電動汽車變速器設計---課程設計說明書(共32頁)

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上電動汽車變速器設計-課程設計任務書電動汽車變速器是有效改善牽引電動機扭矩范圍的重要傳動部件，通過加設變速器，可實現(xiàn)高轉速電機和減速器的有機結合，使電動機保持在高效率工作范圍類，減輕電動機和動力電池組的負荷，實現(xiàn)電動汽車的輕量化設計。電動汽車機械變速機構類型有多種，如輪轂電機減速器，驅動橋變速差速器等。本課程設計的變速器要求是一單級變速器，并具有空擋和倒檔機制。要求通過學習掌握電動汽車變速器的原理，結構和設計知識，用所給的基本設計參數(shù)確定變速器的傳動比，并進行電動汽車變速器的結構設計，繪制主要的零部件圖紙，寫出內容詳細的設計說明書。 設計時間: 2010年秋季學期的19

2、-20周。1.基本設計參數(shù)：1.電動機額定轉速:2500r/min2.電動機恒轉矩區(qū)轉矩: 200 Nm3.車輛主減速比：1.04.電動機額定轉速時車輛速度：60 km/h5.車輪規(guī)格：205/55 R162.設計計算要求：1.根據基本設計參數(shù)進行電動汽車變速器主要參數(shù)的選擇與計算;2.進行電動汽車變速器的結構設計與計算。3.完成內容：1. 裝配圖張;2. 零件圖2張;3. 設計計算說明書份。1) 封面；2) 課程設計任務書；3) 目錄；4) 中英文摘要;5) 正文；6 ) 參考文獻。4.主要參考文獻：1陳家瑞.汽車構造（第三版下）M.北京：機械工業(yè)出版社,2009,6.2劉惟信.汽車設計M.

3、北京：清華大學出版社,2001,7.3康龍云.新能源汽車與電力電子技術M.北京：機械工業(yè)出版社，2010,10.專心-專注-專業(yè)目錄摘要Abstract第一章：緒論-41、 本課題研究的目的和意義-42、 本課題研究現(xiàn)狀和發(fā)展-43、 電動汽車傳動裝置的特點-54、 電動汽車變速器的功用和要求-5第二章：變速器的基本設計方案 -71、變速器設計的基本要求-72、變速器各方案的分析與對比-9第三章：變速器主要參數(shù)的選擇 -111、檔數(shù)的選擇-112、傳動比的確定-113、傳動比校核-124、中心距的計算-135、外型尺寸的確定-13第四章：變速器各檔齒輪的設計計算-141、齒輪參數(shù)選擇-142、

4、前進擋齒輪齒數(shù)確定-153、倒擋齒數(shù)確定-164、降低齒輪嚙合噪聲處理-16第五章：變速器軸的設計計算-181、變速器軸的工藝要求-182、軸的直徑計算-18第六章：變速器齒輪的校核-201、齒輪的破壞形式-202、各軸的轉矩計算-213、齒輪強度計算-21第七章：變速器軸的的校核 -241、軸的剛度校核計算-242、軸的強度校核計算-25第八章：變速器軸承的選擇和校核-261、輸入軸軸承選擇與校核-262、輸出軸軸承選擇與校核-26第九章：變速器同步器及操縱機構的選擇-27第十章：變速器殼體的設計-28第十一章：參考文獻 -29摘要汽車變速器是汽車傳動系統(tǒng)的主要組成部分，主要作用是將發(fā)動機的

5、轉矩經過改變后傳遞給主減速器，改變傳動比擴大驅動輪轉矩和轉速范圍，來試用不同的行駛條件。設置空擋用來中斷動力傳遞，設置倒擋，使汽車能夠倒退行駛。文中對變速器的主要參數(shù)進行了驗證，包括齒輪強度的校核、變速器軸強度和剛度的校核、軸承壽命的驗算等。計算結果表明整體性能滿足要求。關鍵詞 汽車工程；變速器；設計；手動；ABSTRACTAuto transmission is the main component of the transmission agent, its main effect is to transfer torque from engine to the primary retar

6、der, and in which process the torque is changed, is to expand the scope and speed to adapt different driving conditions by changing gear radio. We set up neutral position to interrupt the power transmission, set up the reverse position, so the vehicle can drive back.The main parameters of transmissi

7、on have been checked, including the strength of gears, the transmission shafts strength and stiffness, bearing life. The results show that the whole performance meet the requirement.Key Words Automotive engineering,Transmission,Design,Manual第一章 緒論1、本課題研究的目的和意義隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展,車型的多樣化、個性化已經成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設計

8、是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。盡管近年來，自動變速器和無級變速器技術迅猛發(fā)展，對長期以來主導市場地位的手動變速器產生很大沖擊，但手動變速器已應用了很長一個時期,經過反復改進,成為現(xiàn)在的形式,制造技術趨于成熟化，與其它種類變速器相比較，具有以下優(yōu)點：1）手動變速器技術已經發(fā)展了幾十年，制造技術更加成熟，長期處于主導變速器市場的地位，各方面技術經過長期市場考驗，通過逐步積累，技術已經相當成熟。2）手動變速器傳動效率較高，理論上比自動變速器更省油。3）手動變速器結構簡單，制造工藝成熟，市場需求大，能夠產生生產規(guī)模效益，生產成本低廉。4）維修方便，維修成本便宜。5）以給汽車駕駛愛好者帶來更多的操控快感。

9、在市場經濟形勢下.特別是當前國家對汽車變速器產品還拿不出完整規(guī)劃的情況下.尋求引進更先進的汽車變速器,改進現(xiàn)有的變速器,從市場廣度開發(fā)轉變?yōu)樯疃乳_發(fā),使產品系列化,通用化,標準化.組織好精益生產,降低成本,提高產品質量,才能逐步縮短同世界先進技術水平的差距。2、 本課題研究現(xiàn)狀和發(fā)展從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看, 全世界的各大廣商都對提高AT的性能及研制無級變速器CVT表現(xiàn)積極, 汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實用化進程。然而,因無級變速器技術難度很大, 發(fā)展相對較慢, 從而成為世界范圍內尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器、電控液力自動變速器、金屬帶鏈式無

10、級變速器、電控機械式自動變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器等數(shù)種, 并具有各自優(yōu)勢, 但其中金屬帶式無級變速器前景看好。ECT變扭器中的自動變速器油在高速運動中, 由于油液分子間的內摩擦和油液分子與各工作輪葉片表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會產生油液溫度升高造成功率損失, 存在傳動效率低油耗較大的不足, 另外還存在結構復雜、成本高及維修難度大等較明顯缺點。歐洲格特拉克變速箱公司開發(fā)的電控機械自動變速器則克服了AT效率低等缺點, 與AT相比, 具有更大的發(fā)展優(yōu)勢?？墒? AMT依舊需要復雜的電控系統(tǒng)來控制。據該公司預測, 到2008年, 歐洲的50

11、的MT將會被AMT代替, 同時部分市場也將會被占領。總之, 變速器是汽車除發(fā)動機外的主要裝置之一, 伴隨著汽車技術更新?lián)Q代和市場需求，在向實現(xiàn)理想變速器發(fā)展過程中將會取得更加巨大的成就。變速器會應對市場要求朝操縱舒適、輕柔、傳動效率高、低油耗、環(huán)保與低噪聲方向發(fā)展, 汽車變速器市場的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長。3、電動汽車傳動裝置的特點電動汽車傳動裝置的作用是將電動機的驅動轉矩傳給汽車的驅動軸，當采用電動輪驅動時，傳動裝置的多數(shù)部件常常可以忽略。因為電動機可以帶負載啟動所以電動汽車上無需傳統(tǒng)內燃機汽車朐離合器。因為驅動電機的旋向可以通過電路控制實現(xiàn)變換，所以電動汽車無需內燃機汽車變速器中的倒檔當采用

12、電動機無級調速控制時，電動汽車可以忽略傳統(tǒng)汽車的變速器在采用電動輪驅動時，電動汽車也可以省略傳統(tǒng)內燃機汽車傳動系統(tǒng)的差速器。4、電動汽車變速器的功用和要求改變傳動比，滿足不同行駛條件對牽引力的需要，使發(fā)動機盡量工作在有利的工況下，滿足可能的行駛速度要求。在較大范圍內改變汽車行駛速度的大小和汽車驅動輪上扭矩的大小。由于汽車行駛條件不同，要求汽車行駛速度和驅動扭矩能在很大范圍內變化。中斷動力傳遞，在電動機起動，怠速運轉，汽車換檔或需要停車進行動力輸出時，中斷向驅動輪的動力傳遞。實現(xiàn)空檔，當離合器接合時，變速箱可以不輸出動力。例如，可以保證駕駛員在電動機不熄火時松開離合器踏板離開駕駛員座位。汽車變速

13、器是通過改變傳動比，適應在起步、加速、行駛以及克服各種道路阻礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。第二章 變速器的基本設計方案變速器的結構對汽車的動力性、燃油經濟性、換擋操縱的可靠性與輕便性，傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。采用優(yōu)化設計方法對變速器與主減速器，以及變速器的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與燃油經濟性；采用自鎖及互鎖裝置、倒檔安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側（或越程接合、錯位接合、齒厚減薄、臺階齒側）等措施，以及其他結構措施，可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自行脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便、無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、

14、噪聲低。降低噪聲水平已成為提高變速器質量和設計、工藝水平的關鍵。變速器用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩及轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。用變速器轉變發(fā)動機轉矩、轉速的必要性在于內燃機轉矩一轉速變化特性的特點是具有相對小的對外部載荷改變的適應性。1、變速器設計的基本要求：1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。3）設置倒擋，使汽車能變速倒退行駛。4）設置動力輸出裝置。5）換擋迅速、省力、方便。6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應有高的工作效率。8）變速器的工

15、作噪聲低。除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。 有級變速器與無級的相比，其結構簡單、造價低廉，因此在各種類型的汽車上均得到了廣泛的應用。其中兩軸式和三軸式變速器得到了最廣泛的應用。三軸式變速器的其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉矩因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此，在齒輪中心距(影響變速器尺寸的重要參數(shù))較小的情況下仍然可以獲得

16、大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低。兩軸式變速器與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質量減少6l0。兩軸式變速器則方便于這種布置且使轉動系的結構簡單。兩軸式變速器的第二軸<即輸出軸)與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝、降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪(直齒圓柱齒輪)外，其他檔位均采用常嚙合齒輪(斜齒圓柱齒輪)傳

17、動；各檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限(ig14.04.5)也受到較大限制，但這一缺點可通過減小各高檔傳動比同時增大主減速比來消除。本變速器采用兩軸式設計方案。2、變速器各方案分析及對比倒檔布置方案圖2-a為常見的倒擋布置方案。圖2-b方案的優(yōu)點是倒擋利用了一擋齒輪，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-c方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖-

18、2d方案對2-c的缺點做了修改。圖2-e所示方案是將倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。為了縮短變速器軸向長度，倒擋傳動采用圖2-g所示方案。缺點是倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。本變速器采用f設計方案。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，然后按照從低擋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

19、常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內略有增加，與此同時在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。倒擋軸位置與受力分析除此以外，倒擋的中間齒輪位于變速器的左側或右側對倒擋軸的受力狀況有影響。第3章 變速器主要參數(shù)的選擇1、檔數(shù)的選擇由課程設計任務書可知，本課程設計的變速器要求是一單級變速器，并具有空擋和倒檔機制。即只有一個前進檔、一個倒檔和一個空擋。2、傳動比的確定基本設計參數(shù) 電動機額定轉速 2500r/min 電動機恒轉矩區(qū)轉矩 200Nm 車輛主減速比 1.0 電動機額定轉速時車輛速度 60 km/h 車輪規(guī)格 205/

20、55 R16 電動機額定轉速時車輛速度，=60km/h；r 車輪半徑，r= 0.316m；n電動機額定轉速，n=2500r/min； 主減速器傳動比, =1.0； 前進擋傳動比 已知：最高車速=60 km/h；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格R16得到=316(mm)；發(fā)動機轉速=2500（r/min）；由公式得到主減速器傳動比計算公式：綜上可得：變速器前進擋傳動比3、傳動比校核根據汽車行駛方程式汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 1）由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比為 式中：G作用在汽車上的重力，汽車質量，重力加速度設汽車質量1200KG，=12740N；=200N.m；傳動系效率，

21、=0.90；車輪半徑，=0.315m；滾動阻力系數(shù)，干砂路面（0.1000.300）取=0.150；坡度，=16.7°。2）根據車輪與地面的附著條件有： ·式中：汽車行駛速度（km/h）； 發(fā)動機轉速（r/min）； 車輪滾動半徑（mm）； 變速器傳動比； 主減速器傳動比。在瀝青混凝土干路面，=0.50.6，取=0.6因此，變速器傳動比范圍是而，故不滿足最大爬坡度要求由可得：故汽車總質量設計不應該超過668.8kg4、中心距A的確定初選中心距可以由發(fā)動機最大轉矩按下式直接求出：式中：變速器中心距（mm）； 按發(fā)動機最大轉矩直接求中心距時的中心距系數(shù)，對轎車取14.516.0

22、；發(fā)動機最大轉矩，=200N.m。 則，初選中心距=93mm。5、外型尺寸 變速箱的橫向外型尺寸，報據齒輪直徑以及換擋機構的布置初步確定影響變速箱殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式另外根據變速箱在電動汽車中的安裝空間來設計。軸向尺寸取2.3A，L=2.393=213.9mm，取整得L=214mm。第4章 變速器各檔齒輪的設計計算1、齒輪參數(shù)選擇模數(shù)：齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)并且影響它的選取因素有很多，如齒輪的強度、質量、噪聲和工藝要求等。經前面計算車體總質量應該小于688kg，并且根據下表變速器用齒輪模數(shù)的范圍可得V<1.0故本設計所用變速箱齒輪摸數(shù)，從工藝方面考慮，各擋齒

23、輪應該選用一種模數(shù)，前進檔、倒檔齒輪的模數(shù)定為1.75mm。車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.56.00汽車變速器常用的齒輪模數(shù)mm第一系列1.001.251.52.02.53.0第二系列1.752.252.75壓力角：國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪采用的壓力角為20°。 齒寬：直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.0； 斜齒，取為6.08.5，取7.0。變速器傳動示意圖如圖所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以

24、后，可根據變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。2、前進擋齒輪齒數(shù)的確定 取模數(shù)m=1.75mm求得： 3、倒檔齒數(shù)的確定倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔相同，倒檔齒輪一般在2123之間選擇。初選 軸的中心距A=92.75mm 為了保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干涉， 齒輪3和齒輪4的齒頂圓之間應保持0.5以上的間隙。初選Z3=84 Z4=17。由A=m(Z3+Z4+4ha)/2+間隙 得 間隙Am×(Z3+Z4+4ha)/2 92.751.75×(84+17+4×1)/20.8750.5齒

25、輪能正常嚙合且不發(fā)生運動干涉。倒檔軸與兩周之間的中心距：4、 降低齒輪的嚙合噪聲處理采用變位齒輪的原因：1、配湊中心距2、提高齒輪的強大和試用壽命高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪接近的程度。變位系數(shù)圖對前進擋齒輪進行高度變位：x1=0.41 x2=-0.41對倒擋齒輪進行高度變位x3=0.23 x4=-0.23 x5=0.23第5章 變速器軸的設計計算1、軸的工藝要求：變速器的軸是變速器傳遞扭矩的主要部件，它的結構和強度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力，徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要

26、求變速器的軸要有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產生彎曲變形，結果破壞了軸的正常嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲均產生不利影響。因此在設計變速器軸時，其剛度的大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件，設計階段可以根據經驗公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據公式進行有關剛度和強度的計算。第二軸上的軸頸常常用作滾針的滾道，要求有相當高的強度和表面粗糙度，硬度應在HRC5863，便面粗糙度不能過低。對于作為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，并規(guī)定其端面擺差，一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝

27、簡單，階梯應盡可能少。2、 軸的直徑計算：本設計經過綜合考慮，輸出軸采用齒輪軸，材料與齒輪一樣為20CrMnTi。因本設計為兩軸式變速器，且變速器只有一個前進擋、一個倒退檔和一個空擋。所以，該變速器軸的設計不能按照三軸式變速器的相關設計方法進行初選設計。軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調。參照三軸式變速器的設計，第一軸花鍵部分直徑可根據發(fā)動機最大轉矩Temax (N·m)按下式初選：初選輸入軸花鍵部分直徑d（mm）：d=18mm三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據中心距A(mm)按下式初選：輸出軸最大直徑取45mm。 由于本變速器設計只設有一個前進擋、一

28、個倒退檔和一個空擋，因此軸向尺寸比一般多檔變速器的軸向尺寸要小。因此本變速器采用對稱布置，以簡化軸的設計。由于采取兩軸式變速器設計方案，因此兩軸的支承距離可設為相等，初選L=104mm。初選的軸徑還需根據變速器的結構布置和軸承與花鍵、彈性檔圈等標準以及軸的剛度與強度驗算結果進行修正。第6章 變速器齒輪的的校核1、齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞有以下幾種形式：1）齒輪折斷齒輪在嚙合過程中，齒輪表面承受有集中載荷的作用?？梢园妖X輪看作是懸臂梁，輪齒根部彎曲應力很大，過渡圓角處又有應力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。輪齒折斷有兩種情況，一種是輪齒受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導致輪齒斷裂。另一種是

29、受到多次重復載荷的作用，齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度以后，齒輪突然折斷。為避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒的彎曲應力，提高齒輪的彎曲強度。采用下列措施，可提高輪齒的彎曲強度：增大輪齒根部厚度；加大輪齒根部過渡圓角半徑；采用長齒齒輪傳動；提高重合度；使同時嚙合的輪齒對數(shù)增多；使齒面及齒根部過渡圓角處盡量光滑；提高材料的許用應力，如采用優(yōu)質鋼材等。（2）齒面點蝕齒面點蝕是閉式齒輪傳動經常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產生大量與齒面成尖角的小裂縫。而裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量

30、的扇形小麻點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。提高接觸強度的措施：一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應力降低；另一方面是提高齒面硬度，如采用許用應力大的鋼材等。（3）齒面膠合高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸應力大，使齒面間潤滑油膜破壞，兩齒面之間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。防止膠合的措施有：一方面采用較大或加有耐壓添加劑的潤滑油，提高油膜強度，使油膜不破壞，就可以不產生局部溫升；另一方面可提高齒面硬度，或嚙合齒輪采用不同材料等。2、各軸的轉矩計算：輸入軸轉距 N·mm中間軸轉距

31、=160N·mm輸出軸各檔轉距：前進檔齒輪N·mm倒檔齒輪N·mm倒檔中間齒輪N·mm3、 齒輪強度計算：齒形系數(shù)圖根據圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出齒輪模數(shù)m與彎曲應力之間有如下關系：式中Tj計算載荷，Nmm；K應力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65；Kf摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9；齒輪齒數(shù)；Kc齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0；y齒形系數(shù)，見圖。齒高系數(shù)f相同、節(jié)點處壓力角不同時：，；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時，；輪齒彎曲應力，當時，直齒齒輪的許用應力400850 MPa。前進擋齒輪彎曲強度校核已知參數(shù)：m=1.75mm z

32、1=18 z2=88 Kc=7.0,差齒形系數(shù)圖，代入公式可得=795.10 MPa 850 MPa=612.03 MPa 850 MPa所以滿足設計要求由以上計算可知，倒檔齒輪也為直齒圓柱齒輪。由計算式可知，倒檔齒輪也滿足設計要求。輪齒接觸應力計算式中：輪齒的接觸應力（MPa）；Tg計算載荷（N.mm）；d節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點處壓力角（°）；E齒輪材料的彈性模量（MPa）；b齒輪接觸的實際寬度(mm)；=sin =sin根據齒輪的相應參數(shù)，代入上式可得=1679.41 MPa 19002000 MPa=1073.62 MPa 19002000 MPa=1299.62 MPa 19

33、002000 MPa需用應力為19002000 MPa由以上計算可知，前進擋和倒擋齒輪的輪齒接觸應力均滿足要求。綜上可知，變速器齒輪的設計滿足設計要求。第7章 變速器軸的校核1、軸的剛度校核計算計算齒輪的受力，選擇前進檔受力分析，進行軸的剛度和強度校核。由于本變速器采用直齒圓柱齒輪，故無軸向力的作用。齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr可按下式求出：Ft=2Temax/dFr=2Temax*tana/d式中i至計算齒輪的傳動比；d計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm；a節(jié)點處壓力角；Temax發(fā)動機最大轉矩，N·mm。對輸入軸齒輪受力分析可知，F(xiàn)t=13.1KN Fr=4.8KN若軸在垂直面內撓度為

34、，在水平面內撓度為和轉角為，可分別用下列式計算式中：F1齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；F2齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；E彈性模量（MPa），E=2.1×105MPa；I慣性矩（mm4），對于實心軸，；d軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；a、b齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）；L支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸斷面的轉角不應大于0.002rad(弧度)。軸的垂向撓度的容許值fc0.050.10mm；軸的水平撓度的容許值fs0.100.15mm。將以上各值代入上述各式可得：fc =0.0383mm0.050.10mmfs=0.1047mm0.100.15

35、mm軸的全撓度為0.1145mm0.2mm軸端面的轉角為0.0.002rad。所以，變速器輸入軸的剛度滿足要求。對于相互嚙合的一對齒輪，由于其受力完全相同，且輸出軸的直徑遠大于輸入軸的直徑，故由上面的計算可知，輸出軸的剛度也滿足要求。對于倒檔齒輪來說，由于其傳動比小于前進擋傳動比，因此其上的作用力也小于前進擋齒輪，故其剛度也應滿足要求。2、軸的強度校核計算在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）為式中W彎曲截面系數(shù)，mm3；d軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內徑，mm； Mc在計算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm； Ms在計算斷面處軸的水平彎矩，N·mm；許用應力，在低檔工作時取

36、400MPa。經計算可知，輸入軸上的應力為12.91 MPa400MPa.同理可知，對于輸出軸來說，直徑大于輸入軸，其強度大于輸入軸，也滿足強度要求。同理可知，對于受力小于前進檔的倒檔，各軸也滿足強度的要求。第8章 變速器軸承的選擇與校核軸承的使用壽命可按汽車以平均速度v行駛至大修前的總里程S來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里。L=S/v式子中v=0.6*60=36，L=8333h。1、輸入軸軸承選擇與校核初選軸承型號根據軸承處的直徑選擇30204、30304。計算軸承當量動載荷P由于軸承不受軸向力的作用，所以，P= fp *Fr載荷系數(shù)fp 取1.2，所以可得P=5.76KN軸承

37、壽命計算公式為：為壽命系數(shù)，對滾子軸承=10/3。計算軸承的額定壽命，計算可知，L=1121h、3528h。根據設計可知，軸承不可能在全壽命期間工作在最高轉速，且由于該變速器不需要經常換擋，軸承所受的沖擊較小，載荷系數(shù)的取值也將減小，且由于輸入軸的一部分和曲軸連接，所以軸承實際所受力的大小也將減小。故實際計算值可能滿足使用壽命要求。2、輸出軸軸承選擇與校核初選軸承型號根據軸承處的直徑選擇30208。計算軸承當量動載荷P由于軸承不受軸向力的作用，所以，P= fp *Fr載荷系數(shù)fp 取1.2，所以可得P=5.76KN軸承壽命計算公式為：為壽命系數(shù)，對滾子軸承=10/3。計算軸承的額定壽命，計算可知，L=8620h。故滿足要求。第9章 變速器同步器及操縱機構的選擇同步器是變速器換擋機構的主要部件，能保證汽車穩(wěn)步換擋，防止齒輪的撞擊損壞。同步器有常壓式、慣性式和增力式三種。目前全部同步式變速器上采用的是慣性同步器，它主要由接合套、同步鎖環(huán)等組成，它的特點是依