三轴六档变速器结构设计[汽车]【4张图/14900字】【优秀机械毕业设计论文】

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A2-变速器第二轴.dwg

A2-输出轴三档齿轮.dwg

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关键词：: 三轴六档变速器结构设计汽车优秀优良机械毕业设计论文

资源描述：

文档包括:
说明书一份，45页。14900字。
任务书一份。

图纸共4张，如下所示
A0-装配展开图.dwg
A0-装配展开左视图.dwg
A2-变速器第二轴.dwg
A2-输出轴三档齿轮.dwg

摘　要:
汽车变速器发展经历了100 多年,从最初采用侧链传动到手动变速器到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器,再向无级自动变速器方向发展。发动机是汽车的心脏,发动机产生的动力必须经过传动系统才能驱动车轮转动。传动系统的心脏是变速器。由于发动机的转速和转矩的变化范围小,而汽车行驶速度的变化范围广,所以一开始传动系统就设置了变速器。变速器的作用: ①改变汽车的传动比,扩大驱动车轮转矩和转速的范围,使车辆适应各种变化的行驶工况,同时使发动机在理想的工况下工作; ② 在发动机转矩方向不变的前提下,实现汽车的倒退行驶; ③实现空挡,中断发动机传递给车轮的动力,使发动机能够起动、怠速。100 多年中,变速器经历了用变速杆改变链条的传动比→手动变速器→有级自动变速器→无级自动变速器的发展历程。
关键词: 汽车；变速器；工作原理；发展历史；发展趋势

Abstract
The development of auto transmission has experienced more than 100 years’ history, from the initial use of side-chain drive to the manual transmission, to the current hydraulic. Automatic transmission and electronically controlled automatic mechanical transmission, to the no-class automatic transmission direction. The engine is the heart of the car. The power of the engine transmission system must drive the wheels turning. Transmission System is the heart of transmission. As the engine speed and torque are on the scope of the changes, but vehicle’s speed and scope of change, so at beginning on the transmission system set up a transmission. The role of the transmission : ① change the transmission ratio of motor vehicles, wheel drive torque to expand the scope and speed to adapt to changes in the vehicle driving cycle, at the same time it can make the engine in good working condition; ② not in the direction of engine torque. Under the premise of change, it can make cars on the retrogression; ③ achieve in neutral gear, interrupted the power of the wheels transmission by the engine so that the engine can start, idling. More than 100 years, the transmission has changed from Bian Sugan → the chain of transmission ratio → manual transmission → a class-automatic transmission → no class automatic transmission → course of development.
Keywords: Automotive; transmission; principle; history of development; development trend

目录
摘要............................................................I
第1章绪论......................................................1
1.1. 课题的目的和意义.........................................1
1.2. 课题研究的现状...........................................1
1.3. 变速器的设计思想.........................................2
1.4. 研究的主要工作内容.......................................2
第2章变速器设计的总体方案......................................4
2.1. 设计依据.................................................4
2.2. 传动机构布置方案分析,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,4
2.3. 变速器基本参数的确定,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,6
第3章主要零部件的设计及计算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,11
3.1. 齿轮的设计及校核,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,11
3.1.1. 齿轮参数确定及各档齿轮齿数分配,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,11
3.1.2. 齿轮强度计算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,18
3.1.3. 变速器齿轮的材料及热处理,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,21
3.2. 轴的设计及校核,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,21
3.2.1. 初选轴的直径.......................................21
3.2.2. 轴的刚度计算.......................................22
3.2.3. 轴的强度计算.......................................31
第4章同步器的选择.............................................37
4.1. 惯性式同步器............................................37
4.1.1. 锁环式同步器的机构.................................37
4.1.2. 锁环式同步器的工作原理.............................38
4.1.3. 锁环式同步器主要尺寸的确定.........................38
4.2. 主要参数的确定..........................................39
4.2.1 摩擦因数 f..........................................39
4.2.2 同步环主要尺寸的确定................................40
4.2.3 锁止角β............................................41
4.2.4 同步时间............................................41
4.2.5 转动惯量的计算......................................42
第5章变速器操纵机构的选择和箱体设计原则.......................43
5.1. 变速器操纵机构的选择....................................43
5.2. 变速器箱体设计原则......................................43
致谢...........................................................44
参考文献........................................................45
题目名称三轴六档变速器结构设计
一、设计（论文）目的、意义
变速器是汽车动力传递的主要装置之一，它通过改变传动比来使车辆适应变化的行驶条件。当车辆的装载质量较大，使用条件较复杂时为了保证车辆具有良好的动力性、经济性和加速性，需要扩大传动比的范围以适应条件的变化。现在虽然自动变速器越来越多地被使用，但是由于手动变速器的良好操纵性、经济性等还是被用在各种车型上。
本设计涉及到的专业课包括汽车设计、汽车理论、汽车构造以及机械设计、工程材料等众多专业基础课和专业课，对于学生的本科学习做一个综合的总结。通过本次设计，使学生掌握一种学习的方法，为以后的工作打下良好的基础。
二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）
本次设计是根据轿车的技术参数，设计一三轴式手动变速器，设计内容包括确定变速器传动方案，确定各挡传动比，对变速器主要零部件进行设计计算，并对齿轮及轴进行强度校核。学生利用所学过的知识，正确绘出二维CAD图，完成设计说明书.
1、汽车变速器的概述及其方案的确定
2、变速器主要参数的选择与主要零件的设计
3、变速器齿轮的强度计算与材料的选择
4、变速器轴的强度计算与校核
5、变速器同步器的设计
该货车的主要技术参数如下：
发动机：总排量2.0l，最大功率110W, 最大功率时转速6200r/min, 最大扭矩200N.m, 最大扭矩时转速3600r/min，最高车速220Km/h。
主要质量参数：整备质量1425kg, 满载质量3000kg。
几何参数：总长4520mm, 总宽1817mm, 高1421mm, 轴距2760mm。
三、设计（论文）完成后应提交的成果
（一）计算说明部分
设计说明书不少于1.2万
（二）图纸部分
1、变速器装配图 A0 2张.
2、变速器零件图 A2 2张。
四、设计（论文）进度安排
2011.10.9~2011.10.20 进行调研，查相关资料，撰写《开题报告》。
2011.10.21 毕业设计开题答辩。
2011.10.22～2011.11.17 按要求完成总体设计方案、初步计算及绘制草图。
2011.11.18 老师检查完成进度情况。
2011.11.19～2011.11.24 完成设计草图。
2011.11.25 进行中期检查。
2011.11.26～2011.12.09 绘制正式图纸及完成设计说明书草稿。
2011.12.10～2011.12.19 学生上交毕业设计材料。
2011.12.20 ～2011.12.26 老师对毕业设计进行评审。
2011.12.28、29 毕业设计答辩。
2011.12.30、31 提交所有毕业设计材料。
五、主要参考资料
《汽车构造》、《汽车理论》、《汽车设计》、《专用车辆设计》《液压传动》

三轴式刚性支承结构变速器设计

内容简介：: 毕业设计（论文）任务书学生姓名闫哲铭系部汽车工程系专业、班级车辆工程 0893112 班指导教师姓名季海成职称讲师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称三轴六档变速器结构设计一、设计（论文）目的、意义变速器是汽车动力传递的主要装置之一，它通过改变传动比来使车辆适应变化的行驶条件。当车辆的装载质量较大，使用条件较复杂时为了保证车辆具有良好的动力性、经济性和加速性，需要扩大传动比的范围以适应条件的变化。现在虽然自动变速器越来越多地被使用，但是由于手动变速器的良好操纵性、经济性等还是被用在各种车型上。本设计涉及到的专业课包括汽车设计、汽车理论、汽车构造以及机械设计、工程材料等众多专业基础课和专业课，对于学生的本科学习做一个综合的总结。通过本次设计，使学生掌握一种学习的方法，为以后的工作打下良好的基础。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）本次设计是根据轿车的技术参数，设计一三轴式手动变速器，设计内容包括确定变速器传动方案，确定各挡传动比，对变速器主要零部件进行设计计算，并对齿轮及轴进行强度校核。学生利用所学过的知识，正确绘出二维，完成设计说明书 . 1、汽车变速器的概述及其方案的确定 2、变速器主要参数的选择与主要零件的设计 3、变速器齿轮的强度计算与材料的选择 4、变速器轴的强度计算与校核 5、变速器同步器的设计该货车的主要技术参数如下：发动机：总排量大功率 110W, 最大功率时转速 6200r/最大扭矩最大扭矩时转速 3600r/高车速 220Km/h。主要质量参数：整备质量 1425满载质量 3000 几何参数：总长 4520总宽 1817高 1421轴距 2760 三、设计（论文）完成后应提交的成果（一）计算说明部分设计说明书不少于（二）图纸部分 1、变速器装配图张 . 2、变速器零件图张。四、设计（论文）进度安排进行调研，查相关资料，撰写开题报告。毕业设计开题答辩。按要求完成总体设计方案、初步计算及绘制草图。师检查完成进度情况。完成设计草图。行中期检查。绘制正式图纸及完成设计说明书草稿。学生上交毕业设计材料。老师对毕业设计进行评审。 29 毕业设计答辩。 31 提交所有毕业设计材料。五、主要参考资料汽车构造、汽车理论、汽车设计、专用车辆设计液压传动六、备注指导教师签字：年月日教研室主任签字：年月日哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 I 摘要 : 汽车变速器发展经历了 100 多年 ,从最初采用侧链传动到手动变速器到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器 ,再向无级自动变速器方向发展。发动机是汽车的心脏 ,发动机产生的动力必须经过传动系统才能驱动车轮转动。传动系统的心脏是变速器。由于发动机的转速和转矩的变化范围小 ,而汽车行驶速度的变化范围广 ,所以一开始传动系统就设置了变速器。变速器的作用 : 改变汽车的传动比 ,扩大驱动车轮转矩和转速的范围 ,使车辆适应各种变化的行驶工况 ,同时使发动机在理想的工况下工作 ; 在发动机转矩方向不变的前提下 ,实现汽车的倒退行驶 ; 实现空挡 ,中断发动机传递给车轮的动力 ,使发动机能够起动、怠速。 100 多年中 ,变速器经历了用变速杆改变链条的传动比手动变速器有级自动变速器无级自动变速器的发展历程。关键词 : 汽车；变速器；工作原理；发展历史；发展趋势哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 he of 00 of to to to is of of is of As on of s of so at on up a of of to to to in at it in in of of it on in of so 00 of a no of of 尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计录摘要 . 1 章绪论 .课题的目的和意义 .课题研究的现状 .变速器的设计思想 .研究的主要工作内容 . 2 章变速器设计的总体方案 .设计依据 .传动机构布置方案分析 ,4 变速器基本参数的确定 ,6 第 3 章主要零部件的设计及计算 ,11 齿轮的设计及校核 ,11 齿轮参数确定及各档齿轮齿数分配 ,11 齿轮强度计算 ,18 变速器齿轮的材料及热处理 ,21 轴的设计及校核 ,21 初选轴的直径 . 轴的刚度计算 . 轴的强度计算 . 4 章同步器的选择 .惯性式同步器 . 锁环式同步器的机构 . 锁环式同步器的工作原理 . 锁环式同步器主要尺寸的确定 .主要参数的确定 . 摩擦因数 f. 同步环主要尺寸的确定 . 锁止角 . 同步时间 .尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计转动惯量的计算 . 5 章变速器操纵机构的选择和箱体设计原则 .变速器操纵机构的选择 .变速器箱体设计原则 . 谢 .考文献 .哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 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。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的后驱动变速器新平台，以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。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、制造成本低和工作可靠，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。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。变哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 2 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。即在体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。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，输出传动盘和动盘组成。它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。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 3 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。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，通过成装配图及零件图的绘制。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 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。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 20i 雅型轿车进行设计，基本性能参数如表表本性能参数发动机参数排量 (L) 大功率 (110(6200r/最大扭矩 (Nm) 200(3600r/底盘参数驱动方式后轮驱动轮胎规格 205/55 车尺寸及质量长 *宽 *高 (4520*1817*1421 轴距 (2760 总质量 (3000 整备质量 (1425 整车性能参数最高车速 (km/h) 220 最大爬坡度 30% 注：其中， 205/55 示轮胎断面宽 B=205，扁平比 H/B=55,轮辋直径 16 故车轮滚动半径近似等于轮胎半径，为 r=(05*2= 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 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。对于本设计，采用如图示的传动方案。图间轴式变速器传动方案哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 6 档的形式和布置方案图常见的布置方案。图 a）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 b）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 c）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 d）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 c）方案；图 e）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 f）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，g）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：本次设计中采用中间轴式变速器，图 f）琐事得到当布置方案。图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哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 7 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： 06377.0 （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。已知：最高车速20km/h；最高档为超速档，传动比6i=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 205/55到 r =发动机转速 n =200（ r/由公式（到主减速器传动比：、最低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 （式中：哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 8 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（： 0m a xm a xm a s i nc （已知： m=3000019.0f ；； r=200m； g=90.0t，把以上数据代入（：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 （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可取 9 之间。已知： 3000m 取数据代入（得： 001 所以，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：心距的选择初选中心距可根据经验公式计算： 3 1m a x （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 200（ Nm）； 1i 变速器一档传动比为 g 变速器传动效率，取 96%。 A = A=90 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 10 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 = 3 . 4 9 0 = 2 5 5 m m 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 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，乘用车和总质量在货车为取 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 22 34，选 =25 。 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。cb=其中速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮；常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。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 12 一挡齿轮参数如表表挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 端面压力角 t a nt a n 0 . 3 9 , 2 1 . 3 7c o s 2 分度圆直径 12 42 m m m11 130 m m m3 齿顶高 0 1 2( ) 3 . 4 5f x m m m 0 1 1( ) 1 . 5 5f x m m m 4 齿根高 0 1 2( ) 3 . 1 1f c x m m m 0 1 1( ) 5 . 0 1f c x m m m 5 齿顶圆直径 2 5 4d h m m 2 1 3 6d h m m 6 齿根圆直径 2 4 0d h m m 2 1 3 2d h m m 7 当量齿数 103 22c o 93 63c o 8 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 由于一挡采用斜齿轮传动，所以齿数和2 c o s 2 9 0 0 . 9 1 6 5 . 5 22 . 5m ，圆整后得齿数和为 66 ，修正后 o 。凑配中心距 1 1 1 2() 902 c o s mA m m A ；斜齿端面模数 2 . 7 2c o s nt mm m m；啮合角 1 1 1 2c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ， 20o ；故总变位系数 0x ，即为高度变位。查得：1 2 1 10 . 3 8 , 0 . 3 8 故。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。（ 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 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 702 c o m m。由一挡传动比 21111 12Z 求出常啮合传动齿轮的齿数比： 21211 11ZZ （哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 13 而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即： 12()2 c o （由公式（： 122 5 , 4 2。核算 291 1 10Z =前 1 相差较小，故由（得：齿轮 1、2 精确的螺旋角2 o。凑配中心距 12 () 902 c o s mA m m A ；斜齿端面模数 2 . 6 9c o s nt mm m m；啮合角 12c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20 o ，角度变位。查得 210 , 0 . 1 8 0 . 1 8x x x 故。（ 3）确定常啮合传动齿轮副的齿数见表啮合齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 分度圆直径 1 66 m m m 2 112 m m m 2 齿顶高 01( ) 2 . 0 5a n nh f x m m m 02( ) 2 . 9 5a n nh f x m m m 3 齿根高 01( ) 4 . 5 1f c x m m m 02( ) 3 . 6 1f c x m m m 4 齿顶圆直径 2 7 0d h m m 2 1 1 5d h m m 5 齿根圆直径 2 5 8d h m m 2 1 0 0d h m m 6 当量齿数 13 32c o 23 53c o 7 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m （ 4）确定其他各挡的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角10与常啮合齿轮不同，由 292110Z 得：哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 14 19 2210Z （而 109 1 0()2 c o （此外，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： 29121 0 1 0t a n ( 1 )t a n Z （联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角10 o，解式（出9 1 04 8 , 2 3。凑配中心距 9 1 010() 9 0 . 5 62 c o s mA m m A ；斜齿端面模数102 . 7 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 . 2 , 0 . 4 2 0 . 7 8x x x 故。二挡齿轮基本参数见表挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 理论中心距 9 1 00 9 0 . 5 32 m m m2 中心距变动系数 0 0 . 2 1 2n 3 齿顶降低系数 1 . 4 1 2nn x 4 分度圆直径 9 120 m m m10 60 m m m5 齿顶高 09( ) 0 . 0 2a n nh f x m m m 0 1 0( ) 0 . 9 2a n nh f x m m m 6 齿根高 09( ) 3 . 0 1f c x m m m 0 1 0( ) 2 . 1 1f c x m m m 7 齿顶圆直径 2 1 2 6d h m m 2 6 4d h m m 8 齿根圆直径 2 1 1 2d h m m 2 5 4d h m m 9 当量齿数 93 52c o 103 25c o 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 15 同理：三挡齿轮7 8 84 2 2 8 1 3 . 6 o，，近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距 788() 9 0 . 2 12 c o s mA m m A ；斜齿端面模数62 . 5 8c 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。三挡齿轮基本参数见表挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 理论中心距 780 9 0 . 32 m m m2 中心距变动系数 0 0 . 1 2n 3 齿顶降低系数 1 nn x 4 分度圆直径 7 104 m m m8 72 m m m5 齿顶高 07( ) 0 . 6 5a n nh f x m m m 08( ) 1 . 1 3a n nh f x m m m 6 齿根高 07( ) 2 . 9 9f c x m m m 08( ) 2 . 5 1f c x m m m 7 齿顶圆直径 2 1 1 0d h m m 2 8 2d h m m 8 齿根圆直径 2 8 4d h m m 2 6 6d h m m 9 当量齿数 73 47c o 83 31c 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5 6 63 7 3 3 1 6 . 2 2 o，，近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距 566() 9 1 . 1 52 c o s mA m m A ；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 5 , 0 . 4 8 , 0 . 5 7x x x 故。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 16 四挡齿轮基本参数见表挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 理论中心距 560 912 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 5 96 m m m6 84 m m m5 齿顶高 05( ) 0 . 0 7 5a n nh f x m m m 06( ) 0 . 3a n nh f x m m m 6 齿根高 05( ) 2 . 8 6f c x m m m 06( ) 2 . 6 4f c x m m m 7 齿顶圆直径 2 1 0 0d h m m 2 8 6d h m m 8 齿根圆直径 2 9 0d h m m 2 7 6d h m m 9 当量齿数 53 43c o 63 38c o 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m 五挡齿轮基本参数见表挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 理论中心距 340 6 9 . 52 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 4 7 7 . 8 4 m m m 3 6 1 . 1 6 m m m 5 齿顶高 01( ) 3 . 3 4 5a n nh f m m m 02( ) 2 . 7a n nh f m m m 6 齿根高 01( ) 3 . 7 6 2 5f c m m m 02( ) 4 . 4 0 7 5f c m m m 7 齿顶圆直径 2 8 4 . 5 3d h m m 2 6 6 . 5 6d h m m 8 齿根圆直径 2 7 0 . 3 1 5d h m m 2 5 2 . 3 4 5d h m m 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 17 9 当量齿数 43 38c o 33 30c o 10 齿宽 6 2 . 5 1 5 m m m 6 2 . 5 1 5 m m m 同理：五挡齿轮 3443 1 3 8 1 8 . 8 9 o，，近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距 344() 9 0 . 7 92 c o s mA m m A ；斜齿端面模数42 . 6 3c o s nt mm m m；啮合角 34c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20 。查得 430 . 9 7 , 0 . 5 6 , 0 . 4 1x x x 故。（ 5）。倒挡齿轮基本参数见表挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式 1 分度圆直径 14 40d Z m m m15 58d Z m m m2 齿顶高 0 1 4( ) 3 . 8ah f x m m m 05( ) 3 . 9 5ah f x m m m 3 齿根高 0 1 4( ) 2 . 7 6fh f c x m m m 0 1 5( ) 2 . 6 1fh f c x m m m 4 齿顶圆直径 2 4 4d h m m 2 6 6d h m m 5 齿根圆直径 2 3 6d h m m 2 4 8d 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 13 125d Z m m m2 齿顶高 0 1 3( ) 3 . 8 5ah f x m m m 3 齿根高 0 1 3( ) 2 . 7 1fh f c x m m m 4 齿顶圆直径 2 1 3 2d h m m 5 齿根圆直径 2 1 1 9d 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 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 的哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 18 齿数，一般在 2123 之间，初选15 23Z ，计算出输入轴与倒挡轴的中心距 A 。设4 1 4 1511 7 , ( ) 5 02Z 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上的间隙，故取13Z 50，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 1 3 1 41A ( Z ) 8 3 . 7 52 m 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 141 3 21 4 Z倒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 （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，哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 19 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=（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（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（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 （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（ = 一挡齿轮 11，查图得 y=入（ = 二挡齿轮 10，查图得 y=入（ = 二挡齿轮 9，查图得 y=入（得= 三挡齿轮 8，查图得 y=入（得= 三挡齿轮 7，查图得 y=入（得= 四挡齿轮 6，查图得 y=入（得= 四挡齿轮 5，查图得 y=入（得= 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 20 五挡齿轮 4，查图得 y=入（ = 五挡齿轮 3，查图得 y=入（ = 常啮合齿轮 2，查图得 y=入（得= 常啮合齿轮 1，查图得 y=入（得= 当计算载荷用到变速器第一轴上的最大转矩，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。 110 . 4 1 8 ( ) （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 p a ； 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（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；哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 21 五挡接触应力 7 8 0 . 7 4 1 3 0 0j M p a M p a 常啮合接触应力 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j j，接触强度足够。速器齿轮的材料及热处理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。轴的设计及校核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对于二轴式 : （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( （第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩下式初选哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 22 d(4 3

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