奧騰皮卡變速器設(shè)計[中間軸式五檔手動變速器],中間軸式五檔手動變速器,奧騰皮卡,變速器,設(shè)計,中間,五檔,手動 本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計 奧騰皮卡變速器設(shè)計 院系名稱： 汽車與交通工程學(xué)院 專業(yè)班級： 車輛工程B07-7班 學(xué)生姓名： 王威力 指導(dǎo)教師： 呂德剛 職 稱： 講 師 黑 龍 江 工 程 學(xué) 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Aoteng Pick-up Transmission Candidate：WangWeili Specialty：Vehicle Engineering Class：B07-7 Supervisor：Lecturer. Lv Degang Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 摘 要 變速器由傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成，其基本功用是改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作，是汽車傳動系的重要組成。變速器的結(jié)構(gòu)要求對汽車的動力性、燃料經(jīng)濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。 本次設(shè)計的題目是奧騰皮卡變速器設(shè)計。依據(jù)皮卡相關(guān)參數(shù)可設(shè)計出基本符合要求的中間軸式手動變速器。中間軸式變速器由于具有體積小、原理簡單、工作可靠、操縱方便等優(yōu)點，故在大多數(shù)汽車中廣泛應(yīng)用。本設(shè)計研究中間軸式五檔手動變速器，其目的主要是基于對機械原理、機械設(shè)計、AutoCAD等知識的熟練運用和掌握，同時運用汽車構(gòu)造、汽車設(shè)計、材料力學(xué)等學(xué)科知識，對中間軸式變速器的各部件進行設(shè)計，并利用AutoCAD軟件繪制裝配圖和零件圖。本文將概述變速器的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢；對其工作原理進行闡述，選擇合理的傳動方案進行設(shè)計；確定各檔傳動比及齒輪參數(shù)選擇；對變速器的各檔齒輪和軸以及軸承做了詳細(xì)的設(shè)計計算與校核；對同步器和操縱機構(gòu)及箱體進行選擇。 關(guān)鍵詞：變速器；傳動比；齒輪；軸；設(shè)計計算；校核 ABSTRACT Transmission by the transmission and control mechanism, whose basic use is to change the gear ratio, wheel torque and speed to expand the range to meet the constantly changing driving conditions, while making the engine work in a favorable condition, a car assembly an important component parts. The structural requirements of the automobile transmission of power, fuel economy, shift control of the reliability and portability, stability and efficiency of transmission has a direct impact. The subject of this design is the Austrian Teng pickup transmission design. Pickup based on the basic parameters can be designed to meet the requirements of the intermediate shaft manual transmission. Since the middle of transmission shaft is small, the principle is simple, reliable, and easy manipulation, it is widely used in most cars. The design of the middle axis five-speed manual transmission, its main purpose is based on mechanical principles, mechanical design, AutoCAD and other skilled use of knowledge and mastery, while the use of vehicle structure, automotive design, materials, mechanics and other disciplines of knowledge, on the intermediate shaft Transmission of the parts design and assembly drawing using AutoCAD software and part drawing. This paper will outline the status and development trend of transmission; its working principle described, a reasonable choice of transmission scheme design; to determine the file transmission gear ratio and parameters; on the transmission gears and shafts, and all files in detail the design bearing calculation and verification; on the synchronizer and the control mechanism and the selection box. Key words: Transmission；Transmission Ratio； Gear；Shaft；Design and Calculation Checking 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒 論 1 1.1變速器簡述 1 1.2變速器的研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 1 1.3變速器設(shè)計的研究方法與目的意義 2 第2章 皮卡主要參數(shù)與變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 4 2.1確定總質(zhì)量 4 2.2選擇發(fā)動機型號 5 2.3確定最高車速 5 2.4變速器傳動機構(gòu)的布置 6 2.4.1兩軸式變速器和中間軸式變速器的特點分析 7 2.4.2變速器倒檔布置 7 2.4.3各檔齒輪位置安排 8 2.5變速器齒輪形式與自動脫檔分析 9 2.5.1齒輪形式 9 2.5.2變速器自動脫檔分析 10 2.6本章小結(jié) 10 第3章 變速器主要參數(shù)的確定 11 3.1變速器檔位數(shù)目及各檔傳動比的確定 11 3.1.1變速器檔位數(shù)目的確定 11 3.1.2主傳動比的確定 11 3.1.3變速器各檔傳動比的確定 12 3.2變速器中心距的確定 14 3.3變速器的外形尺寸 14 3.4齒輪參數(shù)的選擇 15 3.4.1齒輪模數(shù) 15 3.4.2齒形、壓力角及螺旋角 17 3.4.3齒寬 19 3.4.4齒頂高系數(shù) 19 3.4.5齒輪的修正 19 3.5各檔齒輪齒數(shù)分配 20 3.5.1確定一檔齒輪齒數(shù) 20 3.5.2對中心距進行修正 21 3.5.3確定常嚙合齒輪副齒數(shù) 22 3.5.4確定其他各檔齒輪齒數(shù) 24 3.5.5確定倒檔齒輪齒數(shù) 29 3.6本章小結(jié) 31 第4章 變速器齒輪設(shè)計及校核 32 4.1齒輪材料的選擇 32 4.2各軸的轉(zhuǎn)矩計算 33 4.3齒輪強度校核 34 4.3.1輪齒的彎曲應(yīng)力 34 4.3.2輪齒的接觸應(yīng)力 36 4.3.3各檔齒輪的強度校核 37 4.4計算各檔齒輪的受力 44 4.5本章小結(jié) 47 第5章 變速器軸和軸承的設(shè)計及校核 48 5.1軸的設(shè)計 48 5.1.1軸的設(shè)計要求及結(jié)構(gòu)設(shè)計 48 5.1.2軸的尺寸設(shè)計 49 5.2軸的校核 51 5.2.1軸的剛度校核 51 5.2.2軸的強度校核 56 5.3軸承的選擇及校核 61 5.4本章小結(jié) 66 第6章 同步器的選擇 67 6.1鎖銷式同步器 67 6.2鎖環(huán)式同步器 68 6.3本章小結(jié) 69 第7章 操縱機構(gòu)與箱體的選擇 70 7.1操縱機構(gòu)的選擇 70 7.1.1變速操縱桿的布置 70 7.1.2換檔鎖裝置 71 7.2變速器箱體的設(shè)計 73 7.3本章小結(jié) 73 結(jié) 論 74 參考文獻 75 致 謝 76 附 錄 77 81 第1章 緒 論 1.1變速器簡述[1] 自從汽車誕生時起，汽車變速器就在汽車傳動系中扮演著至關(guān)重要的角色?，F(xiàn)代汽車廣泛采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機為主要動力源，而發(fā)動機的扭矩、轉(zhuǎn)速與汽車的牽引力、車速要求之間的矛盾，靠現(xiàn)代汽車的內(nèi)燃機自身是無法解決的。為此，在汽車傳動系中設(shè)置了變速器。作用是改變了汽車的傳動比，擴大了驅(qū)動車輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速范圍，使車輛適應(yīng)各種變化的行駛工況，同時使發(fā)動機在理想工況下工作。變速器還能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的。變速器的倒檔使汽車能倒退行駛；其空檔能中斷發(fā)動機傳遞的動力，以便發(fā)動機的啟動、怠速。 隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，人們對汽車的性能要求越來越高，汽車的性能、使用壽命、能源消耗、振動噪聲等很大程度取決于變速器的性能，因此必須重視對變速器的設(shè)計。它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)。變速器的結(jié)構(gòu)除了對汽車的動力性、經(jīng)濟性有影響同時對汽車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影響。變速器與主減速器及發(fā)動機的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒檔安全裝置，其他結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不產(chǎn)生跳檔、亂檔、自動脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換檔輕便，無沖擊及噪聲；采用斜齒輪、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低。眾多汽車工程師在改進汽車變速器性能的研究中傾注了大量心血，使變速器技術(shù)得到飛速的發(fā)展。 1.2變速器的研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢[2] 自從汽車采用內(nèi)燃機作為動力裝置開始，變速器就成為汽車重要的組成部分。距1894年一個法國工程師給一輛汽車裝上世界上第一個變速器至今，汽車變速器已經(jīng)經(jīng)過了一百多年的發(fā)展?，F(xiàn)代汽車變速器的發(fā)展十分快，不斷出現(xiàn)嶄新的變速器裝置。變速器技術(shù)的每次跨越，都和相關(guān)學(xué)科的發(fā)展密切相關(guān)。計算機技術(shù)、自動控制技術(shù)、模糊控制、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)、先進制造技術(shù)、運動仿真等為變速器的進一步發(fā)展提供了有力的保障。變速器的發(fā)展也給相關(guān)學(xué)科提出更高的理論要求，使人類的認(rèn)識邁向新的、更高的境界。 使用最早的是手動變速器，國內(nèi)最早的東風(fēng)解放所用的是手動變速器，但手動變速器也并非一成不變，早期的變速器，那時國內(nèi)還在實用不帶同步器的變速器，換擋要依據(jù)經(jīng)驗來判斷發(fā)動機轉(zhuǎn)速和汽車速度是否同步才能進行，并且升檔和降檔要求的油離配合還不一樣。后來為了方便駕駛，在領(lǐng)個相鄰齒輪間裝上了同步器，依靠同步器的作用，我們換擋就不需要去判斷車速了。目前手動變速器依然在汽車界應(yīng)用非常廣泛，但自動變速器是今后變速器發(fā)展的必然趨勢。 現(xiàn)代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足人們的需要。從40年代初，美國成功研制出兩檔的液力-機械變速器以來，自動變速器技術(shù)得到了迅速發(fā)展。80年代，美國已將液力自動變速器作為轎車的標(biāo)準(zhǔn)裝備。1983年時，美國通用汽車公司的自動變速器裝車率已經(jīng)達到了94%。近些年來，由于電子技術(shù)和電子計算機技術(shù)的發(fā)展，自動變速器技術(shù)已經(jīng)達到了相當(dāng)高的水平。 目前，國內(nèi)變速器廠商都朝自動變速器和無級變速器方向發(fā)展，國內(nèi)現(xiàn)已有多款轎車已經(jīng)應(yīng)用上無級變速器，而重型汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開。汽車行駛的速度是不斷變化的，這就要求汽車的變速器的變速比要盡量多，這就是無級變速(Continuously Variable Transmission簡稱"CVT") 。盡管傳統(tǒng)的齒輪變速箱并不理想，但其以結(jié)構(gòu)簡單、效率高、功率大三大顯著優(yōu)點依然占領(lǐng)著汽車變速箱的主流地位。 一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。但是,人們始終沒有放棄尋找實現(xiàn)理想汽車變速器的努力,各大汽車廠商對無級變速器(CVT)表現(xiàn)了極大的熱情，極度重視CVT在汽車領(lǐng)域的實用化進程。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器研究的終極目標(biāo)。 今后變速器技術(shù)將會朝著節(jié)能環(huán)保、應(yīng)用新型材料、高性能、低成本、微型化、智能化、集成化的方向發(fā)展并會取得重大成果。 1.3變速器設(shè)計的研究方法與目的意義[3] 從輕型貨車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。本課題取材于汽車中比較實用的皮卡汽車，皮卡車載貨或在雨、雪路面上行駛時，動力性好，越野性能出色。為了滿足消費者對汽車高性能、安全性、可靠性、舒適性的需求，對變速器的性能要求也更高。因此，本課題主要是針對機械式變速器的設(shè)計。 汽車變速器的設(shè)計是一個復(fù)雜的系統(tǒng)工程，其設(shè)計的成功與否決定著車輛的平順性、動力性和燃油經(jīng)濟性等多方面的設(shè)計要求。這就對變速器設(shè)計人員提出較高的要求。我們除了要對汽車變速器的結(jié)構(gòu)進行了合理的布置外，還運用了材料力學(xué)、機械原理、機械設(shè)計等知識，對變速器的重要零件軸和齒輪進行受力分析，強度、剛度的校核，以及為這些零件選擇合理的工程材料和熱處理方法，同時也為變速器選擇合理的同步器和操縱機構(gòu)。 本次設(shè)計主要是根據(jù)給定皮卡車的車型參數(shù)，通過對變速器各部分參數(shù)的選擇和計算，設(shè)計出一種基本符合要求的手動5檔變速器。本文要完成的有下面一些主要工作： 1．主要參數(shù)計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數(shù)計算、各檔齒輪齒數(shù)的分配。 2．變速器齒輪設(shè)計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速；齒輪強度計算及檢驗。 3．變速器軸設(shè)計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、軸的強度計算、軸的加工工藝分析。 4．變速器軸承的選擇及校核。 5．同步器、變速器操縱機構(gòu)和箱體的設(shè)計選用。 第2章 皮卡主要參數(shù)與變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 2.1確定總質(zhì)量 汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù)： （2.1） 式中 ——汽車的載質(zhì)量； ——整車整備質(zhì)量。 表2.1 貨車的質(zhì)量系數(shù) 參數(shù) 車型 總質(zhì)量 貨 車 1.8＜≤6.0 0.80～1.10① 6.0＜≤14.0 1.20～1.35 ＞14.0 1.30～1.70 ①裝柴油機的貨車為0.80～1.00。 汽車總質(zhì)量： 商用貨車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、載質(zhì)量和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即 (2.2) 式中，為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。 此載貨汽車是柴油機，查表2.1得質(zhì)量利用系數(shù)為0.80～1.00，其整備質(zhì)量是=1.76×103kg, 由公式（2.1）得： =1408～1760kg 因為此車設(shè)計為雙排室,所以=5,由公式（2.2）得: =（1408～1760）+1760+5×65 =3493～3845kg 本課題選用ma=3500kg。 2.2 選擇發(fā)動機型號 根據(jù)現(xiàn)在載貨汽車選用發(fā)動機的情況，參照2010款GA1020CRE3A型奧騰皮卡，針對本次設(shè)計任務(wù)選用GA4D28TC柴油發(fā)動機。 表2.2 GA4D28TC柴油發(fā)動機技術(shù)參數(shù) 發(fā)動機型號 GA4D28TC 發(fā)動機形式 四缸直列，高壓共軌 燃油種類 柴油 排量 2.771L 排放標(biāo)準(zhǔn) 國Ⅲ 最大輸出功率 80KW 最大扭矩 260N·m 最大扭矩轉(zhuǎn)速 1600~2400 r/min 最大功率轉(zhuǎn)速 3800r/min 2.3 確定最高車速 (2.3) 式中 ——發(fā)動機最大功率，kW； ——傳動系傳動效率，取≈0.9； ——汽車總質(zhì)量，kg； ——重力加速度，m／s2； ——滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取0.02； ——最高車速，km／h； ——空氣阻力系數(shù)，轎車取0.4～0.6，客車取0.6～0.7，貨車取0.8～1.0； ——汽車正面投影面積，㎡，若無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距B1、汽車總高H、汽車總寬B等尺寸近似計算： 對轎車A≈0.78BH，對載貨汽車 A≈B1 H。 A≈B1 H≈1.445×1.710=2.5㎡ 由公式（2-3）得： 算出≈130km/h,該車滿足要求。 2.4變速器傳動機構(gòu)的布置[3] 機械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。 通常，有級變速器具有三個、四個、五個前進檔；重型載貨汽車和重型越野車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多達6～16個甚至20個。變速器檔位的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟性和平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但檔位數(shù)的增多也使變速器的尺寸及質(zhì)量增大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造成本提高，操縱也復(fù)雜。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在良好的路面和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于1（約為0.7～0.8）的超速檔，可充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。 機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括齒輪副的數(shù)目、齒輪的轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 2.4.1兩軸式變速器和中間軸式變速器的特點分析 1．兩軸式變速器 兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或準(zhǔn)雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒檔傳動常用滑動齒輪，其他檔位均采用常嚙合齒輪傳動。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲低。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞；受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設(shè)計的很大；對于前進檔，兩軸式變速器輸入軸的傳動方向與輸出軸的傳動方向相反。 2．中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔，變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率要高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命。在除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。 2.4.2變速器倒檔布置 倒檔齒輪的結(jié)構(gòu)及其軸的位置，應(yīng)與變速器的整體結(jié)構(gòu)方案同時考慮。倒檔設(shè)計在變速器的左側(cè)或右側(cè)在機構(gòu)上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒檔時駕駛員移動變速桿的方向改變了。在結(jié)構(gòu)布置上，要注意的是在不掛入倒檔時，為了防止意外掛入倒檔，一般在掛倒檔時設(shè)有一個掛倒檔時需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。倒檔齒輪不能與第二軸齒輪有嚙合的狀況。換倒檔時能順利換入倒檔，而不和其它齒輪發(fā)生干涉。 與前進檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。為實現(xiàn)倒檔傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案；也有利用兩個聯(lián)體齒輪方案的。前者雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正、負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作；而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，并使倒檔傳動比略有增加。也有少數(shù)變速器采用結(jié)構(gòu)復(fù)雜和使成本增加的嚙合套或同步器方案換入倒檔。 圖2-1 倒檔布置方案 圖2-1為常見的倒檔布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2-1d所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便，且能獲得較大的倒檔傳動比。圖2-1e所示方案針對圖2-1c所示方案的缺點做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1f所示方案是將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-1g所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度。 2.4.3各檔齒輪位置安排 各齒輪副的相對安裝位置對于整個變速器的結(jié)構(gòu)布置有很大的影響。各檔位置的安排應(yīng)考慮以下四個方面： 1．整車總布置 根據(jù)整車的總布置，對變速器輸入軸和輸出軸的相對位置和變速器的輪廓形狀以及換檔機構(gòu)提出要求。 2．駕駛員的使用習(xí)慣 人們習(xí)慣于按檔的高低順序，由左到右或由右到左排列來換檔。值得注意的是倒檔，雖然他是平常換檔序列之外的一個特殊檔位，然而卻是決定序列組合方案的重要環(huán)節(jié)。按習(xí)慣，倒檔最好與序列不接合。從安全角度考慮，將倒檔與一檔放在一起較好。 3．提高平均傳動效率 為提高平均傳動效率，在中間軸式變速器中，普遍采用具有直接檔的傳動方案，并盡可能地將使用時間最多的檔位設(shè)計成直接檔。 4．改善齒輪受載狀況 各檔齒輪在變速器中的位置安排，應(yīng)考慮齒輪的受載狀況。承受載荷大的低檔齒輪，一般安置在離軸承較近的地方，以較小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。變速器齒輪主要是因接觸應(yīng)力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高檔齒輪安排在離兩支撐較遠(yuǎn)處較好。 因為變速器在一檔和倒檔工作時有較大的力，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檔，都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高檔順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。 綜上所述，由于本次設(shè)計的為輕型貨車變速器，布置形式采用發(fā)動機前置后輪驅(qū)動，變速器布置的空間較大，對變速器的結(jié)構(gòu)要求較高，要求運行時噪聲要小，故選用中間軸五檔變速器，并且五檔為直接檔。采用圖2-1g的倒檔布置形式。 2.5變速器齒輪形式與自動脫檔分析 2.5.1齒輪形式 變速器齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。斜齒圓柱齒輪與直齒圓柱齒輪比較，有運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時工藝復(fù)雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。 變速器齒輪可以與軸設(shè)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。齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度（圖2-2）影響齒輪強度。要求尺寸應(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，在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些，至少滿足尺寸要求： 式中：——花鍵內(nèi)徑。 圖2-2 變速器齒輪尺寸控制圖 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粗糙度應(yīng)在μm范圍內(nèi)選用。 2.5.2變速器自動脫檔分析 自動脫檔是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導(dǎo)致自動脫檔。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種： 1．將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖2-3a所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫檔。 2．將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫檔，如圖2-3b所示。 3．將接合齒的工作面設(shè)計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力，如圖2-3c所示。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫檔的效果。 a） b) c) 圖2-3防止自動脫擋的機構(gòu)措施 2.6本章小結(jié) 本章主要確定了皮卡的主要參數(shù)，以及針對變速器傳動機構(gòu)的布置方案，這是設(shè)計本課題的前提，為之后的設(shè)計確定了方向。 第3章 變速器主要參數(shù)的確定 3.1變速器檔位數(shù)目及各檔傳動比的確定 3.1.1變速器檔位數(shù)目的確定 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用4～5個檔或多檔?？傎|(zhì)量3.5t以下的貨車多采用四檔變速器，總質(zhì)量3.5～10.0t的貨車多采用五檔變速器?？傎|(zhì)量大于10t的貨車多采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。本設(shè)計采用五檔變速器。 3.1.2主傳動比的確定 (3.1) 式中； ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 (3.2) 式中： ——發(fā)動機最大扭矩（N·m）； ——發(fā)動機最大功率（Kw）； ——發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速（r/min）； ——轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)=1.1～1.3； (3.3) 式中： ——發(fā)動機最大扭矩轉(zhuǎn)速。 已知：最高車速==130 km/h；最高檔為直接檔，傳動比=1；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格215/75R15得到=0.32(m)；發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速=3800 (r/min)發(fā)動機轉(zhuǎn)速==3800（r/min）；由公式（3.1）得到主傳動比： 3.1.3 變速器各檔傳動比的確定 汽車行駛方程式 (3.4) 汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有： (3.5) 一般貨車的最大爬坡度約為30%，即=16.7°則由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動比為： (3.6) 式中：——汽車總質(zhì)量，Kg； ——重力加速度，m/s2； ——道路附著系數(shù)，； ——驅(qū)動車輪的滾動半徑，m； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m ——主減速比，； ——汽車傳動系的傳動效率，。 將各數(shù)據(jù)代入式(3.6)中得： 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件： (3.7) 可求得變速器一檔傳動比為： (3.8) 式中：——汽車滿載靜止與水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，因為貨車4×2后輪雙胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為60%～68%，所以G2=3500×9.8×65％=22295N ——道路的附著系數(shù)，計算時取～； 其他參數(shù)同式(3.6)。 將各數(shù)據(jù)代入式(3.8)得： 通過以上計算可得到4.078＜＜5.188，國產(chǎn)汽車中，轎車變速器傳動比變化范圍是3～4，中、輕型貨車約為5～6，其他貨車在7以上。所以在本設(shè)計中，取。 此變速器的最高檔為直接檔，其傳動比為1.0，一檔傳動比初選為5.10，中間各檔的傳動比按理論公式 （其中n為檔位數(shù)）求得公比。 因為，所以： 3.2變速器中心距的確定 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距；對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸線之間的距離稱之為變速器中心距。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)量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。中間軸式變速器的中心距(mm)可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選，經(jīng)驗公式為： (3.9) 式中：——中心距系數(shù)，乘用車： ，商用車： ——發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩(N·m)； ——變速器一擋傳動比； ——變速器的傳動效率，取96%； 將各數(shù)代入式(3.9)中得 綜上所述，初選中心距=100mm。 3.3變速器的外形尺寸 變速器的外形尺寸主要指變速器的軸向尺寸，其軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系，設(shè)計初可根據(jù)中心距的尺寸參照下列關(guān)系式初選。 商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用： 四檔 （2.2～2.7） 五檔 （2.7～3.0） 六檔 （3.2～3.5） 此變速器為五檔，故初選外形尺寸為（2.7～3.0）=270～300mm。 3.4齒輪參數(shù)的選擇 3.4.1齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。選擇模數(shù)時應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質(zhì)量，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應(yīng)重視減小質(zhì)量。 齒輪模數(shù)m與彎曲應(yīng)力之間有如下關(guān)系： 直齒輪模數(shù) (3.10) 式中 ——計算載荷，N·mm； ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65； ——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)； ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.4～7.0； ——齒形系數(shù)，見圖3-1； ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時，直齒齒輪的許用應(yīng)力MPa。 斜齒輪法向模數(shù) (3.11) 式中 ——計算載荷，N·mm； ——應(yīng)力集中系數(shù)，斜齒齒輪取1.5； ——斜齒螺旋角； ——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)； ——齒寬系數(shù)，斜齒齒輪取7.0～8.6； ——齒形系數(shù)，見圖3-1； ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時，對乘用車變速器斜齒齒輪的許用應(yīng)力MPa，商用車變速器斜齒齒輪的許用應(yīng)力MPa。 從輪齒應(yīng)力的合理性及強度考慮,每對齒輪應(yīng)有各自的模數(shù),但出于工藝考慮，模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案。表3.1給出了汽車變速器齒輪模數(shù)范圍。 表3.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)（mm） 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 設(shè)計時所選模數(shù)應(yīng)符合國標(biāo)GB1357-78規(guī)定（表3.1）并滿足強度要求。 表3.2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)（mm） 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.50 — 由表3.1和表3.2并且參照同類車型選取模數(shù)。 圖3-1 齒形系數(shù)y（當(dāng)載荷作用在齒頂,=20°,=1.0） 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)；現(xiàn)代汽車變速器通常是高檔齒輪用一種模數(shù)，一檔和倒檔齒輪用另一種模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換檔。 3.4.2齒形、壓力角及螺旋角 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。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。變速器齒輪用20°,嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30°。 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意它對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應(yīng)選用較大螺旋角。 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)力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同檔位齒輪的螺旋角應(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。一檔和倒檔設(shè)計為直齒時，在這些檔位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因為這些檔位使用得少，所以也是允許的)，而此時第二軸則沒有軸向力作用。 根據(jù)圖3-2可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： ； (3.12) 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 (3.13) 式中，，為軸向力，，為圓周力，，為節(jié)圓半徑；為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 圖3-2中間軸軸向力的平衡 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現(xiàn)象得以消除。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 兩軸式變速器為 ：20°～30° 中間軸式變速器為：22°～34° 貨車變速器：18°～34° 汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表3.3選取。 表3.3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 ，，， ～ 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 ～ 重型車 GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 低檔、倒檔齒輪， 小螺旋角 3.4.3齒寬 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少質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(mn)的大小來選定齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0； 斜齒，取為6.0～8.5。 采用嚙合套或同步器換檔時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm。 3.4.4齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、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。我國規(guī)定，齒頂高系數(shù)取為1.00。 3.4.5齒輪的修正 為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進行修正。修正的方法有三種： 1．加工時改變刀具與齒輪毛坯的相對位置，又稱變位； 2．改變刀具的原始齒廓參數(shù)； 3．改變齒輪齒廓的局部漸開線，又稱修形。 齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(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，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、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)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。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，又避免了其缺點。 有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，會因保證各檔傳動比的需要，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，則對齒數(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)，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 3.5各檔齒輪齒數(shù)分配 圖3-3變速器傳動示意圖 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 3.5.1確定一檔齒輪齒數(shù) 一檔齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)=3mm，初選螺旋角=30°。中間軸一檔齒輪齒數(shù)，貨車可在12-17之間選用，最小為12-14，取=13，一檔齒輪為斜齒輪。 一檔傳動比為: (3.14) 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒: (3.15) ==57.74取整為58 即=-=58-13=45 3.5.2對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 ==100.46mm取整為=100mm。 對一檔齒輪進行角度變位： 確定實際螺旋角： 端面壓力角： 端面嚙合角： 中心距變動系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 計算一檔齒輪9、10參數(shù)： 分度圓直徑：　　 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 當(dāng)量齒數(shù)：　　　 3.5.3確定常嚙合齒輪副齒數(shù) 常嚙合齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)=3mm，初選螺旋角=30°。 由式(3.15)求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 (3.16) 常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，即 (3.17) 由式(3.16)、(3.17)得=23.38，=34.36取整為=24，=34，則： 對常嚙合齒輪進行角度變位： 確定實際螺旋角： 理論中心距： 端面壓力角 ： 端面嚙合角 ： 中心距變動系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 計算常嚙合齒輪1、 2參數(shù)： 分度圓直徑: 齒頂高: 齒根高: 齒全高: 齒頂圓直徑: 齒根圓直徑: 當(dāng)量齒數(shù): 3.5.4確定其他各檔齒輪齒數(shù) 1．二檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)=3mm，初選=30° (3.18) (3.19) 由式（3.18）、（3.19）得=40.76，=16.98取整為=41，=17 對二檔齒輪進行角度變位： 確定實際螺旋角： 理論中心距： 端面壓力角 ： 端面嚙合角 ： 中心距變動系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 計算二檔齒輪7、8參數(shù)： 分度圓直徑：　　 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 當(dāng)量齒數(shù)：　　　 2．三檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)=3mm，初選=30° (3.20) (3.21) 由式(3.20)、(3.21)得=35.53，=22.21取整為=36，=22 對三檔齒輪進行角度變位： 確定實際螺旋角： 理論中心距： 端面壓力角： 端面嚙合角： 中心距變動系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 計算三檔齒輪5、6參數(shù)： 分度圓直徑： 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 當(dāng)量齒數(shù)：　　　 3．四檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)=3mm，初選=30° 　　　　　　　 (3.22) 　　 　　　　 (3.23) 由式(3.22)、(3.23)得=29.85，=27.89取整為=30，=28 對四檔齒輪進行角度變位： 確定實際螺旋角： 理論中心距： 端面壓力角 ： 端面嚙合角 ： 中心距變動系數(shù)λn： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 計算四檔齒輪3、4參數(shù)： 分度圓直徑：　　 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 當(dāng)量齒數(shù)：　　　 3.5.5確定倒檔齒輪齒數(shù) 倒檔齒輪選用直齒圓柱齒輪，選用的模數(shù)=3.5mm，倒檔齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒檔軸的中心距。初選=23，=11，則： = =59.5mm 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×100－3.5×(11+2)－1=153.5mm =－2=41.86 取=42 計算倒檔軸和第二軸的中心距： = =113.75mm 計算倒檔傳動比： = =5.41 分度圓直徑：　　 齒頂高： 齒根高： 　 齒全高： 　 齒頂圓直徑：　 齒根圓直徑： 3.6本章小結(jié) 本章根據(jù)汽車?yán)碚摰闹R計算出變速器的各檔傳動比；確定了中心距與齒輪各參數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各檔傳動比計算出各檔齒輪齒數(shù)，同時對各檔齒輪進行變位。 第4章 變速器齒輪設(shè)計及校核 4.1 齒輪材料的選擇 變速器齒輪的損壞形式主要有三種：齒輪折斷、齒面點蝕、齒面膠合。 1．齒輪折斷 齒輪在嚙合過程中，輪齒表面承受有集中載荷的作用?？梢园演嘄X看作懸臂梁，輪齒根部彎曲應(yīng)力很大，過渡圓角處又有應(yīng)力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。齒輪折斷有兩種情況，一種是齒輪受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導(dǎo)致齒輪斷裂，這種破壞的斷面為粗粒狀。另一種是受到多次重復(fù)載荷的作用，齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度后，齒輪突然折斷。 2．齒面點蝕 齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪傳動齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應(yīng)力作用，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。面裂縫中充滿了潤滑油，嚙合時，由于齒面互相擠壓，裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導(dǎo)致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量扇形小麻點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。 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，接觸壓力大，使齒面間滑動油模破壞，兩齒面間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘聯(lián)，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。 增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時嚙合的輪齒對數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質(zhì)材料等，都是提高輪齒彎曲疲勞強度的措施。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應(yīng)力，提高齒面強度等，可提高齒面的接觸強度。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，提高齒面強度，選擇適當(dāng)?shù)凝X面表面處理方法和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。 齒輪材料的種類很多，在選擇時應(yīng)考慮的因素也很多，下述幾點可供選擇材料時參考： 1．齒輪材料必須滿足工作條件的要求。 2．應(yīng)考慮齒輪尺寸的大小、毛坯成型方法及熱處理和制造工藝。 3．正火碳鋼。 4．合金鋼常用于制作高速、重載并在沖擊載荷下工作的齒輪。 5．飛行器中的齒輪傳動，要求齒輪尺寸盡