兩軸四檔變速器的設(shè)計(jì)論文

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1、 HONDA轎車兩軸四檔變速器設(shè)計(jì) 1 前言 現(xiàn)在，汽車越來(lái)越普及，我們不但追求它的功能還有追求它的速度， 速度取決于發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，這似乎成為了橫量汽車品質(zhì)優(yōu)劣的一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)。的確，擁有一顆“健康的心”是非常重要的，因?yàn)樗莿?dòng)力的締造者。但是，掌控速度快慢的，卻是它身后的變速器，變速器現(xiàn)在發(fā)展也越來(lái)越快，功能也越來(lái)越高級(jí)。 從汽車發(fā)展的歷史，還有人們?cè)诓粩嗟淖非笃嚨暮?jiǎn)便性，變速器發(fā)展就越來(lái)越多了，但是還是有幾個(gè)品種的，主要分為：手動(dòng)變速器（MT）、自動(dòng)變速器（AT）、手動(dòng)/自動(dòng)變速器（AMT）、無(wú)級(jí)變速器（CVT）。就針對(duì)我國(guó)現(xiàn)在目前汽車發(fā)展的情況而言，主要目前對(duì)變速器技術(shù)都有不同

2、程度的研發(fā)，在不同的幾種變速器其中，CVT技術(shù)發(fā)展水平走在最前面，同時(shí)AMT正在加速產(chǎn)業(yè)化。 手動(dòng)變速器(MT) 手動(dòng)變速器（manual transmission），簡(jiǎn)稱MT，即用手撥動(dòng)變速桿才能改變變速器內(nèi)的齒輪嚙合位置，改變傳動(dòng)比，從而達(dá)到變速的目的。 人們?cè)谧非篑{駛的簡(jiǎn)單化而言，就有人說(shuō)，手動(dòng)繁瑣的駕駛操作等缺點(diǎn)，就會(huì)阻礙了汽車高速發(fā)展前進(jìn)的步伐，所以手動(dòng)變速器會(huì)不久以后就會(huì)淘汰了，但是不管什么事，我們從事物發(fā)展的另一個(gè)角度來(lái)看，就目前市場(chǎng)的需求和適用角度來(lái)看，手動(dòng)變速器不會(huì)過(guò)早的離開現(xiàn)在的汽車市場(chǎng)。 對(duì)于不同的車型，手動(dòng)變速器還是存在著它的一定優(yōu)勢(shì)的，我們就從商用車

3、的特性上來(lái)說(shuō)，以卡車為例，卡車大部分是運(yùn)輸?shù)?，它所運(yùn)輸?shù)呢浳镆话愣际菙?shù)十噸中的貨品，面對(duì)如此高的“壓力”，除了保證發(fā)動(dòng)機(jī)要強(qiáng)勁的動(dòng)力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時(shí)候有足夠的牽引力量將車帶動(dòng)。特別是面對(duì)爬坡路段，它的特點(diǎn)顯露的非常明顯。而對(duì)于其他新型的變速器，雖然具有操作簡(jiǎn)便等特性，但這些特點(diǎn)尚不具備。 隨著人們生活水平的提高，收入也在不停得增加，轎車也慢慢的普及化了，已經(jīng)開始走進(jìn)平常的百姓家了，對(duì)于中低層的老百姓來(lái)說(shuō)，經(jīng)濟(jì)型轎車最為合適，手動(dòng)變 速器以其自身的性價(jià)比配套于經(jīng)濟(jì)型轎車廠家，而且經(jīng)濟(jì)適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。

4、 自動(dòng)變速器（AT） 自動(dòng)變速器（AutomaticTransmission）主要是液壓和電控系統(tǒng)控制實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換檔，自動(dòng)變速器主要是通過(guò)利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動(dòng)地進(jìn)行變速。 在中檔車的市場(chǎng)上，自動(dòng)變速器有著一片自己的天空。為了使在駕駛汽車的時(shí)候?yàn)榱撕?jiǎn)便操作、降低駕駛疲勞，駕駛者都會(huì)選擇裝有自動(dòng)變速器的汽車，這樣可以盡情享受高速駕駛時(shí)快樂(lè)的感覺。 就對(duì)當(dāng)前而言，自動(dòng)變速器還是有很大的發(fā)展空間的，例如它的起步時(shí)間比較短，同時(shí)又非常適合女性朋友開，所以還是還有很大的發(fā)展空間的。從2002-2006年間，女性用戶從20.3%增長(zhǎng)到30.9%，而自動(dòng)檔變

5、速器使用方便特點(diǎn)深受女性用戶群的喜愛。另外在消費(fèi)者調(diào)查中最受關(guān)注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動(dòng)檔的變速器。在中國(guó)，自動(dòng)檔變速器的市場(chǎng)是十分樂(lè)觀的。 手動(dòng)/自動(dòng)變速器（AMT） 由于變速器的發(fā)展，人們不斷在追求開車的簡(jiǎn)單舒服，從而想出了自動(dòng)變速器出來(lái)，但是人們又不想摒棄傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器，因?yàn)樵谀承r(shí)候也需要自動(dòng)的感覺。 就在這個(gè)時(shí)候手動(dòng)/自動(dòng)變速器便由此誕生。。此型車在其檔位上設(shè)有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時(shí)，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動(dòng)檔一樣。 該變速器結(jié)合了自動(dòng)變速器和手動(dòng)變速器的優(yōu)點(diǎn)，最大限度地減少了變速系統(tǒng)的功率損耗。手動(dòng)擋因?yàn)樽?/p>

6、己可以自由調(diào)節(jié)擋位及轉(zhuǎn)速，駕駛起來(lái)有種暢快的感覺，運(yùn)動(dòng)感十足，富有駕駛樂(lè)趣。如今，隨著技術(shù)日趨成熟和成本降低等因素，這種以前堪稱奢侈的裝備離我們普通消費(fèi)者越來(lái)越近。這種手動(dòng)/自動(dòng)變速系統(tǒng)首先由德國(guó)專業(yè)高性能跑車生產(chǎn)廠家保時(shí)捷在其911車型上推出，稱之為Tiptronic。它的出現(xiàn)使得高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動(dòng)擋的束縛。讓駕駛者也能享受手動(dòng)換擋的樂(lè)趣。 無(wú)級(jí)變速器 當(dāng)今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對(duì)于汽車性能的要求是越來(lái)越高的。汽車變速器的發(fā)展也在不斷地提高，那么新一代無(wú)級(jí)變速器便是人們追求的 “極速境 界”。無(wú)級(jí)變速器最早由荷蘭人范多尼斯（VanD

7、oorne’s）發(fā)明。無(wú)級(jí)變速系統(tǒng)相對(duì)于那些手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器而言，不是向那樣用齒輪變速，而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來(lái)變速，其傳動(dòng)比可以隨意變化，沒(méi)有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動(dòng)變速器“突然換檔”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。通常有些朋友將自動(dòng)變速器稱為無(wú)級(jí)變速器，這是錯(cuò)誤的。雖然它們存在一些相似點(diǎn)，但是他們之間還是有很大的區(qū)別的，如自動(dòng)變速器只有換檔是自動(dòng)的，但它的傳動(dòng)比是有級(jí)的。然而無(wú)級(jí)變速器能在一定范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)速比的無(wú)級(jí)變化，并選定幾個(gè)常用的速比作為常用的“檔”。裝配該技術(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動(dòng)獲得最合適的傳動(dòng)比。 從市場(chǎng)走向來(lái)看，汽車現(xiàn)在慢慢的走進(jìn)平常的百姓家里，每一個(gè)變速器都

8、會(huì)隨著改變的，就像無(wú)級(jí)變速器一樣，它本來(lái)是一個(gè)高技術(shù)含量的零件，現(xiàn)在也同樣走進(jìn)了普通轎車的“身體” 之中，而且奇瑞汽車銷售公司表示QQ無(wú)級(jí)變速器型年底上市?？磥?lái)無(wú)級(jí)變速器在中檔車中的運(yùn)用將越為廣泛。 2 變速器的構(gòu)造 2.1主要結(jié)構(gòu)說(shuō)明 2.1.1 齒輪型式 變速器所用的齒輪有斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪雖然制造時(shí)復(fù)雜、工作時(shí)有軸向力，但因其使用壽命長(zhǎng)、工作平穩(wěn)、噪音小而仍然得到廣泛的使用。變速器中的長(zhǎng)嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，

9、盡管這樣會(huì)使長(zhǎng)嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪用于低檔和倒檔。本次設(shè)計(jì)中除一、倒檔，其余全為斜齒圓柱齒輪 2.1.2 換檔結(jié)構(gòu)型式 當(dāng)前汽車上的機(jī)械式變速器采用的換檔結(jié)構(gòu)形式有三種： 1）滑動(dòng)齒輪換檔 通常是采用滑動(dòng)直齒輪進(jìn)行換檔，但也有采用滑動(dòng)斜齒輪換檔的?；瑒?dòng)直齒輪換檔的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、容易制造；缺點(diǎn)是換檔時(shí)齒端面承受很大的沖擊，會(huì)導(dǎo)致齒輪過(guò)早損壞，并且直齒輪工作噪聲大。所以這種換檔方式，一般僅用在一檔和倒檔上。采用滑動(dòng)斜齒輪換檔，雖有工作平穩(wěn)、承裁能力大、噪聲小的優(yōu)點(diǎn)，但它的換檔仍然避免不了齒端面承受沖擊，所以現(xiàn)代汽車的變速器中，前進(jìn)檔采用滑動(dòng)

10、齒輪換檔的已甚為少見。 2）嚙合套換檔 用嚙合套換檔，可將構(gòu)成某傳動(dòng)比的一對(duì)齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。這種結(jié)構(gòu)既具有斜齒輪傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)克服了滑動(dòng)齒輪換檔時(shí)，沖擊力集中在1～2個(gè)輪齒上的缺陷。因?yàn)樵趽Q檔時(shí)，由嚙合套以及相嚙合的接合齒上所有的輪齒共同承擔(dān)所受到的沖擊，所以嚙合套和接合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。它的缺點(diǎn)是增大了變速器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。 本設(shè)計(jì)中倒檔采用這種換檔方式。 3）同步器換檔 采用同步器換檔有很多的優(yōu)點(diǎn)：如齒輪換檔無(wú)沖擊、操縱輕便、換檔時(shí)間短、加速快、安全高。此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。它也存在一些缺點(diǎn)：如結(jié)

11、 構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。 此外，自動(dòng)脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個(gè)問(wèn)題，我們主要在結(jié)構(gòu)上實(shí)施有效的方案，如下： 1） 把嚙合套做得足夠長(zhǎng)（如圖2 a）或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開（圖 2 b）。使用中因接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動(dòng)脫檔。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（0.3~0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動(dòng)脫檔（圖3）。 3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫檔的軸向力（圖4）。這種結(jié)構(gòu)方

12、案比較有效用較多。 因同步器能實(shí)現(xiàn)迅速和無(wú)噪聲換檔，換檔時(shí)又能避免嚙合套端部受到損壞，并使操縱輕便，所以近代的汽車變速器，除轎車的倒檔和貨車的一檔、倒檔外，其它檔位多數(shù)都裝有同步器。 同步器分為常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器雖然結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但不能保證被嚙合件在同步狀態(tài)（即角速度相等）下?lián)Q檔的缺點(diǎn)，故僅在少數(shù)重型竊車上得到應(yīng)用，而在打多數(shù)變速器中得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。慣性式同步器按結(jié)構(gòu)分有鎖削式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式、和多錐式幾

13、種。本設(shè)計(jì)中前進(jìn)檔采用鎖銷式同步器檔換方式 3 設(shè)計(jì)參數(shù) 3.1 傳遞功率或扭矩： 發(fā)動(dòng)機(jī) 最大扭矩 T=206N.m/4900r/min; 最大功率 P=110 KW/5700r/min; 3.2 初定各檔傳動(dòng)比： 選定變速器一、二、三、四檔的傳動(dòng)比分別為為： =2.528；=1.925；=1.305； =0.620； 3.3 中心矩A的初算與確定 中心距對(duì)變速器的設(shè)計(jì)起著非常的重要的作用，例如尺寸和質(zhì)量都

14、有影響，所以我們一定要保證齒輪的強(qiáng)度。兩軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定： 式中 ----中心距系數(shù)。對(duì)轎車， =8.9~9.3，取 =9.2； ----變速器處于一檔時(shí)，第二軸輸出的轉(zhuǎn)矩，其值為： ----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩206N.m ----變速器的傳動(dòng)效率，取0.96 故 =2062.5280.96=499.94 N﹒m 故可得出初始中心距A=73.017mm 取整為A = 73mm 轎車變速器的中心距在65~80mm范圍內(nèi)變化，所以是合格的。 3.4 變速器的總體軸向尺

15、寸的初算與確定 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便，A取整數(shù)。 本次設(shè)計(jì)中，其殼體的軸向尺寸是2.85 70mm=199.5mm， 變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 3.5 齒輪參數(shù)（模數(shù)、齒數(shù)、壓力角）的初算與確定 （1） 齒輪模數(shù) 變速器齒輪的法向模數(shù)由表1給出的范圍按表2（國(guó)標(biāo)GB/T1357-1987）規(guī)定選取。 表1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)（mm） 車型 微型、普通型轎車 中級(jí)轎車 中型貨車 重型車

16、 m 2.25—2.75 2.75—3.00 3.50—4.50 4.50—6.00 表2 漸開線圓柱齒輪模數(shù)（GB/T1357-1987） 第一系列 0.1 0.12 0.15 0.2 0.25 0.3 0.4 0.5 0.6 第二系列 0.35 第一系列 0.8 1 1.25 1.5 2 2.5 第二系列 0.7 0.9 1.75 2.25 第一系列 3 4 5 6 第二系列 2.75 （3.25） 3

17、.5 （3.75） 4.5 5.5 第一系列 8 10 12 16 第二系列 （6.5） 7 9 （11） 14 18 第一系列 20 25 32 40 50 第二系列 22 28 36 45 注：1.對(duì)于斜齒圓柱齒輪是指法向模數(shù)。 2.優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的數(shù)值盡可能不用。 從輪齒應(yīng)力的合理性及強(qiáng)度考慮，每對(duì)齒輪應(yīng)有各自的模數(shù)，但從工藝性考慮，以各變速器的模數(shù)應(yīng)盡可能統(tǒng)一。故在本設(shè)計(jì)中，可選取各齒輪的模數(shù)為： Ⅰ檔：選用直

18、齒輪， =3.5mm Ⅱ檔：選用斜齒輪，=3.3mm Ⅲ檔：選用斜齒輪，=3.3mm Ⅳ檔：選用斜齒輪， =3mm 倒檔：選用直齒輪，=3.5mm （2） 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 變速器齒輪中常用的參數(shù)如齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1選取。 表3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5，15，1616.5 25~45 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20 20~30 重型車 GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 低檔、倒檔齒輪22.5，25 小螺旋角

19、 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)，增加輪齒的抗彎強(qiáng)度、表面接觸強(qiáng)度等。對(duì)于轎車而言，為加大重合度且降低噪聲，壓力角應(yīng)該取小些；對(duì)與貨車而言，為提高齒輪承載力，壓力角應(yīng)該取大些。齒輪標(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。故本設(shè)計(jì)中選取齒輪壓力角為：α=20。 選取斜齒輪的螺旋角時(shí)，應(yīng)考慮下列問(wèn)題： 首先，增大β角使齒輪嚙合的重合系數(shù)增加、工作平穩(wěn)、噪聲降低。實(shí)驗(yàn)還證明，隨著齒輪嚙合得增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)的提高，不過(guò)當(dāng)螺旋角大于30時(shí)，其彎曲強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升，因此從提高低檔齒輪的彎曲強(qiáng)度出發(fā)，并不希望β過(guò)大，而從提高齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，

20、可選取較大的β值。在本設(shè)計(jì)中，可選取螺旋角：β=24。 其次，齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。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。 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(yàn)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(qiáng)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(lái)選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，m

21、m 提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命是使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，只有通過(guò)把第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值取大一些。 （3） 各檔齒輪齒數(shù)分配傳動(dòng)示意圖如下圖： （4） 圖3-1齒輪齒數(shù)分配傳動(dòng)示意圖 2 確定各檔齒輪齒數(shù)： Ⅰ檔： 主動(dòng)齒 =11.824，取=12 被動(dòng)輪 =29.891,取=30 Ⅱ檔：主動(dòng)齒 =13.818，取=14 被動(dòng)輪 =26.95取

22、=27 Ⅲ檔：主動(dòng)齒 =17.5347，取=18 被動(dòng)輪 =23.49,取=24 重新確定螺旋角 =18.32 Ⅳ檔：主動(dòng)齒 =27.4440，取=27 被動(dòng)輪 =17.015,取=17 重新確定螺旋角 =25.30 2 確定倒檔齒輪齒數(shù)： 一檔、倒檔齒輪常選用相同的模數(shù)。倒檔齒輪的模數(shù)一般在21～23之間，初選=21，則中間軸與倒檔軸的中心距： ==57.75mm 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉

23、，齒輪10和11的齒頂圓應(yīng)保持0.5 mm以上的面間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為： 則 =63mm 最后計(jì)算倒檔軸與第二軸的中心距： =89.25mm 4 各檔齒輪的幾何尺寸計(jì)算 4.1 直齒輪 1.傳動(dòng)比： i=2.528 2.端面模數(shù)：=3 3.壓力角：α=20 4.分度圓直徑：=90mm =36mm 5.無(wú)變位中

24、心距：= 63mm 6.嚙合角：= 35.809 7.總變位系數(shù)：=0.6423 8.變位系數(shù)的分配：=0.6423 =0 9. 差值：=0.0352 10. 齒全高：=7.3254mm 11.齒頂高：=5.3352mm =2.7243mm 12.齒根高：=1.9902mm =4.6011mm 13.齒頂圓： =100.6704mm =41.4486mm 14.當(dāng)量齒數(shù)：=30 =12 15.測(cè)公法線跨齒數(shù)：

25、 =3.8333，取=4 =1.83332，取=2 16.公法線長(zhǎng)度： =33.5757 =13.7890 4.2 斜齒輪 1.傳動(dòng)比：=1.925 錯(cuò)誤！未找到引用源。=1.305 =0.620 2.端面模數(shù)：=3.61248 =3.61248 =3.61248 3.端面壓力角： =21.72308，=21.72308，=21.72308 4.分度圓直徑： Ⅱ檔： =

26、97.5369mm =50.5747mm Ⅲ檔 ：=86.5995mm =65.0246mm Ⅳ檔： =53.1216mm 97.5370mm 5.端面齒頂高系數(shù)： =0.9135 =0.9135 =0.9135 6.端面頂隙系數(shù)： =0.2473, =0.2473,

27、=0.2473 7.無(wú)變位中心距：=74.06mm =75.86mm =69.235 mm 8.端面嚙合角：=23.359 =24.186 =25.708 9.端面總變位系數(shù)：=0.4125 =0.5473 =0.6724 10.變位系數(shù)的分配：= 0.3247 = 0.3424 =

28、0 0 0.4860 0.5319 0 0 0.4208 0.4606 0.2378 0.2603 11.差值： =0.113, =0.059, =0.1125 12.齒全高： =6.4752mm , =6.7342mm , =6.1672mm 13.齒頂高： 二檔：=3.5932mm , =2.6725mm 三檔：=4.1467mm ，=2.5671mm 四檔：=3.7241mm ，=3.1345

29、mm 14.齒根高： 二檔：=3.1024mm ， =3.9765mm 三檔：=3.4782mm ，=3.7356mm 四檔：=2.4782mm ，=3.2864mm 15.齒頂圓： 二檔：=97.305mm ， =47.625mm 三檔：=76.824mm ， =68.526mm 五檔：=71.316mm ， =83.254mm 16.當(dāng)量齒數(shù)：(取整) 二檔：=35, =18 三檔：=31 ，=30 四檔：=22，=35 17.測(cè)公法

30、線跨齒數(shù)：（取整） 二檔：=4, =2 三檔：=3 ，=3 四檔：=3 ，=4 18.公法線長(zhǎng)度： 二檔：=37.2896, =21.3649 三檔：=29.8674，=21.2584 四檔：=22.856 ，=31.764 5 各檔齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 5.1 齒輪材料的選擇原則 （1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。 （2）合理選擇材料配對(duì)。如對(duì)硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，

31、為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。 （3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)，可選用圓鋼作毛坯。 5.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 汽車行使中高速檔位使用較多，低速檔位使用較少。計(jì)算各檔齒輪強(qiáng)度遵守該原則。 變速器各檔使用率： 四檔車：Ⅰ檔：0.5%；Ⅱ檔：3%；Ⅲ檔：20%；Ⅳ檔：76.5%。 五檔車：Ⅰ檔：1%； Ⅱ檔：3%；Ⅲ檔：5%； Ⅳ檔：16%；Ⅴ檔

32、：75%。 六檔車： Ⅰ檔：1%； Ⅱ檔：2%；Ⅲ檔：4%；Ⅳ檔：8%；Ⅴ檔：15%；Ⅵ檔(I=1)：75%。 六檔車：Ⅰ檔：1%； Ⅱ檔：2%；Ⅲ檔：4%；Ⅳ檔：8%；Ⅴ檔(I=1)：70%；Ⅵ檔(I)：15%。 汽車變速器各檔發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩利用率： 五檔車：Ⅰ檔：50%； Ⅱ檔：60%；Ⅲ檔：70%； Ⅳ檔：70%；Ⅴ檔：60% 六檔車：Ⅰ檔：50%；Ⅱ檔：60%；Ⅲ檔：70%；Ⅳ檔：70%；Ⅴ檔：60%；Ⅵ檔：60% 變速器在機(jī)械設(shè)備中的功能大部分相似的，對(duì)于不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是大部分相似的。 5.3 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的計(jì)算 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力

33、 式中， ----彎曲應(yīng)力（MPa）； ----傳遞轉(zhuǎn)矩(N.mm)； K----載荷系數(shù)，可近似取K=1.6； ----為齒寬系數(shù)，可取=1； ----小齒輪齒數(shù)； m----模數(shù)； ----齒形系數(shù)； ----應(yīng)力矯正系數(shù)。 在本設(shè)計(jì)中，常嚙合齒輪、一檔齒輪及倒檔采用直齒圓柱齒輪。下面對(duì)其進(jìn)行計(jì)算，。 =119000N.mm 對(duì)于常嚙合齒輪，查得：=3.23, =2.428； =1.38，=1.657 則 =236.48Mpa

34、 =129.3MPa 直齒輪的許用彎曲應(yīng)力 式中，----彎曲疲勞壽命系數(shù)，查得=0.95，=0.9； ----彎曲疲勞強(qiáng)度極限， 查得=550Mpa, =480Mpa; S----疲勞安全系數(shù)，取S=1.4 則 =832.57Mpa =775Mpa 因,,故滿足

35、強(qiáng)度條件。 按相同的方法可算得一檔和倒檔齒輪的彎曲應(yīng)力分別為 =100.69Mpa，=775Mpa =158.57Mpa，=312.63Mpa 由齒輪的許用彎曲應(yīng)力400 ~ 850MPa知，均滿足強(qiáng)度條件。 （2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 下面以二檔齒輪為例進(jìn)行計(jì)算： 由資料查得： =2.53, =3.02; =1.62, =1.50

36、 =0.78; =0.68 =58.468MPa =169.378MPa 齒輪的許用彎曲應(yīng)力： =491.78MPa =534.28Mpa 因,,故滿足強(qiáng)度條件。 5.4 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的計(jì)算 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力 式中，----直齒輪接觸應(yīng)力(MPa)； ----圓周分力（N），（，為傳遞轉(zhuǎn)矩，單位N）； ----小齒輪分度圓直徑()； b----齒輪寬度； ----齒輪材料的彈性影響系數(shù)(

37、)； K----載荷系數(shù)，可近似取K=1.5； u----齒數(shù)比。 以一檔直齒輪為例進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。 =145.24MPa =861.97 Mpa 齒輪的接觸許用應(yīng)力 式中，----彎曲疲勞壽命系數(shù)，查得=1.45，=1.58； ----彎曲疲勞強(qiáng)度極限，查得=520Mpa, =600Mpa; S----安全系數(shù)，取S=1 =754Mpa; =948 Mpa; ,,故滿足強(qiáng)度條件。

38、 6 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校 6.1變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 6.1.1 軸的結(jié)構(gòu) 軸是傳動(dòng)件，它主要是與齒輪連成一體的。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的，它的前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。它一般是不承受軸向力，該軸承不軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖6-1所示： 圖6-1 變速器第一軸

39、 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖6-2 變速器中間軸 6.1.2 確定軸的尺寸 確定變速器軸和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求，同時(shí)考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，初步確定軸的長(zhǎng)度主要由齒輪、換檔部件的工作位置和尺

40、寸。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式 初步選定： 第一軸和中間軸： （6-1） 第二軸： （6-2） 式中 ----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，Nm 為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)具有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長(zhǎng)度L的關(guān)系可按下式選取： 第一軸和中間軸： d/L=0.160.18； 第二軸： d/L=0.180.21。 6.2 軸的校核 確定的軸的尺寸由變速器結(jié)構(gòu)布置

41、考慮到加工和裝配，如果強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。此次設(shè)計(jì)的變速器，在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，我們都把軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一檔處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過(guò)程中，一檔所傳動(dòng)的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對(duì)象。下面對(duì)第一軸和第二軸進(jìn)行校核。 6.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 第一軸在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為 （6-3

42、） 式中：----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T----軸所受的扭矩，Nmm； ----軸的抗扭截面系數(shù)，； P----軸傳遞的功率，kw； d----計(jì)算截面處軸的直徑，mm； []----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。 其中P =110kw，n =5700r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強(qiáng)度要求。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)表示。其計(jì)算公式為：

43、 （6-4） 式中，T ----軸所受的扭矩，Nmm； G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對(duì)于鋼材，G =8.1MPa； ----軸截面的極慣性矩，，； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。 對(duì)于一般傳動(dòng)軸可取；故也符合剛度要求。 6.2.2第二軸的校核計(jì)算 1）軸的強(qiáng)度校核 計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：

44、 （6-5） （6-6） （6-7） 式中 ----至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為三檔傳動(dòng)比3.35； d ----計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑為105mm； ----節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為16； ----螺旋角，為30； ----發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為245N.m。 代入上式可得：

45、 ， ， 。 危險(xiǎn)截面的受力圖為： 圖4-1 危險(xiǎn)截面受力分析 水平面：（160+75）=75 =1317.4N； 水平面內(nèi)所受力矩：

46、 垂直面： （6-8） =6879.9N 垂直面所受力矩：。 該軸所受扭矩為：。 故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為： （6-9） 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）:

47、 （6-10） 將代入上式可得：，在低檔工作時(shí)[]=400MPa，因此有： []；符合要求。 2）軸的剛度校核 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計(jì)算： （6-11） （6-12） 式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于；

48、 ----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E----彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I----慣性矩（），，d為軸的直徑（）； a、b----為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L----支座之間的距離（）。 將數(shù)值代入式（4-11）和（4-12）得： 故軸的全撓度為，符合剛度要求。 7同步器的設(shè)計(jì) 7.1同步器的結(jié)構(gòu) 本次設(shè)計(jì)采用的同步器類型主要為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下

49、圖所示： 圖7-1 鎖環(huán)式同步器 1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結(jié)合套 如圖（7-1），此類同步器的工作原理是：換檔時(shí)，換檔力主要是沿軸向作用在嚙合套上的，使定位銷和鎖環(huán)移動(dòng)，一直到鎖環(huán)錐面與齒輪上的錐面接觸為止。滑塊的定位是錐面上作用有摩擦力矩，而使它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)角度，導(dǎo)致的原因是作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差。使嚙合套的移動(dòng)受阻的原因是嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖7-2b），同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換檔

50、的第一階段結(jié)束。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，同步過(guò)程結(jié)束時(shí)角速度也是相等的，這樣就完成換檔過(guò)程的第二階段工作。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?fàn)顟B(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過(guò)鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖7-2d），完成同步換檔。 圖7-2 鎖環(huán)同步器工作原理 7.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定

51、

52、 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 試驗(yàn)還證明：頂部寬度過(guò)窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快，同時(shí)還要需刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。螺紋的齒頂寬對(duì)摩擦因數(shù)有很大的影響，造成換擋費(fèi)力是因?yàn)槟Σ烈驍?shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，故齒頂寬不易過(guò)大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些，可使被刮下來(lái)的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會(huì)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7-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個(gè)，槽寬3～4mm。 圖7-3 同步器螺紋槽形式 (2)錐面半錐

53、角 摩擦錐面半錐角與摩擦力矩成反比，錐面半錐角越大就摩擦力矩越小，但過(guò)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(shí)，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí)，則有粘著和咬住的傾向；在=7時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計(jì)中采用的錐角均為取7。 (3)摩擦錐面平均半徑R 摩擦力矩隨著R的增大而增大。R往往會(huì)受到限制，包括結(jié)構(gòu)、變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置，以及R取大以后還會(huì)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(shè)計(jì)中采用的R為50～60mm。 （4)錐面工作長(zhǎng)度b 縮短錐面工作長(zhǎng)度，便使變速

54、器的軸向長(zhǎng)度縮短，但同時(shí)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(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定 設(shè)計(jì)中考慮到降低成本取相同的b取5mm。 （5）同步環(huán)徑向厚度 同步環(huán)的徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣都要受機(jī)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，厚度也會(huì)有一定的影響的，所以不能取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。 本設(shè)計(jì)中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。 （6）鎖止角 如果鎖止角選取正確，這樣可以保證只有在換檔的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換檔。影

55、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(jié)構(gòu)的鎖止角在26～46范圍內(nèi)變化。本次設(shè)計(jì)鎖止角取。 （7）同步時(shí)間t 同步器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好。同步器的結(jié)構(gòu)尺寸除外，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有一定的影響以外，還有以下對(duì)同步時(shí)間有影響，如變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力 。軸向力越大，同步時(shí)間越少。而軸向力主要與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時(shí)間與車型也有一定的關(guān)系，計(jì)算時(shí)可在下屬范圍內(nèi)選取：對(duì)轎車變速器高檔取0.15～0.30s，

56、低檔取0.50～0.80s；對(duì)貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。 8 滾動(dòng)軸承的壽命計(jì)算 以中間軸左端軸承為例進(jìn)行壽命計(jì)算。軸承所受軸向載荷=648N，徑向載荷=2569N，軸承的轉(zhuǎn)速5635r/min,預(yù)期壽命=4000 h. 當(dāng)量動(dòng)載荷 式中，----載荷系數(shù)，取=1.1； X----徑向動(dòng)載荷系數(shù)； Y----軸向動(dòng)載荷系數(shù)。 根據(jù)

57、，查得X=0.56，Y=1.6 則 P=1.1（0.562569+1.6648）=2436N 軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值C: =26938 N 查設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用C=27500N的N205軸承。 驗(yàn)算6308軸承壽命： h> 采用相同的方法，選用其他三個(gè)軸承分別為：6207軸承、6205軸承、6207軸承 9 潤(rùn)滑 9.1 齒輪的潤(rùn)滑狀態(tài) 　　閉式齒輪傳動(dòng),如果齒輪的圓周速度ν<12m/s時(shí),我們一般將大齒輪的輪齒浸入油池進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣可以借助齒輪的傳動(dòng),不僅把潤(rùn)滑油帶到嚙合齒面,而且

58、也可把油甩到箱壁上,用以散熱或潤(rùn)滑軸承。 　　為了減少齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)阻力、控制潤(rùn)滑油的升溫,齒輪浸入油中的深度,一般不超過(guò)一個(gè)齒高,對(duì)于多級(jí)傳動(dòng)的低速級(jí),最大浸油深度不應(yīng)超過(guò)大齒輪半徑的1/3。對(duì)于錐齒輪,浸油深度為0.5~1倍的齒寬;如果齒輪圓周速度ν>12m/s時(shí),就應(yīng)該采用噴油潤(rùn)滑,噴油潤(rùn)滑是將潤(rùn)滑油以一定壓力直接由噴嘴噴射到齒輪嚙合處的一種潤(rùn)滑方法。 　　機(jī)械設(shè)備中變速器的潤(rùn)滑主要有以下幾種，如齒輪和軸承的潤(rùn)滑,在綜合考慮流體動(dòng)力效應(yīng)、潤(rùn)滑油的壓——粘特性和接觸體性變形三者基礎(chǔ)上確立的壓力潤(rùn)滑油膜,一般都會(huì)講摩擦表面分隔開來(lái)的潤(rùn)滑狀態(tài),稱彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑。我們可以根據(jù)彈性流體動(dòng)力學(xué)潤(rùn)滑

59、理論,當(dāng)齒面處在潤(rùn)滑狀態(tài)與齒面的接觸應(yīng)力、滑動(dòng)速度和方向、潤(rùn)滑的性能都有關(guān)。但齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)是嚙合時(shí)間很短,如果同時(shí)發(fā)生滑動(dòng)和滾動(dòng),滑動(dòng)方向和大小都會(huì)急劇地變化,從而造成接觸面單位面積上的瞬時(shí)壓力很高,材料的彈性變形大,在此情況下,評(píng)定齒輪有效潤(rùn)滑的膜厚比參數(shù)λ為: 　　λ=hmin/σ 　　其中hmin——齒輪嚙合時(shí)的最小油膜厚度(um); 　　σ——兩嚙合齒輪表面的綜合粗糙度(um); 　　式中σ= (σ12+σ22)1/2 　　σ1、σ2——分別為兩摩擦表面粗糙度的均方根(um)。 　　根據(jù)λ的試驗(yàn)結(jié)果值,齒輪的潤(rùn)滑狀態(tài)分為3種: 1)當(dāng)λ<0.4時(shí)為邊界潤(rùn)滑,載荷完全由邊

60、界膜承擔(dān),摩擦學(xué)特性決定于固體表面性能和潤(rùn)滑劑油性。當(dāng)齒輪間為邊界潤(rùn)滑時(shí),輪齒表面有較多的凸峰接觸,易發(fā)生擦傷、粘著膠合磨損。 2)當(dāng)0.4<λ<3時(shí)為混合潤(rùn)滑,隨著λ值的增大,油膜承擔(dān)載荷的比例也增大,當(dāng)λ=1時(shí),邊界膜承擔(dān)的載荷約為總載荷的30%,摩擦學(xué)特性決定于固體表面性能和潤(rùn)滑劑油性及粘度。這種潤(rùn)滑狀態(tài)差異很大,有的接近彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑,有的接近邊界潤(rùn)滑。 　　3)當(dāng)λ>3~5為流體潤(rùn)滑,就是完整全油膜潤(rùn)滑,齒面全部被彈性流體油膜分開,輪齒表面的摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)橛湍?nèi)部分子間摩擦,由于摩擦系數(shù)比較小,載荷完全由油膜 承擔(dān),摩擦學(xué)特性決定于潤(rùn)滑劑粘度,這樣可以發(fā)生齒面疲勞點(diǎn)蝕、齒

61、面膠合、齒面磨粒磨損等損傷的概率最小,這是一種理想的潤(rùn)滑狀態(tài)。 9.2 潤(rùn)滑在齒輪傳動(dòng)中的作用及影響 　　輪齒的失效形式主要有一下幾種常見的形式如:輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、齒面膠合、齒面磨粒磨損和塑性變形等。 　　2.1潤(rùn)滑對(duì)抗點(diǎn)蝕的作用及影響 　　輪齒正常工作時(shí),它的工作表面上的接觸應(yīng)力是一個(gè)變化值，主要與時(shí)間變化有關(guān)系, 輪齒面長(zhǎng)時(shí)間在這種高變接觸應(yīng)力的作用下,可能將出現(xiàn)微小的金屬剝落而形成一些疲勞淺坑,這種現(xiàn)象稱為齒面疲勞點(diǎn)蝕。點(diǎn)蝕生成的時(shí)間和他所發(fā)生的程度,主要取決于輪齒之間接觸應(yīng)力的大小、載荷的循環(huán)次數(shù)、材料的硬度、表面微觀幾何形狀及潤(rùn)滑狀態(tài)和潤(rùn)滑膜的厚度。一般有以下幾種方式

62、可以提高齒面抗疲勞點(diǎn)蝕的能力，如提高齒面硬度、降低齒面粗糙度值、采用粘度較高的潤(rùn)滑油以及合理的變位等。潤(rùn)滑油粘度的高低對(duì)于滲入裂紋的作用是有一定的關(guān)系的,粘度越高越有利于油膜的建立和油膜厚度的增加,同時(shí)油的彈性可以緩和沖擊,使部分接觸應(yīng)力的分布更趨于均勻,從而降低了最大應(yīng)力值,增強(qiáng)了齒面的抗點(diǎn)蝕能力。所以一定的時(shí)候提高潤(rùn)滑油的粘度,可以適當(dāng)減少表面疲勞點(diǎn)蝕的發(fā)生和擴(kuò)展。 　　潤(rùn)滑油中常常含有一些特別的添加劑如：極壓添加劑,要是我們使用不當(dāng),往往造成加速生成腐蝕點(diǎn)蝕。如果我們要防止點(diǎn)蝕生成,就要對(duì)添加劑的組分、用量、齒輪材質(zhì)、接觸應(yīng)力、負(fù)荷性質(zhì)、速度以及環(huán)境溫度等都應(yīng)注意,不能隨便采用。 　

63、　潤(rùn)滑方式與供油量對(duì)點(diǎn)蝕也有很大影響。例如我們來(lái)看一下防止疲勞點(diǎn)蝕,供油量不宜過(guò)多。如果供油量過(guò)多,則肯定會(huì)有部分油因在嚙合的兩齒面間,受到壓力而產(chǎn)生擠壓,從而產(chǎn)生局部高壓,增加了接觸應(yīng)力。同時(shí)高壓作用下滲入裂紋的油量也多,促進(jìn)疲勞點(diǎn)蝕的發(fā)生和發(fā)展,但為了防止粘著,又應(yīng)該有充分的漬量。所以,應(yīng)綜合考慮供油量的多少,以取得最好的潤(rùn)滑效果。 　　2.2潤(rùn)滑對(duì)抗齒面膠合(粘著)的作用及影響 　　膠合一般是由于齒面之間的潤(rùn)滑膜全部失去了它的保護(hù)作用,使兩隊(duì)齒輪接觸面的金屬在一定壓力下接觸發(fā)生粘著,然而兩齒面之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)使金屬?gòu)凝X面上撕落引起的粘著磨損現(xiàn)象。潤(rùn)滑對(duì)粘著起到了一定的作用。 　　對(duì)不

64、含油性劑和極壓劑的礦物油,油的粘度越高,形成的油膜越厚,粘附性越好,越容易阻止齒面直接接觸,抵抗膠合的能力越強(qiáng);在礦物油中加入油性劑和復(fù)合礦物油,可以用物理和化學(xué)的吸附方式,形成比礦物油更牢固的邊界油膜,阻止粘著磨損的發(fā)生。 　　2.3潤(rùn)滑對(duì)磨粒磨損的作用及影響 　　當(dāng)泥沙、灰塵、鐵屑、金屬粉末等進(jìn)入輪齒的嚙合部位時(shí),將引起齒面的磨粒磨損。潤(rùn)滑油對(duì)磨粒磨損起不到根本的解決作用,它只能把從外來(lái)的一些雜質(zhì)從齒端面上沖洗掉。若磨損顆粒懸浮于油中,將起研磨劑作用,使磨粒磨損繼續(xù)發(fā)展。 為了防止磨粒磨損,經(jīng)常注意潤(rùn)滑油的清潔和更換是很重要的。油浴潤(rùn)滑選用較低粘度的潤(rùn)滑油,有利于磨粒的沉

65、淀。潤(rùn)滑油經(jīng)過(guò)濾后再使用,定期對(duì)潤(rùn)滑油質(zhì)取樣化驗(yàn),定期凈化等。 10 總結(jié) 本次設(shè)計(jì)主要是基于目前市場(chǎng)上對(duì)微型汽車的需求量不斷增加，而目前手動(dòng)變速器卻存在一些問(wèn)題，我們根據(jù)這一實(shí)際情況而進(jìn)行設(shè)計(jì)。微型汽車是我國(guó)汽車產(chǎn)品的主要車型之一，在全球的汽車產(chǎn)銷量中占三分之一。本次設(shè)計(jì)中我們使該手動(dòng)變速器保持了傳統(tǒng)變速器的一些優(yōu)點(diǎn)，如結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、使用可靠等優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)選擇了中型扭矩的發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)正確選擇變速器的擋位數(shù)和傳動(dòng)比使之與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)優(yōu)化匹配，保證該汽車具有良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性。然后確定齒輪的相關(guān)尺寸以

66、及校核齒輪的強(qiáng)度、剛度。接著對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度、剛度校核、對(duì)軸承的壽命進(jìn)行了驗(yàn)算。最后做到了制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長(zhǎng)等要求。設(shè)計(jì)從收集資料，方案構(gòu)思到設(shè)計(jì)初稿、定稿、中間需要查閱的資料設(shè)計(jì)面很廣，由于能力有限時(shí)間有限經(jīng)驗(yàn)不足在數(shù)據(jù)的驗(yàn)算上花費(fèi)了很多時(shí)間。 但卻使自己對(duì)辦公軟件掌握的更好掌握，同時(shí)也牢固了機(jī)械知識(shí),更重要的是提高汽車的相關(guān)認(rèn)識(shí)度,使得在日后工作或者學(xué)習(xí)打下堅(jiān)實(shí)基礎(chǔ)。 本次設(shè)計(jì)針對(duì)提高變速器的傳動(dòng)效率，響應(yīng)了目前高效、節(jié)能的新潮流，提高傳動(dòng)效率，不僅提高了動(dòng)力性，還對(duì)目前的燃油危機(jī)起到了一定的緩解作用。總體上符合微型車輛變速器的發(fā)展要求，具有一定的市場(chǎng)效應(yīng)。 最后由于能力有限，論文和圖紙中難免出現(xiàn)錯(cuò)誤，希望老師批評(píng)指正。 參考文獻(xiàn) [1] 黎亞洲.汽車底盤構(gòu)造與維修圖解.北京，電子工業(yè)出版社，2009.3 [2] 關(guān)文達(dá)、吳明等.汽車構(gòu)造（第二版）.北京：清華大學(xué)出版社，2009 [3] 王豐元、馬