资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共24页)
编号：1278265
类型：共享资源
大小：1.06MB
格式：ZIP
上传时间：2017-06-17
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
12
积分
- 关 键 词：
-
中间
轴五挡
机械
变速箱
设计
cad
图纸
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
汽车设计课程设计说明书 1 汽车变速器设计说明书 目录 前言 . 4 第一章机械变速器的概述及其 传动 方案的确定 . 4 速器的功用和要求 . 4 速器结构方案的确定 . 5 速器主要零件结构的方案分析 . 8 第二章 变速箱主要参数的选择与主要零件的设计 . 9 速器主要参数的选择 . 9 各挡 位 传动比及其齿轮齿数的确定 . 12 齿轮变位系数的选择 . 14 第三 章 齿轮的设计计算及其强度校核 . 15 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 . 15 变速器齿轮材料的选择与强度计算 . 16 第 四 章 变速器轴的强度计算与校核 . 19 变速器轴的结构和尺寸 . 19 轴的校核 . 20 变速器轴承 . 21 汽车设计课程设计说明书 2 第 五 章 变速器轴的强度计算与校核 . 21 锁环式同步器 . 22 锁销式同步器 . 22 多锥式同步器及多片式同步器 . 22 惯性增力式同步器 . 23 总结 . 23 参考文献 . 24 汽车设计课程设计说明书 3 符号说明 汽车设计课程设计说明书 4 前言 手动变速器简称 称机械变速器，即必须用手拨动变速杆才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。轿车手动变速箱大多为四挡或五挡有级式齿轮传动变速器，换挡方便，噪音小。手动变速器在操纵时必须踩下离合，方可实现手动换挡。 一般来说，手动变速器的传动效率比自动变速器高，因此在驾驶者技术好的情况下，手动变速器的汽车在加速、超车时比自动变速器 的 车快，也省油。与自动变速器相比较可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。维修保养上会比自动变速器 便宜。特别是货车中采用手动变速器的较多，成本低有市场竞争力。 变速器的设计必须考虑到使汽车具有良好的动力性和燃油经济性指标 ； 具有较高的传动效率 ； 操纵轻便 ， 工作可靠 ， 噪音小 ； 具有空挡和倒挡 。 除此之外 ，变速器还应满足轮廓尺寸和质量小 ， 制造成本低 ， 拆装容易 ， 维修保养方便等要求 。 目前 ， 汽车上采用的变速器结构和种类是多种多样的 ：有手动变速箱 动 /自动变速箱 动变速箱 离合变速箱 无级变速箱 体来说可以分为手动、电控半自动和自动换挡三类，根据各个国家和地区的使用、制造、修理等条件， 和各主机厂生产汽车类型的不同而决定汽车变速器的类型。尽管如此，一般变速器的结构形式仍具有很多共同点。 本课程设计要求设计一适用于发动机前置后驱 ， 布置形式为纵置 、 整车总质量为 4800大功率 55大转矩 201手动变速器 。 根据要求 ， 基本确定为轻型载货车变速箱 ， 所有换挡方式均采用同步器形式 。设计 一 结构简单 、操纵轻便 、 使用寿命长 、 工作 可靠性高 、 制造成本低的手动货车用变速器 。 第一章 机械变速器的概述及其传动方案的确定 速器的功用和要求 变速器的功能是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭转和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。 变速器的主要功能是改变传动比，实现倒退行驶和中断动力传递。 由于变速器的这些功能，对变速器提出的要求主要是： 1. 能够保证汽车具有高的动力性和经济性指标，这也是对变速器设计提出的最重要的要求。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选 择合理的变速器档位数及传动比，来满足这一要求。 2. 工作可靠稳定，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不可以有自动跳档、乱档、换挡冲击等现象的发生。 3. 在保证动力性和经济性的前提下，变速器应尽量重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。 汽车设计课程设计说明书 5 4. 变速器应尽量传动效率高。由于汽车加速和减速的时间比较短，大部分工作时间都处于稳定行驶工作状态。直接档工作时齿轮的啮合损失较小，可以有效提高传动效率。另外，提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油也都可以提高传动效率。另外，提高变速器的传动效率 也是保证汽车具有较高动力性和经济性的一个有效手段。 5. 变速器工作时应尽量噪声小。这样可以保证驾驶员以及乘员舒适性。采用斜齿轮传动以及选择合理的变位系数，提高制造精度可以有效减小齿轮的噪声。 速器结构方案的确定 变速器由传动机构与操作机构组成。本课程设计主要考察传动机构的设计，所以叙述的是传动系统的结构组成及其原理，对操纵机构未加叙述。 速器传动机构的结构分析与型式选择 有极变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造成本较低，具有较高的传动系率（ =因此在各类汽车上均得到广泛的应用。 设计时首先根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因此对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。 传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围愈大。 通常，轻型货车的有极变速器具有 3、 4、 5 个前进挡，本课程要求使用 5 个档。 变速器档位数的增多可以提高发动机的功率利用效率、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。但采用手动的机械 式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于 5 个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为 5 档。多于 5 个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。 变速器形式的选择有多种，其中以三轴式和两轴式变速器得到广泛的应用。三轴式变速器如图 1示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此， 直接档传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。但是，在直接档外其他各档下工作时的传动效率有所下降。 两轴式变速器如图 1示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除倒档外其他各档的传动效率高、噪音低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力 纵性好且可使汽车质量降低 610%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系汽车设计课程设计说明书 6 的结构简单。如 图所示，两轴式变速器的第二轴（输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋齿轮或双螺旋齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑移齿轮外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；一档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图所示。 两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增大了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（ 受到较大限制，但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速器速比来减小。 由于本次设计给定了主减速比，所以不适用两轴式变速器。因此选用三轴式变速器。 图 1出了几种中间轴式五档变速器传动方案。其共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将两轴连接到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，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；在其他前进档 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与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一档的一档也采用同步器或啮合套换挡，还有各档同步器或啮合套多数情况下装载第二轴上。除直接档以外的其他档位工作时，中间轴变速器的传动比效率略有降低，这是它的确点。在档位相同的条件下，各 种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和倒档传动方案上有差别。 汽车设计课程设计说明书 7 以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换挡，有的档位用啮合套换挡，通常是是档位高的用同步器换挡，地位低的用啮合套换挡。 发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。 变速器用 图 1示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图1示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距内，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。 档传动方案 图 1常见的倒档布置方案。图 1示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 1示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换挡程序不 合理。图 1示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 1示方案。图 1示方案是将中间轴上的倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图1示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图 1示方案。其缺点是一，倒档须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 汽车设计课程设计说明书 8 考虑到轻型货车不需要很大的倒档动力或者倒档速度，但是提高可操作性能很好地提高轻型货车在同类型车中的竞争力，所以选用操纵更为轻便的 1倒档方案。 因为变速器在一档和倒档工作时受力较大，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高档顺序布置各档齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒档的传动比虽然与一档的传动比接近，但因为使用倒档的时间非常短，从这点出发有一些方案将一档布置在靠近支承处。 速器主要零件结构的方案分析 变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、润滑和密封等因素。 轮 型式 与直齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。 挡结构型式 换挡 结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑，造价也比较低，经济性好。但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击，这会导致齿轮早期损坏、滑动花汽车设计课程设计说明书 9 键磨损，长期使用以后易造成脱档、噪声大等原因，所以除了一档、倒档外很少采用。 啮合套换挡型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内拟合式，以减少轴向尺寸。结合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击， 目前在要求不高的档位上常被使用。 采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操作轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加 ，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。 第二章 变速箱主要参数的选择 与主要零件的设计 速器主要参数的选择 数和传动比 增加变速器挡位数，有利于改善汽车的动力性和燃油经济性，但挡位数越多变速箱结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵复杂度增加。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。 汽车爬坡使车速不高，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。固有： 10 ( +) = 则由最大爬坡度要求的变速器 I 档传动比为 0 （ 2 式中 m 汽车总质量 g 重力加速度 道路最大阻力系数 r r 驱动轮的滚动半径 发动机最大转矩 i 0 主减速比 汽车传动比的传动效率 汽车设计课程设计说明书 10 则有 = + = 根据已知 m=4800kg,g 取 01滚动半径 动效率 取 入以上值，求得： 1 4800 据驱动车轮与路面的附着条件 2 求得的变速器 I 档传动比为： iT 0 2 式中 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， 按良好沥青路面， 计算时取 由已知条件， G 为载货车驱动桥（后桥）承载的质量，取总质量的 70%，带入计算得： 1 4800 0% 据公式（ 2得： 1 = 超速档的传动比一般为 设计不设超速档 ,即 5 = 1 中间档的传动比理论上按公比为： 1 （ 2 的等比数列，实际上与理论略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比 宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得 q = 固有： 2 = 3 = 4 = 心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距 A（ 根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： 3 （ 2 式中 中心距系数。对轿车， K ；对货车 K 对多档住变速器， 11K ； 变速器处于一档时的输出扭矩： 6 1 故可得出初始中心距 A= 汽车设计课程设计说明书 11 对其圆整，可得中心距 A= 轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。 轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档（ A 五档（ A 六档（ A 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 取给出系数的上限。为检测方便， A 取整数。 本设计采用 5+1 手动变速器，其壳体 的轴向尺寸为： 2 = 276速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 轮参数 （ 1）齿轮模数 对于货车 ， 减小质量比较小噪声更重要 ， 故本设计变速箱齿轮应选用大些的模数 。 建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 定的标准值。 第一轴 上 常啮合斜齿轮的法向模数 mn m （ 2 其中 01 ，可得出 753.2取 n 一档直齿轮的模数 m： 2 通过计算 m= m= 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都相同，轿车和轻型货车取 2设计取 （ 2）齿形、压力角 、螺旋角 齿宽 b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 2取 。 汽车设计课程设计说明书 12 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；压力角大可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度以降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。本设计变速器齿轮压力角取 20，啮合套或同步器取 30；斜齿轮螺旋角取 30。 斜齿轮在变速器中得到广泛应用，选取斜齿轮的螺旋角时，应注意它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些螺旋角时，使齿轮重合度增加，工作平稳、噪音降低，齿轮强度也增强，但当螺旋角大于 30 时 ， 其抗弯强度骤然下降 。 因此 ， 从提高齿轮抗弯强度出发 ， 不希望用过大的螺旋角 ，以 15 25 为宜；从而提高齿轮较高的接触强度和增大重合度着眼，选用 螺旋角如下： 齿轮 2 4 6 8 10 12 24 22 23 24 24 24 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 齿轮宽度 b 的大小直接影响齿轮的承载能力， b 加大，齿的承载能力提高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮强度的条件下，尽管选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的种类和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=（ m， 齿 b=（ 一轴 上 常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 各挡 位 传动比及其齿轮齿数的确定 定一挡齿轮齿数 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 一挡传动比 1 = 21 910,为了确定 求其齿数和 = 2 = 2 整为 53. 将 9， 为了使 10 尽量大一些， 应将 样在 2/使第一轴上常啮合齿轮分配到较多齿数。对于货车中间轴的一挡直齿轮最小齿数为 12 17。这里选6， 则 3 且 则有 ： A = 2 = 32 = 整为 93确定常啮合 齿轮副齿数 汽车设计课程设计说明书 13 21 = 1 109 ,21 = 常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮中心距相同 ， A = (1 +2)2 ,1 +2 = 2= 293243 = 57 则 7， 0. 1 = 21 910= 4017 3716 = 与假设误差小于 5%。 1;2 = (2:1)2 = 3(17:43)293 = 定其他挡位的齿数 二挡传动比 78= 2 12= 1740 = 7 +8 = 2= 293243 = 57， 则有 4，3， 2 = 21 78= 4017 3423 = 与假设误差小于 5%。 7;8 = (2:1)2 = 3(17:43)293 = 同理，在三挡中， 8,9， 差小于 5%. 5;6 = (2:1)2 = 3(17:43)293 = 在 四挡中， 2,5， 差小于 5%. 3;4 = (2:1)2 = 3(17:43)293 = 定倒挡齿轮的齿数 通常倒挡传动比与一挡传动比相似 ， 取 且倒挡与一挡选用同一模数 ， 即 m=间轴齿轮 10，倒挡齿轮 1 23. 初选 2， 4， 由 = 21 1112 1312， 11 = 21， 则倒挡传动比为 = 21 1112 1312= 挡轴到变速器中间轴的距离 2 = 12(11 +12) = 62 3 = 12(11 +13) = 75 齿轮 2 4 6 8 10 12 数 17 40 22 35 28 29 34 23 37 16 23 14 22 螺旋角 0 汽车设计课程设计说明书 14 传动比 齿轮变位系数的选择 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，除了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使其和大齿轮相接近。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。 有几对齿轮安装在中间 轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大些，这样两齿轮的齿轮渐开线力基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿根厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 根据上述理由，为降 低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮的齿数需要变位。 相应变位系数： = 17; ,Z=16 （ 2 式中： 例中，一档的变位系数为 三 章 齿轮的设计计算及其强度校核 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 汽车变速器齿轮均为渐开线吃齿轮。渐开线齿轮除了满足传动平稳、传动比恒定不变等传动基本要求外，还有互换性好，中心距具有可分离性 及切齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮正确啮合的条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角必须相等，两齿轮螺旋角必须相等且反向。 渐开线齿轮的基准齿形 （ 表 3汽车设计课程设计说明书 15 基本要素名称 代号 标准齿 短齿 增大齿形角 齿形角 a 20 20 25 齿顶高系数 f 向间隙系数 c m 根圆半径 r m 变速箱设计由 3a=20 ,齿顶高 f=向间隙系数c= 以变速器第一轴常啮合齿轮 计算出齿轮的各基本参数 ： 端面模数 = = 3= 端面压力角 t = = = = 分度圆直径 d = = 17 齿顶高 = (0 +) = ( = 齿根高 = (0 + ) = ( = 齿全高 h = (20 +) = 顶圆直径 = +2 = 齿根圆直径 = 2 = 法向基节 = = 20 = 基圆直径 = = = 法面分度圆弧齿厚 S = 12 +2 = 当量齿数 = = 3= 他各齿轮的几何尺寸计算依照上式，可一一计算得出，本文不在赘述 。 变速器齿轮材料的选择与强度计算 轮材料的选择 现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使齿轮表层的高硬度与齿轮心部的高韧性相结合，以大大提高其接触疲劳强度、弯曲疲劳强度及耐磨性。 国产汽车变速器齿轮的常用材料 是 20也有采用 2020 对于大模数的重型汽车变速箱齿轮 ， 可采用 2520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，细化精粒。为消除内应力，还要回火处理。 变速器齿轮表面渗碳深度的推荐范围如下 ： 碳层深度 汽车设计课程设计说明书 16 5, 渗碳层深度 5， 渗碳层深度 碳齿轮在淬火、回火后，要求齿轮的表面硬度为 63，心部硬度为 33 48。 本变速箱设计选择齿轮材料为 20碳层深度为 齿轮在啮合过程中 ， 齿轮根部产生弯曲应力 ， 过渡圆角又有应力集中 ， 故齿轮受到足够大的载荷作用 ， 其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时 ， 轮齿就会断裂 。 这种由于强度不够而产生的断裂 ， 其断面为一次性断裂所呈现的粗粒状表面 。 在汽车变速器中这种破坏情况很少发生 。 而常见的是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现 疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后产生的折断 ，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面 ， 而突然断裂部分呈粒状表面 。 变速器低挡小齿轮由于载荷大而齿数少 ， 根齿较弱 ， 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挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式 。 齿面长期在脉动的接触应力作用下 ， 会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝 。啮合时由于齿面相互挤压，使充满润滑油的裂缝处的油压增高导致裂缝扩展，最后产生剥落，使齿面的相互挤压下形成大量的扇形小麻点，即所谓的点蚀。点蚀使齿轮误差加大而产生动载荷，甚至可能引起齿轮断裂。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀 较靠近节圆顶部齿面点蚀严重，主动小齿轮较被动小齿轮严重。 对于高速重载齿轮 ， 由于齿轮面相对滑动速度高 、 接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏 ， 使齿面直接接触 。 在局部高温 、 高压下齿面互相熔焊粘连 ， 齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合 。 在一般的汽车变速器中 ， 产生胶合损坏的情况较少 。 增大轮齿根部齿厚 ， 加大齿根圆角半径 ， 采用高齿 ， 提高重合度 、 增多同时啮合的齿轮对数 ， 提高轮齿柔度 ， 采用优质材料等 ， 都是提高齿轮弯曲强度的而措施 。 合理选择齿轮参数及变位系数 ， 增大齿廓曲率半径 ， 降低接触应力 ， 提高齿面硬度等 ， 可提高齿面的接触疲劳强度 。 采用 容合度大 、 耐高温 、 耐高压的润滑油 ， 提 高油膜强度 ， 提高齿面硬度 ， 选择适当的齿面表面处理和镀层等 ， 是防止齿面胶合的措施 。 齿轮的强度需对齿轮应力的计算来检验 。 轮的强度计算校核 （ 1）直齿轮弯曲强度计算与校核 = F10 式中 弯曲应力 （ 10 一挡齿轮 10圆周力（ N）， 10 = 2 ,其中 , 集中应力系数 ， 可近似取 摩擦力影响系数 ， 主动齿轮取 动齿轮取 b 齿宽（ ,取最大 t 端面齿距 （ t=1; 汽车设计课程设计说明书 17 y 齿形系数，由图根据 选取，这里取 则有 = 23处于一挡时 ， 中间挡上的计算扭矩为 ： 91021= 2011000 37164017 = 根据以上公式 ， 带入 公式得： 直齿轮 = 23= 21093676 16 12 直齿轮 = 23= 21093676 37 当计算载荷 作用到变速器第一轴上的最大转矩 时 ， 一 、 倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400 850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 。 （ 2）斜齿轮弯曲强度计算与校核 = 1式中 ， 1为圆周力 （ N）， 1 = 2 ； ;d 为节圆直径（ ;d = , 为 集中应力系数 ， 可近似取 ,取最大 t=3=图根据 选取，这里取 为重合度影响系数 ， 取 将上述有关参数带入式中 ， 整理 后得到斜齿轮弯曲应力为 ： = 23二挡齿轮： 7821= 201 1000 34234017 = 8 = 23= 7 = 23= 三挡齿轮： 5621= 2011000 23244017 = 6 = 23= 汽车设计课程设计说明书 18 5 = 23= 四挡齿轮： 4321= 2011000 23354017 = 4 = 23= 3 = 23= 五挡齿轮： 21= 201 1000 4017 = 2 = 23= 1 = 23= 当计算 载荷作用到第一轴上的最大扭矩 时， 对乘用车常啮合 齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180 350对货车为 100 250此，上述各挡齿轮计算结果均符合弯曲强度要求。 （ 3）齿轮接触应力的计算 = ( 1+ 1) 式中， 为齿轮的接触应力 （ ;F 为齿面上的法向力（ N）， F=;Tg/d; ; 为节点处压力角（ ）， 为齿轮螺旋角（ ）； ; 、 为主 、 从动齿轮节点处的曲率半径 （ ,直齿轮 = , = ,斜齿轮 = 2 , = 2 ; 、 为主 、 从动齿轮节圆半径 （ 根据 = ( 1: 1) 计算可得出各挡齿轮的接触应力分别如下 ： 一挡齿轮 ： = 二挡齿轮 ： = 三挡齿轮 ： = 四挡齿轮 ： = 五挡齿轮 ： = 变速器齿轮的许用接触应力如下表 ： 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗 汽车设计课程设计说明书 19 一挡和倒挡 1900 2000 950 1000 常啮合齿轮和高挡 1300 1400 650 700 根据计算，所有齿轮的接触应力均小于 1900设计的变速箱齿轮的接触应力基本符合要求 。 第 四 章 变速器轴的强度计算与校核 变速器轴的结构和尺寸 的结构 第一轴通常和齿轮做成一体，前端 大都支持在飞轮内腔的轴承上，其他轴颈根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号