PAGE34 第一章緒論1.1選題的目的和意義汽車變速器是汽車傳動系的重要組成部分。由于汽油機額定轉矩對應的速度范圍很小,而復雜的使用條件則要求汽車的驅動力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化，因此要用齒輪傳動來適應駕駛時車速的變化。變速器是傳動系的主要部件,它的性能對整車的動力性、燃油經(jīng)濟性以及乘坐舒適性等方面都有十分重要的影響。手動機械變速器可以完全遵從駕駛者的意志，且結構簡單、傳動效率高、故障率相對較低、經(jīng)濟性好、環(huán)保性強、物美價廉,因此在市場上仍占有一席之地，開發(fā)手動機械變速器也適應當代世界經(jīng)濟的發(fā)展和需要。隨著科技的高速發(fā)展，節(jié)能與環(huán)境保護、應用新型材料、高性能及低成本都可將作為汽車新型變速器的研究方向。1.2變速器發(fā)展和國內(nèi)外研究現(xiàn)狀在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）、雙離合變速器（DCT）五種型式。它們各有優(yōu)缺點：MT的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟性娛樂性強，但對駕駛技術要求高；AT的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單、舒適性好、元器件可靠性高；AMT具備前兩者的優(yōu)點，但在換擋時會有短暫的中斷，舒適性差一些；CVT結構簡單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷；DCT結合了手動變速器的燃油經(jīng)濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術。在我國，據(jù)調(diào)查2007年手動變速器的市場比重為74%，占據(jù)較大的市場份額。從2002到2007年間自動檔變速器市場占有率從9%增長到26%，GlobalInsight公司預計到2012年自動檔變速器將占據(jù)33%的份額，而乘用車市場自動檔所占的比例可能達到44%。從2002-2006年間，女性用戶從20.3%增長到30.9%，而自動檔變速器使用方便特點深受女性用戶群的喜愛。另外在消費者調(diào)查中最受關注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動檔的變速器。在中國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。同時手動檔變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。世界最大的手動變速器制造商德國ZF公司預測說，到2012年北美市場出售的汽車中將只有6%是手動擋，歐洲與美國的情況不同，有機構預測，到2013年歐洲有52%的汽車還是手動擋，配備自動手動的變速器將只有10%,配備無級變速器的將占2%,配備雙離合變速器的將占16%，歐洲人崇尚節(jié)能環(huán)保，喜歡開小型車，更青睞手動變速器的經(jīng)濟燃油性。而在日本變速器市場，CVT的市場占據(jù)絕對優(yōu)勢。1.3變速器設計的要求保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性;設置不同檔位,滿足用來調(diào)整與切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸并使汽車能倒退行駛;工作可靠,汽車行駛過程中,變速器不得有跳檔、亂檔,以及換檔沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn);工作效率高,噪聲小;結構簡單、方案合理;在滿載及沖擊載荷條件下,使用壽命長。1.4研究的基本內(nèi)容本次設計的具體內(nèi)容是結合設計要求，在保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性的前提下，利用所選定的發(fā)動機參數(shù)，完成變速器結構布置和設計。需要解決的主要問題包括：使變速器能有效的防止脫檔，跳檔，亂擋并方便掛檔；減小噪音并盡量能達到輕量化、高承載、低噪聲、換檔操縱性好和經(jīng)濟實用性；使變速器具有良好的動力性與經(jīng)濟性，換擋迅速、省力、方便；變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。第二章變速器傳動機構布置方案2.1傳動機構布置方案分析變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類，而前者又分為兩軸式，中間軸式和多軸式變速器[4]。2.1.1兩軸式和中間軸式變速器現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用三軸式變速器，而發(fā)動機前置前輪驅動的轎車，若變速器傳動比小，則常用兩軸式變速器。在設計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個方面：結構工藝性兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體。當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪；而發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。2、變速器的徑向尺寸兩軸式變速器輸出軸的前進擋均為一對齒輪副，而中間軸式變速器則有兩對齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。3、變速器齒輪的壽命兩軸式變速器的低檔齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多。因此，小齒輪的壽命比大齒輪的短。中間軸式變速器的各前進擋均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因而壽命較接近。在直接擋時，齒輪只空轉，不影響齒輪壽命。4、變速器的傳動效率兩軸式變速器雖然有等于1的傳動比，但仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。而中間軸式變速器可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接擋，因而傳動效率較高，磨損小，噪聲也較小。轎車尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，而中、重型載重汽車則采用中間軸式變速器。2.1.2多中間軸結構當變速器安裝在轉矩高于1200～1300N·m的大功率柴油即時，其齒輪軸和軸承都要承受很大的載荷。為防止過早被破壞，所以才采用多中間軸式[5]。2.1.3倒擋的形式和布置方案圖2.1倒檔傳動方案圖2.4為常見的倒擋布置方案。圖2.4（b）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2.1（c）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2.1（d）所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2.1（c）所示方案。圖2.1（e）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2.4(f)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2.1(g)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。本設計采用圖2.1(f)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檔與倒擋，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，然后按照從低檔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。2.2零、部件布置方案分析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、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，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。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋[6]。2.2.2換擋的結構形式如圖2.2所示，變速器換擋機構形式分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種。（a）滑動齒輪換擋（b）嚙合套換擋（c）同步器換擋圖2.2換擋機構形式1、滑動齒輪換擋通常采用滑動直齒輪換擋，也有采用斜齒輪換擋的?；瑒又饼X輪換擋的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換擋時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，所以這種換擋方式一般僅用于一擋和倒擋。2、嚙合套換擋用嚙合套換擋，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。用嚙合套換擋，因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，它們都不會過早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操縱技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器的軸向尺寸和旋轉部分的總慣性力矩增大。因此，這種換擋方法目前只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。3、同步器換擋現(xiàn)代大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器能保證迅速，無沖擊，無噪聲換擋，而與操縱技術熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行車安全性。同上述兩種換擋方法相比，雖然它有結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸大。同步環(huán)使用壽命短缺等缺點，但仍然得到廣泛應用。由于同步器的廣泛應用，壽命問題已得到基本解決。如瑞典的薩伯-斯堪尼亞（SAAB-Scania）公司，用球墨鑄鐵制造同步器的關鍵部件，并在其工作表面上鍍上一層鉬，不僅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系數(shù)，這種同步器試驗表明，它的壽命不低于齒輪壽命，法國的貝利埃（Berliet）。德國擇孚（ZF）等公司的同步器均采用了這種工藝。上述三種換擋方案，可同時用在一變速器中的不同擋位上，一般倒擋和一擋采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式；對于常用的高擋位則采用同步器或嚙合套。轎車要求輕便性和縮短換擋時間，因此采用全同步器變速器。2.2.3防止自動脫檔的措施自動脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導致自動脫擋。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：1、將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖2.3所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的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。2、將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.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，從而阻止自動脫擋，如圖2.4所示。3、將接合齒的工作面設計并加工成斜面，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，應用較多。將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。圖2.3防止倒擋的措施Ⅰ圖2.4防止倒擋的措施Ⅱ圖2.5防止倒擋的措施Ⅲ2.2.4軸承形式過去，變速器軸的支承廣泛采用滾珠軸承、滾柱軸承和滾針軸承，近年來，變速器的設計趨勢是增大其傳遞功率與質量之比，并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述軸承形式已不能滿足對變速器可靠性和壽命提出的要求，故使用圓錐滾柱軸承的增多。其主要優(yōu)點如下：滾錐軸承的接觸線長，如果錐角和配合選擇合適，可提高軸和齒輪沿縱向平面分開或沿中心線所在平面分開，這樣可使裝拆和調(diào)整軸承方便。由于上述特點，滾錐軸承已在歐洲一些轎車、貨車和重型貨車變速器上得到應用。2.2.5組合式變速器近年來，增加汽車變速器的擋位，是一個重要的發(fā)展趨勢，這與許多因素有關，如載貨汽車上更多地使用柴油發(fā)動機，平均車速和汽車總質量增加，以及要求降低燃料耗量等。本次設計初步選擇的齒輪形式是前進擋皆為斜齒圓柱齒輪，倒擋為直齒圓柱齒輪，采用全同步器式換擋形式，軸承選取深溝球軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。2.3本章小結本章對變速器傳動機構的布置方案和零、部件結構方案進行了系統(tǒng)的分析，并給出了此次設計的具體方案，即設計兩軸式變速器，倒擋布置方案如圖2.1（a）所示，前進擋皆為斜齒圓柱齒輪，倒擋為直齒圓柱齒輪，采用全同步器式換擋形式，軸承選取深溝球軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。第三章變速器齒輪的設計與校核設計要求：采用兩軸式機械式變速器。1.傳動比為3～4.5；2.中心距60～80mm；3.擋數(shù)為4。根據(jù)要求，兩軸式機械式變速器四檔的車多為發(fā)動機前置的轎車。本設計選的乘用車為轎車。轎車汽油機的np大多為4000～6000r/min，轉矩適應系數(shù)a=Temax/Tp，a值大則換擋次數(shù)可減少，從而油耗也可降低。汽油機的a值多為1.2～1.35，但近年來汽油機高速化結果使其轉矩適應系數(shù)a值也有所下降，有的低至1.1左右。車用柴油機的a值多為1.1～1.25（帶校正器時）和1.05～1.10（不帶校正器時）當發(fā)動機的最大功率Pemax及相應轉速np確定后，可按下式求發(fā)動機的最大轉矩Temax（單位Nm）Temax=aTp=7019aPemax/np式中a——發(fā)動機的轉矩適應系數(shù)；Tp——最大功率時的轉矩，N·mPemax——最大功率，kWnp——最大功率的相應轉速，r/min發(fā)動機最大轉矩的相應轉速nT的選擇原則，是使nT與np保持適當關系。因為nT過于接近nP，則會使直接檔最低穩(wěn)定車速偏高，導致在通過繁忙的交叉路口時換檔次數(shù)變多，甚至需要增多變速器的檔位數(shù)。因此，成為轉速適應系數(shù)的np與nT之比不宜小于1.4，通常np/nT=1.4～2.0，并由發(fā)動機設計保證。發(fā)動機適應性系數(shù)Φ上述的轉矩適應系數(shù)a與轉速適應系數(shù)np/nT之乘積，能表明發(fā)動機適應汽車行駛工況的程度，稱為發(fā)動機適應性系數(shù)，并表達Φ=a·np/nT=Temax/Tp·np/nTΦ值愈大，則發(fā)動機的適應性愈好。采用Φ值大的發(fā)動機可減少換檔次數(shù)，減輕司機的疲勞，減小傳動系的磨損和降低油耗?，F(xiàn)代發(fā)動機的適應性系數(shù)值對汽油機Φ=1.4～2.4；對柴油機Φ=1.6～2.6.根據(jù)查找資料，轎車一般總質量在1.7～1.9t之間。整備質量1～1.3t之間。車輪滾動半徑0.3m左右。根據(jù)以上內(nèi)容，自行選擇設計參數(shù)為依據(jù)，所選參數(shù)全部符合要求。某車參數(shù)如下：發(fā)動機最大功率Pemax97kw發(fā)動機最大轉矩Temax170N·m最大功率時轉速np5200r/min最大轉矩時轉速nT3200r/min最高車速Umax160km/h汽車總質量ma1820kg變速器形式手動四檔汽車整備質量m01350kg主減速器傳動比i04.15車輪半徑rr0.3m1、檔數(shù)的確定近年來，為了降低油耗，變速器的檔位有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔，發(fā)動機排量小的可選用4個檔。本設計采用4個檔。2、傳動比范圍的確定選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。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，其他商用車更大。3.1變速器各檔傳動比的確定1、變速器最高傳動比的確定汽車爬陡坡時車速不高，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。故有（3.1）則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為（3.2）已知：m=1820kg；；；r=0.3m；N·m；；g=9.8N/kg；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.2）式：滿足不產(chǎn)生滑轉條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產(chǎn)生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下：（3.3）求得的變速器I檔傳動比為：（3.4）已知：m0=1350kg，N·m，，g=9.8N/kg；，g=9.8N/kg；取0.6，rr=0.3m。根據(jù)公式（3.4）可得：ig13.55，綜上所述，ig1初選3.5。由已知式中：m——汽車總質量；m0——汽車整備質量g——重力加速度；rr——驅動輪的滾動半徑；Temax——發(fā)動機最大轉矩；i0——主減速比；ηt——汽車傳動系的傳動效率?！缆返母街禂?shù)，計算時可取0.5~0.6之間。G2——汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷，G2=m0g——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）2、變速器各檔傳動比的確定發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系為（3.5）式中：——汽車行駛速度，=160km/h;n——發(fā)動機轉速，n=5200r/min;——變速器傳動比，最高檔傳動比為，最低檔傳動比為；——主減速器傳動比。（3.6）計算得。中間檔的傳動比理論上按公比為q的等比數(shù)列分配：（3.7）實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：=1.58。計算的各檔傳動比為：2=2.213=1.403、中心距A的確定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(jù)下述經(jīng)驗公式計算（3.8）式中：——中心距系數(shù)。對轎車，=8.9～9.3；對貨車，=8.6～9.6?！l(fā)動機最大轉矩?！兯倨饕粰n傳動比。——變速器的傳動效率，取0.96。計算得：A=73.84～77.16mm 取A=77mm4、軸向尺寸的確定變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸(3.0～3.4)A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關：四檔(2.2～2.7)A五檔(2.7～3.0)A六檔(3.2～3.5)A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)KA應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。本次設計為轎車四檔變速器，其殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A=213～241.4mm變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。3.2齒輪參數(shù)的確定變速器四個前進擋采用斜齒圓柱輪，倒檔采用直齒圓柱齒輪。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。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3.1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/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14.0＞14.0模數(shù)/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.00表3.2汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（mm）一系列1.0002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50—所有齒輪的模數(shù)定為2.5mm。2、壓力角的選取壓力角較小時，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。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為200，所以在本設計中變速器齒輪壓力角定為。3、螺旋角的確定斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。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。斜齒輪傳遞轉矩時，為使工藝簡便，可將螺旋角設計成一樣的，中間軸上全部齒輪的螺旋方向應一律取為右旋。兩軸式變速器為200250中間軸式變速器為；貨車變速器：；所以初選斜齒輪螺旋角。4、齒寬的確定齒輪寬度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(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：直齒b=(4.5~8.0)m，mm斜齒b=(6.0~8.5)m，mm5、齒頂高系數(shù)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。6、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(nèi)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(nèi)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(nèi)選用。要求齒輪制造精度不低于7級。國內(nèi)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。3.3各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。1、2——一檔齒輪，3、4——二檔齒輪，5、6——三檔齒輪7、8——四檔齒輪，9、10、11——倒檔齒輪。圖3.1傳動方案本設計變速器四個前進擋采用斜齒圓柱輪，倒檔采用直齒圓柱齒輪。（1）直齒=（2）斜齒=1、確定一檔齒輪的齒數(shù)和傳動比一檔傳動比為：取整58，轎車可在之間取，取，則。對中心距A進行修正取整得，為標準中心距。，，帶入上公式得：2、確定二檔齒輪的齒數(shù)和傳動比取整，取則有帶入公式得：。3、確定三檔齒輪的齒數(shù)和傳動比取整，取，4、確定四檔齒輪的齒數(shù)和傳動比取整，取，5、確定倒檔齒輪的齒數(shù)和傳動比倒檔采用直齒圓柱齒輪，且傳動比與一檔相近，取其為3.2則有：試取：，則有：倒檔齒輪的齒數(shù)一般在之間，取。則二軸與倒檔軸的中心距有：3.4變位系數(shù)的確定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(jù)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?？傋兾幌禂?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(chǎn)生的削弱強度的因素有所抵消。根據(jù)上述理由，為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。一般情況下，最高擋和一軸齒輪副的可以選為－0.2～0.2。隨著擋位的降低，值應該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值，以便獲得高強度齒輪副。一擋齒輪的值可以選用1.0以上。圖3.2選擇變位系數(shù)線圖嚙合角：計算得：查圖得：，，同理計算得：，，，3.5齒輪尺寸的確定本次設計所有齒輪的幾何尺寸如下所示。表3.3直齒圓柱齒輪的幾何尺寸(mm)齒數(shù)134123模數(shù)變位系數(shù)0.230.23-0.23分度圓直徑3310358齒頂高3.083.081.93齒根高3.493.494.64齒全高6.566.566.56齒頂圓直徑38.7108.763.7齒根圓直徑25.5395.5350.53中心距80表3.4斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸(mm) 齒數(shù)1345194025343127模數(shù)2.52.5變位系數(shù)0.60.850.420.180000螺旋角25025022.8022.8022.8022.8022.8022.80壓力角200200200200200200200200端面模數(shù)2.662.662.682.682.712.712.762.76分度圓直徑351205111768928674齒頂高3.223.853.052.42.5齒根高2.561.943.013.614.064.064.064.06齒全高5.795.796.065.796.566.566.566.56齒頂圓直徑41.03127.4156.98112.0172.8097.2190.5179.48齒根圓直徑29.46115.8444.8599.8859.6784.0877.8066.35中心距803.6齒輪的校核1、齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。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，輪齒相互嚙合，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檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。2、齒輪材料的選擇原則齒輪材料的選擇原則是：（1）滿足工作條件的要求；（2）合理選擇材料匹配；（3）考慮加工工藝及熱處理工藝。齒輪的強度計算與校核將各花鍵處的數(shù)值帶入公式（4.18）可得：一軸花鍵處：<70合格二軸花鍵處：合格花鍵的擠壓應力滿足。4.3軸承的校核1、一軸軸承校核由工作條件和軸徑初選一軸軸承型號為：30304、30305.查手冊可得：30304：；；；；。30305：；；；；。軸承的基本核定壽命：（4.19）——軸的轉速；——溫度系數(shù)；——基本額定動載荷；——當量動載荷，；——壽命指數(shù)，。由：——時的軸向系數(shù)；則有：，軸承30304：由，則有，。將所得數(shù)值帶入公式（4.19），合格軸承30305：由，則有，將所得數(shù)值帶入公式（4.19），合格2、二軸軸承的校核二軸左端采用深溝球軸承6405，右端采用雙列圓錐滾子軸承352208E。（1）深溝球軸承：，，，，，，y=1.38則有：。將所得數(shù)值帶入公式（6.19），合格（2）雙列圓錐滾子軸承：，，，，當時，當時，將所得數(shù)值帶入公式（6.19），合格。4.4本章小結本章對變速器軸進行了詳細的設計，同時對變速器軸在不同檔位工作時的剛度、強度進行了系統(tǒng)的校核，保證變速器在工作時軸能在許用應力、轉角、剛度等條件范圍內(nèi)，并對花鍵軸擠壓應力進行了校核。對變速器軸承進行了選取以及軸承的校核，使選取的軸承能在規(guī)定的使用范圍內(nèi)工作，同時應滿足在規(guī)定的使用壽命內(nèi)無故障。第五章變速器同步器及操縱機構的設計5.1同步器設計5.1.1同步器的功用及分類目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面產(chǎn)生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時間內(nèi)達到同步狀態(tài)。同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件?？紤]到本設計為轎車變速器，故選用鎖環(huán)式同步器。5.1.2慣性式同步器慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。1、鎖環(huán)式同步器（1）鎖環(huán)式同步器結構如圖5.1所示，鎖環(huán)式同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。在不換檔的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的餓尺寸要比滑塊寬一個接合齒[21]。（2）鎖環(huán)式同步器工作原理換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)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，并由滑塊予以確定。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖5.2a），使嚙合套的移動受阻，同步器處于鎖止狀態(tài)。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖5.2b），完成同步換檔。1、4-鎖環(huán)（同步環(huán)）2-滑塊3-彈簧圈5、8-齒輪6-嚙合套座7-嚙合套圖5.1鎖環(huán)式同步器(a)同步器鎖止位置(b)同步器換檔位置1-鎖環(huán)2-嚙合套3-嚙合套上的接合套4-滑塊圖5.2鎖環(huán)式同步器的工作原理鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結構布置上的限制，轉矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質量不大的貨車變速器中。2、同步環(huán)主要參數(shù)的確定(1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖7.3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖5.3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。(2)錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan。一般=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設計中采用的錐角均為取7°。圖5.3同步器螺紋槽形式(3)摩擦錐面平均半徑RR設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。本次設計中采用的R為50～60mm。（4)錐面工作長度b縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據(jù)下式計算確定（5.1）設計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。（5）同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。本設計中同步器徑向寬度取10.5mm。（6）鎖止角鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26°～46°范圍內(nèi)變化。本次設計鎖止角取。（7）同步時間t同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好EQ。除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬范圍內(nèi)選?。簩I車變速器高檔取0.15～0.30s，低檔取0.50～0.80s；對貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。5.2操縱機構的設計設計變速器操縱機構時，應滿足以下要求：1、換檔時只允許掛一個檔。這通?？炕ユi裝置來保證，其結構型式有如圖5.4所示。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-撥叉軸圖5.4變速器自鎖與互鎖結構2、在掛檔的過程中，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5.4所示。圖中互鎖裝置由互鎖鋼球4和互鎖銷5組成，每根撥叉軸在朝向互鎖鋼球的側表面上都制出一個深度相等的凹槽，任一撥叉軸處于空擋，其側面凹槽都正好對準互鎖鋼球4，兩個互鎖鋼球直徑之和正好等于相鄰兩軸之間的距離減去軸的直徑，再加上一個凹槽的深度。中間撥叉軸上的兩個凹槽之間有孔相通，空中有一根可以移動的互鎖銷5，銷的長度等于撥叉軸的直徑減去一個凹槽的深度。5.3本章小結本章主要是同步器及操縱機構的工作原理的介紹，選擇與本設計相適應的同步器和操縱機構，確定使用鎖環(huán)式同步器。同時對同步器主要參數(shù)進行確定，使同步器能夠滿足本設計的需要。結論本文是根據(jù)一些主要技術參數(shù)來設計一臺二軸變速器。在變速器的設計過程中，主要的研究內(nèi)容如下：變速器傳動機構布置方案的確定；變速器主要參數(shù)的選擇；變速器齒輪、軸、軸承的計算和校核；同步器和操縱機構及箱體的設計等。本文就是圍繞著上述主要內(nèi)容展開的。在設計過程中應該注意一些問題：傳動比的布置問題軸與齒輪的配合問題零件與箱體的裝配是否合理變速器設計完成后，必須要滿足汽車的使用要求，同時要有很好的加工工藝性，滿足造價低廉、使用壽命長的特點。在本次設計過程中，由于缺少實際的工作經(jīng)驗，設計過程只是根據(jù)一般步驟完成的，具體的細節(jié)部分考慮不周，這些原因都造成了所設計的變速器離實際應用還有很大的距離，需要自己在以后的學習和工作中不斷提高?？偨Y此次畢業(yè)設計，我受益匪淺，首先是變速器相關零部件設計與選用以及繪圖方面我的進步很大，可以獨立設計變速器相關的部件了。其次，從趙晨光老師的指導過程中我學到了她對工作的認真負責的精神，為我以后的工作打下良好的基礎。參考文獻[1]劉惟信.汽車設計[M].北京.清華大學出版社.2001.[2]王望予.汽車設計[M].北京.機械工業(yè)出版社.2004.[3]常思勤.汽車動力裝置[M].北京.機械工業(yè)出版社.2005.[4]林紹義.一種汽車變速器設計[J].機電技術，2004.1.[5]劉法順.乘用車兩軸式機械變速器的設計[J].交通科技與經(jīng)濟，2008.4.[6]羅春香.汽車變速器設計中速比分配問題的研究[J].西南民族大學學報·自然科學版，2004.30.[7]韋志林.汽車變速器軸承壽命的校核計算[J].廣西工學院學報,2000.6.[8]王之煦,許杏根.簡明機械設計手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,1997.9.[9]嚴倉鋒.變速器后蓋總成軸承裝配技術改造[J].實用技術,2005.12.[10]陳家瑞.汽車構造[M].北京.機械工業(yè)出版社.2005.[11]王少懷.機械設計師手冊[M].北京.電子工業(yè)出版社.2006.[12]殷玉楓.機械設計課程設計[M].北京.機械工業(yè)出版社.2006.[13]于志生.汽車理論[M].北京.機械工業(yè)出版社.2000.[14]向立明.汽車變速器的發(fā)展歷史和未來趨勢[M].公路與運輸.2007.[15]楊可楨程光蘊李仲生.機械設計基礎[M].北京.高等教育出版社.2006.[16]成大先.機械設計手冊[M].北京.化學工業(yè)出版社.2004.[17]王寶璽賈慶祥.汽車制造工藝學[M].北京.機械工業(yè)出版社.2007.[18]王大全.汽車常用數(shù)據(jù)手冊[M].北京.化學工業(yè)出版社.2006.[19]AmirIbrahim,A,QinDation,LiuZhengjun,Acontrolstrategyonstartingupofvehiclewithautomaticmanualtransmission(AMT)[J],Informationtechnology,2005,4(2):140-145[20]SebulkeA.TheTwo-MassFlywheel-atorsionalVibrationDamperForthePowerTrainofPassengerCarsstateoftheArtandFurthertechnicalDevelopment.(SAE870394).SAETransaction.1987(2):89-98致謝畢業(yè)設計是對我們知識運用能力的一次全面的考核，也是對我們進行汽車設計基本功的訓練，培養(yǎng)我們綜合運用所學知識獨立地分析問題和解決問題的能力，為以后工作打下良好的基礎。本次設計能夠順利完成，首先我要感謝我的母?！邶埥こ虒W院，是她為我們提供了學習知識的土壤，使我們在這里茁壯成長；其次我要感謝汽車與交通工程學院的老師們，他們不僅教會我們專業(yè)方面的知識，而且教會我們做人做事的道理；尤其要感謝在本次設計中給與我大力支持和幫助的趙晨光老師，每有問題，老師總是耐心的解答，使我能夠充滿熱情的投入到畢業(yè)設計中去；還要感謝我的同學們，他們熱心的幫助，使我感到了來自兄弟姐妹的情誼；最后還要感謝相關資料的編著者和給予我們支持的社會各界人士，感謝您們?yōu)槲覀兲峁┮粋€良好的環(huán)境，使本次設計圓滿完成。由于經(jīng)驗不足，文中肯定存在缺點和錯誤，懇切地希望老師在答辯過程中提出批評和指導，以便我的理論知識加以提高。附錄：THEFILETRANSMISSIONGEARSELECTIONOFTHEBASICPARAMETERS1,Reasonablechoiceofmodule:Modulusisanimportantgearbasicparameters,thegreaterthemodulus,thegreaterthetooththickness,thebendingstrengthofgearisalsogreater,anditsgreatercarryingcapacity.Insteadmodulussmallertooththicknesswillbethinner,thebendingstrengthofgearwillbesmaller.Thelowprofileofthegear,duetothelowrotationalspeed,torque,andgearoftherelativelylargebendingstress,soneedtochoosealargermoduleinordertoensureitsstrength.Andhigh-speedfilegear,duetothehigh-speed,torquesmallgearbendingstressisrelativelysmall,sotoensurethatthebendingstrengthofgearunderthepremiseofthegeneralselectionofthesmallermodule,sothatgearteethcanbeincreasedinordertoobtainlargerdegreeofoverlap,soastoachievethepurposeofreducingnoise.Inamoderngearboxdesign,thefileselectionmodulegearisdifferent.Forexample,atransmissiongearofafiletothefive-geargearmoduleare:3.5;3;2.75;2.5;2;tochangeoverthepastmodulusormodulusofthesamecannotbethesituationofLatinAmerica.2,areasonableselectionofpressureangle:Whenagearmoduleandsetthenumberofteeth,thegeardiameterisdetermined,andthegeartoothinvolutebasecircledependsonthesize,thesizeofthebasecircleandunderpressureangle.Forthesamepitchcircleofgear,ifitspitchcircleadifferentpressureangle,basecircleisdifferent.Whenthegreaterthepressureangle,thebasecirclediameterofthesmaller,morecurvedinvolute,toothrootofthetoothwillthicken,increasethetoothsurfaceradiusofcurvature,whichcanincreasethetoothbendingstrengthandcontactstrength.Whenreducingthepressureangle,thebasewillbecomelargerdiameter,involutetoothprofilewillchangesomeofthestraight,thinningofthetoothroot,toothsmallerradiusofcurvature,makingthetoothbendingstrengthandcontactintensitywilldecrease,butdecreasewiththepressureangle,toincreasethecontactratiogears,reducingthestiffnessofthetooth,andcanreducetheentryandexitloadatthetimeofengagement,allofwhicharebeneficialtoreducenoise.There-fore,lowprofilegear,oftenlargerpressureangleinordertomeetthestrengthrequirements;andregularuseofhigh-speedfilesmallergearpressureangleinordertomeettherequirementsofitslowernoise.Forexample:agearmodule3,thenumberofteethof30,whenthepressureangleof17.5degreesforthecirculartooththicknessofthebaseto5.341;whenthepressureangleof25degrees,thetooththicknessofthebasecircleto6.716;itsbasecircletoincreasethetooththickness25%,soincreasethepressureangletoincreasetheirflexuralstrength.3,AreasonableselectionofHelixAngle:Comparedwiththestraightgear,helicalgeardrivewithasmooth,coincidencedegree,theimpactissmallandtheadvantagesofsmallnoise.Asaresultofthepresentwithsynchronoustransmission,andtransmissionwillnolongerbeadirectmobilegearmeshingwithanothergear,butwithallthegearsaremeshing,sothat'llbringconveniencetotheuseofhelicalgear,sotobringthegearboxsynchronizerMostoftheuseofhelicalgear.Helicalgearasaresultofthecharacteristicsoftheentiretoothwidthdecisionnottoenterthemeshatthesametimeallbutoneendoffirstgearintothemesh,withthedrivegearalongthetoothwidthdirectionmeshgraduallyuntilalltheteethhavewideaccesstomesh,sotheactualmeshinghelicalgearspurtheregionthanthelarge.Whenthetoothwhenacertainwidth,thecontactratioofhelicalgearwithhelixangleincreases.Carryingcapacityisalsostronger,havebetterstability.Intheory,thebetterhelixangle,butthehelixangleincreases,theaxialforcewillalsoincrease,sothatreducesthetransmissionefficiency.Inthemoderndesignofthegearbox,inordertoensuresmoothgeardrive,lownoiseandlessimpact,all.Filesforgearshouldchoosealargerhelixangle,generallyabout30high-speedgearasaresultofthehigherspeed,forasmooth,lowimpact,lownoise,sotheuseofsmallmodulus,largehelicalangle;andlow-profilegearmoduleusingthelarger,smallerhelixangle.4,Theperspectiveofareasonablemodificationisselected:Withgoodconditionsforthelubricationofthehardenedgearisgenerallybelievedthatthemaindangerisinthecycleunderalternatingstress,thefatiguecrackDedendumgradualexpansionofthetoothrootfracturecausedbythefailure.Failureinthegeartransmissionisapartofthis.Inordertoavoidabrokentooth,shouldbetomaximizethetoothrootbendingstrength,andtheuseischanged,andcanachievethisobjective.Undernormalcircumstances,thegreaterthecoefficient,thesmallervaluestooth,toothbendingstressonthesmaller,thehigherthebendingstrengthofteeth.Inthehardenedgear,thetoothsurfacepittingfailureisoneofthereasonsoff.Increasedengagementangle,canreducetheinter-toothcontactstressandmaximumsliprates,cangreatlyincreasetheabilityofanti-pitting.Andincreasedengagementangle,itmusthaveagearshiftisintroduced,therebyenhancingcontactstrengthoftoothsurfacecanimprovetheflexuralstrengthoftoothroots,soastoenhancetheeffectofthecarryingcapacityofgears.However,forhelicalgeardrive,variablecoefficientistoolarge,andwilltotaltoothlengthofthecontactline,buttoreduceitscarryingcapacity.Atthesametime,thegreaterthecoefficient,asaresultoftoothtotipincreases,thethicknessofthetipwillbesmaller,whichwillaffectthestrengthofthetopteeth.Therefore,inthedesignofamoderngearbox,themajorityofallreasonableuseofgearshiftistheangleinordertomaximizeitsadvantages.Mainlyinthefollowingdesigncriteria:lowprofileforthegearpair,thedrivinggearofthecoefficientshouldbelargerthanthepassivegearshiftcoefficient,andpairofhigh-speedprofile,thedrivinggearofthecoefficientshouldbelessthanpassivecoefficientgear.gearwiththemodificationcoefficientincreasedgraduallystallsxiajiang.Thisisbecauselow-gradezonesasaresultoflowrotationalspeed,torque,andgearforhighintensity,sotheneedtousemoreofthemodificationcoefficientda.Thetotalofthegearprofileshiftcoefficientispositive(oftheangleshiftasamended),andincreasedwiththestallsandgraduallydecreased.Thesmallerthetotalcoefficient,apairofpairoftoothrootofthethicknessofthetotalwillbethin,toothrootbecomesweak,thelowerthebendingstrength,butdecreasedasaresultofthestiffnessofthetooth,easytoabsorbshockandvibration,socanreducethenoise.Andtoothcontactratiowillincrease,whichbearasingletoothatthetimeofmaximumloadDedendumrecentfocusdistance,thereducedbendingmoment,whichisequivalenttoincreasethestrengthofthetoothroot,whichasaresultofthinningandweakenedtoothrootstrengthoffsetfactor.Therefore,thegreatertheoverallcoefficient,thehigherthestrengthofthetoothroot,butthenoisemayincrease.Thushigh-speedgeartochooseasmallerfileofthetotalcoefficient,andlow-profilegearmustbechosenlargercoefficient5,toimprovetiphighcoefficient:Topgearinthetransmissionofhighqualityfactor,theimpactoffocusingonadaptation,inthemainimpactofhelicalgearcontactratioface.Coincidencedegreebytheendoftheformula,wecanseethatwhenthenumberofteethandmeshingcertainangle,thetoothtipisaffectedbytoothpressureanglecoefficientofthetophighimpactfactorthegreaterthehigh-tip,roundtipthegreaterthepressureangle,contactratioisThegreaterandorestabledrive.However,thehighcoefficientthegreaterthetip,thethicknessofthetoptethwillbecomethin,thusaffectingthestrengthtip.Atthesametime,atleastnotfromthetoothrootformula,thehighcoefficientthegreaterthetip,atleastnottherootwillincreasethenumberofgear,otherwise,theywouldhavearootcutting.Asaresult,guaranteesofnon-roottip-cutandsufficientstrength,increasedtoothtophighcoefficientofcoincidencedegreefortheincreaseissignificant.Topgearinthetransmissionofhighqualityfactor,theimpactoffocusingonadaptation,inthemainimpactofhelicalgearcontactratioface.Coincidencedegreebytheendoftheformula,wecanseethatwhenthenumberofteethandmeshingcertainangle,thetoothtipisaffectedbytoothpressureanglecoefficientofthetophighimpactfactorthegreaterthehigh-tip,roundtipthegreaterthepressureangle,contactratioisThegreaterandmorestabledrive.However,thehighcoefficientthegreater