毕业设计（论文）-通用雪佛兰赛欧二轴五档变速器设计（全套图纸三维）

本科生毕业设计目 录目 录1摘 要4ABSTRACT2第1章 绪 论31.1 选题的背景、目的及意义31.2 国内外研究状况31.3 研究方法41.4 设计的主要内容及预计成果4第2章 总体方案设计62.1 技术参数62.2 设计应满足的基本要求62.3 变速器的类型选择72.4 变速器传动机构的分析82.4.1 换档机构的选择82.4.2倒档布置方案92.5 设计方案10第3章 变速器设计计算113.1 传动比范围123.2 变速器轴承123.3 中心距A133.4 外形尺寸143.5 齿轮参数143.5.1 模数的选取143.5.2 压力角143.5.3 螺旋角143.5.4 齿宽153.6 各档齿轮齿数的分配153.6.1 确定一档齿轮的齿数153.6.2 修正中心距153.6.3 确定其他各档的齿数173.6.4 确定倒挡齿轮齿数23第4章 齿轮的校核244.1 齿轮的损坏形式244.2计算各轴的转矩254.3 齿轮强度计算254.3.1 倒档直齿轮弯曲应力264.3.2 斜齿轮弯曲应力274.3.3 轮齿接触应力28第5章 轴和轴承的设计计算325.1 轴的设计计算335.1.1 初选轴的直径335.1.2 轴的刚度计算335.1.3 轴的强度计算355.2 变速器轴承的选择和校核365.2.1输入轴承的选择和校核375.2.2 输出轴承的选择和校核38第6章 同步器和操纵机构的选择386.1 同步器选择396.1.1 锁环式同步器结构396.1.2 锁环式同步器工作原理396.1.3 主要尺寸的确定406.2 变速器操纵机构42结 论42致 谢43参考文献44摘 要变速器是汽车的传动系统中最重要的一环，它的构造性能、技术参数等对汽车发动机性能的体验、驾驶人的操作感受以及汽车工作运行的稳定性等都有直接的影响。在汽车运行中需要进行起步、换档变速、倒档等基本的操作，通过变速器内部的综合设计，能够使发动机简单、方便、迅速的达到基本的操作。本次的毕业设计根据任务书给定的基本参数，选择了一辆通用雪佛兰赛欧作为设计的基础，通过对相关文献的查询和国家标准的学习，并通过市场调研，对其变速器进行了一个完整的设计。本次设计分成了三步走的方式，先对变速器的发展历史及现状进行了研究分析，并对变速器的布置、传动等基本思路以及换档的基本原则等进行了介绍。然后根据选择的机械式变速器的性能以及要求的参数，对相关的齿轮、结构、轴、等主要零部件进行了计算、分析和校核。这是本次毕业设计的重点。最后对变速器的附属部件如同步器、操作机构等进行了选择和设计。关键词：变速器；雪佛兰赛欧；5MT全套图纸加153893706ABSTRACT Transmission in the transmission system of vehicle is the most important link, its structure performance, technical parameters such as the experience of automobile engine performance, driving human operating experience and the stability of the vehicle to run work has an immediate impact. Need to be in the car running start and shift gears, shifting the basic operations, through the transmission within the integrated design, can make the engine is simple, convenient and rapid to achieve the basic operation. The graduation design according to specification given basic parameters, choose the Gm Chevrolet sail as the basis of design, through to the related literature query and national standards of learning, and through market research, its transmission is a complete design. Way of this design is divided into three steps, first to the development history and status quo of gearbox are analyzed, and the arrangement of transmission, transmission and other basic train of thought and the basic principles of shift are introduced. Then according to the requirements of the selection of mechanical transmission performance and parameters, the related gear, structure, shaft, such as the main components in the calculation, analysis and verification. This is the key point of this graduation design. Finally, the accessory parts such as transmission synchronizer, operating mechanism and so on has carried on the selection and design. Keywords:Transmission; Chevrolet sail; 5 MT第1章 绪 论1.1 选题的背景、目的及意义 变速器是所有汽车上必备的一个装置。它是用来连接发动机与驱动桥的纽带，是一个转换的核心。它的存在主要是由汽车发动机的特性和实际应用性能所决定的。汽车的发动机所传递输出的转矩具有转矩小、速度高等特点。而汽车在实际工作中，启动转矩要求大、速度低而平稳等等特点。在这种性能不匹配的情况下如果直接连接传动，会造成汽车在启动时由于转矩下而无法行走，汽车在行驶过程中由于速度过高而产生驾驶的危险。所以变速器就应运而生。它的存在就是为了增加发动机的低转矩、降低汽车的运行速度以满足汽车安全、稳定、高性能的运行要求。因为变速器能够将发动机输出的扭矩增大若干倍的同时将速度降低到输出端的百分之二三十。汽车在行驶的过程中会遇到各种突发情况和不同的路面路况，这就要求汽车的变速器配备不同的档位。比如在视线和路况都非常好的高速公路上时就需要高速档位行驶，在路况不好或坡度较大时就需要有较大扭矩的低速档位等。同时驾驶员可以根据不同的情况选择某一档位来节省燃油。在更多的情况下如怠速、滑行、停车等情况下需要断掉发动机与汽车之间的动力传递，所以在变速器中需要有空挡的功能。由于发动机的选择方向是固定不变的顺时针方向，为了实现汽车的倒车或某些特殊情况，也需要设计倒档，以改变汽车的运动方向。目前，随着我国居民生活水平的不断提高，汽车行业得到快速发展，不到那涌现了一大批的合资品牌还出现了一些具有代表性的自主品牌。截止到2014年，我国汽车保有量达到了1.4亿辆，是2003年的5.7倍。中国已经成为全球性的汽车生产和消费大国，已经成为一个影响家庭生活的必需品。所以汽车行业的任何一次改革创新，如经济型、动力装置、汽车配置、驾驶方式等都会对汽车工业带来非常大的震撼。作为一个汽车专业的学生，通过对在汽车工业中占有重要地位的变速器进行设计研究，会应用到在校时所学到的大部分专业，同时能够对整个汽车的参数、性能等有一次更深入的了解。1.2 国内外研究状况现汽车变速器有多中国结构形式，目前随着汽车工业的发展，汽车变速器逐渐向可调自动变速方向发展。可调自动变速也被称之为无级变速器。现在汽车工业应用的主流变速器主要有三种，下面将分别介绍。一是双离合变速器（简称DCT）。这种变速器是由手动变速器演化发展而来的。它在使用过程中具有非常好的灵活性，方便驾驶。同时在稳定工作时的舒适性特别好，并且在汽车工作过程中能够保持不间断的动力传递。目前DTC技术在美国的博格华纳和德国舍弗勒手中。由于技术的垄断以及国际间的竞争的限制，其他公司有基于DTC技术的各种变种变速器。比如大众的DSG技术，宝马的M DKG技术等等。二是电控机械自动变速器。这种变速器是在机械式变速器的基础上，通过安装计算机控制系统，对各个控制系统采用液压驱动或电动机驱动的执行机构，达到了变换档的自动控制，达到了一种自动速度变化的汽车。这个结构的变速器保持了原有的机械式变速器的基本构造，具有了传动机械式变速器所具有的优点。三是无级变速器。这种结构的变速器构造简单、个体下，没有传统机械式变速器的齿轮副等，它的变速主要是通过主从动轮进行实现无级变速。目前世界汽车品牌中奥迪、本田等都有类似的变速器的车辆。1.3 研究方法本次毕业设计主要是针对变速器的总体进行设计计算，对其传动方案和操纵模式进行了选择，对主要的参数进行了细致的说明和部分计算，同时对变速器的核心零部件如齿轮和轴等进行了计算，对配套的同步器和一些标准间进行了选择。本次毕业首先根据选择的课题查阅相关的文献资料，同时对相关产品进行市场调研，了解所选课题的对象的基本组成、工作原理等。由于目前知识以及市场资源有限，所以本次毕业设计主要采用的是文献研究法。文献研究法具有以下特点：1、能够深入的了解所选课题的历史发展和目前所处的状态，确立课题研究的先进性。2、能够通过对文献的阅读、理解、吸收更加深入的清楚研究对象，明确研究的意义，详细设计的实际内容。3、能够通过资料的对比，了解所研究对象的发展历程以及所处的历史时期。4、能够了解所研究对象的发展全貌，从定量的方向进行分析，预测事物下一步发展的方向。能够更精准的把握研究对象的发展趋势。在目前的毕业设计中，这种研究方法是相对比较真实，符合自身身份、学识的一种方法。1.4 设计的主要内容及预计成果1、对变速器的整体的设计，首先根据任务书既定的技术参数等选择合适的汽车，然后以这种车型的变速器为基础，合理的选择、设计、改进自己所设计的变速器的整体结构、传动方案和档位布置等等。2、设计计算变速器中主要的技术参数。变速器中的主要零部件有轴、齿轮等。涉及到的主要参数有传动比、中心距、以及齿轮的模数等。3、主要零部件及参数的校核。对上一部分内容中预设的、既定的或者计算得到的参数等要根据相应的标准进行校核，一般包括强度校核、刚度计算以及部分寿命计算等。4、附属配套设备的设计及选用。变速器的配套部分主要是同步器和操纵机构。本次设计将分析器工作原理，根据其结构和功能进行选择。本次毕业设计期望能够完成一个整体布置简便、结构紧凑、传动效率高的变速器。在使用过程中能够达到档位变换平稳、齿轮寿命高、换挡噪音低等。同时在设计过程中，通过对轴、齿轮等参数的匹配、计算、校核等，达到对机械原理、机械设计、材料力学等基础课程的熟练应用。第2章 总体方案设计2.1 技术参数本次设计是根据通用雪佛兰赛欧的参数进行设计的，其基本参数如下：表2.1 设计基本参数表项目参数值车型雪佛兰赛欧发动机功率（kw）78.7最大功率转速(r/min)6300转矩(Nm/n)135最大扭矩转速（r/min）5000额定总质量(kg)1043车长/宽/高(mm)4120/1700/1460最高车速(km/h)175变速箱形式5MT轮胎175/70 R142.2 设计应满足的基本要求变速器在设计过程中，不但要考虑其工作的稳定性以及结构尺寸还要考虑其可操作性，变速器的根本要求是：1)传动比的变化。这是变速器最基本的功能，通过传动比的变化改变驱动轮的扭矩和速度的变化，进而达到满足各种路况和路面的行驶。同时保持在发动机最省油的情况下运转。 2)设置倒档，在发动机的转动方向无法改变的情况下，使汽车能够满足倒档行驶。这是汽车行驶中的一个必备的基本功能。 3)设置空挡。空挡时使用效率最高的一个档位。当汽车进行启动、停止、换挡时都需要临时或者长时间的中止动力的传输，在这种情况下空挡的功能就凸现出来了。4)设计的变速器在使用过程中要满足快捷、方便等变换档位，在行驶过程中没有跳档、乱档等情况的发生。5)设计的变速器工作效率要高。6)变速器本身的设计要求结构尺寸下、价格低、保养方便等。2.3 变速器的类型选择根据相关的文献和市场调研，变速器有很多种，分类方法也不一样。一般根据其传动比进行分类，可以分为有级变速器、无极变速器和综合室的变速器。其中有机变速器根据其档位数的不同可分为三到五档以及多档变速器。另外还有一种分类方法四按照中心线的定位进行分类的。这种分类方法可分为固定轴线式（机械齿轮结构）和螺旋轴线式的（机械行星齿轮结构）等。其中固定式的应用最为广泛。本次设计也采用这种结构形式。它又可细分为两轴式和三轴式以及多轴式。三轴式的变速器结构如下图2.1所示，其中第一个轴的啮合轮齿和第二轴的啮合轮齿分别和中间轴的轮齿相啮合。并且一、二轴的中心线在同一条水平线上。它的主要优点是直接档的传动效率高，噪音小，并且在工作过程中有直接档的出现，传动效率比较高。其他档位经过中间档的传递，能够获得较大的传动比。三轴式变速机构主要应用在扭矩要求较大的中型或者轻型货车上。能够避开空间以及车轮自重对其限制。满足载货时的扭矩、牵引动力的要求。1、第一轴；2.第二轴；3.中间轴图2.1轿车三轴式四档变速器1.第一轴；2.第二轴；3.同步器图2.2轿车两轴式变速器两轴式的变速器结构如上图2.2所示，它具有结构简单、紧凑、工作声音低等优点。在小型和紧凑性绞车中，一般发动机都会采取前轮驱动的方式，这样能够在一定程度上使传动系统更加紧凑，同时能够有效的降低车辆的整体重量。这种结构的减速器采用圆柱齿轮或者螺旋锥齿轮，相应的简化了制造工艺，降低了成本。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，也增加了磨损，这是他的缺点。另外低档传动比的上限也受到较大的限制，但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。 综合以上分析，本次毕业设计决定设计的变速器的结构形式采用两轴五档式。其基本参数依照通用雪佛兰赛欧汽车，通过与任务书上的参数相配合进行设计。2.4 变速器传动机构的分析2.4.1 换档机构的选择换挡机构的选择有很多种，目前大部分也都已经标准化。本次毕业设计首先对常用的三种换挡机构进行优缺点的分析，然后通过对比进行选择。1、 滑动齿轮换档。这种换档机构一般是采用滑动直齿轮换挡。它具有构造简易、设计合理、加工制造方便等优点。但同时也有在工作时齿轮之间会产生很大的冲击力导致齿轮疲劳损坏严重，工作过程中的噪音也非常大。这种结构形式有的也采用了斜齿轮换挡，一般在一档和倒档上应用较多。2、 啮合套换档。啮合套换挡的齿轮一般设计成斜齿轮，这样就能够保证在换挡过程中，接触啮合的齿数达到最多，能够保护齿轮的寿命。但是这并不能从根本上解决换挡工作中所产生的冲击力，换挡过程中要求有娴熟的驾驶水平。另外这种形式的换挡机构由于增加了啮合套，导致在设计中零部件齿轮变大，对某些参数的影响较为明显，所以到目前这种换挡机构应用范围较为狭窄，一般在重型货车上应用较多。3、 同步器换档。这种换挡机构是目前比较成熟、应用最广的设计，被大多数汽车设计中应用。它的主要优点是换挡迅速、冲击力小、噪声小、对驾驶技术水平的要求低。采用这种换挡机构对汽车的加速度、耗油量以及汽车整体安全性等都有一定的提高。但这种换挡机构的结构也是比较复杂，要求配合高、尺寸略大灯缺点。但目前成熟的技术已经能够避开这些缺点，并把同步器换挡技术大范围的推广开了。基于以上三种换挡机构的优缺点对比。本次毕业设计采用了同步器换挡。2.4.2倒档布置方案 倒档在汽车的档位中使用率不算太高，但却是不可或缺的。在结构设计中为了实现发动机旋转方向不变达到倒档传动，一般是在中间轴和第两个轴中间的动力啮合中并入一个倒档传动的设计。在能够实现倒档功能正常的工作状态下，适当增加传动比增加倒档的功率。在倒档齿轮的排布方面也非常有科学性。首先倒档在工作时会产生较大的冲击力，这就要求倒档齿轮应当布置靠近轴的支撑处，以降低轴的受力弯曲，同时又能够保证齿轮在啮合时重合度较高，然后再排布其他的高低档位齿轮。这种排布的方法既保证了轴的易装配性又保证了轴的刚性。在布置倒档和一档时，由于二者都具有很长的冲击力，但是倒档使用的时间相对更短、频率更低，基于此在设计中将一档布置在更加靠近轴的支撑处，索然会增加倒档齿轮的磨损，但是却能相应减少一档工作时的磨损和噪音。所以需要综合考量布置时的位置关系。图2.2 倒挡布置方案图2.2为目前经常应用到的布置方案。每种方案都具有自己的优缺点。下面将简单进行介绍。B方案中的好处就是在设计倒档齿轮时直接利用了中间轴上的部位，能够有效的缩短了轴的长度。缺点是在换挡时由于啮合齿轮较多造成换挡困难。C方案能够保证在换挡后倒档具有很大的传动比，但是整个换挡程序却比较混乱。D方案是在C方案的基础上进行修改而得到了。E方案是综合利用了一档和倒档的特殊性，将其齿轮做成了一个整体形势，只是加长了轴上齿轮的齿宽。F方案其档位的布置进行了调整，契合了驾驶的习惯，且做到了换挡轻快、方便的特征，充分利用了变速器内的空间，结构上较为简单。G方案也有所应用，但是在倒档时却需要用一个拨叉轴，对变速器的结构设计增加了复杂程度。综合以上方案的优缺点。本次毕业设计决定选用F方案。2.5 设计方案依据任务书既定的参数，本次选择通用雪佛兰赛欧的变速器进行设计。变速器的整体结构采用两轴固定式结构，五个档位，使用同步器换挡机构，其中根据前面所分析，倒档和一档的齿轮与轴承支承位置相近。下图是基本传动方案。在设计中将第一轴和第二轴的中心线进行重合到一条直线上，通过同步器直接挂档。这主要是考虑利用直接挂档的效率来提高同步器的使用赶时间。同时其他档位在挂档时，变速器的动力传递时经过第一轴、中间轴、第二轴的齿轮进行传递，所以可能会导致传动效率下降。同时为了减少换挡过程中产生的冲击，一档和倒档将分别进行设置。第3章 变速器设计计算3.1 传动比范围变速器的传动比范围一般是根据发动机数据以及汽车设计的车速和使用状况等有密切的关系，在数值上是指最低档与最高档的传动比比值。在汽车爬坡时，所产生的驱动力应能够克服上坡所产生的力以及轮胎与路面见的阻力，由于爬坡时速度都比较低，可得下式：其中：汽车的驱动力；即 = / Error! No bookmark name given.轮胎与路面的阻力；即 =cos 最大上坡阻力。即 =sin 根据(3.2)计算得：=3.4 以上是通过爬坡时的力来计算一档传动比式中：表示发动机工作中所产生的扭矩，值为135Nm。表示一档的传动比，表示汽车的主传动比，通过计算=4.25，m表示汽车的总质量，值为1043kg，f表示摩擦系数，取值0.02，是汽车传动的总效率，取值为0.96，表示重力加速度，表示车轮的半径，值为300mm，表示汽车爬坡的度数，取值为15。由 式中，为常数，也就是各档之间的公比1.44，一般认为是一个不宜大于1.71.8的值，并能够根据实际的需要微调。=3.45，=2.36，=1.64，=1.14，=0.8。的数值选择参照表3.1。表3.1 变速器传动比档位一档二档三档四档五档倒档传动比3.452.361.641.140.83.453.2 变速器轴承变速器的轴承有很多种形式，一般常用的有圆柱滚子轴承、滑动轴套和球轴承等。但受限于结构以及传动齿轮啮合特点等的不同以及轴承的的特性会选择不同类型的轴承。受限于汽车变速器紧凑的构造，一些尺寸较大的轴承的使用就会受到限制，这是因为会产生布局上的困难。比如变速器的第一轴由于支撑在内腔中，具有非常大的空间，所以就采用受力较好的球轴承来承载。而第二轴的的后端由于受力较为复杂，且直接布置在壳体的伤具有困难时，一般都会设计为后轴承受力。圆锥滚子轴承具有尺寸体积小，受力承载面宽以及承受力大的特点，但是在实际应用中由于必须进行预紧，对装配要求较高，并且磨损后不易修复没有自调节能力等也会影响到轴承的应用。滚针轴承也是应用较多的轴承，主要是因为其在工作过程中摩擦损失小，并且传动效果高，定位准确，对传动齿轮的咬合有促进作用。应用比较多的还有滑动轴套，它主要是在齿轮和轴的相对位置不是固定的地方应用，它具有加工工艺简单、造假低等优点，但是却也有易磨损、后期定位并不是非常准确等特点。在本次毕业设计中，参考了通用雪佛兰赛欧的参数以及设计变速器的尺寸，决定选择圆锥滚子轴承。3.3 中心距A对于中间轴式，中心距是指中间轴与第二轴之间的距离。其尺寸大小具有非常大的意义。对变速器的整体尺寸、重量大小甚至内部的齿轮的啮合强度等都有影响。在设计过程中，中心距越小，则齿轮啮合时的接触的应力就会越大，就会导致齿轮的使用周期变短。所以设计中的最小中心距应当由齿轮的接触强度来决定。同时由于轴承的安装布置，需要考虑装配的便利性以及壳体的整体强度，都会要求中心距稍微取大一点，并且一档轴上的齿数也不能过小等综合因素的 考虑。 A= =65.772.4mm式中，A表示中心距(mm)；为中心距系数，其中小型轿车取值：=8.99.3； 为发动机最大转矩=135()；为变速器一挡传动比=3.45.；为变速器传动效率0.96。中心距的取值在mm之间，本次设计取值3.4 外形尺寸变速器外形结构中的横向数据一般需要根据内部齿轮的直径以及换挡装置的布局等进行设计。根据经验和有关文献变速器外壳的尺寸中四档(2.22.7)A，五档(2.73.0)A，同时补充了系数K，K是根据啮合齿轮常用的对数等进行测试的经验系数，在设计中为了方便取整数。初步定为。3.5 齿轮参数3.5.1 模数的选取齿轮的模数选择不但要考虑齿轮设计加工的基本原则，也要综合考虑汽车在应用过程中所希望达到的要求。在设计时，为了减少工作过程中的冲击产生噪音，应当在适当的范围内减少模数，增加宽度。同时从加工工艺来看，各种齿轮应当尽可能的采用同一种模数，。但对于小型轿车的设计来看，减小整体的质量比较重要，这又要求选择一些较大的模数。基于以上的分析，在设计中低速档的齿轮尽可能选择一些大的模数，剩余的档位选择另外一种模数。同时同步器上的啮合吃大多都采用渐开式齿轮。根据一些参考文献和经验一般小型轿车取。3.5.2 压力角压力角的选择没有太多的余地。在设计中，如果根据需求，当压力角设计较小时，会有啮合度大、运行稳定、噪音小灯优点，当设计成比较大时能够提高齿轮的强度和寿命。但实际上国家有明确的标准规定压力角为20。为了提高设计的互换性本次设计使用压力角为20。3.5.3 螺旋角斜齿轮由于其独到的特性而得到在汽车行业的广泛应用。在变速箱的设计中，斜齿轮的设计要特别注意其技术参数对齿轮工作状态如噪音、啮合度以及齿轮性能如强度、受力等方便的影响。螺旋角偏大时会提高齿轮的啮合度，从而能够保证工作平稳、噪音小。但是和齿轮的压力角选择一样。斜齿轮的螺旋角也有国家规定的标准及选择。在设计中如果没有特殊的要求或者必须的技术要求一般去螺旋角为20。本次毕业设计的螺旋角也选择2025。3.5.4 齿宽变速器中的齿轮宽度在一定程度上影响着整体的尺寸布置，同时从齿轮本身的工作特性来看，齿宽也会影响齿轮工作时候的稳定性以及自身的强度和工作时候的受力分析等。在设计中考虑到变速器质量和尺寸的设计限制，需要选择相对小的齿宽。这就需要在设计时综合考虑和平衡各个方面的受力、对工作的影响等条件，选择一个适合变速箱的齿宽。在设计中一般会根据齿轮的基本参数模数来计算齿宽。斜齿： b=上式取。直齿: b=上式取，本次设计取值为7.0。3.6 各档齿轮齿数的分配3.6.1 确定一档齿轮的齿数一档是斜齿轮，其基本参数位=，=2.75一档传动比计算 一档齿轮数和 =2A/ =48.2 根据计算的齿轮数和，对照齿轮的标准齿数，齿数和选择48。根据齿轮数和对一档位的两个齿轮的齿数进行分配。在分配时要综合考虑中间轴上能设计的最少数，以及对整个轴刚度的影响等等。根据经验以及相关文献得出，一档齿轮的数目一般在之间选取。本次设计选择=11。由此可以计算出一档另一个齿轮的齿数。 =-=48-11=37。3.6.2 修正中心距通过实际的计算出齿轮的齿数之后，由于数值进行了取整，导致了中心距发生了稍微的变化，所以在实际设计中应当根据齿数和齿轮变位系数重新算出中心及。修正计算后的中心距是后面进行齿数计算以及齿数分配的根据。 =121.7mm 通过计算，修正中心距A为121mm。然后对一档位的齿轮进行变为计算：端面啮合角 ： tan=tan/cos =21.43啮合角 ： cos=0.919 =22.03图3.3 变位系数线图变位系数之和： =0.42 查变位系数图线=0.00789,=3.45, 计算精确值：A= 一档齿轮参数：分度圆直径 =2.7537/cos23=111mm =2.7511/cos23=33mm齿顶高 =3019mm =1.76mm式中： =0.11 = 0.42-0.11 = 0.31齿根高 =2.145mm =3.575mm齿顶圆直径 =36.38mm =114.52mm齿根圆直径 =28.71mm =103.85mm 当量齿数 =14.28 =48.043.6.3 确定其他各档的齿数1、 二档齿轮为斜齿轮，初选=25, =2.75 =48.2取整为48=14 =34对二挡齿轮进行角度变位：端面压力角 tan=tan/cos =21.43端面啮合角 变位系数之和 0.3查变位系数线图得： 0.3 =0.41 =对修正 二挡齿轮参数：分度圆直径 =42mm =102mm齿顶高 =3.355mm =1.925mm式中： = 0.11 =0.19齿根高 =2.31mm =3.74mm齿顶圆直径 =48.71mm =105.85mm齿根圆直径 =37.38mm =94.52mm 当量齿数 =18.18 =44.142、 三挡齿轮为斜齿轮，初选=22模数为2.75 =1.66 =48得=18，=30对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =71.18mm端面压力角 tan=tan/cos =21.43端面啮合角 = 变位系数之和 0.62查变位系数线图得： =0.42 = 0.2对修正 三挡齿轮5、6参数：分度圆直径 =54mm =90mm齿顶高 =2.283mm =2.288mm式中： = 0.3 =0.32齿根高 =2.283mm =3.938mm齿顶圆直径 =56.245mm =84.686mm齿根圆直径 =46.191mm =74.633mm 当量齿数 =26.389 =42.6603、 四档齿轮为斜齿轮，初选=22模数=2.75 = =22.47，取整为22=26 对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =71.18mm端面压力角 tan=tan/cos =21.43端面啮合角 变位系数之和 0.58查变位系数线图得： =0.48 = 0.1对修正 四挡齿轮7、8参数：分度圆直径 =65.99mm =77.99mm齿顶高 =3.3mm =2.26mm式中： =0.3 =0.28齿根高 =2.12mm =3.16mm齿顶圆直径 =72.6mm =80.51mm齿根圆直径 =61.76mm =70.8mm 当量齿数 =28.56 =33.754、五档齿轮为斜齿轮，初选=25模数=2.75 = 取整为47=26 =21 对五挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =71.3mm端面压力角 tan=tan/cos =21.88端面啮合角 变位系数之和 0.58查变位系数线图得： = 0.25 = 0.33对修正 五挡齿轮9、10参数：分度圆直径 =79.69mm =54.34mm齿顶高 =1.98mm =2.2mm式中： =-0.25 =0.53齿根高 =2.75mm =2.53mm齿顶圆直径 =83.65mm =68.74mm齿根圆直径 =74.19mm =58.28mm 当量齿数 =35.96 =29.043.6.4 确定倒挡齿轮齿数取中间轴上的倒挡齿轮=13，倒挡齿轮选用的模数往往与一档相同，倒挡齿轮的齿数，一般在21-23之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距取=23 =49.5mm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的齿顶圆直径应为=2722.75(13+2)1=101.75mm=2=35计算倒挡轴和输出轴的中心距=81.1mm计算倒挡传动比 =2.77第4章 齿轮的校核4.1 齿轮的损坏形式在正常的设计中，一般考虑齿轮失效形式有两种，一种是强度达不到要求产生折断，还有一种是齿面磨损产生的点蚀等缺陷。在汽车工业的设计中通常还要考虑齿轮在换档位过程中对端部的冲击，从而导致的疲劳应力导致产生破坏。在正常的工作中，齿轮的折断产生的原因可以归结为两种，一种是齿轮在工作过程中受到了较大的冲击力，从而导致的轮齿应力折断。还有一种是在长时间的工作下，不断受到作用力作用，在齿根处产生了疲劳应力，随着工作时间的边长，出现了折断。在变速器的实际应用中，由于载荷都进行过预算，所以一般出现折断的原因都是后者。点蚀是齿轮工作过程中无法避免的现象，当齿轮间发生传动时，相互接触的齿面间的润滑液就会产生高压，对齿面产生了不规则的冲击力，长时间的运作就会导致齿面产生点蚀，进一步使啮合误差加大，导致轮齿折断。变速器变换档位的过程主要就是靠齿轮的移动形成的，在刚换档时，由于即将啮合的两个齿轮的角速度不同，在接触的一瞬间会对端部产生冲击，这种载荷会导致齿轮的损坏。4.2计算各轴的转矩本次设计的中型货车所产生的最大扭矩为，在计算中，齿轮和离合器的传动效率均为99，其中轴承的效率为96。输入轴 =13599%96%=128.304 N.m输出轴一挡 =128.3040.960.9938/11=421.24N.m 输出轴二挡 =128.3040.960.9935/15=284.52N.m输出轴三挡 =128.3040.960.9931/19=198.95N.m输出轴四挡 =128.3040.960.9927/23=143.14N.m输出轴五挡 =128.3040.960.9922/28=95.8N.m倒挡 =1135(0.960.99)37/13=329.83N.m4.3 齿轮强度计算根据汽车工业的行规，变速器中的齿轮所使用的条件与汽车的用途的关联性不大，并且内部齿轮所采用的材质，工艺处理方法，精度等级等等也都具有很大的相似性。一般变速器中的齿轮都是采用低碳合金钢加工而成，加工工艺一般都是插齿和磨齿进行逐步加工。后期的处理采用渗碳淬火工艺，加工后齿轮精度能够达到六或七级，整个加工过程中遵循的标准时JB19-83。所以在计算汽车变速器齿轮强度时都是采用一种简化的公式进行计算，在方便的同时能够获得比较精准的数据。4.3.1 倒档直齿轮弯曲应力图4.1 齿形系数图(假定载荷作用在齿顶，)直齿齿轮弯曲应力 公式中表示齿轮所选材料的弯曲应力，表示所承受的计算载荷，则表示应力系数，取值为1.65。表示摩擦所产生的影响系数，其中主、从动齿轮的取值分别为1.1和0.9。表示齿形系数，其取值参考上图4-1。计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力 ，=13，=37，=23，=0.136，=0.132，=0.149，=329.83N.m，=128.304N.m=57.5MPa=89.9MPa=90.8MPa4.3.2 斜齿轮弯曲应力 公式中表示应力集中系数，其取值为1.5，式中：应力集中系数，=1.50；表示齿形系数，其值是根据当量齿轮在机械设计手册中查询得到的，和分别表示齿宽系数和重合度系数，其取值分别为7.0和2.0，其计算载荷一般根据车轮的不同取值范围也不同，其中轿车取值为180350MPa左右。1、 计算一档齿轮的弯曲应力 ，=11，=37，=0.16，=0.13，=452.46N.m，=137.81N.m，=219.26MPa180350MPa =213.4MPa180350MPa2、 计算二档齿轮3，4的弯曲应力=14，=34，=0.162，=0.143，=283.52N.m，=128.304N.m，=309.3MPa180350MPa=320.04MPa180350MPa（3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力=18，=30，=0.164，=0.157，=198.95N.m，=128.304N.m=237.71MPa180350MPa =253.65MPa180350MPa（4）计算四挡齿轮7，8的弯曲应力=22，=26，=0.134，=0.145，=143.14N.m，=128.304