[机械毕业论文]变速驱动桥设计【专业答辩必备资料】 .pdf

目录 0 0 绪论绪论 0.10.1 本次毕业设计的目的与意义本次毕业设计的目的与意义 0.20.2 变速驱动桥简介变速驱动桥简介 0.30.3 变速驱动桥设计的基本要求变速驱动桥设计的基本要求 1 1 变速器的总体方案设计变速器的总体方案设计 1.11.1 变速器的功用及设计要求变速器的功用及设计要求 1.21.2 变速器传动机构的型式选择与结构分析变速器传动机构的型式选择与结构分析 1.2.11.2.1 三轴式变速器与两轴式变速器三轴式变速器与两轴式变速器 1.2.21.2.2 倒档的布置方案倒档的布置方案 1.2.31.2.3 轴承的选择轴承的选择 2 2 变速器齿轮的设计变速器齿轮的设计 2.12.1 确定主减速器传动比确定主减速器传动比 2.22.2 最抵档传动比计算最抵档传动比计算 2.32.3 各挡齿轮的参数各挡齿轮的参数 2.42.4 齿轮校核齿轮校核 2.4.12.4.1 变速器齿轮弯曲强度校核变速器齿轮弯曲强度校核 2.4.22.4.2 轮齿接触应力校核轮齿接触应力校核 3 3轴的结构和尺寸设计轴的结构和尺寸设计 3.13.1初选轴的直径初选轴的直径 3.23.2 轴的强度校核轴的强度校核 3.33.3 轴的刚度校核轴的刚度校核 4 4 主减速器主减速器 4.14.1 主减速器结构形式的确定主减速器结构形式的确定 4.1.14.1.1 主减速器的轮齿类型的选择主减速器的轮齿类型的选择 4.1.24.1.2 主减速器减速形式的选择主减速器减速形式的选择 4.24.2 主减速器基本参数的选择与设计计算主减速器基本参数的选择与设计计算 4.2.14.2.1 主减速齿轮计算载荷的确定主减速齿轮计算载荷的确定 4.2.24.2.2 从动齿轮大端分度圆直径从动齿轮大端分度圆直径 2 d和端面模数和端面模数 m m 4.2.34.2.3 主、从动齿轮齿面宽主、从动齿轮齿面宽1b和和2b 4.2.54.2.5 主减速器齿轮齿顶高系数与顶隙系数主减速器齿轮齿顶高系数与顶隙系数 4.2.64.2.6 主减速器齿轮中心距主减速器齿轮中心距 a a 4.34.3 齿轮的基本参数齿轮的基本参数 5 5 差速器差速器 5.15.1 差速器作用差速器作用 5.25.2 差速器原理结构差速器原理结构 5.35.3 对称式圆锥行星齿轮对称式圆锥行星齿轮差速器的设计差速器的设计 5.45.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算 5.55.5 差速器齿轮的材料差速器齿轮的材料 6 6 结论结论 变速驱动桥设计变速驱动桥设计 0 0 绪论绪论 0.10.1 本次毕业设计的目的与意义本次毕业设计的目的与意义 随着经济和科学技术的不断的发展， 汽车工业也渐渐成为我国支 柱产业，汽车的使用已经遍布全国。而随着我国加入 wto，人民生 活水平的不断提高，微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常 家庭。 在我国，汽车工业起步较晚。入世后，我国的汽车工业面临的是 机遇和挑战。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速 的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国 情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。 在面临着前所未有的机 遇同时，不得不承认在许多技术上，我国与发达国家还一定的差距， 所以我们要努力为我国的汽车工业做出应有的贡献。 经过这几年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。 在 大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委和学校的要求，进行 了对轿车五档变速器的设计。 毕业设计是对每个大学生进行知识掌握 与实际运用的一次大检阅， 充分体现了一个设计者的知识掌握程度和 创新思想。通过本次设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际运 用能力，并为以后参加工作打下良好的基础。 0.20.2 变速驱动桥简介变速驱动桥简介 驱动桥从结构特点上可分为整体式（非断开）驱动桥和断开式驱 动桥两种。从其功能特点上又可分为独立式驱动桥和变速驱动桥。 驱动桥的主减速器、差速器和桥壳、半轴等都安装在一个独立的 驱动桥壳中，与其他动力总成相互独立存在，成为独立式驱动桥。 如 载货汽车驱动桥基本都为独立式驱动桥。而轿车上，绝大部分车型为 发动机前置前桥驱动形式，此时，把变速器和驱动桥两个动力总成合 为一体， 布置在一个壳体内， 变速器输出轴也就是主减速器的输入轴， 称此种桥为变速驱动桥。此种结构在轿车上得到了十分广泛的应用。 0.30.3 变速驱动桥设计的基本要求变速驱动桥设计的基本要求 1）为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设 计要求： 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。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 数及传动比，来满足这一要求。 设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分 离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动 跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度， 提 高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器 和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。 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。 选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度 以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的 制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度 和安装刚性可减小齿轮的噪声。 贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求， 遵守有关标准和法规。 需要时应设计动力输出装置。 2）驱动桥设计的是否合理直接影响到汽车使用性能的好坏。因 此，设计驱动桥时应当满足如下基本要求： 选择适当的主减速比,以保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济 性。 外廓尺寸小,保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。 齿轮及其他传动件工作平稳,噪声小。 在各种载荷和转速工况下,具有较高的传动效率。 保证足够的强度和刚度条件下，尽可能降低质量,尤其是簧下质 量,以减少不平路面的冲击载荷,从而提高汽车行驶平顺性。结构尽量 简单，工艺性好。 1 1 变速器的总体方案设计变速器的总体方案设计 1.11.1 变速器的功用及设计要求变速器的功用及设计要求 变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动 装置，又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于 转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、 行 驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车 速的不同需求。此外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在起动发动 机以及汽车滑行或停车时使发动机与传动系保持分离； 必要时还应有 动力输出功能。 为保证变速器具有良好的工作性能， 对变速器应提出如下设计要 求。 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。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 数及传动比，来满足这一要求。 设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分 离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动 跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度， 提 高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器 和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。 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。 选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度 以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的 制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度 和安装刚性可减小齿轮的噪声。 贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求， 遵守有关标准和法规。 需要时应设计动力输出装置。 1.21.2变速器传动机构的型式选择与结构分析变速器传动机构的型式选择与结构分析 变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级 和综合式的。有级变速器按根据前进档档数的不同，可以分为三、四、 五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋 轴线式和综合式的。 其中固定轴式应用广泛， 有两轴式和三轴式之分， 前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上， 而后者多用于发动机前置 后轮驱动的汽车上。 1.2.11.2.1 三轴式变速器与两轴式变速器三轴式变速器与两轴式变速器 现代汽车大多都采用三轴式变速器。 以下是三轴式和两轴式变速 器的传动方案。 三轴式变速器如图 1.1 所示，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相啮合，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，直接档的 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（影响 变速器尺寸的重要参数）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。其缺点是：处直接档外其他各档 的传动效率有所下降。 图 1.1 轿车三轴式四档变速器 1第一轴；2 第二轴；3 中间轴 两轴式变速器如图 1.2 所示。 与三轴式变速器相比， 其结构简单、 紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。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-传动系统紧凑、 操纵性好且可使汽车质量降低 6%10%。两轴式变速器则方便于这种 布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输 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 用螺旋锥齿轮或双面齿轮；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。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮） 外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动。 图 1.2 由于本设计的汽车是发动机前置，前轮驱动，因此采用二轴式变 速器。 本次设计为两轴式五档变速器。如图 1.3 所示： 图 1.3 两轴式五档变速器 1输入轴2输入轴一档齿轮3输入轴倒档齿轮4倒档轴 5倒档轴倒档齿轮6输入轴二档齿轮7输入轴三档齿轮8 三、四档同步器9输入轴四档齿轮10支撑11输入轴五档齿轮 12五档同步器13输出轴14输出轴五档齿轮15输出轴四档齿轮 16输出轴三档齿轮17输出轴二档齿轮18一、二档同步器 19输出轴倒档齿轮20差速器半轴齿轮21差速器星行星齿轮 1.2.21.2.2 倒档的布置方案倒档的布置方案 常见的倒档结构方案如图 1.4 有以下几种： 图 a 为常见的倒挡布置方案。在前进档的传动路线中，加入一个 传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下 工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。 图 b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮， 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。某些轻型货车四档变速器采用此方案。 图 c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合 理。 图 d 所示方案针对前者的缺点做了修改， 因而经常在货车变速器 中使用。 图 e 所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽 加长。 图 f 所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，有的货车倒挡传动采 用图 g 所示方案。其缺点是一、倒挡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。 综合考虑，本次设计采用图 f 所示方案的倒档换档方式 图 1.4 变速器倒档换挡方式 1.2.31.2.3 轴承的选择轴承的选择 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子 轴承、滑动轴套等。 滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求 两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、 宽度较大因而容量 大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后 轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设 计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子 轴承。 2 2 变速器齿轮的设计变速器齿轮的设计 主要参数： 发动机最大输出功率/转速：81kw/6000 rpm 发动机最大转矩/转速：146n.m/3600 rpm 最高车速：175km/h 汽车总质量：1545kg 汽车传动系统的布置形式：ff 发动机的布置方式：横置 轮胎：185/60 r14 2.12.1 确定主减速器传动比确定主减速器传动比 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： 0 377.0 ii rn u g a （ 2.1 ） a u 汽车行驶速度（km/h） ； n 发动机转速（r/min） ； r 车轮滚动半径（m） ； g i 变速器传动比； 0 i 主减速器传动比。 已知：最高车速 maxa u= maxa v=175 km/h；最高档为超速档，传动比 g i=0.88；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 185/60r14 得到 r=28(mm)；发动机转速n= p n=6000（r/min） ；最高档传动比85 . 0 g i； 由公式（2.1）得到主减速器传动比计算公式： 38.4 17385.0 10286000 377.0377.0 2 0 agu i nr i 2.22.2 最抵档传动比计算最抵档传动比计算 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 max 坡道时，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） 。用公式表示如下： maxmax 0max sincos ggf r iit tge （ 2.2 ） g 车辆总重量(n)； f 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面=0.010.02)； maxe t 发动机最大扭矩(nm)； 0 i 主减速器传动比； g i 变速器传动比； t 为传动效率（0.850.9） ； r 车轮滚动半径； max 最大爬坡度（一般轿车要求能爬上 30%的坡，大约 7 . 16） 由公式（2.2）得： te g it rgg i 0max maxmax 1 )sincos( （ 2.3 ） 已知：m=1545kg；15 . 0 f； 7 . 16 max ；r=0.28m；146 max e tn m；38 . 4 0 i；g=10m/s 2； 88 . 0 t ，把以上数据代入（2.3）式： 42 . 3 88 . 0 38 . 4 146 28 . 0 ) 7 . 16sin101545 7 . 16cos15 . 0 101545( 1 g i 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： n tge f r iit 10max ; te n g it rf i 0max 1 （ 2.4 ） n f 驱动轮的地面法向反力，gmfn 1 ； 驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面可 取 0.70.8 之间。 已知：前轮轴荷m%70 1 m；取 0.7，把数据代入（2.4）式得： 66 . 3 88 . 0 38 . 4 146 28 . 0 7 . 07 . 0101545 1 g i 所以，一档转动比的选择范围是： 66 . 3 42 . 3 1 g i 初选一档传动比为 3.45。 按等比级数分配其它各档传动比，即： q i i i i i i i i 5 4 4 3 3 2 2 1 42 . 1 85 . 0 45 . 3 4 4 5 1 i i q 20 . 1 42 . 1 71 . 1 71 . 1 42 . 1 43 . 2 43 . 2 42 . 1 45 . 3 3 4 2 3 1 2 q i i q i i q i i 初选中心距可根据经验公式计算： 3 1maxgea itka（ 2.5 ） a 变速器中心距（mm） ； a k 中心距系数，乘用车 a k=8.99.3；取 k=9.3 maxe t 发动机最大输出转距为 146（nm） ； 1 i 变速器一档传动比为 3.45； g 变速器传动效率，取 96%。 amm996.7296 . 0 45 . 3 1463 . 9 3 初取a=73mm。 2.32.3 各挡齿轮参数各挡齿轮参数 各挡齿轮的变位系数根据变位系数线图来选取： 图 2.3 变位系数线图 1、模数 选取齿轮模数时一般要遵守的原则是： 为了减少噪声应合理减小 模数， 同时增加齿宽； 为使质量小些， 应该增加模数， 同时减少齿宽； 从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑， 各 档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模 数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应 选得大些。 表 2.1 汽车变速器齿轮的法向模数 轿车模数的选取以发动机排量作为依据， 由表 2.1 选取各档模数 车型 乘用车的发动机排量 v/l 货车的最大总质量 a m /t 1.0v1.61.6v2.5 6.0 a m 14 模数 n m /mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 为5 . 2 n m，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档 均采用斜齿轮。 2、压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大 时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、15、16、16.5 等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25 等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为 20， 所以普遍采用的压力角为 20。 啮合套或同步器的压力角有 20、25、30等，普遍采用 30压 力角。 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角 20。 3、螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。 选 用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声 降低。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角 大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此， 从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提 高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。 本设计初选螺旋角全部为 23。 4、齿宽b 齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和 齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量， 应该选用较小 的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时 虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿， 但这时轴承承受的轴向 力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用 较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向 受力不均匀造成偏载， 导致承载能力降低， 并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数 n mm的大小来选定齿宽： 斜齿 ncm kb ， c k取为 6.08.5，取 7.8 5 . 195 . 28 . 7 ncm kbmm 5、齿顶高系数 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。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小， 工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。 因 此， 从前因齿轮加工精度不高， 并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上， 所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80 的短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些 变速器采用齿顶高系数大与 1.00 的细高齿。 本设计取为 1.00。 一档：45 . 3 1 2 1 z z i 76.53 5 . 2 23cos732 5 . 2 23 cos2 h n n h z m m a z 取整得 54。 1 z=13，则41 2 z。 则一档传动比为： 15 . 3 13 41 1 2 1 z z i mm33.73 23cos2 5 . 2)4113( cos2 )(21 , nmzz a 对一挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 cos/tantannt o t57.21 端面啮合角 tt a a coscos , , =57.21cos 73 33.73 91.20 , 1 2 z z u =15 . 3 13 41 变位系数之和查表得 n=0.18 43. 01n25 . 0 2n 132. 0- 5 . 2 33.7373 n n m aa y 312. 0132. 018. 0 nnyny 分度圆直径:mm zm d n 31.35 cos 1 1 mm35.111 cos 2 2 zm d n 齿顶高:nnnaamyhh)(1 * 1=2.795mm nnnaamyhh)(2 * 2=1.095mm 齿根高: nnnafmchh)(1 * 1=2mm nnnafmchh)(2 * 2=3.75mm 全齿高:mm.hhhfa7954 111 齿顶圆直径:1112daahd =40.9mm 2222dhada=113.54mm 齿根圆直径:1112ffhdd=31.31mm 2222ffhdd=103.85mm 当量齿数: 1n z= 3 1 cos z =16.667 2n z= 3 2 cos z =52.566 二档： 43 . 2 3 4 1 z z i 76.53 5 . 2 23cos732 5 . 2 23 cos2 h n n h z m m a z 取整得 54。3z=16，则384z。 则二档传动比为： 38 . 2 16 38 3 4 2 z z i mm33.73 23cos2 5 . 2)3816( cos2 )(43 , nmzz a 对二挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 cos/tantannt o t57.21 端面啮合角 tt a a coscos , , =57.21cos 73 33.73 91.20 , 3 4 z z u =38 . 2 16 38 变位系数之和查表得 n=0.18 38. 03n2 . 04n 132.0- 5.2 33.7373 n n m aa y 312. 0132. 018. 0 nnyny 分度圆直径:mm zm d n 45.43 cos 3 3 mm 2 . 103 cos 4 4 zm d n 齿顶高: nnnaamyhh)(3 * 3=2.67mm nnnaamyhh)(4 * 4=1.22mm 齿根高 nnnafmchh)(3 * 3=2.175mm nnnafmchh)(4 * 4=3.625mm 全齿高333fhhah=4.845mm 齿顶圆直径3332aahdd=48.79mm 4442aahdd=105.64mm 齿根圆直径3332ffhdd=39.1mm 4442ffhdd=95.95mm 当量齿数3zn= 3 3 cos z =20.514 4n z= 3 4 cos z =48.720 三档： 71 . 1 5 6 3 z z i 76.53 5 . 2 23cos732 5 . 2 23 cos2 h n n h z m m a z 取整得 54。5z=20，则346z。 则三档传动比为： 7 . 1 20 34 5 6 3 z z i mm33.73 23cos2 5 . 2)3420( cos2 )(65 , nmzz a 对三挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 cos/tantannt o t57.21 端面啮合角 tt a a coscos , , =57.21cos 73 33.73 91.20 , 5 6 z z u =7 . 1 20 34 变位系数之和查表得 n=0.18 28. 05n1 . 06n 132. 0- 5 . 2 33.7373 n n m aa y 312. 0132. 018. 0 nnyny 分度圆直径:mm zm d n 32.54 cos 5 5 mm34.92 cos 6 6 zm d n 齿顶高 nnnaamyhh)(5 * 5=2.42mm nnnaamyhh)(6 * 6=1.47mm 齿根高 nnnafmchh)(5 * 5=2.425mm nnnafmchh)(6 * 6=3.375mm 全齿高555fahhh=4.845mm 齿顶圆直径5552aahdd=59.16mm 6662aahdd=95.28mm 齿根圆直径5255hfddf=49.47mm 6662ffddd=85.59mm 当量齿数 5n z= 3 5 cos z =25.64 6n z= 3 6 cos z =43.59 四档： 2 . 1 7 8 4 z z i 76.53 5 . 2 23cos732 5 . 2 23 cos2 h n n h z m m a z 取整得 54。7z=25，则298z。 则四档传动比为： 16 . 1 25 29 7 8 4 z z i mm33.73 23cos2 5 . 2)2925( cos2 )(87 , nmzz a 对四挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 cos/tantannt o t57.21 端面啮合角 tt a a coscos , , =57.21cos 73 33.73 91.20 , 7 8 z z u =16 . 1 25 29 变位系数之和查表得 n=0.18 18. 07n08n 132. 0- 5 . 2 33.7373 n n m aa y 312. 0132. 018. 0 nnyny 分度圆直径:mm zm d n 90.67 cos 7 7 mm76.78 cos 8 8 zm d n 齿顶高 nnnaamyhh)(7 * 7=2.17mm nnnaamyhh)(8 * 8=1.72mm 齿根高 nnnafmchh)(7 * 7=2.675mm nnnafmchh)(8 * 8=2.5mm 全齿高777fahhh=4.845mm 齿顶圆直径7772aahdd=72.24mm 888aahdd=82.2mm 齿根圆直径7772ffhdd=62.55mm 8882ffhdd=73.76mm 当量齿数 7n z= 3 7 cos z =32.05 8n z= 3 8 cos z =37.18 五档： 85 . 0 9 10 5 z z i 76.53 5 . 2 23cos732 5 . 2 23 cos2 h n n h z m m a z 取整得 54。9z =30，则2410z。 则五档传动比为： 8 . 0 30 24 9 10 5 z z i mm33.73 23cos2 5 . 2)2430( cos2 )(87 , nmzz a 对五挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 cos/tantannt o t57.21 端面啮合角 tt a a coscos , , =57.21cos 73 33.73 91.20 , 10 9 z z u =25 . 1 24 30 变位系数之和查表得 n=0.18 38. 09n2 . 0-10n 132. 0- 5 . 2 33.7373 n n m aa y 312. 0132. 018. 0 nnyny 分度圆直径:mm zm d n 48.81 cos 9 9 mm18.56 cos 10 10 zm d n 齿顶高 nnnaamyhh)(9 * 9=2.67mm nnnaamyhh)(10 * 10=1.72mm 齿根高 nnnafmchh)(9 * 9=2.175mm nnnafmchh)(10 * 10=3.625mm 全齿高999fahhh=4.845mm 齿顶圆直径9992aahdd=86.82mm 1010102hadda=59.62mm 齿根圆直径2992ffhdd=76.14mm 1010102ffhdd=48.93mm 当量齿数 9n z= 3 9 cos z =38.46 10n z= 3 10 cos z =30.77 倒挡： 倒档齿轮选用的模数往往与一档接近，取模数为 2.25，倒档齿 轮13z的齿数一般在 2123 之间，选13z=22。 2 . 31 11 12 1311 1213 i z z zz zz i倒 38,22,11131211zzz 45 . 3 11 38 11 13 z z i倒 输入轴与倒档轴的距离： 37 2 25. 2)2211( 2 )(1211 mzz a mm 输出轴与倒档轴的距离： 5 .67 2 25. 2)3822( 2 )(1312 mzz a mm 分度圆直径：25 . 2 111111mdd=24.75mm 25 . 2 221212mdd=29.5mm 25 . 2 381313mdd=85.5mm 齿顶圆直径：mdda21111=29.25mm mdda21212=34mm mdda21313=90mm 齿根圆直径：mddf21111=10.25mm mddf21212=25mm mddf21313=81mm 2.42.4 齿轮校核齿轮校核 2.4.12.4.1 变速器齿轮弯曲强度校核变速器齿轮弯曲强度校核 齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） btyk kf w 1 ( 2.1 ) 式中： 1 f圆周力（n） ， d t f g 2 1 ； g t计算载荷（nmm） ； d节圆直径（mm） ， cos zm d n ， n m为法向模数（mm） ； 斜齿轮螺旋角)(； k应力集中系数， k=1.50； b齿面宽（mm） ； t法向齿距， n mt； y齿形系数，可按当量齿数 3 cos z zn在齿形系数图 2.4 中查得； k重合度影响系数， k=2.0。 图 2.4 齿形系数图 将上述有关参数据代入公式（ 2.1 ） ，整理得到 kykzm kt cn g w 3 cos2 ( 2.2 ) （ 1 ）一档齿轮校核 主动齿轮： 已知： 3 10146 g tn mm； 23；5 . 1 k；5 . 2 n mmm；0 . 7 c k； x1=0.43；2 k；67.16 n z，查齿形系数图 2.4 得：y=0.138，把以上 数据代入( 2.2 )式，得： 19.327 72138 . 0 5 . 21314 . 3 5 . 123cos101462 cos2 3 3 3 1 1 kykmz kt cn g w mpa 从动齿轮： 已知： 33 1046010 13 41 146 g tn mm； 3 23；5 . 1 k；5 . 2 n mmm； 0 . 7 c k； x2=-0.25；0 . 2 k；57.52 n z， 查齿形系数图 2.4 得： y=0.146， 把以上数据代入( 2.2 )式，得： 95.308 72146 . 0 5 . 24114 . 3 5 . 123cos104602 cos2 3 3 3 2 2 kykmz kt cn g w mpa （ 2 ）二档齿轮校核 主动齿轮： 已知： 3 10146 g tn mm； 23；5 . 1 k；5 . 2 n mmm；0 . 7 c k； x1=0.38；2 k；51.20 n z，查齿形系数图 2.4 得：y=0.162，把以上 数据代入( 2.2 )式，得： 46.226 72162. 05 . 21614. 3 5 . 123cos101462 cos2 3 3 3 3 3 kykmz kt cn g w mpa 从动齿轮： 已知： 33 1034610 16 38 146 g tn mm； 3 23；5 . 1 k；5 . 2 n mmm； 0 . 7 c k； x2=-0.2；0 . 2 k；72.48 n z， 查齿形系数图 2.4 得： y=0.142， 把以上数据代入( 2.2 )式，得： 79.257 72142 . 0 5 . 23814 . 3 5 . 123cos103462 cos2 3 3 3 4 4 kykmz kt cn g w mpa （ 3 ）三档齿轮校核 主动齿轮： 已知： 3 10146 g tn mm； 23；5 . 1 k；5 . 2 n mmm；0 . 7 c k； x1=0.28；2 k；64.25 n z，查齿形系数图 2.4 得：y=0.163，把以上 数据代入( 2.2 )式，得： 05.180 72163 . 0 5 . 22014. 3 5 . 123cos101462 cos2 3 3 3 5 5 kykmz kt cn g w mpa 从动齿轮： 已 知： 33 1024810 20 34 146 g tn mm ； 3 23；5 . 1 k； 5 . 2 n mmm；0 . 7 c k；x2=-0.1；0 . 2 k；59.43 n z，查齿形系数图 2.4 得：y=0.144，把以上数据代入( 2.2 )式，得： 65.203 72144 . 0 5 . 23414 . 3 5 . 123cos102482 cos2 3 3 3 6 6 kykmz kt cn g w mpa （ 4 ）四档齿轮校核 主动齿轮： 已知： 3 10146 g tn mm； 23；5 . 1 k；5 . 2 n mmm；0 . 7 c k； x1=0.18；2 k；05.32 n z，查齿形系数图 3.2 得：y=0.154，把以上 数据代入( 2.2 )式，得： 46.152 72154 . 0 5 . 22514 . 3 5 . 123cos101462 cos2 3 3 3 7 7 kykmz kt cn g w mpa 从动齿轮： 已知： 33 1016910 25 29 146 g tn mm； 3 23；5 . 1 k；5 . 2 n mmm； 0 . 7 c k；x2=0；0 . 2 k；18.37 n z，查齿形系数图 2.4 得：y=0.146， 把以上数据代入( 2.2 )式，得： 47.160 72146 . 0 5 . 22914. 3 5 . 123cos101692 cos2 3 3 3 8 8 kykmz kt cn g w mpa （ 5 ）五档齿轮校核 主动齿轮： 已知： 3 10146 g tn mm； 23；5 . 1 k；5 . 2 n mmm；0 . 7 c k； x1=0.38；2 k；46.38 n z，查齿形系数图 2.4 得：y=0.173，把以上 数据代入 ( 2.2 )式，得： 10.113 72173 . 0 5 . 23014. 3 5 . 123cos101462 cos2 3 3 3 9 9 kykmz kt cn g w mpa 从动齿轮： 已知： 33 1011710 24 30 146 g tn mm； 3 23；5 . 1 k；5 . 2 n mmm； 0 . 7 c k； x2=-0.20；0 . 2 k；77.30 n z， 查齿形系数图 2.4 得： y=0.128， 把以上数据代入( 2.2 )式，得： 12.153 72128 . 0 5 . 22414 . 3 5 . 123cos101172 cos2 3 3 3 10 10 kykmz kt cn g w mpa 对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时， 其许用应力不 超过 180350mpa，以上各档均合适。 2.4.22.4.2 轮齿接触应力校核轮齿接触应力校核 ) 11 (418 . 0 bz j b fe （ 2.3 ） 式中： j 轮齿接触应力（mpa） ； f齿面上的法向力（n） ， coscos 1 f f ； 1 f圆周力（n） ， d t f g 2 1 ； g t计算载荷（nmm） ；d为节圆直径（mm） ； 节点处压力角，为齿轮螺旋角； e齿轮材料的弹性模量 5 101 . 2 （mpa） ； b齿轮接触的实际宽度（mm） ； z ， b 主从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ，直齿轮 sin zz r，sin bb r斜齿轮 2 cos sin z z r ， 2 cos sin b b r ； z r、 b r主从动齿轮节圆半径（mm） 。 表 2.2 变速器齿轮许用接触应力 齿轮 j /mpa 渗碳齿轮液体碳氮共渗 齿轮 一档和倒档1900-2000950-1000 常啮合齿轮和高 档齿轮 1300-1400650-700 将作用在变速器第一轴上的载荷 2 maxe t 作为作用载荷时， 变速器齿 轮的许用接触应力 j 见表 2.2。 （ 1 ）一档齿轮接触应力校核 已知： 3 10146 g tnmm； 20； 23； 5 101 . 2 empa； 15.35 54 13 7322 1 01 h z z admm； 85.110 54 41 7322 2 02 h z z admm； 01.19 23cos 5 . 27 cos ncm k b；mm 17.9030 23cos20cos15.35 101462 coscos 2 3 1 1 d t f g n 37.22 23cos2 20sin85.110 cos2 sin cos sin 09 . 7 23cos2 20sin15.35 cos2 sin cos sin 22 2 2 22 1 2 dr dr b b z z 由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力， 故只计算一个齿 轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷 maxe t作为计算载 荷，将以上数据代入（ 2.3 ）可得： 1790) 37.23 1 09 . 7 1 ( 01.19 101 . 217.9030 418 . 0 5 21 ，j mpa （ 2 ）二档齿轮接触应力校核 已知： 3 10146 g tnmm； 20； 23； 5 101 . 2 empa； 26.43 54 16 7322 3 03 h z z admm； 74.102 54 38 7322 4 04 h z z admm； 01.19 2