车辆齿轮变速箱的传动系统分析毕业设计.doc

2016 届届 分 类 号：TH112 单位代码：10452 毕业设计 车辆齿轮变速箱的传动系统分析车辆齿轮变速箱的传动系统分析 姓 名 学 号 年 级 专 业 系 （院） 指导教师 2016 年 03 月 26 日 2016 届本科毕业设计 I 摘 要 本文主要研究的对象是捷达轿车车辆齿轮变速箱的传动系统，变速箱的齿轮传动系 统的动力学特性在车辆的变速箱设计中很受关注，与此同时整车的性能直接受变速器的 影响，对变速器齿轮传动系统的研究分析有重要意义，优化变速箱的设计，提高变速器 内部零件的强度和刚度，同时提高了变速器的使用寿命。 通过本次对捷达轿车齿轮变速箱的传动系统的研究分析和优化设计，我掌握了一些 简单的机械设计方法和步骤，培养了在工程设计方面的独立能力。本论文完成了对捷达 轿车齿轮变速箱的结构、原理分析，并通过对变速箱内部零件齿轮、轴、同步器等结构 参数的分析确定，对变速器进行了优化设计。论文通过对捷达轿车齿轮变速箱的优化设 计，更好的提高了变速箱的性能，对变速箱的发展起到重要的影响，具有实际性的意义。 关键词：关键词：变速器；齿轮；传动比；优化设计；齿轮参数；轴；计算机辅助设计 2016 届本科毕业设计 II ABSTRACT The main research object of this article is jetta sedan car gearbox transmission system, transmission of dynamic characteristics of gear transmission system in the vehicles gearbox design is very popular, meanwhile the vehicles performance is directly affected by the transmission, the study of transmission gear transmission system analysis has important implications, optimize the design of the gearbox, improve the internal parts of strength and rigidity of transmission, and improve the service life of the transmission. Through the study of jetta car gearbox transmission system analysis and optimization design, I have mastered some simple mechanical design methods and steps, to cultivate the ability of independent in terms of engineering design. This paper completed the structure, principle analysis of the jetta car gearbox, and through the transmission gear, shaft, synchronizer parts inside analysis of the structural parameters, such as certain, the transmission, the optimization design. Paper through the optimization of jetta sedan gearbox design, better to improve the performance of gearbox, have an important influence on the development of the gearbox, has the practical significance Keywords: Transmission; Gear; Transmission ratio; Optimization design;Axis; Computer aided design 2016 届本科毕业设计 II I 目 录 1 绪论绪论.1 1.1 课题背景及研究意义1 1.2 变速箱的发展历程1 1.3 汽车变速器的发展趋势.1 1.4 汽车变速器的现状与前景1 1.5 研究的主要内容.2 2 汽车变速器汽车变速器.3 2.1 变速器的构造3 2.2 变速箱的功能3 2.3 手动变速器（MT）的特点.3 2.4 变速器的选型以及变速原理3 2.5 变速器的换挡过程.5 2.6 同步器的构造及工作原理6 2.7 变速器操纵机构.8 3 变速器基本参数设计变速器基本参数设计.9 3.1 变速器挡数确定.9 3.2 变速器传动比的确定计算.9 3.2.1 各挡传动比9 3.3 选择中心距11 3.4 变速器体积的确定.11 4 变速器中主要零部件的设计和强度校核变速器中主要零部件的设计和强度校核12 4.1 变速器中齿轮的设计和计算.12 4.1.1 确定各挡齿轮参数和齿轮齿数计算.12 4.2 变速器齿轮强度计算19 4.3 轴直径的选取和刚度计算21 2016 届本科毕业设计 I V 4.3.1 轴直径的选取21 4.3.2 轴刚度的计算22 4.4 轴承的校核.28 4.5 变速器联轴器的设计28 4.6 花键的设计30 4.7 同步器的设计31 4.7.1 确定同步环参数.31 4.7.2 锁止角31 4.7.3 同步时间31 4.7.4 转动惯量的计算31 4.8 变速器操纵机构的设计.31 4.9 变速器箱体的设计.32 5 总装图总装图33 结结 论论.34 参参 考考 文文 献献.35 谢谢 辞辞.36 临沂大学 2016 届本科毕业设计 1 1 绪论 1.1 课题背景及研究意义 汽车上主要采用内燃机作为动力装置，它单独使用也有自身的缺陷，这些缺陷主要 表现在转矩大小和转速值方面，在这两个方面数值上不能大范围改变，因为这个，内燃 机就不能满足汽车在不同路况行驶不同的速度，限制整车性能的发挥。变速器这一装置 被装在汽车上，汽车在驱动力和车速在数值上则发生较大的改变。对车辆齿轮变速器的 传动系统分析，可以知道变速器的工作原理，对变速器进一步的产品优化提供强大的理 论基础和指导。提高整车运动性能、舒适性能、经济性能1。 1.2 变速箱的发展历程 汽车的发展已有了百年的历史，经过时间和经验的积累，变速器已经脱胎换骨，结 构上发生了很大的改变。不管变速器如何发展，万变不离其中，它的工作原理和功能没 有改变2。 1.3 汽车变速器的发展趋势 手动变速器比较普遍，这有其原因，一是：它的价格合理；二是：它的燃料消 耗低。改善手动变速器的性能，有以下方面： 1减少内部的损耗。使用粘度低的润滑油。提高换挡的舒适性。 2降低变速器的重量。使用轻金属。 3采取先进的生产工艺（合乎环境保护标准）。 变速器它的发展趋势是： 1在电子方面实现复杂的精密控制。 2改善传动效率。 3提高驾驶舒适性。 4保障行驶安全性。 1.4 汽车变速器的现状与前景 最近几年，因为交通的发展和车辆的增多，石油量的损耗不断增加。汽车较低的油 耗和良好性能成为当前用户们最关心的话题之一。运动的模式下，在发动机转速较快的 时候自动完成换挡，来获取做大的功率提高了整车的性能。虽然 AT 能实现自动换挡，但 还是有其缺点，不能完全解决汽车油耗高的问题。不论什么模式，都有其优缺点。手动 的变速器（MT）有很多优点，比如传动效率高、油耗小、结构简单，使得手动式变速器 应用比较普遍3。为了解决上述两种变速器，设计师们设计出了在动力性和经济性上远 远超过手动变速器的变速器（CVT）无级变速器。汽车变速器是汽车上重要的配置之一， 有着传动系统心脏的称号，因为汽车行驶的路况不同，所以要求变速器能在转速和转矩 临沂大学 2016 届本科毕业设计 2 方面有较大的变化范围。 市面上较多的有以下几种变速器：MT、CVT、AMT、ECT、DCT 及 IVT 等数种， 都有其优点和缺点，但 CVT 的前景被看好。GETRAG 公司开发的电控机械自动变速器， 虽然它在一定的程度上克服了手动变速器传动效率低的缺点，还需要很复杂的电控系统 来完成，难度较大，成本较高4。 1.5 研究的主要内容 本论文主要是对捷达轿车齿轮变速箱（手动变速箱）的传动的系统分析。变速器在 车辆的整体性能中影响至深，变速器被誉为汽车传动系的“心脏”5。通过本次研究分 析，了解变速器的结构、功能及其工作原理，对变速箱的优化设计和发展创新提供基础。 做出总体布置方案： 1.确定手动变速器的结构的布置。 2.对变速器主要参数进行选择、确定、计算。 3.对变速器的主要零部件核结构进行设计和优化。 4.用 CAD 画图。 临沂大学 2016 届本科毕业设计 3 2.汽车变速器 2.1 变速器的构造 变速器其定义是一种能够改变转矩和转速的机构。变速器是一种齿轮传动装置。可 以单独也可以和传动机构合装在一起。汽车在不同的路况下行驶，所需要的不同牵引力 和速度都是由变速器通过改变传动比来决定的，车辆变速器由后箱体和前箱体组成6。 2.2 变速箱的功能 变速箱作为汽车重要部件，对整车起着至关重要的作用，变速箱的功能很多，总结 为以下几点： 1.改变传动比。 2.实现反向旋转。 3.实现空挡。 2.3 手动变速器（MT）的特点 早期的变速器，行车时驾驶员必须要有很好的操作驾驶技术，才能驾驶。这样才能 平顺地换档，现如今，很大一部分手动变速器（MT）也增加上 5 档和 6 档速率，手动变 速器（MT）是生活中最常见的变速器7。驾驶员可以按照自己的想法来实现换挡变速， 它的结构简单，不容易发生故障，同时也价格低廉。（MT）手动变速器有以下几个特点： 1. 变速齿轮箱的体积小。 2. 同步器的应用。 3.使用缓冲器。 2.4 变速器的选型以及变速原理 变速器它影响汽车的驱动性、可靠性、油经济性、以及使用寿命和噪声水平。为适 应市场和用户需求，变速器的型式多种多样，市场上出现了不同形式和结构的变速器。 变速器的选型主要有以下几个因素：车辆结构；发动机型号；计划用途。 市场上的变速器主要几种型式如表 2-1 变速器型式结构类型。 临沂大学 2016 届本科毕业设计 4 表 2-1 变速器型式结构类型 变速器类型 n 挡变速器（带有 n 个挡的齿轮式变速器）无级变速器 （CVT） 手动变速器 MT 机械式自动变 速器 AMT 不同传动比的自动 变速器 混合动力驱动装置机械式 无极变 速器 静液式 无极变 速器 常啮 合变 速器 同步 啮合 变速 器 半自 动常 啮合 变速 器 全自 动常 啮合 变速 器 双离 合变 速器 DCT 中 间 轴 式 自 动 变 速 器 传统 式自 动变 速器 AT 串联 式混 合动 力驱 动装 置 并联 式混 合动 力驱 动装 置 混联 联式 混合 动力 驱动 装置 带 轮 式 变 速 器 超 环 面 变 速 器 液压传 动装置 有动力中断无动力中断（动力换挡） 用脚操作离 合器起步 自动起步 手动操作换 挡 自动换挡转速和转矩自动换挡 发动机和变速器的输入轴直接连在一起，转速和发动机是一样的，变速器位置大体 如图 2-1 所示： 临沂大学 2016 届本科毕业设计 5 图 2-1 变速箱位置 要想知道变速器（箱）的工作原理，我们通过一个变速器的简易图来分析各部分齿 轮之间是如何相互配合的。如图 2-2。 图 2-2 变速器简易图 图中输入轴（绿色）和发动机相连。输入轴和其上的齿轮是一个整体，齿轮随输入 轴的旋转而旋转。 图中（黄色）轴是和驱动轴是直接相连的，动力直接通过差速器传到车轮上。 图中红色的是中间轴。输入轴把发动机传来的动力通过啮合齿轮传递到中间轴，中 间轴也跟着一起旋转，在动力传递中扮演“中介”的身份。 图中齿轮（蓝色）可以在花键轴上左右进行移动，来进行换挡操作，当发动机熄火， 只有花键轴随着车轮的转动而转动。 2.5 变速器的换挡过程 对变速器换挡过程进行分解：通过俯看换挡的叉轴，得知它们在各挡的情形如图 2- 3 变速器换挡位置。分为：（a）操纵杆的位置、（b）一挡操纵方式、（c）二挡操纵方 式、（d）三挡操纵方式、（e）四挡操纵方式、（f）五挡操纵方式、（）倒挡操纵方g 式、（h）空挡位置所示： 临沂大学 2016 届本科毕业设计 6 （a）操纵杆的位置 （b）一挡操纵方式 （c）二挡操纵方式 （d）三挡操纵方式 （e）四挡操纵方式 （f）五挡操纵方式 （g）倒挡操纵方式 （h）空挡位置 图 2-3 变速器换挡位置 2.6 同步器的构造及工作原理 变速器的输入轴和输出轴的转速是不一样的，所以汽车在行驶时变换档位时，齿轮 转速不同步是个很大的问题。如果转速不一样，强行的进行啮合，势必会造成齿轮碰撞， 产生崩齿的现象8。通过踩油门来调节齿轮的转速。这种换挡方式复杂，操作难度系数 大，不利于驾驶员驾驶，所以设计师们设计出一种叫同步器的装置。这种装置能使两个 齿轮不发生碰撞的啮合。 同步器有很多不同的型式，分为：常压式的同步器、惯性式的同步器、自行增力式 的同步器。惯性式同步器的使用比较多。惯性式同步器由结合套，同步锁环、滑块、卡 环等组成。锁环式同步器如图 2-4。 临沂大学 2016 届本科毕业设计 7 图 2-4 锁环式同步器 1、4-锁环；2-滑块；3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套 惯性式同步器利用摩擦的原理实现两齿轮的同步。锁环上有锥面摩擦环，它的作用 是使两齿轮能够迅速的同步，同时在此过程中也产生了锁止作用。在此时如果通过施加 轴向的推动力，结合套和同步锁环就能够紧密相接合，从而完成了整个换挡过程。虽然 同步器种类很多，但他们的原理基本是一样。因为锥体与轴环之间是存在的摩擦的，这 种摩擦力摩擦力能够让轴环和齿轮的旋转速度达到一致，同时轴环外部也随之移动，犬 齿和齿轮最后互相相互接合9。同步器结构参照如图 2-5 同步器简图。 临沂大学 2016 届本科毕业设计 8 图 2-5 同步器简图 2.7 变速器操纵机构 汽车的行驶路况不同，驾驶员需要不断的改变车速和车的行驶方向，通过换挡来完 成。换挡则通过利用变速器的操纵机构，来实现换挡工作。换挡时需要注意一下几点： 换挡动作要轻；不要勿挂倒挡；每次换挡只能挂一个挡；换挡后要防止自动挂挡和自动 脱挡。变速器操纵机构分为两类，一类是直接操纵式变速器操纵机构，另一个是间接操 纵式变速器操纵机构。机械式变速操纵机构一般有：拨叉、变速叉、变速杆、互锁、自 锁、拨块、倒挡锁装置组成，通过驾驶员的作用力实现选挡、退挡。直接操纵变速器结 构简单，得到广泛应用10。当操纵手动换档变速器换挡的时候，驾驶员通过手上的力量， 并经过使用一些转换的机构才能完成整个换挡的过程。这时，有级式的机械变速器虽然 应用的比较广泛，但他的换挡过程比较复杂，同时对驾驶者的驾驶技术、操作技术都有 较高的要求，与此同时驾驶员也很容易感到疲劳。随着科学技术的发展，实现了自动得 换挡过程。 临沂大学 2016 届本科毕业设计 9 3 变速器基本参数设计 本论文设计参考车型是捷达轿车，捷达轿车基本性能参数如表 3-1。 表 3-1 捷达轿车基本参数 排量(L) 2.0 最大功率(km) 80(5600r/min) 发动机的参 数 最大扭矩(Nm) 140(3500r/min) 驱动方式前轮驱动 底盘的参数 轮胎规格 185/60 R14 长*宽*高(mm) 4428*1660*1415 轴距(mm) 2471 总质量(kg) 1091 整车尺寸及 质量 整备质量(kg) 1105 最高车速(km/h) 175 整车的性能 参数最大爬坡度 30% 3.1 变速器挡数确定 变速器的挡数对车辆的性能起重要的影响，挡数多少的设定不是随便的，要结合整 车的基本参数。增加变速器的挡数，使车辆拥有充足的动力，车的动力性能得到提升， 同时油耗也降低了，提高燃油经济性能。通过查阅资料，初步定变速器的挡数为 6 挡。 3.2 变速器传动比的确定计算 3.2.13.2.1 各挡传动比各挡传动比 先确定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： （3-1） 06 p a ii rn 0.377u 临沂大学 2016 届本科毕业设计 10 式中： 汽车行驶速度（km/h）； a u 发动机转速（r/min）； p n 车轮滚动半径（m）；r 变速器直接档传动比； 6 i 主减速器传动比。 0 i 然后进行最抵档传动比计算，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坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡 max 阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）。用公式表示如下： （3-2） maxmax tg0emax sinfcos r ii GG T 式中： G 车辆总重量(N)； 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面 =0.010.02)；f 发动机最大扭矩(Nm)； maxe T 主减速器传动比； 0 i 变速器传动比； g i 为传动效率（0.850.9）； t 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） max 7 . 16 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： （3-3） n tg10emax r ii F T 式中： 驱动轮的地面法向反力，； n FmgFn 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取 0.50.6 之间。 查阅资料，已知数据=175，即=175，r=232.9，=5600，把这些数据 amax v amax u p n 带入公式（3-1）得出： 3.46i0 临沂大学 2016 届本科毕业设计 11 已知数据：m=1091kg；r=0.26m； Nm；019. 0f 7 .16 max 140 max e T ；g=9.8m/s2；，把数据代入以上公式（3-2）中得出：3.46i090 . 0 t 4.9ig1 查阅相关资料，可取 0.4990.599 之间。 因为已知：kg；取 0.5499，再把数据代入公式（3-3）得：1091m 5.07ig1 一档转动比大小是： 5.07i4.9 g1 一挡传动比选取 5.0。 按等比级数分配其它各档传动比，即： 1.37 i i q5 6 1 所以变速器各档传动比为： 1.22i 1.58i 2.33i 3.38i 5 4 3 2 。 3.3 选择中心距 通过查阅资料，查到公式： （3-4） 3 g1emaxi TKA A 式中： A 变速器中心距（mm）； 中心距系数，乘用车=8.99.3； A K A K 发动机最大输出转距为 140（Nm）； maxe T 变速器一档传动比为 5.0； 1 i 变速器传动效率，取 96%。 g 表 3-2 各参数数据 A K emax T 1 i g 9.00 140.0 5.01 96.02 5.01i1 临沂大学 2016 届本科毕业设计 12 通过表 3-2，把数据带入公式（3-4）中得：A=80mm。 3.4 变速器体积的确定 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=(3.3-3.6)A 本论文中所设计的变速箱轴向尺寸为 720mm，见总装图。 本章通过对变速器相关参数及变速器体积的确定和一些零件的布置。对变速器优 化设计，及下一步的计算提供了坚实的基础。 4 变速器中主要零部件的设计和强度校核 4.1 变速器中齿轮的设计和计算 4.1.14.1.1 确定各挡齿轮参数和齿轮齿数计算确定各挡齿轮参数和齿轮齿数计算 变速器齿轮参数包括：模数 m、压力角 （标准压力角取）、螺旋角 、齿 20 宽 b、齿顶高系数（一般汽车变速器齿顶高系数一般为 1.0）及各挡齿数。齿轮的模 数在合理范围内减少，有利于降低车辆的行驶噪声，查表得知，汽车总质量在 1.9- 14.0t 之间的车辆模数取 2.0-3.5mm。选取模数，它包括齿轮的质量、齿轮的强度及其 它的工艺的要求。此时模数选取 2.5mm。螺旋角的选取也应该适宜，不能太大也不能 太小，拥有较大的螺旋角能提高整车的性能，提高车辆行驶的稳定性，降低汽车的噪 声，乘用车中间轴式变速器为，选。；齿宽能影响车辆变速器的体积，223425 还有变速器的重量，齿宽一般通过齿轮的模数来确定，有公式： 。倒挡的mb C K 齿宽系数一般为 4.58.0，其它齿轮的齿宽系数一般为 6.0-8.5。 通过查阅资料，课本书籍整理出各挡齿轮及倒挡齿轮的参数，并制成表格，方便 查阅和计算。 1. 确定一挡齿轮的齿数 一挡传动为斜齿轮传动方式，有公式： (m 取 2.5，A 由上节确定为 80) （4-1） 最后得到齿轮齿数和是 66，为 7.8。 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 64 m cos2 n h A Z 临沂大学 2016 届本科毕业设计 13 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 ；mm80A 斜齿端面模数；mm5 . 2 cos n t m m 啮合角，得； 20 故总变位系数，即为高度变位。0x 查得：。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全08 . 0 ,08. 0 1112 xx故 齿高不变。一挡齿轮参数如表 4-1。 表 4-1 一挡齿轮的基本参数 序号类别公式 1 齿轮端面的压力角 ， 469 . 0 cos tan tan n t 1 .25 t 2 齿轮分度圆的直径178mm 3 齿轮齿顶高10mm 4 齿轮齿根高15mm 5 齿轮齿顶圆直径188mm 6 齿轮齿根圆直径148mm 7 齿数40 8 齿轮齿宽27mm 第二轴一挡齿轮如图 4-1。 临沂大学 2016 届本科毕业设计 14 图 4-1 第一轴齿轮简图 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hZ 应根据取定的重新计算中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。hZ80A 然后确定其他各挡的齿数 二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮不同，由得： 10 2 7 2 1 6 Z Z i Z Z （4-2） 1 7 2 2 6 ZZ i ZZ （4-3） 此外，从而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： （4-2） 2 6 12 107 tan (1) tan ZZ ZZZ 联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（4-2）、（4- 10 11.31 3）求出。 910 48,23ZZ 再把代入式（4-3），检查近似满足轴向力平衡关系。 91010 ZZ、及 凑配中心距； 67 10 () 80 2cos nZZm Amm 10 910 () 2cos m ZZ A 临沂大学 2016 届本科毕业设计 15 斜齿端面模数； 10 2.50 cos n t m mmm 啮合角，故，正角度变位。 910 cos()cos0.94 2 tm ZZ A 20 查得。二挡齿轮参数如表 4-2。 910 1.12,0.460.66xxx故 表 4-2 二挡齿轮的基本参数 序号类别公式 1 齿轮理论中心距 80mm 2 齿轮中心距变动系数 0 0.212n n AA m 3 齿轮齿顶降低系数1.412 n n x 4 齿轮分度圆直径144mm 5 齿轮齿顶高5mm 6 齿轮齿根高17mm 7 齿轮齿顶圆直径154mm 8 齿轮齿根圆直径110mm 9 齿轮齿数 29 10 齿轮齿宽27mm 同理：三挡齿轮，近似满足轴向力平衡关系。 898 194411.4ZZ ， 凑配中心距； 78 8 () 80 2cos nZZ m Amm 斜齿端面模数； 6 2.5 cos n t m mmm 啮合角，故，正角度变位。 78 cos()cos0.94 2 tm ZZ A 20 查得。三挡齿轮参数如表 4-3。 78 1.05,0.430.62xxx故 表 4-3 三挡齿轮的基本参数 序号类别公式 1 齿轮理论中心距 80mm 2 齿轮中心距变动系数 0 0.12n n AA m 3 齿轮齿顶降低系数1.17 n n x 4 齿轮分度圆直径 8 48tdZ mmm 9 112tdZ mmm 临沂大学 2016 届本科毕业设计 16 5 齿轮齿顶高 08 ()3.5annhfxmmm 09 ()3.7annhfxmmm 6 齿轮齿根高 08 ()3fnhfcx mmm 09 ()2.8fnhfcx mmm 7 齿轮齿顶圆直径255.3aaddhmm2119aaddhmm 8 当量齿数 8 3 20 cos n Z Z 9 3 47 cos n Z Z 9 齿宽7 2.517.5cbK mmm7 2.517.5cbK mmm 同理：四挡齿轮，近似满足轴向力平衡关系。 10116 244416.3ZZ ， 凑配中心距； 1011 6 () 80 2cos nZZm Amm 斜齿端面模数； 6 2.60 cos n t m mmm 啮合角，故，负角度变位。 56 cos()cos0.94 2 tm ZZ A 20 查得。四挡齿轮参数如表 4-4。 56 1.03,0.46,0.57xxx故 表 4-4 四挡齿轮的基本参数 序号类别公式 1 齿轮理论中心距 80mm 2 齿轮中心距变动系数 0 0.4n n AA m 3 齿轮齿顶降数0.4 n n x 4 齿轮分度圆直径 10 63tdZ mmm 11 99tdZ mmm 5 齿轮齿顶高 010 ()3.65annhfxmmm 011 ()3.9annhfxmmm 6 齿轮齿根高 010 ()2.9fnhfcxmmm 011 ()2.6fnhfcxmmm 7 齿顶圆直径 270aaddhmm2107aaddhmm 临沂大学 2016 届本科毕业设计 17 8 齿轮齿根圆直径 257ffddhmm293ffddhmm 9 齿轮当量齿数 5 3 27 cos n Z Z 6 3 43 cos n Z Z 10 齿轮齿宽7 2.517.5cbK mmm7 2.517.5cbK mmm 同理：五挡齿轮，近似满足轴向力平衡关系。 12134 293123.2ZZ ， 凑配中心距； 1213 4 () 80. 2cos nZZm Amm 斜齿端面模数； 4 2.5 cos n t m mmm 啮合角，故。 34 cos()cos0.94 2 tm ZZ A 20 查得。四挡齿轮参数如表 3-5。431.03,0.49,0.54xxx故 （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。倒挡齿轮的齿数，一般在 2123 之间，13Z 初选，计算出输入轴与倒挡轴的中心距。 3 10Z A 设。 414 3 1 44,()48 2 ZAm ZZmm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 0.5mm 以上的间隙，故取，满足输入轴与中间轴的距离。假设当齿轮 13 和 14 13 50Z 啮合时，中心距，且。故倒挡轴与中间轴 45 1 ()95.3 2 Am ZZA 0.5AAmm 的中心距，。 1315 1 ()90 2 Am ZZmm 根据中心距求啮合角： A ，故，高度变位。 1415 cos()cos0.94 2 m ZZ A 20 查得： 五挡齿轮参数如表 4-5。 表 4-5 五挡齿轮的基本参数 序号类别公式 1 齿轮理论中心距 80mm 2 齿轮中心距变动系数 0 0.2n n AA m 3 齿轮齿顶降低系数0.218 n n 1415 1315 0.52,0.52,0.58 1.12,0.54,0.58 xxx xxx 临沂大学 2016 届本科毕业设计 18 4 齿轮分度圆直径 12 78.8tdZ mmm 13 84.3tdZ mmm 5 齿轮齿顶高 01 ()3.7annhfmmm 02 ()3.8annhfmmm 6 齿轮齿根高 01 ()2.91fnhfcmmm 02 ()2.7fnhfcmmm 7 齿顶圆直径286.3aaddhmm292aaddhmm 8 齿根圆直径273ffddhmm278.8ffddhmm 9 齿轮当量齿数 12 3 37 cos n Z Z 13 3 40 cos n Z Z 10 齿轮齿宽6 2.515cbK mmm6 2.515cbK mmm 六挡齿轮的基本参数如表 4-6。 表 4-6 六挡齿轮的基本参数 序号类别公式 1 齿轮理论中心距 80mm 2 齿轮中心距变动系数 0 0.2n n AA m 3 齿顶降低系数0.218 n n 4 齿轮分度圆直径mmmtZd3 .84 12 mmmtZd 5 . 90 15 5 齿轮齿顶高 01 ()3.7annhfmmm02 ()3.8annhfmmm 6 齿轮齿根高 01 ()2.91fnhfcmmm 02 ()2.7fnhfcmmm 临沂大学 2016 届本科毕业设计 19 7 齿轮齿顶圆直径mmhdd aa 972mmhdd aa 762 8 齿轮齿根圆直径 mmhdd ff 832mmhdd ff 632 9 齿轮当量齿数 mm Z Zn50 cos3 14 mm Z Z m n 39 cos3 15 10 齿轮齿宽6 2.515cbK mmm6 2.515cbK mmm 倒挡齿轮的基本参数如表 4-7。 表 4-7 倒挡齿轮基本参数 序号类别公式 1 齿轮分度圆直径 77.4mm 2 齿轮齿顶高 4.6mm 3 齿根高 10mm 4 齿顶圆直径 82mm 5 齿根圆直径 72mm 6 齿宽 6 2.515cbK mmm 临沂大学 2016 届本科毕业设计 20 4.2 变速器齿轮强度计算 齿轮的损坏形式有几种：轮齿的折断、点蚀和胶合。 1.齿轮轮齿弯曲强度的计算 （1）弯曲应力计算公式： （4-4） 3 2 gf c T K K m ZK y 式中：计算载荷（Nmm）； g T 应力集中的系数=1.650；KK 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.10，从动齿轮=0.90； f K f K f K 齿宽系数； c K 齿形系数。y 计算倒挡主动轮 14，查手册得知 y=0.172，代入公式（4-4）得： ；843.45850MpaMpa 计算倒挡传动齿轮 15，查手册得知 y=0.176，代入公式得： ；378.70400MpaMpa 计算倒挡从动轮 13，查手册得 y=0.174，代入公式得： ；234.63850MpaMpa 若变速器第一轴上的转矩为时，倒挡齿轮的许用弯曲应力在 max Te 399.99849.99Mpa，许用应力应取下限。 故，所以弯曲强度满足。 （2）斜齿轮的弯曲应力计算公式： w （4-5） 3 2cos g nc TK Zm yK K 公式中：计算载荷（Nmm）； g T 斜齿轮螺旋角； （） 应力集中系数取=1.490；KK 齿数；Z 齿轮法向模数（mm）； n m 齿形的系数，可以图中查得；y 齿轮齿宽系数； c K 齿轮的重合度系数，=2.00。KK 以此计算各挡齿轮： 一挡齿轮 12：查图得 y=0.163，代入公式得：=291.80Mpa； 临沂大学 2016 届本科毕业设计 21 一挡齿轮 11：查图得 y=0.138，代入公式得：=118.86Mpa； 二挡齿轮 10：查图得 y=0.192，代入公式得：=158.25Mpa； 二挡齿轮 9：查图得 y=0.175，代入公式得：=101.90Mpa； 三挡齿轮 8：查图得 y=0.182，代入公式得：=166.28Mpa； 三挡齿轮 7：查图得 y=0.175，代入公式得：=115.94Mpa； 四挡齿轮 6：查图得 y=0.178，代入公式得：=142.75Mpa； 四挡齿轮 5：查图得 y=0.172，代入公式得：=131.01Mpa； 五挡齿轮 4：查图得 y=0.175，代入公式得：=120.16Mpa； 五挡齿轮 3：查图得 y=0.172，代入公式得：=157.27Mpa； 常啮合齿轮 2：查图得 y=0.143，代入公式得：=136.20Mpa； 常啮合齿轮 1：查图得 y=0.149，代入公式得：=219.54Mpa； 许用应力在 180350Mpa 范围之内，所以所有斜齿轮满足，弯曲强度 符合条件。 2.轮齿间的接触应力的计算公式： （4-6） 11 0.418() j zb FE b 式中：轮间接触应力； j 法向力（N）， ；F 圆周力（N），；1F1 2 g T F d 计算载荷（Nmm）； g T 节圆直径（mm）；T 节点处压力角； （） 齿轮螺旋角； （） 为弹性模量，需要取 E=；E 5 2.06 10 Mpa 接触的宽度（毫米）；b 、曲率半径（mm），为直齿轮，斜齿轮； z b sin,sin zzbb rr 、节圆半径（mm）。 z r b r 将上述代入公式中，将第一轴上的载荷/2 作为计算载荷，得出一些数据：maxTe 一挡接触应力；808.991900 j MpaMpa 二挡接触应力；803.211300 j MpaMpa 三挡接触应力；731.251300 j MpaMpa 22 sinsin , coscos bz zb rr 1 coscos F F 临沂大学 2016 届本科毕业设计 22 四挡接触应力；756.281300 j MpaMpa 五挡接触应力780.741300 j MpaMpa 六档接触应力；780.741300 j MpaMpa 倒挡齿轮接触应力；997.791900 j MpaMpa （齿轮 15 主动，13 从动）；872.051900 j MpaMpa 一挡和倒挡=19002000Mpa，常啮合齿轮和高挡=1299.991399.99Mpa。满 j j 足，所以强度条件符合。 j j 4.3 轴直径的选取和刚度计算 4.3.14.3.1 轴直径的选取轴直径的选取 本论文设计的捷达轿车变速器为两轴式变速器，变速器的第一轴如图 4-2，变速 器的中间轴如图 4-3。 图 4-2 变速器第一轴 图 4-3 变速器中间轴 轴的刚度受很多因素的影响，包含轴的径向和轴向尺寸大小，同时变速器轴的长 度也要与轴的直径相互适合，在轴的刚度和强度上存在相应的协调性，为了保证轴直 径选取的合理性，选取变速器轴的最大直径和选取支撑间距离可以通过以下方式选取： 变速器输出第二轴:= 0.1800.209； l d 中间轴最大直径初选： d(0.4490.590)A ； 第一轴的花键部分直径初选：d(3.994.59) 。 3 emax T 变速器的结构、轴承和花键也影响着轴径的选取，同时经过轴的刚度检验进行修 改，经过计算得： 变速器第一轴长度：272mm； 变速器中间轴长度：397mm； 变速器倒挡轴直径： d=20mm ； 变速器第二轴的最大直径： =59mm； max2 d 临沂大学 2016 届本科毕业设计 23 变速器支承间的距离： =191mm。 2 l 4.3.24.3.2 轴刚度的计算轴刚度的计算 两轴式变速器轴的挠度和转角计算可以按照课本材料力学。通过查阅，有以 下公式： （4-7） EIL baF fc 3 22 1 （4-8） EIL baF fs 3 22 2 （4-9） EIL ababF 3 1 公式中径向力（N）； 1 F 圆周力（N）； 2 F 弹性模量（MPa），=2.1105 MPa；EE 惯性矩（mm4），对于实心轴，；I64 4 dI 轴的直径（mm）；d 支座间距（mm）。L 图 4-4 变速器轴的挠度和转角 轴的全挠度为 mm 2 . 0 22 sc fff 因为轴的挠度允许值为=0.0490.089mm，=0.1000.150mm，所以齿轮 c f s f 转角不能超过 0.0019rad。 1、第一轴的刚度 圆周力为，径向力为，可按下式求出： t F r F （4-10） d i2T 2emx t1 F 临沂大学 2016 届本科毕业设计 24 （4-11） cos tan nt2 t2 F F 把数据带入（4-10）（4-11）公式得: =17101.34N t1 F =6765.35 N 1r F =0.020mm c1 f c f =0.05mm 1s f s f =0.05mm 1 f 2 1 2 1sc fff =0.00003rad （2）二档工作时的刚度 =33000N 2t F d iTe 2max 2 3 2 200 103.63 44 =13054.95N 2r F cos tan 2nt F33000 0.36 0.91 二档工作时， 44dmm140amm130bmm =0.037mm 2c f 22 54 13054.95 14013064 3 2.1 103.14 44270 c f =0.094mm 2s f 22 54 33000 14013064 3 2.1 103.14 44270 s f =0.10mm 2 f 2 2 2 2sc ff 22 0.0370.094f =0.00002rad 2 54 13054.95 140 130 (140 130) 64 3 2.1 103.14 44270 （3）三档工作时的刚度 =26300N 3t F =10404.4N 3r F 三档工作时， mmd40117amm153bmm =0.023mm 3c f 22 54 10404.4 11715364 3 2.1 103.14 40270 c f 临沂大学 2016 届本科毕业设计 25 =0.073mm 3s f 22 54 26300 11715364 3 2.1 103.14 40270 s f =0.077mm 3 f 2 3 2 3sc ff 22 0.0230.073f =0.00027rad 3 54 10404.4 117 153 (153 117) 64 3 2.1 103.14 40270 （4）四档工作时的刚度 =19000N 4t F 3 2 200 101.9 40 =7516.48N 4r F 19000 0.36 0.91 四档工作时， 40dmm108amm162bmm =0.030mm 4c f 22 54 7516.48 10816264 3 2.1 103.14 40