车辆工程毕业设计18低速载重型汽车变速箱的设计与分析.doc
车辆工程毕业设计18低速载重型汽车变速箱的设计与分析
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车辆工程毕业设计18低速载重型汽车变速箱的设计与分析,车辆工程毕业设计论文
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目 录 1 前言 3 2 低速载重汽车主要参数的确定 4 2.1质量参数的确定 4 2.2发动机的选 型 4 2.3车速的确定 5 3 变速箱的设计方案 6 3.1设计方案的确定 6 3.1.1两轴式 6 3.1.2三轴式 6 3.1.3液力机械式 6 3.1.4确定方案 6 3.2零部件的结构分析 7 4 基本参数的确定 8 4.1变速箱的挡 位数和传动比 8 4.2 中心距 10 4.3 变速箱的轴向尺寸 11 4.4 齿轮参数 11 4.5 各档齿轮齿数的分配 14 5 齿轮的设计计算 16 5.1 几何尺寸计算 16 5.2 齿轮 的材料及热处理 17 5.3 齿轮的弯曲强度 17 5.4 齿轮的接触强度 18 6 轴的设计与轴承的选择 21 6.1 轴的设计 21 6.2 轴承的选择 34 7 结论 41 参考文献 42 致谢 43 附录一 44 附录二 48 nts 1 低速载货汽车变速箱 的设计 与分析 摘 要 ： 课题来源于生产实际，依据机动车安全技术条件和汽车机械变速器总成技术条件，针对低速载货汽车的运行特点而设计。参与了汽车的总体设计，确定了汽车的 质量参数，选择了合适的发动机，并且计算出汽车的最高速度。 关于变速器的设计，首先选择标准的齿轮模数，在总挡位和一挡速比确定后，合理分配变速器各挡 位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定了齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图。根据经验公式初步计算出轴的尺寸，然后对每个档位下轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构和尺寸，绘制出各根轴的零件图。根据结构布置和参考同类车型的相应轴承后，按国家标准选择合适的轴承，然后对轴承进行使用寿命的验算，最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。 此 变速 器的齿轮都为标准齿轮，档位数和传动比与发动机参数匹配，保证了汽车具有良好的动力性和经济性。 该变速器具有操纵简单、方便、传动效率高、制造容易、成本低廉、维修方便的特点，适合低速载货汽车的使用。 关键词 ： 低速载货汽车 ； 变速器 ； 设计 nts 2 Design The Transmission of Low-speed Truck Abstract: The topic comes from the production reality, which is based on the safety specifications for power driven vehicles operating on roads and the specifications for the automobile mechanical transmission. It designs the low-speed trucks movement characteristic. The automobile quality parameters are determined, according to the automobile system design, choosing the appropriate engine, and calculating the maximum speed. When design the transmission, first, we choose the standard gear modulus and determine all speeds proportions after we choose the number of the transmissions gears and the first gear, then calculate the gears parameter and the center distance, and the gear needs the intensity checking calculation. We determine gears structure, then complete drawing of the gears component. According to the empirical formula, we preliminary carry on the checking calculation to each gears rigidity and the intensity to determine the axis structure and size, and thus draw up various axis component drawing. After arranged structure and compared with the similar type of vehicles bearing, according to the national standard, we select the appropriate bearings, and then calculate the service life of the bearings. Finally drawing of the component and the assembly of the transmission are completed. Because the transmission gear is the standard gear and the number of gears and speeds proportions match to the engine conditions, which ensure the necessary power and economy. This transmission has many merits of simple operation, efficient, easy manufacturing, low cost, and convenient. Key words: Low-speed Truck； Transmission； Design nts 3 1 前言 低速载重型汽车 是一种特殊的 运输车 ,以前被叫做 农用运输车 ， GB7258-2004将其更名为“低速货车”，确定 “ 农用运输车 ” 的实质是汽车 。 GB18320-2001规定 低速载重型汽车的动力装置为柴油机 ，低速载重型汽车 最高设计车速不大于 70km/h，最大设计总质量不大于 4500kg，长小于 6m、宽不大于 2m和高不大于 2.5m。 在 20世纪 80年代初 我国出现了低速载重型汽车，当时的运输特点 是运量小、运距短、货物 不集中 、 路况 差。 由于 在相同情况下， 柴油车 的 运载能力 更 强，燃油价格 更低，且柴油保管不需要 特殊设备 的支持 ， 且被大多数人所熟悉 ，所以， 低速载重型汽车的 动力 均采用柴油机 。 低速载重型汽车 的载质量一般 不超过 1.5吨。目前低速载重型汽车 载质量分为 1.5吨、 1.0吨、 0.75吨、 0.5吨 4个等级 。 本次课题是低速载重型汽车变速箱 的设计与分析，该课题来源结合生产实际。为了满足 汽车在起步，加速， 正常行驶以及客服各种路况 下对驱动车轮牵引力及车速的不同 需求，在汽车的传动系统中安装了变速箱。 本次课题研究的主要内容是： a.参与汽车的总体设计； b.变速箱传动结构的 分析和主要参数的确定； c.变速箱 结构设计。 本说明书的 设计 主线是 低速载重型 汽车变速箱 。第 2 章重点介绍了在变速箱的总体设计方案中，如何明确低速载重型汽车各个参数 ， 从而确定变速箱在所受的限制下应满足的条件 。第 3 章则重点介绍低速载重型汽车变速箱传动机构的分析与设计。在总体方案中，先确定低速载重型汽车 的 产品技术规范和 标准 ，再确定其总体的质量，最后选出满足需求的发动机 。根据发动机的功率以及汽车的总质量确定该车的最高速度 （ 满足低速载货汽车 安全技术条件 ） 。 在变速箱的设计过程中，需要先确定变速箱的档位数 ，然后分析工作条件，初步确定变速箱中各档位的传动比和中心距，通过计算得出齿轮参数，对应选出 合适的齿轮 ，并 对其进行校 核 。 接着 初步确定变速箱 轴与轴承 ，再对轴和轴承进行 校 核 ， 最后绘制出变速箱的装配图及零件图 。 本课题可以解决如下问题： a.通过 发动机参数 ，精确选取变速箱的挡 位数和传动比，确保 汽车 拥有优秀 的动力性与经济性； b.通过设置空挡 来确保汽车在特定时期 能将发动机与传动系长时间分离； 通过倒挡 布置，让汽车能进行倒退行驶 ； c.操作简洁、便利 、 快速、准确 ； d.具有较高的传动效率，工作稳定、 噪声 小 ； e.质量轻、 体积小、装载能力强，工作性能可靠 ； f.便于制造、便于维修、节省成本 、使用寿命长； nts 4 2 低速载货汽车主要参数 的确定 2.1 质量参数的确定 汽车的 整备质量利用系数0m ： 00 mm em )12( 式中 em 汽车的载质量； 0m 整车 整备质量 。 表 2-1 货车的质量系数om 参数 车型 总质量 tma/0m 货 车 8.1 am 6.0 10.180.0 0.6 am 0.14 35.120.1 am 0.1470.130.1 装柴油机的汽车 为 0.80 1.10。 汽车总质量am： 汽车 的总质量am由汽车 质量 m 、装载 量 em 和乘客 质量三部分组成，即 kgnmmm ea 651 )22( 式中， 1n 为 乘车的总人数 ，应等于座位数。 低速载重型汽车 是柴油机，查表 2-1得 质量利用系数om 为 10.180.0 ，其 装载 量 是 em kg3105.1 , 由公式 )12( 得： 0.18.0 1 5 0 000 mm m a kg18751500 低速载重型汽车一般为单排式 ,所以 1n 2 ,由公式 )22( 得 : kgnmmm ea 6510 kg350531306521500)18751500( 本课题选用 kgma 3500。 2.2 发动机的选型 根据现 在低速载货汽车选用发动机的情况，参照 2815系列 四轮农用运输车， 针对本次设计任务选用 达到欧 排放 标准 的 YD480柴油机。 nts 5 表 YD480 2-2 柴油机技术参数 型号 480YD干式 气缸套型式 直喷式 行程 （ mm） 90 缸心距 100 1小时功率 /转速 （ kW/r/min） 3000/29 外特性最低燃油消耗率 （ g/kW h） 2.250 最大扭矩 （ Nm ） 104 压缩比 18 排量 （ L） 809.1 喷油压力 （ kPa） 5.022 外形尺寸 （ 长宽高 ） mm mm mm 628494687 净质量 （ kg） 195 2.3 车速的确定 3m a xm a xm a x 7614036001 VACVgfmP DaTe )32( 式中 maxeP 发动机最大功率， kw ； T 传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的 24 式汽车取 T 9.0 ； am 汽车总质量， kg ； g 重力加速度， 2/sm ； f 滚动阻力系数，对载货汽车取 02.0 ，对矿用自卸汽车取 03.0 ，对轿车等高速车辆需考虑车速影响并取 f 0001.00165.0 )50( aV； maxV 最高车速， hkm/ ； DC 空气阻力系数，轿车取 6.04.0 ，客车取 7.06.0 ，货车取 0.18 . A 汽车正 投影面积， 2m ，在无 测量数据 的情况下，按照 前轮距 1B 、汽车总高 H 、汽车总宽 B 等尺寸近似计算： 对轿车 BHA 78.0 ， 对载货汽车 HBA1。 由公式 )32( 得： 3m a xm a xm a x 7614036001 VACVgfmP DaTe nts 6 3m a xm a x 7 6 1 4 0 59.03 6 0 0 02.08.93 5 0 09.0 129 VV 得 出 hkmV /3.62max , 由于低速载重型汽车的 最高设计车速 hkm/70 ， 因此 该车满足 设计 要求。 3 变速器 的 设计 与计算 3.1 设计 方案 的确定 机械传动一般应用于低速载重型汽车变速箱中 ， 通常是利用 齿轮传动， 一般有若干个固定传动比。按照轴线是否固定，可分为轴线固定式变速箱（普通齿轮变速箱）和轴线旋转式变速箱（行星齿轮变速箱）两种。采用这种变速箱的低速载重 汽车通常有 3 5个前进挡和一个倒挡 。 近几年机械式无级变速箱和液力机械变速箱 在汽车上 普遍得到应用 ,依照当前被广泛应用的变速箱种类，和适用 的范围， 初步 确定 三种设计方案。 3.1.1 两轴式 两轴式变速箱 的 结构简单、 形式 紧凑 ， 除最高挡 外其他各档的传动效率 很 高。两轴式变速箱 的 输出轴 与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵向布置时，主减速器可采用双面齿轮或螺旋锥齿轮；当发动机横向布置 时 ，可采用圆柱齿轮。除倒挡 常用 直齿圆柱齿轮 外，其它挡 位的传动均采用 斜齿圆柱齿轮 ,但两轴式变速箱 没有布置直接挡 ， 在 处于高挡 工作时，齿轮和轴承同时受载，会产生很大的噪声，也会加剧 磨损。 由于 两轴式变速箱 的 输入轴和输出轴平行且无中间轴，一般应用在 发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动 的轿车和中、小 型货车上。 3.1.2 三轴式 三轴式变速箱 的输入轴 斜齿圆柱齿轮 与 输出轴 的各挡 齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且 输入、输出轴同心。直接档可以将输入、输出轴直接连接起来传递转矩。此时，齿 轮、轴承及中间轴均不受载，而输入、输出轴也仅传递转矩。所以直接挡 具有很高的传动效率，产生的磨损和噪音也最小 ,由于其它 前进挡 传递扭矩时需依次经过两对齿轮。所以当 齿轮中心距 较小时仍然可以得到 大的一挡 传动比， 但相对于直接挡 ，其它各档的传动效率有所降低，所以三轴式变速箱 应用在发动机前置、后轮驱动的汽车上 。 3.1.3 液力机械式 主要组成有液力变矩器和齿轮式有级变速器 ,其 优点 是传动比可在 一定范围内作无级变化，缺点是结构形式复杂，成本 高，传动效率低。 3.1.4 确定方案 由于 低速载重型汽车 的发动机 一般为前置， 驱动 轮一般为后轮，同时考虑到生nts 7 产成本和便于 维 护等因素，再联系变速箱 的特点和 所给任务书的要求，最终选用三轴式变速箱 )13( 见图 。 图 3-1 三轴式变速器 相对于前进 挡 来说，倒挡 被使用得很少 ， 换倒挡 一般在停车时， 所以 采用直齿圆柱齿轮 方式倒挡 。变速箱 的一挡或倒挡 因传动比大， 使其工 作时对应的齿轮所受的作用力增大，从而导致变速箱 轴产生较大的转角 和挠度 ， 破坏齿轮的啮合状态，最终加剧 齿轮磨损，同时产生较大的噪声。因此，为了改善这一状况，一档与倒挡均布置在靠近轴的支承处，布置方案如下： ）（见图 2-3 。 图 3-2 倒挡 布置 3.2 零部件的结构分析 a.齿轮型式 在三轴式变速箱中， 只有一对常啮合齿轮副， 所以不添加同步器，直接 选用直齿圆柱齿轮用来换挡 。 b.轴的结构分析 6 轴在 正常 工作时承受转矩及 弯矩， 会引起 轴的明显变形 ，从而导致 齿轮 无法正nts 8 常啮合，有 较大的噪声 产生， 使用寿命 下降 。 在设计 轴的结构 时，在保证其强度与刚度外，还需 考虑齿轮 、轴承等的装卸、固定、加工等因素 。 第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。 第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高 较小使小径相应增大 ，可增强 轴的刚度。当一挡、倒挡 采用滑动齿轮挂挡时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。 变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。 旋转式中间 轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一挡齿轮常与轴做成一体，而高挡 齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。 固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等作轴向定位。刚度主要由支承于其上的连体齿轮 （ 宝塔齿轮 ） 的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖时。 c.轴承型 式 6 变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。 第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。 第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。 旋转式中 间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承盖困难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承受。中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制，故有时采用无内圈的短圆柱滚子轴承。 固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮（塔轮，宝塔齿轮）。 4 基本参数的确定 4.1 变速器的挡 位数和传动比 不同类型汽车的变速器 ，其挡 位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小（约为 3 4），过去常用 3个或 4个前进挡 ，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料 经济性，多已采用 5 个前进挡 。轻型货车变速器的传动比变化范围约为 5 6，其他货车为 7以上，其中总质量在 3.5t以下者多用四挡 变速器，为了降低油耗亦趋向于增加 1个超速挡 ；总质量为 3.5 l0t多用五挡 变速器；大于 l0t的多用 6个前进挡或更多的挡 位。 nts 9 选择最低挡 传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 a.根据汽车最大爬坡度确定 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 ： m a xm a xm a x0m a x )s inc o s( mgfmgr iiTrtg e )14( 则由最大爬坡度要求的变速箱 挡 传动比为 ： temaxrg iTmgri0max )24( 式中 m 汽车总质量； g 重力加速度； f 道路阻力系数； max 道路最大阻力系数； max 最大爬坡要求； r 驱动车轮的滚动半径； maxeT 发动机最大转矩； 0i 主减速比； t 汽车传动系的传动效率。 主减速比 i0的确定： ghaprivnrim a x0 )472.0377.0()34( 式中 r 车轮的滚动半径， m ； pn 发动机转速， min/r ； ghi 变速箱最高挡 传动比； maxv 最高车速， hkm/ 。 本课题变速 箱 1ghi，一般货车的最大爬坡度约为 30%，即max 7.16， 02.0f 由公式 )34( 得： 3.624 2 5.0)4 7 2.03 7 7.0( m a x0prghapr nrivnri 由公式 )24( 得： 306.07.16s in7.16c o s02.0m a x 48.59.03000425.0104 3.62306.08.935000m a x tem a xrg iTm grib.根据驱动车轮与路面的附着条件确定 变速箱 挡 传动比为： nts 10 terg iT rGi 0max2)44( 式中 2G 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 道路的附着系数，计算时取 6.05.0 。 因为货车 24 后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为 %68%60 ，所以 NG 23324%688.935002 由公式 )34( 和 公式 )44( 得： 31.7119 340 3.626.0233 240m a x2 terg iT rGi 综合 a和 b条件得： 31.748.5 gi，取 40.62/)31.748.5( gIi变速器的挡传动比应根据上述条件确定。变速器的最高挡一般为直接挡，有时用超速挡 。中间挡 的传动比理论上按公比为1 1 n gng iiq（其中 n 为挡 位数）的几何级数排列。 因为 875.1140.631 1 ngng iiq ，所以 875.1 qi gIII ， 516.3 qii g IIIg II 实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用挡 位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 在变速器结构方案、挡 位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。 4.2 中心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距 A（ mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： 3 maxA TKA )54( 式中 AK 中心距系数。对轿车取 8.9 9.3；对货车取 8.6 9.6；对多挡 主变速器，取 9.5 11； maxT 变速器处于挡 时的输出转矩，gg e iTT maxmax ； )64( maxeT 发动机最大转矩， mN ； gi 变速器的挡 传动比； g 变速器的传动效率，取 0.96。 由公式 )64( 得： gg e iTT maxmax mN 976.63896.04.6104nts 11 由公式 )54( 得 : 686.8207.74976.638)6.96.8( 33 m a x TKA A mm 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出： 3 maxeAe TKA )74( 式中 AeK 按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取 14.516.0，对货车取 17.0 19.5。 由公式 )74( 得 : 7.9195.79104)5.190.17( 33 m a x TKA eAe mm 商用车变速器的中心距约在 mm17080 范围内变化 ,初选 mmA 100 4.3 变速器的轴向尺寸 变速器的轴向尺寸与挡 位数、齿轮型式、换挡 机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距 A的尺寸参用下列关系初选。 货车变速器壳体的轴向尺寸： 四 挡 A)8.24.2( 五 挡 A)0.37.2( 六挡 A)5.32.3( 初选轴向尺寸 : mmAA 280240100)8.24.2()8.24.2( 变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。 4.4 齿轮参数 a.齿轮模数 齿轮模数由轮齿的弯曲疲 劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。 根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数 m与弯曲应力w之间有如下关系： 直齿轮模数 3 2wcfjyzKKKTm )84( 式中 jT 计算载荷， mmN ； K 应力集中系数，直齿齿轮取 1.65； fK 摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9； z 齿轮齿数； cK 齿宽系数，直齿齿轮取 0.77.4 ； y 齿形系数，见图 3-3。齿高系 数 f 相同、节点处压力角不同时：nts 12 205.14 79.0 yy ，205.17 89.0 yy ，205.22 1.1 yy ，2025 23.1 yy ；压力角相同、齿高系数为 0.8时，18.0 14.1 ff yy； w 轮 齿 弯 曲 应 力 ， 当maxej TT 时 ， 直 齿 齿 轮 的 许 用 应 力850400 w MPa。 图 4-3 齿形系数 y（ 当 载荷作用在齿顶 , 20 , 0.10 f） 根据参考同类车型，初选第一轴的轴齿轮的齿数 17z ，查图 4-3得 12.0y 。 由公式 )84( 得： 333 )850400(12.04.41714.3 1.165.11010422 yzK KKTmwcfj 22.35.2 从轮齿应力的合理性及强度考虑 ,每对齿轮应有各自的模数 ,但出于工艺考虑，模数应尽量统一 ,多采用折衷 方案。表 3-1给出了汽车变速器齿轮模数范围。 表 4-1 汽车变速器齿轮的法向模数nm车型 微型、轻型轿车 中级轿车 中型货车 重型汽车 nm2.25 2.75 2.75 3 3.50 4.5 4.50 6 设计时所选模数应符合国标 GB1357-78规定 ）表 2-4( 并满足强度要求。 表 4-2 汽车变速器常用齿轮模数（ mm ） 1 1.25 1.5 - 2 - 2.5 - 3 - - - 1.75 - 2.25 - 2.75 - - - - 4 - 5 - 6 - 3.25 3.5 3.75 - 4.5 - 5.5 - 3.25 nts 13 由表 4-1和表 4-2并且参照同类车型选取 5.3m 。 b.齿形、压力角和螺旋角 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角按下表取值。 表 3-3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角 项目 车型 齿形 压力角（度） 螺旋角（度） 轿车 高齿并修形 14.5、 15、 16、16.5 25 45 一般货车 标准齿轮GB1356-78 20 20 30 重型车 标准齿轮GB1356-78 低档、倒档 22.5、25 小螺旋角 齿形压力角较小时，重合度较大，并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明对于直齿轮压力角为 28时强度最高，超过28强度增加不多；实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。本课题 的所有齿轮选用标准齿轮。 c.齿宽 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b： ncmKb ）（ 9-4 式中 cK 齿宽系数，直齿齿轮取 0.74.4 ，斜齿轮取 6.80.7 ； nm 法面模数。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 由公式 ）（ 9-4 得： mmb 5.244.155.3)0.74.4( ,可以确定各挡的齿轮的齿宽。 常啮合齿轮副：中间轴上的齿轮 mmb 16 ,第一轴轴齿轮 mmb 18 ； 挡 ：中间轴上齿轮 mmb 21 , 对应的一挡 齿轮 mmb 21 ； 挡 ：中间轴上齿轮 mmb 19 , 对应的二 挡 齿轮 mmb 19 ； 挡 ：中间轴上齿轮 mmb 21 , 对应的三挡 齿轮 mmb 21 ； 倒挡 ： mmb 21 , mmb 19 。 d.齿顶高系数 在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被使用，包括我国在内，规定齿轮的齿顶高系数 0.10 f，为一般汽车变速器齿轮 所采用。现代轿车变速器多采用齿顶高系数大于 1 的“高齿齿轮” （ 或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮 ） ，因为它不仅可使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善，但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖（齿顶厚小于nts 14 0.3m ）等问题。本课题的齿顶高系数 0.10 f。 4.5 各档齿轮齿数的分配 在初选变速器的挡 位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿 数进行分配。 12345678910图 4-4 本课题变速器结构简图 a.确定挡 齿轮的齿数 已知挡 传动比gi，且 8172 zz zzig ）（ 10-4 为了确定7z、8z的齿数，先求其齿数和 z ： 直齿齿轮： mAz 2）（ 11-4 先取齿数和为整数，然后分配给7z、8z。为了使87/zz尽量大一些，应将8z取得尽量小一些，这样，在gIi已定的条件下 12/zz 的传动比可小些，以使第一 轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。8z的最少齿数受到中间轴轴径的限制，因此8z的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的挡 直齿轮的最小齿数为 1412 ，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大、小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。 由公式 )114( 得： 14.575.3 10022 mAz 取 z 60 ，考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于 17），故 178 z，得出 4317607 z。 b.修正中心距 A nts 15 若计算所得的7z、8z不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距 A，修正后的中心距则是各挡 齿轮齿数分配的依据。 由公式 )114( 得： mmA 1 0 52/)605.3( c.确定常啮合传动齿轮副的齿数 7812 zzizz g)124( 确定了7z、8z后由公式 )114( 和 )124( 联立方程求解 1z 、 2z 605.310522)(53.243174.6217812mAzzzzizzg , 故 171 z ； 432 z d.确定其他挡 位的齿轮齿数 挡 齿轮副： 6152 zz zzi g )134( 由公式 )114( 和 )134( 联立方程求解5z、6z。 因为 516.3 qiig IIIg II，所以先试凑5z、6z。 试凑出 335 z、 276 z，此时 09.3gIIi。 挡 齿轮副： 4132 zz zzig )144( 由公式 )114( 和 )144( 联立方程求解5z、6z。 因为 875.1 qigIII，所以先试凑3z、 4z 。 605.310522174343434132mAzzzzzzzzig 试凑出 243 z、 364 z ，此时 69.1gIIIi。 e.确定倒挡 齿轮副的齿数 通常挡与倒挡选用同一模数，且通常倒挡 齿轮齿数 232110 z。则中间轴与倒 挡 轴之间的中心距为 ： 2/)( 108 zzmA )154( 初选 2210 z,由公式 )154( 得 : 25.682/)2217(5.32/)( 108 zzmA mm nts 16 为了避免干涉，齿轮 8与齿轮 9的齿顶圆之间应有不小于 mm5.0 的间隙，则 : 5.02/2/ 98 Add aa )164( 由公式 )164( 得 : 69125.35.31725.68212 89 aa dAd mm mmhdd aa 625.3269299 根据9d选择齿数，取 179 z。 最后计算倒挡 与第二轴的中心距： 2/)( 97 zzmA )174( 由公式 )174( 得 : 1052/17435.32/)( 97 ）（zzmA mm 171717 432243981 7102 zzz zzzi g 倒档28.8 综合 上述计算修正一下各挡 的传动比 （ 见下表 ） 。 表 4-4 各挡 速比 挡 位 倒 挡 速比 6.40:1 3.09:1 1.69:1 1:1 8.28:1 5 齿轮的设计计算 5.1 几何尺寸计算 常啮合齿轮副： 171 z 5.59175.3 mzd 5.665.325.59 aa hdd75.5025.15.325.592 tt hdd432 z 5.1 5 0435.3 mzd 5.1575.325.1502 aa hdd75.14125.15.325.1502 tt hdd挡 齿轮副： 178 z5.59175.3 mzd 5.665.325.592 aa hdd75.5025.15.325.592 tt hdd437 z5.1 5 0435.3 mzd 5.1575.325.1502 aa hdd75.14125.15.325.1502 tt hdd挡 齿轮副： 276 z4.94275.3 mzd 5.1015.325.942 aa hdd75.8525.15.325.942 tt hdd335 z5.11535.3 mzd 5.1225.325.1152 aa hdd75.10625.15.325.1152 tt hdd挡 齿轮副： 364 z 126365.3 mzd 1335.321262 aa hdd25.11725.15.321262 tt hdd243 z84245.3 mzd 915.32842 aa hdd25.7525.15.32842 tt hddnts 17 倒挡 齿轮： 2210 z77225.3 mzd 845.32772 aa hdd25.6825.15.32772 tt hdd179 z5.59175.3 mzd 5.665.325.592 aa hdd75.5025.15.325.592 tt hdd见图 4-4（单位： mm ）。 5.2 齿轮的材料及热处理 现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造 ,使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合 ,以大大提高其接触强度 ,弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成 本 。 国产汽车变速器齿轮的常用材料是 20CrMnTi,也有采用 20Mn2TiB,20MnVB 的。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，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下： 5.3nm 渗碳深度 mm2.18.0 55.3 nm 渗碳深度 mm3.19. 0 5nm 渗碳深度 mm6.10.1 渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 HRC58 63，心部硬度为HRC33 48。 本课题变速器齿轮选用材料是 20CrMnTi。 5.3 齿轮的 弯曲强度 直齿齿轮弯曲应力w： yzKmKKTcfjw32 )15( 式中 jT 计算载荷， mmN ； K 应力集中系数，直齿齿轮取 1.65； fK 摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9； m 齿轮模数； z 齿轮齿数； cK 齿宽系数，直齿齿轮取 0.74.4 ； y 齿形系数，见图 4-3。齿高系 数 f 相同、节点处压力角不同时：205.14 79.0 yy ，205.17 89.0 yy ，205.22 1.1 yy ，2025 23.1 yy ；压力角相同、齿高系数为 0.8时，18.0 14.1 ff yy； w 轮 齿 弯 曲 应 力 ， 当maxej TT 时 ， 直 齿 齿 轮 的 许 用 应 力850400 w Mpa 。 因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，所以当 校核 时只要 校核 受力最大和危险的挡 位齿轮。故分别计算挡、倒挡 齿轮的弯曲强度。 a.挡 齿轮副：主动齿轮 178 z,从动齿轮 437 Z挡 主动齿轮的计算载荷 mNTTej 06.26317/43104m a xnts 18 由公式 )15( 得 : 主动齿轮8z的弯曲强度 ： M P ayzKm KKTcfjw 2.7907.49612.0)74.4(175.314.3 10001.165.106.2632233 挡 从动齿轮 的计算载荷 mNiTTgIej 6.66540.6104m a x从动齿轮7z的弯曲强度 ： M P ayzKm KKTcfjw 75.64653.40612.0)74.4(435.314.3 1 0 0 09.065.16.6652233 b.倒 挡 齿轮副 :因为倒挡 齿轮相当 于 一个惰轮 ,所以主动齿轮是 178 z，从动齿轮是 2210 z。通过惰轮后主动齿轮是 179 z，从动轮是 437 Z。 惰轮的计算载荷 mNiiTTej 43.3 4 0)17/43(1 0 481012m a x通过惰轮前， 2210 z的弯曲强度由公式 )15( 得 : M P ayzKm KKTcfjw 54.64640.40612.0)74.4(225.314.3 10009.065.143.3402233 通过惰轮后主动轮是 179 z，从动轮是 437 z。 9z的计算载荷 mNiiTTe
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