捷达轿车六档手动变速器毕业设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 摘 要 汽车作为人类的代步工具，在生活中起着越来越重要的作用。变速器是传动系中的主要部件。它用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速。目的是在各种工作状况下，使汽车获得不同的牵引力和速度。从而使汽车拥有良好的动力性和燃油经济性。 本次设计 以 捷达型轿车 的一些整车参数和发动机参数为设计依据，进行手动档变速器的设计。设计的主要内容包括变速器传动机构布置方案的确定，变速器 主要参数如挡数、传动比范围、中心距、各挡传动比、齿轮参数、各挡齿轮齿数的选择，齿轮、轴的设计校核， 同步器、操纵机构及箱体的设计。在设计的过程中，本文 根据 轿车 变速器的设计要求和车辆动力传动系统自身的特点， 参考多篇文献资料，以及变速器设计图册，设计出 二 轴式变速器。 关键词 ： 变速器；齿轮；轴；设计；计算机辅助设计 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 as a of of an is It is to s is to in a of so is on 20i in of of as of of of of on of a of a of is 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 目 录 摘要 第 1 章 绪论 1 题的目的和意义 1 究现状 1 速器的设计思想 2 究的主要工作内容 3 第 2 章 变速器设计的总体方案 4 计依据 4 速器传动机构布置方案 5 速器基本参数的确定 6 数的确定 6 动比的确定 6 速器中心距的确定 9 速器轴向尺寸的确定 9 章小结 10 第 3 章 主要零部件的设计及计算 11 轮的设计及 计算 11 轮参数确定及各挡齿轮齿数分配 11 章小结 18 第 4 章 零件的选用及校核 21 零件的 校核 21 19 速器齿轮的材料及热处理 23 24 24 33 37 第 5 章 同步器的选择 38 步器的设计及计算 38 环式同步器主要尺寸的确定 38 要参数的确定 39 39 纵机构的设计 40 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 章小结 43 第 6 章 变速器操纵机构的选择和箱体设计原则 44 44 44 45 结论 46 参考文献 47 致谢 48 附录 49买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 5 第 1 章 绪 论 题的目的和意义 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使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况范围内工作 1。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。 为了近一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱 轿 车市场销售份额，应该建立一个适应发动机排 量为 满足车厂和用户更高层次的要求。 设计方案力求实现： （ 1） 变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需； （ 2） 选挡、换挡轻便、灵活、可靠； （ 3） 同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡； （ 4） 齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。 题研究的现状 目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性 3。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来 的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前， 4档特别是 5 档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时， 6 档变速器的装车率也在日益上升 4。 变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。 汽车变速器是 汽车的重要部件之一， 用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加 速等各种行使工况下，使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况范围内工作。变速器设有空 档 ，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 6 驱动轮传输。变速器设有倒 档 ，使汽车获得倒退行使能力。 汽车变速器技术的发展历史： 手动变速器（ 要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。 自动变速器（ 由液力变矩器 ， 行星 齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。 在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在 无级变速器（ ,又称为连续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组 ， 从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带和金属链等。 无限变速式机械 无级变速器（ 用的是一种摩擦板式变速原理。 核心部分由输入传动盘，输出传动盘和 们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变 置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化。 速器的设计思想 根据发动机匹配的 轿 车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。 新型后驱动变速器应满足： （ 1） 发动机排量 （ 2）六 个前进挡，一个倒档 ； （ 3） 输 入、输出轴保证两点支承 ； （ 4） 采用同步器，保证可靠平稳换挡 ； （ 5） 齿轮、轴及轴承满足使用要求 。 究的主要工作内容 中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。 变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 7 轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。 确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。 齿轮参 数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。 根据设计方案，通过 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 8 第 2 章 变速器设计的总体方案 变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。 计依据 随着消费者对汽车安全性、舒适性、经济性和动力性需求的提 高，汽车的技术含量不断提高 ， 机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前， 4 档特别是 5 档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时， 6档变速器的装车率也在日益上升 4。 变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。 设计新型后驱动变速器以使变速器结构更加紧凑、合理 ， 承载能力强。 选择车型为 捷达型轿车 进 行设计，基本性能参数如表 2 表 2本性能参数 发动机参数 排量 (L) 大功率 (80(5600r/最大扭矩 (Nm) 140(3500r/底盘参数 驱动方式 前 轮驱动 轮胎规格 185/60 车尺寸及质量 长 *宽 *高 (4428*1660*1415 轴距 (2471 总质量 (1091 整备质量 (1105 整车性能参数 最高车速 (km/h) 175 最大爬坡度 30% 动机构布 置方案分析 变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进档数或轴的不同分类，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式 ，中间轴式和多中间轴式变速器等。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 9 轴式和中间轴式变速器 现代汽车大多数都采用固定轴式变速器，而两轴式和中间轴式应用最为广泛。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，还要考虑以下几个方面： 与中间轴式变速器比较，两轴式变速器 因轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作是齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。还有，受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可能设计的很大。对于前进档，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。 中间轴式变速器可以设置直接档，在使用直接档时，变速器的齿轮和轴承及轴承均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出 ，此时变速器的传动效率高，可达 90以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点 3 。 档的形式和布置方案 图 2 2a）方案广泛用于前进档都是同步器换档的四档轿车和轻型货车变速器中；图 2b）方案的优点是可以利用中间轴上的 1档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难，某些轻型货车四档变速器采用这种方案； 图 2c）方案能获得较大的倒档速比，突出的缺点是换档程序不合理；图 2d）方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了图 2c）方案；图 2e）方案中，将中间轴上的一档和倒档齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度；图 2f）方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便；为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车采用图2g）方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。后述五种方案可供五档变速器的选择 3 。 图 2f）所示 的倒档布置方案。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 10 图 2档布置方案 速器基本参数的确定 数的确定 挡数的设置与整车的动力性和经济性有关。就动力性而言，增加变速器的挡数，能够增加发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了整车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，挡数多，增加了发动机在低油耗区工作的可能性，降低油耗。所以挡数设置为 六 档。 动比的确定 1、主减速器传动比的确定 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为 12： 06377.0 （ 2 式中： 汽车行驶速度（ km/h）； 发动机转速（ r/ r 车轮滚动半径（ m）； 6i 变速器 直接档 传动比； 0i 主减速器传动比。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 11 已知：最高车速75km/h； 车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 185/60到 r =233.4(发动机转速 n =600（ r/由公式（ 2到主减速器传动比计算公式： 2、最抵档传动比计算 按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计） 13。用公式表示如下： m a xm a a x s o s （ 2 式中： G 车辆总重量 (N)； f 坡道面滚动阻力系数 (对沥青路面 =； 发动机最大扭矩 (Nm) ； 0i 主减速器传动比； 变速器传动比； t 为传动效率（ R 车轮滚动半径； 最大爬坡度（一般轿车要求能爬上 30%的坡，大约 由公式（ 2： 0m a xm a xm a s o s( （ 2 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 12 已知： m=1091019.0f ； ； r=140m ；i ； g=0.0t ，把以上数据代入（ 3： 5 i 9 o 9 1(1 满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： r 10m a x iT 0 （ 2 式中： 驱动轮的地面法向反力， ； 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面 已知： 1091m 取 数据代入（ 3得： 911 所以，一档转动比的选择范围是： 初选一档传动比为 3、变速器各档速比的配置 按等比级数分配其它各档传动比，即： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 13 心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算 14： 31m a x （ 2 式中： A 变速器中心距（ 中心距系数，乘用车 发动机最大输出转距为 140（ Nm ）； 1i 变速器一档传动比为 g 变速器传动效率，取 96%。 A = A =80 速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列 公式 选用： ； L =0=255文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 14 章小结 本章主要通过分析整车和发动机、底盘参数，对新型后驱动变速器的总体方案进行确定。 其中包括：变速器传动方案的布置，中心距的确定，挡位的设置，各挡传动比的确定及轴向尺寸的确定等。通过确定变速器的基本参数，便于其他零部件的设计选用，为下一步的设计计算奠定基础。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 15 第 3 章 主要零部件的设计及计算 轮的设计及校核 轮参数确定及各挡齿轮齿数分配 m 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在 m= 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 。 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。 乘用车中间轴式变速器为 22 34 ，选 25 。 b 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b。 m ，其中 齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮 啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。一般齿轮的齿顶高系数0 ，为一般汽车变速器齿轮所采用。 分配齿数时应注意的是，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。 （ 1）确定一挡齿轮的齿数 由于一挡采用斜齿轮传动，所以齿数和 2 c o s 2 * 8 0 * 0 . 9 1 642 . 5h m ，圆整后得齿数和为 66， 修正后得 。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 16 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节，采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声 6。 凑配中心距； 80A 齿端面模数； nt 合角 1 1 1 2c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，得 20 ； 故总变位系数 0x ，即为高度变位。 查得： 112 。 两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。一挡齿轮参数如表 3 表 3挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 端面压 力角 4 t 2 分度圆 直径 =27 3 齿顶高 10 na 20 na 4 齿根高 10 nf 20 nf 5 齿顶圆 直径 aa aa 6 齿根圆 直径 ff 1312 ff 7 当量齿 数 13 14c o 64zz n 8 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m （ 2）对中心距进行修正 因为计算齿轮和 ，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 新计算中心距 80A 。 （ 3）确定其他各挡的齿数 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 17 二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角10与常啮合齿轮 不同，由 27216Z 得： 17 226Z （ 3 而109 1 0()2 c o （ 3外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： 26121 0 7t a n (1 )t a n Z （ 3 联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角10 ，解式（ 3 3出9 1 04 8 , 2 3。 再把9 10 10 及代入式（ 检查近似满足轴向力平衡关系。 凑配中心距 6710() 802 c o s mA m m； 斜齿端面模数102 . 5 0c o s nt mm m m； 啮合角 9 1 0c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20 ，正角度变位。 查得9 1 01 . 1 2 , 0 . 4 6 0 . 6 6x x x 故。二挡齿轮参数如表 3 3挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中 心距 670 802 m m m 2 中心距变动系数 0 0 . 2 1 2 3 齿顶降低系数 1 . 4 1 2nn x 4 分度圆 直径 6 37 m m m 7 123 m m m 5 齿顶高 06( ) 0 . 9a n nh f x m m m 07( ) 1 . 5a n nh f x m m m 6 齿根高 06( ) 3 . 0 1f c x m m m 07( ) 2 . 4f c x m m m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 18 7 齿顶圆 直径 2 4 5d h m m 2 1 3 1d h m m 8 齿根圆 直径 2 3 2d h m m 2 1 1 8d h m m 9 当量齿 数 63 15c o 73 50c o 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 同理：三挡齿轮8 9 81 9 4 4 1 1 . 4 ， ，近似满足轴向力平衡关系。 凑配中心距 788() 802 c o s mA m m； 斜齿端面模数62 . 5c o s nt mm m m； 啮合角 78c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20 ，正角度变位。 查得781 . 0 5 , 0 . 4 3 0 . 6 2x x x 故。三挡齿轮参数如表 3 表 3挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中 心距 890 802 m m m2 中心距变动系数 0 0 . 1 2 3 齿顶降低系数 1 . 1 7nn x 4 分度圆 直径 8 48 m m m 9 112 m m m 5 齿顶高 08( ) 3 . 5a n nh f x m m m 09( ) 3 . 7a n nh f x m m m 6 齿根高 08( ) 3f c x m m m 09( ) 2 . 8f c x m m m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 19 7 齿顶圆 直径 2 5 5 . 3d h m m 2 1 1 9d h m m 8 齿根圆 直径 2 4 2d h m m 2 1 0 6d h m m 9 当量齿 数 83 20c o 93 47c o 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 同理：四挡齿轮1 0 1 1 62 4 4 4 1 6 . 3 ， ，近似满足轴向力平衡关系。 凑配中心距 1 0 1 16() 802 c o s mA m m； 斜齿端面模数62 . 6 0c o s nt mm m m； 啮合角56 c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20 ，负角度变位。 查得561 . 0 3 , 0 . 4 6 , 0 . 5 7x x x 故。四挡齿轮参数如表 3 表 3挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中 心距 560 802 m m m2 中心距变动系数 0 0 3 齿顶降 数 0 . 4nn x 4 分度圆 直径 10 63 m m m 11 99 m m m 5 齿顶高 0 1 0( ) 3 . 6 5a n nh f x m m m 0 1 1( ) 3 . 9a n nh f x m m m 6 齿根高 0 1 0( ) 2 . 9f c x m m m 0 1 1( ) 2 . 6f c x m m m 7 齿顶圆 2 7 0d h m m 2 1 0 7d h m m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 20 直径 8 齿根圆 直径 2 5 7d h m m 2 9 3d h m m 9 当量齿 数 53 27c o 63 43c o 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 同理： 五 挡齿轮1 2 1 3 42 9 3 1 2 3 . 2 ， ，近似 满足轴向力平衡关系。 凑配中心距 1 2 1 34() 80.2 c o s mA m m； 斜齿端面模数42 . 5c o s nt mm m m； 啮合角 34c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20 。 查得 431 . 0 3 , 0 . 4 9 , 0 . 5 4x x x 故。四挡齿轮参数如表 3 （ 5）确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数往往与一挡相近。倒挡齿轮 13Z 的齿数，一般在2123之间，初选3 10Z ，计算出输入轴与倒挡轴的中心距 A 。 设4 1 4 314 4 , ( ) 4 82Z A m Z Z m m 则 。 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 13和 14的齿顶圆之间应保持有 取13 50Z ，满足输入轴与中间轴的距离。假设当齿轮 13 和 14 啮合时，中心距 451 ( ) 9 5 . 32A m Z Z A ，且 0 m m 。故倒挡轴与中间轴的中心距，1 3 1 51 ( ) 9 02A m Z Z m m 。 根据中心距 A 求啮合角 ： 1 4 1 5 c o s ( ) c o s 0 . 9 42 m ，故 20 ，高度变位。 查得 1 4 1 51 3 1 50 . 5 2 , 0 . 5 2 , 0 . 5 81 . 1 2 , 0 . 5 4 , 0 . 5 8x x xx x x 倒挡齿轮参 数 如表 3 表 3 挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 21 1 理论中心距 1 2 1 30 802 m m m 2 中心距变动系数 0 0 3 齿顶降低系数 0 . 2 1 8 4 分度圆直径 12 7 8 . 8 m m m13 8 4 . 3 m m m5 齿顶 高 01( ) 3 . 7a n nh f m m m 02( ) 3 . 8a n nh f m m m 6 齿根 高 01( ) 2 . 9 1f c m m m 02( ) 2 . 7f c m m m 7 齿顶圆直径 2 8 6 . 3d h m m 2 9 2d h m m 8 齿根圆直径 2 7 3d h m m 2 7 8 . 8d h m m 9 当量齿数 123 37c o 133 40c o 10 齿宽 6 2 . 5 1 5 m m m 6 2 . 5 1 5 m m m 查得 。 六 挡齿轮参数如表 3 表 3 挡齿轮基本参数 序 计算 计算公式 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 22 号 项目 1 理论中心距 02 15140 2 中心距变动系数 0 0 3 齿顶降低系数 0 . 2 1 8 4 分度圆直径 5 齿顶 高 01( ) 3 . 7a n nh f m m m 02( ) 3 . 8a n nh f m m m 6 齿根 高 01( ) 2 . 9 1f c m m m 02( ) 2 . 7f c m m m 7 齿顶圆直径 72 62 8 齿根圆直径 32 32 9 当量齿数 0c o s 314 9c o s 315 10 齿宽 6 2 . 5 1 5 m m m 6 2 . 5 1 5 m m m 本章小结 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 23 本章介绍了齿轮的损坏原因及形式，简要阐述了齿轮材料的热处理方法，重点对各档齿轮进行了校核，包括对各挡齿轮弯曲应力、接触应力的 计算。计算了轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角以及轴在合成弯矩作用下的应力 。 表 3挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 分度圆 直径 3 25d Z m m m5 6 2 . 5d Z m m m2 齿顶高 01( ) 3 . 7 5ah f x m m m 02( ) 3 . 5ah f x m m m 3 齿根高 01( ) 2 . 8fh f c x m m m 02( ) 3 . 1fh f c x m m m 4 齿顶圆 直径 2 3 1 . 5d h m m 2 6 9 . 5d h m m 5 齿根圆 直径 2 1 9 . 4d h m m 2 5 6 . 4d h m m 6 基圆直 径 c o s 4 0c o s 5 4bd d m m 7 齿宽 6 2 . 5 1 5 m m m 6 2 . 5 1 5 m m m 序号 计算项目 计算公式 1 分度圆 直径 3 25d Z m m m2 齿顶高 01( ) 3 . 7ah f x m m m 3 齿根高 01( ) 2 . 8 5fh f c x m m m 4 齿顶圆 2 6 9 . 5d h m m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 24 直径 5 齿根圆 直径 2 5 6 . 4d h m m 6 基圆直 径 c o s 1 1 7bd d m m 7 齿宽 6 2 . 5 1 5 m m m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 25 第四章 零件的选 用 及校核 零件的 校核 齿强度计算 变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。 轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些 3。变速器抵挡小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这 种弯曲疲劳断裂。 齿面点蚀是