车辆工程毕业设计论文-轿车两轴机械式变速器结构设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-轿车两轴机械式变速器结构设计(编辑修改稿)内容摘要：

：为了减少噪声应合理减小模数，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 18 考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表 选取 模数 范围 为~，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。 表 汽车变速器齿轮的法向模数 压力角  压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用 176。 、 15176。 、 16176。 、 176。 等小些的压力角。 对货车，为提高齿轮强度，应选用 176。 或 25176。 等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为 20176。 ，所以普遍采用的压力角为 20176。 啮合套或同步器的压力角有 20176。 、 25176。 、 30176。 等，普遍采用 30176。 压力角。 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角 20176。 螺旋角  齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。 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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30176。 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；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。 本设计中螺旋角大小根据实际情况选择。 齿宽 b 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小质量，应该选用较小的齿宽。 另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加 车 型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 am /t V V am 14 am 14 模数 nm /mm ~ ~ ~ ~ 19 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。 齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。 选用较大的齿宽，工作中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。 通常根据齿轮模数  nmm 的大小来选定齿宽： 斜齿 ncmkb ， ck 取为 ～ ，取   ~~  nc mkb mm 为了不使齿宽过小，本设计中齿宽全部采用。 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小，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齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 ～ 的短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为。 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与 的细高齿。 本设计取为。 各档齿轮齿数的分配及 传动比的计算 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，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。 一档齿数及传动比的确定 一档传动比为： 当选定中心距 A，模数 nm 和螺旋角后，可以根据nh mBAZ cos2 算出两轴间相啮合齿轮副的总齿数。 20 由211 c o s2 ZZm BAZ nh ，121 ZZig  得出     6 26c os7421c os2 11  gn im BAZ ，  ZiZ g 取整后 1139。 1Z ， 3939。 2Z 实际传动比 113939。 139。 239。 1  ZZig 实际中心距     9 26c os2 os239。 239。 139。   zzmA n 取整后 7539。 A 精确螺旋角      c co s2ar c co s39。 39。 239。 1   A zzm n 变位后啮合角  20co s9 6 cc o sco sar cc o s39。  AA  对中心距 A 进行修正 cos2 hnzmA     9 os2 os2 39。 239。 139。   zzmA n 取整得 750A mm， 0A 为标准中心矩。 二档齿数及传动比的确定 由4302 c os2 ZZm BAZ nh ，342 ZZig  得出     22c os7521c os2 23  gn im BAZ ，  ZiZ g 取整后 1439。 3Z ， 3739。 4 Z 21 实际传动比 143739。 339。 439。 2  ZZig 精确螺旋角      cc o s2ar cc o s 39。 39。 439。 3   A zzm n 计算三档齿轮齿数及传动比 由653 c o s2 ZZm BAZ nh ，563 ZZig  得出     24c os7521c os2 35  gn im BAZ ，  ZiZ g 取整后 1839。 5Z ， 3339。 6Z 实际传动比 183339。 539。 639。 3  ZZig 精确螺旋角     cc o s2ar cc o s39。 39。 639。 5   A zzm n 计算四档齿轮齿数及传动比 由874 c o s2 ZZm BAZ nh ，784 ZZig  得出     24c os7521c os2 47  gn im BAZ 9 1 1 7  ZiZ g 取整后 2239。 7Z ， 3039。 8Z 实际传动比 223039。 739。 839。 4  ZZig 精确螺旋角      cc o s2ar cc o s39。 39。 839。 7   A zzm n 计算五档齿轮齿数及传动比 22 由1095 c o s2 ZZm BAZ nh ，9105 ZZig  得出     24c os7521c os2 59  gn im BAZ ，  ZiZ g 取整后 2639。 9Z ， 2539。 10Z 实际传动比 262539。 939。 1039。 5  ZZig 精确螺旋角      c co s2ar c co s39。 39。 1039。 9   A zzm n 计算倒档齿轮齿数及传动比 初选倒档轴上齿轮齿数为 12z =25，输入轴齿轮齿数 11z =12，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮 11 和齿轮 13 的齿顶圆之间应保持有 以上的间隙，即满足以下公式： 01311 )( Ammzz  （ ） 已知： m ， 750A ，把数据代入（ ）式，齿数取整，解得： 3813z ，则倒档传动比为： 1  zziR 输入轴与倒档轴之间的距离： 8 7 )2512( )( 12111  zzmA n mm 取整 5039。 1A 输出轴与倒档轴之间的距离： )2538( )( 12132  zzmA n mm 取整 8539。 2A 23 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、 二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。 一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。 一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。 一档齿轮的变位 压力角  26c os 20t a na r c t a nc os t a na r c t a n   ta  o s9 6 75a r c c o sc o sa r c c o s 39。 39。  tt aAAa 角度 变位系数之和     0 1 an2 an2 39。 21    invinvi n vai n vazzx tt  查机械手册齿轮变位系数表得到： nx ， nx 因为 o s17111  z ，故要采用齿轮高度变位，根据机械设计手册： 039。 239。 1  nn xx ，取 39。 1 nx ， 39。 2 nx 二 档齿轮的变位 压力角  22c os 20t a na r c t a nc os t a na r c t a n   ta  o 75a r c c o sc o sa r c c o s 39。 39。  tt aAAa 角度 变位系数之和     0 4 a n2 a n2 39。 43    i n vi n vi n vai n vazzx tt  24 查机械手册齿轮变位系数表得到： nx ， nx 三 档齿轮的变位 压力角  24c os 20t a na r c t a nc os t a na r c t a n   ta  o s1 1 75a r c c o sc o sa r c c o s 39。 39。  tt aAAa 角度 变位系数之和     0 5 a n2 a n2 39。 65    i n vi n vi n v ai n v azzx tt  查机械手册齿轮变位系数表得到： nx ， nx 四 档齿轮的变位 压力角  24c os 20t a na r c t a nc os t a na r c t a n   ta  o s1 1 75a r c c o sc o sa r c c o s 39。 39。  tt aAAa 角度 变位系数之和     0 5 a n2 a n2 39。 87    i n vi n vi n vai n vazzx tt  查机械手册齿轮变位系数表得到： nx ， nx 五 档齿轮的变位 压力角  24c os 20t a na r c t a nc os t a na r c t a n   ta  o s1 1 75a r c c o sc o sa r c c o s 39。 39。  tt aAAa 角度 变位系数之和 25     0 5 a n2 a n2 39。 109    invinvi n v ai n v azzx tt  查机械手册齿轮变位系数表得到： nx ， nx 变速器齿轮强度校核 齿轮材料的选择原则 （ 1）满足工作条件的要求。 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。 但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 （ 2）合理选择材料配对。 如对硬 度 ≤ 350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 30～ 50HBS左右。 为提高抗胶合性能，大、小轮应采 用不同钢号材料。 （ 3）考虑加工工艺及热处理工艺。 大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。 尺寸较小而又要求不高时，可选用圆。