EQ五檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)方案

作者：PanHongliang僅供個(gè)人學(xué)習(xí)學(xué)號(hào)101102073029畢業(yè)設(shè)計(jì)EQ5050汽車五檔變速器設(shè)計(jì)教學(xué)系： 汽車工程系

指導(dǎo)教師： 甘泉專業(yè)班級(jí)：車輛工程1073班學(xué)生姓名：陳育懷2011年6月本設(shè)計(jì)的題目是為中型載貨汽車東風(fēng) EQ5050設(shè)計(jì)變速器。該變速器為五檔變速器，其中包括五個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)倒檔。采用先進(jìn)的整體式中間軸結(jié)構(gòu)，三叉軸遠(yuǎn)距離操縱換檔機(jī)構(gòu)，使用鎖銷式同步器換檔。該變速箱結(jié)構(gòu)緊湊，體積小，傳動(dòng)效率高，有較大的速比范圍，具有很好的經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性。設(shè)計(jì)說明書包括以下一些內(nèi)容：緒論；結(jié)構(gòu)方案論證及選擇；變速器傳動(dòng)參數(shù)設(shè)計(jì)與計(jì)算，其中包括中心距、檔位數(shù)，最大、最小傳動(dòng)比的確定，齒輪各參數(shù)的選擇與計(jì)算，軸的直徑的選擇，最后還有精確的配齒；同步器設(shè)計(jì)理論及參數(shù)的確定；齒輪的強(qiáng)度校核，軸的強(qiáng)度和剛度校核，變速器中漸開線花鍵和半圓鍵的校核 ，軸承壽命的校核；變速器工藝性與經(jīng)濟(jì)性分析；列出本次設(shè)計(jì)的參考文獻(xiàn)最后是對(duì)本次設(shè)計(jì)的感想和對(duì)指導(dǎo)教師的致謝。關(guān)鍵詞傳動(dòng)比；中心距；同步器；強(qiáng)度；剛度；壽命AbstractAbstractThispaperismainlyaboutthegearboxdesignforEQ5050.Thegearboxineludes5forwardgearsofspeed,andonereversegear.Itusesadvaneedintermediateaxisoftheoverallstructure,proposesthree-prongedaxleremotecontrolshiftinggearsagencies,anditsshiftorganizationuseslock-ringsynchronizer.Thetransmissioniscohesive,smallsize,hashightransmissionefficiencyandhasagoodfueleconomyandpower.Thispapermainlyconsistsofundermentionedchapters:Introduction;Modelcomparisonandselection;Parameterselectionandcalculation,Includingshaftdistaneethenumberofgears,thedetermineofthelargestandsmallestgearratio,gearvariousparameterschoiceandcomputation,axisdiameter'schoice,thefinalallocationofaccurateteethandsoon;Synchronizerdesigntheoryandanddeterminationofparameters;Checktheintensionofgears;Checktheintensionandrigidityofaxles;Checktheintensionofsplinesandwoodruffkeys;Checkthelift-spanofbearings;Aboutthetechnicalcharacteristicsandeconomypropertiesofthegearbox;Listallthosereferencesinthefinaldesign.Andfinallyisthethankstoinstructsteacherandtheexpressingtothisdesign.Keywordsgearratio;shaftdistanee;synchronizer;intension;rigidity;lift-span目錄摘要 TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"Abstract I\o"CurrentDocument"第1章緒論 2\o"CurrentDocument"第2章 方案論證 3\o"CurrentDocument"2.1變速器的選擇 3\o"CurrentDocument"兩軸式變速器 3\o"CurrentDocument"中間軸式變速器 3\o"CurrentDocument"2.2齒輪形式的選擇 4\o"CurrentDocument"2.3換擋結(jié)構(gòu)形式的選擇 4\o"CurrentDocument"直齒滑動(dòng)齒輪換擋 4\o"CurrentDocument"嚙合套換擋 4\o"CurrentDocument"同步器換擋 4\o"CurrentDocument"倒擋形式的選擇 5\o"CurrentDocument"2.4變速器結(jié)構(gòu)方案簡圖 5\o"CurrentDocument"2.5具體細(xì)節(jié)零部件方案的確定 4\o"CurrentDocument"同步器的選擇 6\o"CurrentDocument"軸承形式的選擇 6\o"CurrentDocument"變速器軸上零件的定位 7\o"CurrentDocument"變速器的殼體 7\o"CurrentDocument"2.6變速器操縱機(jī)構(gòu)的方案分析 7\o"CurrentDocument"2.7零部件結(jié)構(gòu)方案分析 8\o"CurrentDocument"第3章 傳動(dòng)參數(shù)設(shè)計(jì) 9\o"CurrentDocument"3.1檔位數(shù)選擇 9\o"CurrentDocument"3.2最大傳動(dòng)比的確定 9\o"CurrentDocument"3.3最小傳動(dòng)比的確定 9\o"CurrentDocument"3.4確定各檔傳動(dòng)比 9\o"CurrentDocument"3.5中心距的確定 10\o"CurrentDocument"3.6齒輪參數(shù)選擇 10\o"CurrentDocument"相關(guān)知識(shí) 9\o"CurrentDocument"362齒輪模數(shù) 9\o"CurrentDocument"363壓力角 9\o"CurrentDocument"364斜齒輪的螺旋角 9\o"CurrentDocument"365齒輪寬度 10\o"CurrentDocument"366變位系數(shù)的選擇 10\o"CurrentDocument"367各檔齒輪的齒數(shù)分配 12\o"CurrentDocument"齒輪幾何尺寸的計(jì)算 12\o"CurrentDocument"3.7軸的直徑選擇 12\o"CurrentDocument"第4章 同步器參數(shù)的確定 13\o"CurrentDocument"4.1慣性式同步器的工作原理 13\o"CurrentDocument"4.2同步器理論分析 13\o"CurrentDocument"4.3轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算 16\o"CurrentDocument"第5章相關(guān)參數(shù)校核 17\o"CurrentDocument"5.1齒輪強(qiáng)度校核 17\o"CurrentDocument"齒輪損壞的原因及形式 17\o"CurrentDocument"齒輪彎曲強(qiáng)度校核 17\o"CurrentDocument"齒輪接觸強(qiáng)度校核： 19\o"CurrentDocument"5.2軸和軸承的校核 20\o"CurrentDocument"變速器軸的校核 20\o"CurrentDocument"軸承的校核 22\o"CurrentDocument"5.3鍵的校核 19\o"CurrentDocument"第6章工藝性與經(jīng)濟(jì)性分析 21\o"CurrentDocument"6.1工藝性與經(jīng)濟(jì)性特點(diǎn) 21\o"CurrentDocument"6.2典型零件的加工工藝 21\o"CurrentDocument"參考文獻(xiàn) 25\o"CurrentDocument"致謝 26第1章緒論本設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)參數(shù)如下表汽車型號(hào)：東風(fēng)EQ5050總質(zhì)量：5495外形尺寸：長/寬/高（mm）5998/1900/2600整備質(zhì)量利用系數(shù)：1.22軸距(mm)：3300乘員數(shù)/載質(zhì)量：2/2270輪距(前/后)(mm): 1506/1466最大功率（kw）:70/3000最大爬坡度（％）: 28最大轉(zhuǎn)矩N.m：250/1200變速器：手動(dòng)5檔壓縮比：6.75整備質(zhì)量（Kg）:3225最高車速(km/h):90輪胎：7.00-16 汽車布置方式：FR排量L：5.42 汽缸數(shù)：6變速器用于改變發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速， 以適應(yīng)汽車在起步，加速，行駛以及在克服各種道路障礙等不同行駛條件下對(duì)驅(qū)動(dòng)車輪牽引力和車速的不同要求的需要。 根據(jù)這些功能，變速器既要能滿足整車性能的要求，還要有足夠的可靠性和耐用性，足夠的剛度，噪聲要低，換檔靈活輕便；另外，還要有良好的加工工藝性，零部件通用性，以便于產(chǎn)品系列化，擴(kuò)大變速器的適用范圍。具體來說，為保證變速器有良好的工作性能，應(yīng)該滿足以下要求：（1）正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比，使之與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性；（2）設(shè)置空檔，以保證汽車在必要時(shí)能將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系長時(shí)間分離；（3）設(shè)置倒檔，使汽車可以倒退行駛；（4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要時(shí)能進(jìn)行功率輸出；（5）換檔迅速，省力，方便；（6） 工作可靠，汽車在行駛過程中，變速器不得有跳檔，亂檔以及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；（7） 變速器應(yīng)該具有高的工作效率；（8） 變速器應(yīng)該操作簡單，工作平穩(wěn)，無噪音；第2章方案論證變速器的選擇變速器的種類很多，按前進(jìn)擋的擋數(shù)不同，可分為三、四、五擋和多擋變速器；按軸的形式不同，可分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式（常配合行星齒輪傳動(dòng)）兩大類。前者又分為兩軸式、中間軸式、雙中間軸式和多中間軸式變速器，固定軸式變速器的主要特點(diǎn)是容易實(shí)現(xiàn)換擋自動(dòng)化，應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器 。兩軸式變速器若傳動(dòng)比較小，常采用兩軸式，它有如下特點(diǎn)：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝；除倒擋傳動(dòng)常用滑動(dòng)齒輪外，其他各擋均采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；各擋的同步器多數(shù)在輸出軸后端；若低擋傳動(dòng)比較大，則尺寸結(jié)構(gòu)增大，不再具有上述優(yōu)點(diǎn)，所以只能在傳動(dòng)比較小的條件才可采用此方案。兩軸式變速器沒有直接擋，因此，在高擋工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，齒輪噪聲大，且易損壞。中間軸式變速器從結(jié)構(gòu)外形看，有三根軸，一軸二軸在同一直線上，將它們連接即為直接擋。使用直接檔，變速器齒輪和軸承以及第二軸均不承受載荷，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高，可達(dá) 90%以上，而且磨損小，壽命長，噪音也較小。因?yàn)橹苯訖n的使用效率高于其它前進(jìn)擋，因而提高了變速器的使用壽命。在其它前進(jìn)擋工作時(shí)，變速器傳遞的動(dòng)力需經(jīng)過設(shè)置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對(duì)齒輪傳動(dòng)，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離不大的條件下，一擋仍有較大的傳動(dòng)比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，擋位低的齒輪可以或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)。多數(shù)傳動(dòng)方案中除一擋以外的其它擋位的換檔機(jī)構(gòu)均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)中一擋也采用同步器或嚙合套換擋。中間軸式變速器廣泛應(yīng)用于前置后驅(qū)的各類汽車上，故本次設(shè)計(jì)采用這種結(jié)構(gòu)。雙中間軸或多中間軸式的變速器大多應(yīng)用于重型汽車上，與本次設(shè)計(jì)不符，故不采用這種結(jié)構(gòu)形式。齒輪形式的選擇變速器的齒輪一般不外乎兩種：直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪多用于滑動(dòng)式，故適用在倒擋和一擋較多，它們的結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，但在換擋時(shí)齒輪齒根部容易產(chǎn)生沖擊，噪聲大，從而使端部磨損加劇，壽命降低，而且由于噪聲大，容易造成駕駛員疲勞駕駛。斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲小，磨損小，壽命長。唯一的缺點(diǎn)是工作時(shí)有軸向力的產(chǎn)生，而且結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這個(gè)缺點(diǎn)可以在進(jìn)行軸的載荷計(jì)算時(shí)予以平衡。通過比較兩種形式的齒輪的優(yōu)缺點(diǎn)， 本設(shè)計(jì)中，倒檔和一檔采用直齒輪傳動(dòng)，這是考慮到倒擋和一檔使用率較低，綜合衡量經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性而定的。其余各擋均采用斜齒輪傳動(dòng)，這樣可以充分發(fā)揮其傳動(dòng)平穩(wěn)、噪聲低等優(yōu)點(diǎn)。換擋結(jié)構(gòu)形式的選擇變速器的換擋機(jī)構(gòu)形式有以下幾種：直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換擋。直齒滑動(dòng)齒輪換擋該方式制造容易、結(jié)構(gòu)簡單，但缺點(diǎn)較多：由于換擋時(shí)容易產(chǎn)生沖擊，所以端部磨損快，壽命低，噪聲大。從而使汽車的行駛安全性和舒適性降低，而且對(duì)駕駛員的技術(shù)要求過高，影響汽車的行使等。故只在一和倒擋之間采用這種形式換擋。嚙合套換擋采用嚙合套換擋，同時(shí)承受換擋沖擊載荷的接合齒的齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，它們都不會(huì)過早的損壞，但不能消除換擋沖擊，因此，汽車行駛安全性和乘坐舒適性仍受到一定影響，對(duì)駕駛員的技術(shù)要求也很高。另外，由于增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器的旋轉(zhuǎn)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量變大，故這種換擋方式一般應(yīng)用于某些要求不高的擋位及重型貨車上。同步器換擋這種換擋形式能消除換擋沖擊，而且換擋迅速，操縱輕便，對(duì)駕駛員要求也不高，而且由于消除了噪音和換擋沖擊，提高了汽車的行駛安全性、加速性、舒適性和經(jīng)濟(jì)性等，所以現(xiàn)代汽車一般都采用這種形式。但是由于其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，從而制造困難，同步環(huán)容易損壞，軸向尺寸大等，但是它還是被廣泛采用。 本次設(shè)計(jì)除一檔外的前進(jìn)檔都采用這種換檔形式。倒擋形式的選擇汽車為了實(shí)現(xiàn)倒檔傳動(dòng)，有的采用在前進(jìn)檔位的路線中，加裝一個(gè)中間傳動(dòng)齒輪的方案。采用這種方案結(jié)構(gòu)簡單，但是倒檔小齒輪每轉(zhuǎn)一周，就和其他齒輪啃合兩次，從而反復(fù)受擠壓。也就是說，它是在正、負(fù)交替對(duì)稱變化的彎曲應(yīng)力下工作 ，這樣極易產(chǎn)生疲勞破壞，從而影響變速器的壽命，不能實(shí)現(xiàn)安全倒車，故本設(shè)計(jì)中采用兩個(gè)聯(lián)體齒輪的方式 。這種方式結(jié)構(gòu)復(fù)雜，但是齒輪的工作狀態(tài)是比較有利 的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力，并且能保證有足夠大的傳動(dòng)比，因此采用這種方式。變速器結(jié)構(gòu)方案簡圖圖2.1示意圖圖2.11-一軸常嚙合齒輪；2-中間軸常嚙合齒輪；3-四擋常嚙合齒輪；4-中間軸四擋齒輪；5-三擋常嚙合齒輪；6-三擋齒輪；7-二擋常嚙合齒輪；8-中間軸二擋齒輪；9-二軸一、倒擋滑動(dòng)齒輪； 10-中間軸一、倒擋齒輪； 11-倒擋齒輪；12-一軸；13-中間軸；14-倒擋軸。具體細(xì)節(jié)零部件方案的確定下面就同步器的具體形式、軸承的形式、變速器殼體的形式及擋位設(shè)置等問題分別予以討論。同步器的選擇同步器一般有常壓式、慣性式和增力式三種，其中，慣性式同步器較為常用。常壓式同步器：該同步器結(jié)構(gòu)雖然結(jié)構(gòu)形式簡單，但由于接合套的軸向阻力是由彈簧壓力造成的，故其壓力大小有限，不能保證被嚙合體在同步狀態(tài)下(即角度相同時(shí))換擋的缺點(diǎn)。所以這種形式的同步器只在重型汽車上有所應(yīng)用，本變速器不采用這種同步器。慣性增力式同步器：該同步器又稱為波舍爾同步器。它能可靠的保證只在同步狀態(tài)下?lián)Q擋。只要嚙合套與齒輪間存在角速度差，同步器上彈簧片的支承力就阻止同步環(huán)縮小，從而也就阻止了嚙合套的移動(dòng)。只有在轉(zhuǎn)速差為零時(shí)，彈簧片才卸除載荷，由于對(duì)同步環(huán)直徑的縮小失去阻力，這樣才能實(shí)現(xiàn)換擋。波舍爾同步器的摩擦力矩大、結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、軸向尺寸短，適用于貨車變速器。慣性式同步器：這種形式的同步器與常壓式同步器一樣，是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但是它從結(jié)構(gòu)上保證了接合套與待接合花鍵齒圈未達(dá)到同步時(shí)不接觸，避免了齒間沖擊和噪聲。從結(jié)構(gòu)上分，慣性式同步器有鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式和多錐式等幾種。雖然它們的結(jié)構(gòu)不同，但都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。滑塊式同步器：其本質(zhì)上是鎖環(huán)式同步器。它工作可靠，零件耐用，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，彎矩容量不大，齒面磨損大，易失效。它主要用于轎車和輕型貨車上。故從汽車的安全性方面考慮，不采用這種同步器。鎖環(huán)式同步器：這種同步器的鎖止面在同步錐環(huán)和嚙合套的倒錐面上，省去了同步錐環(huán)的接合齒，這樣就使軸向尺寸變小。考慮到結(jié)構(gòu)上布置的合理性、緊湊性及錐面產(chǎn)生摩擦力矩大小等因素，多用于轎車和輕型貨車上。本變速器不采用這種同步器。鎖銷式同步器：這種同步器的優(yōu)點(diǎn)是零件數(shù)量少， 摩擦錐面平均半徑較大，轉(zhuǎn)矩容量得到提高。軸向尺寸大是它的缺點(diǎn)。它多用于中、重型汽車變速器上，本次設(shè)計(jì)采用這種形式的同步器。多錐式同步器：該同步器的鎖止面仍在同步環(huán)的接合齒上，只是在原有的兩個(gè)錐面之間再插入兩個(gè)輔助同步錐。由于錐表面的有效摩擦面積成倍地增加，同步轉(zhuǎn)矩(在同步器摩擦錐面上產(chǎn)生的摩擦力矩)也相應(yīng)的增加，因而具有較大的轉(zhuǎn)矩容量和低熱負(fù)荷。這不但改善了同步效能，增加了可靠性，而且使換擋 力大為減小。若保持換擋力不變，則可縮短同步時(shí)間。多錐式同步器多用于重型貨車的主、副變速器以及分動(dòng)器中。軸承形式的選擇變速器要求增大傳遞功率與質(zhì)量的比值，而且要求工作軸承的可靠性，容量大，壽命長，故軸承的選用比較重要。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(dòng)軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)的限制，并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。汽車變速器的結(jié)構(gòu)緊湊、尺寸小、采用尺寸大些的軸承受結(jié)構(gòu)的限制，常在布置上有困難。如變速器的二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間可采用角接觸球軸承來承受徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部軸承傳遞給變速器殼體，此處用軸承外圈有擋圈的圓柱滾子軸承。第二軸的后端也采用此種圓柱軸承，以承受徑向力和軸向力。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生很大的軸向力，原則上有前或后軸承承受均可以，但當(dāng)在殼體前斷面布置軸承蓋有困難時(shí)，必須由后軸承來承受軸向力。本設(shè)計(jì)前后軸承均采用圓錐滾子軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸的前后軸承，按直徑系列，一般選用中系列圓柱滾子軸承、球軸承和圓錐滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器的中心距確定，并要保證殼體后臂兩軸承孔之間的距離不小于 6-20mm下限使用與轎車和輕型貨車。滾針軸承主要用于齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。滾針軸承有滾動(dòng)摩擦損失小、傳動(dòng)效率高、徑向配合間隙小、定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點(diǎn)。本設(shè)計(jì)中，由于第一軸和二軸由于轉(zhuǎn)速較高，承受載荷中等，選用圓柱滾子軸承。二軸前端通過滾針軸承支撐在一軸后端的內(nèi)腔內(nèi)。中間軸由于跨度大，直徑大，質(zhì)量大，軸向力大，故采用圓錐滾子軸承。變速器軸上零件的定位二軸上的齒輪松套在軸上，通過卡環(huán)、止推環(huán)軸向定位。中間軸通過卡環(huán)和軸承調(diào)整墊片進(jìn)行調(diào)整和定位。軸上齒輪和同步器通過軸肩和軸套來定位。變速器的殼體殼體有整體式和對(duì)分式兩種。整體式殼體與上蓋組成一體，優(yōu)點(diǎn)是變速器前后軸承孔的同心度容易保證，裝配、檢查方便，殼體多用鑄鐵制造，上蓋多用鋁合金壓鑄；對(duì)分式殼體又分為前后對(duì)分式和上下（左右）對(duì)分式，其加工精度要求高，并多為鋁合金壓鑄件，主要用于轎車和輕型車。變速器殼體尺寸盡可能小，同時(shí)質(zhì)量也要小，并且具有足夠大的剛度，用來保證軸和軸承工作時(shí)不會(huì)歪斜。變速器橫向斷面尺寸應(yīng)能保證布置下齒輪，而且設(shè)計(jì)時(shí)還應(yīng)當(dāng)注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動(dòng)齒輪的齒頂之間留有 5—8mm的間隙,否則增加了潤滑油的液壓阻力，會(huì)產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。為了加強(qiáng)變速器殼體的剛度，在殼體上應(yīng)設(shè)置加強(qiáng)筋。加強(qiáng)筋的方向與軸支承處的作用力的方向有關(guān)。變速器殼體不應(yīng)有不利于吸收齒輪的震動(dòng)和噪聲的大平面。為了注油和放油，在變速器殼體上設(shè)有注油孔和放油孔。為保證變速器內(nèi)部為大氣壓力，在頂部有通氣塞，殼體設(shè)有動(dòng)力輸出孔，還有倒擋檢查孔。為了減小變速器的質(zhì)量，殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時(shí)，壁厚取 3.5--4mm。采用鑄鐵鑄造時(shí)，壁厚取5—6mm增加變速器壁厚，雖然能提高殼體的強(qiáng)度和剛度，但會(huì)增加變速器的質(zhì)量，并使消耗的材料增加，提高了成本。本設(shè)計(jì)中，變速器的殼體的壁厚取6mm變速器操縱機(jī)構(gòu)的方案分析變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)能保證駕駛員能夠準(zhǔn)確可靠的使變速器掛入所需要的任意擋位，并隨時(shí)可以退到空擋狀態(tài)。一般變速器操縱機(jī)構(gòu)由變速桿、撥叉、撥叉軸以及安全裝置等組成。對(duì)五擋變速器而言，一般具有三根撥叉軸。一倒擋、二三擋和四五擋各占一根撥叉軸。不同的變速器其擋數(shù)和操縱機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)和布置都可能不同，從而相應(yīng)于各擋位的變速桿上端手柄位置排列（擋位排列）也不同，應(yīng)此，汽車駕駛室內(nèi)的儀表盤上（或操縱手柄上）應(yīng)由該變速器的擋位排列圖。為了保證變速器在任何情況下都能準(zhǔn)確、安全、可靠地工作，對(duì)其操縱機(jī)構(gòu)提出以下要求：掛擋過程中，若操縱變速桿推動(dòng)撥叉前移或后移的距離不足時(shí)，則滑動(dòng)齒輪（或接合套）與相應(yīng)的齒輪（或接合齒圈）將不能在全齒圈上嚙合，因而影響齒輪的壽命。即使達(dá)到全齒圈嚙合，也可能由于汽車的振動(dòng)或其它原因，使滑動(dòng)齒輪（或接合套）自動(dòng)軸向移動(dòng)，因而減少齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合（自動(dòng)脫擋）。為防止自動(dòng)脫擋，并保證齒輪全齒嚙合，應(yīng)在操縱機(jī)構(gòu)中設(shè)置自鎖裝置。若變速桿能同時(shí)推動(dòng)兩個(gè)撥叉，即可能同時(shí)掛入兩個(gè)擋位。由于兩個(gè)擋位的傳動(dòng)比不同，必將使嚙合的各個(gè)齒輪相互產(chǎn)生機(jī)械干涉，變速器將無法工作，情況嚴(yán)重時(shí)還將使零件破壞。為防止同時(shí)掛入兩個(gè)擋位，必須在操縱機(jī)構(gòu)內(nèi)設(shè)置互鎖裝置。汽車在行進(jìn)中，若誤掛倒擋，變速器齒輪間將發(fā)生極大的沖擊，導(dǎo)致零件的損壞。汽車起步時(shí)若誤掛倒擋或者高速擋，則容易出現(xiàn)安全事故。為防止誤掛倒擋或者高速擋，操縱機(jī)構(gòu)中應(yīng)設(shè)有倒擋鎖和高速擋鎖裝置。零部件結(jié)構(gòu)方案分析齒輪形式：變速器中的齒輪一般不外于兩種：直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪在一檔和倒檔使用較多，它們結(jié)構(gòu)簡單，制造容易。但是使用滑動(dòng)式直齒圓柱齒輪在換檔時(shí)會(huì)在齒輪端面產(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(shí)使駕駛員的精神緊張，而換檔時(shí)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），使齒輪換檔時(shí)無沖擊，才能克服上述缺點(diǎn)。但是該瞬間駕駛員的注意力被分散，會(huì)影響行駛安全性。斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)，噪音很小，磨損小，壽命長。唯一的缺點(diǎn)是工作時(shí)產(chǎn)生軸向力，這個(gè)缺點(diǎn)可以在進(jìn)行軸的載荷計(jì)算予以平衡。通過比較兩種形式的齒輪的優(yōu)缺點(diǎn) ，在本設(shè)計(jì)中一、倒檔采用直齒圓柱齒輪 ，這是考慮到一、倒檔使用率低，綜合衡量經(jīng)濟(jì)性和使用性而定的。其余各檔全部采用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，這樣可充分發(fā)揮其傳動(dòng)平穩(wěn)、噪音低等優(yōu)點(diǎn)。第3章傳動(dòng)參數(shù)設(shè)計(jì)檔位數(shù)選擇檔數(shù)增加能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。但檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，輪廓尺寸和質(zhì)量越大，同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)也越復(fù)雜。最大傳動(dòng)比的確定從最大爬坡度出發(fā)：Ig1>mg*Ymaxr/(Temax*iO*nt) ①分部求解各參數(shù)：mg=5495kg*9.8=53815N,貨車最大爬坡度為imax=28%,坡度角amax=arctgimax根據(jù)汽車?yán)碚摰?4頁公式：￥max=fmax+imax已知imax=0.28又根據(jù)汽車?yán)碚摰?0頁f=0.0076代入得：￥max=fcosmax+sin max=0.277查劉惟信《汽車設(shè)計(jì)》 48頁，滾動(dòng)半徑rr=0.509m最大扭矩Temax=250Nm主減速比i0=6.33⑹傳動(dòng)系總效率nt=0.85把各參數(shù)代入①得：ig1>5.64由驅(qū)動(dòng)輪與地面的附著條件得：ig1<G2*u*rr/(Temax*i0*nt) ②分部求解各參數(shù)：G2=5495*74%*9.8=38949.74N⑵u=0.5把各參數(shù)代入②得：ig1<7.37綜合1、2計(jì)算結(jié)果，并考慮到貨車爬坡和運(yùn)貨的需要預(yù)先選取 ig仁5.7最小傳動(dòng)比的確定最高檔為直接檔，imin=1確定各檔傳動(dòng)比傳動(dòng)比范圍ig1/ig5=5.7根據(jù)等比級(jí)數(shù)分配速比，公比為 q==1.55汽車主要是用較高檔位行駛的，所以較高檔位相鄰檔位間的傳動(dòng)比間隔應(yīng)該小一些，特別是最高檔與次高檔根應(yīng)該小。因此，實(shí)際上各檔傳動(dòng)比常按下面的關(guān)系分布：已知ig1=5.7,ig5=1，令qm為相鄰檔位的傳動(dòng)比比值，貝Vqm1=1.59,qm2=1.57,qm3=1.55,qm4=1.47還應(yīng)該考慮到相鄰傳動(dòng)比的比值不應(yīng)太大（ qw1.5?1.6），以防換檔困難，最后確定ig2=3.58,ig3=2.28,ig4=1.47 ,ig5=1⑶倒檔傳動(dòng)比iR根據(jù)經(jīng)驗(yàn)預(yù)先選取iR=5.4中心距的確定根據(jù)汽車設(shè)計(jì)第66頁：初選中心距時(shí)A=KA*計(jì)算得中心距為： A=111.06mm取整為111mm齒輪參數(shù)選擇相關(guān)知識(shí)本變速器均采用了斜齒輪，需要確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬，變位系數(shù)等參數(shù)。齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響它的選取因素很多，如齒輪的強(qiáng)度質(zhì)量噪聲工藝要求等。應(yīng)當(dāng)指出，選取齒輪模數(shù)時(shí)一般遵循的原則是： 為了減小噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)， 同時(shí)增大齒寬；為使質(zhì)量減小，應(yīng)當(dāng)增大模數(shù)，同時(shí)減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)當(dāng)有不同的模數(shù)。對(duì)貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故對(duì)齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)。模數(shù)按以下的經(jīng)驗(yàn)公式求得，再按國家標(biāo)準(zhǔn)圓整：對(duì)于第一軸減速齒輪，模數(shù)可用下式確定； 第一軸齒輪mm——模數(shù)系數(shù)，一般=0.37~0.46根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)選擇出取3mm,m取4mm其余各檔模數(shù)遵循低檔用大模數(shù)， 高檔用小模數(shù)的原則， 結(jié)合速比分配，選用適當(dāng)?shù)哪?shù)?？紤]工藝方便，減少刀具種類，模數(shù)種類不宜選得過多，本變速器選用兩種模數(shù)。倒擋和一擋直齒齒輪： 4mm;其他擋齒輪：3mm壓力角壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)貨車，應(yīng)選用較大的壓力角。我國標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定壓力角為 20,同一變速器，往往低檔齒輪用大壓力角， 高檔齒輪用小壓力角。 嚙合套和同步器的接合齒壓力角有20°,25°,30°，普遍用30°。斜齒輪的螺旋角螺旋角的確定，主要從它對(duì)嚙合性能，強(qiáng)度的影響及軸向力平衡等方面綜合考慮。螺旋角值增大，則齒輪嚙合的重合系數(shù)增大，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；但螺旋角過大，會(huì)使軸向力過大，對(duì)軸承工作不利，且傳動(dòng)效率降低，實(shí)驗(yàn)證明，當(dāng) 3>30時(shí)，齒輪的彎曲強(qiáng)度急劇下降，而接觸強(qiáng)度仍在提高。 因此，從提高低檔齒輪的彎曲強(qiáng)度，高檔齒輪的接觸強(qiáng)度出發(fā)，對(duì)于低、高檔齒輪則應(yīng)分別按小、大的數(shù)值選取。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)將中間軸上的斜齒輪一律取為右旋，對(duì)應(yīng)的第一、二軸上的斜齒輪則取為左旋，這樣可以保證變速器兩對(duì)斜齒輪同時(shí)工作時(shí)中間軸的軸向力趨向平衡或抵消一部分， 已減輕中間軸軸承的軸向負(fù)荷，并保證一二軸的軸向力經(jīng)軸承蓋傳向殼體。對(duì)于輕型貨車，變速器的螺旋角值一般取為 10?30。確認(rèn)的螺旋角是經(jīng)過反復(fù)的試湊齒數(shù)，選擇變位系數(shù)及受力分析的結(jié)果。各檔斜齒輪的螺旋角將在各檔齒輪齒數(shù)的分配時(shí)具體敲定。365齒輪寬度齒寬的大小直接影響齒輪的承載能力， 按公式計(jì)算，b值越大，齒輪的承載能力越高，但經(jīng)驗(yàn)表明，在齒寬增加到一定數(shù)值之后， 由于加工誤差及熱處理變形， 使齒輪載荷分配不均勻，反而使齒輪承載能力下降，因此在保證齒輪強(qiáng)度的前提下，應(yīng)盡量選擇較小的齒寬，還有利于減輕變速器的重量，及縮短軸向尺寸。通常根據(jù)齒輪的模數(shù)的大小來選定齒寬。直齒輪：b=（4.5?8.0）Xm=18~32斜齒輪：b=（6.0?8.5）Xm=18~25.5從公式上看，計(jì)算的齒寬范圍是比較大的，本變速器的齒輪全部選用 25mm變位系數(shù)的選擇齒輪的變位系數(shù)是齒輪設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要環(huán)節(jié)，采用變位系數(shù)，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和湊配中心距外，它還影響齒輪的強(qiáng)度， 使用平穩(wěn)性，耐磨性，抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。由幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)保證各檔傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合的齒輪副的齒數(shù)和不同。 為保證各對(duì)齒輪有相同的中心矩， 此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位，當(dāng)齒數(shù)和大的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)， 則對(duì)齒數(shù)和小的齒輪副應(yīng)該采用正角度變位。由于角度變?yōu)榭梢垣@得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)， 故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過選擇合適的螺旋角來達(dá)到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)載荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊載荷。對(duì)于高檔齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落， 因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)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(qiáng)度，應(yīng)是總變位系數(shù)盡可能取大些， 這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對(duì)于低檔齒輪， 由于小齒輪的齒根強(qiáng)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(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相的原則來選擇大小齒輪的變位系數(shù)， 此時(shí)小齒輪的變位系數(shù)大于零。由于工作需要，有時(shí)齒輪齒數(shù)取得少（如一檔齒輪）會(huì)造成齒輪根切，這不僅削弱了輪齒的抗彎強(qiáng)度，而且使重合度減小。此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行正變位，以消除根切現(xiàn)象?？傋兾幌禂?shù)越小，一對(duì)齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。 但由于齒輪的剛度減小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小一些。另外總變位系數(shù)越小， 齒輪的齒形重合度越大，這不僅對(duì)降噪有利，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷時(shí)的著力點(diǎn)距齒根較近，彎曲力矩減小，相當(dāng)于齒根強(qiáng)度提高，對(duì)由于齒根減薄而產(chǎn)生的削弱強(qiáng)度的因素有所抵消。根據(jù)上述理由，為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除了一檔和倒檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)應(yīng)選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。具體的選擇方案在各檔齒輪的齒數(shù)分配時(shí)確定。367各檔齒輪的齒數(shù)分配在初選變速器中心距，齒輪模數(shù)，螺旋角之后，即可根據(jù)確定的變速器擋數(shù)，速比及結(jié)構(gòu)方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。1、確定一擋齒輪齒數(shù)齒數(shù)和==2X111/4=55.5取56中間軸上一檔小齒輪齒數(shù)少，以便使大=16=56-16=40(1).==2.28.A=(1). (2)整后得出取21取48中心距調(diào)整為110為湊配中心距和改善齒輪的嚙合性能對(duì) 乙、Z2變位修正，結(jié)合變位系數(shù)界限圖選定。2、確定二檔齒數(shù)的齒數(shù)圓整后得出=42=27為湊配中心距和改善齒輪的嚙合性能對(duì) 乙、Z2變位修正，結(jié)合變位系數(shù)界限圖選定=0.76=0.226同理可算得三擋：z5=35z6=35X5=0.2515x6=0.0652四擋：z 3=27z4=43X3=0.35x4=0.0784、選定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪和的齒數(shù)一般為:21?23選都為22得出中間軸與倒檔軸的中心距為=m(+=73第二軸與倒檔軸的中心距為=m(+)=128結(jié)合變位系數(shù)界限圖選定齒輪幾何尺寸的計(jì)算常嚙合齒輪副幾何參數(shù)z 1=21 z2=48x 1=0.23x2=分度圓直徑：d i=mx乙/cos3=3x21/cos20=67mmd2=mxz2/cos3=153mm齒頂圓直徑：da1=d1+2ha1=67+2x4.92=77mmda2=d2+2ha2=153+2x3.08=159mm齒根圓直徑：df1=d1-2hf1=67-2x4.08=58mmdf2=d2-2hf2=153-2x5.92=141mm基圓直徑：db仁62mmdb2=144mm分度圓齒厚：mm軸的直徑選擇(1)軸的直徑：第二軸：d~0.5A=55mm中間軸：d=46中部直徑⑵軸的長度：軸的最大直徑和支承間距離 L的比值:中間軸d/L=0.17對(duì)第二軸d/L=0.2軸的具體尺寸，根據(jù)空間布置來最后確定。第4章同步器參數(shù)的確定本同步器是鎖銷式同步器，它工作可靠，零件耐用，承載力適合于中型貨車，它能實(shí)現(xiàn)快速和無沖擊換擋，鎖銷式同步器在結(jié)構(gòu)上允許采用直徑較大的摩擦錐面 ，因此摩擦錐面間可產(chǎn)生較大的摩擦力矩，縮短了同步時(shí)間。慣性式同步器的工作原理同步器換檔過程有三個(gè)階段組成。第一個(gè)階段：同步器離開中間位置，做軸向移動(dòng)并靠在摩擦面上。第二個(gè)階段：來自手柄傳至換檔撥叉并作用在滑動(dòng)齒套上的力 F,經(jīng)過鎖止組件又作用到摩擦面上。第三個(gè)階段： 摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止組件上，使之接觸鎖止?fàn)顟B(tài)，此時(shí)滑動(dòng)齒套和鎖止銷上的斜面相對(duì)移動(dòng)， 從而使滑動(dòng)齒套占據(jù)了換檔位置。同步器理論分析由于變速器輸出軸所連的是整車， 具有相當(dāng)大的慣量，這意味著在換檔的瞬間輸出端轉(zhuǎn)速保持不變，而輸入端靠摩擦作用達(dá)到與輸出端同步。 輸入端慣性質(zhì)量的運(yùn)動(dòng)方程 通過積分等一些數(shù)學(xué)公式代換，最后可以得到其中一同步時(shí)間（S）；----發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，當(dāng)?shù)蜋n換入高檔取 3200rpm,其它時(shí)候取2000rpmFa----摩擦面所受的軸向力（N）；f____同步器摩擦錐面摩擦系數(shù)；!R----摩擦錐面的半錐角和平均半徑 （m）。推薦⑴ ” 赴小「節(jié)操力和Tf五興?I】Z取棄農(nóng)小時(shí)?肖LU：於度控制不好會(huì)有粘著和咬住現(xiàn)象；（2） 摩擦系數(shù)f隨摩擦副材料等因素改變，一般在油中工作的青銅一鋼同步器摩擦副，按f=0.1計(jì)算。（3） 戎「丁億I」］=26同步時(shí)間和軸向推力的推薦值：和 F G—農(nóng)1*1咸陽的可變-耳數(shù)、.赧汁屯情加當(dāng)然是在最短的同步時(shí)間內(nèi)用最小的軸向推力換上檔， 并且能保證在同步時(shí)間之前不能換上檔。為使換檔輕便Ff亡不宅過人一股也100 鵝1：；|卩—發(fā)1時(shí)屈空節(jié)￡1.0s以內(nèi)，貨車掛高檔時(shí)0.3 0.8s，掛低檔時(shí)取1s。自鎖條件：其中R,分別為摩擦錐面及鎖止面的平均半徑。轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算1.基本知識(shí)：（1）由于輸入端零件多為回轉(zhuǎn)體，慣量計(jì)算公式 J=mr2;（2） 將a軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Ja轉(zhuǎn)換為b軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Jb時(shí)，存在如下關(guān)系：其中，Za是a軸（即被轉(zhuǎn)換軸）的齒輪齒數(shù)；Zb是b軸(即轉(zhuǎn)換置其上的軸)的齒輪齒數(shù)；齒輪和軸的密度取p=7.9*1000kg/m32?換入直接檔，輸入端總的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(1)離合器叢動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為Jr=J1n+Jzn?()J1n: 第一軸及離合器從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，其值為 0.02kgmz1 :第一軸常嚙合傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)，其值為 27z2: 中間軸常嚙合傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)，其值為 43Jzn:中間軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和；貨車掛入高檔時(shí)同步時(shí)間 tT控制在0.3?0.8s，掛低檔時(shí)取1,所以均合格!其它各檔之間的換檔同步時(shí)間校核略。第5章相關(guān)參數(shù)校核齒輪強(qiáng)度校核齒輪損壞的原因及形式齒輪在嚙合過程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，過渡圓角處又有應(yīng)力集中，故當(dāng)齒輪受到足夠大的載荷作用，其根部的彎曲應(yīng)力超過材料的許用應(yīng)力時(shí)， 輪齒就會(huì)斷裂。這種由于強(qiáng)度不夠而產(chǎn)生的斷裂，其斷面為一次性斷裂所呈現(xiàn)的粗粒狀表面。 在汽車變速器中這種破壞情況很少發(fā)生。而常見的斷裂則是由于在重復(fù)載荷作用下使齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫而逐漸擴(kuò)展到一定深度后產(chǎn)生的折斷， 其破壞斷面在疲勞裂縫部分呈光滑表面， 而突然斷裂部分呈粗粒表面。 變速器低檔小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少、 齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。齒面點(diǎn)蝕是常用的高檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。 齒面長期在脈動(dòng)的接觸應(yīng)力作用下，會(huì)逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。 嚙合時(shí)由于齒面的相互擠壓， 使充滿了潤滑油的裂縫處油壓增高，導(dǎo)致裂縫的擴(kuò)展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面上形成大量的扇開小麻點(diǎn)，即所謂點(diǎn)蝕。點(diǎn)蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動(dòng)載荷， 甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒處的點(diǎn)蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點(diǎn)蝕嚴(yán)重；主動(dòng)小齒輪較被動(dòng)大齒輪嚴(yán)重。對(duì)于高速重載齒輪，由于齒面相對(duì)滑動(dòng)速度高、接觸壓力大且接觸區(qū)產(chǎn)生高溫而使齒面間的潤滑油膜破壞，使齒面直接接觸。在局部高溫、高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動(dòng)方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱為齒面膠合。 在一般的汽車變速器中，產(chǎn)生膠合損壞的情況較少。增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時(shí)嚙合的輪齒對(duì)數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質(zhì)材料等， 都是提高輪齒彎曲強(qiáng)度的措施。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應(yīng)力，提高齒面硬度等，可提高齒面的接觸強(qiáng)度。采用黏度大、而高溫、而高壓的潤滑油，提高油膜強(qiáng)度，提高齒面硬度，選擇適當(dāng)?shù)凝X面表面處理和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。齒輪的強(qiáng)度需經(jīng)對(duì)輪齒應(yīng)力的計(jì)算來檢驗(yàn)齒輪彎曲強(qiáng)度校核(1)直齒輪彎曲應(yīng)力：式中----計(jì)算載荷，；---- 應(yīng)力集中影響系數(shù)， 因主、被動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)處的摩擦力方向不同， 故對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪取，被動(dòng)齒輪??；z---- 齒輪齒數(shù)；---- 齒寬系數(shù)，對(duì)直齒輪??；y---- 齒形系數(shù)(見下頁圖)；---- 齒輪彎曲應(yīng)力，Mpa當(dāng)時(shí)，直尺的許用應(yīng)力為；m---- 齒輪模數(shù)。(2)斜齒輪彎曲應(yīng)力式中----計(jì)算載荷，；--- 應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取 1.65;----- 斜齒輪螺旋角；Z 齒輪齒數(shù)；---- 齒寬系數(shù)，對(duì)斜齒輪取 7.0~8.6；y—— 齒形系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)由圖查得；---- 輪齒彎曲應(yīng)力，Mpa對(duì)貨車斜齒輪取[]=400~800Mpa；m 斜齒輪法向模數(shù)。直齒輪的彎曲應(yīng)力為：—圓周力（N）Tg—計(jì)算載荷（取TemaX；d—節(jié)圓直徑；—應(yīng)力集中系數(shù)，取1.65；—摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 1.1，從動(dòng)輪取0.9；b—齒寬；t—端面齒距，；y—齒形系數(shù)斜齒輪的彎曲應(yīng)力為：—圓周力（N）；Tg—計(jì)算載荷（取TemaX；—應(yīng)力集中系數(shù)，取1.5；-重合度影響系數(shù) ；t—法向齒距，；計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 Temax時(shí),對(duì)貨車常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應(yīng)力在100--250N/mm范圍。齒輪彎曲強(qiáng)度校核結(jié)果列表：mZby許用值（mpa）91.650.9540300.138104.7400~800101.651.1513300.140426.9111.650.9522300.150192.6121.650.9522300.138104.711.652420300.117288.731.52427300.145113.5100~25051.52433300.15870.561.52430300.143135.181.52422300.16161.6齒輪接觸強(qiáng)度校核：輪齒的接觸應(yīng)力可按下式計(jì)算（Tj=式中，c為輪齒的接觸應(yīng)力（N/mm）;F為齒面上的法向力（N）,F=F/（cosacos3）；F1為圓周力（N）,Fi=2Tg/d;Tg為計(jì)算載荷（Nmm）,按；d為節(jié)圓直徑（mm）;a為節(jié)點(diǎn)處壓力角（o）,3為齒輪螺旋角（o）;E為齒輪材料的彈性模量（N/mm2）,E=210000;b為齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）,斜齒輪用表示；pz、pb為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 （mm）,直齒輪：pz=rzsin2a,pb=rbsina，斜齒輪： pz=（rzsina）/cos3,pb=（rbsina）/cos23;rz、rb為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（ mr）變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力（tj/MFa）齒輪滲碳齒輪氰化齒輪一擋和倒擋1900?2000950?1000常嚙合齒輪和高擋1300?1400650?700i.校核一擋齒輪發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為250Nm,即則法向力實(shí)際接觸寬度b=30mm曲率半徑ii.同理算得倒擋為293.5常嚙合檔為189.3MFa,五檔為342.5MFa由上表可知，變速器所有齒輪的接觸強(qiáng)度均滿足要求。5.2軸和軸承的校核變速器軸的校核計(jì)算公式：表4-1、支承力計(jì)算軸支點(diǎn)水平面內(nèi)支反力垂直面內(nèi)支反力二軸中間軸一軸若計(jì)算結(jié)果為正數(shù)，表示實(shí)際力的方向與圖示方向相同， 若結(jié)果為負(fù)數(shù)，表示實(shí)際力的方向與圖示方向相反。軸的剛度校核變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。變速器的軸要有足夠的剛度和強(qiáng)度。 因?yàn)閯偠炔蛔愕妮S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形， 破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲均有不利的影響。所以設(shè)計(jì)變速器的軸時(shí)，其剛度的大小應(yīng)以保證齒輪能實(shí)現(xiàn)正確的嚙合為前提條件。對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直平面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。 前者使齒輪的中心距發(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(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)的反作用力，必須先求第二軸的支反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化， 所以應(yīng)對(duì)每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。 驗(yàn)算時(shí)把軸看作鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取 Temax,軸的撓度和轉(zhuǎn)角計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。 第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大。故可不必計(jì)算。變速器軸的撓度f和轉(zhuǎn)角9可按以下公式計(jì)算：式中：Fi――齒輪齒寬中間平面上的圓周力，TOC\o"1-5"\h\zF 2――齒輪齒寬中間平面上的徑向力 ，a、b 齒輪上作用力距支座的距離， mmL 支座間距離， mmE彈性模量，對(duì)于鋼， E=2.1x105N/mrnd 軸的直徑，花鍵處取平均直徑，伽I 慣性矩，1=nd4/64,mm4軸的總撓度f不大于0.2mm,軸在水平面和垂直面內(nèi)的撓度的允許值為： fc=0.050.1mm,fs=0.1?0.15mm,f0.2mm。相嚙合齒輪的轉(zhuǎn)角不應(yīng)大于 0.002rad。齒輪參數(shù)：L=300mm a=253mmb=30mmd=80mm=20Z2=43m=4mmmmF1=I..二軸一擋齒輪處剛度校核:fc=0.007mmfs=0.003mmII.中間軸一擋齒輪處剛度校核：fc=0.005mmfs=0.002mm由上述計(jì)算可以得出軸的剛度滿足要求。2.軸的強(qiáng)度校核第二軸強(qiáng)度校核由于該軸無彎矩，齒輪作用點(diǎn)與滾針軸承力作用點(diǎn)在一條直線上，而實(shí)際情況并非如此，但彎矩也極小可以忽略不計(jì)，只須計(jì)算剪應(yīng)力由第二強(qiáng)度理論取安全系數(shù)n=2中間軸強(qiáng)度校核圓周力徑向力垂直面內(nèi)的最大彎矩水平面內(nèi)由彎矩引起的應(yīng)力扭矩引起的剪應(yīng)力由第二強(qiáng)度理論因?yàn)?，所以軸的強(qiáng)度滿足要求。軸承的校核本變速器第II軸支撐軸承為深溝球軸承 16010,第II軸在第I軸常嚙合齒輪上的支撐軸承是角接觸軸承7011C,中間軸軸承為30207圓錐滾子軸承。第II軸與齒輪間的滾針軸承，未掛擋時(shí)滾針與內(nèi)外滾道間有相對(duì)轉(zhuǎn)速差，但是滾針僅承受使齒輪滑動(dòng)的摩擦力矩和慣性力矩，載荷極小。 掛擋后，滾針、軸及齒輪一同轉(zhuǎn)動(dòng)而無轉(zhuǎn)速差，滾針僅僅承受徑向載荷。 由于經(jīng)常換檔，每檔連續(xù)工作時(shí)間不長，故極少有表面點(diǎn)蝕損壞，多由于間隙不當(dāng)或者潤滑不良而卡住或燒壞。鍵的校核花鍵的主要實(shí)效形式是工作表面被壓潰（靜聯(lián)接）或者工作面過度磨損（動(dòng)聯(lián)接） 。在變速器二軸上的花鍵都是靜聯(lián)接，主要是校核擠壓應(yīng)力。其中d 齒側(cè)面工作擠壓應(yīng)力， N/mnmM傳遞扭矩（按照發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩計(jì)算） ，NmrpL ――鍵的工作長度mmh 鍵的工作高度mmd 2 鍵的平均直徑mmk ——不均勻系數(shù)；z ――花鍵齒數(shù)因?yàn)楸咀兯倨髦械膬蓚€(gè)同步器 a、b結(jié)構(gòu)尺寸完全相同，由于a所受轉(zhuǎn)矩較大，因而只要對(duì)同步器a與II軸聯(lián)結(jié)的花鍵進(jìn)行校核。對(duì)于同步器a,=60.2N/mm2其中許用應(yīng)力為80?120Mpa,同步器a、b的擠壓應(yīng)力遠(yuǎn)小于許用應(yīng)力， 故其都含合格。第6章工藝性與經(jīng)濟(jì)性分析工藝性與經(jīng)濟(jì)性特點(diǎn)本變速箱為五檔變速器，有五個(gè)前進(jìn)檔，一個(gè)倒檔。在工藝上采取了以下幾個(gè)特點(diǎn)：變速箱殼體為對(duì)分式，操縱機(jī)構(gòu)布置在殼體側(cè)面，使變速箱高度降低，使其剛度增大，重心降低，便于車輛變型。變速箱結(jié)構(gòu)緊湊，空間尺寸小。各檔齒輪的模數(shù)和螺旋角盡量相同，減少刀具的數(shù)量，便于加工。同步器a、b尺寸參數(shù)相同，這樣既減少了加工設(shè)備，又可以廣泛的通用，減少零件數(shù)量。變速箱中間軸支撐在兩個(gè)圓錐滾子軸承上，其直徑小，容量大，對(duì)中性好，承載能力高，軸承壽命長。采用遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)固定在車架邊梁上，連接件少且間隙小，受汽車振動(dòng)影響小，有足夠的剛性和明顯的換檔手感。殼體加工時(shí)，應(yīng)前后箱體配合加工（有兩個(gè)定位銷） ，以保證中間軸兩個(gè)軸承孔以及一二軸軸承孔的通軸度，同時(shí)也保證換檔操縱機(jī)構(gòu)殼體上用于裝配三根撥叉軸的孔的精度。加工各軸承孔時(shí)，應(yīng)以第二軸與第一軸軸承孔為基準(zhǔn)，加工中間軸與倒檔軸的軸承孔，這樣能保證主要的輸入輸出中心線的精確定位要求和變速箱軸裝配要求。中間軸做成齒輪軸形式，雖然提高了強(qiáng)度，省去了安裝工序，但加工不是很經(jīng)濟(jì) 。典型零件的加工工藝汽車變速器中的典型零件有斜齒圓柱齒輪，撥叉，花鍵，箱體以及軸類零件。以斜齒圓柱齒輪為例論述一下具體的加工工藝。 汽車齒輪加工主要有成型法和展成法。 其中，展成法應(yīng)用較多。它又分為滾齒，插齒，剃齒，磨齒，研齒等。滾齒與插齒相比：周節(jié)累計(jì)誤差和公法線長度變動(dòng)誤差小， 但是齒形精度和齒面粗糙度不如插齒一一這可以通過后續(xù)精加工來補(bǔ)償。生產(chǎn)率比插齒約高1.5到2倍。因此，汽車齒輪的粗加工一般都采用滾齒。剃齒主要應(yīng)用于把齒輪剃成鼓齒形，這樣可以克服齒輪由于裝配誤差和載荷作用的影響，齒面接觸可能偏向一邊，造成磨損不均勻，最后失效。參考文獻(xiàn)1.王望予主編，汽車設(shè)計(jì)（第四版），北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2003.122.余志生主編，汽車?yán)碚摚ǖ谖灏妫本簷C(jī)械工業(yè)出版社,2009.33.劉惟信主編，汽車設(shè)計(jì)，北京：清華大學(xué)出版社，