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基于CATIA的汽车两轴式五档变速箱设计-带答辩PPT【三维CATIA建模】【含16张CAD图纸】
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三维CATIA建模
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基于CATIA的汽车两轴式五档变速箱设计摘 要 汽车变速箱的主要功能是满足汽车在前进的过程中对速度的不同要求。除此之外，变速箱还可以用于汽车的倒退，在重要的时候还应存在动力的输出这项功能。 变速箱按输出转矩给设计系列分级，不同的车型选择不同的变速箱，也可以根据汽车制造性能的具体要求自行进行设计制造。还可以根据性能要求类似的汽车类型在实际检测中产生的随机载荷，利用数学总结中统计分析的方法制成载荷谱，以便进行变速箱的使用寿命的计算。这种设计方案是在实际生产当中比较常用的可靠方案，如果在选择设计参数时使用优化设计的方法进行辅助选择 ，那么将会产生事半功倍的效果，即设计出用最简单最小尺就能满足所有设计要求的变速箱。当然设计方式并不唯一，有时还可以使用其他的分析方法，如有限元来分析。 根据变速箱的传动方式不同一般可分为两种：三轴式变速箱和两轴式变速箱。三轴式变速箱适用的汽车类型为发动机在前驱动力在后轮上；二轴式变速箱一般适用于发动机在前驱动力也在前轮上的小型汽车上。本文是关于两轴五档变速箱的设计说明。 关键词：齿轮；强度校核；档数；轴；传动比AbstractThe main function of the automobile gearbox is to meet the different requirements of speed in the process of moving forward.In addition, the gearbox can also be used to retrograde the car, and it should have the power to output this function when it is important. The gearbox is graded according to the output torque, and different gearboxes are selected for different models, and it can be designed and manufactured according to the specific requirements of automobile manufacturing performance. Can also according to the performance requirements of similar vehicle type in the actual detection of random load, the method of using mathematical statistical analysis in the summary made load spectrum, so that the service life of the gearbox is calculated. Are frequently used in production of this kind of design scheme is reliable solution, if use when choosing design parameters optimization design method for auxiliary selection, then will produce the effect of get twice the result with half the effort, which designed with the simplest minimum scale can meet all the design requirements of transmission. Of course, the design method is not unique, sometimes other analytical methods can be used, such as finite element analysis.According to the transmission mode of the gearbox, there are two types of transmission: three-axis gearbox and two-axle gearbox. The three-axis gearbox is suitable for the engine in the front drive on the rear wheel; The two-axis gearbox is generally suitable for the engine in the front drive and on the front wheel of the small car. This article is about the design of the two-axis five-speed gearbox. Keywords: Gear; Strength check;Block; Axis; Transmission ratio目 录引 言1第1章 绪论21.1.1变速箱的设计要求21.2变速箱的结构形式21.2.1三轴式变速21.2.2二轴式的变速箱2第2章 变速箱的传动机构及操纵机构的布置32.1 变速器的传动机构32.1.1变速箱的齿轮32.2变速箱的机构布置方案32.2.1变速箱结构设计32.2.2倒挡结构布置42.2.3操纵机构的布置方案4本章小结4第3章 变速箱的主要结构参数53.1变速箱的主要参数53.1.1变速箱的传动比范围、档位53.1.2确定变速箱的各档传动比53.1.3 确定变速箱的中心距A63.1.4 确定变速箱齿轮的参数73.1.5计算各档齿轮的参数73.2 变速箱齿轮的强度校核123.3.1齿轮损坏的原因及形式123.3.2变速箱齿轮弯曲应力强度计算133.3.3变速箱齿轮接触应力强度计算143.3.4齿轮材料的选择及热处理173.4变数箱轴的设计与校核183.4.1轴的尺寸计算183.4.2轴的刚度校核183.4.3轴的强度计算22本章小结25第4章 减速器与差速器的设计264.1 减速器的设计264.1.1主减速齿轮计算载荷的确定264.1.3主减速器基本参数的选择274.1.4主减速器螺旋锥齿轮的强度计算284.2差速器的设计304.2.1差速器齿轮的基本参数选择304.2.2差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算31本章小结33第5章 同步器和离合器的设计345.1同步器的设计345.1.1惯性式同步器345.1.2同步器的工作原理345.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定355.1.4同步环主要尺寸的确定355.3离合器的设计365.3.1离合器的主要参数计算365.3.2弹簧片的选择和布置365.3.3减振器的设计385.3.4从动盘和压盘的设计38本章小结39总 结40致 谢41参考文献42引 言汽车是现代人生活中至关重要的代步工具，很多城市的限号政策就是因为私家车过多，交通拥堵，而且汽车尾气污染环境。但是人们对于汽车的需求依然很大。而变速箱可以说是相当于汽车的“心脏”。目前很多国家的设计师都在致力于汽车变速箱的设计，当然我们国家也不例外，所以对汽车变速箱的研究与设计是社会发展中不可或缺的一部分。汽车变速箱的主要功能是满足汽车在前进的过程中对速度的不同要求。除此之外，变速箱还可以用于汽车的倒退，在重要的时候还应存在动力的输出这项功能。第1章 绪论1.1.1变速箱的设计要求 为保证变速箱具有良好的工作性能，对变速箱应提出了相应的设计要求。为了使汽车能够达到不同的动力和行驶速度，不同档位要使用不同的传动比来达到不同的速度；在不需要行驶时，要有空档，断开动力的传动；使用效率尽量提高，使用寿命尽量延长；安全可靠，方便操作，制造成本低也是关键。1.2变速箱的结构形式 汽车机械传动系的变速箱，有三轴式和两轴式之分，三轴式用于前置后驱动的各类汽车；二轴式用在驱动力在前并驱动前轮的小轿车上。1.2.1三轴式变速 三轴式变速箱有三根轴组成：第一轴也叫输入轴，第二轴也叫中间轴，第三轴也叫输出轴。输入轴是发动机将动力输入到变速箱的桥梁，也是离合器控制变速箱的开关。中间轴作为动力的中转站，工作时和输入轴、输出轴上的齿轮都进行啮合。三轴式变速箱的优点是，当输入轴与输出轴上的齿轮直接啮合时，变速箱的传动效率很高而且噪音低，而且有中间轴可以在中心距小的情况下也能达到大的传动比。但是三轴式变速箱的不足是其他档位工作时不如上述情况传动效率高。1.2.2二轴式的变速箱 两轴式顾名思义只包括两根轴，即：输入轴、输出轴。变速箱工作时两根轴上的齿轮直接啮合。没有中间轴损失动力，其传动效率更高。而且结构也更简单，产生的噪音小。这样的变速箱更适用于小型汽车上。是本文主要研究的方向。第2章 变速箱的传动机构及操纵机构的布置2.1 变速器的传动机构2.1.1变速箱的齿轮变速箱中通常采用斜齿轮，因为斜齿轮传动起来更加平稳，产生的噪音低。在齿轮的两侧再配以同步器或啮合套换档，使其工作起来更加平稳，效率更高。2.2变速箱的机构布置方案2.2.1变速箱结构设计 大体结构如图2-1所示。图2-1 变速箱结构式示意图2.2.2倒挡结构布置图2-2 倒档的布置方式 倒档的布置方式大致分为图2-2所示的几种类型。图2-2f所示的布置方案满足所有齿轮副都是常啮合齿轮的要求，故选图2-2f所示的布置方式。2.2.3操纵机构的布置方案图2-3 操纵机构的布置方案本章小结 本章主要详细的介绍了变速箱的传动机构以及其操纵机构的布置方案，对各个结构的作用进行了详细的说明。如：轴要采用轴侧定心的矩形花键轴等，下面将对各个零件进行详细的计算。第3章 变速箱的主要结构参数3.1变速箱的主要参数本次变速箱的基本设计参数如表3-1所示。表3-1 主要参数发动机的最大功率115Kw车轮型号215/60R15发动机的最大转矩189N.m最大功率时转速6300r/min最大转矩时转矩4300r/min最高车速200km/h总质量1430kg整备质量2500kg3.1.1变速箱的传动比范围、档位根据设计手册的介绍，微型、轻型以及各类轿车一般采用35个前进档。本文主要设计小轿车使用的变速箱，所以选用5档式。3.1.2确定变速箱的各档传动比 （1）根据汽车需要克服的爬坡阻力以及汽车需要克服的摩擦力来确定变速箱一档的传动比，可按照公式（3.1）进行计算：Temaxig1i0Trrmgfcosmax+sinmax=mgmax (3.1)式中：m汽车的总质量； g重力加速度； f滚动阻力系数，一般范围是f=0.0180.020，故取f=0.019； rr车轮的半径； Temax发动机最大转矩； i0主减速比，乘用车取3.54，故取4； T传动效率，轿车可取0.90.92，故取T=0.9； max最大爬坡度，i=tan max=0.34,故坡度角max=20； ig1变速箱一档传动比。 将上述数据代入式子（3.1）中，求得：ig13.469 （2）根据式子（3.2）可计算附着条件有： Temaxig1i0TrrG2 （3.2） 式中：G2一般乘用车满载的时候后轴占总重量的55%65%，取G2=60%mg； 取值范围是=0.50.6，取=0.6。 将上述数据代入式子（3.2）中，求得：ig13.474 求得：3.469ig13.483，故取ig1=3.47。 （3）校核一档传动比：ig1应满足汽车最低稳定车速amax要求，则有ig1=0.377rrnemaxamaxi0=0.3770.2688003.474=5.82km/h10km/h所以amaxamax，满足要求。（4）确定其他档位传动比初选五档传动比i5=0.77，根据设计手册中的公式（3.3）可计算各档传动比： q=n-1ig1ign （3.3）q=4ig1ig5=43.470.77=1.457i2=i1q=3.471.457=2.38i3=i2q=2.381.457=1.63i4=i3q=1.631.457=1.12 4档和5档为常用档，其档位间公比应小一些，取q=1.4,求得：i5=i4q=1.121.4=0.803.1.3 确定变速箱的中心距A 根据设计手册中的公式（3.4）可计算中心距： A=K3Temaxig1g (3.4) 式中：K中心距系数，轿车取K=8.99.3； Temax发动机最大转矩(Nm)； ig1变速箱一档传动比； g变速箱的传动效率，取g=0.96。 将上述数据代入式子（3.3）中，取得：A=(76.2879.71)mm 轿车变速箱的中心距的取值范围一般是6080mm，故A=80mm。3.1.4 确定变速箱齿轮的参数1.齿轮模数变速箱齿轮的法向模数由表3-1给出的范围按国标GB/T13571987规定选取。表3-2 汽车变速箱的法向模数mn(mm)车型微型、普通级轿车中级货车中型货车重型车mn2.252.752.753.003.504.504.506.00变速箱中各个齿轮采用同一个法向模数，根据表3-1所给的数据，选取：mn=2.5mm。2.变速箱齿轮的齿形、变速箱齿轮的压力角和变速箱齿轮的螺旋角根据减速器和变速器设计与选用手册选取变速箱的上述参数：国家标准规定了压力角的大小为20。不适宜大于30，会影响齿轮的性能，故取=28。3.齿宽b 可按公式计算：b=KcmnKC齿宽系数，斜齿轮一般取KC=7.08.6，直齿轮一般取KC=4.47.0，取Kc=7；mn齿轮的法向模数。4.齿顶高系数 一般汽车变速箱所采用的齿顶高系数为f0=1.0。3.1.5计算各档齿轮的参数1、一档齿轮的参数已知一档采用斜齿轮和一档传动比，所以计算一档的齿数和为：Z=2Acosmn=280cos302.557 齿数和取整为55，修正后得=28.96 可得方程组：Z1+Z2=ZZ2Z1=i1 求得：Z1=14Z2=43 修正中心距：A=Zmn2cos=572.52cos28.9680mm 斜齿轮端面模数：mt=mncos=2.5cos28.96=2.8mm 啮合角：cos=mt(Z1+Z2)2Acos=0.904,=25 一档齿轮参数如下表3.1所示：表3.1 一档齿轮参数序号计算项目计算公式1端面压力角tant=tanncos=0.420,t=22.782分度圆直径d1=Z1mt=39.2mmd2=Z2mt=120.4mm3齿顶高ha1=ha*mn=2.5mmha2=ha*mn=2.5mm4齿根高hf1=1.25mn=3.125mmhf2=1.25mn=3.125mm5齿顶圆直径da1=d1+2ha1=44.2mmda2=d2+2ha2=125.4mm6齿根圆直径df1=d1-2hf1=32.95mmdf2=d2-2hf2=114.15mm7当量齿数Zv1=z1(cos)319Zv2=z2(cos)3638齿宽b1=Kcmn=17.5mmb2=Kcmn=17.5mm2二档齿轮的参数已知三档采用斜齿轮，且螺旋角31，由i3=Z6Z5得：Z=2Acosmn 为了抵消或减少轴上的轴向力，还必须满足以下条件：tantan2=Z6Z5=i3 采用试凑法，计算出螺旋角2=12.3 联立方程组：Z3+Z4=ZZ4Z3=i2 求得：Z3=18Z4=45 修正中心距：A=Zmn2cos=632.52cos12.380mm 斜齿轮端面模数：mt=mncos=2.5cos12.3=2.60mm 啮合角：cos=mt(Z3+Z4)2Acos=0.962,=15.84 二档齿轮参数如下表3.2所示：表3.2 二档齿轮参数序号计算项目计算公式1端面压力角tant=tanncos=0.38,t=20.082分度圆直径d3=Z3mt=46.8mmd4=Z4mt=117mm3齿顶高ha3=ha*mn=2.5mmha4=ha*mn=2.5mm4齿根高hf3=1.25mn=3.125mmhf4=1.25mn=3.125mm5齿顶圆直径da3=d3+2ha3=51.8mmda4=d4+2ha4=122mm6齿根圆直径df3=d3-2hf3=40.55mmdf4=d4-2hf4=110.75mm7当量齿数Zv3=z3(cos)319Zv4=z4(cos)3498齿宽b3=Kcmn=17.5mmb4=Kcmn=17.5mm3三档齿轮的参数已知三档采用斜齿轮，且螺旋角31，由i3=Z6Z5得：Z=2Acosmn 为了抵消或减少轴上的轴向力，还必须满足以下条件：tantan3=Z6Z5=i3 采用试凑法，计算出螺旋角2=17.5 联立方程组：Z5+Z6=ZZ6Z5=i3 求得：Z5=23Z6=38 修正中心距：A=Zmn2cos=612.52cos17.580mm 斜齿轮端面模数：mt=mncos=2.5cos17.5=2.60mm 啮合角：cos=mt(Z5+Z6)2Acos=0.9314,=21.33 三档齿轮参数如下表3.3所示：表3.3 三档齿轮参数序号计算项目计算公式1端面压力角tant=tanncos=0.378,t=20.752分度圆直径d5=Z5mt59.8mmd6=Z6mt=98.8mm3齿顶高ha5=ha*mn=2.5mmha6=ha*mn=2.5mm4齿根高hf5=1.25mn=3.125mmhf6=1.25mn=3.125mm5齿顶圆直径da5=d5+2ha5=64.8mmda6=d6+2ha6=103.8mm6齿根圆直径df5=d5-2hf5=53.55mmdf6=d6-2hf6=92.55mm7当量齿数Zv5=z5(cos)327Zv6=z6(cos)3448齿宽b5=Kcmn=17.5mmb6=Kcmn=17.5mm4四档齿轮的参数已知四档采用斜齿轮，且螺旋角41，由i4=Z8Z7得：Z=2Acosmn 为了抵消或减少轴上的轴向力，还必须满足以下条件：tantan2=Z8Z7=i4 采用试凑法，计算出螺旋角2=22 联立方程组：Z7+Z8=ZZ8Z7=i4 求得：Z7=27Z8=32 修正中心距：A=Zmn2cos=592.52cos12.380mm 斜齿轮端面模数：mt=mncos=2.5cos22=2.70mm 啮合角：cos=mt(Z3+Z4)2Acos=0.866,=30 二档齿轮参数如下表3.2所示：表3.4 四档齿轮参数序号计算项目计算公式1端面压力角tant=tanncos=0.3956,t=21.582分度圆直径d7=Z7mt=72.9mmd8=Z8mt=86.4mm3齿顶高ha7=ha*mn=2.5mmha8=ha*mn=2.5mm4齿根高hf7=1.25mn=3.125mmhf8=1.25mn=3.125mm5齿顶圆直径da7=d7+2ha7=77.9mmda8=d8+2ha8=91.4mm6齿根圆直径df7=d7-2hf7=66.65mmdf8=d8-2hf8=80.15mm7当量齿数Zv7=z7(cos)334Zv8=z8(cos)3418齿宽b7=Kcmn=17.5mmb8=Kcmn=17.5mm5二档齿轮的参数已知五档采用斜齿轮，且螺旋角51，由i5=Z10Z9得：Z=2Acosmn 为了抵消或减少轴上的轴向力，还必须满足以下条件：tantan5=Z10Z9=i5 采用试凑法，计算出螺旋角2=36 联立方程组：Z9+Z10=ZZ10Z9=i5 求得：Z9=29Z10=24 修正中心距：A=Zmn2cos=532.52cos3680mm 斜齿轮端面模数：mt=mncos=2.5cos36=3.0mm 啮合角：cos=mt(Z9+Z10)2Acos=0.9356,=20.678 四档齿轮参数如下表3.2所示：表3.5 五档齿轮参数序号计算项目计算公式1端面压力角tant=tanncos=0.43,t=23.42分度圆直径d9=Z9mt=87mmd10=Z10mt=72mm3齿顶高ha9=ha*mn=2.5mmha10=ha*mn=2.5mm4齿根高hf9=1.25mn=3.125mmhf10=1.25mn=3.125mm5齿顶圆直径da9=d9+2ha9=92mmda10=d10+2ha10=77mm6齿根圆直径df9=d9-2hf9=80.75mmdf10=d10-2hf10=65.75mm7当量齿数Zv9=z9(cos)355Zv10=z10(cos)3468齿宽b9=Kcmn=17.5mmb10=Kcmn=17.5mm6.计算倒档齿轮的参数 倒档齿轮12的齿数Z12=2123，初选Z12=22,模数为2.5mm，代入计算得：A=12mnZ1+Z12=122.512+22=42.5mm 避免干涉，齿轮间隙为0.5mm，则有：da12+da112=A-0.5da11=2A-da1-1=242.5-38.6-1=45.4mmd11=da11-2ha=40.4mmZ11=d11mn=40.42.516 修正后得:d11=40mm,da1=45mm 校核：A=da12+da112+0.5=452+38.62+0.5=42.342.5,满足要求。 所以倒档轴与输入轴之间的中心距为A=42.3mm。表3.6 倒档齿轮参数序号计算项目计算公式1齿数Z11=16Z12=222分度圆直径d11=Z11mn=40mmd12=Z12mt=55mm3齿顶高ha11=ha*mn=2.5mmha12=ha*mn=2.5mm4齿根高hf11=1.25mn=3.125mmhf12=1.25mn=3.125mm5齿顶圆直径da11=d11+2ha11=45mmda12=d12+2ha12=60mm6齿根圆直径df11=d11-2hf11=33.75mmdf12=d12-2hf12=48.75mm7基圆直径db11=d11cos=37.59mmdb12=d12cos=51.68mm8齿宽b11=Kcmn=17.5mmb12=Kcmn=17.5mm3.2 变速箱齿轮的强度校核3.3.1齿轮损坏的原因及形式 齿轮在工作的过程中，当齿轮在很大的载荷作用下，由于齿轮根部的弯曲应力以及过渡圆角的应力集中，齿轮就会因此断裂。在汽车变速箱中齿轮很少会产生这种因为强度不够而造成的一次性断裂。常见的断裂一般是因为齿轮在载荷的重复作用下过度疲劳，从而产生疲劳裂缝，裂缝在应力作用下越来越大且越来越深，从而造成齿轮折断。尤其是变速箱中的低档小齿轮很容易在这种载荷大、齿数少的情况下发生疲劳断裂。 高档齿轮齿面因为接触应力的作用，会产生大量的尖角型的小裂缝。由于齿面互相的挤压，使裂缝里灌进大量的润滑油，从而油压增大，裂缝在油压的作用下变大直到从齿面上脱落。从而使齿面上产生大量的小坑，这就是齿面点蚀。由于齿面上有大量的裂缝脱落，齿轮相比原来产生误差，误差导致了动载荷，动载荷过大时可能会造成齿轮断裂。 由于部分齿轮工作时载荷大且运行速度快，齿轮局部温度会升高，压力会增大，导致接触面产生粘连的情况。在粘连的齿轮转动的过程中，粘连面就会产生拉伤，这就是所谓的齿面胶合。3.3.2变速箱齿轮弯曲应力强度计算 1.可按下式对变速箱直齿轮进行弯曲应力的计算： =FtKKfbPty=400850N/mm2 (3.5) 式中：Ft圆周力，Ft=2Tjd(N); Tj计算载荷（Nmm） Ka应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5； Kf撵擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9； b齿轮实际接触的宽度，斜齿轮用bcos代替（mm）; Pt端面周节，Pt=m; y齿形系数，查表可得； 倒档主动齿轮1，查表得y=0.165,代入式子(3.5)中得，=686.33Mpa; 倒档传动齿轮12，查表得y=0.173,代入式子(3.5)中得，=394.56Mpa; 倒档主动齿轮11，查表得y=0.182,代入式子(3.5)中得，=261.19Mpa; 根据上述数据可知倒档齿轮弯曲应力满足要求。 2.可按下式对变速箱斜齿轮进行弯曲应力计算： =FtKbPmyK=180350N/mm2（轿车）100250N/mm2（货车） （3.6） 式中：Pm法面周节，Pbn=mn； k重合度影响系数，k=2。 一档斜齿轮1，查表得y=0.154,代入式子（3.6）中得，=346.3Mpa;一档斜齿轮2，查表得y=0164,代入式子（3.6）中得，=107.0Mpa;二档斜齿轮3，查表得y=0.157,代入式子（3.6）中得，=158.3Mpa;二档斜齿轮4，查表得y=0.160,代入式子（3.6）中得，=337.0Mpa;三档斜齿轮5，查表得y=0.130,代入式子（3.6）中得，=306.3Mpa;三档斜齿轮6，查表得y=0.147,代入式子（3.6）中得，=163.7Mpa;四档斜齿轮7，查表得y=0.137,代入式子（3.6）中得，=234.6Mpa;四档斜齿轮8，查表得y=0.141,代入式子（3.6）中得，=346.3Mpa;五档斜齿轮9，查表得y=0.139,代入式子（3.6）中得，=196.6Mpa;五档斜齿轮10，查表得y=0.137,代入式子（3.6）中得，=242.9Mpa;根据上述数据可知所以各档齿轮弯曲应力满足要求。3.3.3变速箱齿轮接触应力强度计算齿面接触应力可按下式计算： j=ZEZHZZKAKVKHKHFtd1bu+1uj=19002000Mpa (3.7)式中：ZE弹性系数（N/mm2）12，取ZE=189.8; ZH节点区域系数，ZH=2cosbcost(cost)2sint； t端面分度圆的压力角；t=tan-1(tanncos)； 分度圆螺旋角； b基圆螺旋角，b=tan-1(tancost)； t端面啮合角； Z螺旋角系数；Z=cos Z重合度系数， 直齿轮 Z=4-3 斜齿轮 当1时 Z=1当1时 Z=4-31-+ 端面重合度； 纵向重合度； Ft端面分度圆的切向力（N），Ft=2Tjd； Tj计算载荷（Nmm）,由发动机最大转矩和要计算的齿轮间进行转换得到的； d齿轮分度圆的直径（mm）； d1主动齿轮的分度圆直径（mm）； b齿宽（mm） u被动齿轮的齿数比上主动齿轮的齿数； KA使用系数，轿车的各档齿轮一般取平均值0.65； Kv动载系数，KV=N(CV1BP+CV2Bf+CV3+Bk+1) ，查表3-4 ； N临界转速比，N=n1nE1； n1主动齿轮的转速（r/min）； nE1主动齿轮的临界转速，nE1=30000Z1Crmred； Z1主动齿轮的齿数； Cr齿轮啮合的刚度（N/mmm）, Cr=0.75+0.25c； cc=1q（N/mmm）； q单位齿宽的柔度（mmm/N） q=0.04723+0.15551zn1+0.25791zn2-0.00635x1-0.00193x2-0.11654x1zn1- 0.24188x2zn2+0.00529x12+0.00182x22 zn1、zn2主动齿轮和被动齿轮的当量齿数； x1、x2主动齿轮和被动齿轮的变位系数； mred诱导质量，mred=8(dm1db1)2(dm12Q)； dm1主动齿轮的平均直径（mm），dm1=12(da1+df1)； db1主动齿轮的分度圆直径（mm）； da1主动齿轮的齿顶圆直径（mm）； df1主动齿轮的齿根圆直径（mm）； Q=1（1+1u2），假设计算的齿轮是实心的； 钢材的密度（kg/mm3）表3-4 总重合度系数代号12CV10.320.32CV20.340.57-0.3CV30.230.096-1.56 KH齿向载荷分布系数； 当2wmFycr1时 KH=2Fycrwm 当2wmFycr1时 KH=1+0.5Fycrwm； wm单位齿宽的平均载荷，wm=FtKAKVb Fy跑和后的啮合齿向的误差， Fy=0.85（wmfsho+F） F齿向公差； 补偿系数，一般情况下为1； fsho1N/mm作用下产生的相对变形 fsho=（31+5）10-3 直齿轮 fsho=（36+5）10-3 斜齿轮 主动齿轮结构尺寸的系数，=1+klsd12(bd1)2； l轴承的跨巨（mm）； s小轮齿宽的中点到轴承跨距中点间的距离（mm）； d1主动齿轮分度圆的直径（mm）； K结构系数，一般取0.4； KH当2时 KH=20.9+0.4crfpb-yabFtH 当2时 KH=0.9+0.42（-1）crfpb-yabFtH 当KHZ2时，则取KH=Z2； 端面重合度； ya齿廓跑和量，ya=0.072fpb; fpb基节的极限偏差，一般情况下按照大齿轮的计算。 将上述参数及查表数据代入式子（3.7）中，得： 一档齿轮上的接触应力：j=807.64Mpaj；二档齿轮上的接触应力：j=746.37Mpaj；三档齿轮上的接触应力：j=801.70Mpaj；四档齿轮上的接触应力：j=723.27Mpaj；五档齿轮上的接触应力：j=743.73Mpaj；倒档齿轮上的接触应力：j=1034.68Mpa16时，取=0.134。4.1.3主减速器基本参数的选择1主、从动斜齿轮齿数和根据选择主、从动斜齿轮齿数时应考虑如下因素选取=12。2.从动斜齿轮大端分度圆直径和端面模数根据公式（4.4）计算分度圆直径 ： （4.4）式中：一般取13.016.0；取值为2382；由式（4.4）得： =（13.016.0）=（168.09199.27）；初选=197，则齿轮端面模数=/=197/48=4.1=484.1=197.05由于计算出来的中心距与原来的中心距不一样，总变位是0.89斜齿端面模数；主减速器齿轮参数如表4.1所示。表4.1主减速器齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角2分度圆直径3齿顶高4齿根高5齿顶圆直径6齿根圆直径7当量齿数8齿宽4.1.4主减速器螺旋锥齿轮的强度计算斜齿轮的强度计算：（1）主减速器齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力 （4.5）按发动机最大转矩计算时： =846893N/mm （4.6） 式中：为一档传动比，取=3.5按最大附着力矩计算时：=5378 （4.7）满足要求。根据公式（4.8）计算轮齿的弯曲强度： （4.8）式中：超载系数1.0；尺寸系数=0.586；载荷分配系数，取=1；质量系数，一般取1；J计算弯曲应力用的综合系数作用下： 从动齿轮上的应力=446.48MPa700MPa；作用下： 从动齿轮上的应力=198.37MPa210.9MPa；当计算主动齿轮时，/Z与从动相当，而，故，齿轮的强度合格。（2）根据公式（4.9）计算轮齿的接触强度： （4.9）式中：钢制齿轮取232.6；=1，=1，=1，=1；相啮合齿轮的齿数求综合系数J的齿轮齿数图4-1 弯曲计算用综合系数J1取值为1；J计算应力的综合系数。=1750Mpa=1750MPa =2745.473MPa=2800MPa根据上述数据可知强度满足要求。大齿轮齿数小齿轮齿数图4-2接触强度计算综合系数J14.2差速器的设计4.2.1差速器齿轮的基本参数选择（1）乘用车一般使用2个行星齿轮。（2）行星齿轮球面半径（mm）可以根据公式（4.10）确进行计算： =36.2（mm） （4.10） 圆整取=36mm式中：行星齿轮球面半径系数，2.522.99=（0.980.99）=35.2436.62mm 取35mm （3）齿数的选择：行星齿轮齿数与模数成反比。 z半轴的取值范围是1425。z半轴z行星的取值范围是1.52。所以取z行星=14，z半轴=20。（4.11）为齿数选择验证公式，其含义是左、右两半轴齿轮的齿数之和除以行星齿轮的数目所得的商为整数，代入计算得： = =20 （4.11） 满足条件。（4）先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角： 再根据公式（4.12）可以计算出齿轮的模数：=2.95 （4.12） 取标准模数3；式中：在前面已初步确定。根据公式（4.13）可以计算出节圆直径d为： （4.13）（5）按目前的国际标准选择压力角为，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10。 （6）根据下列公式计算行星齿轮安装孔直径及其深度L：=54.8（mm）=11mm4.2.2差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算表4.2为汽车差速器的齿轮的设计过程和主要参数：表4.2 汽车差速器齿轮的几何尺寸计算表序号项 目计 算 公 式 及 结 果1行星齿轮齿数2半轴齿轮齿数3模数4齿面宽=11.25mm，取F=11m5齿工作高=1.6m=4.7mm6齿全高h=1.788m+0.051=5.323mm7压力角8轴交角9节圆直径10节锥角11节锥距A=34.6mm12周节t=3.1416m=9.27mm13齿顶高14齿根高15径向间隙16齿根角17面锥角18根锥角19外圆直径20节锥顶点至齿轮外缘距离21理论弧齿厚22齿侧间隙（高精度）切向修正系数图4-5 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿系数）1汽车差速器齿轮的弯曲应力为 （4.10）式中：T差速器两个行星齿轮相互作用的转矩，； （4.11）半轴齿轮齿数20；超载系数1.0；质量系数1.0；尺寸系数；载荷分配系数1.1；F齿面宽11mm；m模数3； J总和系数0.229，如下图所示。求综合系数J的齿轮齿数图4-6弯曲计算用综合系数J1以计算得：=714.6 MPa TT=FtR=FatanR得到同步锁止条件为（5.4）： tanfRRsin (5.4) 式中：锁止面的锁止角； R锁止面的平均半径。5.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定接近尺寸，取=0.20.3mm。分度尺寸，尺寸应等于1/4接合齿齿距。滑块宽度、滑块转动距离与缺口宽度尺寸之间的关系如下 （5.1）滑块转动距离与接合齿齿距的关系如下 （5.2）式中：滑块轴向移动后的外半径；接合齿分度圆半径。，通常取=0.5mm左右；通常情况下取=1.22.0mm。在挂空档的时候，两个锥面之间应该保持存在0.20.5mm的空隙。5.1.4同步环主要尺寸的确定1、摩擦面的半锥角和摩擦因数f摩擦面的半锥角和摩擦因数f成反比关系。半锥角越小越好，但是为了避免摩擦面产生自锁现象，应使半锥角大于摩擦角，而摩擦角又与摩擦因数f有关，关系式为tan=f。一般推荐=68。同步器摩擦副来说，可选f=0.1来计算。2、摩擦锥面的平均半径和同步锥环的径向厚度W摩擦锥面的平均半径和同步锥环的径向厚度W应当在结构布置允许的情况下，都取值大一些。3、摩擦锥面的工作面宽b可根据摩擦表面的需用压力p计算： b=Tf2fpR2 (5.5)式中: Tf摩擦力矩(Nmm)；摩擦因数；摩擦锥面的平均半径(mm)。p需用压力，取p=1-1.5Mpa。 工作面宽b可参考的取值范围是b(0.250.4)R。4、锁止角与锁止面的平均半径R按照上述同步器的锁止条件可以确定，通常的取值范围是2640。5、同步时间tr与轴向推力Fa同步时间tr可以按照上述公式计算，轴向推力Fa的取值范围一般是100350N，轿车和轻型客车，货车取下限，重型车取上限。tr应控制在1.0s以下；其中高档轿车挂高档时同步时间的取值范围应在0.150.30s内；货车挂高档时同步时间取值范围应在0.30.8s内；挂低档时取1s。5.3离合器的设计5.3.1离合器的主要参数计算根据发动机的最大转矩Temax来确定摩擦片的外径D: D=KDTemax (5.4) 式中：D摩擦片的外径（mm）; Temax发动机最大转矩； KD直径系数，小轿车一般选用14.6 将数据代入式子（5.4）中，得：D=200.7mm，查表得D=300mm,d=175mm，b=3.5mm。 后备系数取1.5。 摩擦因数f=0.25，离合器间隙t=3mm,摩擦面数Z=2。 小轿车单位压力P0=1.18/DMpa，D=300mm,所以P0=0.265Mpa,查手册可知，摩擦片应采用石棉基制造。5.3.2弹簧片的选择和布置 弹簧片应选用膜片弹簧，支撑形式为拉式离合器的结构如图5-1所示：图5-11-飞轮、2-摩擦片、3-从动片、4-减振器弹簧、5-深沟球轴承、6-减振器阻尼片、7-阻尼片铆钉、8-从动盘、9-螺栓、10-离合器端盖、11-压盘、12-膜片弹簧、13-分离轴承、14-摩擦片铆钉、15-支撑环、16-摩擦片铆钉、17-传力片 汽车离合器用膜片弹簧的Hh一般为1.52.0，板厚h为24mm,所以初选h=3mm,Hh=1.6,所以H=4.8mm。 通常Rr=1.21.3,摩擦片平均半径Rc=D+d4=118.72mm,取r=120mm,R=144mm。=tan-1HR-r11，满足915的要求。膜片弹簧小短内半径r0根据公式（5.5）计算： D+d4r1D2 (5.5)1R-R170r1-r62.3r1-rfR1-r14.5根据设计手册，初选r0=42mm。取切槽宽度1=3.2mm，2=10mm，re满足r-re2,则rer-2=120-10=110mm5.3.3减振器的设计极限转矩根据公式（5.6）可知： Tj=(1.52.0)Temax (5.6)系数取1.5，计算得Tj=306（Nm）。扭转刚度根据公式（5.7）可知： k=13 Tj=3978(Nmred) (5.7)阻尼摩擦转矩根据公式（5.8）可知： T=（0.060.17）Temax (5.8)系数取0.1，代入计算得：T=20.4（Nm）预紧转矩根据公式（5.9）可知： Tn=(0.050.15)Temax (5.9)代入计算得Tn=10.230.6Nm，且TnT=20.4（Nm），所以取Tn=18（Nm）。弹簧的半径R0根据公式（5.10）可知： R0=（0.600.75）d2 （5.10）计算得：R0=52.5mm,取R0=54mm。根据汽车设计查表（2-6）可知，当D=275300mm时，Zj=68,取Zj=6。弹簧的总压力根据公式（5.11）可知： F=Tj/R0 (5.11)将数据代入，计算得：F=5.667Kn减振弹簧的尺寸：Dc=12mm弹簧钢丝的直径:d=8PDc=3.62mm弹簧刚度取：k=288N/m弹簧有效圈数：i=Gd28Dck=4.2最小的高度lmin=nd+1.1dn=25.146mm总变形量：l=PK=3.28mm5.3.4从动盘和压盘的设计 根据D=300mm查表可得：齿数n=10，内径d=32mm，齿厚b=5mm,有效齿长l=40mm，挤压应力=10.5Mpa。 压盘外径根据摩擦片确定D=305mm,内径d=180mm。传动片设置33的形式，尺寸为宽25mm,厚17mm，孔的间距为202mm,孔径为12mm本章小结 本章是对同步器和离合器的设计。同步器使汽车在变档的时候更加平稳，在汽车的结构当中也是必不可少的。而且不同形式的同步器虽然原理相同，但是也各有自身的优缺点。如果说变速箱是汽车的核心机器，那么离合器就是这个机器的开关，是连接人与变速箱的桥梁。常开车的人都知道，一台车好不好开，离合器很关键，它给人的感受最为直观，所以对离合器的设计也是很关键的部分。总 结 本次毕
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