毕业设计（论文）-基于吉利博越SUV变速器设计（全套图纸）.pdf

1 第 1 章 变速器传动机构布置方案 1.1 变速器传动机构布置方案分析 机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在 不同形式的汽车上得到广泛应用。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据轴 的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多 轴式变速器。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 发动机基本形式的选择 对于发动机前置前轮驱动的轿车，若变速器传动比小，则常用两轴式变速器。在 设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面： 1、结构工艺性 两轴式变速器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 可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮； 而发动机横置时用圆柱齿轮， 因而简化了制造工艺。 2、变速器的径向尺寸 两轴式变速器输出轴的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有两对齿轮 副。因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器 小得多。 3、变速器齿轮的寿命 两轴式变速器的低挡齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高 得多。因此，小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速器的各前进挡均为常啮合斜 齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因而寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空 转，不影响齿轮寿命。 4、变速器的传动效率 2 两轴式变速器虽然有等于 1 的传动比， 但仍要有一对齿轮传动， 因而有功率损失。 而中间轴式变速器可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动效率较高， 磨损小，噪声也较小。轿车尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，而中、重型 载重汽车则采用中间轴式变速器。 1.2 变速器零部件及传动机构布置方案 1、齿轮的形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱 齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有 轴向力，这对轴承不利。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，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档 和倒挡。本次设计一挡到五挡均采用斜齿圆柱齿轮，倒挡采用直齿圆柱齿轮。 2、换挡的结构形式 变速器换挡机构形式分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。 （1）滑动齿轮换挡 通常采用滑动直齿轮换挡，也有采用斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结 构简单、 紧凑、 容易制造。 缺点是换挡时齿面承受很大的冲击， 会导致齿轮过早损坏， 并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用于一挡和倒挡。 （2）啮合套换挡 用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。用啮合套 换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，它们都不会 过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操纵技术。此外，因增 设了啮合套和常啮合齿轮， 使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。 因此， 这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。 （3）同步器换挡 现代大多数汽车的变速器都采用同步器能保证迅速，无冲击，无噪声换挡，而与 操纵技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。同上述两 种换挡方法相比，虽然它有结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸大。同步环使用寿 命短缺等缺点，但仍然得到广泛应用。由于同步器的广泛应用，寿命问题已得到基本 解决。 上述三种换挡方案，可同时用在一变速器中的不同挡位上，一般倒挡和一挡采用 结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式； 对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套。 轿车要求轻便性和缩短换挡时间，因此采用全同步器变速器，倒挡采用滑动直齿轮。 3 第 2 章 变速器主要参数的选择及设计计算 2.1 变速器设计依据的主要参数 本次设计是根据 HLJIT5H- 100 的技术参数来设计的一种变速器，其具体参数如表 2.1。 表 2.1 变速器的主要技术参数 发动机最大功率 104 kw 车轮型号 155/85 R18 发动机最大转矩 178 Nm 最大功率时转速 5580 r/min 最大转矩时转速 4000r/min 最高车速 184 km/h 总质量 1548kg 2.2 挡数及传动比范围的确定 2.2.1 挡数的确定 变速器的挡数可在 320 个挡位范围内变化，通常变速器的挡数在 6 挡以下，当 挡数超过 6 挡以后，可在 6 挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者 的组合获得多挡变速器。 增加变速器的挡数，能够改变汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越 多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在 使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。 在最低挡传动比不变的条件，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之 间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比值在 1.8 以 下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高挡区相邻挡位之 间的传动比比值，要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。 4 本次设计的变速器采用 5 个前进挡位，1 个倒挡位。 2.2.2 传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通 常是 1.0， 有的变速器最高挡是超速挡,传动比为 0.70.8。 影响最低挡传动比选取的因 素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面 间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。 目前乘用车的传动比范围在 3.04.5 之间，总质量轻的商用车在 5.08.0 之间，其他 商用车则更大。 本次设计的变速器最高挡传动比范围是 0.8。 2.3 变速器各挡传动比的确定 2.3.1 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 T 377.0 ii rn u g a = （2.1） 式中： 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。 初选主减速器传动比： 设五档为最高档： 5g i= 0.7 0.8，取 5g i= 0.8 乘用车主减速器一般 0 i = 3 4.5 主减速器传动比范围：3 4.5 初选 5.3 0 =i 2.3.2 最低挡传动比计算 按最大爬坡度设计， 满足最大通过能力条件， 即用一挡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 5 忽略不计） 。用公式表示如下： )sincos( maxmax 0max +fmg r iiT Tge （2.2） 式中： G 车辆总重量(N)； f 坡道面滚动阻力系数( 0386.0)50(01.010165.0 max =+= a Uf)； 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 变速器传动效率，对于双曲面主减速器，当 0 i 6 时，取=90%， 0 i 6 时， %85=； 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，约 o 7 .16） 由公式（2.2）得： te g iT rfmg i 0max maxmax 1 )sincos(+ （2.3） 已知：m = 1548kg；0386.0=f； o 7 .16 max =；r = 0.360m； maxe T=178 Nm； 5.3 0 =i；g =9.8m/s2；9.0= T ，把以上数据代入（2.3）式： 16.3 9.05.3178 36.0)7.16sin7.16cos0386.0(8.91548 1 = + oo g i 满足不产生滑转条件。即用一挡发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公 式表示如下： G r iiT tge10max te g iT rG i 0max 1 （2.4） 式中： 6 G驱动轮的地面法向反力， %60 1 =gmG； 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。 取 0.6，把数据代入（2.4）式得： 51.3 9.05.3178 36.06.06.08.91548 1 = g i 所以，一挡传动比的选择范围是： 51.316.3 1 g i 初选一挡传动比为 3.5 2.3.3 变速器各挡传动比的分配 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 45.1 8.0 5.3 4 4 5 1 = i i q 41.2 45.1 5.3 1 2 = q i i 66.1 45.1 5.3 22 1 3 = q i i 15.1 45.1 5.3 33 1 4 = q i i 2.4 中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算： 3 1maxgeA iTKA= （2.5） 式中： A 变速器中心距（mm） ； A K 中心距系数，乘用车 A K= 8.99.3； 7 maxe T 发动机最大输出转距为 178（Nm） ； 1 i 变速器一挡传动比为 3.5； g 变速器传动效率，取 96%。 =A 3 96.05.3178)9.3(8.9=74.99 78.36mm 乘用车变速器中心距在 6080mm 范围内变化。初选 A = 77mm。 2.5 外形尺寸确定 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初 步确定。 影响变速器壳体的轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。 乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。 商用车四挡变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： （1）四挡 （2.22.7）A （2）五挡 （2.73.0）A （3）六挡 （3.23.5）A 当变速器选用的挡数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限。为了 检测方便，中心距 A 最好取为整数。 轴向尺寸为（3.03.4）A = 231 271.8mm，取为 270mm。 2.6 齿轮参数确定 1、模数 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。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数，变速器用 齿轮模数的范围如表 2.2。 所选模数值应符合国家标准 GB/T13571987 的规定，如表 2.3。选用时，应优先 选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线 齿形。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车 和总质量 a m在 1.814.0t 的货车为 2.03.5mm；总质量 a m大于 14.0t 的货车为 3.5 5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 8 表 2.2 汽车变速器齿轮的法向模数 n m 车型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 a m/t 1.0V1.6 1.6V2.5 6.0 a m14.0 a m14.0 模数 n m/mm 2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00 表 2.3 汽车变速器常用的齿轮模数（mm） 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.50 轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表 2.2 选取一档模数为 5 .2= n m ，二道 五档模数为 0.2= n m，倒档模数为0.3= n m，由于轿车对降低噪声和振动的水平 要求较高，所以一挡到五挡均采用斜齿轮，倒挡采用直齿轮。 2、压力角 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 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应注意它对齿轮工作噪 声、轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮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。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应 提高。不过当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因 此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以 1525为宜； 而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： （1）乘用车变速器 1）两轴式变速器为 2025 2）中间轴式变速器为 2234 （2）货车变速器：1826 本设计初选螺旋角，一档=20，二档=21，三档=20，四档=22，五档 9 =21。 4、齿宽 在选择齿宽时，应该注意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。 通常根据齿轮模数 m( n m)的大小来选定齿宽： （1）直齿 b= c km, c k为齿宽系数，取为 4.58.0； （2）斜齿轮 b= c k n m， c k取为 6.08.5。 斜齿 c k取为 8.0 一挡 c k取 8 205.28= ncm kb mm 二、三、四、五挡 c k取 8 1628= ncm kbmm 直齿倒挡 c k取 7 2137= ncm kbmm 5、齿顶高系数 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。 2.7 各挡齿轮齿数的分配 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方 案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数， 以使齿面磨损均匀。如图 2.1 是本次设计的变速器的传动方案。 10 图 2.1 变速器的传动示意图 2.7.1 确定一挡齿轮的齿数及齿轮参数 1、一挡齿轮参数 86.12 )15.3(5.2 20cos772 )1( cos2 1 1 = + = + = gn im A z 13 465.313 12 =qzz 54.3 13 46 1 2 1 = z z ig 取整得 46。轿车 1 z可在 1217 之间选取，取 12，则34 2 =z。则一挡传动比为： 54.3 13 46 1 2 1 = z z ig 2、对中心距 A 进行修正 mm mz A nh 48.78 20cos2 5.259 cos2 = = 取整得 0 A= 78 mm， 0 A为标准中心矩。 3、分度圆直径 11 mm zm d n 59.34 20cos 135.2 cos 1 1 = = = mm zm d n 38.122 20cos 465.2 cos 2 2 = = = 4、端面模数 mm m m n t 66.2 20cos 5.2 cos = = 5、端面压力角 t 1 cos tan tan n t = t =19.16 6、端面啮合角 t tt A A coscos 0 = t =21.17 7、变位系数和 384.0 20tan2 )16.1917.21()4613( tan2 )( 21 = + = + = invinv invinvzz x n tt 8、当量齿数比 54.3 13 46 1 2 = z z U 查机械设计手册 ，42.0 1 =x, 036.0 2 =x 9、齿顶降低系数 016.0 5.2 48.7878 384.0 = = = n n m AA x 10、 齿顶高 12 mmmxfh nna 59.35.2)016.042.00.1()( 101 =+=+= mmmxfh nna 45.25.2)016.0036.00.1()( 202 =+=+= 11、 齿根高 径向间隙系数：5.05.22.02.0= n mc mmmxcfh nf 70.25.2)042.05.00.1()( 101 =+=+= mmmxcfh nf 84.35.2)036.05.00.1()( 101 =+=+= 12、 齿顶圆直径 mmhdd aa 77.4159.3259.342 111 =+=+= mmhdd aa 28.12745.2238.1222 222 =+=+= 13、 齿根圆直径 mmhdd ff 19.297.2259.342 111 = mmhdd ff 70.11445.2238.1222 222 = 14、 当量齿数 98.15 20cos 13 cos 33 1 1 = = z zn 5.56 20cos 46 cos 33 2 2 = = z zn 2.7.2 确定二挡齿轮的齿数及齿轮参数 1、二挡齿轮参数 25.21 )141.2(2 21cos782 )1( cos2 3 3 = + = + = gn im A z 21 61.5041.221 234 = g izz 51 43.2 21 51 4 3 2 = z z ig 2、对中心距 A 进行修正 13 mm mz A nh 12.77 21cos2 2)5121( cos2 = + = 3、分度圆直径 mm zm d n 98.44 21cos 212 cos 3 3 = = = mm zm d n 26.109 21cos 512 cos 4 4 = = = 4、端面模数 mm m m n t 14.2 21cos 2 cos = = 5、端面压力角 t cos tan tan n t = t =21.30 6、端面啮合角 t tt A A coscos = t =22.90 7、变位系数和 46.0 20tan2 )30.2190.22()5121( tan2 )( 43 = + = + = invinv invinvzz x n tt 8、当量齿数比 43.2 21 51 3 4 = z z U 查机械设计手册 ，4.0 3 =x, 06.0 4 =x 9、齿顶降低系数 14 02.0 2 15.7778 46.0 = = = n n m AA x 10、 齿顶高 mmmxfh nna 76.22)02.04.00.1()( 303 =+=+= mmmxfh nna 08.22)02.006.00.1()( 404 =+=+= 11、 齿根高 径向间隙系数：4.022.02.0= n mc mmmxcfh nf 0.22)4.04.00.1()( 303 =+=+= mmmxcfh nf 68.22)06.04.00.1()( 404 =+=+= 12、 齿顶圆直径 mmhdd aa 5.5076.2298.442 333 =+=+= mmhdd aa 42.11308.2226.1092 444 =+=+= 13、 齿根圆直径 mmhdd ff 98.400.2298.442 333 = mmhdd ff 42.10392.2226.1092 444 = 14、 当量齿数 89.20 21cos 21 cos 33 3 3 = = z zn 62.51 21cos 51 cos 33 4 4 = = z zn 2.7.3 确定三挡齿轮的齿数及传动比 1、三挡传动比 55.27 )166.1(2 20cos782 )1( cos2 3 5 = + = + = gn im A z 27 82.4466.127 356 = g izz 45 15 66.1 27 45 5 6 3 = z z ig 2、对中心距 A 进行修正 mm mz A nh 62.76 20cos2 2)2745( cos2 = + = 3、分度圆直径 mm zm d n 47.57 20cos 272 cos 5 5 = = = mm zm d n 90.97 20cos 462 cos 6 6 = = = 4、端面模数 mm m m n t 13.2 20cos 2 cos = = 5、端面压力角 t cos tan tan n t = t =21.17 6、端面啮合角 t tt A A coscos = t =23.65 7、变位系数和 73.0 20tan2 )17.2165.23()4527( tan2 )( 65 = + = + = invinv invinvzz x n tt 8、当量齿数比 16 66.1 27 45 5 6 = z z U 查机械设计手册 ，43.0 5 =x, 3.0 6 =x 9、齿顶降低系数 04.0 = = n n m AA x 10、 齿顶高 mmmxfh nna 78.22)04.043.00.1()( 505 =+=+= mmmxfh nna 52.22)04.03.00.1()( 606 =+=+= 11、 齿根高 径向间隙系数：4.022.02.0= n mc mmmxcfh nf 94.12)43.04.00.1()( 505 =+=+= mmmxcfh nf 2.22)3.04.00.1()( 606 =+=+= 12、 齿顶圆直径 mmhdd aa 03.6378.2247.572 555 =+=+= mmhdd aa 94.10252.229.972 666 =+=+= 13、 齿根圆直径 mmhdd ff 59.5394.1247.572 555 = mmhdd ff 5.932.229.972 666 = 14、 当量齿数 54.32 20cos 27 cos 33 5 5 = = z zn 23.54 20cos 54 cos 33 6 6 = = z zn 2.7.4 确定四挡齿轮的齿数及齿轮参数 17 1、四挡齿轮参数 64.33 )115.1(2 22cos782 )1( cos2 4 7 = + = + = gn im A z 33 69.3815.133 478 = g izz 39 18.1 33 39 7 8 4 = z z ig 2、对中心距 A 进行修正 mm mz A nh 65.77 22cos2 2)3933( cos2 = + = 3、分度圆直径 mm zm d n 18.71 22cos 332 cos 7 7 = = = mm zm d n 13.84 22cos 392 cos 8 8 = = = 4、端面模数 mm m m n t 16.2 22cos 2 cos = = 5、端面压力角 t cos tan tan n t = t =21.43 6、端面啮合角 t tt A A coscos = t =22.08 7、变位系数和 18 188.0 20tan2 )43.2108.22()3933( tan2 )( 87 = + = + = invinv invinvzz x n tt 8、当量齿数比 18.1 33 39 7 8 = z z U 查机械设计手册 ，11.0 7 =x, 078.0 8 =x 9、齿顶降低系数 013.0 = = n n m AA x 10、 齿顶高 mmmxfh nna 19.22)013.011.00.1()( 707 =+=+= mmmxfh nna 13.22)013.0078.00.1()( 808 =+=+= 11、 齿根高 径向间隙系数：4.022.02.0= n mc mmmxcfh nf 58.22)11.04.00.1()( 707 =+=+= mmmxcfh nf 64.22)078.04.00.1()( 808 =+=+= 12、 齿顶圆直径 mmhdd aa 56.7519.2218.712 777 =+=+= mmhdd aa 85.7813.2213.842 888 =+=+= 13、 齿根圆直径 mmhdd ff 02.6658.2218.712 777 = mmhdd ff 85.7864.22-13.842 888 = 14、 当量齿数 19 40.41 22cos 33 cos 33 7 7 = = z zn 93.48 22cos 39 cos 33 8 8 = = z zn 2.7.5 确定五挡齿轮的齿数及齿轮参数 1、五挡齿轮参数 4.40 )18.0(2 21cos782 )1( cos2 5 9 = + = + = gn im A z 40 328.040 5910 = g izz 8.0 40 32 9 10 5 = z z ig 2、对中心距 A 进行修正 mm mz A nh 12.77 21cos2 2)3240( cos2 = + = 3、分度圆直径 mm zm d n 69.85 21cos 402 cos 9 9 = = = mm zm d n 55.68 21cos 402 cos 10 10 = = = 4、端面模数 mm m m n t 14.2 21cos 2 cos = = 5、端面压力角 t cos tan tan n t = t =21.30 6、端面啮合角 t 20 tt A A coscos = t =22.90 7、变位系数和 46.0 20tan2 )30.2190.22()3240( tan2 )( 109 = + = + = invinv invinvzz x n tt 8、当量齿数比 8.0 40 32 9 10 = z z U 查机械设计手册 ，4.0 9 =x, 06.0 10 =x 9、齿顶降低系数 02.0 = = n n m AA x 10、 齿顶高 mmmxfh nna 78.22)02.04.00.1()( 909 =+=+= mmmxfh nna 52.22)04.03.00.1()( 60 =+=+= 11、 齿根高 径向间隙系数：4.022.02.0= n mc mmmxcfh nf 0.22)4.04.00.1()( 909 =+=+= mmmxcfh nf 68.22)06.04.00.1()( 10010 =+=+= 12、 齿顶圆直径 mmhdd aa 21.9176.2269.852 999 =+=+= mmhdd aa 71.7208.2255.682 101010 =+=+= 13、 齿根圆直径 21 mmhdd ff 69.810.2269.852 999 = mmhdd ff 19.6308.2255.682 101010 = 14、 当量齿数 16.49 21cos 40 cos 33 9 9 = = z zn 33.39 21cos 32 cos 33 10 10 = = z zn 2.7.6 确定倒档主动齿轮与惰轮的齿轮参数 1、倒档齿轮参数 初选15,21 1113 =zz 2、中心距 A mmzzmA n 54)1521(3 2 1 )( 2 1 1113 =+=+= mmdAd a 5.10215.5278212 11 12 = 3、分度圆直径 mmzmd n 45153 1111 = mmzmd n 63213 1313 = 4、端面压力角 t nt tantan= t =20 5、齿轮变位系数 查机械设计手册 ，直齿齿轮 25.0 11 =x，25.0- 12 =x，25.0 13 =x 6、齿顶高 mmmxfh na 75.33）25.00.1()( 11011 =+=+= mmmxfh na 25.23）25.0-0.1()( 13013 =+= 7、齿根高 22 径向间隙系数：5.0225.025.0= n mc mmmxcfh nf 5.43)25.05.00.1()( 11011 =+=+= mmmxcfh nf 63)25.05.00.1()( 13013 =+=+= 8、齿顶圆直径 mmhdd aa 5.5275.32452 111111 =+=+= mmhdd aa 5.6725.2262 131313 =+=+= 9、齿根圆直径 mmhdd ff 5.5275.32452 111111 = mmhdd ff 5.6725.22632 131313 = 2.7.7 确定倒档从动齿轮和惰轮的齿轮参数 1、 中心距 A 初选100 12 = a dmm mmzzmA n 78)3121(3 2 1 )( 2 1 1213 =+=+= 3、分度圆直径 mmzmd n 93313 1212 = 4、端面压力角 t nt tantan= t =20 5、齿顶高 mmmxfh na 75.33）25.00.1()( 12012 =+=+= 6、齿根高 径向间隙系数：5.0225.025.0= n mc mmmxcfh nf 5.43)25.075.00.1()( 12012 =+=+= 23 7、齿顶圆直径 mmhdd aa 5.10075.32962 121212 =+=+= 8、齿根圆直径 mmhdd ff 875.42962 121212 = 第 3 章 变速器主要结构元件的设计与计算 3.1 齿轮损坏的原因及形式 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） 、齿面胶合以及 移动换挡齿轮端部破坏。 齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡圆角处又有应力集中，故当齿 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。而常见的断裂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 24 劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器低挡小齿轮由于载荷 大而齿数少、齿根较弱，其主要的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。啮合时由于齿面的相互挤压，使 充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大 量的扇形小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生载荷，甚至可能引起轮齿 折断。通常是靠近节圆根部齿面处的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。 3.2 齿轮材料的选择原则 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但 是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯 软。 2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于 大齿轮，且使两轮硬度差在 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不 同钢号材料。 3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： 5.3 法 m 时渗碳层深度 0.81.2 5.3 法 m 时渗碳层深度 0.91.3 5 法 m 时渗碳层深度 1.01.3 表面硬度 HRC5863；心部硬度 HRC3348 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2，表面硬度 HRC4853。 对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用 25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A 等 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，细化材料晶面 粒。 3.3 计算各轴的转矩 发动机最大扭矩为 100N m，功率最高转速 5700r/min，齿轮传动效率 99%，离合 器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 25 输入轴 承离max e TT = 10099%96% = 99 N.m 输出轴 一挡 1齿承1g iTT= 990.960.993.5 = 562.73 N.m 二挡 2齿承2g iTT= 990.960.992.41 = 193 N.m 三挡 3齿承3g iTT= 990.960.991.66 = 141.1 N.m 四挡 4齿承4g iTT= 990.960.991.15 = 266.89 N.m 五挡 5齿承5g iTT= 990.960.990.8 = 128.62 N.m 倒挡 1齿承1gRR iTT= 990.960.991.62 = 260.46 N.m 1齿承2gRR iTT= 990.960.991.71 = 174.93 N.m 3.4 齿轮强度计算 3.4.1 齿轮弯曲强度校核 直齿轮弯曲应力 w = yKzm KKT c fg 3 2 （3.1） 式中： w 弯曲应力（M a P） ； g T计算载荷（Nmm） ； K应力集中系数； K= 1.5； f K摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合上的摩擦力的方向不同，对弯曲应 力影响也不同：主动齿轮 f K=1.1，从动齿轮 f K=0.9； m模数； y齿形系数，如图 3.1 所示； c K齿宽系数：直齿 c K=4.58.0。 斜齿轮弯曲应力 w = KyKzm KT cn g 3 cos2 （3.2） 式中： g T计算载荷（Nmm） ； 斜齿轮螺旋角（） ； K应力集中系数； K=1.50 z齿数； n m法面模数； y齿形系数，可按当量齿数 K重合度影响系数，K c K齿宽系数：斜齿 c K=6.0 当计算载荷 g T取作用到变速器第一轴上的最大转矩时 档齿轮，许用应力在 180350M 许用应力在 400850 M a P，即 1、一挡主从动齿轮弯曲应力 26 ） ； =1.50； 可按当量齿数 n z= 3 cos z 在图 3.1 中查得； K=2.0； =6.08.5，取 c K=8。 取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高 350M a P范围，即 w =180350M a P，一挡、倒挡直齿轮 w =400850M a P。 图 3.1 齿形系数图 对乘用车常啮合齿轮和高 倒挡直齿轮 27 （1）一挡主动齿轮弯曲应力 1w = KKymz KT cn1 3 1 cos2 = 22.8162.05.213 5.120cos1017.1692 3 3 = 281.29 a MP w （2）一挡从动齿轮弯曲应力 2w = KKymz KT cn2 3 2 1 cos2 = 28156.05.246 5.120cos1073.5622 3 3 =281.47 a MP w 2、二挡主从动齿轮弯曲应力 （1）二挡主动齿轮弯曲应力 3w = KKymz KT cn3 3 3 cos2 = 22.8164.0221 5.121cos1017.1692 3 3 = 333.77 a MP w （2）二挡从动齿轮弯曲应力 4w = KKymz KT cn4 3 4 cos2 = 28158.0251 5.121cos1048.3872 3 3 = 334.92 a MP w 3、三挡主从动齿轮弯曲应力 （1）三挡主动齿轮弯曲应力 5w = KKymz KT cn5 3 5 cos2 = 22.8171.0227 5.120cos1017.1692 3 3 = 250.61 a MP w （2）三挡从动齿轮弯曲应力 6w = KKymz KT cn6 3 6 cos2 = 28171.0245 5.120cos1089.2662 3 3 = 243.15 a MP w 4、四挡主从动齿轮弯曲应力 （1）四挡主动齿轮弯曲应力 7w = KKymz KT cn7 3 7 cos2 = 22.8158.0233 5.122cos1017.1692 3 3 = 221.11 a MP w （2）四挡从动齿轮弯曲应力 8w = KKymz KT cn8 3 8 cos2 = 28159.0239 5.122cos1017.1692 3 3 = 207.56 a MP w 5、五挡主动齿轮弯曲应力 （1）五挡从动齿轮弯曲应力 28 9w = KKymz KT cn9 3 9 cos2 = 22.8173.0240 5.121cos1017.1692 3 3 = 189.06 a MP w （2）五挡从动齿轮弯曲应力 10w = KKymz KT cn10 3 10 cos2 = 28152.0232 5.121cos105.752 3 3 = 184.17 a MP w 6、倒挡齿轮 11，12，13 的弯曲应力 c f w Kymz KTK 11 3 11 11 2 = 91.6153.0313 5.11.11017.1692 3 3 = 478.86 a MP w cn R w Kymz KKT 12 3 12 f1 12 2 = 91.615.0336 5.11.11046.2602 3 3 = 481.59 a MP w cn R w Kymz KKT 13 3 13 f1 13 2 = 91.6145.0321 5.11.11093.2742 3 3 = 508.34 a MP w 3.4.2 齿轮接触应力校核 轮齿接触应力 j =0.418 ) 11 ( bz b FE +=0.418 ) 11 ( coscos 2 bz g bd ET + （3.3） 式中： j 轮齿的接触应力（