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机械毕业设计

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CL01-020@CC1021PS05汽车变速器的设计,机械毕业设计

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黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 变速器的概述 变速器是用于改变转速和转矩的机构 。 变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的 齿轮 传动装置。又称 变速箱 。变速器由传动机构和变速机构组成，可制成单独变速机构或与传动机构合装在同一壳体内。传动机构大多用普通 齿轮传动 ，也有的用 行星齿轮传动 。普通齿轮传动变速机构一般用滑移齿轮和离合器等。滑移齿轮有多联滑移齿轮和变位滑移齿轮之分。用三联滑移齿轮变速，轴向尺寸大；用变位滑移齿轮变速 ，结构紧凑 ，但传动比变化小。离合器有啮合式和摩擦式之分。用啮合式离合器时，变速应在停车或转 速差很小时进行，用摩擦式离合器可在运转中任意转速差时进行变速，但承载能力小，且不能保证两轴严格同步。为克服这一缺点，在啮合式离合器上装以摩擦片，变速时先靠摩擦片把从动轮带到同步转速后再进行接合。行星齿轮传动变速器可用制动器控制变速。变速器广泛用于机床、车辆和其他需要变速的机器上 。 机床主轴常装在变速器内，所以又也叫主轴箱，其结构紧凑，便于集中操作。在机床上用以改变进给量的变速器称为进给箱。 汽车变速器是通过改变传动比 ,改变发动机衢州的转矩 ,适应在起步 、 加速 、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车 轮牵引力及车速不同要求的需要 。 通俗上分为手动变速器 (MT),自动变速器 (AT),手动 /自动变速器 ,无级式变速器 。 汽车变速器一般由前箱体和后箱体组成 。 变速器是 汽车 传动系中最主要的 部件 之一。 1.2 本课题研究的意义 从上世纪 50年代第一辆国产载货汽车下线以来，我国汽车工业经过了 50 多年的发展，已经成为我国的支柱产业。随着改革开放的深入和社会发展的广泛需求，我国汽车工业发展迅速，汽车保有量逐年上升， 2006 年我国汽车保有量比 1997 年增加了 2.03倍，近十年来年均增长率为 13.4 %。保持了较高的增长速 度。 汽车是重要的交通运输工具，其设计和制造水平是各国科学技术发展水平的重要标志。汽车工业是资金密集、人才密集、综合性强、经济效益高的产业。世界各个工业发达国家就会无一例外地把汽车工业作为国民经济的支柱产业。汽车的研制、生产、销售、营运，与国民经济许多部门都息息相关，对社会经济建设和科学技术发展nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 起重要的推动作用。汽车也是社会物质生活发展水平的标志。汽车的保有量随着国民人均收入水平的提高而增加。在许多发达国家中，汽车的数量巨大并以普及到千家万户，进而促使人们的社会生活方式发生了显著地变化。 1886年，世 界上诞生的第一辆汽车并未安装变速器，直到 1902 年菜由法国人早出了第一部装有变速器的汽车。目前，巨大多数汽车仍采用机械式变速器、分动器、主减速器，构成整车的传动系，其机构简单、操纵方便、造价低廉仍不失为汽车传东西中常用的主要总成。犹豫汽车上防范采用活塞式内燃机，其转矩和转速变化范围较小，儿复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。为此在传动系中设置了变速器。机械式手动汽车变速器因结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛的应用。机械式手动变速器在今后相当 唱的时间里，依然会在我国轻中型货车传动系中占据主导地位。 1.3 国内外研究现状和发展趋势 1.3.1 国内外研究现状 我国的汽车及各种车辆的零部件产品在性能和质量上和发达国家存在着一定的差距，其中一个重要原因就是设计手段落后，发达国家在机械产品设计上早以进入了分析设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计、可靠性设计等应用到产品设计中，采用机械 CAD 系统在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查，实现三维设计，大大地提高产品设计的一次成功率，减少了试验费用，缩短了产品更新周期。 而我们的设计手段仍处于以经验设计为主的二维设计阶段，设计完成后在投产中往往要进行很大的改动，似的产品开发周期很长，性能质量低等。为改变我国的车辆零部件的生产和设计手段的落后状况，缩短新产品的开发周期，提高市场竞争力，有必要开发一些适合中国国情的汽车及零部件的 CAD 系统，对已开发的 CAD系统需进一步提高和改善。 随着 CAD 技术的发展和应用，许多国家和部门都对其进行了大量的研究和试验，随之开发并形成一些成套硬件和软件系统。在美国、日本及欧洲发达国家中，利用 CAD技术解决众多繁琐的设计和分析计算。形成了以图形系统 为基础、以数据库为核心、以工具系统为支撑和以分析计算机为应用应用的集成化系统。 美国的 CAD 技术一直处于领先地位，其主要目标就是建立完善的 CAD/CAM 集成系统。美国汽车工业最早最早应用了 CAD 系统。美国通用汽车公司、福特汽车公司等都已广泛应用 CAD 技术。他们将结构、刚度、刚度等计算、三维实体造型应用于汽车设计。市场响应速度提高，从而大大地提高了他们竞争力，为他们带来了巨大的经济效益。他们应用的 CAD 软件主要有 PRO/E、 UG、 CATIA、 IGES等。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 国外的这些汽车公司已有 CAD 程序，但涉及各公司的标准和 技术规范及试验都很保密。与国外相比，我过的汽车工业在 CAD 方面起步较晚，发展比较慢。目前一些高校和大中型企业已开始进行 CAD 的研究，在产品的改进设计、设计后的计算机绘图及有限元分析等方面已陆续区的一些效果。但总的来讲国内工厂多数是以来传统的设计方法 经验类比法，对引进产品主要是测绘仿制，难以满足现代汽车工业的客观要求。采用现代设计方法，是提高自行设计、消化吸收和国产化的极其重要手段。 1.3.2 变速器的发展趋势 近年来，随着车辆技术的进步和道路上车辆密度的加大，对变速器的性能要求也越来越高。众多的汽车工程师 在改进汽车变速器性能的研究中倾注了大量的心血，使变速器技术得到了飞速的发展。机械师变速器是目前使用最为广泛的汽车变速器。虽然它有诸多缺点，如换挡冲击大，体积大，操纵麻烦等；但是，它也有很多优点，如传动效率高，工作可靠，寿命长，制造工艺成熟和成本低等。所以，如果能改善机械师变速器上述的缺点，他还是有很大的发展空间的。如果在减小机械师变速器的体积和提高传动平稳性两方面做一些研究，就可以解决这些问题。 变速器用来改变发动机传动到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，是汽车获得不同的 牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工矿范围内工作。变速器设有空档，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，机械式变速器还有动力输出功能。 1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容 1.4.1 手动变速器的特点 手动变速器的挡数通常在 6 挡以下，当挡 数 超过 6 挡时，可以在 6 挡以下的主变速器的基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。 近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般采用 4-5个挡位的变速器。发动 机排量大的乘用车多用 5 个挡。商用车变速器采用 4-5 个挡或多挡。载质量在 2.0-3.5t 的货车采用五挡变速器，载质量在 4.0-8.0t 的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野车上 某些汽车的变速器，设置有用在良好的路面上轻载或空车驾驶的场合的超速挡，超速挡的传动比小于 1。采用超速挡，可以提高汽车的燃油经济性。但是如果发动机功率不高，则超速挡使用频率很低，节油效果不显著，甚至影响汽车的动力性。 从传动机构布置上来说，目前，两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。其中，两轴式变速器多用于发动机 前置前轮驱动的汽车上。三轴式变速器的第一轴的常nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 啮合齿轮与第二轴的各 挡 齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递转矩则称为直接 挡 。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也仅传递转矩。因此，直接 挡 的传动效率高，磨损及噪声也最小，因为直接 挡 的利用率要高于其它挡位，因此提高了变速器的使用寿命；在其它前进 挡 位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴和第二轴之间的距离（中心距）不大的情况下，一挡 仍有较大的传动比； 挡位高的齿轮采用长啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用或不采用长啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其它挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。 手动变速器的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍微复杂且在工作时有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿圆柱齿轮所取代。当然，常啮合齿轮副的增多将导致旋转部分总惯性 力矩的增大。 1.4.2 手动变速器的设计要求 对机械式变速器提出如下基本要求： （ 1）保证汽车有必要的动力性和经济性 （ 2）设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 （ 3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 （ 4）设置动力学输出装置，需要时能进行功率输出。 （ 5）换挡迅速、省力、方便。 （ 6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 （ 7）变速器应当有高的工作效率。 （ 8）变速器的工作噪声低。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。 满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各档传动比有关。汽车工作的条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大。 1.4.3 设计的主要内容 本次设计主要是依据 长城皮卡 的有关参数，通过变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动变速器。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 本文主要完成下面一些主要工作： 1、 参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各挡齿轮齿数的分配； 2、变速器齿轮设计计算。 变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验； 3、 变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析； 4、 变速器轴承的选择及校核； 5、 同步器的设计选用和参数选择； 6、 变速器箱体的设计 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 第 2 章 基本数据选择和齿轮的计算 2.1 设计初始数据 ： 最高车速：maxaU=140Km/h； 发动机功率：maxeP=100KW； 转矩：maxeT=200Nm； 总质量： ma=1740Kg； 转矩转速： nT=2500r/min； 车轮： R16（选 235/70R16） ； r R=16 2.54 10/2+0.7 235=367.7mm。 2.1.1 变速器各挡传动比的确定 初选传动比： 设五挡为直接挡，则5gi=1 maxaU= 0.3770miniirngp 式中：maxaU 最高车速 pn 发动机最大功率转速 r 车轮半径 mingi 变速器最小传动比 0i 主减速器传动比 pn/ Tn =1.4 2.0 即pn=（ 1.4 2.0） 2500=35005000r/min 取pn=4000r/min maxeT=9549penPmax（式中 =1.1 1.3，取 =1.2） nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 所以，pn=9549200 100)3.11.1( =5251.956206.85r/min 0i=0.377maxmax agpUi rn =0.377 140 107.3674000 3 =3.961 双曲面主减速器， 当0i6 时，取 =90%，0i6 时， =85%。 轿车1gi在 3.04.5 范围 ， g=96%， T = g=90% 96%=86.4% 最大传动比1gi的选择： 满足最大爬坡度。 根据汽车行驶方程式 dtdumGiuACGfriiTaDTg 20e m a x15.21（ 2.1） 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 s i n c o s0e m a x GGfriiT Tg （ 2.2） 即， Ttqg iTfGri01s inc os 式中： G 作用在汽车上的重力 ， mgG ， m 汽车质量， g 重力加速度，mgG =1740 9.8=17052N； maxeT 发动机最大转矩，maxeT=200N.m； 0i 主减速器传动比，0i=3.961； T 传动系效率 ， T =86.4%； r 车轮半径， r =0.368m； f 滚动阻力系数，对于货车取 f =0.02； 爬坡度， 取 =16.7 %4.86961.3200 368.0)7.16s in7.16c o s02.0(8.91 7 4 01 ）（gi=2.81 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 满足附着条件。 r iiT Tg 01emax z2F 在沥青混凝土干路面， =0.70.8，取 =0.75 即1gi%4.869 6 1.32 0 0 3 6 8.075.0%608.91 7 4 0 =4.13 由 得 2.811gi 4.13； 又因为轻型商用车1gi=3.04.5； 所以，取1gi=4.0 。 其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则， 一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： qiiiiiiiigggggggg 54433221 式中： q 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： 41 qig ， 32 qig ， 23 qig ， qig 4 1n 1 giq=4 0.4 =1.41 所以其他各挡传动比为： 2gi= 3q =2.828，3gi= 2q =2.0，4gi=q =1.414 2.1.2 中心距 A 初选中心距时，可根据下述经验公式 31m a x geA iTKA （ 2.3） 式中： A 变速器中心距（ mm）； AK 中心距系数，乘用车： AK =8.9 9.3，商用车： AK =8.6 9.6，取 9.0 ； maxeT 发动机最大转矩 （ N.m）； 1i 变速器一挡传动比， 1gi =4.0 ； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 g 变速器传动效率，取 96% ； maxeT 发动机最大转矩，maxeT=200N.m 。 则， 31max geA iTKA = 3 %960.4200)6.96.8( =78.75687.936（ mm） 初选中心距 A =80mm。 2.2 齿轮参数 2.2.1 模数 对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考 虑，各挡齿轮应该选用一种模数。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量am在 1.8 14.0t 的货车为 2.03.5mm； 总质量am大于 14.0t 的货车为 3.5 5.0mm。 选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 表 2.1 汽车变速器齿轮法向模数 车型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 am /t 1.0 V1.6 1.6 V2.5 6.0 am 14.0 am 14.0 模数nm/mm 2.25 2.75 2.75 3.00 3.50 4.50 4.50 6.00 表 2.2 汽车变速器常用齿轮模数 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 根据表 2.1 及 2.2，齿轮的模数定为 3.0mm。 2.2.2、 压力角 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用 14.5、 15、 16、 16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 22.5或 25等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为 20 ，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。2.2.3、 螺旋角 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时， 使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。 货车变速器螺旋角： 18 26 初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 24 ， 其余挡斜齿轮螺旋角 24。 2.2.4、 齿宽 b 直齿 mkbc，ck为齿宽系数，取为 4.5 8.0，取 7.0； 斜齿ncmkb，ck取为 6.0 8.5，取 7.0。 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为 2 4mm，取4mm。 2.2.5、齿顶高系数 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 1.00。 2.3 各挡齿轮齿数的分配 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 图 2.3 变速器传动示意图 如图 2.3 所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根 据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。 2.3.1 确定一挡齿轮的齿数 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在 1217 之间选用，最小为 1214，取10Z=13，一挡齿轮为斜齿轮。 一挡传动比为101921g ZZ ZZi （ 2.4） 为了求9Z，10Z的齿数，先求其齿数和hZ， 斜齿nh mAZ cos2 （ 2.5） =3 22cos802 =49.44 取整为 50 即9Z= hZ -10Z=50-13=37 2.3.2、对中心距 A 进行修正 因为计算齿数和hZ后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的hZ和齿轮变位系数重新计算中心距 A ，再以修正后的中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 cos2mA n0 hZ = cos222 37134 ）（=80.91mm 取整为 A=82mm。 对一挡齿轮进行角度变位： 端面啮合角 t： tant=tan n /cos10t=21.45 啮合角 ,t： cos ,t=toAA cos=0.919 ,t=23.27 变位系数之和 nt,t109n ta n2 in vin vzz nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 =0.364 45.010 086.045.0364.09 计算 精确值： A=10ncos2mhZ 85.2310 一挡齿轮参数： 分度圆直径 109n9 cos/m zd =3 37/cos23.85 =121.31mm 1010n10 cos/m zd =3 13/cos23.85 =42.63mm 齿顶高 nn9an9 yh mh a =2.712mm nn10an10 yh mh a =4.32mm 式中：n0n /mAAy ）（ =（ 82-80.91） /3=0.363 nnn yy =0.364-0.363=0.01 齿根高 n9an9 h mch f =4.008mm n10an10 h mch f =2.4mm 齿全高 9fa9 hh h=6.72mm 齿顶圆直径 99a9 2 ahdd =126.734mm 10a1010 2 hdd a =51.27mm 齿根圆直径 999 2 ff hdd =113.294mm 101010 2 ff hdd =37.83mm 当量齿数 10399v cos/zz =48.30 1031010v cos/zz =16.97 2.3.3、 确定常啮合传动齿轮 副的齿数 由式 （ 2.3） 求出常啮合传动齿轮的传动比 9101g12 ZZiZZ （ 2.6） nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 =37130.4 =1.405 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 221cos2 ZZmA n （ 2.7） nmAZZ 221c os2 =3 24cos822 =49.94 由式 （ 2.6）、（ 2.7） 得 1Z =20.72， 2Z =29.22 取整为 1Z =21， 2Z =29，则： 101921g ZZ ZZi =1321 3729=3.931gi=4.0 对常啮合齿轮进行角度变位： 理论中心距 221c os2 ZZmA no = 24cos2 29213=82.06mm 端面压力角 tant=tan n /cos 2 t=21.7 端面啮合角 tot AA co sco s , = 7.21cos8206.82 6.21,t变位系数之和 ntt i n vi n vzz t a n2,21n = 20ta n2 7.216.212921 in vin v=0.137 查变位系数线图得： 31.01 173.031.0137.02 计算 精确值： A=2ncos2m hZ 85.232 常啮合齿轮数： nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 分度圆直径 211 cosnmzd =68.85mm 222 cosnmzd =95.08mm 齿顶高 nn1an1 yh mh a =（ 1+0.31- ny ） 3=3.465mm nn2an10 yh mh a =（ 1-0.173- ny ） 3=2.016mm 式中：n0n /mAAy ）（ =（ 82-82.06） /3=-0.018 nnn yy =0.137+0.018= 0.155 齿根高 n1nan1 h mch f =（ 1+0.25-0.31） 3=2.82mm n2nan2 h mch f =（ 1+0.25+0.161） 3=4.269mm 齿全高 1fa1 hh h=6.285mm 齿顶圆直径 11a1 2 ahdd =75.79mm 2a22 2hdda =99.112mm 齿根圆直径 111 2 ff hdd =63.21mm 222 2 ff hdd =103.618mm 当量齿数 2311v cos/zz =27.42 2322v cos/zz =37.86 2.3.4、 确定其他各挡的齿数 （ 1） 二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选8=24 81722 ZZ ZZi （ 2.8） 21287 ZZiZZ =2921828.2 =2.05 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 887n co s2 ZZmA （ 2.9） n887 co s2 mAZZ =3 24cos822 =49.97 由式 （ 2.8）、（ 2.9） 得7Z=33.31，8Z=16.66 取整为7Z=33，8Z=17 则，81722 ZZ ZZi =1721 3329=2.6812gi=2.828 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 887cos2 ZZmA no =82.06mm 端面 压力角 tant=tan n /cos8t=21.7 端面啮合角 tot AA co sco s , = 7.21cos828206 57.21,t变位系数之和 nt,t87n t a n2 i nvi nvzz =0 8=0.38 7= 0.38 求8的精确值： 887cos2 ZZmA n 8=23.85 二挡齿轮参数： 分 度圆直径 877 cosnmzd =108.20mm 888 cosnmzd =55.74mm 齿顶高 nn7an7 yh mh a =1.8mm nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 nn8an8 yh mh a =4.08mm 式中：n0n /mAAy ）（ =-0.02 nnn yy =0.02 齿根高 n7nan7 h mch f =4.89mm n8nan2 h mch f =2.61mm 齿全高 7fa7 hh h=6.69mm 齿顶圆直径 77a7 2 ahdd =111.8mm 8a88 2hdda =63.9mm 齿根 圆直径 777 2 ff hdd =98.42mm 888 2 ff hdd =50.52mm 当量齿数 8377v cos/zz =43.08 8388v cos/zz =22.19 （ 2） 三挡齿轮为斜齿轮，初选6=20 21365 ZZiZZ （ 2.10） =29212=1.448 665co s2 ZZmA n （ 2.11） 由式 （ 2.10）、（ 2.11） 得5Z=29.976，6Z=20.70 取整5Z=30，6Z=21 61523 ZZ ZZi nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 =2121 3029=1.973i=2.414 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 665cos2 ZZmA no =82.52mm 端面压力角 tant=tan n /cos6=0.393 t=21.45 端面啮合角 tot AA co sco s , = 45.21cos8252.82 =0.937 45.20,t变位系数之和 nt,t65n t a n2 i nvi nvzz =-0.21 5=0.3 6=-0.21-0.3=-0.51 求6的精确值： 665cos2 ZZmA n 6=21.11 三挡齿轮参数： 分度圆直径 655 cosnmzd =96.463mm 666 cosnmzd =67.524mm 齿顶高 nn5an5 yh mh a =4.02mm nn6an6 yh mh a =1.59mm 式中：n0n /mAAy ）（ =-0.17 nnn yy =-0.04 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 齿根高 n5nan5 h mch f =2.85mm n6nan6 h mch f =5.28mm 齿全高 5fa5 hh h=6.87mm 齿顶圆直径 55a5 2 ahdd =104.503mm 6a66 2hdda =70.704mm 齿根圆直径 555 2 ff hdd =90.763mm 666 2 ff hdd =56.964mm 当量齿数 6355v cos/zz =36.946 6366v cos/zz =25.862 （ 3） 四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角 4 =22 21443 ZZiZZ （ 2.12） =2921414.1 =1.024 443co s2 ZZmA n （ 2.13） 由 （ 2.12）、（ 2.13） 得3Z=25.64， 4Z =25.04， 取整3Z=26， 4Z =25 则： 41324 ZZZZi =2125 2926=1.436 4i =1.414 对四挡齿轮进行角度变位： nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 理论中心距 443cos2 ZZmA no =82.52mm 端面压力角 tant=tan n /cos 4 =0.393 t=21.45 端面啮合角 tot AA co sco s , = 45.21cos8252.82 =0.937 44.20,t变位系数之和 nt,t43n t a n2 i nvi nvzz =-0.56 3=0.12 4 =-0.56-0.12=-0.68 求螺旋角 4 的精确值： 443cos2 ZZmA n 4 =21.11 四挡齿轮参数： 分度圆直径 433 cosnmzd =84.142mm 444 cosnmzd =80.906mm 齿顶高 nn3an3 yh mh a =4.53mm nn4an4 yh mh a =2.13mm 式中：n0n /mAAy ）（ =-0.17 nnn yy =-0.39 齿根高 n3nan3 h mch f =3.39mm n4nan4 h mch f =5.79mm 齿全高 3fa3 hh h=7.92mm nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 齿顶圆直径 33a3 2 ahdd =93.202mm 4a44 2hdda =85.166mm 齿根圆直径 333 2 ff hdd =77.362mm 444 2 ff hdd =69.326mm 当量齿数 4333v cos/zz =32.02 4344v cos/zz =30.79 2.3.5、 确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮13Z的齿数一般在 21 23 之间 ，初选12Z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 ，A 。初选 13Z =21， 12Z =13，则： 131221 ZZmA ， = 1321321 =51mm 取 52mm 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 12 和 11 的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙，则齿轮 11 的齿顶圆直径11eD应为 ADD ee 25.02 1112 121211 ee DAD=282 3 (13+2) 1 =118mm 21111 mDZ e =318 2 =37.33mm 取 38mm 为了保证齿轮 10 和 11 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的 间隙，取 11Z =31 计算倒挡轴和第二轴的中心距 A nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 2 1113, zzmA = 2 21383 =88.5mm 取 89mm 计算倒挡传动比 1311121312 zzzzzzi 倒=211321 382129 =4.04 倒挡齿轮参数： 22.022.0,62.1 131212131312 ，查表得zzu22.022.0,81.1 111313111113 ，查表得zzu分度圆直径 mzd 1111 =38 3=114 mm mzd 1212 13 3=39 mm mzd131321 3=63 mm 齿顶高 mha 11*a11 h 3.66 mm mha 12*a12 h = 3.66 mm mha 13*a13 h =2.34 mm 齿根高 mchf 11a11 h =3.09 mm mchf 12a12 h =3.09 mm mch f 13a13 h =4.41mm 齿全高 11fa11 hh h=6.75 mm nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 齿顶圆直径 1111a11 2 ahdd =121.32mm 12a1212 2 hdd a =46.32mm 13a1313 2 hdd a =67.68mm 齿根圆直径 111111 2 ff hdd =107.82 mm 121212 2 fff hdd =32.82mm 131313 2 fff hdd =54.18 mm 2.4 本章小结 本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 第 3章 齿轮校核 3.1 齿轮材料的选择原则 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。 但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、合理选择材料配对 如对硬度 350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 30 50HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。 3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： 5.3法m 时渗碳层深度 0.8 1.2 5.3法m 时渗碳层深度 0.9 1.3 5法m 时渗碳层深度 1.0 1.3 表面硬度 HRC58 63；心部硬度 HRC33 48 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度 HRC48 5312。 对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用 25CrMnMO， 20CrNiMO， 12Cr3A 等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒 13。 3.2 计算各轴的转矩 发动机最大扭矩为 171N.m， 齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 98%，轴承传动效率 96%。 轴 1T =承离 maxeT=2009 8%96%=188.16N.m 中间轴 2T =121 iT 齿承 =188.1696%99%29/21=246.95N.m nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 24 轴 一挡109231 iTT 齿承 =246.950.960.9937/13=667.996N.m 二挡87232 iTT 齿承 =246.950.960.9933/17=455.597N.m 三挡65233 iTT 齿承 =246.950.960.9930/21=335.288N.m 四挡43234 iTT 齿承 =246.950.960.9926/25=244.481N.m 五挡齿承 235 TT =246.950.960.99=234.701N.m 倒挡121122 iTT ）（ 齿承倒 =246.95 299.096.0 ）（ 38/13=651.83N.m 3.3 轮齿强度计算 3.3.1 轮齿弯曲强度计算 1）、倒档直齿轮弯曲应力w图 2.1 齿形系数图 yzKmKKTcfgw32 （ 3.1） 式中：w 弯曲应力 （ MPa）； gT 计算载荷 （ N.mm）； K 应力集中系数，可近似取K=1.65； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 25 fK 摩擦力影响系数，主、从动齿 轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮fK=1.1，从动齿轮fK=0.9； b 齿宽 （ mm）； m 模数； y 齿形系数，如图 2.1。 当计算载荷gT取作用到变速器第一轴上的最大转矩maxeT时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400 850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 计算倒挡齿轮 11， 12， 13的弯曲应力11w，12w，13w11z =38， 12z =13， 13z =21， 11y =0.161， 12y =0.148， 34y =0.148， 倒T =651.83N.m，2T =246.95N.m 11113112yKzmKKTcfw 倒 33 10161.00.7383 9.065.183.6512 =533.20MPa400 850MPa 12123212 2 yKzm KKTcfw = 33 10.144.00.71331.165.195.2462 =806.90MPa400 850MPa 131331213213 /2 yKzm KKZZTcfw ）（ = 33 101 4 8.00.72139.065.113/2195.2 4 62 ）（ =642.35MPa400 850MPa 2）、 斜齿轮弯曲应力w KyKzm KTcngw3cos2 （ 3.2） nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 26 式中：gT 计算载荷 （ Nmm）； nm 法向模数 （ mm）； z 齿数； 斜齿轮 螺旋角（）； K 应力集中系数，K=1.50； y 齿形系数，可按当量齿数 3coszz n 在图中查得； cK 齿宽系数cK=7.0 K 重合度影响系数，K=2.0。 当计算载荷gT取作用到 变速器第一轴上的最大转矩maxeT时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180 350MPa 范围，对货车为 100 250MPa。 （ 1）计算一挡齿轮 9， 10 的弯曲应力9w，10w9z=37，10z=13，9y=0.175，10y=0.114，31T=667.996N.m， 2T =246.95N.m，8=23.85 ， 3.489v z， 97.1610v z，cK=7.0 KKymz KTcnw 93910319 c os2= 33 100.20.71 7 5.033750.185.23c o s9 6 6.6 6 72 。 =238.58MPa180 350MPa KKymz KTcnw 1031010210 c os2= 33 100.20.7114.031350.185.23c o s95.2462 。 =345.37MPa180 350MPa （ 2）计算二挡齿轮 7， 8 的弯曲应力 7z=33，8z=17，7y=0.171，8y=0.108，32T=455.597N.m， 2T =246.95N.m，nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 27 8=23.85 08.437v Z， 19.228v Z，cK=7.0 KKymz KTcn