车辆工程毕业设计论文-长安杰勋汽车机械式变速器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-长安杰勋汽车机械式变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

≤ ＜ am ≤ am ＞ 模数 mm/am ～ ～ ～ ～ 设计时所选模数应符合国标 GB135778 规定（表 ）并满足强度要求。 表 汽车变速器常用齿轮模数（ mm） 一系列 二系列 （ ） （ ） — 选取齿轮模数时一般要遵守的原则是： 3 c os2wecj yKzK KTm   16 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，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档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，其他档选用另一种 模数。 少数情况下，汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数 [1]。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。 由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。 其取值范围是：乘用车和总质量 am 在 ～ 的货车为 ～；总质量 am 大于 的货车为 ～。 选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换 档。 由表 和表 并且参照同类车型选取模数 齿形、压力角及螺旋角 压力角较小时，重合度大并降低了齿轮刚度，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，可提高齿轮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 28176。 强度增加不多；对于斜 齿轮，压力角为 25176。 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选用 176。 、 15176。 、 16176。 、 176。 等于小些得压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用176。 或 25176。 等大些的压力角。 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。 选斜齿轮的螺旋角，要注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。 在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮的啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 实验证明：随着螺旋角的增大，齿轮的强度也相应提高。 从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角，以 15176。 ~25176。 ；而从提高 高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。 设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。 因此，中间轴上的不同 档 位齿轮的螺旋角应该是不一样的。 为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。 中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。 轴向力经轴承盖作用到壳体上。 一 档 和倒 档 设计为直齿时，在这些 档 位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消 (但因 17 为这些 档 位使用得少，所以也 是允许的 )，而此时第二轴则没有轴向力作用。 根据图 可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件 111 tanna FF  222 tan na FF  () 由于 T=2211 rFrF nn ， 为使两轴向力平衡，必须满足 2121tantan rr () 式中： 1Fa ， 2Fa 为轴向力， 1Fn ， 2Fn 为圆周力， 1r ， 2r 为节圆半径， T 为中间轴传递的转矩。 图 中间轴轴向力的平衡 最后可用调整螺旋角的 方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除 [1]。 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 ： 20176。 ～ 25176。 中间轴式变速器为： 22176。 ～ 34176。 货车变速器： 18176。 ～ 26176。 汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表 选取。 表 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 18 项目 车型 齿形 压力角  螺旋角  轿车 高齿并修形的齿形  ， 15 ， 16 ，  25 ～ 45 一般货车 GB135678 规定的标准齿形 20 18 ～ 26 重型车 GB135678 规定的标准齿形 低 档 、倒 档 齿轮  ， 25 小螺旋角 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，齿宽减小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。 通常根据齿轮模数 )m(m n 的大小来选定齿宽： 直齿 mkb c ， ck 为齿宽系数，取为 ～ ； 斜齿 ncmkb ， ck 取为 ～。 采用啮合套或同步器换 档 时，其接合齿的工作宽度初选时可取为 2～ 4mm。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数 ck 可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。 对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取的稍大。 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，短齿制齿轮不再被采用，包括 我国 在内 ， 规定 齿顶高系数取为。 齿 轮的修正 19 为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。 修正的方法有三种：加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位；改变刀具的原始齿廓参数；改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。 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 磨性、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的和为零。 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想接近的程度。 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。 有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 多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则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，故采用的较多。 对斜齿轮传动，还可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，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，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一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，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。 总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。 但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动 [1]。 20 变速器各档齿轮齿数的分配 图 变速器传动示意图 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。 确定一 档 齿轮的 齿数 一档齿轮选用斜齿圆柱齿轮，模数 nm =，初选螺旋角  =30176。 , 中间轴一 档齿轮齿数可在 10z 1517 之间选取，货车可在 1217 之间选用。 取 10z 17，一档齿轮为斜齿轮。 常啮合传动齿轮副的传动比为 : 910112 zzizz g () 为了求 9z 、 10z 的齿数，先求其齿数和 hz 斜齿 : nh mAz 109cos2   () = 03cos782 　 =，取整为 49 即 9z = hz 10z =4917=32 对中心距 A 进行修正 21 因为计算齿数和 hz 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 hz 和齿轮变位系数重新计算中心距 A ，再以修正后的中心距 A 作为各 档 齿轮齿数分配的依据。 1090 cos2  hn zmA = cos302 ）（ =，取整为 A =78mm。 对一 档 齿轮进行变位： 确定实际螺旋角  ：    o s 109109  ）（Azm hn 端面分度圆压力角 t ： 端面啮合角 ,t ：  o sc o s 0ttt AA  中心距变动系数λ n：  nm AA 变位系数之和 n ：    0 8 0 t a n2 n t109n    i n vi n vzz t 查变位系数线图得： 1732109  zzu     齿顶高变动系数σ n：  nnn  计算一档齿轮 10 参数： 分度圆直径： 0 130co s s99  nmzd s s1010  nmzd 齿顶高：   nn9an9   mh a    mm4 2 nn10an01   mh a  齿根高：   n9an9   mch f    o st a nt a n t109  nt 22   mm3 3 n10an10   mch f  齿全高： mm7 5 mm8 6 101010999  fafa hhh hhh 齿顶圆直径： 9a9a9  1010a 1 0  ahdd 齿根圆直径： 999  ff hdd 101010  ff hdd 基圆直径： os os101099  tbtb add add 节圆直径： 10910,10,1099,9zzzadzzzad 当量齿数： c osz 39n9  z o sz 310n10  z 确定常啮合传动齿 轮副的齿数 常啮合齿轮选用斜齿圆柱齿轮，模数 nm =，初选螺旋角  =28176。 由式 ()求出常啮合传动齿轮的传动比 9101g12  zziz () 常啮合传动齿轮的中心距与一 档 齿轮的中心距相等，即  2121c os2  ZZmA n () 82c o s782c o s2 2121  nmAzz  23 取整为 1z =19， 2z =31，则： 921g  zz zzi 对常啮合齿轮进行变位： 确定实际螺旋角  ：  o s 2121  Azm hn 理论中心距 oA ：     28c o s2 o s2 21 21   ZZmA no 端面分度圆压力角 t ： 端面啮合角 ,t ：  o sc o s 0ttt AA  中心距变动系数λ n：  nm AA。