毕业设计（论文）-轿车变速器的设计(5+1档).doc

全套图纸加扣 3012250582前 言现代汽车的动力装置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有相当多的点，如体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。如在坡道上行驶时，所需的牵引力往往是发动机所能提供的牵引力的数倍。而且一般发动机如果直接与车轮相连，其输出转速换算到对应的汽车车速上，将达到现代汽车极限速度的数倍。上述发动机牵引力、转速与汽车牵引力、车速要求之间的矛盾，单靠现代汽车内燃机本身是无法解决的。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。另外，现代汽车的使用条件极为复杂，在不同场合下有不同的要求。往往要受到如载运量、道路坡度、路面好坏及交通是否通畅等条件的影响。这就要求汽车的牵引力和车速能在较大范围内变化，以适应使用的要求。在条件良好的平直路面上要能以高速行驶，而在路面不平和有较大坡度时能提供较大的扭矩。变速箱的多挡位选择就能满足这些需求。此外，发动机在不同工况下，燃油的消耗量也是不一样的。驾驶员可以根据具体情况，选择变速箱的某一挡位，来减少燃油的消耗。在某些情况下，汽车还需要能倒向行驶。发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。变速箱是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进挡数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。无级变速机构由两组锥形轮组成，包括一对主动锥形轮（锥形轮组1）和一对被动锥形轮（锥形轮组2） 同时有一根链条运行在两对锥形轮V形沟槽中间，链条的运动如同动力传递单元。锥形轮组1由发动机的辅助减速机构驱动，发动机的动力通过链条传递给锥形轮组2直至终端驱动。在每组锥形轮中有一个锥形轮可以在轴向移动，调整链条在锥形轮的工作直径并传递速比。两组锥形轮必须保持相同的调整，以保证链条始终处与涨紧状态，使传递扭矩时锥形轮接触充分的压力。采用无级变速器可以节约燃料，使汽车单位油耗的行驶里程提高30%。通过选择最佳传动比，获得最有利的功率输出，它的传动比比传统的变速器轻，结构更简单而紧凑。世界各大汽车制造商正竞相开发无级变速器。专家预计2003至2005年间无级变速器将成为世界各大汽车制造商的技术开发重点。目前一些著名汽车制造商（如福特、通用、本田、克莱斯勒等）正致力于无级变速器的开发工作。现在全球CVT的产量约为50万台，而普通型自动变速器的产量约为2,500万台，双向通讯和线控技术的应用，无级变速器有无比的优势，预计不久将来中国各大汽车制造商也将生产自己的CVT无级变速器，并广泛应用于国产轿车。在此次设计中对变速器作了总体设计，对变速器的传动方案进行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设计。 第1章 机械式变速器的概述及其方案的确定1.1 变速器的功用和要求 变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。 变速器的功用1： 1) 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。 2) 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。 3) 重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。 4) 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。5) 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。1.2 变速器结构方案的确定 变速器由传动机构与操纵机构组成。1.2.1变速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=0.960.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.08.0；越野车与牵引车为10.020.0。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（0.70.8）的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。固定轴式变速器得到的最广泛的应用。固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。还有受结构的限制，两轴式变速器的一档传动比不可能设置得很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。本设计的是发动机前置的轿车，故选用两轴式变速器。图1-1所示方案，其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他挡位均采用常啮合齿轮传动。图1-1中的倒档传动用滑动齿轮，其他挡位均采用常啮合齿轮传动，并用同步器换挡。因设计的变速器为5挡变速器，故选用图1-1的传动方案。 图 1-11.2.2 倒档传动方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。而本设计倒档齿轮采用的是直齿滑动齿轮。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。 图1-2 倒挡布置方案图1-2为常见的倒挡布置方案。图1-2b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图1-2c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图1-2d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图1-2c所示方案。图1-2e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图1-2f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图1-2g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 综上所述选择第1-2a种倒挡布置方案。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。图1-3 倒挡轴位置与受力分析除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响，见图1-3所示。1.3 变速器主要零件结构的方案分析1.3.1齿轮型式 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。本设计中倒挡用的是直齿轮，其他挡都是斜齿轮。1.3.2换档结构型式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器），时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种：图1-4防止自动脱挡的机构措施图1-5防止自动脱挡的机构措施图1-6防止自动脱挡的机构措施 1)将两接合齿的啮合位置错开，见图1-4。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，用来阻止接合齿自动脱挡。 2)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡，见图1-5。3)将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜23），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，见图1-6。这种方案比较有效，应用较多。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图1-7所示：图1-7 锁环式同步器l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮1.3.3 变速器轴承变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。变速器第一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于620mm，下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。在本次设计中主要选用了圆锥滚子轴承和滚针轴承。 第2章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计2.1 变速器主要参数的选择根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表1-1:表1-1 项目 参数值最大输出功率 65(kw)/5500(r/min)最大输出扭矩（Nm) 132（Nm)/3500(r/min) 主减速比 3.744 轮胎型号 185/60 R14 挡数 5 汽车总质量（kg） 1525 最大爬坡度（%） 302.2档数和传动比2.2.1传动比的选择2 近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个档位的变速器。本设计也采用5个档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面见滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，此时有： （2-1）式中：最大驱动力； 滚动阻力； 最大上坡阻力。又 代入式（2-1），得 整理后得： 3 （2-2）式中：发动机最大扭矩，=132Nm 变速器一挡传动比； 主减速器传动比,=3.744; 汽车传动系总效率,取值为0.88； 汽车总质量，其值为1575kg； 重力加速度；取为9.8； 驱动轮滚动半径，其值为=0.281mm； 滚动阻力系数，取为0.020； 道路最大上坡角，汽车最大爬坡度为30%，即=16.7； 注：（轮胎型号185/60 R14 ，轮胎宽度185毫米，轮胎内口直径14英寸 ，1英寸=25.4mm，自由半径：d/2=（185mm 60%）+（14 25.4mm/2）=288.8mm滚动半径=Fd/(2pi),F：子午线轮胎为3.05，斜交轮胎为2.99，d:轮胎的自由直径；滚动半径为=3.05288.82/（23.141592657）=280.52mm=0.281m。） 将所取数值代入式（2-2)中可得：3.057，取=3.2。设计的变速器五挡为超速挡，超速挡主要用于在良好路面上轻载或空车驾驶的场合，借此提高汽车的燃油经济性。超速挡的传动比一般为0.70.85,取=0.75由 式中，为常数，也就是各档之间的公比，一般认为不宜大于1.71.8。由中等比性质得： =1.44;因为齿数为整数，故实际传动比计算出的理论值略有出入。另外，在换档过程中，由于空气和道路阻力，空档的一瞬间车速下降，且车速下降更多。为了使发动机在各档时都在相同的转速范围内工作。靠近于高速档的相邻公比应比靠近低档的小。所以有：=3.2，=2.23;=1.55，=1.08，=0.752.3中心距 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距。对于两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离为变速器中心距。其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。初选中心距时，可根据下述经验公式计算A= （轿车） （2-3）A= （载货汽车） （2-4） 故可求出中心距为：A=（56.0171.28）mm轿车变速器的中心距在6080mm变化范围。原则上总质量小的汽车中心距小。2.4 轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（3.03.4）A。当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数上应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。故A=68mm。设计的是五挡变速器，初定轴向壳体尺寸为250mm。变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。2.5 齿轮参数2.5.1 齿轮模数遵循的一般原则：在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重和度增加，并减少齿轮的噪声，故为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数，减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即： = =2.36 mm 高档齿轮K=1 （2-5） = =2.40 mm 一挡齿轮 （2-6） 式中： 为斜齿轮法向模数； 为之齿轮模数 发动机最大扭矩,=132 Nm 变速器传动效率：取96； 变速器一档传动比； =3.2 该设计前进挡齿轮都为斜齿轮，并按同一模数进行。理论上倒挡齿轮模数与一挡接近。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都相同，轿车和轻型货车取23.5。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换档。同样所选模数值应符合国家标准。本设计前进挡斜齿轮法向模数取=2.5；倒档直齿轮模数取=2.5。2.5.2 压力角 齿轮压力角较小时，重合度大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。实验证明，对于直齿轮，压力角为28是强度最高，超过28强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为25时强度最高。所以，对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用小些的压力角。实际上，因国家规定的标准压力角为20，而啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角。所以变速器齿轮压力角为 20， 啮合套或同步器的接合齿压力角用30。2.5.3 螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。因设计的是两轴式变速器，故斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：轿车两轴式变速器为 2025,故初选的变速器齿轮螺旋角为：=222.5.4 齿宽b选择齿宽，应注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时，虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时的轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数（）的大小来选定齿宽：直齿：b=，为齿宽系数，取为4.58.0 斜齿：b=，取6.08.5 对于模数相同的各挡齿轮。挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约510，所以有：故各前进挡齿轮齿宽为： b=（6.08.5）2.5=1521.25（mm）；倒挡各齿轮的齿宽为： b=（4.58.0）2.5=11.2520（mm）2.5.5齿顶高系数齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数笑，则齿轮重合度小，工作噪声大，但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减小。目前规定的齿顶高系数为1.00。2.5.6各档齿数Z 在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数无公约数。图2-2为所设计的五挡变速器的传动方案。 图2-11）、一档齿轮齿数 一挡传动比为 =3.2 （2-7） 直齿=2A/m （2-8） 斜齿=2A/ （2-9）为齿轮副的齿数和。因为设计一挡用的是斜齿轮，选取的=22。所以根据式（2-9）可得： =2A=268/2.5=50.44，取=51 即： （2-10）联合式（2-7）、（2-10）可求出一挡齿轮的齿数为： =12，=39因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据和齿轮变位系数重新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。A=68.76mm, 取整可得：A=69mm 修正传动比4： = 3.25 %=（）100%=1.6%5% （合格）；修正：由A= 得： =22.4952）、确定其他档位的齿数二挡的传动比为： =2.23 （2-10） 因所设计的二挡齿轮是斜齿轮，则其齿轮的中心距为： =69 （2-11） 由式（2-10）和（4-11）得： =51.18（取52）故解得;=16，=36（圆整） 修正： =2.25 %=（）100%=0.9%5% （合格） 修正： =19.605同理：三挡齿轮的齿数： =20，=32（圆整）修正： =1.60 %=3.2%5% （合格）修正： =19.606四挡齿轮的齿数： =25，=27（圆整）修正：=1.08 %=0%5% (合格）修正=19.6056五挡齿轮齿数：=30，=22（圆整）修正：=0.733%=2.22%5% (合格）修正 =19.60563）、确定倒档齿轮的齿数 确定倒档齿轮的模数往往与一档相近，故初选输入轴倒挡齿轮齿数为 。而倒挡轴齿轮得齿数一般在2123之间选择。故选其值为=22。齿轮11与齿轮12的齿顶圆为： 因为，故不会发生运动干涉。所以38.8（取圆整=38）=3.167故输入轴与倒挡轴得中心距为：=42.5mm输出轴与倒挡轴的中心距为：=75mm因为，故不会发生运动干涉。4）、齿轮精度的选择 5 根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取所有齿轮为七级。5）、螺旋方向由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力衡。关于螺旋角的方向，输入轴轴齿轮采用左旋，这样可使第一所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性档圈传递。则输出轴齿轮皆为右旋。6）、齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位系数，除了避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距以外，还因为变速器不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别予以兼故。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是断续工作的,各档使用条件不同,齿轮经常承受循环负荷,有时还承受冲击负荷。使用表明,变速器齿轮大多是因为齿面剥落和疲劳断裂而损坏的,因此,变位系数只要应按提高接触强度、弯曲强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。对于常用的高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度,应使所选用的变位系数尽可能取大些,这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于齿轮的齿根强度较低，加之传递的载荷较大，有时会出现小齿轮的弯曲强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。为提高耐磨性及抗胶合能力，应使所选用的变位系数能降低两齿合齿轮的相对滑动系数，并使两齿轮齿根外的滑动系数趋于平齐。利用变位系数封闭图分配变位系数是目前较好的一种方法，它比较全面地综合了各种限制条件和各种传动质量指标。使用该图分配变位系数可不必校核是否干涉、根切、齿顶变尖以及重合系数过低等情况。齿轮的基本数据如下表： 表2-1z12391636203225273022123822()22.49519.60619.60619.60619.6060(mm)2.52.52.52.52.52.5变位系数的计算6： 已知实际中心距，z 标准中心距：=(+)/(2*cos) 端面压力角：: 端面齿合角：: inv=inv+2*( +)* /(+) (inv= -) =*cos /cos =arccos(*cost / ) 代入式并整理得：= +=(inv-inv )*( + )/2*求出、由软件六艺方圆 WHEEL V.01得分配变位系数:、 、如下表2-2 表2-2(mm)2.712.652.652.652.652.5()202020202020()21.5021.12521.12521.12521.12520()21.5021.12521.12521.12521.1252015.2249.4519.1443.0623.9238.2829.9132.3035.8926.32123822(mm)3.501.503.311.692.812.192.652.352.192.812.52.52.5(mm)2.134.132.313.942.813.442.983.283.442.813.1253.1253.125(mm)32.47105.5342.4695.5453.0884.9266.3571.6579.6258.36309555(mm)39.47108.5349.0998.9158.7089.3071.6576.3583.9964.013510060(mm)28.2297.2837.8487.6647.4578.0560.4065.1072.7452.7623.7588.7548.750.4-0.40.325-0.3250.125-0.1250.06-0.06-0.1250.125000 图2-2 齿形系数图 （假定载荷作用在齿顶，) 注7：直齿圆柱齿轮： 斜齿圆柱齿轮：齿顶高=（）； 端面模数=/；齿根高=（+ ）； 分度圆直径=； 齿顶高系数=1.0； 齿顶圆直径=+2 ； 顶隙系数=0.25； 齿根圆直径=-2.5； 齿顶圆直径=+2； 全齿高=+=2.25；分度圆直径= ； （其它可根据直齿齿轮的公式来计算） 全齿高=+ ； 齿根圆直径=-2 由上表2-2和图2-2知齿形的系数y： 表2-3y0.1550.1320.1560.1310.1430.1400.1410.1400.1380.1450.1450.1480.1352.6 变速器齿轮的强度计算与材料的选择2.6.1齿轮的材料、损坏原因及形式 现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次设计的齿轮的材料选用20CrMnTi。 1）、齿轮的损坏形式8：变速器齿轮的损坏有以下几种形式： 轮齿折断齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。 为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。 齿面点蚀 齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。 提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。 齿面胶合 高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。防止胶合的措施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。2.6.2齿轮的强度计算与校核 与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外汽车变速器的齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也是基本一致。故比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。1)、齿轮弯曲强度计算： 直齿轮弯曲应力 （2-12）式中，为弯曲应力（)；为圆周力(N)，；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径(mm)；为应力集中系数，可近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；b为齿宽(mm)；t为端面齿距，m为模数；y为齿形系数，如表4所示。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa之间，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。故：倒档直齿轮11的圆周力：=2*/（m*）*1000=8800N因为倒档齿轮11、12、13为啮合齿轮，故它们的圆周力相等。所以各齿轮的弯曲应力为：（齿轮11、12、13的齿宽分别为20 、16.51 、18）=701.2477 (Mpa) 同理： 680.9425 (Mpa) 684.7199 (Mpa)均合格。 斜齿轮弯曲应力 （2-13）式中，为圆周力(N)，；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径(mm)， ，为法向模数(mm)；z为齿数；为斜齿轮螺旋角()；为应力集中系数，=1.50；b为齿面宽(mm)；t为法向齿距(mm)，；y为齿形系数，可按当量齿数在表3中查得；为重合度影响系数，=2.0.当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，乘用车的长啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350范围。因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。故：一档齿轮圆周力： =（2*/32.47）*1000=8130.58（N）故 = 250.4559 (Mpa) (=8)同理：294.0960 (Mpa)依据计算一档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：二档：190.3008(Mpa)； 226.6178 (Mpa)三档：166.0651 (Mpa)； 169.6236 (Mpa)四档：134.7365 (Mpa)； 135.6989 (Mpa)五档：114.7213 (Mpa)； 109.1830 (Mpa)因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。2）、齿轮接触应力 轮齿接触应力:=0.418 （2-14）式中，为轮齿的接触应力（）；F为齿面上的法向力（N）， ；为圆周力（N），；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径（mm）；为节点处压力角（），为齿轮螺旋角（）；E为齿轮材料的弹性模量（）,本次设计的齿轮的材料选用20CrMnTi,查资料得其弹性模量E=210MPa；b为齿轮接触的实际宽度（mm）； 、为主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm