捷达两轴手动变速器毕业设计.doc

摘 要 本设计的任务是设计一台 10 款捷达两轴手动变速器。与中间轴式变速器 比较，两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间档位传动效率 高和噪声低等优点。 根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、 满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以 得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些轿车的基 本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、 机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。 它功用是：改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经 常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工 作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空档，中 断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。 这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环 式同步器来实现换档。 关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，中间轴，第二轴，齿轮 abstractabstract the duty of this design is to design a fr type manual transmission used in the saloon,its the countershaft-type transmission gearbox.this transmission has two prominent merits: firstly,the transmission efficiency of the direct drive keeps off high, the attrition and the noise are also slightest;secondly ,its allowed to obtain in the biger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller. according to the contour,track，wheel base，the smallest ground clearance,the smallest turning radium,the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power,the max torque, the displacement and so on. according to the basic parameters of the certain saloon,choose the suitable final drive ratio.according to the above parameters,combining the knowledge of automobile design, automobile theory, machine design and so on, calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design. its function is:changing gear ratio,expanding the torque of the driving wheel and the range of the rotational speed,to adapt the travel condition which frequently changes, like start, acceleration, climbing and so on, simultaneously causes the engine to work under the advantageous operating mode;under the premise of the invariable rotation, enables the automobile to travel back;using neutral, severances the power transmission, to make the engine start, idle, and is advantageous for the engine to shift gears or to carry on the dynamic output. this gearbox has five (including over drivefifth gear) and a reverse gear, and through the inertial type of synchronizer to realize shift gears. key words：transmission, inertial type of synchronizer,gear ratio, countershaft,second axis, gear 毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明 原创性声明原创性声明 本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文） ，是我个人在指导教 师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别 加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过 的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位 或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人 或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。 作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日 期： 使用授权说明使用授权说明 本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论 文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和 电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并 提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其 它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论 文的部分或全部内容。 作者签名： 日 期： 学位论文原创性声明学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行 研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本 论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本 文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。 本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作者签名： 日期： 年 月 日 学位论文版权使用授权书学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定， 同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版， 允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位 论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、 缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 涉密论文按学校规定处理。 作者签名：日期： 年 月 日 导师签名： 日期： 年 月 日 指导教师评阅书指导教师评阅书 指导教师评价：指导教师评价： 一、撰写（设计）过程 1、学生在论文（设计）过程中的治学态度、工作精神 优 良 中 及格 不及格 2、学生掌握专业知识、技能的扎实程度 优 良 中 及格 不及格 3、学生综合运用所学知识和专业技能分析和解决问题的能力 优 良 中 及格 不及格 4、研究方法的科学性；技术线路的可行性；设计方案的合理性 优 良 中 及格 不及格 5、完成毕业论文（设计）期间的出勤情况 优 良 中 及格 不及格 二、论文（设计）质量 1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格 2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中 及格 不及格 三、论文（设计）水平 1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格 2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格 3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格 建议成绩：建议成绩： 优优 良良 中中 及格及格 不及格不及格 （在所选等级前的内画“”） 指导教师：指导教师： （签名） 单位：单位： （盖章） 年年 月月 日日 评阅教师评阅书评阅教师评阅书 评阅教师评价：评阅教师评价： 一、论文（设计）质量一、论文（设计）质量 1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格 2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中 及格 不及格 二、论文（设计）水平二、论文（设计）水平 1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格 2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格 3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格 建议成绩：建议成绩： 优优 良良 中中 及格及格 不及格不及格 （在所选等级前的内画“”） 评阅教师：评阅教师： （签名） 单位：单位： （盖章） 年年 月月 日日 ii 教研室（或答辩小组）及教学系意见教研室（或答辩小组）及教学系意见 教研室（或答辩小组）评价：教研室（或答辩小组）评价： 一、答辩过程一、答辩过程 1、毕业论文（设计）的基本要点和见解的叙述情况 优 良 中 及格 不及格 2、对答辩问题的反应、理解、表达情况 优 良 中 及格 不及格 3、学生答辩过程中的精神状态 优 良 中 及格 不及格 二、论文（设计）质量二、论文（设计）质量 1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格 2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中 及格 不及格 三、论文（设计）水平三、论文（设计）水平 1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格 2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格 3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格 评定成绩：评定成绩： 优优 良良 中中 及格及格 不及格不及格 （在所选等级前的内画“”） 教研室主任（或答辩小组组长）：教研室主任（或答辩小组组长）： （签名） 年年 月月 日日 iii 教学系意见：教学系意见： 系主任：系主任： （签名） 年年 月月 日日 iv 目 录 摘 要i a ab bs st tr ra ac ct tii 第一章 绪 论.1 1.1 课题的目的和意义 .1 1.2 研究现状 .1 1.3 变速器的设计思想 .2 1.4 研究的主要工作内容 .2 第二章 变速器主要参数的选择和主要零件的设计 3 2.1 变速器主要参数的选择 .3 2.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定4 2.2.1 档数和传动比确定4 2.2.2 变速器中心距的确定5 2.2.3 变速器轴尺寸的确定6 2.3 本章小结 .6 第三章 变速器主要部件计算与材料的选择 6 3.1 齿轮的设计及校核6 3.1.1 齿轮参数确定及各档齿轮齿数分配.6 3.1.2 轮齿强度的计算14 3.1.3 变速器齿轮的材料及热处理17 3.2 轴的设计及校核 17 3.2.1 初选轴的直径18 3.2.2 轴的设计18 3.2.3 轴的校核22 3.3 轴承的选用及校核 28 3.3.1 变速器轴承型式的选择28 3.3.2 轴承的校核29 v 3.3.3 轴承的润滑和密封31 3.4 本章小结 31 第四章 变速器同步器的设计32 4.1 同步器的结构.32 4.2 同步环主要参数的确定33 4.3 本章小结 35 第 5 章 主减速器和差速器设计 .36 5.1 主减速齿轮计算载荷的确定 36 5.2 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 38 5.3 主减速器齿轮的材料及热处理 43 5.4 主减速器轴承的计算及润滑 44 5.5 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算 47 5.6 本章小结 51 结论 52 参考文献 52 致 谢54 附录 1 55 附录 2 57 vi 1 第一章 绪 论 1.1 课题的目的和意义 变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性 和燃油经济性，是汽车的重要组件之一。汽车在使用过程中需要获得不同 的牵引力和速度，同时为了使发动机在最有利的工况范围内工作，汽车上 应搭载合适的变速器。而且变速器应在较大范围内改变汽车行驶速度的大 小和汽车驱动轮上扭矩的大小。因此为了满足消费者对汽车高性能、安全、 可靠、舒适性的需求，设计一种适合我国国情的轿车的变速器具有十分重 要的意义。 本次毕业设计以10款捷达车为参考车型，设计两轴式变速器。实现手 动五档、横向布置，可较宽范围内实现变速，满足不同工况下的使用，同 时设计合理的操纵装置。通过在对汽车变速器的学习和设计实践过程中， 更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识，强化我们的开发 和设计能力，锻炼自己利用所学知识分析问题和解决问题的能力，树立严 谨的科学态度和工作作风，培养不断思考和学习的能力。 1.2 研究现状 众所周知，中国国内市场的微型系列车型，90%都来自日本技术，更 确切地说，是来自于日本铃木技术。国内的许多微型车厂在研发、生产方 式上，或是购买日本技术，或是与日方联合经营，自主独立开发的能力相 对欠缺。因此，在微型车型及所属关紧部件的研发方面的发展相对滞后， 进而造成国内的许多老型产品一干就是十几年，甚至二十几年的尴尬局面。 同时，由于国际市场的导向，微型车的根据地日本在此方面的投入也没有 更大、更新的研究与发展。所以从微型汽车后驱动变速器的发展来看，并 没有特别新的技术在产品中应用。 但是根据我们国家的实际现状，目前中国市场对微型车的需求，在短 时间内，甚至相当长的一段时间内微型车仍然具有一定的发展的空间。国 2 内的中、小城市，及山区，从居民的购买能力及所需看，微型车由于其价 格低、经济适用，仍然具有广阔的市场份额。近几年来，微型车的销售占 中国汽车总销售量约 25%。尤其以生产微型车为主的长安集团在内，2005 年内的整车销售排在全国第三位的良好势头。据了解国内生产微型汽车如 长安、柳洲五菱等车厂，后驱动发动机所配的变速器结构先进、合理，在 满足同等排量发动机匹配所需的同时，市场反映效果也较好。 汽车变速器发展经历了 100 多年，从最初采用侧链传动到手动变速器， 到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再向无级自动变速器 方向发展。变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车 工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。手动变速器(mt)主 要采用齿轮传动的降低原理，变速器内有多组传动比不同的齿轮副，汽车 行驶时的换档就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。 我国汽车工业采用 cad 技术，从无到有，至今已有十多年的历史。 与其他机械产品相比，汽车行业在计算机应用的投入比较多。各汽车厂纷 纷引进软硬件并逐步建立了计算机辅助系统。autocad 在用户的心目中 也变成了二维设计软件的缩影。 1.3 变速器的设计思想 根据发动机匹配的微型车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能 够匹配各项横置前驱的变速器。 横置前驱变速器应满足： （1）发动机排量 1.6 升； （2）五个前进档，一个倒档； （3）输入、输出轴保证两点支承； （4）采用同步器，保证可靠平稳换档； （5）齿轮、轴及轴承满足使用要求。 1.4 研究的主要工作内容 1.确定合适的布置结构 3 变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换档方式； 齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。 2.进行主要参数的选择 确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。 3.进行主要零部件及其他结构的设计 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。 4.绘制图纸 根据设计方案，通过 cad 完成装配图及零件图的绘制。 第二章 变速器主要参数的选择和零件的设计 2.1 变速器主要参数的选择 表 2-1 基本性能参数 名 称数 据 总质量 mm=2000kg 最大道路阻力系数 max =0.417 max 最大扭矩 te nt/ max =140/3500rpm maxe t 最大功率 p/np = 70kw/5600rpm 传动系机械效率=0.93 最大爬坡度 max =16.5 max 0 最高车速 hkmu/175 max 前、后轮胎规格185/60 r16 确定主减速器传动比 4 max0 maxmaxmax (cossin) egit r ti i mg fmg r max max 0 r g e mgr i ti 根据 （2-max 5 0 0.377 pn r ua i i 1） 式中：最高车速，最高车速，175km/h；maxua 发动机最大功率下的转速，发动机最大功率下的转速，5600r/min；pn r 车轮半径，车轮半径，0.288m； 变速器最高档传动比，变速器最高档传动比，0.89；5i 变速器主减速比。0i 由公式（2-1）得：=3.811。0 max 5 0.377pn r i uai 2.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定 2.2.1档数和传动比确定 近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车 一般用 45 个档位的变速器。本设计也采用 5 个档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着 力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、 确定。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮 胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 (2-2） 式中 m-汽车总质量； g-重力加速度； max-道路最大阻力系数； 5 max 2 egit r ti g r 2 max 0 r gi et gr i ti 3 iamax akt rr-驱动轮的滚动半径； temax-发动机最大转矩； i0-主减速比； -汽车传动系的传动效率。 根据驱动车轮与路面的附着条件 求得的变速器 i 档传动比为： （2-3） 式中 g2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； -路面的附着系数，计算时取 =0.50.6。 由已知条件：满载质量 2000kg； rr=288mm； te max=140nm； i0=3.811； =0.95。 根据公式（2-3）可得：igi =3.2 由于汽车传动系各档的传动比大体上是按等比级数分配的，且 =0.89，q 为各档公比，则为各档公比，则，故，故=1.337,5i 234 4321,iq iq iq iq 4 1 iq 1.337,=1.789,=2.39, =3.2。 4 i 3 i 2 i 1 i 2.2.2 变速器中心距的确定 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证 齿轮的强度。二轴式变速器的中心局 a（mm）可根据对已有变速器的 统计而得出的经验公式初定： (2-3) 6 式中 k a-中心距系数。对轿车，k a =8.99.3；对货车，k a =8.69.6；对多档 主变速器，k a =9.511； ti max -变速器处于一档时的输出扭矩： ti max=te max igi =628.3nm 故可得出初始中心距 a=70.196mm。 2.2.3 变速器轴尺寸的确定 变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有 直接关系，设计初可根据中心距 a 的尺寸参照下式初选。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）a，取 3.2a=224mm 2.3 本章小结 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， 档位的设置，各档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。 第三章 变速器主要部件计算与材料的选择 3.1 齿轮的设计及校核 3.1.1 齿轮参数确定及各档齿轮齿数分配 1.模数 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 1.814.0t 的货车为 2.03.5mm，取 m=2.5mm。 2.压力角 国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20 。20 3.3.螺旋角螺旋角 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 7 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，选。223426 4.齿宽 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。 ，其中为齿宽系数。变速器中一般倒档采用直齿圆柱齿轮cbk mck =4.58.0；常啮合及其他档位用斜齿圆柱齿轮=6.08.5。ckck 5.齿顶高系数 齿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，为一般汽 0 1.0f 车变速器齿轮所采用。 6.各档齿轮齿数的分配 分配齿数时应注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以 使齿面磨损均匀。 （1）确定一档齿轮的齿数 由于一档采用斜齿轮传动，所以齿数和=50，修正后得，修正后得 2 cos h n a z m 。z =12 z =38.26.77 12 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。 凑配中心距凑配中心距； 910 () 70 2cos nzzm amma 斜齿端面模数；2.80 cos n t m mmm 啮合角，得； 910cos()cos0.9397 2 tm zz a 20 8 即为高度变位。 一档齿轮参数如表 3-1。 表 3-1 一档齿轮基本参数 序号计算项目计算公式 1端面压力角 tan tan0.408,22.18 cos n tt 2分度圆直径34 1 t mzd 4 . 106 2 t mzd 3齿顶高528 . 3 )( 10 ta mfh072 . 2 )( 20 ta mfh 4齿根高 8 . 3)( 10 tf mcfh278 . 5 )( 20 tf mcfh 5齿顶圆直径 6 . 402 aa hdd54.1102 aa hdd 6齿根圆直径 262 ff hdd952 ff hdd 7当量齿数 17 cos3 1 z zn37.53 cos3 1 z zn 8齿宽 5 . 17mkb c 5 . 17mkb c （2）对中心距进行修正 因为计算齿轮和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取hz 定的定的重新计算中心距重新计算中心距 a 作为各档齿轮齿数分配的依据。作为各档齿轮齿数分配的依据。hz 。70 2cos hnz m amm （3）确定其他各档的齿数 根据 i n mn m a zz cos2 m n n z z tan tan （4）求出 。39 3 z16 4 z 9 . 11 2 再把代入式（3.5） ，检查近似满足轴向力平衡关系。788zz、及 凑配中心距； 78 8 () 70.105 2cos nzz m amma 斜齿端面模数； 8 2.70 cos n t m mmm 9 啮合角，故，正角度变 78 cos()cos0.93957 2 tm zz a 20.02 位。 根据齿数比，查得。 7 8 1.48 z u z 870.002,0.120.118xxx 故 二档齿轮参数如表 3-2。 表 3-2 二档齿轮基本参数 序号计算项目计算公式 1端面压力角 371 . 0 cos tan tan n t 36.20 t 2分度圆直径48.40 3 t mzd67.98 4 t mzd 3齿顶高0 . 3)( 10 ta mfh024 . 2 )( 20 ta mfh 4齿根高 6 . 3)( 10 tf mcfh605 . 3 )( 20 tf mcfh 5齿顶圆直径48.462 aa hdd69.1022 aa hdd 6齿根圆直径 28.332 ff hdd46.912 ff hdd 7当量齿数 1 . 17 cos3 1 z zn71.41 cos3 1 z zn 8齿宽 5 . 17mkb c 5 . 17mkb c 同理：三档齿轮 ，近似满足轴向力平衡关系。19 5 z35 6 z24.15 2 凑配中心距； 56 6 () 70.105 2cos nzz m amma 斜齿端面模数； 6 2.70 cos n t m mmm 啮合角，故，正角度变 56 cos()cos0.93957 2 tm zz a 20.02 位。 根据齿数比，查得。 5 6 1.08 z u z 650.002,0.060.058xxx 故 10 三档齿轮参数如表 3-3。 表 3-3 三档齿轮基本参数 序号计算项目计算公式 1端面压力角 331 . 0 cos tan tan n t 66.20 t 2分度圆直径21.49 5 t mzd65.90 5 t mzd 3齿顶高2 . 3)( 10 ta mfh8 . 1)( 20 ta mfh 4齿根高 4 . 3)( 10 tf mcfh76 . 4 )( 20 tf mcfh 5齿顶圆直径61.542 aa hdd25.942 aa hdd 6齿根圆直径 49.422 ff hdd13.812 ff hdd 7当量齿数 15.21 cos3 1 z zn97.38 cos3 1 z zn 8齿宽 5 . 17mkb c 5 . 17mkb c 同理：四档齿轮， 近似满足轴向力平衡关系。22 7 z30 8 z24.15 2 凑配中心距； 34 4 () 90.79 2cos nzzm amma 斜齿端面模数； 4 2.63 cos n t m mmm 啮合角，故。 34 cos()cos0.94 2 tm zz a 20 查得。430.97,0.56,0.41xxx故 11 四档齿轮参数如表 3-4。 表 3-4 四档齿轮基本参数 序号计算项目计算公式 1端面压力角 312 . 0 cos tan tan n t 17.21 t 2分度圆直径52.58 7 t mzd65.90 8 t mzd 3齿顶高7 . 2)( 10 ta mfh3 . 2)( 20 ta mfh 4齿根高 86 . 3 )( 10 tf mcfh26 . 4 )( 20 tf mcfh 5齿顶圆直径92.632 aa hdd 4 . 842 aa hdd 6齿根圆直径 502 ff hdd24.712 ff hdd 7当量齿数 54.26 cos3 1 z zn188.36 cos3 1 z zn 8齿宽 5 . 17mkb c 5 . 17mkb c 同理：五档齿轮， 近似满足轴向力平衡关系。26 9 z23 10 z72.28 2 凑配中心距； 34 4 () 90.79 2cos nzzm amma 斜齿端面模数； 4 2.63 cos n t m mmm 啮合角，故 34 cos()cos0.94 2 tm zz a 20 12 五档齿轮参数如表 3-5 表 3-5 五档齿轮基本参数 序号计算项目计算公式 1端面压力角 356 . 0 cos tan tan n t 54.22 t 2分度圆直径 1 . 74 9 t mzd55.65 10 t mzd 3齿顶高5 . 2)( 10 ta mfh45 . 2 )( 20 ta mfh 4齿根高 01 . 4 )( 10 tf mcfh11 . 4 )( 20 tf mcfh 5齿顶圆直径 2 . 792 aa hdd45.702 aa hdd 6齿根圆直径 08.662 ff hdd33.572 ff hdd 7当量齿数 38 cos3 1 z zn11.34 cos3 1 z zn 8齿宽 5 . 17mkb c 5 . 17mkb c （5）确定倒档齿轮齿数 倒档齿轮选用的模数往往与一档相近。倒档齿轮的齿数，一般在13z 2123 之间，初选，计算出输入轴与倒档轴的中心距。1323z a 设。 121213 1 21,()55 2 zam zzmm则 为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 11 和 12 的齿顶圆之 13 间应保持有 0.5mm 以上的间隙，故取，满足输入轴与中间轴的距1134z 离。假设当齿轮 11 和 12 啮合时，中心距， 1112 1 ()68.75 2 am zza 且。故倒档轴与中间轴的中心距 0.5aamm ，圆整后得。1113 1 ()71.25 2 am zzmm总70amm总 根据中心距求啮合角： a ，故，高度变位。 1213 cos()cos0.9397 2 m zz a 20 根据齿数比，查得。 13 12 1.10 z u z 1213 0,0.05,0.05xxx 故 。倒档齿轮参数如表 3.6。 112 121 2.73 z z i z z 倒 表 3-6 倒档齿轮基本参数 序 号 计算项 目 计算公式 1 分度圆 直径 1252.5dz mmm1357.5dz mmm 2齿顶高 01 ()2.625ahfmmm 02 ()2.375ahfmmm 3齿根高 01 ()3.9375fhfcmmm 02 ()4.1875fhfcmmm 4 齿顶圆 直径 257.75aaddhmm262.25aaddhmm 5 齿根圆 直径 244.625ffddhmm249.125ffddhmm 6 基圆直 径 cos49.33bddmmcos54.03bddmm 7齿宽6 2.515cbk mmm6 2.515cbk mmm 序 号 计算项 目 计算公式 1 分度圆 直径 1185dz mmm 2齿顶高 0 2.5ahf mmm 14 3齿根高 0 ()4.0625fhfc mmm 4 齿顶圆 直径 290aaddhmm 5 齿根圆 直径 276.875ffddhmm 6 基圆直 径 cos79.87bddmm 7齿宽 6 2.515cbk mmm 3.1.2 轮齿强度的计算 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） 、 移动换档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。变速器抵档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。 齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。点蚀使齿形误 差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面 点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。 1.轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力 （3- 3 2 gf c t k k m zk y 1） 式中：计算载荷（nmm） ； g t 应力集中系数，可近似取=1.65；kk 摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向 f k 不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； f k f k 15 齿宽系数； c k y齿形系数。 倒档主动轮 12，查手册得 y=0.133，代入（3-1）得 ；450.33800mpampa 倒档传动齿轮 13，查手册得 y=0.128，代入（3-1）得 ；349.56400mpampa 倒档从动轮 11，查手册得 y=0.144，代入（3-1）得 ；210.19800mpampa 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒档直齿maxte 轮许用弯曲应力在 400800mpa，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许 用应力应取下限。 故16 时，取=0.134。. max )(195 . 0 e ta t gg p f 38 5.2 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 表 5-1 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表 序 号 项 目计 算 公 式计 算 结 果 1主动齿轮齿数1z7 2今动齿轮齿数2z45 3模数m4.5 4齿面宽b 2b =35 5工作齿高mhhg17gh 6全齿高mhh2=8h 7法向压力角=20 8轴交角=90 9节圆直径=dmz 321d =2032d 10节锥角 arctan1 2 1 z z =90-21 =8.87 1 =81.132 11节锥距 a = 1 1 sin2 d =0 2 2 sin2 d a =1030 2周节t=3.1416 mt=14.137 3齿顶高21agahhh =5.781ah =1.222ah 39 序 号 项 目计 算 公 式计 算 结 果 mkh a a2 14齿根高=fhahh =2.221fh =6.782fh 15径向间隙c=ghh c=1 16齿根角 0 arctan a hf f =1.261f =3.782f 17面锥角 ；211fa 122fa =12.651a =82.392a 18根锥角 =1f11f =2f22f =7.611f =77.352f 19齿顶圆直径 1111cos2aahdd =2ad221cos2ahd =43.421ad =32.382ad 20 节锥顶点止齿轮 外缘距离 11 2 1sin 2 akh d a 100.61 2 1 2 d ak22sinah =100.611ka =14.7952ka 21理论弧齿厚 21 sts mss k 2 =10.457 1 s =3.68 2 s 22齿侧间隙b=0.3050.4060.4mm 23螺旋角=35 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证 其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首 先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。 螺旋锥齿轮的强度计算： （1）主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 40 单位齿长上的圆周力 （5-6） f p p 式中：单位齿长上的圆周力，n/mm;p p作用在齿轮上的圆周力，n，按发动机最大转矩和最大 maxe t 附着力矩两种载荷工况进行计算； 按发动机最大转矩计算时： =339.286893n/mm （5-7） f d it p ge 2 10 1 3 max 为一档传动比，取=3.967 g i g i 按最大附着力矩计算时： =1424.6 （5-8） f d rg p r 2 10 2 3 2 /n mm 虽然附着力矩产生的 p 很大，但由于发动机最大转矩的限制 p 最 大只有 893n/mm,可知，校核成功。 轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应 力为)/( 2 mmn w （5-9） jmzfk kkkt v msj w 2 0 3 102 式中：超载系数 1.0； 0 k 尺寸系数=0.586； s k s k 4 4 . 25 m 载荷分配系数，取=1； m k m k 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、节及 v k 41 径向跳动精度高时，取 1； j计算弯曲应力用的综合系数，见图 2.1。 作用下： 从动齿轮上的应力=322.054mpa700mpa； je t 2w 作用下： 从动齿轮上的应力=209.32mpa210.9mpa； jm t 2w 当计算主动齿轮时，/z 与从动相当，而，故 j t 12 jj ， 1w 2w 1w 2w 综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。 汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日 常行驶转矩即平均计算转矩有关，只能用来检验最大应力，不 jm t jmje tt 或 能作为疲劳寿命的计算依据。 （2）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力 （mpa）为： （5- j jfk kkkkt d c v fmsjp j 3 01 1 102 10） 式中：材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6； p cmmn/ 2 1 =1，=1，=1，=1； 0 k s k m k v k 相啮合齿轮的齿数 42 图 5-1 弯曲计算用综合系数 j1 表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取 1； f k j 计算应力的综合系数，见图 3.2 所示。 =1750mpa=1750mpa jm jm =2745.473mpa=2800mpa，故符合要求、校核合理。 je je 大齿轮齿数 求综合系数 j 的齿轮齿数 小齿轮齿数 43 图 5-2 接触强度计算综合系数 j 5.3 主减速器齿轮的材料及热处理 汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具 有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有 齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落） 、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿 轮的材料及热处理应有以下要求： （1）具有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性， 故齿表面应有高的硬度； （2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮 齿根部折断； （3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变 形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率； （4）选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如:为了节约 镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。 汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制 造。常用的钢号，及crmnmocrmnti 22,20mnvbcrnimo 20,20 ，在本设计中采用了。tibmn220crmnti20 用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高 达 hrc5864，而芯部硬度较低，当 m8 时为 hrc3245。 对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数 m5 时，为 0.91.3mm。 由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦 伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副草热处理及精加工后