四轮驱动汽车变速器设计

四轮驱动汽车变速器设计 本科生毕业设计 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。本次设计以东风悦达起亚2.0L手动档四驱狮跑车汽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，设计出中间轴式变速器。 关键词:变速器;齿轮;轴;设计;计算机辅助设计 I 本科生毕业设计 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 Dongfeng Yuedaqiya 2.0L Shipao 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 II 本科生毕业设计 目 录 摘要………………………………………………………………………………………? Abstract ………………………………………………………………………………? 第1章 绪论………………………………………………………………………………1 1.1 课研究的现状………………………………………………………………1 1.2 课题研究的目的和意义………………………………………………………2 1.3 设计完成的主要内容…………………………………………………………3 1.4 车型基本参数…………………………………………………………………3 第2章 变速器传动机构布置方案…………………………………………………5 2.1 传动机构布置方案分析………………………………………………………5 2.1.1两轴式和中间轴式变速器………………………………………………5 2.1.2倒档的形式和布置方案…………………………………………………5 2.2 零、部件布置方案分析…………………………………………………………7 2.2.1齿轮形式…………………………………………………………………7 2.2.2换档的结构形式…………………………………………………………7 2.2.3变速器轴承………………………………………………………………7 2.3本章小结…………………………………………………………………………8 第 3 章 变速器主要参数的选择及设计计算……………………………………9 3.1变速器的档位数，传动比和中心距的确定……………………………………9 3.1.1档数………………………………………………………………………9 3.1.2传动比范围………………………………………………………………9 3.1.3确定最低档传动比………………………………………………………9 3.1.4初步确定其他各档传动比……………………………………………11 3.1.5初选中心矩……………………………………………………………11 3.2齿轮参数的确定………………………………………………………………12 3.2.1齿轮的模数……………………………………………………………12 本科生毕业设计 3.2.2压力角………………………………………………………………13 , 3.2.3螺旋角………………………………………………………………14 , 3.2.4齿宽……………………………………………………………………14 3.2.5 齿轮的变位系数的选择原则…………………………………………15 3.2.6齿顶高系数……………………………………………………………16 3.2.7 各档传动比及其齿轮齿数的确定……………………………………16 3.2.8变速器齿轮的几何尺寸计算…………………………………………21 3.3本章小结………………………………………………………………………29 第4章 变速器主要结构元件的设计与计算……………………………………30 4.1 齿轮损坏的原因及形式………………………………………………………30 4.2 轮齿强度计算…………………………………………………………………31 4.2.1轮齿弯曲强度计算……………………………………………………31 4.2.2轮齿接触应力计算……………………………………………………35 4.3 变速器齿轮材料的选择及热处理……………………………………………39 4.4轴的设计计算…………………………………………………………………40 4.4.1初选轴的直径…………………………………………………………40 4.4.2轴的刚度验算…………………………………………………………41 4.4.3 轴的强度计算…………………………………………………………48 4.5本章小结………………………………………………………………………53 第5章 同步器的选择…………………………………………………………………54 5.1 惯性式同步器…………………………………………………………………54 5.1.1 锁环式同步器的结构…………………………………………………54 5.1.2锁环式同步器的工作原理……………………………………………55 5.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定………………………………………55 5.2主要参数的确定………………………………………………………………56 5.2.1摩擦因数f ……………………………………………………………56 5.2.2同步环主要尺寸的确定………………………………………………57 5.2.3锁止角………………………………………………………………58 , 5.2.4同步时间………………………………………………………………58 本科生毕业设计 5.2.5转动惯量的计算………………………………………………………58 5.3本章小结………………………………………………………………………59 第6章 变速器操纵机构的选择和箱体设计原则………………………………60 6.1变速器操纵机构的选择………………………………………………………60 6.2变速器箱体设计原则…………………………………………………………60 6.3本章小结………………………………………………………………………61 第7章 变速器齿轮和轴的建模……………………………………………………62 7.1齿轮建模………………………………………………………………………62 7.2轴的建模………………………………………………………………………64 7.3本章小结………………………………………………………………………65 结论………………………………………………………………………………………66 参考文献…………………………………………………………………………………67 致谢………………………………………………………………………………………68 附录………………………………………………………………………………………69 附录A 英语科技文献……………………………………………………………69 附录B 文献翻译…………………………………………………………………73 本科生毕业设计 第1章 绪 论 1.1课题研究的现状 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(MT:Manual Transmisson)主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(AT:Automatic Transmisson)是由液力变矩器，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。 AMT是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MT总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(CVT:Continuously Variable Transmission),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(IVT:Infinitely Variable Transmisson)采用的是一种摩擦板式变速原理。IVT的核心部分由输入传动盘，输出传动盘和Variator传动盘组成。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Variator装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化。 汽车的发展经历了三大革命，动力革命(内燃机的使用)，传动革命(机械传动的完善和液体传动的使用)和控制革命(用传感器、微机和电液阀进行信息处理)。 从先进国家来看，动力革命和传动革命已经完成，目前正处于控制革命阶段，要解决的主要是机械太“机械”，没有灵性的问题，过去机械全靠人来操纵控制，然而人的生理和心理能力(感觉器官的功能、头脑分析的能力和体能)是有限的，操纵汽车 1 本科生毕业设计 这样复杂的机械对于人来说体力和脑力负担是很重要的，更主要的是单靠人力操纵将阻碍汽车的发展和其性能的提高。因此必须对汽车各部分(发动机、变速器、悬架、制动和转向机构等)进行自动控制，并从各部分的单独控制向整车一体化控制发展，从一般控制向智能控制发展。要解决机械信息处理能力问题，机械本身是无能为力的，液压控制在性能上也达不到要求，必须引入具有良好控制性能和信息处理能力的电子技术。但是仅仅采用机电液技术还不够，还需要应用声学、光学、和化学等多学科技术才能使机械具有良好的信息处理能力，实现高度自动化。 从技术发展角度来看，汽车传动技术中的关键是电子技术、电液控制技术和传感器技术。目前，世界主要的变速器制造生产厂家都致力于这些关键技术的研究与应用， [16]极大地促进了自动变速器的发展。 计算机辅助设计(Computer Aided Design,简称CAD)，泛指设计者以计算机为主要工具，对产品进行设计、绘图、工程分析与编撰技术文档等设计工作的总称，是一项综合性的技术。其中工程分析泛指包括有限元分析、可靠性分析、动态分析、优化设计及产品的常规分析等内容，亦称计算机辅助工程分析(Computer Aided Engineering, 简称CAE)。 Pro/ENGINEER (简称Pro/E)是美国Paramatric Technology Corporation公司开发的机械设计自动化软件。也是最早实现参数化技术商业化的软件。其功能是非常强大的，利用它可以进行零件设计、产品装配、数控加工、钣金件设计、铸造件设计，机构分析、有限元分析和产品数据库管理、应力分析、逆向造型和优化设计等。 Pro/ENGINEER全球拥有广泛的影响。在我国也是应用最为广泛的CAD/CAM软件之一。最近几年，CAD/CAM技术在我国发展很快，广泛应用于汽车制造业、工程机械、航天航空业、铁道车辆及设备、国防工业、通用机械制造业、造船业、机械电子工业、人机工程学、工程咨询业、运动器械及娱乐设备等各领域。一些制造生产商将CAD/CAM技术引入各自的产品开发中，大大简化机械产品的开发过程，大幅缩短产品开发周期，提高产品的系统及性能，获得最优化和创新的产品，取得了很好的经济效益。 1.2 课题研究的目的和意义 为了缩短设计周期和降低开发成本，通过CAD软件平台实现汽车变速器的辅助设计。使产品的设计阶段以较少的时间和精力进行虚拟装配并对装配结果进行验证，得到了可靠的装配检验结果。减少建模时间，增加模型可信度，提高产品质量，加快 2 本科生毕业设计 产品上市的时间。 变速器是汽车的重要部件之一，主要是在汽车行进过程中改变传动比，从而改变汽车的行驶速度和驱动轮上的转矩，以适应变化的行驶条件;或利用倒档实现汽车的倒向行驶;在发动机不熄火的情况下利用空挡中断动力传递，便于汽车起动、怠速、换挡、和动力输出。它由几十个零件组成，零件之间的装配关系复杂。因此变速器的设计需要较长的时间和反复的实验。为了缩短设计周期和降低成本，基于CAD软件平台实现变速器的辅助设计是现代制造技术的必要手段。对于车辆工程专业的本科学生，通过本毕业设计可以充分复习所学知识，并能提高计算机及软件使用水平，为以后的工作打下坚实基础。 1.3设计完成的主要内容 1、了解汽车变速器的研究现状; 2、掌握汽车变速器结构及工作原理，绘出结构原理简图; 3、确定主要零部件(齿轮、轴等)主要设计参数，并对关键部位进行校核; 4、确定零部件结构尺寸; 5、使用AutoCAD完成工程图纸;利用Pro/E建立体图; 6、编写设计说明书。 1.4车型基本参数 根据东风悦达起亚2.0L手动档四驱狮跑汽车的一些主要技术参数来设计变速器。通过网络查找此车型的基本参数，见表1.1 。 表1.1 车型基本参数 名 称 数 据 m=1793kg 总质量m ,,最大道路阻力系数 =0.417 maxmax T/nT最大扭矩 =184/4500rpm emaxTemax P = 106kw/6000rpm最大功率P/n ,传动系机械效率 η=0.93 ,,最大爬坡度=16.5 maxmax 3 本科生毕业设计 最高车速u,171km/hmax 215/65 R16 前、后轮胎规格 4 本科生毕业设计 第2章 变速器传动机构布置方案 2.1传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。 2.1.1两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 ,,3的传动效率略有降低，这是它的缺点。 对于本设计，采用如图2.1所示的传动方案。 2.1.2倒档的形式和布置方案 图2.2为常见的布置方案。图2.2(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2.2(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2.2(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2.2(d)方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器 5 本科生毕业设计 中取代了图2.2(c)方案;图2.2(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2.2(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，有的货车采用图2.2(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 ,,3纵机构复杂一些。后述五种方案可供五档变速器的选择: 图2.1 中间轴式变速器传动方案 图2.2 倒档布置方案 本次设计采用中间轴式变速器，图2.2(f)所示的倒档布置方案。 6 本科生毕业设计 2.2 零、部件布置方案分析 2.2.1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。 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点;缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。 2.2.2换档的结构形式 变速器换档机构形式分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种。 1、滑动齿轮换档 通常采用滑动直齿轮换档，也有采用斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用于一档和倒档。 2、啮合套换档 用啮合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。用啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，它们都不会过早损坏，但不能消除换档冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操纵技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。 3、同步器换档 现代大多数汽车的变速器都采用同步器能保证迅速，无冲击，无噪声换档，而与操纵技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。同上述两种换档方法相比，虽然它有结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸大。同步环使用寿命短缺等缺点，但仍然得到广泛应用。由于同步器的广泛应用，寿命问题已得到基本解决。 上述三种换档方案，可同时用在一变速器中的不同档位上，一般倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式;对于常用的高档位则采用同步器或啮合套。 ,,3轿车要求轻便性和缩短换档时间，因此采用同步器换档。 2.2.3变速器轴承 作为旋转运动的变速器轴支承在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连 7 本科生毕业设计 接处应安置轴承。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。至于何处应当采用何种类型的轴承，受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 近年来，变速器的设计趋势是向轻量化方向发展。圆锥滚子轴承在一些变速器上得到应用。其主要优点如下:直径较小，宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向间隙及轴向窜动等。 滚针轴承主要用于齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于 ,,3齿轮啮合等优点。 2.3本章小结 本章对变速器传动机构的布置方案和零、部件结构方案进行了系统的分析，并给出了此次设计的具体方案，即设计中间轴式变速器，倒档布置方案如图2.1(f)所示，前进档皆为斜齿圆柱齿轮，倒档为直齿圆柱齿轮，采用全同步器换挡形式，轴承选取滚针轴承、圆锥滚子轴承。 8 本科生毕业设计 第3章 变速器主要参数的选择及设计计算 3.1变速器的档位数，传动比和中心距的确定 3.1.1档数 变速器的档数可在3,20个档位范围内变化，通常变速器的档数在6挡以下，当档数超过6档以后，可在6档以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多档变速器。 增加变速器的档数，能够改变汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。档数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换档频率增高并增加了换档难度。 在最低档传动比不变的条件，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。要求相邻档位之间的传动比值在1.8以下，该值越小换档工作越容易进行。因高档使用频繁，所以又要求高档区相邻档位之间的传动比比值，要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。 近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4,5 ,,3个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。 对四轮驱动的狮跑车，选用5个前进档和1个倒档的变速器。 3.1.2传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常是1.0，有的变速器最高挡是超速挡,传动比为0.7,0.8。影响最低挡传动比选取的因素有:发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。 ,,3目前乘用车的传动比范围在3.0,4.5之间。 本次设计的变速器最高档位直接档。 3.1.3确定最低档传动比 应依据汽车最大爬坡度，驱动车轮与路面间的附着力，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综合考虑确定。 汽车在最大上坡路面上行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时车速不高，故忽略空气阻力。这时， 9 本科生毕业设计 ? +(3.1) F FF ftimax Tiii,emax01cT= F tr = F mgfcos,f = Fmgfsin,imax式中 ——最大驱动力; F t ——滚动阻力; Ff ——最大上坡阻力; F imax ——汽车总质量; m g ——重力加速度; ——驱动车轮滚动半径; r ——发动机最大转矩; Temax ——主减速器传动比; i0 ——传动系传动效率; ,T ——滚动阻力系数; f ——变速器一档传动比; i1 ——道路最大上坡角; , max ——分动器传动比。 i c 代入式(3.1): Tiii,emax01cT? mg(fcos，sin),,maxmaxr =mg, max ,式中 ——最大道路阻力系数 max 由发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式: 10 本科生毕业设计 rn u,0.377aiii50c rn求得: ii,0.3770cuia5 ,3343，10，6000=0.377， 171，1 =4.537 ,mgrmax所以 ? i1Tii,emax0cT 1793，9.8，0.417，343 = 184，4.537，0.93 =3.24 所以，由最大爬坡度要求的变速器一档传动比为:=3.24 i1 根据驱动车轮与路面的附着条件: Tiii,emax01cT(3.2) G, ?2r 求得变速器一档传动比为: ,Gr,2 i?1Tii,emax0cT =3.88 式中 G——汽车满载静止于水路平面时驱动桥给地面的载荷 2 ——道路的附着系数，计算时取=0.5,0.6 ,, 所以 3.24??3.88 i1 在乘用车的传动比范围内3.0,4.5之间。 3.1.4初步确定其他各档传动比 变速器的最高档位直接档，所以=1，取=3.5。 ii51 根据经验公式，按等比级数分配， 11 本科生毕业设计 iiii3124(3.3) ,,,,qiiii2345 q——几何级数的公比 所以，=2.56，=1.87，=1.37。 iii324 3.1.5初选中心矩 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离成为变速器的中心矩。它的大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度 有影响，所以，最小允许的中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。 中间轴式变速器初选中心距时，可根据经验公式计算: A 3 =(3.4) A KTi,Aemax1g 式中 ——中心距系数,对乘用车=8.9,9.3，取=9 KKKAAA 所以，=76.67mm A 乘用车变速器的中心距约在65,80范围内变化，经过圆整后取中心距=80mm。 A3.2齿轮参数的确定 3.2.1齿轮的模数 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。 应该指出，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是: 在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽;为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽;从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数;减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选得小些;变速器低档齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数，变速器用齿轮模数的范围如表3.1。 所选模数值应符合国家标准GB/T1357—1987的，如表3.2。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。 输入轴常啮合斜齿轮的法面模数 :mn 12 本科生毕业设计 3=0.47(3.5) m Tnemax = 2.67mm 取= 3mm。 mn 一档齿轮为直齿轮 :m 3=0.33(3.6) Ti,memax1 =2.81 mm 取=3mm。 m m表3.1 汽车变速器齿轮的法向模数 n m/t 货车的最大总质量乘用车的发动机排量V/L a 车型 mm6.0,?14.0 ,14.0 1.0,V?1.6 1.6,V?2.5 aa 模数 2.25,2.75 2.75,3.00 3.50,4.50 4.50,6.00 m/mm n 表3.2 汽车变速器常用的齿轮模数 (mm) 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 一系列 1.75 2.25 2.75 3.50 4.50 5.50 — 二系列 (3.25) (3.75) 3.2.2压力角 , 齿轮压力角较小时，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，但是超过28?强度增加不多;对于斜齿轮，压力角为25?时强度最高。因此，理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用14.5?、15?、16?、16.5?等小些的压力角;对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5?或25?等大些的压力角。 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?。啮合套或同步器的接合齿压力角为20?、25?、30?等，但普遍采用30?压力角。 应该指出，国外有些企业生产的乘用车变速器齿轮采用两种压力角，即高档齿轮 13 本科生毕业设计 采用小些的压力角以减少噪声;而低档和倒挡齿轮采用较大的压力角，以增加强度，必须指出，齿轮采用小压力角和小模数时，除必须采用大的齿高系数外，还应采用大圆弧齿根，这样可以提高弯曲强度在30%以上。 3.2.3螺旋角 , 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验还证明:随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30?时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15?,25?为宜;而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用: 乘用车变速器: 两轴式变速器为20?,25? 中间轴式变速器为22?,34? 货车变速器:18?,26? 3.2.4齿宽 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 通常是根据齿轮模数来确定的。 直齿 为齿宽系数, 取=4.5,8.0 b,kmkkccc 斜齿 为齿宽系数, 取=6.0,8.5 b,kmkkcncc b为齿宽(mm)。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2,4 mm。 k第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，c 14 本科生毕业设计 以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。 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要求。 3.2.5 齿轮的变位系数的选择原则 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配凑中心距以外，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。 变位齿轮主要有两类:高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。 由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿数副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。对斜齿轮传动，还可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大些，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲、断裂的现象。为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择来选择大小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大雨零。由于工作需要，有时齿轮齿数取得少(如一挡主动齿轮)会造成轮齿根切。这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减少。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。 ,,,，,减少，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度总变位系数c12 ,越低。但是由于轮齿的刚度减小，易于吸收冲击振动故噪声要小一些。另外，值越c 15 本科生毕业设计 小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降噪有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷时的着力点距齿根近，弯曲力矩减小，相当于齿根强度提高，对由于齿根减薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。 根据上述理由，为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最档 ,,高档和一轴齿轮副的可以选为,0.2,0.2。随着档位的降低，值应该逐档增大。cc ,,一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值，以便获得高强度齿轮副。一档齿轮的cc值可以选用1.0以上。 3.2.6齿顶高系数 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。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大;但因轮齿受到的弯矩减少，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中作用到齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75,0.80的短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数为1.00。 为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大于1.00的细高齿制。采用细高齿制时，必须通过验算保证齿顶厚度不得小于0.3m。和齿轮没有根切和齿顶干涉。目前，对于细高齿制的齿顶高系数，还没有制定统一的标准，由各企业自行确定，从小至1.05到大至1.90的都有，且许多变速器的一 ,,3对主、从动齿轮的齿顶高系数不同。 3.2.7 各档传动比及其齿轮齿数的确定 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档相互啮合的齿轮的齿数最好为质数，以使齿面磨损均匀。如图3.1是本次设计的变速器的传动方案。 1、确定一档齿轮齿数 一档的传动比为: zz29 (3.7) i== 1zz110 为了确定的齿数，先求其齿数和 ，zzz,910 16 本科生毕业设计 A2cos,2，80，cos23:9,10斜齿轮: ===49.09 (3.8) z,3mn 应取为整数， =49 zz,, 为了使/尽量大些，应将取得尽量小些，这样，在已定的条件下，/zzzizz91010112 的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多的齿数，以便在其内腔设置第 的最少齿数受到中间轴轴颈的限制，因此，的选定应与中间轴轴颈二轴的前轴承，z10 的确定因素统一考虑。 为避免发生根切，增强刚度，一档小齿轮应为变位齿轮。 乘用车中间轴式变速器的=3.5,3.8时，则在15,17内选择。取=17。则zzi10101 z,z,z,329,10 图3.1 中间轴式变速器传动方案 2、修正中心矩A ,A2,9,10因为 = z,mn 17 本科生毕业设计 zm,n所以 ==79.87mm ,A2cos,9,10 初定中心矩应为: =80mm AA 3、确定常啮合齿轮副的齿数 zz29由式 求得常啮合传动齿轮的传动比: ==i1zz110 zz1792 (3.9) ,i,3.5，,1.861zz36110 而常啮合齿轮中心距与一档齿轮的中心距相等， mz，z()n12= (3.10) A 2cos, 初选= 30:,1,2 解联立式(3.9)和式(3.10)得:=16.1，= 30.04 zz12取整后:= 17，=30 zz12 zz29所以，一档实际传动比为==3.32，与原传动比相差不大，符合要求。 i1zz110 m(zz)，n12螺旋角=arcos=28.21: ,1,22A 4、确定其他各档位的齿数 二档齿轮: 二档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，由 ,,7,81,2 zz27 (3.11) i== 2zz18 ()mz，z78n =(3.12) A 2cos,7,8 初选= ,24:7,8 解联立式(3.11)和式(3.12)得:=28.83，= 19.88 zz78 18 本科生毕业设计 取整后:= 29，=20 zz78 zz27所以，二档实际传动比为==2.56，与原传动比相差不大，符合要求。 i2zz18 m(zz)，n78螺旋角=arcos= 23.26:,7,82A 从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，必须满足下列关系式: ,,,ztanrzz71,2222 (3.13) ,,,,,，1,,,，tanrzzzz7,888128,,把及 分别代入式(3.13)的左右两边: ，z z,787,8 ,tan1,2=1.247 tan,7,8 zz72=1.561 ，(1)z，zz128方程左右两边近似满足轴向力平衡关系，所以符合条件。 三档齿轮: 三档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，由 ,,5,61,2 zz25 (3.14) i== 3zz16 ()mz，z56n =(3.15) A 2cos,5,6 初选= ,24:5,6 解联立式(3.14)和式(3.15)得:=25.07，= 23.65 zz56取整后:= 25，=24 zz56 zz25所以，三档实际传动比为==1.84，与原传动比相差不大，符合要求。 i3zz16 m(zz)，n56螺旋角=arcos= 23.26:,5,62A 19 本科生毕业设计 从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，必须满足下列关系式: ,,,ztanrzz51,2222 (3.16) ,,,,,，1,,,，tanrzzzz5,666126,,把及 分别代入式(3.16)的左右两边: ，z z,565,6 ,tan1,2=1.247 tan,5,6 zz52=1.30 ，(1)z，zz126 方程左右两边近似满足轴向力平衡关系，所以符合条件。 四档齿轮: 四档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，由 ,,3,41,2 zz23 (3.17) == i4zz14 ()mz，z34n =(3.18) A 2cos,3,4 初选= ,24:3,4 解联立式(3.17)和式(3.18)得:=21.28，= 27.43 zz34取整后:= 22，=27 zz34 zz23所以，四档实际传动比为==1.43，与原传动比相差不大，符合要求。 i4zz14 m(zz)，n34螺旋角=arcos= 23.26:,3,42A 从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，必须满足下列关系式: ,,,ztanrzz31,2222 (3.19) ,,,,,，1,,,，tanrzzzz3,444124,,把及 分别代入式(3.19)的左右两边: ，z, z33,44 20 本科生毕业设计 ,tan1,2=1.247 tan,3,4 zz32=1.158 ，(1)z，zz124 方程左右两边近似满足轴向力平衡关系，所以符合条件。 倒档传动比及齿数: 通常倒档采用直齿轮，模数=3mm。 m 倒档传动比与一档传动比比较接近，因为=3.32，取=3.3。 ii1r中间轴倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取=15，倒档轴齿轮13z12 的齿数，一般在21,23之间，取=21。 z13 zzz11132由 =(3.20) irzzz13121 所以=28.05，取整后=29。 zz1111 由此，中间轴与倒档轴之间的中心距: A2 11(3.21) ，，，，A,mz，z,，3，15，21,54mm 2121322 倒档轴与输出轴之间的中心距:A 3 11 (3.22)，，，，A,mz，z,，3，29，21,75mm 3111322 3.2.8变速器齿轮的几何尺寸计算 1、确定一档齿轮变位系数 法面模数 m=3 n 端面模数 m3nm==?3.26mm tcos23:cos23: 法面压力角 ,=20? n 21 本科生毕业设计 端面啮合角 A:0 cos,,cos,ttA :?21.81? ,t理论中心距 z，z32，17910mA==3.26=79.87mm ，t22 中心距变动系数 80,79.87AA,0==0.043 ,,n3.26mn查表得总变位系数, , =0.32 ,, 32根据齿数比==1.88，按线图分配变位系数得=0.35，则 u,1117 =,=0.32-0.35=-0.03 ,,,,12 2、确定二档齿轮变位系数 法面模数 m=3 n端面模数 m3nm==?3.265mm tcos23.26:cos23.26:法面压力角 ,=20? n端面啮合角 A:0 cos,,cos,ttA :?21.61? ,t理论中心距 z，z29，2078mA==，3.265=79.99mm t22 22 本科生毕业设计 中心距变动系数 80,79.99AA,0==0.002 ,,n3.265mn查表得总变位系数, , =0.3 ,, 29根据齿数比==1.45，按线图分配变位系数得=0.23，则 u,1120 =,=0.3-0.23=0.07 ,,,,12 3、确定三档齿轮变位系数 法面模数 m=3 n端面模数 m3nm==?3.265mm tcos23.26:cos23.26:法面压力角 ,=20? n端面啮合角 A:0 cos,,cos,ttA :?21.61? ,t理论中心距 z，z25，2456mA==，3.265=79.99mm t22 中心距变动系数 80,79.99AA,0==0.002 ,,n3.265mn查表得总变位系数, , =0.3 ,, 23 本科生毕业设计 25根据齿数比==1.04，按线图分配变位系数得=0.18，则 u,1124 =,=0.3-0.18=0.12 ,,,,12 4、确定四档齿轮变位系数 法面模数 m=3 n端面模数 m3nm==?3.265mm tcos23.26:cos23.26:法面压力角 ,=20? n端面啮合角 A:0 cos,,cos,ttA :?21.61? ,t理论中心距 z，z22，2734mA==3.265=79.99mm ，t22 中心距变动系数 80,79.99AA,0==0.002 ,,n3.265mn查表得总变位系数, , =0.3 ,, 27根据齿数比u==1.23，按线图分配变位系数得=0.18，则 ,1122 =,=0.3-0.18=0.12 ,,,,12 5、确定输入轴常啮合斜齿轮变位系数 法面模数 m=3 n 24 本科生毕业设计 端面模数 m3nm==?3.404mm tcos28.21:cos28.21: 法面压力角 ,=20? n 端面啮合角 A:0 cos,,cos,ttA :?22.44? ,t 理论中心距 z，z17，3012mA==3.265=79.99mm ，t22 中心距变动系数 80,79.99AA,0==0.002 ,,n3.265mn 查表得总变位系数, , =0.4 ,, 30根据齿数比u==1.76，按线图分配变位系数得=0.36，则 ,1117 =,=0.4-0.36=0.04 ,,,,12 经过以上的计算，列出本次设计所有齿轮的几何尺寸:直齿圆柱齿轮的几何尺寸 ,,2如表3.3, 3.4所示;斜齿圆柱齿轮的几何尺寸如表3.5, 3.6所示。 表3.3 直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 序号 计算项目 计算公式(高度变位齿轮) 1 变位系数 ,,,,,12 2 分度圆直径 d,zm 3 齿顶高 ，，h,f，,m a0 4 齿根高 ，，h,f，c,,m f0 25 本科生毕业设计 5 齿全高 ，， h,2f，cm0 6 齿顶圆直径 d,d，2haa 7 齿根圆直径 d,d,2h ff ()mz，z 8 中心距 12 A,2 p,,m 9 周节 10 基节 p,,mcos, b 1 11 分度圆弧齿厚 s,,m，2,mtan,2 12 基圆直径 d,dcos, b 表3.4 直齿圆柱齿轮的几何尺寸 zzz111312 29 15 21 齿数 中心矩 =54mm =75mm AA32 -0.1 0.1 -0.1 变位系数 87mm 45mm 63mm 分度圆直径 2.7mm 3.3mm 2.7mm 齿顶高 5.55mm 4.95mm 5.55mm 齿根高 8.25mm 8.25mm 8.25mm 齿全高 92.4mm 51.6mm 68.4mm 齿顶圆直径 75.9mm 35.1mm 51.9mm 齿根圆直径 9.42mm 9.42mm 9.42mm 周节 8.85mm 8.85mm 8.85mm 基节 4.492mm 4.928mm 4.492mm 分度圆弧齿厚 81.75mm 42.29mm 59.20mm 基圆直径 26 本科生毕业设计 表3.5 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 序号 计算项目 计算公式(高度变位齿轮) ，，mz，z 1 理论中心距 t12 A,02 A2 端面啮合角 :0 cos,,cos,ttA 3 中心距 A 4 变位系数 ,,,，, ,12 5 中心距变动系数 AA,0 ,,nmn 6 齿顶降低系数 ,,,,, n,n 7 分度圆直径 d,zm t 8 齿顶高 ，，h,f，,,,m a0nn 9 齿根高 ，，h,f，c,,mf0n 10 齿全高 ，，h,2f，c,,m0nn 11 齿顶圆直径 d,d，2haa12 齿根圆直径 d,d,2hff 13 法向基节 p,,mcos,bnnn 14 基圆直径 d,dcos,bt 1 15 法面分度圆弧齿厚 s,,m，2,mtan,nn2 16 当量齿数 z ,zn 3 cos, 27 本科生毕业设计 表3.6 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸 zzzzzzzzzz12345678910 1730 22 2725 2429 203217 齿数 79.99mm 79.99mm 79.99mm 79.99mm 79.87mm 理论 中心 距 22.44? 21.61? 21.61? 21.61? 21.81? 端面 啮合 角 80mm 80mm 80mm 80mm 80mm 中心 距 0.36 0.04 0.12 0.18 0.12 0.18 0.07 0.23 -0.03 0.35 变位 系数 0.002 0.002 0.002 0.002 0.043 中心 距变 动系 数 0.4 0.30 0.30 0.30 0.28 齿顶 降低 系数 57.87 102.12 71.83 88.15 81.63 78.36 94.69 65.30 104.3 55.42 分度 mm mm mm mm mm mm mm mm 2mm mm 圆直 径 2.89 1.93 2.47 2.65 2.47 2.65 2.32 2.80 2.26 3.50 齿顶 mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm 高 4.17 5.13 4.89 4.71 4.89 4.71 5.04 4.56 5.80 4.56 齿根 mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm 高 7.06 7.06 7.36 7.36 7.36 7.36 7.36 7.36 8.06 8.06 齿全 mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm 高 28 本科生毕业设计 63.64 105.95 76.76 93.44 86.56 83.65 99.32 70.89 108.8 62.22 齿顶 mm mm mm mm mm mm mm mm 4mm mm 圆直 径 49.56 91.84 62.05 78.73 71.85 68.94 84.61 56.18 92.72 46.30 齿根 mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm 圆直 径 8.85 8.85 8.85 8.85 8.85 法向 基 节 53.5 94.4 66.78 81.95 75.89 72.85 88.03 60.71 96.85 51.45 基圆 mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm 直 径 4.97 4.74 4.97 5.10 4.97 5.10 4.86 5.21 5.05 5.95 法面 mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm 分度 圆弧 齿 厚 24.84 43.84 28.37 34.82 32.24 30.95 37.40 25.79 41.03 21.80 当量 齿 数 3.3本章小结 本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定档数、传动比范围，根据最大 爬坡度和驱动轮与地面的附着力确定一档传动比，进而确定其它各档传动比，选择中 心距以及齿轮参数，根据变速器的传动示意图确定各档齿轮齿数，进行各档齿轮变位 系数的分配。最后列出了各档齿轮的几何尺寸。为以后齿轮、轴的设计计算做了准备。 29 本科生毕业设计 第4章 变速器主要结构元件的设计与计算 4.1齿轮损坏的原因及形式 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)、齿面胶合以及移动换档齿轮端部破坏。 产生弯曲应力，过渡圆角处又有应力集中，故当齿齿轮在啮合过程中，轮齿根部 轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为一次性断裂所呈现的粗粒状表面。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生。而常见的断裂是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后产生的折断，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要的破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。 齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面处的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。 对于高速重载齿轮，由于齿面相对滑动速度高、接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。在局部高温、高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。在一般的汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。 增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面硬度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，选择适当的齿面表面处理和镀层等，是防止齿面胶合的措施。 用移动齿轮的方法完成换档的低档和倒档齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮 ,,2存在角速度差，换档瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。 30 本科生毕业设计 4.2轮齿强度计算 与其它机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件相似，此外， 汽车变速器齿轮用的材料，热处理的方法，加工的方法，精度级别，支承方式也基本 一致。因此，比用计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮， ,3,同样可以获得较为准确的结果。 4.2.1轮齿弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力 2TKK,gf, = (4.1) w3,mzKyc ,P式中 ——弯曲应力(M); wa T——计算载荷(N?mm); g KK——应力集中系数;=1.65; ,, K——摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合上的摩擦力的方向不同，对弯曲f KK应力影响也不同:主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9; ff m——模数; y——齿形系数，如图4.1所示; KK——齿宽系数:直齿=4.5,8.0。 cc 斜齿轮弯曲应力 ,TK2cos,g, = (4.2) w3,zmyKKnc, T式中 ——计算载荷(N?mm); g ——斜齿轮螺旋角(?); , KK——应力集中系数;=1.50; ,, z ——齿数; 31 本科生毕业设计 m——法面模数; n zy——齿形系数，可按当量齿数z=在图4.1中查得; n3cos,K——重合度影响系数，K=2.0; ,, K——齿宽系数:斜齿K=6.0,8.5，取K=7。 ccc 图4.1 齿形系数图 T当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高g P,P档齿轮，许用应力在180,350M范围，即[]=180,350M，一档、倒档直齿轮awa ,,3P,P许用应力在400,850 M，即[]=400,850M。 awa1、一档主从动齿轮弯曲应力 一档主动齿轮弯曲应力 ,TK2cos,g10,= w103,zmyKK10n10c, 2，184，cos23:，1.5 = 33.14，17，3，0.16，7，2 P,=157.4 M,[] aw一档从动齿轮弯曲应力 32 本科生毕业设计 ,TK2cos,g9,= w93,zmyKK9n9c, 2，184，cos23:，1.5= 33.14，32，3，0.14，7，2 =95.6 MP,[,] aw2、二档主从动齿轮弯曲应力 二档主动齿轮弯曲应力 ,TK2cos,g78,, = w83,zmyKK8n8c, 2，184，cos23.26:，1.5 = 33.14，20，3，0.16，7，2 P,=133.5 M,[] aw二档从动齿轮弯曲应力 ,TK2cos,g78,, = w73,zmyKK7n7c, 2，184，cos23.26:，1.5 = 33.14，29，3，0.153，7，2 P, =96.3 M,[] aw3、三档主从动齿轮弯曲应力 三档主动齿轮弯曲应力 ,TK2cos,g56,, = w63,zmyKK6n6c, 2，184，cos23.26:，1.5 = 33.14，24，3，0.152，7，2 P,=117.12 M,[] aw三档从动齿轮弯曲应力 ,TK2cos,g56,, = w53,zmyKK5n5c, 2，184，cos23.26:，1.5 = 33.14，25，3，0.152，7，2 33 本科生毕业设计 =112.44 MP,[,] aw4、四档主从动齿轮弯曲应力 四档主动齿轮弯曲应力 ,TK2cos,g34, ,= w43,zmyKK4n4c, 2，184，cos23.26:，1.5 = 33.14，27，3，0.152，7，2 P,=104.11 M,[] aw四档从动齿轮弯曲应力 ,TK2cos,g34,, = w33,zmyKK3n3c, 2，184，cos23.26:，1.5 = 33.14，22，3，0.15，7，2 P, =127.77 M,[] aw5、常啮合主从动齿轮弯曲应力 常啮合从动齿轮弯曲应力 ,TK2cos,g12,,= w23,zmyKK2n2c, 2，184，cos28.21:，1.5 = 33.14，30，3，0.152，7，2 P, =89.87 M,[] aw常啮合主动齿轮弯曲应力 ,TK2cos,g11, = w13,zmyKK1n1c, 2，184，cos28.21:，1.5 = 33.14，17，3，0.163，7，2 P, =147.9 M,[] aw6、倒档主从动齿轮弯曲应力 倒档主动齿轮弯曲应力 34 本科生毕业设计 ,= w12和离合器的操作。 四轮驱动汽车变速器设计 35