【正文】 算汽車變速器的齒輪的結構參數(shù)，進行校核計算。最后，對設計的傳統(tǒng)變速器的結構進行改進和完善。 變速器傳動方案分析與選擇機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。與中間軸式變速器相比，具有軸和軸承數(shù)少，結構簡單輕便、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。但兩軸式變速器也有弊端，它不能設置直接檔。所以受結構限制原因，其一檔變速比不能設計的很大。對中間軸式來說，多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。對不同類型和要求的汽車，具有不同的傳動系檔位數(shù)，原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同[5]。就動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速和爬坡能力。[12]故能提高汽車生產(chǎn)率以及行駛效率，大大降低運輸成本節(jié)省開支。 從以上分析可知，本次設計房車變速器，設計驅動形式屬于發(fā)動機前置后輪驅動，通過拆裝可以發(fā)現(xiàn)汽車前端可布置變速器的空間比較小。選擇5檔變速器，并且五檔為超速檔。常見的倒檔布置方案如圖31所示。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖31c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖31d方案對31c的缺點做了修改；圖31e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖31f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。圖31 倒檔布置方案齒輪形式汽車變速器上應用的齒輪，包括直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。[14]與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長、運轉平穩(wěn)且工作噪聲低等優(yōu)點[14]。齒輪設計注意事項：變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接[14]。要求尺寸應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。輕便性設計要求，減小質量，輪輻處厚度應在滿足強度條件下設計得薄些。圖32 變速器齒輪尺寸控制圖[14]根據(jù)設計要求，齒輪表面粗糙度數(shù)值應該稍微降低，噪聲就會相應減少，齒面磨損速度減慢，可以提高齒輪壽命。設計齒輪盡量要求齒輪制造精度不低于7級。當變速器中心距小時，在殼體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，可以把輸出軸直接壓入殼體孔中，并固定不動[14]。矩形花鍵可以保證良好的定心和滑動靈活。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過軸與齒輪內孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。此時軸的制造，軸的表面粗糙度不應低與μm，硬度不低于58～63HRC。[14]倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的齒輪軸，并由螺栓固定。此外，還要注意工藝上的有關問題。[14]滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方[8]。 由于本設計的變速器，為兩軸式變速器，具有較大的軸向力，所以設計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。m最大轉矩時轉速1500r/min總質量4500kg最高車速120km/h車輪型號225/85R16L對應輪胎半徑r394mm 近年來，為了降低油耗，提高燃油經(jīng)濟性，變速器的檔數(shù)都有增加的趨勢。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。～，～。因此，本次設計的房車變速器為5檔變速器。 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。汽車爬坡度時車速不高，空氣阻力可以忽略，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。~，本設計五檔傳動比igⅤ=。根據(jù)上式可的出：=。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： （36）式中 K A中心距系數(shù)。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。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關：四檔(~)A五檔(~)A六檔(~)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。本次設計采用5+1手動擋變速器，=，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。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn (37)其中=170Nm，可得出mn=。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表33選取。15176。176。~45176。20176。重型車同上 低檔、176。小螺旋角 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。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20176。；斜齒輪螺旋角β取30176。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。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。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：直齒 b=(~)m，mm斜齒 b=(~)m，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。25176。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 圖33 五檔變速器示意圖當房車三軸式的變速器時，則，此處取=16，則可得出=35。這里修正為51，則根據(jù)式（310）反推出A=。 聯(lián)立可得：=1=34。 二檔傳動比 （314） 因而有， 對于斜齒輪， （315）故有： 聯(lián)立得：。一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近。而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A′= (317) =50mm 而倒檔軸與第二軸的中心: (318) =。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，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。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。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。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。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力?？傋兾幌禂?shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。變位系數(shù) (319)式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力，故設計時應要求中間軸上的軸向力平衡。中間軸齒輪全部采用右旋，因此同時嚙合的兩對齒輪軸向力方向相反，軸向力可互相抵消一部分。本次設計的齒輪的材料選用40Cr。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。齒輪工作時，一對相互嚙合，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。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茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。1. 齒輪彎曲強度計算（1） 直齒輪彎曲應力 (320)式中，彎曲應力（MPa）； 一檔齒輪10的圓周力（N）， ；其中 為計算載荷（N