车辆工程毕业设计论文-货车变速器设计与三维零件设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-货车变速器设计与三维零件设计(编辑修改稿)内容摘要：

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；对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；变速器抵挡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。 在给定模数范围内， 初选模数：直齿轮模数 m ＝ 4mm；斜齿轮法面模数nm =5mm。 变速器用齿轮模数的范围见表。 表 汽车变速器齿轮的法向模数 nm 车 型 微型、轻型轿车 中级轿车 中级货车 重型货车 mmmn/ ～ ～ 3 ～ ～ 6 所选模数值应符合国家标准 GB/T13571987 的规定，见表。 选 用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。 表 汽车变速器 常用的齿轮 模数 （摘自 GB/T13571987） (mm) 第一系列 第二系列 （ ） （ ） 压力角 因国家规定的标准压力角为 20176。 ，所以变速器齿轮 普遍采用 的压力角为 20176。 ；啮合套或同步器的接合齿 压力角有 20176。 、 25176。 、 30176。 等，但 普遍采用 30176。 的压力角。 11 螺旋角 斜齿螺旋角可在下面提供的范围内选取： 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。 齿宽计算 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。 通常根据齿轮模数 )( nmm 的大小来选定齿宽： 直齿： mKb c ， cK 为 齿宽系数 ， cK 可在 ～ 内选取。 斜齿： ncmKb ， cK 可在 ～ 内选取。 各挡齿轮齿数的分配 确定一挡齿轮的齿数 一 挡 传动比 101921 zz zzi  并 且已知 1i = 为了求 9z 、 10z 的齿数，先求其齿数的和 hz 直齿 mAZh 2 斜 齿 nh mAZ cos2 由已知 A =154 mm， m =4mm， nm =5mm， 图 变速器示意图 计算得： 一挡 直齿 hz =77。 计算后取 hz 为整数，然后进行大、小齿轮数的分配。 中间轴上的一 挡 小齿轮的齿数尽可能取小些， 以便使 109/zz 的传动比大些，在 1i 已定 的条件下 ， 12/zz 的传动比可 12 分配小些，使第一轴常啮合齿轮齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度。 考虑到壳体上的第一轴轴承孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。 设计中， 取 10z =18，且 9z = 10zzh ，则 9z =59。 对中心距 A 进行修正 因为计算齿数和 hz 后，经过取整数使中心距 A 有了变化，所以应根据取定的 hz 重新计算中心距 A ，再以修正后的中心距 A 作为各 挡 齿轮齿数分配的依据。 由 mAzh 2，计算 得 A =154mm。 确定齿顶高系数和 径向间隙系数 国家标准，齿顶高系数 *ah ； 径向间隙系数 * c 计算一挡齿轮参数 分度圆直径： 7218499  mzd 2365941010  mzd 齿顶高： 441*9  mhh aa 441*10  mhh aa 齿根高： 54)()( **9  mchh af 54)()( **10  mchh af 齿顶圆直径： 8042722 999  aa hdd 2 4 4422 3 62 101010  aa hdd 齿根圆直径： 6252722 999  ff hdd 226522362 101010  ff hdd 齿高： 954999  fa hhh 954101010  fa hhh 确定常啮合传动齿轮副的齿数 由公式 求出常啮合传动齿轮的传动比 13 109112 zzizz  （ ） 而常啮合传动齿轮中心距和一 挡 齿轮的中心距相等，即 2121cos2 )( zzmA n （ ） 解方程（ ）和（ ）求得 1z =， 2z = 取整数得： 2z =35， 1z =20。 传动比修正： 7 1820 5935101 921  zz zzi 修正螺旋角的值 根据所确定的齿数和公式2121cos2 )(  zzmA n ，计算 校核得 21 =176。 中心距修正 9 538 )3520(5c os2 )( 21 21    zzmA n 确定常啮合齿轮参数 端面压力角： 4 0 8 9 3 6 o st a nt a n 21   t   分度圆直径： 205c o s 2111  zmd n 355c o s 2122  zmd n 基圆直径： 6 9 0 39 2 8 1 1c o s11  tddb  o s22  tddb  齿顶高： 5)( 1*1  nnnaa myXhh 5)( 2*2  nnnaa myXhh 齿根高： )( 1**1  nnaf mXchh )( 2**2  nnaf mXchh 14 齿高：  fa hhh  fa hhh 齿顶圆直径： 111  aa hdd 222  aa hdd 齿根圆直径： 111  ff hdd 222  ff hdd 确定其它各挡的齿数 ①确定二挡齿轮参数： 由 于 二 挡 齿轮为斜齿轮，螺旋角 87 和常啮合齿轮的 21 不同，有公式 87zz212zzi （ ） 而 8787c os2 )(  zzmA n （ ） 此外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满 足下列关系式 8721tantan212zzz ）（871 zz （ ） 联解上述三个公式，采用比较方便的试凑法，即先选定螺旋角 87 ，解式（ ）和式（ ），求出 7z 、 8z ，再把 7z 、 8z 及 87 代入式（ ）中，检查是否满足或近似满足轴向力平衡的关系。 如相差太大，则要调整螺旋角 87 ，重复上述过程，直至符合设计要求为止。 根据上述的 公式解 得： 7z =， 8z =， 87 =176。 取整得： 7z =38， 8z =21 修正螺旋角： 9 5 5 42 5952 )(c o s 8787  A zzm n，   修正传动比 ： 2021 353881 722  zz zzi 修正中心距： 395 )2138(5c o s2 )( 87 87    zzmA n 15 端面压力角： o st a nt a n 87   t   分度圆直径： 385c os 8777  zmd n 099 215c os 8788  zmd n 基圆直径： o s77  tddb  s88  tddb  齿顶高： 5)( 1*7  nnnaa myXhh 5)( 2*8  nnnaa myXhh 齿根高： )(1**7  nnaf mXchh )( 2**8  nnaf mXchh 齿高：  fa hhh  fa hhh 齿顶圆直径： 0 9 82 777  aa hdd 888  aa hdd 齿根圆直径： 8 9 82 777  ff hdd 888  ff hdd ②确定三挡齿轮参数： 由 于三挡 齿轮为斜齿轮，螺旋角 87 和常啮合齿轮的 21 不同，有公式 65zz213zzi （ ） 而 6565c os2 )( zzmA n （ ） 此外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式 16 6521tantan212zzz ）（651 zz （ ） 根据上述的 公式解 得： 5z =， 6z =， 65 =176。 取整得： 5z =29， 6z =29 修正螺旋角： 5852 )(c o s 6565  A zzm n，   修正传动比 ： 2029 352961 523  zz zzi 修正中心距： 585c o s2 )( 65 65    zzmA n 端面 压力角： o st a nt a n 65   t   分度圆直径： 295c o s 6555  zmd n 215c o s 6568  zmd n 基圆直径： 4 3c o s55  tddb  4 3co s66  tddb  齿顶高： 5)( 5*5  nnnaa myXhh 5)( 6*6  nnnaa myXhh 齿根高： )(5**5  nnaf mXchh )( 6**6  nnaf mXchh 齿高：  fa hhh  fa hhh 齿顶圆直径： 9 2 6 3529 2 5 32 555  aa hdd 9 2 6 3529 2 5 32 666  aa hdd 17 齿根圆直径： 555  ff hdd 666  ff hdd ③确定五挡齿轮参数： 由 于五挡 齿轮为斜齿轮，螺旋角 43 和常啮合齿轮的 21 不同，有公式 43zz215zzi （ ） 而 6565c os2 )( zzmA n （ ） 此外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式 4321tantan212zzz ）（431 zz （ ） 根据上述的 公式解 得： 3z =， 4z =， 65 =176。 取整得： 3z =16， 4z =37 修正螺旋角： 5 42 5352 )(c o s 4343  A zzm n，   修正传动比 ： 2037 351641 325  zz zzi 修正中心距： 54 535c os2 )( 43 43   zzmA n 端面压力角： o st a nt。