速器應當有高的工作效率。 8）變速器的工作噪聲低。 1.2 國內外研究狀況 現代汽車工業的飛速發展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足人們的需要。 從 40年代初，美國成功研制出兩擋的液力 -機械變速器以來，自動變速器技術得到了迅速發展。 80年代，美國已將液力自動變速器作為轎車的標準裝備。1983年時，美國通用汽車公司的自動 變速器裝車率已經達到了 94%。近些年來，由于電子技術和電子計算機技術的發展，自動變速器技術已經達到了相當高的水平。自動變速器與機械式變速器相比，具有許多不可比擬的優勢：提高發動機和傳動系的使用壽命 ； 提高汽車的通過性 ； 具有良好的自適應性 ； 操縱更加方便。 黑龍江工程學院本科生畢業設計 4 目前，國內變速器廠商都朝無級變速器和自動變速器方向發展，國內現已有好幾款轎車已經應用上無級變速器，而重型汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區分開。 汽車行駛的速度是不斷變化的，這就要求汽車的變速器的變速比要盡量多，這就是無級變速 (Continuously Variable Transmission簡稱 CVT) 。盡管傳統的齒輪變速箱并不理想，但其以結構簡單、效率高、功率大三大顯著優點依然占領著汽車變速箱的主流地位。 在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。這是汽車的無奈和缺憾。但是 ,人們始終沒有放棄尋找實現理想汽車變速器的努力 ,各大汽車廠商對無級變速器 (CVT)表現了極大的熱情，極度重視 CVT在汽車領域的實用化進程。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器的研究的終極目標。 圍繞汽車變速箱四個研究方向，各國汽車變速 器專家展開了激烈的角逐。 1摩擦傳動 CVT 金屬帶式無級變速箱 (VDT-CVT)的傳動功率已能達到轎車實用的要求，裝備金屬帶式無級變速箱的轎車已達 100多萬輛。據報道：大排量 6缸內燃機（ 2.8L）的奧迪 A6轎車上裝備的金屬帶式無級變速箱 Multitronic CVT ，能傳動 142kw（ 193bhp）功率， 280Nm扭矩。這是真正意義的無級變速器。 另一種摩擦傳動 CVT(名為 Extroid CVT)是滾輪轉盤式。日產把它裝在概念車 XVL上首次于去年東京車展展示，新款公爵 (Cedric)車也裝用這種 CVT。 可與 3L以上排量的大馬力內燃機 (XVL的引擎輸出為 330Nm/194kw)搭配使用，可謂汽車變速箱發展史上又一重要進步。 從 V形橡膠帶 CVT到 V型金屬帶 CVT再到滾輪轉盤式 CVT，摩擦傳動 CVT的研究已持續了整整一個世紀，盡管摩擦傳動無級變速器的發展已經達到很高的水平，也已經裝備上汽車達到了實用的水平。但齒輪變速箱依然占據著半壁河山，這至少說明了四個問題： （ 1）無級變速（ CVT）是汽車變速箱始終追逐的目標。 （ 2）摩擦傳動 CVT實現大功率的無級變速傳動是極為困難的。 （ 3）摩擦傳動 CVT傳動效率低是必然的 。 （ 4）摩擦傳動 CVT的效率，功率無法與齒輪變速相比。 2液力傳動 人們經常把液力自動變速器（ AT）和無級變速器（ CVT）兩個概念混為一談。實際上這兩種變速器工作原理完全不同。液力自動變速器免除了手動變速器繁雜的換檔和黑龍江工程學院本科生畢業設計 5 腳踩離合器踏板的頻繁操作，使開車變得簡單、省力。但是 , 液力自動變速器（ AT）不是無級變速，是有級變速的自動控制，沒有從根本上滿足汽車對變速器的要求。從原始橡膠帶無級變速箱到現代金屬鏈無級變速箱、滾輪轉盤式 CVT，百年大回轉說明：無級變速箱是汽車變速箱的最終歸屬，液力自動變速器只不過是一種 過渡產品。 3電控機械式自動變速器 電控機械式自動變速器 (Automated Mechanical Transmission簡稱 AMT)和液力自動變速器（ AT）一樣，不是無級變速器，是有級變速器的自動換檔控制。其特點是機械傳動部分沿用了傳統的有級變速箱，但控制參量太多，實現自動控制相當困難。 4齒輪無級變速器 齒輪無級變速器（ Gear Continuously Variable Transmission）這是一種全新的設計思想，是利用齒輪傳動實現高效率、大功率的無級變速傳動。 據最新消息：一種 齒 輪無級變速裝置 (Gear Continuously Variable Transmission簡稱 G-CVT)已經試制成功，并已經進行了多次樣機試驗。 齒輪無級變速裝置 結構相當簡單，只有不足 20種非標零件， 51個零件，生產成本甚至低于手動變速箱。預計今年進行裝車試驗。 齒輪無級變速器的優勢表現為： （ 1）傳動功率大， 200KW的傳動功率是很容易達到的； （ 2）傳動效率高 ， 90%以上的傳動效率是很容易達到的； （ 3）結構簡單，大幅度降低生產成本，相當于自動變速箱的 1/10； （ 4）對汽車而言，提高傳動 效率，節油 20%； （ 5）發動機在理想狀態下工作，燃料燃燒完全，排放干凈，極大的減少了對環境的污染。 1.3 變速器的設計思想 根據發動機匹配的 載貨汽 車的基本參數，及發動機的基本參數，設計能夠匹配各項的新型后驅動變速器。 新型后驅動變速器應滿足： （ 1） 發動機排量 5.42升 ； （ 2） 五個前進擋，一個倒檔 ； （ 3） 輸入、輸出軸保證兩點支承 ； （ 4） 采用同步器，保證可靠平穩換擋 ； （ 5） 齒輪、軸及軸承滿足使用要求 。 黑龍江工程學院本科生畢業設計 6 1.4 設計的主要內容 中間軸式變速器主要用于后輪驅動變速器，所以，根據實際汽車發動機匹配所需，本文計劃對適用于后驅動發動機固定中間軸式變速器作為總的布置方案。 1.確定合適的布置結構 變速器中各檔齒輪按照檔位先后順序在軸上排列；各檔的換擋方式；齒輪與軸的配套方案；軸承支承位置等結構。 2.進行主要參數的選擇 確定變速器的檔位數；各檔傳動比；中心距；軸向長度等。 3.進行主要零部件及其他結構的設計 齒輪參數；各檔齒輪齒數分配；輪齒強度計算；軸的設計及校核；軸承的設計及校核；同步器主要參數的選取；操縱機構的設計等。 4.繪制圖紙 根據設計方案，通過 CAD完成裝配圖及零件圖的繪制。 黑龍江工程學院本科生畢業設計 7 第 2 章 變速器結構方 案的設計 目前，汽車上采用的變速器結構形式是多種多樣的，這是由于各國汽車的使用、制造、修理等條件不同，也是由于各種類型汽車的使用要求不同所決定的。盡管如此，一般變速器的結構形式，仍具有很多共同點。各種機構形式都有其各自的優缺點，這些優缺點隨主觀和客觀條件的變化而變化。因此，設計人員應深入實際，收集資料，調查研究，對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案。 2.1 兩軸式和三軸式變速器 現代汽車大多數采用三軸式變速器。兩軸式變速器只用于發動機前置、前輪驅動或發動機后 置、后輪驅動的轎車上。究竟采用哪種形式，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下三個方面： 2.1.1 變速器的徑向尺寸 兩軸式變速器的前進檔均由一對齒輪傳遞動力。當需要大的傳動比時，需將主動齒輪做得小些，而將從動齒輪做得大些，因此兩軸的中心距和變速器殼體的相關尺寸也必然增大。而三軸式變速器由兩對齒輪傳遞動力，在同樣傳動比的情況下，可將大齒輪的徑向尺寸做得小些，因此中心距及變速器殼的相關尺寸均可減小。 2.1.2 變速器的壽命 兩軸式變速器的低檔齒輪幅大小相差懸殊，小齒輪工作循環次數比大齒輪要高得多，因此小齒輪的壽 命比大齒輪的壽命短。三軸式變速器各前進檔（除直接檔），均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，工作循環次數和壽命也比較接近，用直齒輪工作時，因第一軸與第二軸直接連接在一起，齒輪只是空轉，并不傳遞動力，故不影響齒輪的壽命。 2.1.3 變速器的效率 兩軸式變速器雖然可以由等于 1的傳動比，但仍要經過一對齒輪傳遞動力，因此用功率損失。而三軸式變速器可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，這種動力傳遞方式幾乎無功率損失，且噪聲較小。 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的比較多。 黑龍江工程學院本科生畢業設計 8 2.2 齒輪安排 各齒輪副的相對安裝位置對于整個變速器的結構布置有很大的影響。各檔位置的安排應考慮以下四個方面： 2.2.1 整車總布置 根據整車的總布置，對變速器輸入軸和輸出軸的相對位置和變速器的輪廓形狀以及換檔機構提出要求。 2.2.2 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檔。但是也有人認為應該將常用檔位放在中間位置。值得注意的是倒檔，雖然他是平常換檔序 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節。按習慣，倒檔最好與序列不接合。否則，從安全角度考慮，將倒檔與一檔放在一起較好。 在五檔變速其中，倒檔與序列接合與不接合兩者比較，前者在結構上可省去一個撥叉和一根變速滑桿，后者的布置適當，則可使變速器的軸向長度縮短。 2.2.3 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檔。 2.2.4 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，以較小軸的變形，使齒輪的重疊系數不致下降過多。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撐較遠處較好。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。 2.3 換檔結構方式 目前汽車上的機械式變速器采用的換檔結構形式有三種： 2.3.1 滑動齒輪換檔 通常是采用滑動直齒輪進行換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的。滑動直齒輪換檔的優點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換檔使齒面承受很大的沖擊，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倒檔上。 2.3.2嚙合套換檔 用接合套換檔，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合斜齒輪。而斜齒輪上另外有一部分做成直的結合齒，用來與嚙合套向嚙合。這種結構具有斜齒輪的傳動優點，同時克服了滑動齒輪換檔時沖擊力集中在 12個輪齒上的缺陷。因為在換檔時，有嚙合套以及相嚙合的結合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以嚙合套和結合黑龍江工程學院本科生畢業設計 9 齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。它的缺點是增大了變速器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。 2.3.3 同步器換檔 現在大多數汽車的變速器都采用同步器。使用 同步器可減輕結合齒在換檔時引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經濟性和縮短換檔時間等優點，從而改善了汽車的加速性，經濟性和山區行使的安全性。其缺點是零件增多，結構復雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環磨損大，壽命低。但是近年來由于同步器的廣泛使用，受命問題已解決。 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。一般考慮原則是不常用的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。對于常用的檔位則采用同步器或嚙合套。 2.4 倒檔的結構方案及倒檔軸的位置 倒檔齒輪的結構及其軸的位置，應與變速器 的整體結構方案同時考慮。在結構布置上，要注意在不掛入倒檔時，不能與第二軸齒輪有嚙合情況。換倒檔時能順利換入倒檔，而不和其它齒輪發生干涉。 在轎車和其它輕型汽車中，經常只采用一個倒檔齒輪，結構較簡單。載貨汽車由于需要較大的倒檔傳動比，則多采用由兩個齒輪組成的齒輪組。為縮短變速器的軸向尺寸充分利用空間。但一檔和倒檔需各用一根變速滑桿，這比通常的換檔機構多用一根變速滑桿和撥叉，使變速器的上蓋結構變得復雜。 倒檔齒輪安排在變速器的左側或右側，關系到操縱桿撥動的方向和倒檔軸的受力狀況。掛倒檔時，操縱桿向左側撥動，比較 符合習慣要求。但此時倒檔齒輪需安排在右側，這是倒檔軸的軸向承受較大的作用力。反之，操縱桿向右側，雖不符合習慣，但可以減輕倒檔軸的負荷。 2.5 變速器最低檔傳動比的確定 在選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力 4。故有 m a xm a xm a x01m a x s i nc o s mgfmgr iiTrTge 則由最大爬坡度要求的變速器 1檔傳動比為 黑龍江工程學院本科生畢業設計 10 Te rg iT rmgi 0m ax m ax1 (2.1) 式中： m 為汽車總質量， 9200m Kg； g 為重力加速度， 8.9g m/s2； max 為道路最大阻力系數， 277.0max ； r 為驅動車輪的滾動半徑， 509rrmm； 查劉惟信汽車設計 48頁，滾動半徑 r =0.509m； maxeT 為發動機最大轉矩， 353max eT mm； 0i 為主減速比， 33.60 i ； T 為汽車傳動系 的傳動效率， 85.0T 。 將各數據代入式 (3.1)中得 70.685.033.63 5 35 0 9.02 7 7.08.99 2 0 00m a xm a x1Terg iTrmgi根據驅動車輪與路面的附著條件 201m a x Gr iiTrTge 可求得變速器一檔傳動比為 Te rg iTrGi 0max21 (2.2)式中： 2G 為汽車滿載靜止與水平路面時驅動橋給地面的載荷， 667182 G .4N； 為道路的附著系數，計算時取 5.0 6.0 。 其他參數同式 (3.1)。將各數據代入式 (3.2)得 94.885.033.63 5 35 0 9.05.04.6 6 7 1 80m a x21Terg iTrGi通過以上計算可得到 6.70 1gi 8.94，在本設計中，取 10.71 gi黑龍江工程學院本科生畢業設計 11 2.6 中心距的確定 初選中心距時，可根據下述經驗公式 3 1m a x geA iTKA (2-3) 式中： A 變速器中心距（ mm）； AK 中心距系數，商用車： AK =8.6 9.6； maxeT 發動機最大轉矩（ N.m）； 1i 變速器一擋傳動比， 1gi =7.1； g 變 速器傳動效率，取 96% ； maxeT 發動機最大轉矩， maxeT =353N.m 。 則， 3 1m a x geA iTKA = 3 %961.73 5 3)6.96.8( =115.24 128.64（ mm） 初選中心距 A =125mm。 本設計是根據東風中型貨車 EQ1090E車型而開展的，設計中所采用的相關參數均來源于此種車型： 表 2.2 設計基本參數表 項目 參數值 車型 東風 EQ1090E 發動機 東風 EQ6100-1 額定功率（ kw/r/min） 99/3000 最大扭矩 (Nm /n) 353/1200 1600 額定總質量（ kg） 9200 車長 /寬 /高（ mm） 69100/2470/2455 最高車速（ km/h） 90 最大爬坡度 28% 輪胎 9 00-20 黑龍江工程學院本科生畢業設計 12 2.7 變速器的傳動方案 圖 2.1變速器傳動方案圖 黑龍江工程學院本科生畢業設計 13 第 3 章 變速器齒輪的設計 3.1 齒輪傳動的失效形式 汽車變速器的齒輪都是裝載經過精確加工而且封閉嚴密的變速箱里，屬于閉式齒輪傳動。它與開式或半開式齒輪傳動 相比，潤滑及防護等條件都要好得多。一般地說，齒輪傳動的失效主要是輪齒的失效，而輪齒的失效形式又是多種多樣的，較為常見的有輪齒折斷、齒面點蝕、齒面膠合等形式。至于齒輪的其它部分（如齒圈、輪輻、輪轂等），除了對齒輪的質量大小需要嚴格限制外，通常指按經驗設計，所定的尺寸對強度及剛度來說均較富裕，實踐中也極少失效。 3.1.1 齒輪折斷 輪齒折斷有多種形式，在正常工況下，主要是齒根彎曲疲勞折斷，因為輪齒受載時，齒根處產生的彎曲應力最大，再加上齒根過渡部分的截面突變及加工刀痕等引起的應力集中作用，當輪齒重復收載后，齒根 處就會產生疲勞裂紋，并逐步擴展，致使輪齒疲勞折斷。 此外，在輪齒受到突然過載時，也可能出現過載折斷或剪斷；在輪齒經過嚴重磨損后齒后過分減薄時，也會在正常載荷作用下發生折斷 2。 在斜齒輪傳動中，輪齒工作面上的接觸線為一斜線，輪齒受載后，如有載荷集中時，就會發生局部折斷。如制造及安裝不良或軸的彎曲變形過大，輪齒局部受載過大時，即使是直齒輪，也會發生局部折斷。 為了提高輪齒的抗折斷能力，可采取下列措施： 1）用增大齒根過渡圓角半徑及消除加工刀痕的方法來減小齒根應力集中； 2）增大軸及支撐的剛度，使輪齒接觸線上受載 較為均勻； 3）采用合適的熱處理方法使齒芯材料具有足夠的韌性； 4）采用噴丸、滾壓等工藝措施對齒根表層進行強化處理。 3.1.2 齒面點蝕 點蝕是齒面疲勞損傷的現象之一。在潤滑良好的閉式齒輪傳動中，常見的失效形式多為點蝕。所謂點蝕就是齒面材料在變化著的接觸應力作用下，由于疲勞而產生的麻點狀損傷現象。齒面上最初出現的點蝕僅為針狀大小的麻點，如工作條件未加改善，麻點就會逐步擴大，甚至數點連成一片，最后形成了明顯的齒面損傷。 輪齒在嚙合過程中，齒面間的相對滑動起著形成潤滑膜的作用，而且相對滑動速度越高，潤滑也就越好。當 輪齒在靠近接線處嚙合時，由于相對滑動速度低，形成油膜的條件差，潤滑不良，摩擦力較大，特別是直齒輪傳動中，通常這時只有一對齒嚙黑龍江工程學院本科生畢業設計 14 合，輪齒受力也最大，因此，點時也就首先出現在靠近節線的齒根面上，然后再向其它部位擴展。從相對意義上來說，也就是靠近節線處的齒根面抵抗點蝕的能力最差。 提高接觸強度的措施，一方面是合理選擇齒輪參數，使接觸應力降低；另一方面是提高齒面硬度，如采用需用應力大的鋼材等。 3.1.3 齒面膠合 對于高速重載的齒輪傳中，齒面間的壓力大，瞬時溫度高，潤滑效果差，當瞬時溫度過高時，相嚙合的兩齒面就會粘在 一起，由于此時兩齒面又在相對運動，向粘結的部位即使撕破，于是在齒面上演相對滑動的方向形成傷痕，成為膠合。 加強潤滑措施，采用抗膠合能力強的潤滑油，在潤滑油中加入極壓添加劑等，均可防止或減輕齒面的膠合。 3.2 變速器齒輪設計步驟 齒輪設計主要是對齒輪參數的選取 3.2.1 模數的選取 遵循的一般原則：為了減少噪聲應合理減小模數，增加齒寬；為使質量小，增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同一種模數，而從強度方面考慮，各檔齒數應有不同的模數。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。 低檔齒輪應選大些的模數，其他檔位選另一種模數。少數情況下汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數。 嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應，同一變速器的接合齒模數相同。選取較小的模數值可使齒數增多，有利換檔。 3.2.2 壓力角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩，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。變速器齒輪用 20, 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用 30 。 3.2.3 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，要注意它對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發，不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。 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，中間軸上的不同擋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，黑龍江工程學院本科生畢業設計 15 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。一擋和倒擋設計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消 (但因為這些擋位使用得少，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，須滿足下述條件 111 tan na FF ； 222 tan na FF （ 3.1） 由于 T= 2211 rFrF nn ，為使兩軸向力平衡，必須滿足 2121tantanrr（ 3.2） 式中： Fa1， Fa2為軸向力， Fn1， Fn2為圓周力 r1， r2為節圓半徑； T為中間軸傳遞的轉矩。 圖 3.1中間軸軸向力的平衡 最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數或齒數和不同等原因而造成的中心距不等現象得以消除。 斜齒輪螺旋角 可在下面提供的范圍內選用： 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 。 3.2.4 齒寬 b 應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。 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的優點被削弱，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黑龍江工程學院本科生畢業設計 16 均勻。 通常跟據齒輪模數 mn的大小來選定齒寬。 直齒 ： b=KCmn, KC為齒寬系數，取為 4.5 8.0 斜齒： b= KCmn， KC取 6.0 8.5 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數， KC可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩性和齒輪壽命。 3.2.5 變位系數的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環節。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之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優點，有避免了其缺點。 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。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數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及耐磨損最有利的原則選擇變位系數。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，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，小齒輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象。 總變位系數越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，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它各檔齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。 齒輪可與軸設計為一體或分開，然后用花鍵，過盈配合或滑動支承等方式與軸連黑龍江工程學院本科生畢業設計 17 接。 圖 3.2變速器齒輪控制圖 齒輪尺寸小又與軸分開時，其內孔直徑到齒根圓處的厚度 b(圖 4.2)影響齒輪強度，要求尺寸 b應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝到軸上以后保持足夠大的穩定性，齒輪輪轂部分寬度尺寸 C，在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸 C=(1 2 1 4)d2， d2為花鍵內徑。為了減小質量，輪輻處厚度 應在滿足強度的條件下設計得薄些。圖 4.2中尺寸 D1，可取為花鍵內徑的 1 25 1 40倍。 齒輪表面粗糙度數值降低，則噪聲減小，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。汽車齒輪齒面的表面粗糙度應在 aR 0 80 0 40 m范圍內選用。 3.3 各檔齒輪齒數的分配 在初選中心距，齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的檔數，傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數 。以本次設計五檔變速器為例，說明分配齒數的方法。盡可能使各檔齒輪的齒數比應該不是整數。 3.3.1 確定一檔齒輪的齒數 一檔傳動比： i1=(z23z12)/(z2z18) (3.3) 如果 z12z18 齒數確定了，則 z23 與 z2 的傳動比可求出。為了求 z12z18 的齒數，先求其齒數和 Zh； 直齒 Zh=2A/m 斜齒 Zh=2Acosb/Mn 計算后取整，然后進行大小齒輪齒數的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數盡可黑龍江工程學院本科生畢業設計 18 能取小 些，以便使 z12/z18 的傳動比大些，在 i1 已定的情況下， z23/z2 的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數多些，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。考慮到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數又不宜取多。 中間軸上小齒輪的最少齒數，還受中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數都要統一考慮。轎車中間軸式變速器一檔傳動比 i1=3.53.8 時，中間軸上一檔齒輪數可在 15 17 間取，貨車在 2 17 間取。 3.3.2 對中心距進行修正 因為計算齒數 和 zh后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據 zh和齒輪變位系數新計算中心距，在以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數分配的依據。 3.3.3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 求出傳動比 z23/z2=i1z18/z12，而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即： A=mn(z2+z23)/2cos (3.4) 解方程式 （ 3-3） 和式 （ 3-4） 求 z2與 z23,求出的 z2， z23都應取整數；然后核算一檔傳動比與原傳動比相差多少，如相差較大，只要調整一下齒數即可；最后根據所確定的齒數，按式（ 3-2）算出精確的螺旋角值。 3.3.4 確定其他各檔的齒數 若二檔齒輪是直齒輪，模數與一檔齒輪相同時，則得： i2=z23z7/z2z21 (3.5) A=m(z7+z21)/2 (3.6) 解兩方程式求出 z7,z21。用取整后 z7,z21的 計算中心距，若與中心距 A有偏差，通過齒輪變位來調整。 二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角 21 與常嚙合齒輪的 2 不同時，由式 (3-5)得 Z7/z21=i2z2/z23,而 A=Mn(z7+z21)/2cos 21 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發，還必須滿足下列關系式 tan 23 /tan 21 =z2(1+z7/z21)/(z2+z23) (3.7) 聯解上述三個方程式，可求出 z7,z21和 21 三個參數。但借此方程組比較麻煩，可采用比較方便的試湊法，即先選定螺旋角 21 ，解式 (3-6)和 （ 3-7)式，求出 z7,z21，再把 z7,z21及 21 代入式 (3-4)中，檢查是否滿足或近似滿足軸向力平 衡的關系。如相黑龍江工程學院本科生畢業設計 19 差太大，則要調整螺旋角 21 ，重復上述過程，直至符合設計要求為止。其他各檔齒輪的齒數用同一方法確定。 3.3.5 確定倒檔齒輪齒數 倒檔齒輪選用的模數往往與一檔相同。圖 3-3所是倒檔齒輪 z10的齒數，一般在21-23之間，初選 z10后，可計算出中間軸與倒檔軸的中心距 A ； A=m(z18+z17)/2 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪 18和 19的齒頂圓之間應保持在以上的間隙，則齒輪 9的齒頂圓直徑應為： De18/2+0.5+De19/2=A；De19=2A -De18-1 根據求得的 De19，再選擇適當的齒數及采用變位齒輪，使齒頂圓 De19符合上式。最后計算倒檔軸與第二軸的中心距 A