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机械毕业设计全套
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CL02-049@现代SUV变速器设计,机械毕业设计全套
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User U s e r U nts 黲nts 本科 学 生 毕业设计 现代 SUV 变速器设计 院系 名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 07-6 班 学生姓名： 仇志超 指导教师： 田芳 职 称： 实验师 黑 龙 江 工 程 学 院 二一一 年六月 nts The Graduation Design for Bachelors Degree The Modern SUV Gearbox Designs Candidate： Qiu Zhichao Specialty： Vehicle Engineering Class： 07-6 Supervisor： Test a member. Tian Fang Heilongjiang Institute of Technology 2011-06 Harbin nts 1 第 1章 绪 论 1.1 目的意义 21世纪，汽车工业成为中国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统部件的设计需求旺盛。随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一，变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。可以说，变速器是伴随着汽车工业出现的必然产物，是汽车上的必需品 。在完成了最基本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。 变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。在完成了最基本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动 噪声等在很大程度上取决于变速器的性能。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。 变速器由变速传动机构和操纵机构组成，对变速器设计的基本要求如下： 1、车有必要的动力性和经济性。 2、设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3、设置倒 挡，使汽车能倒退行驶。 4、设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 5、换挡迅速、省力、方便。 6、 工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 满足汽车有必 要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡nts 2 传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。 1.2 国内外研究现状 我国的汽车及各种车辆的零部件产品在性能和质量上和发达国家存在着一定的差距，其中一个重要原因就是设计手段落后，发达国家在机械产品设计上早已进入了分析设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计、可靠性设计等应用到产品设计中，采用机械 CAD 系统在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查，实现三维设计，大大地提高产品设计的一次成 功率，减少了试验费用，缩短了产品更新周期。 目前，国内 外 普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性 3。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。 机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高 2。 1.3 研究的基本内容，拟解决的主要问题 本设计的变速器是在北京现代变速器的参数基础上 ， 在给定 发动机输出转矩、转速及最高车速、主减速比等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。 1、对变速器传动机构的分析与选择。 通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。 2、 变速器主要参数的选择 变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。 3、变速器齿轮强度的校核 变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。 4、轴的基本尺寸的确定及强度计算与校核。 5、轴承 ,同步器的选择。 1.4 本章 小结 本次设计主要是查阅机械式变速器设计的相关文件，结合书中关于变速器设计的相关知识，在指导老师的指导下进行自主设计。通过对相关资料的查阅对机械式变速器有一个整体的认识。 nts 3 第 2章 变速器结构方案的确定 2.1 变速器传动方案的确定 机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。 与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间挡位因只经一对齿轮传动动力，故传动效率高同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮 和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。还有，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计的很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器与输出轴的转动方向相同。 由于此次设计的 北京现代途胜 变速器驱动形式属于发动机 前置前 轮驱动， 所以选择两轴式变速器。 两轴式变速器因轴与轴承数少，所以有结构简单、论过尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双 曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮。变速器的一档或倒档因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，应该布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良状况，然后按照从低档到高挡的顺序布置各档齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。常用档位的齿轮因接触应力过高而易造成表面点蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的两端支撑中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转较小，齿轮可保持较好的啮合状态，以减少偏 载并提高齿轮寿命。 2.2 倒挡布置方案 与前进挡位比较，倒档使用流程不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中加入一个中间传动齿轮的方案。 图 2.1b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难； 此前 方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图 2.1e所示方案nts 4 是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长； 图 2.1 倒档布置方案 2.3 零部件结构方案分 析 2.3.1 齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计 除了倒档其他 选用斜齿轮。 变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。 齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度 b （图 2.2）影响齿轮强度6。要求尺寸 b 应该大于或等于轮齿危险 断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸 C ，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求： 2)4.12.1( dC （ 2.1） 2d 花键内径。 为了减小质量，轮辐处厚度 应在满足强度条件下设计得薄些。图 2.1中的尺寸 1D可取为花键内径的 1.25 1.40倍。 nts 5 图 2.2 变速器齿轮尺寸控制图 齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在 40.080.0aa RRm 范围内选用。要求齿轮制造精度不低于 7级。 2.3.2 变速器轴 变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。 用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良 好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易 7。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与 8.0aRm ，硬度不低于 58 63HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同 步器上的轴套常用渐开线花键连接。 2.3.3 变速器轴承选择 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 8。 变速器中采用圆锥滚子轴承有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点 。 由于本设计的变速器为 两轴 变速器，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 圆柱滚子轴承 。 nts 6 2.4 变速器操纵机构布置方案 根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求 9：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。 变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵 输入轴 上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。 用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。 1、直接操纵式手动换档变速器 当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变 速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。 2、换挡机构 变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。 常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应 用。 使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。 通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计 除倒档外其他 档位均选用同步器换档。 3、防脱档设计 互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有： （ 1）互锁销式 如 图 2.3 是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。 如 图 2.3， a 为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图 2.3， b、 c、 d 为某一叉nts 7 轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。 图 2.3 互锁销式互锁机构 （ 2）摆动锁块式 如 图 2.4 为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分 A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。 （ 3）转动钳口式 如 图 2.5 为与上述锁 块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕 A 轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用 11。 图 2.4 摆动锁块式互锁机构 图 2.5 转动钳口式互锁机构 操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构 。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。 锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。 倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。 自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。 2.5 本章小结 本章主要是研究了变速器的传动机构和操控机构的类型，分析了它们的优缺点，并针对本次设计的车型以及性能要求选取一种最为适合的传动和操控方案。 nts 8 第 3 章 变速器主要参数的选择 3. 1 变速器各档传动比的确定 根据变速器（二轴式）设计所选择的乘用车车基本参数如下表 表 3.1 设计基本参数 1、 变速器挡位选择 增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。 在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在 1.8以下 ,该制约小换挡工作越容易进行。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。 近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用 4-5个挡位，级别高的轿车变速器多用 5 个挡，货车变速器采用 4-5 个挡位或多挡。装载质量在2-3.5T 的货车采用 5 挡变速器，装载质量在 4-8T 的货车采用 6 挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。选用的是 5挡变速器。 2、 传动比范围确定 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最 高车速和使用条件等因素有关。 目前轿车的传动比范围在 3-4之间，轻型货车在 5-6之间，其他货车则更大。 轿车的传动比范围为 3.6： 1 3、 各挡传动比的确定 项目 参数值 发动机 功率 ： 104KW 最高车速 : 173Km/h 转矩： 188N M 总质量 ： 2123Kg 转矩转速： 4000r/min 车轮： 215/65 R16 功率转速： 6000r/min nts 9 oga m an iirnu53 7 7.0 （ 3.1） amanu 最高车速， amanu =173km/h r 车轮半径， r= 0.29n 功率转速 ， n=4000r/min 0i 主减速器传动比 5gi 最高挡传动比 ago uirni 377.0=1737.0 33.06000377.0 au=4.64 4、 最低档传动比的计算 按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求最大坡角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）用公式表示为 ： （ 3.2） 式中：为 G 为车辆总质量（ N）， f 为坡道面滚动阻力系数（沥青路面中 f =0.010.02），m a x e T为发动机最大扭矩（ Nm）， r 为传动效率（ 0.85 0.90），m a x 为最大爬坡度（一般轿车要求爬上 30%的坡，大约 16.7）。 由上式可得：roeg iTrmgm g fi m a xm a xm a x1 )s inc o s(=95.064.4188 4.1649334295.0)287.0958.001.0( x=3.58 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。 公式表示为： nrgoe Frii 1m a xT （ 3.3） 即：roeng i rFi max1 T（ 3.4） 式中：nF为驱动轮的地面法向反力，nF= gm1 ； 取 0.75。 43.495.064.4188 29.075.08.921231 gi 所以一档传动比的选择范围是 43.458.31 gi（ 3.5） 式中： q 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为 m a xm a xm a x s inc o s GGfriiT rgoe qiiiiiiiigggggggg 54433221nts 10 15 gi ， 41 qig 41.1q 所以各挡传动比与 挡传动比的关系为 41 gi ， 828.22 gi ， 00.23 gi ， 414.14 gi ， 15 gi 3.2 中心距的确定 初选中心距时，可根据下述经验公式 31max geA iTKA （ 3.6） 式中： A 变速器中心距（ mm）； AK 中心距系数，乘用车： AK =8.9 9.3，商用车： AK =8.6 9.6，取 8.9 ； maxeT 发动机最大转矩（ N.m）； 1 i 变速器一挡传动比，1gi=4； g 变速器传动效率，取 96% ；maxeT 发动机最大转矩，maxeT=188N.m 。 则， 31max geA iTKA = 3 %9641889.8 =79.84（ mm） 取中心距 A =79.84mm。 乘用车变速器的中心距在 6580之间变化。 3.3 齿轮参数 1、 模数 对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量am在 1.8 14.0t 的货车为 2.03.5mm；总质量am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。表 3.2 汽车变速器齿轮法向模数 车型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 am /t 1.0 V1.6 1.6 V2.5 6.0 am 14.0 am 14.0 模数nm/mm 2.25 2.75 2.75 3.00 3.50 4.50 4.50 6.00 nts 11 表 3.3 汽车变速器常用齿轮模数 根据表 3.2及 3.3，齿轮的模数定为 3mm，啮合套和同步器的模数定为 3mm。 2、 压力角 为 20；螺旋角 轿车变速器螺旋角： 18 26 3、 齿宽 b 直齿 mkbc，ck为齿宽系数，取为 4.5 8.0，取 6.0； 斜齿ncmkb，ck取为 6.0 8.5，取 7。 3.4 各挡齿轮齿数的分配 1-一轴一挡齿轮 2-二轴一挡齿轮 3-一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮 5-一轴轴三挡齿轮 6-二轴三挡齿轮 7-一轴四档齿轮 8-二轴四档齿轮 9-一轴五档齿轮 10-二轴五档齿轮 11-一轴倒档 12-二轴倒档齿轮 13-倒档齿轮 图 3.1 变速器传动示意图 如图 3.1所示为变速器的传动示意图。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。 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 nts 12 图 3.2 变位系数的选择原则 1、 确定一挡齿轮的齿数 取模数 nm =3 螺旋角 = 020 齿宽系数 kc =7 nmAzz cos221 112 gizz （ 3.7） z1=35 z2=15 2、 对中心距 进行修正 81.7922c o s2 3)3515(c o s2 )( 21, nmzzA mm 3、 变位系数的确定 对一挡齿轮进行角度变位： c o s/ta nta n nt ot 17.21 啮合角 tt AA coscos , = 17.21cos84.79 81.79 ,t =21.23 变位系数之和 21 xx =ntt inv ainvzzta n2)( 21 = 20ta n2 17.2123.2150 ）（ in vin v =0.02 03.01 nx 01.01 nx 01.03 81.7984.79 nn m AAy01.001.002.0 nn yxnynts 13 4、 计算分度圆直径 分度圆直径 74.1 1 120c o s 335c o s11 nmzdmm 89.472 12 dAd mm 5、 计算分度圆直径 齿根高 nf mcfh )( 0 =3.69 mm 齿顶高 nn mcfh )( 0 =3.03 mm 节圆直径 1.1121 d mm 2d =47.9 mm 齿顶圆直径 aa hdd 11 8.117 mm aa hdd 22 95.53 mm 齿根圆直径 af hdd 11 36.104 mm af hdd 22 51.40 mm 6、 确定其它各挡的齿数 1、二档齿轮 模数 3， 取 20 ， 齿宽 kc =7 nmazz cos243 19,30 43 zz 22.7820c o s2 )3019(3c o s2 )( 43 zzmA n c o s/t a nt a n nt ot 17.21 17.21c o s84.79 22.78c o sc o s tt AA 99.23t 查表得 553.0 xn 3.0,2 5 3.0 43 nn xx 54.03 22.7884.79 nn m AAy 013.054.0553.0 nnn yxy 二档齿轮基本尺 寸 分度圆直径 78.95co s33 nmzd66.602 34 dad nts 14 齿顶高 nn mcfh )( 0 =4.62 mm 齿根高 nf mcfh )( 0 =0.697 mm 节圆直径 62.47)1/(2 23 iad mm 25.90324 did mm 齿顶圆直径 aa hdd 33 06.105 mm aa hdd 44 9.69 mm 齿根圆直径 af hdd 33 386.94 mm af hdd 44 266.59 mm 7、确定三挡齿轮的齿数 三档齿轮 模数 3， 取 20 ， 齿宽 kc =7 nmazz c os265 246,275 zz 41.8120c o s2 )2427(3c o s2 )65( zzmA n c o s/ta nta n nt ot 17.21 17.21c o s84.79 41.81c o sc o s tt AA 04.18t 65 xx =ntt invainvzzta n2)( 65 =-0.436 454.0,018.0 65 nn xx 523.0 nn m AAy 097.0 nnn yxy A mzz n2 )(c o s 65 o4.24 分度圆直径 198.86c o s55 nmzd 6 2 1.762 56 dAd 齿顶高 nn mcfh )( 0 =1.43 mm nts 15 齿根高 nf mcfh )( 0 =05.03 mm 节圆直径 7.84)1/(2 35 iAd mm 3.75536 did mm 齿顶圆直径 aa hdd 55 =89.06 mm aa hdd 66 =79.48 mm 齿根圆直径 af hdd 55 =76.14 mm af hdd 66 =66.57 mm 8、 确定四挡齿轮的齿数 四档齿轮 模数 3， 取 20 ， 齿宽 kc =7 nmAzz c o s287 298,227 zz 81.79c o s2 )87( zzmA n c o s/ta nta n nt ot 17.21 啮合角 tt AA co sco s , = 17.21cos84.79 81.79 ,t =21.23 87 xx =ntt inv ainvzzta n2)( 87 =0.016 016.07 nx 08nx 01.03 81.7984.79 nn m AAy 006.0 nn yxny 分度圆直径 24.70co s77 nmzd56.66728 dAd 齿顶高 nn mcfh )( 0 =3.3 mm 齿根高 nf mcfh )( 0 =3.7 mm 节圆直径 26.70)14/(27 iAd mm nts 16 42.898 d mm 齿顶圆直径 aa hdd 77 =76.84 mm aa hdd 88 99.95 mm 齿根圆直径 af hdd 77 142.76 mm af hdd 88 =81.986 mm 9、确定五挡齿轮的齿数 五档齿轮 模数 3， 取 20 ， 齿宽 kc =7 nmAzz c os2109 3210,189 zz 81.79c o s2 )109( zzmA n 啮合角tt AA coscos , = 17.21cos84.79 81.79 ,t =21.23 109 xx =ntt inv ainvzzta n2)( 109 = 0.016 1.09 nx 084.010 nx 01.0 nn m AAy 006.0 nn yxny 分度圆直径 47.57co s99 nmzd16.1 0 27210 dAd 齿顶高 nn mcfh )( 0 =3.3 mm 齿根高 nf mcfh )( 0 =3.7 mm 节圆直径 32.38)15/(29 iAd mm 19.10210 d mm 齿顶圆直径 aa hdd 99 =64.07 mm aa hdd 1010 76.108 mm 齿根圆直径 af hdd 99 07.50 mm af hdd 1010 =94.76 mm nts 17 10、 确定倒挡齿轮齿数（直齿） 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮 12Z 的齿数一般在 21 23之间，初选12Z =21 41111312111312 izzzzzzi 倒 为了保证齿轮 12 和 13的齿顶圆之间应保持有 0.5mm以上的间隙 84.795.022 1311 Add aa 42,21,11 131211 zzz 82.311421113 zzi倒 402 )( 1211 mzzA mm 75.782 )( 1312 mzzA mm 分度圆直径 5.271111 mzd mm 5.521212 mzd mm 1 0 51313 mzd mm 齿顶圆直径 5.322 *1111 mhdd aa mm 5.572 *1212 mhdd aa mm 1102 *1313 mhdd aa mm 齿根圆直径 25.21)(2 *1111 mchdd naf mm 25.46)(2 *1212 mchdd naf mm 75.98)(2 *1313 mchdd naf mm 3.5 变速器轮齿强度计算 发动机最大扭矩为 188N m，最高转速 6000r/min，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 输入轴 1T =承离 maxeT=18899%96%=179N.m 输出 轴 一挡1111 giTT 齿承 =1790.960.9935/15=396N.m 二挡2112 giTT 齿承 =1790.960.9930/19=268N.m 三挡3113 giTT 齿承 =1790.960.9927/24=191N.m nts 18 四挡4114 giTT 齿承 =1790.960.9922/28=133N.m 五挡5115 giTT 齿承 =1790.960.9918/32s=96N.m 倒挡 倒齿承倒 i1 TT =1790.960.993.3.82=649 N.m 3.5.1 齿轮弯曲强度计算 1、直w齿轮弯曲应力 图 3.3 齿形系数图 yzKmKKTcfgw32 （ 3.7） 式中：w 弯曲应力（ MPa）； gT 计算载荷（ N.mm） ； K 应力集中系数，可近似取K=1.65； fK 摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮fK=1.1，从动齿轮fK=0.9； b 齿宽（ mm）； m 模数； y 齿形系数，如图 4.1。 当计算载荷gT取作用到变速器第一 轴上的最大转矩maxeT时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400 850MPa，货车可取下限，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、斜齿轮弯曲应力wnts 19 KyKzm KTcngw3cos2 （ 3.8） 式中：gT 计算载荷（ Nmm ）； nm 法向模数（ mm）； z 齿数； 斜齿轮螺旋角（）； K 应力集中系数，K=1.50； y 齿形系数，可按当量齿数 3coszz n 在图中查得； cK 齿宽系数cK=7.0 K 重合度影响系数，K=2.0。 当 计算载荷gT取作用到变速器第一轴上的最大转矩maxeT时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180 350MPa范围，对货车为 100 250MPa。 1、计算一挡齿轮 1， 2的弯曲应力 1z =35， 2z =15， 6ck 主动齿轮 KKymz KTcnw 1311111 cos2=194.91MPa180 350MPa 从动齿轮 KKymz KTcnw 2322112 cos2=103.69MPa180 350MPa 2、计算二挡齿轮 3， 4的弯曲应力 3z=30， 4z =19， 6ck主动齿轮 KKymz KTcnw 3332123 co s2=193.99MPa180 350MPa 从动齿轮 KKymz KTcnw 4342124 cos2=115.77MPa180 350MPa 3、计算三挡齿轮 5， 6的弯曲应力 5z=27，6z=24， 6ck主动齿轮 KKymz KTcnw 5353135 co s2=144.71MPa180 350MPa 从动齿轮 KKymz KTcnw 6363136 cos2=128.63MPa180 350MPa 4、计算四挡齿轮 7， 8的弯曲应力 7z=22，8z=28， 6cknts 20 主动齿轮 KKymz KTcnw 7374147 co s2=121.60MPa180 350MPa 从动齿轮 KKymz KTcnw 8384148 co s2=165.59MPa180 350MPa 5、计算五挡齿轮 9， 10的弯曲应力 9z=18，10z=32， 6ck主动齿轮 KKymz KTcnw 9395159 cos2=209.72MPa180 350MPa 从 动齿轮 KKymz KTcnw 1031051510 c o s2=105.29MPa180 350MPa 6、 计算倒档齿轮 11， 12， 13的 弯曲应力校核 11z=11， 12z =21， 13z=42， m =2. 75 6ck主动齿轮fK=1.1，从动齿轮fK=0.9； KKymzKKTcfw11311112 倒 =841.12MPa400 850MPa KKymz KKTcnw 12312f121112 2 倒=580.32MPa400 850MPa KKymz KKTcnw 13313f131213 2 倒=429.62MPa400 850MPa 3.5.2齿轮接触应力校核 j bzgj bd ET 11c osc os2418.0（ 3.9） 式中：j 轮齿的接触应力（ MPa）； gT 计算载荷（ N.mm）； d 节圆直径 (mm)； 节点处压力角（ 20）， 齿轮螺旋角（ 20）； E 齿轮材料的弹性模量（ 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 sinzz r 、 sinbb r ，斜齿轮 2c o ssinzz r 、 2cossinbb r； nts 21 zr 、 br 主、从动齿轮节圆半径 (mm)。 将作用在变速器第一轴上的载荷 2/maxeT作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见表 3.4。 表 3.4 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 MPaj渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900 2000 950 1000 常啮合齿轮和高挡 1300 1400 650 700 1、计算一挡齿轮 1， 2的接触应力 11T =396N.m 1T =179N.m 1 =20 21 nc mkb mm 节圆直径： 48.571/21 uAdmm， 19.10212 dud mm s inc o s2c o s/s in1211211 dr zz =30.58 s inc o s2c o s/s in2222222 dr bb =54.37 主动齿轮 2111 11 11c osc os2418.0 bzj db ET =3208MPa 2122 112 11c osc os2418.0 bzj db ET =2797MPa 2、计算二挡齿轮 3， 4的接触应力 12T =268N.m，1T =179.m 3cos=20 21nc mkbmm 节圆直径： 92.611/23 uadmm， 76.9734 dud mm s inc o s2c o s/s in1232233 dr zz =32.95 s inc o s2c o s/s in2242244 dr bb =52.02 nts 22 主动齿轮 4323 13 11c osc os 2418.0 bzj db ET =3278MPa 4324 124 11c osc os2418.0 bzj db ET =3193MPa 3、计算三挡齿轮 5， 6的接触应力 13T=191N.m 1T =179N.m 3cos=20 7nc mkbmm 节圆直径： 53.841/25 uadmm， 13.7556 dud mm s i nc o s2c o s/s i n 5253255drzz =44.98 s i nc o s2c o s/s i n3263266 drbb =39.98 主动齿轮 6535 15 11c osc os2418.0 bzj db ET =1985MPa 6536 136 11c osc os2418.0 bzj db ET =2175MPa 4、计算四挡齿轮 7， 8的接触应力 14T =133N.m 1T =179N.m 4cos =20 7 nc mkb mm 节圆直径 ： 42.891/27 uadmm， 26.7078 dud mm s inc o s2c o s/s in4274277 dr zz =47.58 s inc o s2c o s/s in4284288 dr bb =37.38 主动齿轮 8747 17 11c osc os2418.0 bzj db ET =1459MPa 8848 148 11c osc os2418.0 bzj db ET =1419MPa 5、计算五挡齿轮 9， 10的接触应力 15T=96N.m 1T =179N.m 5cos=20 21nc mkbmm nts 23 节圆直径： 2.10 21/29 uadmm， 48.57910 dud mm s inc o s2c o s/s in5275299 dr zz =54.37 s inc o s2c o s/s in5210521010 dr bb =30.42 主动齿轮 10959 159 11c osc os2418.0 bzj db ET =1422MPa 109510 1510 11c osc os2418.0 bzj db ET =1830MPa 6、计算倒挡直尺齿轮 11， 12， 13的接触应力 1T =179N.m 1211倒T 96N.m 1312倒T 649N.m 5.521211 u ad mm 5.271112 dud mm 551213 dud mm s in2s in 111111 dr zz =8.98 s in2s in 121212 dr bb =4.73 s i n2s i n 13131313 dr zbz =9.41 121111 111 11c os2418.0 bzj db ET =1883MPa1900 2000MPa 121112121112 11c os2418.0bzjbdET 倒 =1875MPa1900 2000MPa 131213 131213 11c os2418.0 bzj bd ET 倒=1850MPa1900 2000MPa 注：以上校核都在小于 19002000范围内符合要求。 7、 计算各档齿轮的受力 （ 1） 一挡齿轮 1， 2的圆周力 1F 、 2F 351 z 152 z 20 nts 24 74.1 11co s111 zmd nmm， 89.47co s 122 zmd n mm 1T =179N.m, 11T =396N.m N88.70872111 dTF tN46.7 4 7 522112 dTF t7 4 5 N2 c o sta n111 tr FF895N2 c o sta n122 tr FFNFF t
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