汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目： 兩軸式變速器的設(shè)計院系： 專業(yè)班級： 姓名： 指導(dǎo)教師： 日期： 目目錄TOC\o"1-5"\h\z概述 1變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案 2\o"CurrentDocument"傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析 2\o"CurrentDocument"2.1.1固定軸式變速器 2\o"CurrentDocument"倒擋布置方案 2\o"CurrentDocument"2.1.3其他問題 2\o"CurrentDocument"2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析 3\o"CurrentDocument"2.2.1齒輪形式 3\o"CurrentDocument"換擋機(jī)構(gòu)形式 3變速器主要參數(shù)的選擇 3\o"CurrentDocument"3.1檔數(shù) 3\o"CurrentDocument"3.2傳動比范圍 3\o"CurrentDocument"中心距 4外形尺寸 5齒輪參數(shù) 5\o"CurrentDocument"3.6各檔齒輪齒數(shù)的分配 8\o"CurrentDocument"3.6.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 8\o"CurrentDocument"對中心距A進(jìn)行修正 9\o"CurrentDocument"3.6.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 9\o"CurrentDocument"3.6.4確定其他各擋的齒數(shù) 9變速器的設(shè)計與計算 11\o"CurrentDocument"4.1齒輪的損壞形式 11\o"CurrentDocument"4.2齒輪強(qiáng)度計算 114.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度的計算 11\o"CurrentDocument"4.2.2軸的強(qiáng)度計算 12同步器的設(shè)計 13\o"CurrentDocument"5.1慣性式同步器 13\o"CurrentDocument"5.2主要參數(shù)的確定 13\o"CurrentDocument"摩擦因數(shù)f 13變速器結(jié)構(gòu)兀件 14\o"CurrentDocument"變速器齒輪 14\o"CurrentDocument"變速器軸 14\o"CurrentDocument"變速器殼體 15七、總結(jié) 15概述變速器用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)速和扭矩，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使得汽車獲得不同的牽引力和車速，同時使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器需要設(shè)置有空檔，可在啟動發(fā)動機(jī)、汽車滑行或者停車時中斷發(fā)動機(jī)對驅(qū)動輪的動力傳輸。同時，變速器也需要設(shè)置倒擋，能夠使汽車獲得倒退行駛的能力。對變速器的基本要求：保證汽車有良好的動力性和經(jīng)濟(jì)性。設(shè)置空檔，使汽車有切斷動力傳輸?shù)哪芰?。設(shè)置倒擋，使汽車有倒退行駛的能力。設(shè)置動力傳輸裝置，需要時能進(jìn)行功率輸出。換擋迅速、省力、方便。工作可靠。汽車在行駛過程中不得有跳檔、亂檔、以及換擋沖擊的情形出現(xiàn)。變速器應(yīng)該有較高的工作效率。保證變速器在運(yùn)行過程中工作噪聲低。除此之外，變速器還應(yīng)該滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。滿足汽車必要的經(jīng)濟(jì)性和動力性指標(biāo)，這與變速器的檔位數(shù)、傳動比范圍和各檔傳動比有關(guān)。汽車的工作環(huán)境越是復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。變速器由變速傳動裝置、操縱裝置組成。按照檔數(shù)和軸的布置形式，變速機(jī)構(gòu)的分類如下：中間軸式中間軸式變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案由于此次設(shè)計的是旅行轎車，故這里我們有兩種布置方案的選擇2.1傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析2.1.1固定軸式變速器兩軸式變速器固定軸式變速器中的中間軸式變速器和兩軸式變速器應(yīng)用最為廣泛。其中，兩軸式變速器主要應(yīng)用于前置前驅(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，各中間檔位只經(jīng)過一對齒輪傳遞動力，故傳遞效率高同時噪音也低。但是，因?yàn)閮奢S式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在高檔工作是齒輪以及軸承均承載，不僅噪聲增大，而且容易損壞。同時，受結(jié)構(gòu)的影響，兩軸式變速器不能設(shè)計的很大。中間軸式變速器中間軸式變速器常用于前置后驅(qū)的汽車和后置后驅(qū)的貨車上。變速器的第一軸的前端經(jīng)軸承支撐在飛輪上，第一軸的花鍵用來裝離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)相連接。2.1.2倒擋布置方案與前進(jìn)擋檔位相比，倒擋使用效率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動滑檔。為實(shí)現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸中間齒輪路線中加入一個中間傳動方案。2.1.3其他問題常用檔位的輪齒因接觸應(yīng)力過高而引起表面點(diǎn)蝕損壞。將高檔布置在靠近軸的兩端支撐中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小，齒輪可以保持較好的嚙合狀態(tài)，以減少偏載并提高齒輪壽命。Z某些汽車變速器僅在路或空車行駛時才使用的超速檔。使用傳動比小于1的超速檔能夠充分利用發(fā)動機(jī)功率，使汽車行駛一千米的轉(zhuǎn)速減少，因而有助于減少發(fā)動機(jī)的磨損和降低燃油消耗量。但是與直接檔相比較，使用超速檔會使傳動效率降低，運(yùn)轉(zhuǎn)噪聲增加。2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析2.2.1齒輪形式關(guān)于齒輪的選擇，變速器一般使用兩種結(jié)構(gòu)形式，包括直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。但是由于斜齒輪相比于直齒輪，斜齒輪一般有壽命較長、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲低的優(yōu)點(diǎn)，故此處我們選用圓柱斜齒輪。但是圓柱斜齒輪也有不足之處，比如制造較為困難、工作時有軸向力，會對軸承造成破壞。2.2.2換擋機(jī)構(gòu)形式變速器換擋機(jī)構(gòu)主要有三種形式，包括直齒滑動換擋、嚙合套換擋、同步器換擋?？紤]到高速行駛時發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速較高，如果采用直齒滑動換擋的話，會在齒輪端面產(chǎn)生沖擊，并且還伴隨著噪聲。這樣，不僅會使齒輪端面磨損加劇，還會使得駕駛員精神緊張，使舒適性降低。類似的，嚙合套換擋也不能消除換擋沖擊，也需要駕駛員有足夠的經(jīng)驗(yàn)、熟練度。然而，使用同步器換擋就可以解決這一問題。使用同步器換擋能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與技術(shù)的熟練度無關(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。但相比以上兩種換擋機(jī)構(gòu)，它結(jié)構(gòu)復(fù)雜、精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)。綜上論述，我們1~5檔選用同步器換擋的方式，而倒擋由于發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速較低，換擋沖擊不大，故選用軸向直齒滑動換擋。變速器主要參數(shù)的選擇3.1檔數(shù)變速器的檔位一般在3~20個檔位之間變化。通常的檔位數(shù)在六個一下，在檔位超過六檔以后，一般在其后增加副變速器，通過兩者的組合配置從而獲得更多的傳動檔位。增加變速器的檔位，可以提高變速器的動力性以及燃油經(jīng)濟(jì)性，同時也能改善車輛的平均車速。但是檔位越多，變速器結(jié)構(gòu)就越復(fù)雜并且尺寸和質(zhì)量均會增加，同時操縱機(jī)構(gòu)也就更加復(fù)雜，而且換擋頻率高增加了操縱的難度。近年來，為了降低油耗，變速器的檔位有了增加的趨勢。目前乘用車一般用4~5個檔位的變速器。檔數(shù)太高會使操縱機(jī)構(gòu)變得復(fù)雜繁瑣，而檔位太少又會導(dǎo)致汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性變得不理想，綜合考量之下，我們選擇了五檔的變速器。這樣既兼顧了燃油的經(jīng)濟(jì)性同時又不會使得變速器尺寸和操縱機(jī)構(gòu)過于復(fù)雜。3.2傳動比范圍變速器的傳動比的范圍是指變速器最低檔的傳送比與最高檔的傳動比的比值。最高檔的傳動比一般是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔為超速檔，傳動比的值小于1。影響最低檔傳動比的因素有：發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力，驅(qū)動力與路面的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求的最低穩(wěn)定車速等。目前乘用車的傳動比在3.0~4.5之間，總質(zhì)量較輕的商用車在5.0~8.0之間，其他商用車更大。綜上考量，由于我們設(shè)計的旅行乘用車屬于乘用車范疇，故我們選擇傳動比在3.0~4.5之間的傳動比。最終選用總傳動比為4的傳動比。3.3中心距對于中間軸式的變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距A;對于兩軸式的變速器，將變速器輸入軸與輸出軸線之間的距離稱為變速器中心距A。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)量大小均有關(guān)系，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，齒輪的相對壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)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，要求中心距取大一些。此外，受到一檔小齒輪不能過小的影響，中心距也應(yīng)該取大一些。另外中心距若是取的過小，將會使得變速器的殼體長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使嚙合狀態(tài)變壞等等。確定中心距的方案主要有兩種，包括公式方法和根據(jù)排量與變速器中心距的統(tǒng)計數(shù)據(jù)選擇。我們這里考慮到簡單方便的原則，選擇統(tǒng)計數(shù)據(jù)法。統(tǒng)計數(shù)據(jù)如下圖所示：根據(jù)總體布局的要求，我們選擇的發(fā)動機(jī)是一款2.0L的發(fā)動機(jī)，根據(jù)上圖所示，選擇中心距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（過度）齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)以及齒輪形式。乘用車四擋變速器殼體的軸向尺寸為s=（3.0~3.4）A。為了檢測的方便性，A的值最好為整數(shù)，A=75符合要求擋系數(shù)取3.0時，3.5齒輪參數(shù)3.5.1模數(shù)齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。應(yīng)該指出，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合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(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)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)選得小些；對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(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，汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒輪多數(shù)采用漸開線齒形。由于工藝原因，同一變速器中的接合齒的模數(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；總質(zhì)量ma大于14.0t的貨車為3.5~5.0mm。選取較小的模數(shù)可以使齒數(shù)增多，有利于換擋。所以我們在這里選擇的模數(shù)為mn=2.85。3?5?2?壓力角a齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)人嚙合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(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。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。3?5?3螺旋角B斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用。選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。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°到25°為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度來看，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時，應(yīng)力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)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(yīng)一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一擋和倒擋設(shè)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?yàn)檫@些擋位使用得少，所允許的），而此時第一軸沒有軸向力作用。欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件由于 ,為使兩軸向力平衡，必須滿足———式中，F(xiàn)’、F2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力汗“、F2為作用在中a1a2n1n2間軸齒輪的圓周力；⑴、r2小為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等的現(xiàn)象得以消除。斜齒輪螺旋角可以在下面的提供范圍內(nèi)進(jìn)行選用：乘用車變速器：兩軸式：20°~25°中間軸式：22°~34°貨車變速器：18°~26°綜上，我們選擇的螺旋角為=223.5.4齒寬b在選擇齒寬時，應(yīng)該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)度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響?？紤]到盡可能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，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(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，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬太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)m(mn)的大小來選定齒寬：直齒匕=汕kc為齒寬系數(shù)，取為4-5-8-0斜齒b=km,k取為6.0-8.5(此次設(shè)計前進(jìn)檔的齒輪類型)cncb為齒寬(mm)。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取為2-4mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)k可取大些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降c低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數(shù)相同的各檔齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。由于我們設(shè)計的旅行轎車，這里我們前進(jìn)檔齒輪的齒寬初步定為b=3.0mm,將齒寬系數(shù)定為7.0。5.齒輪變位系數(shù)的選擇原則齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要白的環(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(qiáng)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(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時增加-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)。由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)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(yīng)對齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)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(zhì)量指標(biāo)，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(dá)到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時還承受沖擊負(fù)荷。對于高擋齒輪，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)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(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低擋齒輪，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)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)大于零。由于工作需要，有時齒輪齒數(shù)取得少（如擋主動齒輪）會造成輪齒根切。這不僅削弱了輪齒的抗彎強(qiáng)度，而且使重合度減小。此時應(yīng)對齒輪進(jìn)行正變位，以消除根切現(xiàn)象?？傋兾幌禂?shù)zc=Z1+Z2越小，一對齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)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，zc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(diǎn)距齒根近，彎曲力矩減小，相當(dāng)于齒根強(qiáng)度提高，對由于齒根減薄而產(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，對于變速器中除去、一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，最高擋和軸齒輪副的zc可以選為-0.2-0.2。隨著擋位的降低，zc值應(yīng)該逐檔增大。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的z值，以便獲得高強(qiáng)度齒輪副。一擋齒輪的zc值可以選用1.0以上。3.5.5齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強(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)小，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)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中作用到齒頂上,所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75~0.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大于100的細(xì)高齒制。采用細(xì)高齒制時，必須通過驗(yàn)算保證齒項(xiàng)厚度不得小于0.3m.和齒輪沒有根切和齒頂干涉。目前，對于細(xì)高齒制的齒頂高系數(shù)，還沒有制定統(tǒng)的標(biāo)準(zhǔn)由各企從小至1.05到大至1.90的都有，且許多變速器的一對主、從動齒輪的齒頂高業(yè)自行確定，系數(shù)不同。3.6各檔齒輪齒數(shù)的分配3.6.1確定一擋齒輪的齒數(shù)由于，帶入數(shù)據(jù)n=6000rmp/min,r=0.31m, =4.43, =190km/h,i=4.0可得：最小傳動比i即i: 0-85g5又因?yàn)閕1/i5=i,一擋傳動比為齒數(shù)和：Z= 48.65h計算后取Z為整數(shù)為49，然后進(jìn)行大、小齒輪齒數(shù)的分配。第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，我們選擇的是第一軸齒數(shù)為Z,以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第1一軸軸承孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，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(shù)都要統(tǒng)一考慮。一擋大齒輪齒數(shù)用計算求得Z6。63.6.2對中心距A進(jìn)行修正因?yàn)橛嬎泯X數(shù)和Zh=49后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的齒數(shù)和Zhhh和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距A,再以修正后的中心距A作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。3.6.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)由式上面求出常嚙合傳動齒輪的傳動比而常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即解上兩個方程組，求得Z1與乙6，求出的召、Z6都應(yīng)取整數(shù)，結(jié)果為zi=11,z6=38;然后161616核算一擋傳動與原傳動比相差多少，如相差較大，只要調(diào)整一下齒數(shù)即可;最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，計算出精確的螺旋角的值。3.6.4確定其他各擋的齒數(shù)二擋齒輪是斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同時，則得解上兩式方程式求出Z2=18、Z7=35。用取整數(shù)后的齒數(shù)計算中心距，若與中心距A有偏差，可通過齒輪變位來調(diào)整。三檔齒輪同樣是斜齒輪，模數(shù)均相同，按照上述步驟，則：聯(lián)立以上兩個方程，可以解得Z8=37,Z3=27。用取整數(shù)后的齒數(shù)計算中心距，若與中心83距A有偏差，則可通過齒輪變位來調(diào)整。四檔齒輪同樣是斜齒輪，模數(shù)均相同，按照上述步驟，則：聯(lián)立以上兩個方程，可以解得Z9=32,Z4=31。用取整數(shù)后的齒數(shù)計算中心距，若與中心距A有偏差，則可通過齒輪變位來調(diào)整。五檔齒輪同樣是斜齒輪，模數(shù)均相同，按照上述步驟，則：聯(lián)立以上兩個方程，可以解得Z5=4O,Z10=34。用取整數(shù)后的齒數(shù)計算中心距，若與中心距A有偏差，則可通過齒輪變位來調(diào)整。（5、）確定倒檔齒輪齒數(shù)倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相接近聯(lián)立以上兩個方程式，解得zi1=38,zi3=12;再根據(jù)zii和zi3的值合理選擇在兩者之間的z12的值，經(jīng)檢驗(yàn)計算，我們此處的選值為zi2=20。這里的倒擋傳動iR比較大，接近于一檔的傳動比，主要是考慮到安全的因素，希望倒車R時速度應(yīng)該低一些。變速器的設(shè)計與計算4.1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。輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下: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)人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處產(chǎn)生高溫作用的情況下使齒面間的潤滑油膜破壞，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傷痕跡，稱為齒面膠合。變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)較少。4.2齒輪強(qiáng)度計算與其他機(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合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強(qiáng)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(zhǔn)確的結(jié)果。下面介紹的是計算汽車變速器齒輪強(qiáng)度用的簡化公式。4.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度的計算斜齒的彎曲應(yīng)力式中，F(xiàn)1為圓周力（N）F1=2Tg/dT為計算載荷（N）gd為節(jié)圓半徑（mm）d=（mz/cos）nmn為法相模數(shù)n

z為齒數(shù)為斜齒輪旋轉(zhuǎn)角（°）=1.50;y為齒形系數(shù)，可以按照當(dāng)量齒數(shù)可查表得到，為為應(yīng)力集中系數(shù)b=1.50;y為齒形系數(shù)，可以按照當(dāng)量齒數(shù)可查表得到，為當(dāng)計算T取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩T時，對乘用車的長嚙合齒輪和較為高檔的齒輪，許用應(yīng)力在180-350MPa范圍。。齒輪的接觸應(yīng)力式中，為齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）F為齒面上的法相力（N），F(xiàn)=F1/（ ）F1為圓周力（N） F1=2T/d11gTg為計算載荷（N ）gd為節(jié)圓半徑（mm）為節(jié)點(diǎn)處的壓力角E為齒輪材料的彈性模量（MPa）為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒擋1900~2000950~1000長嚙合齒輪和高檔1300~1400650~7004.2.2軸的強(qiáng)度計算變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設(shè)計變速器軸時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。4.2.2.1初選軸的直徑在已知中間軸式變速器中心距A時，第二軸和中間軸中部直徑d~0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值:對中間軸，d/L=0.16~0.18;對第二軸，d/L?0.18~0.21。第一軸花鍵部分直徑d（mm）可按下式初選式中，K為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0-4.6;Temax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）為280 。4.2.2.2軸的強(qiáng)度驗(yàn)算軸的強(qiáng)度驗(yàn)算：作用在軸上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計算相應(yīng)的彎矩Me、Ms。式中， （ ）；d為軸的直徑（mm），花鍵取內(nèi)徑；W為抗彎曲截面系數(shù)（）。在抵檔工作時， 。除此之外，對軸上的花鍵，應(yīng)該驗(yàn)算齒面的擠壓應(yīng)力。變速器的軸用于齒輪相同的材料。同步器的設(shè)計同步器有常壓式，慣性式和慣性增力式三種。目前得到廣泛應(yīng)用的是慣性式5.1慣性式同步器慣性式同步器能做到換擋時，在兩換擋元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換擋，因而能很好地完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對同步器的基本要求。按結(jié)構(gòu)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。雖然它們的結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。5.2主要參數(shù)的確定5.2.1摩擦因數(shù)f汽車在行駛過程中換擋，特別是在高擋區(qū)換擋次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設(shè)計工作帶來困難。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因素有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面租糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強(qiáng)度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短已遭淘汰。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。摩擦因數(shù)f對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，則換擋省力或縮短同步時間;摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。變速器結(jié)構(gòu)元件6.1變速器齒輪變速器齒輪可以與軸設(shè)計為一體或者與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。齒輪尺寸小又與軸分開時，其內(nèi)孔直徑到齒根圓處的厚度b影響齒輪強(qiáng)度。要求尺寸b應(yīng)該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。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C,在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些，至少滿足尺寸C=(1.2~1.4)d2,d2為花鍵內(nèi)徑。為了減小質(zhì)量，輪輻處厚度5應(yīng)在滿足強(qiáng)度條件下設(shè)計得薄些。圖中的尺寸D可取為花鍵內(nèi)徑的1.25~1.40倍。齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，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相糖度應(yīng)在R0.80-R0.40um范圍內(nèi)選用。要求傳輪創(chuàng)造精度不低7級.aa6.2變速器軸變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)，第一軸前端和中間軸式變速器的第二軸前端，分別裝在飛輪內(nèi)腔、第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔里。當(dāng)變速器中心距小，此時，同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，中間軸可以直接壓人殼體孔中，并固定不動。此時，中間軸上的齒輪應(yīng)采用全部齒輪連為一體的整體式齒輪，它有結(jié)構(gòu)簡單的優(yōu)點(diǎn)，個齒圈制造不合格或工作損壞而使全部齒輪報廢的缺點(diǎn)。用移動齒輪方式實(shí)現(xiàn)換擋的齒輪與軸之間，應(yīng)選用矩形花鍵連接，以保證良好的定有動靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開線花鍵要容易。兩軸式變速器輸人軸和中間軸式變速器中間軸上的高擋齒輪，通過軸與齒輪內(nèi)孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。網(wǎng)拍式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第一軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設(shè)置有滾針軸承、滑動軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上。此時，軸的表面粗糙度不應(yīng)低于Ra0.8“m,殼體時，可以設(shè)計一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪聲。a為了注油和放油，在變速器殼體上設(shè)計有注油孔和放油孔。注油孔位置應(yīng)設(shè)計在潤滑油所在平面處，同時利用它作為