i摘 要變速箱由變速傳動機構(gòu)和變速操縱機構(gòu)兩部分組成。變速傳動機構(gòu)的主要作用是改變轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的數(shù)值和方向；操縱機構(gòu)的主要作用是控制傳動機構(gòu)，實現(xiàn)變速器傳動比的變換，即實現(xiàn)換擋，以傳達變速變距。本次設(shè)計車用三軸五檔變速器變速器。本設(shè)計采用中間軸式變速器，該變速器具有兩個突出優(yōu)點：一是直接檔的傳動效率高，磨損及噪音也?。欢窃邶X輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。 關(guān)鍵字：變速傳動機構(gòu)、變速操縱機構(gòu)、齒輪。vi目 錄前 言 1第一章 機械式變速器的概述及其方案的確定 1第一節(jié) 變速器的功能和要求以及概述 .1第二節(jié) 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 .2一、變速器傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 .2二、倒檔傳動方案 .5第三節(jié) 變速器主要零部件結(jié)構(gòu)的方案分析 .6一、齒式輪型 .6二、換檔結(jié)構(gòu)型式 .6三、變速器軸承 .9四、變速器操縱機構(gòu) .9第二章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計 11第一節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 .11一、檔數(shù)和傳動比 .11二、中心距 .12三、軸向尺寸 .12四、齒輪參數(shù) .13第二節(jié) 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 .15一、確定一檔齒輪的齒數(shù) .15二、確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) .15三、確定其他檔位的齒數(shù) .16四、確定倒檔齒輪的齒數(shù) .16第三節(jié) 齒輪變位系數(shù)的選擇 .17第三章 變速器軸的強度計算與校核 19第一節(jié) 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 .19一、軸的結(jié)構(gòu) .19二、確定軸的尺寸 .20第二節(jié) 軸的校核 .20一 、 第一軸的強度與剛度校核 .21二、第二軸的校核計算 .22第三節(jié) 軸的加工工藝及提高其強度措施 .24一 、 軸的加工工藝 .24二 、 提高軸強度的常用措施 .24第四章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 26第一節(jié) 齒輪的損壞原因及形式 .26第二節(jié) 齒輪的強度計算與校核 .26一 、齒輪彎曲強度計算 .27二、齒輪接觸應(yīng)力 .28三 、 齒輪的潤滑 .29第三節(jié) 齒輪的材料、熱處理及精度等級 .30vii一、齒輪材料 .30二、齒輪材料、熱處理方法 .31三、齒輪精度等級 .31第五章 變速器傳動及操縱機構(gòu) 32第一節(jié) 同步器的簡介 .32第二節(jié) 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 .34第三節(jié) 變速器的操縱機構(gòu) .36第六章 變速器診斷與檢修 38第一節(jié) 變速器常見故障與診斷 .38一、變速器的異常聲響 .38二、變速器跳檔 .39三、掛檔困難 .40四、變速器亂檔 .40五、變速器發(fā)熱 .41六、變速器漏油 .41第二節(jié) 變速器零件的檢修 .41一、齒輪與花鍵的檢修 .41二、軸的檢修 .42三、鎖環(huán)式同步器的檢修 .42四、變速器殼體的檢修 .42五 、 變速器蓋的檢修 .43六 、 軸承的檢修 .43第三節(jié) 操縱機構(gòu)的檢修 .43第四節(jié) 變速器的裝配與調(diào)整 .43第五節(jié) 變速器的磨合與試驗 .44結(jié)論 46參考文獻 47致謝 481前 言變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置。變速器由傳動機構(gòu)和變速機構(gòu)組成，可制成單獨變速機構(gòu)或與傳動機構(gòu)合裝在同一殼體內(nèi)。傳動機構(gòu)大多用普通齒輪傳動，也有的用行星齒輪傳動。普通齒輪傳動變速機構(gòu)一般用滑移齒輪和離合器等?；讫X輪有多聯(lián)滑移齒輪和變位滑移齒輪之分。用三聯(lián)滑移齒輪變速，軸向尺寸大；用變位滑移齒輪變速 ，結(jié)構(gòu)緊湊 ，但傳動比變化小。離合器有嚙合式和摩擦式之分。用嚙合式離合器時，變速應(yīng)在停車或轉(zhuǎn)速差很小時進行，用摩擦式離合器可在運轉(zhuǎn)中任意轉(zhuǎn)速差時進行變速，但承載能力小，且不能保證兩軸嚴格同步。為克服這一缺點，在嚙合式離合器上裝以摩擦片，變速時先靠摩擦片把從動輪帶到同步轉(zhuǎn)速后再進行接合。行星齒輪傳動變速器可用制動器控制變速。變速器廣泛用于機床、車輛和其他需要變速的機器上。然而，當我們從現(xiàn)在市場上調(diào)查，在不同車型所配置的變速器來看，主要可以分為：手動變速器（MT） 、自動變速器（AT） 、手動/自動變速器（AMT） 、無級變速器（CVT） 。它們各有自己的特點，本次設(shè)計使用手動變速器。陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書1第一章 機械式變速器的概述及其方案的確定第一節(jié) 變速器的功能和要求以及概述變速器的功能是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。變速器由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。對變速器的主要要求是：1. 應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。2. 工作可靠，操縱輕便。換擋迅速、省力、方便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。3. 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。4. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?. 噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。6.設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。除此以外，變速器還應(yīng)當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書2在原變速傳動機構(gòu)基礎(chǔ)上，再附加一個副箱體，這就在結(jié)構(gòu)變化不大的基礎(chǔ)上，達到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機構(gòu)有向自動操縱方向發(fā)展的趨勢。第二節(jié) 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定變速器由傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)組成。一、變速器傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇變速器傳動機構(gòu)有兩種分類方法。根據(jù)前進擋數(shù)的不同，根據(jù)軸的形式不同，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式（常配合行星齒輪傳動）兩類。固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器 多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，布置方便，中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。此外，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計得很大。有級變速器與無級變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98 ） ，因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。設(shè)計時首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為 3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為 5.0~8.0；越野車與牽引車為 10.0~20.0。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構(gòu)時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于 5 個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。多于 5 個前進檔將使操縱機構(gòu)復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書3某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于 1（0.7~0.8 ）的超速檔，可以更充分地利用發(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。有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、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。汽車變速器（包括客車和載貨汽車）目前使用最多的是機械三軸式變速器。由第一軸（動力輸入軸） 、第二軸（動力輸出軸）和中間軸三軸組成，第一軸和第二軸在同一條直線上與中間軸平行，第一軸與中間軸上傳動齒輪常嚙合稱常合齒，第二軸和中間軸上裝配有若干組相嚙合的齒輪組，由操縱機構(gòu)操縱分離、接合實現(xiàn)變速的機械變速裝置稱為機械三軸式變速器。三軸式變速器如圖 1-1 所示，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(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)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：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書4圖 1-1 轎車中間軸式變速器1—第一軸；2—第二軸；3 —中間軸有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設(shè)計中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。由于所設(shè)計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，因此采用中間軸式變速器。圖 1-2 中間軸五檔變速器傳動方案。它們的特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，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高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再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。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。圖 1-2a 所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖 1-2b、c、d 所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 1-2d 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書5圖 1-2 中間軸式五檔變速器傳動方案 以上方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。變速器用圖 1-2c 所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖 1-2c 所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。二、倒檔傳動方案圖 1-3 為常見的倒擋布置方案。圖 1-3b 所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，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，使換擋困難。圖 1-3c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖 1-3d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 1-3c 所示方案。圖 1-3e 所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖 1-3f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 1-3g 所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復雜一些。本設(shè)計采用圖 1-3f 所示的傳動方案。陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書6圖 1-3 變速器倒檔傳動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(yīng)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，然后按照從低檔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。第三節(jié) 變速器主要零部件結(jié)構(gòu)的方案分析變速器的設(shè)計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。一、齒式輪型與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，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擋。但是，在本設(shè)計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書7輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。二、換檔結(jié)構(gòu)型式換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換檔的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，除一檔、倒檔外很少采用。嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結(jié)構(gòu)復雜，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。自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)上，目前比較有效的方案有以下幾種：1） 將嚙合套做得長一些（如圖 1-4a）或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖 1-4b） ，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.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，從而減少自動脫檔（圖 1-5） 。3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 20~30） ，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 a b（圖 1-6） 。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效， 圖 1-4 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書8采用較多。 此段切薄圖 1-5 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ加工成斜面圖 1-6 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ在本設(shè)計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖 1- 7 所示：變速器軸承陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書9圖 1-7 鎖環(huán)式同步器l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3- 接合套;5-彈簧;6—滑塊;7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪三、變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應(yīng)當采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書10等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預緊，裝配麻煩，磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點，所以不適用于線膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體。變速器第一軸，第二軸的后部軸承以及中間軸前，后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6~20mm，下限適用于輕型車和轎車。滾針軸承，滑動軸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。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易，成本低。四、變速器操縱機構(gòu)變速器的操作機構(gòu)，應(yīng)滿足如下主要要求：換檔時只能掛入一個檔；防止掛倒檔；換檔后應(yīng)使齒輪在全齒長嚙合，并防止自動脫檔。1）直接操縱依靠手力換檔的變速器稱為手動變速器。是最簡單的換檔方案，已得到廣泛的應(yīng)用。其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同一組用一組的自鎖裝置，因而使操作機構(gòu)簡化。2）遠距離操縱受總布置限制，有些車輛變速器距駕駛員座椅較遠，此外，換檔手力需通過轉(zhuǎn)換機構(gòu)才能完成換檔功能，這種手動換檔稱為遠距離操縱變速器。這種結(jié)構(gòu)復雜，且在撞車時直接影響駕駛員的安全，故新車設(shè)計中這種機構(gòu)已不多見。陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書11max0maxaxmax(cosin)egITrif g??????ax0rgeiTi?第二章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計第一節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇一、檔數(shù)和傳動比近年來，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。本設(shè)計采用 5 個檔位。選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)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(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速不高，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。故有則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為（2-1）式中 m----汽車總質(zhì)量；g----重力加速度；陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書12max2egITriG???2max0rgIeTiimax1ingq??ψmax----道路最大阻力系數(shù)；rr----驅(qū)動輪的滾動半徑；Temax----發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；i0----主減速比；η----汽車傳動系的傳動效率。根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件求得的變速器 I 檔傳動比為：（2-2）式中 G2----汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷；φ----路面的附著系數(shù)，計算時取 φ=0.5~0.6。由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；rr=337.25mm；Te max=176Nm；i0=4.782；η=0.95。根據(jù)公式（2-2）可得：i gI =3.80。超速檔的的傳動比一般為 0.7~0.8，本設(shè)計Ⅴ檔傳動比 igⅤ =0.75。中間檔的傳動比理論上按公比為：（2-3）的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出： =1.50。q故有：）（ 修 正 為ⅣⅢⅡ 13.1695.2?ggii陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書133IAmaxKT?二、中心距 中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距 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： (2-4)式中 K A----中心距系數(shù)。對轎車，K A = 8.9~9.3；對貨車，K A =8.6~9.6；對多檔主變速器，K A =9.5~11；TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩：TI max=Te max igI η =635.4N﹒m故可得出初始中心距 A=85.97mm。三、軸向尺寸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(gòu)的布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：四檔(2.2~2.7) A五檔(2.7~3.0) A六檔(3.2~3.5) 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(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便， A 取整。本次設(shè)計采用 5 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 3 85.97mm=257.91mm，?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。 四、齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合 JB111-60 規(guī)定的標準值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn(2-5)3ax0.47eT?其中 =182Nm，可得出 mn=2.6。maxeT陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書14一檔直齒輪的模數(shù) mmm (2-6)31max0.T?通過計算 m=1.87。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都取 相同，轎車和輕型貨車取 2~3.5。本設(shè)計取 2.6。（2）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 2-1 選取。表 2-1 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 α 螺旋角 β·轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°~45°一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標準齒形 20° 20°~30°重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 22.5°，25° 小螺旋角工作時要求轎車變速器齒輪有較小的噪聲，因此高檔齒輪采用 14.5 、15 、??16 、16.5 等較小壓力角才更合理。為提高中、重型汽車倒檔齒輪的承載能力，??應(yīng)采用 22.5 或 25 壓力角齒輪。實際上因國家規(guī)定的齒輪標準壓力角為 20 ，? ?所以變速器齒輪普遍的壓力角為 20 ，α=20 。??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。為減小工作噪聲和提高強度，汽車變速器齒輪多數(shù)用斜齒輪，只有倒檔齒輪以及貨車的一檔齒輪才用直齒齒輪。 選擇時應(yīng)注意下列問題：首先，增大 β 時、使齒輪嚙合的重合系數(shù)增加、工作平穩(wěn)、噪聲減低。隨著β 的增大，齒的強度也相應(yīng)地提高，不過當螺旋角大于 30°時，其彎曲強度驟然下降，而接觸強度仍然上升，因此從提高底檔齒輪的彎曲強度出發(fā)，并不希望 β 過大，而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，可選取較大的 β 值。其次，斜齒輪傳遞時要產(chǎn)生軸向力。設(shè)計時應(yīng)力要求與中間軸上的軸向力平衡，故中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律作成右旋，而第一、二軸上的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書151092ZigI??mAZ2??斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：轎車變速器：中間變速器 . . . . . . . . 22 ~34??兩軸變速器 . . . . . . . . 20 ~25貨車變速器 . . . . . . . . 18 ~26?應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(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)的大小來選定齒寬：直齒 b=kcm=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=kcmn(6.0~8.5) mn，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(yīng)力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。第二節(jié) 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。一、確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動比（2-7） 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和:?（2-8） 陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書1691012ZigI???cos2)(21ZmAn??n21 87.3?gIi8712Zig???4.8753.2??gi其中 A =85.97mm、 m =2.8；故有 。2.61??Z圖 2-1 五檔變速器示意圖 當轎車三軸式的變速器 時，則 ，此處取9.3~5?gIi 范 圍 內(nèi) 選 擇可 在 17~510Z=16，則可得出 =45。10Z9Z上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（2-?8）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從 及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距 A，再以這個Z修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。這里 修正為 51，則根據(jù)式（2-8）反推出 A=85.4mm。?Z二、確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（2-7 ）求出常嚙合齒輪的傳動比（2-9）由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可得①375.12z而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等（2-10）由此可得： (2-11)而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 。 ②57?Z① 與②聯(lián)立可得： =24、 =33。12則根據(jù)式(2-7)可計算出一檔實際傳動比為 : 三、確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動比（2-12）而 ，故有：③陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書17nmAZ?cos2??1231Zigr??)(2132Zmn?)(2113ZAn???對于斜齒輪， （2-13）故有： ④5787?Z③ 聯(lián)立④得： 2038、按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 26315?Z、12643?Z、四、確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設(shè)計中倒檔傳動比 取 3.7gri中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10 略小，取 132?Z而通常情況下，倒檔軸齒輪 取 21~23，此處取 =2313由 （2-14）可計算出 351Z故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A′ = (2-15)=47mm 而倒檔軸與第二軸的中心:(2-16)=75mm第三節(jié) 齒輪變位系數(shù)的選擇變位齒輪的特點1、于標準齒輪相比，變位齒輪的主要參數(shù)不改變，即分度圓、模數(shù)以及壓力角、基圓和齒數(shù)都與標準齒輪相同。2、正變位齒輪的齒頂圓、齒根圓、齒頂高和齒根厚度均增大，齒根高和齒頂厚度陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書18則減??；齒根厚度增加，可使齒輪強度增加。負變位齒輪的齒頂圓、齒根圓、齒頂高和齒根厚度均減小，齒根高和齒頂厚度則增加；齒根厚度減小，可使齒輪強度消弱。3、采用合適的變位系數(shù)，不僅可以避免根切，還可以避免更少的齒數(shù)，從而使機構(gòu)更緊湊。適當?shù)倪x擇變位系數(shù)，也可以調(diào)整中心距。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，有避免了其缺點。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。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準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，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。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。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面損傷，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應(yīng)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(yīng)力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象?？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。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。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。其中，一檔主動齒輪 10的齒數(shù) Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。變位系數(shù) min17Zx??陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書19（2-17）式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。第三章 變速器軸的強度計算與校核 第一節(jié) 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸一、軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體，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。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 第一軸花鍵部分直徑按 d= 3maxekTd= 3maxekT陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書20=4?33420815.9?= 22.66mm式中 k-------經(jīng)驗系數(shù) k=4~4.6;Temax--------發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩第一軸如圖 3-1 所示：圖 3-1 變速器第一軸中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。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)如圖 3-2 所示：一檔齒輪 倒檔齒輪圖 3-2 變速器中間軸陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書21 ??3950.2TTPnWd?????二、確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。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)驗公式初步選定：第一軸和中間軸： （3-1）(0.4~5),dAm?第二軸： （3-2）3ax1.7,eT式中 ----發(fā)動機的最大扭矩，N·mmaxeT為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑 d與軸的長度 L 的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： d/L=0.16 0.18；~第二軸： d/L=0.18 0.21。第二節(jié) 軸的校核由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。一 、 第一軸的強度與剛度校核因為第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書2245.7310PTGI???maxamax2tncos2tetereaTiFdid????（3-3）式中： ----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；T?T----軸所受的扭矩，N·mm； ----軸的抗扭截面系數(shù)， ；3mP----軸傳遞的功率，kw；d----計算截面處軸的直徑，mm；[ ]----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。T?其中 P =80kw， n =4200r/min,d =34mm；代入上式得：MPaT 14.2342.0/895????由查表可知[ ]=30MPa，故 [ ]，符合強度要求。T??軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角 來表示。其計算公式為：（3-4）式中， T ----軸所受的扭矩，N·mm；G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材， G =8.1 MPa；410?----軸截面的極慣性矩， ， ；PI 4m32/4dIp?將已知數(shù)據(jù)代入上式可得：。9.03241.0.876173.544 ?????對于一般傳動軸可取 ；故也符合剛度要求。[].5~()/m??二、第二軸的校核計算1）軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力 、徑向力 及軸向力 可按下式求出：trFa（3-5）（3-6）（3-7）陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書23160275atAdF?????式中 ----至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比 3.85；id ----計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為 73mm；----節(jié)點處的壓力角，為 20°；?----螺旋角，為 30°；?----發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為 176000N·mm。maxeT代入上式可得： NFart470532819?危險截面的受力圖為：圖 3-1 危險截面受力分析水平面： （160+75）= 75 =1093N；Ar AF水平面內(nèi)所受力矩： NmMAc 8.43??垂直面：（3-8）=4817.5N垂直面所受力矩： 。NmFMAs 8.701603'????該軸所受扭矩為： 。Tj 429.故危險截面所受的合成彎矩為：Nmjsc5 2323232104.8 )104.97()108.7()7(??????陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書24??32Md????23sFabfEIL?21cfI（3-9）則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 （MPa）: （3-10）將 代入上式可得： ，在低檔工作時[ ]=400MPa，因此有：MPa8.9?[ ]；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 可分別按下式計算： c sf（3-11）（3-12）式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于 ；1F tF----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ，這里等于 ；2 rE----彈性模量（MPa） ， （MPa） ， E = MPa；52.10??52.10?I----慣性矩（ ） ， ， d 為軸的直徑（ ） ；4m4/6I?ma、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（3-11）和（3-12）得： 05.12?scf故軸的全撓度為 ，符合剛度要求。msc2.3.2??第三節(jié) 軸的加工工藝及提高其強度措施一 、 軸的加工工藝 軸的形狀力求簡單，階梯軸的級數(shù)應(yīng)盡可能少，軸上各段鍵槽、圓角半徑、倒角、中心孔等尺寸應(yīng)盡可能統(tǒng)一，以利于加工和檢驗。軸上需磨削的軸段應(yīng)設(shè)計出砂輪越程槽、需車制螺紋的軸段應(yīng)有退刀槽。陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書25當軸上有多處鍵槽時，應(yīng)使用各鍵槽位與軸的同一母線上。為使軸便與裝配，軸端應(yīng)有倒角。對與階梯軸常設(shè)計成兩端小中間打的形狀，以便與零件從兩端裝拆。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計應(yīng)使各零件在裝配時盡量不接觸其它零件的裝配表面，軸肩高度不能妨礙零件的拆卸。二 、 提高軸強度的常用措施軸和軸上零件的結(jié)構(gòu)、工藝以及軸上零件的安裝布置等對軸的強度有很大的影響，所以應(yīng)在這些方面予以充分的考慮，以利于提高軸的承載能力，減小軸的尺寸和機器的重量，降低制造成本。① 合理布置軸上零件以減小軸的載荷為了減小軸承受的彎矩，傳動件應(yīng)盡量靠近軸承，并盡可能不采取懸臂的支撐形式，力求縮短支撐承跨距及懸臂長度等。② 改進軸上零件的結(jié)構(gòu)以減小軸的載荷。③ 改進軸的 結(jié)構(gòu)以減小應(yīng)力集中的影響軸通常是在變力的條件下工作的，軸的截面尺寸發(fā)生突變處要產(chǎn)生應(yīng)力集中，軸的疲勞破壞往往在此處發(fā)生。由于階梯軸各軸段的剖面是變化的，在各軸段過度處必然存在應(yīng)力集中，而降低軸的疲勞強度。為了減小應(yīng)力集中，常將過度處制成適當?shù)膱A角，并應(yīng)盡量避免在軸上的開孔或開槽，必要時采取減載槽、中間環(huán)或凹切圓角等減載結(jié)構(gòu)采用這些方法也兒科避免軸在熱處理時產(chǎn)生淬火裂紋的危險。④ 改進軸表面質(zhì)量以提高軸的強度軸的表面粗糙和表面強化處理方法也會對軸的疲勞強度產(chǎn)生影響。軸的表面越粗糙，疲勞強度也越底。因此，應(yīng)合理減小軸的表面及圓角處的加工粗糙值，當采用對應(yīng)力集中甚為敏感的高強度材料制作軸時，表面質(zhì)量尤應(yīng)予以注意。表面強化處理方法有：表面高頻感應(yīng)加淬火等加熱處理；表面滲碳、氮化、碳氮共滲等化學處理；碾壓、噴丸等強化處理；通過碾壓、噴丸進行表面處理時，有使軸的表層產(chǎn)生與壓應(yīng)力，從而提高軸的抗疲勞能力。陽泉職業(yè)技術(shù)學院----畢業(yè)設(shè)計說明書26第四章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇第一節(jié) 齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面損傷（包括輪面點蝕、齒面磨損、齒面膠合以及塑性變形等）和移動換檔齒輪端部破壞。齒輪失效形式與傳動工作情況載荷大小、工作轉(zhuǎn)速及齒面硬度有關(guān)。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。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。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。他使齒形誤差