捷达轿车六档手动变速器设计[汽车]【2张图/15800字】【优秀机械毕业设计论文】

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关键词：: 捷达轿车手动变速器设计汽车优秀优良机械毕业设计论文

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文档包括:
说明书一份，48页。15800字。
任务书一份。

图纸共2张，如下所示
A0-变速器装配图.dwg
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摘要

汽车作为人类的代步工具，在生活中起着越来越重要的作用。变速器是传动系中的主要部件。它用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速。目的是在各种工作状况下，使汽车获得不同的牵引力和速度。从而使汽车拥有良好的动力性和燃油经济性。本次设计以捷达型轿车的一些整车参数和发动机参数为设计依据，进行手动档变速器的设计。设计的主要内容包括变速器传动机构布置方案的确定，变速器主要参数如挡数、传动比范围、中心距、各挡传动比、齿轮参数、各挡齿轮齿数的选择，齿轮、轴的设计校核，同步器、操纵机构及箱体的设计。在设计的过程中，本文根据轿车变速器的设计要求和车辆动力传动系统自身的特点，参考多篇文献资料，以及变速器设计图册，设计出二轴式变速器。

关键词：变速器；齿轮；轴；设计；计算机辅助设计

ABSTRACT

Automobile as a means of transport of human life plays an increasingly important role. Transmission is the main power train components. It is used to change the engine's torque spread and wheel speed. Aim is to work in a variety of conditions，different vehicle traction and speed，so that the car has good power and fuel economy。The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of BWM 320i 2.0L automobile in this text. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, gear parameters and the numble of each gear, the design and verification of gears and shafts, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts, a kind of three-shafted transmission is designed.

Key words: Transmission；Gear；Shaft；Design；Computer Aided Design

目　　录

摘要 ………………………………………………………………………………………Ⅰ
Abstract……………………………………………………………………………………Ⅱ
第1章绪论 ……………………………………………………………………………1
1.1 课题的目的和意义 ………………………………………………………………1
1.2 研究现状 ………………………………………………………………………… 1
1.3 变速器的设计思想 ……………………………………………………………… 2
1.4 研究的主要工作内容 …………………………………………………………… 3
第2章变速器设计的总体方案 ……………………………………………………4
2.1 设计依据 …………………………………………………………………………4
2.2 变速器传动机构布置方案 ………………………………………………………5
2.3 变速器基本参数的确定 …………………………………………………………6
2.3.1 挡数的确定 ………………………………………………………………6
2.3.2 传动比的确定 ……………………………………………………………6
2.3.3 变速器中心距的确定 ……………………………………………………9
2.3.4 变速器轴向尺寸的确定 …………………………………………………9
2.4 本章小结………………………………………………………………………… 10
第3章主要零部件的设计及计算 ………………………………………………11
3.1 齿轮的设计及计算 ……………………………………………………………11
3.1.1 齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配 …………………………………11
3.2 本章小结………………………………………………………………………… 18
第4章零件的选用及校核…………………………………………………………………21
4.1 零件的校核………………………………………………………………………21
4.1.1轮齿的强度计算………………………………………………………… 19
4.1.2 变速器齿轮的材料及热处理……………………………………………23
4.2.1初选轴的直径…………………………………………………………… 24
4.2.2轴的刚度计算…………………………………………………………… 24
4.3.2轴承的校核……………………………………………………………… 33
4.4本章小结 ………………………………………………………………………… 37
第5章同步器的选择 ………………………………………………………………… 38
5.1 同步器的设计及计算……………………………………………………………38
5.1.1 锁环式同步器主要尺寸的确定 ………………………………………38
5.1.2 主要参数的确定…………………………………………………………39
5.1.3锁环式同步器主要尺寸的确…………………………………………… 39
5.2 操纵机构的设计…………………………………………………………………40
5.3 本章小结…………………………………………………………………………43
第6章变速器操纵机构的选择和箱体设计原则…………………………………………44
6.1变速器操纵机构的选择………………………………………………………… 44
6.2变速器箱体设计原则…………………………………………………………… 44
6.3本章小结………………………………………………………………………… 45
结论 ………………………………………………………………………………………46
参考文献…………………………………………………………………………………… 47
致谢 ………………………………………………………………………………………48
附录 ………………………………………………………………………………………49

毕业设计（论文）题目：
捷达轿车六挡手动变速器设计
立题的目的和意义：
变速器是汽车传动系中一个比较关键的部件，它设计的好坏直接影响到汽车的使用性能。随着汽车工业的告诉发展和现汽车现代设计方法的开发和应用，人们对汽车变速器的设计要求是越来越高。其中，减少变速器体积，提高变速器可靠性以及改善其与发动机的匹配更是当前急需解决的重要问题！
本课题将可靠优化设计理论应用汽车机械式变速器齿数系的设计中，根据汽车的动力性要求，在保证零件结构强度和刚度可靠使用的条件下，以变速器体积最小化和功率使用最大化为目标函数，通过可靠性优化设计结果与原始数据的对比，使变速器设计得到一个更可靠的优化。
技术要求与主要内容：
1、 1、装配图0号，一张；
2、 2、装配图0号，一张；
3、零件图3号，一张；
4、 4、不少于12000字的设计说明书
进度安排：
第１ 1、查找相关文献，资料；第一～二周
第３ 2、初步计算二周
3、绘制草图三周
4 主要零部件校核一周
5. 绘制正式图纸二周
6. 编写论文二周
7、参加答辩

捷达轿车六档手动变速器设计[汽车]

内容简介：: 哈工大华德学院毕业设计（论文）评语姓名：刁建国学号： 1079312217 专业：交通运输（汽车运用工程）毕业设计（论文）题目：捷达轿车六档手动变速器设计、工作起止日期： 2010 年 10 月 11 日起 2010 年 12 月 29 日止指导教师对毕业设计（论文）进行情况，完成质量及评分意见：指导教师签字：指导教师职称：评阅人评阅意见：评阅教师签字：评阅教师职称：答辩委员会评语：根据毕业设计（论文）的材料和学生的答辩情况，答辩委员会作出如下评定：学生毕业设计（论文）答辩成绩评定为：对毕业设计（论文）的特殊评语：答辩委员会主任（签字）职称：答辩委员会副主任（签字）：职称：答辩委员会委员（签字）：年月日哈工大华德学院毕业设计（论文）任务书姓名：刁建国院（系）：汽车工程系专业：汽车运用工程班号： 0793122 任务起止日期： 2010 年 10 月 11 日至 2010 年 12 月 29 日毕业设计（论文）题目：捷达轿车六挡手动变速器设计立题的目的和意义：变速器是汽车传动系中一个比较关键的部件，它设计的好坏直接影响到汽车的使用性能。随着汽车工业的告诉发展和现汽车现代设计方法的开发和应用，人们对汽车变速器的设计要求是越来越高。其中，减少变速器体积，提高变速器可靠性以及改善其与发动机的匹配更是当前急需解决的重要问题！本课题将可靠优化设计理论应用汽车机械式变速器齿数系的设计中，根据汽车的动力性要求，在保证零件结构强度和刚度可靠使用的条件下，以变速器体积最小化和功率使用最大化为目标函数，通过可靠性优化设计结果与原始数据的对比，使变速器设计得到一个更可靠的优化。技术要求与主要内容： 1、 1、装配图 0 号，一张； 2、 2、装配图 0 号，一张； 3、零件图 3 号，一张； 4、 4、不少于 12000 字的设计说明书进度安排：第 1、查找相关文献，资料；第一二周第 2、初步计算二周 3、绘制草图三周 4 主要零部件校核一周 5. 绘制正式图纸二周 6. 编写论文二周 7、参加答辩同组设计者及分工：指导教师签字年月日系（教研室）主任意见：系（教研室）主任签字年月日哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）题目捷达轿车六挡手动变速器设计专业汽车运用工程学号 1079312217 学生刁建国指导教师吴柏宇答辩日期 2010 年 12 月 29 日哈工大华德学院哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）题目捷达轿车六档手动变速器设计专业汽车运用工程学号 1079311217 学生刁建国指导教师吴柏宇答辩日期 2010 年 12 月哈工大华德学院哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）摘要汽车作为人类的代步工具，在生活中起着越来越重要的作用。变速器是传动系中的主要部件。它用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速。目的是在各种工作状况下，使汽车获得不同的牵引力和速度。从而使汽车拥有良好的动力性和燃油经济性。本次设计以捷达型轿车的一些整车参数和发动机参数为设计依据，进行手动档变速器的设计。设计的主要内容包括变速器传动机构布置方案的确定，变速器主要参数如挡数、传动比范围、中心距、各挡传动比、齿轮参数、各挡齿轮齿数的选择，齿轮、轴的设计校核，同步器、操纵机构及箱体的设计。在设计的过程中，本文根据轿车变速器的设计要求和车辆动力传动系统自身的特点，参考多篇文献资料，以及变速器设计图册，设计出二轴式变速器。关键词：变速器；齿轮；轴；设计；计算机辅助设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） as a of of an is It is to s is to in a of so is on 20i in of of as of of of of on of a of a of is 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）目录摘要第 1 章绪论 1 题的目的和意义 1 究现状 1 速器的设计思想 2 究的主要工作内容 3 第 2 章变速器设计的总体方案 4 计依据 4 速器传动机构布置方案 5 速器基本参数的确定 6 数的确定 6 动比的确定 6 速器中心距的确定 9 速器轴向尺寸的确定 9 章小结 10 第 3 章主要零部件的设计及计算 11 轮的设计及计算 11 轮参数确定及各挡齿轮齿数分配 11 章小结 18 第 4 章零件的选用及校核 21 零件的校核 21 齿的强度计算 19 速器齿轮的材料及热处理 23 选轴的直径 24 的刚度计算 24 承的校核 33 章小结 37 第 5 章同步器的选择 38 步器的设计及计算 38 环式同步器主要尺寸的确定 38 要参数的确定 39 环式同步器主要尺寸的确 39 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）纵机构的设计 40 章小结 43 第 6 章变速器操纵机构的选择和箱体设计原则 44 速器操纵机构的选择 44 速器箱体设计原则 44 章小结 45 结论 46 参考文献 47 致谢 48 附录 49 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 5 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 1 第 1 章绪论题的目的和意义变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，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 1。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。为了近一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱轿车市场销售份额，应该建立一个适应发动机排量为满足车厂和用户更高层次的要求。设计方案力求实现：（ 1）变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需；（ 2）选挡、换挡轻便、灵活、可靠；（ 3）同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡；（ 4）齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。题研究的现状目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，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。目前， 4档特别是 5 档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时， 6 档变速器的装车率也在日益上升 4。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。汽车变速器是汽车的重要部件之一，用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行使工况下，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。变速器设有空档，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 2 驱动轮传输。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行使能力。汽车变速器技术的发展历史：手动变速器（要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。自动变速器（由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在无级变速器（ ,又称为连续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组，从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带和金属链等。无限变速式机械无级变速器（用的是一种摩擦板式变速原理。核心部分由输入传动盘，输出传动盘和们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化。速器的设计思想根据发动机匹配的轿车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。新型后驱动变速器应满足：（ 1）发动机排量（ 2）六个前进挡，一个倒档；（ 3）输入、输出轴保证两点支承；（ 4）采用同步器，保证可靠平稳换挡；（ 5）齿轮、轴及轴承满足使用要求。究的主要工作内容中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 3 轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。零部件及其他结构的设计齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。根据设计方案，通过哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 4 第 2 章变速器设计的总体方案变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。计依据随着消费者对汽车安全性、舒适性、经济性和动力性需求的提高，汽车的技术含量不断提高，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。目前， 4 档特别是 5 档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时， 6档变速器的装车率也在日益上升 4。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。设计新型后驱动变速器以使变速器结构更加紧凑、合理，承载能力强。选择车型为捷达型轿车进行设计，基本性能参数如表 2 表 2本性能参数发动机参数排量 (L) 大功率 (80(5600r/最大扭矩 (Nm) 140(3500r/底盘参数驱动方式前轮驱动轮胎规格 185/60 车尺寸及质量长 *宽 *高 (4428*1660*1415 轴距 (2471 总质量 (1091 整备质量 (1105 整车性能参数最高车速 (km/h) 175 最大爬坡度 30% 动机构布置方案分析变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进档数或轴的不同分类，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多中间轴式变速器等。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 5 轴式和中间轴式变速器现代汽车大多数都采用固定轴式变速器，而两轴式和中间轴式应用最为广泛。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，还要考虑以下几个方面：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。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作是齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。还有，受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可能设计的很大。对于前进档，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；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。中间轴式变速器可以设置直接档，在使用直接档时，变速器的齿轮和轴承及轴承均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达 90以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点 3 。档的形式和布置方案图 2 2a）方案广泛用于前进档都是同步器换档的四档轿车和轻型货车变速器中；图 2b）方案的优点是可以利用中间轴上的 1档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难，某些轻型货车四档变速器采用这种方案；图 2c）方案能获得较大的倒档速比，突出的缺点是换档程序不合理；图 2d）方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了图 2c）方案；图 2e）方案中，将中间轴上的一档和倒档齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度；图 2f）方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便；为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车采用图2g）方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。后述五种方案可供五档变速器的选择 3 。图 2f）所示的倒档布置方案。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 6 图 2档布置方案速器基本参数的确定数的确定挡数的设置与整车的动力性和经济性有关。就动力性而言，增加变速器的挡数，能够增加发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了整车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，挡数多，增加了发动机在低油耗区工作的可能性，降低油耗。所以挡数设置为六档。动比的确定 1、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为 12： 06377.0 （ 2 式中：汽车行驶速度（ km/h）；发动机转速（ r/ r 车轮滚动半径（ m）； 6i 变速器直接档传动比； 0i 主减速器传动比。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 7 已知：最高车速75km/h；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 185/60到 r =233.4(发动机转速 n =600（ r/由公式（ 2到主减速器传动比计算公式： 2、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） 13。用公式表示如下： m a xm a a x s o s （ 2 式中： G 车辆总重量 (N)； f 坡道面滚动阻力系数 (对沥青路面 =；发动机最大扭矩 (Nm) ； 0i 主减速器传动比；变速器传动比； t 为传动效率（ R 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上 30%的坡，大约由公式（ 2： 0m a xm a xm a s （ 2 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 8 已知： m=1091019.0f ；； r=140m ；i ； g=0.0t ，把以上数据代入（ 3： o 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： r 10iT 0 （ 2 式中：驱动轮的地面法向反力，；驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面已知： 1091m 取数据代入（ 3得： 5 9 11 所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为 3、变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即：哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 9 心距的选择初选中心距可根据经验公式计算 14： 3 1（ 2 式中： A 变速器中心距（中心距系数，乘用车发动机最大输出转距为 140（ Nm ）； 1i 变速器一档传动比为 g 变速器传动效率，取 96%。 A = A =80 速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：； L =0=255哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 10 章小结本章主要通过分析整车和发动机、底盘参数，对新型后驱动变速器的总体方案进行确定。其中包括：变速器传动方案的布置，中心距的确定，挡位的设置，各挡传动比的确定及轴向尺寸的确定等。通过确定变速器的基本参数，便于其他零部件的设计选用，为下一步的设计计算奠定基础。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 11 第 3 章主要零部件的设计及计算轮的设计及校核轮参数确定及各挡齿轮齿数分配 m 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。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在 m= 国家规定的标准压力角为 20o ，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20o 。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。乘用车中间轴式变速器为 22o 34o ，选 25 o 。 b 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b。 m ，其中齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮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。一般齿轮的齿顶高系数0 ，为一般汽车变速器齿轮所采用。分配齿数时应注意的是，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。（ 1）确定一挡齿轮的齿数由于一挡采用斜齿轮传动，所以齿数和 2 c o s 2 * 8 0 * 0 . 9 1 642 . 5h m ，圆整后得齿数和为 66，修正后得。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 12 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节，采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声 6。凑配中心距； 80A 齿端面模数； nt 合角 1 1 1 2c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，得 20o ；故总变位系数 0x ，即为高度变位。查得： 112 。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。一挡齿轮参数如表 3 表 3挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 端面压力角 o n t 2 分度圆直径 =27 3 齿顶高 10 na 20 na 4 齿根高 10 nf 20 nf 5 齿顶圆直径 aa aa 6 齿根圆直径 ff 1312 ff 7 当量齿数 13 14c o 64zz n 8 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m （ 2）对中心距进行修正因为计算齿轮和，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的新计算中心距 80A 。（ 3）确定其他各挡的齿数哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 13 二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角10与常啮合齿轮不同，由 27216Z 得： 17 226Z （ 3 而109 1 0()2 c o （ 3外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： 26121 0 7t a n ( 1 )t a n Z （ 3 联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角10 o，解式（ 3 3出9 1 04 8 , 2 3。再把9 10 10 及代入式（检查近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距 6710() 802 c o s mA m m；斜齿端面模数102 . 5 0c o s nt mm m m；啮合角 9 1 0c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20o ，正角度变位。查得9 1 01 . 1 2 , 0 . 4 6 0 . 6 6x x x 故。二挡齿轮参数如表 3 3挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 理论中心距 670 802 m m m 2 中心距变动系数 0 0 . 2 1 2 3 齿顶降低系数 1 . 4 1 2nn x 4 分度圆直径 6 37 m m m 7 123 m m m 5 齿顶高 06( ) 0 . 9a n nh f x m m m 07( ) 1 . 5a n nh f x m m m 6 齿根高 06( ) 3 . 0 1f c x m m m 07( ) 2 . 4f c x m m m 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 14 7 齿顶圆直径 2 4 5d h m m 2 1 3 1d h m m 8 齿根圆直径 2 3 2d h m m 2 1 1 8d h m m 9 当量齿数 63 15c o 73 50c o 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 同理：三挡齿轮8 9 81 9 4 4 1 1 . 4 o，，近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距 788() 802 c o s mA m m；斜齿端面模数62 . 5c o s nt mm m m；啮合角 78c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20o ，正角度变位。查得781 . 0 5 , 0 . 4 3 0 . 6 2x x x 故。三挡齿轮参数如表 3 表 3挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 理论中心距 890 802 m m m2 中心距变动系数 0 0 . 1 2 3 齿顶降低系数 1 nn x 4 分度圆直径 8 48 m m m 9 112 m m m 5 齿顶高 08( ) 3 . 5a n nh f x m m m 09( ) 3 . 7a n nh f x m m m 6 齿根高 08( ) 3f c x m m m 09( ) 2 . 8f c x m m m 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 15 7 齿顶圆直径 2 5 5 . 3d h m m 2 1 1 9d h m m 8 齿根圆直径 2 4 2d h m m 2 1 0 6d h m m 9 当量齿数 83 20c o 93 47c o 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 同理：四挡齿轮1 0 1 1 62 4 4 4 1 6 . 3 o，，近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距 1 0 1 16() 802 c o s mA m m；斜齿端面模数62 . 6 0c o s nt mm m m；啮合角56 c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20o ，负角度变位。查得561 . 0 3 , 0 . 4 6 , 0 . 5 7x x x 故。四挡齿轮参数如表 3 表 3挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 理论中心距 560 802 m m m2 中心距变动系数 0 0 3 齿顶降数 0 . 4nn x 4 分度圆直径 10 63 m m m 11 99 m m m 5 齿顶高 0 1 0( ) 3 . 6 5a n nh f x m m m 0 1 1( ) 3 . 9a n nh f x m m m 6 齿根高 0 1 0( ) 2 . 9f c x m m m 0 1 1( ) 2 . 6f c x m m m 7 齿顶圆 2 7 0d h m m 2 1 0 7d h m m 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 16 直径 8 齿根圆直径 2 5 7d h m m 2 9 3d h m m 9 当量齿数 53 27c o 63 43c o 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 同理：五挡齿轮1 2 1 3 42 9 3 1 2 3 . 2 o，，近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距 1 2 1 34() 80.2 c o s mA m m；斜齿端面模数42 . 5c o s nt mm m m；啮合角 34c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20 。查得 431 . 0 3 , 0 . 4 9 , 0 . 5 4x x x 故。四挡齿轮参数如表 3 （ 5）确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数往往与一挡相近。倒挡齿轮 13Z 的齿数，一般在2123之间，初选3 10Z ，计算出输入轴与倒挡轴的中心距 A 。设4 1 4 314 4 , ( ) 4 82Z A m Z Z m m 则。为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 13和 14的齿顶圆之间应保持有取13 50Z ，满足输入轴与中间轴的距离。假设当齿轮 13 和 14 啮合时，中心距 451 ( ) 9 5 . 32A m Z Z A ，且 0 m m 。故倒挡轴与中间轴的中心距，1 3 1 51 ( ) 9 02A m Z Z m m 。根据中心距 A 求啮合角： 1 4 1 5 c o s ( ) c o s 0 . 9 42 m ，故 20o ，高度变位。查得 1 4 1 51 3 1 50 . 5 2 , 0 . 5 2 , 0 . 5 81 . 1 2 , 0 . 5 4 , 0 . 5 8x x xx x x 倒挡齿轮参数如表 3 表 3 挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 17 1 理论中心距 1 2 1 30 802 m m m2 中心距变动系数 0 0 3 齿顶降低系数 0 . 2 1 8 4 分度圆直径 12 7 8 . 8 m m m13 8 4 . 3 m m m5 齿顶高 01( ) 3 . 7a n nh f m m m 02( ) 3 . 8a n nh f m m m 6 齿根高 01( ) 2 . 9 1f c m m m 02( ) 2 . 7f c m m m 7 齿顶圆直径 2 8 6 . 3d h m m 2 9 2d h m m 8 齿根圆直径 2 7 3d h m m 2 7 8 . 8d h m m 9 当量齿数 123 37c o 133 40c o 10 齿宽 6 2 . 5 1 5 m m m 6 2 . 5 1 5 m m m 查得。六挡齿轮参数如表 3 表 3 挡齿轮基本参数序计算计算公式哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 18 号项目 1 理论中心距 02 15140 2 中心距变动系数 0 0 3 齿顶降低系数 0 . 2 1 8 4 分度圆直径 5 齿顶高 01( ) 3 . 7a n nh f m m m 02( ) 3 . 8a n nh f m m m 6 齿根高 01( ) 2 . 9 1f c m m m 02( ) 2 . 7f c m m m 7 齿顶圆直径 72 62 8 齿根圆直径 32 32 9 当量齿数 0c 14 9c 15 10 齿宽 6 2 . 5 1 5 m m m 6 2 . 5 1 5 m m m 本章小结哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 19 本章介绍了齿轮的损坏原因及形式，简要阐述了齿轮材料的热处理方法，重点对各档齿轮进行了校核，包括对各挡齿轮弯曲应力、接触应力的计算。计算了轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角以及轴在合成弯矩作用下的应力。表 3挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 分度圆直径 3 25d Z m m m5 6 2 m m m2 齿顶高 01( ) 3 . 7 5ah f x m m m 02( ) 3 . 5ah f x m m m 3 齿根高 01( ) 2 . 8fh f c x m m m 02( ) 3 . 1fh f c x m m m 4 齿顶圆直径 2 3 1 . 5d h m m 2 6 9 . 5d h m m 5 齿根圆直径 2 1 9 . 4d h m m 2 5 6 . 4d h m m 6 基圆直径 c o s 4 0c o s 5 4bd d m m 7 齿宽 6 2 . 5 1 5 m m m 6 2 . 5 1 5 m m m 序号计算项目计算公式 1 分度圆直径 3 25d Z m m m2 齿顶高 01( ) 3 . 7ah f x m m m 3 齿根高 01( ) 2 . 8 5fh f c x m m m 4 齿顶圆 2 6 9 . 5d h m m 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 20 直径 5 齿根圆直径 2 5 6 . 4d h m m 6 基圆直径 c o s 1 1 7bd d m m 7 齿宽 6 2 . 5 1 5 m m m 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 21 第四章零件的选用及校核零件的校核齿强度计算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）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些 3。变速器抵挡小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要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。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面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。（ 1）直齿轮弯曲应力 32 K y （ 3 式中：计算载荷（ N； K 应力集中系数，可近似取 K = 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：主动齿轮动齿轮齿宽系数； y 齿形系数。倒挡主动轮 14 ，查手册得 y= 代入（ 3得8 4 3 . 4 5 8 5 0M p a M p a ；倒挡传动齿轮 15 ，查手册得 y=代入（ 3得3 7 8 . 7 0 4 0 0M p a M p a ；倒挡从动轮 13 ，查手册得 y= 代入（ 3得2 3 4 . 6 3 8 5 0M p a M p a ；当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩，倒挡直齿轮许哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 22 用弯曲应力在 400850受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。故，弯曲强度足够。（ 2）斜齿轮弯曲应力32 c o m y K K （ 3 式中：计算载荷（ N；斜齿轮螺旋角 o（）； K 应力集中系数，可近似取 K = Z 齿数；法向模数（ y 齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数； K 重合度影响系数， K = 一挡齿轮 12，查图得 y=入（ 3= 一挡齿轮 11，查图得 y=入（ 3= 二挡齿轮 10，查图得 y=入（ 3= 二挡齿轮 9，查图得 y=入（ 3得= 三挡齿轮 8，查图得 y=入（ 3得= 三挡齿轮 7，查图得 y=入（得= 四挡齿轮 6，查图得 y=入（ 3得= 四挡齿轮 5，查图得 y=入（ 3得= 五挡齿轮 4，查图得 y=入（ 3= 五挡齿轮 3，查图得 y=入（ 3= 常啮合齿轮 2，查图得 y=入（ 3得= 常啮合齿轮 1，查图得 y=入（ 3得= 当计算载荷，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350围，所有斜齿轮满足，故弯曲强度足够。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 23 110 . 4 1 8 ( )（ 3 式中：j 轮齿的接触应力（ F 齿面上的法向力（ N）， 1c o s c o ； 1F 圆周力（ N）， 1 2 计算载荷（ N； d 节圆直径（节点处压力角 o（）；齿轮螺旋角 o（）； E 齿轮材料的弹性模量，合金钢取 E= 52 1 0 M ； b 齿轮接触的实际宽度（ z、b 主、从动齿轮节点处的曲率半径（直齿轮s i n , s i nz z b ，斜齿轮22s i ns i n ,c o s c o ； b 为主、从动齿轮的节圆半径（将上述有关参数代入式（ 3并将作用在变速器第一轴上的载荷2作为计算载荷时，得出：一挡接触应力 8 0 8 . 9 9 1 9 0 0j M p a M p a ；二挡接触应力 8 0 3 . 2 1 1 3 0 0j M p a M p a；三挡接触应力 7 3 1 . 2 5 1 3 0 0j M p a M p a ；四挡接触应力 7 5 6 . 2 8 1 3 0 0j M p a M p a；五挡接触应力 7 8 0 . 7 4 1 3 0 0j M p a M p a 六档接触应力 7 8 0 . 7 4 1 3 0 0j M p a M p a；倒挡接触应力 9 9 7 . 7 9 1 9 0 0j M p a M p a （齿轮 14主动， 15从动）； 8 7 2 . 0 5 1 9 0 0j M p a M p a（齿轮 15主动， 13从动）；对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力 j ，一挡和倒挡j=19002000啮合齿轮和高挡 j=13001400所有齿轮满足jj，接触强度足够。速器齿轮的材料及热处理哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 24 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。国内汽车变速器齿轮材料主要采用 20碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为 5863部硬度为 3348 淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定；消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求 8。选轴的直径轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调，变速器轴的最大直径 d 与支承间的距离 l 可按下列关系式初选（ 4 对输二轴 : （ 4 中间轴式变速器第二轴与中间轴的最大直径 d=可根据中心距 A(下式初选 : d( （ 4 第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩d(4 3 （ 4 初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键，弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正 2 。经过计算得：第一轴花键部分直径： d=26第二轴的的最大直径： 0承间的距离： 2l=192 轴的刚度计算对

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