東風(fēng)標(biāo)致308汽車兩軸五擋變速器設(shè)計(jì)含NX三維圖,東風(fēng),標(biāo)致,美麗,汽車,兩軸五擋,變速器,設(shè)計(jì),nx,三維 汽車兩軸五擋變速器設(shè)計(jì) 摘 要 手動變速器的誕生在一定程度上促進(jìn)了汽車產(chǎn)業(yè)的不斷發(fā)展，到現(xiàn)在幾乎所有品牌的汽車都將手動變速器作為最基本的車型配置，而所有的變速器廠商都會無一例外的選擇生產(chǎn)這種變速器。手動變速器結(jié)構(gòu)簡單可靠、傳遞效率高、燃油經(jīng)濟(jì)性好，并且充滿駕駛樂趣。 本次設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺用于轎車上前置前驅(qū)引擎橫置的手動變速器。設(shè)計(jì)采用兩軸式變速器，該變速器具有兩個突出的優(yōu)點(diǎn)：一是對齒輪傳動，所以傳動效率高，噪聲??；二是各中間擋位只經(jīng)一對齒輪傳動，所以傳動效率高，噪聲小。 根據(jù)轎車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)，結(jié)合自己選擇適合于該轎車的發(fā)動機(jī)型號可以得出發(fā)動機(jī)的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設(shè)計(jì)、汽車?yán)碚摗C(jī)械設(shè)計(jì)等知識，計(jì)算出相關(guān)的變速器參數(shù)并論證設(shè)計(jì)的合理性。 它功用是：①改變傳動比，擴(kuò)大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機(jī)在有利的工況下工作；②在發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；③利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機(jī)能夠起動、怠速，并便于發(fā)動機(jī)換擋或進(jìn)行動力輸出。這臺變速器具有五個前進(jìn)擋和一個倒擋，并通過鎖環(huán)式同步器來實(shí)現(xiàn)換擋。 關(guān)鍵詞：手動變速器；傳動比；齒輪；鎖環(huán)式同步器 V Abstract The birth of the manual transmission to a certain extent, promote the continuous development of the auto industry, now almost all brands of cars will be manual transmission as the basic model, and the choice of all transmission manufacturers invariably produces the transmission. The manual transmission structure is simple and reliable, high transmission efficiency, good fuel economy, and full driving pleasure. The assignment was to design a manual transmission for a front-end engine for a car. This design adopts two shafts, the transmission has two outstanding advantages: a pair of gear transmission, so the transmission efficiency is high, the noise is small. ; The second is that the intermediate stops are only driven by a pair of gears, so the transmission efficiency is high and the noise is small. According to the shape of the car, wheel tread, wheel base, the smallest ground clearance, the minimum turning radius, vehicle weight, load weight and top speed combined with your choice of parameters, such as suitable for the engine of the car models can be concluded that the maximum power of engine, torque, displacement and other important parameters. According to the above parameters, combined with automobile design, automobile theory, mechanical design and other relevant knowledge, the relevant transmission parameters are calculated and the rationality of the design is demonstrated. Its function is: (1) change the transmission ratio, expand the driving range of rotary torque and rotational speed, to adapt to the constantly changing driving conditions, such as starting, acceleration, hill, at the same time make the engine work under favorable conditions; In the premise that the engine is rotating in the same direction, the car can go backward. The use of the gap, interrupt power transmission, so that the engine can start, idle, and facilitate the engine shift or power output. The transmission has five forward gears and one reverse gear, and the switch is realized through the lock ring synchronizer. Key Words：Manual transmission; Transmission ratio; Gear; Lock ring synchronizer. 目　錄 第1章　概 述 1 第2章　變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案 3 2.1 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案的確定 3 2.1.1 變速器傳動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析 3 2.1.2 傳動機(jī)構(gòu)的布置方案分析 3 2.2 變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 6 2.2.1 齒輪形式 6 2.2.2 換擋機(jī)構(gòu)形式 6 2.2.3 自動脫擋 7 第3章　變速器設(shè)計(jì)與計(jì)算 9 3.1 擋位數(shù)選擇 9 3.2 傳動比的選擇 9 3.3 中心距A 11 3.4 外形尺寸 12 3.5 齒輪參數(shù) 13 3.5.1 齒輪模數(shù) 13 3.5.2 壓力角α 14 3.5.3 螺旋角β 14 3.5.4 齒寬b 14 3.5.5 齒頂高系數(shù) 15 3.5.6 各擋齒輪齒數(shù)分配 15 3.5.7 齒輪精度的選擇 19 3.5.8 螺旋方向的選擇 19 3.5.9 齒輪變位系數(shù)的選擇與計(jì)算 20 3.5.10 各齒輪主要參數(shù) 21 第4章　齒輪強(qiáng)度及校核 23 4.1 齒輪材料的選擇 23 4.2 齒輪的損壞形式 23 4.3 輪齒強(qiáng)度計(jì)算 23 4.3.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 23 4.3.2 輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算 25 第5章　變速器軸及軸承的選擇與計(jì)算 27 5.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 27 5.1.1 軸的結(jié)構(gòu)分析 27 5.1.2 軸尺寸的確定 27 5.2 軸的校核 30 5.3 變速器軸承的選擇 34 5.3.1 軸承的特點(diǎn) 34 5.3.2 變速器軸承選用分析 35 5.3.3 變速器軸承類型的選擇 36 第6章　變速器同步器設(shè)計(jì) 37 6.1 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu) 37 6.2 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 37 6.3 花鍵的校核 40 第7章　變速器操縱機(jī)構(gòu) 43 7.1 變速器操縱機(jī)構(gòu)功用 43 7.2 換擋位置圖 43 7.3 變速桿的布置 44 7.4 鎖止裝置 45 7.4.1 互鎖裝置 45 7.4.2 自鎖裝置 47 7.4.3 倒擋鎖裝置 47 第8章　UG9.0裝配說明 49 8.1 箱座 49 8.2 箱蓋 52 8.3 齒輪 55 8.4 鎖環(huán)式同步器 60 8.4.1 花鍵轂 60 8.4.2 同步鎖環(huán) 61 8.4.3 嚙合套 62 8.4.4 銷 63 8.5 變速桿 64 8.5.1 換擋桿 64 8.5.2 彈簧 66 8.5.3 撥叉 66 8.5.4 滑塊 67 8.6 軸承端蓋 67 8.6.1 氈圈油封與調(diào)整墊片 67 8.6.2 軸承端蓋 68 8.7 軸 69 8.8 標(biāo)準(zhǔn)件 70 8.9 裝配 71 8.9.1 接觸對齊 71 8.9.2 平行 72 8.9.3 距離 73 8.9.4 裝配體 73 8.10 爆炸圖 75 第9章　結(jié) 論 79 附　錄 81 參考文獻(xiàn) 105 致　謝 107 第1章　概 述 變速器用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種形式工況下，使汽車或獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，可在啟動發(fā)動機(jī)、汽車滑行或停車時使發(fā)動機(jī)的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設(shè)有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 對變速器提出如下基本要求： 1） 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性。 2） 設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機(jī)動力向驅(qū)動輪輸出。 3） 設(shè)置倒擋，是汽車能倒退行駛。 4） 設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進(jìn)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(xiàn)象發(fā)生。 7） 變速器應(yīng)有高的工作效率。 8） 變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應(yīng)滿足輪廓齒輪和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)，傳動比范圍和各傳動比有關(guān)。汽車工作的道路越復(fù)雜，比功率越小。變速器傳動比的范圍越大。 在原有變速傳動機(jī)構(gòu)基礎(chǔ)上，在附加一個副箱體，這就在結(jié)構(gòu)變化不大的基礎(chǔ)上，達(dá)到增加變速器擋位數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機(jī)構(gòu)有向自動操縱方向發(fā)展的趨勢。 變速器是由變速傳動機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。變速傳動機(jī)構(gòu)可按前進(jìn)擋數(shù)或軸的形式不同分類。根據(jù)前進(jìn)擋數(shù)的不同，可分為三擋、四擋、五擋、多擋變速器幾種；根據(jù)軸的不同類型，可分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類，而固定軸式又可分為兩軸式、中間軸式、雙中間軸式、多中間軸式變速器。 汽車變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。如今，中國汽車變速器市場正處于高速發(fā)展期，汽車的變速器也是呈現(xiàn)出多種多樣： 手動變速器（Manual Transmission，簡稱MT），也叫手動擋，即必須用手撥動變速桿（俗稱“擋把”）才能改變變速器內(nèi)的齒輪嚙合位置，改變傳動比，從而達(dá)到變速的目的。手動變速在操縱時必須踩下離合，方可撥得動變速桿。一般來說，如果駕駛者技術(shù)好，手動變速的汽車在加速、超車時比自動變速車快，也省油。 自動變速器（Automatic Transmission，簡稱AT），利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進(jìn)行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達(dá)到自動變速的目的。 手自一體（Tiptronic）即手動/自動一體化變速器，由德國保時捷車廠在911車型上首先推出，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動擋束縛，讓駕駛者也能享受手動換擋種類的樂趣。此型車在其擋位上設(shè)有“+”、“-”擋位。在D擋（前進(jìn)擋）時，可自由變換降擋（-）或加擋（+），如同手動擋一樣。駕駛者可以在入彎前像手動擋般地強(qiáng)迫降擋減速，出彎時可以低中擋加油出彎。 無級變速器（CVT）最早由荷蘭人范·多尼斯（Van Doorne's）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換擋的突跳感覺。無級變速器屬于自動變速器的一種，但它能克服普通自動變速器“突然換擋”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。 在此次的設(shè)計(jì)中對汽車機(jī)械式變速器做了總體的設(shè)計(jì)，對變速器的傳動方案進(jìn)行了選擇，變速器的齒輪和軸做了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，對同步器和一些標(biāo)準(zhǔn)件做了選型設(shè)計(jì)等。 - 127 - 第2章　變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案 汽車機(jī)械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡單，傳動效率高，制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車的到廣泛應(yīng)用。 2.1 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案的確定 2.1.1 變速器傳動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析 在設(shè)計(jì)變速器時，應(yīng)首先根據(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?yàn)樗鼈儗ζ嚨膭恿π院煤腿加徒?jīng)濟(jì)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(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應(yīng)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。 不同類型的汽車具有不同的傳動系擋位數(shù)。其原因在于它們的使用條件不同，對整車的性能要求不同，汽車本身的功率不同。而傳動系的擋位數(shù)與汽車的動力性、燃油經(jīng)濟(jì)型有著密切的關(guān)系。一般最大傳動比與最小傳動比之比值越大，擋位數(shù)也越多。 轎車的行駛速度高，比功率大，最高擋的后備功率也大，即相對而言最高擋的驅(qū)動力與一擋驅(qū)動力間的范圍小，即小。因此，過去美國裝備手動變速器的轎車，常用操縱方便的3擋變速器；而注重節(jié)約燃油的國家，如歐洲各國，選用發(fā)動機(jī)排量較小，則用4擋變速器。近年來，為了進(jìn)一步節(jié)約燃油，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。而貨車的比功率小，使用條件也更復(fù)雜，如礦山重型汽車，行駛道路變化很大，所以一般采用6擋至十幾個擋的變速器，以適應(yīng)復(fù)雜的使用條件。 2.1.2 傳動機(jī)構(gòu)的布置方案分析 1．固定軸式變速器 （1）兩軸式變速器 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器應(yīng)用廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置前驅(qū)的汽車上。 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點(diǎn)，此外，各中間擋位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。為了保證齒輪的壽命，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。還有受結(jié)構(gòu)的限制，兩軸式變速器的一擋傳動比不可能設(shè)置得很大。對于前進(jìn)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(jī)前置后驅(qū)汽車和發(fā)動機(jī)后置后驅(qū)的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支撐在發(fā)動機(jī)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)連接。 當(dāng)汽車采用中間軸式變速器傳動方案時，變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第二軸的前端經(jīng)軸承支撐在第一軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一直線上，經(jīng)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，此時變速器的傳動效率高，可到90％以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。在除直接擋意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(diǎn)。 因本次選擇的是東風(fēng)標(biāo)致308汽車發(fā)動機(jī)，排量為1.6L，屬于小型前置前輪驅(qū)動汽車，經(jīng)過對比，選擇設(shè)計(jì)兩軸式變速器。 發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動乘用車上采用兩軸式變速器傳動方案時，其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機(jī)縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或準(zhǔn)雙曲面齒輪，發(fā)動機(jī)橫置時則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其他擋位均采用常嚙合齒輪傳動；同步器多數(shù)安裝在輸出軸上，這是因?yàn)橐粨踔鲃育X輪尺寸小，同步器安裝在輸入軸上有困難，而高擋的同步器可安裝在輸入軸的后端。經(jīng)上論述，傳動布置方案如圖2-1所示。 圖2-1 傳動方案布置 傳動路線： 1擋：輸入軸→1→2→同步器①→輸出軸 2擋：輸入軸→3→4→同步器①→輸出軸 3擋：輸入軸→5→6→同步器②→輸出軸 4擋：輸入軸→7→8→同步器②→輸出軸 5擋：輸入軸→同步器③→9→10→輸出軸 倒擋：輸入軸→11→13→12→輸出軸 2．倒擋布置方案 與前進(jìn)擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。而本設(shè)計(jì)倒擋齒輪采用的是常嚙合齒輪。為實(shí)現(xiàn)倒擋傳動，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(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)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(yīng)力狀態(tài)下工作，并使倒擋傳動比略有增加。 圖2-2 倒擋布置方案 圖2-2為常見的倒擋布置方案。圖2-2b所示方案的優(yōu)點(diǎn)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(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-2c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖2-2d所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖2-2c所示方案。圖2-2e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2-2f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2-2g所示方案；其缺點(diǎn)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(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。綜上，選擇圖2-2f倒擋布置方案。 因?yàn)樽兯倨髟谝粨趸虻箵跻騻鲃颖容^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，最終變現(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和倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以便改善以上不良狀況，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?yàn)槭褂玫箵醯臅r間非常短，從這點(diǎn)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。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，而在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。 2.2 變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 2.2.1 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。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時稍復(fù)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(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。 因此本次設(shè)計(jì)中常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，倒擋采用直齒圓柱齒輪。 2.2.2 換擋機(jī)構(gòu)形式 變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種形式。 汽車行駛時各擋齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，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)（如兩腳離合器），時齒輪換擋時無沖擊，才能克服上述缺點(diǎn)；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，會影響行駛安全性。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(diǎn)。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡單，但除一擋，倒擋外已很少使用。 當(dāng)變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍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)部分的總慣性矩增大。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(yīng)用。這是因?yàn)橹匦拓涇嚀跷婚g的公比較小，則換擋機(jī)構(gòu)連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器換擋比較還有結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、能夠降低制造成本及減小變速器長度等優(yōu)點(diǎn)。 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(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有機(jī)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。 利用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程短。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，要求換入不同擋位的變速桿行程要求盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實(shí)現(xiàn)這一點(diǎn)。所以本次設(shè)計(jì)中換擋機(jī)構(gòu)采用同步器換擋。 2.2.3 自動脫擋 自動脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器軸剛度不足以及振動等原因，都會導(dǎo)致自動脫擋。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施比較有效的方案有以下幾種： 1．將兩接合齒的嚙合位置錯開，見圖2-3所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。 圖2-3 防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施1 2．將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（切下0.3~0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋，如圖2-4所示。 3．將接合齒的工作面設(shè)計(jì)并加工成斜面，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，如圖2-5所示。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計(jì)并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。 圖2-4 防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施2 圖2-5 防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施3 第3章　變速器設(shè)計(jì)與計(jì)算 本次變速器設(shè)計(jì)是基于東風(fēng)標(biāo)致308汽車發(fā)動機(jī)，其參數(shù)如表3-1： 表3-1 東風(fēng)標(biāo)致308發(fā)動機(jī)基本參數(shù) 發(fā)動機(jī)型號 N6A 10XA3A PSA 主減速器比 4.923 整車質(zhì)量（Kg） 1340 最大功率（Kw） 78 最高車速（Km/h） 185 最大爬坡度（％） ≥30 最大扭矩（N·m） 142 3.1 擋位數(shù)選擇 不同類型的汽車具有不同的傳動系擋位數(shù)。其原因在于它們的使用條件不同，對整車的性能要求不同，汽車本身的功率不同。而傳動系的擋位數(shù)與汽車的動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的關(guān)系。 變速器的擋數(shù)可在3~20個擋位范圍內(nèi)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(jì)性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量增大，同時操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜。而且使在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。 近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個擋位的變速器。發(fā)動機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個擋。商用車變速器采用4~5個擋或多擋。載質(zhì)量在2.0~3.5t的或貨車采用五擋變速器，載質(zhì)量在4.0~8.0t的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于總質(zhì)量大的貨車和越野車上。 3.2 傳動比的選擇 選擇最低擋傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮和確定。 汽車爬陡坡時車速不高，可忽略空氣阻力，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力，故有： （3-1） 則由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動比為： =2.022 式中：m——汽車總質(zhì)量；m=1340Kg； g——重力加速度；g=9.8m/s2； ——發(fā)動機(jī)最大扭矩；=142N·m ——變速器一擋傳動比； ——主減速器傳動比；=4.923； f ——道路滾動阻力系數(shù)；取f=0.020； ——傳動系機(jī)械效率；取=0.90； ——驅(qū)動輪滾動半徑；取=0.316m； ——汽車最大爬坡度；為≥30％，即30％，即≥16.7° 一般乘用車的車速比較大，通常設(shè)有超速擋，所以本次變速器設(shè)計(jì)為五個擋位，目前乘用車的傳動比范圍在3.0~4.5之間，兩軸變速器不設(shè)有直接擋，則最高擋是超速擋，傳動比范圍中在0.7~0.8；此處初取=3.50；=0.75。 變速器最高擋傳動與最低擋傳動比確定之后，中間各擋的傳動比理論上是按以下公比來確定： =1.47 （3-2） 實(shí)際上，對于擋位數(shù)較少的變速器，各擋傳動比的比值常常并不正好相等，即并不是按照等比級數(shù)來分配傳動比的。這主要是是考慮到各擋的利用率差別很大的緣故。汽車主要用較高擋位行駛的，例如5擋變速器中的1、2、3三個擋位的總利用率僅為10％~15％；因高擋使用頻繁，所以較高擋位相鄰兩擋間的傳動比間隔應(yīng)小些，特別是最高擋與次高擋之間應(yīng)更小些，要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進(jìn)行。因此實(shí)際上各擋傳動比常按如下關(guān)系分布： … 參考圖3-1，可初步確定各擋間的傳動比的比值： 圖3-1 各擋傳動比與5擋傳動比值隨最高車速的變化情況 初取=0.75；令： 令=1.25，得=0.938； 令=1.35，得=1.266； 令=1.50，得=1.899； 令=1.75，得=3.323； 綜上可得：=3.323，=1.899，=1.266，=0.938，=0.750。 3.3 中心距A 對于兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸之間的距離稱為變速器中心距，它是一個基本參數(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，而且對齒輪的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。最小允許中心距當(dāng)由保證齒輪有必要的接觸強(qiáng)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(qiáng)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。 通常根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選中心距： A=（11~14）（轎車） （3-3） A=（14~17）（載貨汽車） 求得中心距為： A=（11~14）=57.39~73.04（mm） 發(fā)動機(jī)前置前驅(qū)（FF）和發(fā)動機(jī)前置后驅(qū)（FR）乘用車的變速器中心距A，也可以根據(jù)發(fā)動機(jī)排量與變速器中心距A的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選，如圖3-2所示： 圖3-2 變速器中心距A與發(fā)動機(jī)排量的關(guān)系 乘用車變速器的中心距在60~80mm范圍內(nèi)變化，原則上，總質(zhì)量越小的汽車，中心距也越小。 當(dāng)變速器選用的擋數(shù)和同步器多時，上述中心距系數(shù)應(yīng)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)。故取A=75mm。 3.4 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齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸（3.0~3.4）A。 而設(shè)計(jì)的是五擋變速器，初定軸向殼體尺寸為280mm。變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 3.5 齒輪參數(shù) 3.5.1 齒輪模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是： 在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重和度增加，并減少齒輪的噪聲，故為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選?。粚ω涇?，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)。 變速器低擋齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。 變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表3-1： 表3-1 汽車變速器齒輪的發(fā)現(xiàn)模數(shù)mn 車 型 車用車的發(fā)動機(jī)排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量ma/t 1.0>V1.6 1.614.0 模數(shù)mn/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。由于工藝上的原應(yīng)，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量ma在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。 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(jīng)驗(yàn)公式確定，即： ==2.42mm（高擋齒輪K=1） m==2.51mm（一擋齒輪） 式中：——斜齒輪法向模數(shù)； m ——為直齒輪模數(shù)； ——發(fā)動機(jī)最大扭矩, =142N·m； ——變速器傳動效率：?。?6％； ——變速器一擋傳動比；=3.38； 本次設(shè)計(jì)前進(jìn)擋齒輪都為斜齒圓柱齒輪，并按同一模數(shù)進(jìn)行。理論上倒擋齒輪模數(shù)與一擋接近。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都相同，轎車和輕型貨車取2~3.5。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。同樣所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)。本設(shè)計(jì)前進(jìn)擋斜齒輪法向模數(shù)取=2.5；倒擋直齒輪模數(shù)取m=2.6。 3.5.2 壓力角α 齒輪壓力角較小時，重合度大并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合時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(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。試驗(yàn)證明：對于直齒輪，壓力角為28°時強(qiáng)度最高，超過28°強(qiáng)度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為25°時強(qiáng)度最高。因此，理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應(yīng)取用小些的壓力角。 實(shí)際上，因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)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有20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。 所以本次設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角取20°，嚙合套或同步器的接合齒壓力角取30°。 3.5.3 螺旋角β 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強(qiáng)度和軸向力的影響。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(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過當(dāng)螺旋角大于30°時，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)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(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)選用較大螺旋角。 因本次設(shè)計(jì)的是兩軸式變速器，轎車兩軸式變速器可在20°～25°范圍內(nèi)選擇，故初選的變速器齒輪螺旋角為： 3.5.4 齒寬b 選擇齒寬，應(yīng)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(qiáng)度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。 考慮到盡可能的縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時的軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒：b=kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0 斜齒：b=kcmn，kc取6.0~8.5 對于模數(shù)相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。 小齒輪的齒寬在計(jì)算上認(rèn)為加寬約5～10； 前進(jìn)擋各齒輪齒寬為： b=kcmn=15~21.25（mm） 倒擋各齒輪的齒寬為： b=kcm=11.7~20.8（mm） 根據(jù)之后所設(shè)計(jì)的齒輪，可確定其寬度分別為： 前進(jìn)擋各齒寬：b1=20mm，b2=17mm，b3=20mm，b4=17mm，b5=20mm， b6=17mm，b7=17mm，b8=20mm，b9=17mm，b10=20mm； 倒擋各齒寬： b11=19mm，b12=20mm，b13=19mm； 3.5.5 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、齒輪強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)笑，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減小。目前我國規(guī)定的齒頂高系數(shù)為1.00。 3.5.6 各擋齒輪齒數(shù)分配 圖3-3 傳動方案布置 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可更據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。 應(yīng)該注意的是，各擋齒輪齒數(shù)比應(yīng)盡可能不是整數(shù),以使齒面磨損均勻。圖3-3為本次設(shè)計(jì)的五擋變速器的傳動方案。 1．確定一擋齒輪參數(shù) 一擋傳動比為： =3.323 （3-4） 直齒 （3-5） 斜齒 （3-6） 為齒輪副的齒數(shù)和。 一擋齒輪為斜齒輪，且=2.5，A=75mm，=23°，由式（3-6）可得： =55.23；取整為=56 即： =56 （3-7） 由式（3-4）（3-7）可求出一擋齒輪的齒數(shù)為： =13；=43 修正中心距A： 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)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(jù)。 =76.05mm；取整=77mm 修正齒輪1與齒輪2齒數(shù)： ==56.70 （3-8） 由式（3-4）（3-8）可求出一擋齒輪的齒數(shù)為： =13；=44 修正傳動比： =3.38 ；合格。 修正螺旋角： 由式（3-6）可得： =22.28° 2．確定二擋齒輪參數(shù) 二擋傳動比為： =1.899 （3-9） 二擋齒輪為斜齒輪，且=2.5，=77mm，=23°，=57； 故解得： =20；=37 修正傳動比： =1.85 ；合格。 修正螺旋角： 由式（3-6）可得： =22.28° 3．確定三擋齒輪參數(shù) 三擋傳動比為： =1.266 （3-10） 三擋齒輪為斜齒輪，且=2.5，=77mm，=23°，=57； 故解得： =25；=32 修正傳動比： =1.28 ；合格。 修正螺旋角： 由式（3-6）可得： =22.28° 4．確定四擋齒輪參數(shù) 四擋傳動比為： =0.938 （3-11） 四擋齒輪為斜齒輪，且=2.5，=77mm，=23°，=57； 故解得： =30；=27 修正傳動比： =0.90 ；合格。 修正螺旋角： 由式（3-6）可得： =22.28° 5．確定五擋齒輪參數(shù) 五擋傳動比為： =0.75 （3-12） 五擋齒輪為斜齒輪，且=2.5，=77mm，=23°，=57； 故解得： =33；=24 修正傳動比： =0.73 ；合格。 修正螺旋角： 由式（3-6）可得： =22.28° 5．確定倒擋齒輪參數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)往往與一擋相近，故初選輸入軸倒擋齒輪11齒數(shù)為： =12 而倒擋軸齒輪13的齒數(shù)一般在2123之間選擇。故選其值為=23。 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動干涉,齒輪11和齒輪12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙,則齒輪11齒頂圓直徑和齒輪12齒頂圓直徑有： (3-13) 得： ≤54.85 取整為： =50 得到： =12；=38 則： =3.17 故輸入軸與倒擋軸的中心距為： =45.5mm 輸出軸與倒擋軸的中心距為： =79.3mm 綜上所有結(jié)論得到修正后各擋的傳動比為： =3.38； =1.85； =1.28； =0.90； =0.73； =3.17 3.5.7 齒輪精度的選擇 輕型汽車的齒輪精度等級一般在5~8級，為提高高擋位齒輪的性能，齒輪精度不小于7級，取所有齒輪精度等級為7級。 3.5.8 螺旋方向的選擇 斜齒輪在傳遞扭矩時會產(chǎn)生軸向力；關(guān)于螺旋角的方向，輸入軸軸齒輪采用左旋，這樣可使第一所受的軸向力直接經(jīng)過軸承蓋作用在變速器殼體上，而不必經(jīng)過軸承的彈性擋圈傳遞。輸入軸和輸出軸的方向相反，輸入軸均選為左旋，則輸出軸齒輪均為右旋。 3.5.9 齒輪變位系數(shù)的選擇與計(jì)算 齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除了避免齒輪產(chǎn)生干涉、根切和配湊中心距以外，還因?yàn)樽兯倨鞑煌瑩跷坏凝X輪在彎曲強(qiáng)度、接觸強(qiáng)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(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時增加一對齒輪的強(qiáng)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(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。 變位系數(shù)的計(jì)算： 已知實(shí)際中心距=77mm，=22.28°，=2.5，=57 則標(biāo)準(zhǔn)中心距為： =77.01mm （3-14） 端面壓力角： （3-15） 端面嚙合角： （3-16） （3-17） （3-18） （3-19） 綜合上式可求出各齒輪的變位系數(shù)。由軟件《六藝方圓Wheel》可得各齒輪分配變位系數(shù)、、、、、、、、、、、、，如表3-2所示。 表3-2 各齒輪變位系數(shù) 0.395 -0.436 0.240 -0.280 0.110 -0.150 -0.082 0.042 -0.150 0.110 0 0 0 3.5.10 各齒輪主要參數(shù) 各個齒輪的主要參數(shù)如表3-3所示。 表3-3 各齒輪主要參數(shù) z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 z11 z12 z13 齒數(shù)z 13 44 20 37 25 32 30 27 33 24 12 38 23 模數(shù) 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.6 2.6 2.6 齒寬b 20 17 20 17 20 17 17 20 17 20 19 20 19 端面模數(shù)mt 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.6 2.6 2.6 端面壓力角αt 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 20 20 20 壓力角α 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 螺旋角β 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 分度圓直徑d 35.13 118.89 54.05 99.97 67.55 86.46 81.06 72.95 89.17 64.85 31.20 98.80 59.80 齒頂高h(yuǎn)a 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.6 2.6 2.6 齒根高h(yuǎn)f 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.25 3.25 3.25 齒頂圓直徑da 40.13 123.89 59.04 104.97 72.55 91.46 86.06 77.95 94.17 69.85 36.40 104 65 齒根圓直徑df 28.88 112.64 47.79 93.72 61.30 80.21 74.81 66.70 82.92 58.60 24.70 92.30 53.30 節(jié)圓直徑 35.12 118.87 54.03 99.96 67.54 86.45 81.05 72.95 89.16 64.84 31.20 98.8.0 59.80 第4章　齒輪強(qiáng)度及校核 4.1 齒輪材料的選擇 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(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。本次設(shè)計(jì)的齒輪的材料選用20CrMnTi。 4.2 齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 齒輪折斷發(fā)生在下述幾種情況：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)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)得極少，而后者出現(xiàn)得多些。 輪齒工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在于齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點(diǎn)，稱之為齒面點(diǎn)蝕。它使齒形誤差加大。產(chǎn)生動載荷，并可能導(dǎo)致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換擋的低擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在輪齒端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 負(fù)荷大，齒面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸產(chǎn)生的高溫作用的情況下使齒面間潤滑油膜破壞，導(dǎo)致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕裂痕跡，稱為齒面膠合。變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)較少。 4.3 輪齒強(qiáng)度計(jì)算 與其他機(jī)械設(shè)備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外汽車變速器的齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也是基本一致。故比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。 4.3.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 1．直齒輪彎曲應(yīng)力 （4-1） 式中： ——彎曲應(yīng)力（MPa）； Ft ——圓周力(N)，，為計(jì)算載荷(N·mm)； d ——節(jié)圓直徑(mm)；d=mz； b ——齒寬(mm)； ——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65； ——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； t ——端面齒距，t=πm，m為模數(shù)； y ——齒形系數(shù)，如圖4-1所示。 圖4-1 齒形系數(shù) 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一擋、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa，而乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180~350范圍。 倒擋三個齒輪均采用直齒輪，其他擋位均為斜齒輪，可求得倒擋齒輪和各前進(jìn)擋的彎曲應(yīng)力如下表4-1、4-2所示。 表4-1 倒擋齒輪彎曲應(yīng)力 齒輪 11 12 13 彎曲應(yīng)力（MPa） 462.10 557.01 183.50 表4-2 前進(jìn)擋齒輪彎曲應(yīng)力 齒輪 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 彎曲應(yīng)力 813.39 340.16 301.11 226.72 165.55 179.94 118.08 119.84 94.99 105.42 綜上各齒輪滿足要求。 2．斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4-2） 式中： ——彎曲應(yīng)力（MPa）； Ft ——圓周力(N)，，為計(jì)算載荷(N·mm)； d ——節(jié)圓直徑(mm)；; b ——齒寬(mm)； ——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.50； ——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； t ——法向齒距，； y ——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖4-1中查的； ——重合度影響系數(shù)，=2.0； 4.3.2 輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算 （4-3） 式中： ——齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）； F ——齒面上的法向力（N）； ；Ft為圓周力（N），；為計(jì)算載荷(N·mm)；d為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)點(diǎn)壓力角（°）；為齒輪螺旋角（°）； E ——齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪的材料選用20CrMnTi,查資料得其彈性模量E=200×103MP