车辆工程毕业设计论文-捷达轿车变速器的设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-捷达轿车变速器的设计(编辑修改稿)内容摘要：

于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。 所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(~)m， mm 斜齿 b=(~)m， mm 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系 数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 各档传动比及其齿轮齿数的确定 在初选了中心距、齿轮的模数和螺 旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传 动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。 下 面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 确定一档齿轮的齿数 一档传动比 （ 37） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 mAZ 291012 ZZiZZ gI  ZZco s2 )( 21 ZZmA n nmAZZ c os221  为了确定 Z9 和 Z10 的齿数， 先求其齿数和 Z : （ 38） 其中 A =、 m =3；故 有 Z。 图 五档变速器示意图 当轿车三轴式的变速器 ~gIi 时，则 范围内选择可在 17~1510Z ，此处取10Z =16，则可得出 9Z =35。 上面根据初选的 A 及 m 计算出的 Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ 38）看出中心距有了变化，这时应从 Z 及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这个 修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 51，则根据式（ 38）反推出 A=。 确定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 27）求出常啮合齿轮的传动比 （ 39） 由已经得出的数据可确定 ① 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 （ 310） 由此可得： (311) 而根据已求得的数据可计算出： 5321 ZZ。 ② 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 gIi8712 ZZZZig  ZZnmAZ cos21212131311 ZZZZZZigr )(21 1312 ZZmn )(21 1311 ZZA gi① 与②联立可得： 1Z =1 2Z =34。 则根据式（ 37）可计算出一档实际传动比为：。 确定其他档位的齿数 二档传动比 （ 312） 而 ，故有： ③ 对于斜齿轮， （ 313） 故有： 5387 ZZ ④ ③ 联立④得： 2231 87  ZZ 、。 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 2726 65  ZZ 、 ；四档齿轮 3716 43  ZZ 、。 确定倒档齿轮的齿数 一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比 gri 取。 中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取 1312Z。 而通常情况下，倒档轴齿轮 13Z 取 21~23，此处取 13Z =23。 由 （ 314） 可计算出 2711Z。 故可得出中间轴与倒档轴的中心距 A′ = (315) =50mm 而倒档轴与第二轴的中心 : (316) =。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 1717Z  齿轮变位系数的选择 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，有避免了其缺点。 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剂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，一对齿轮齿更总厚度越薄，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，变速器中除 去一、二档和倒档以外的其他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。 其中，一档主动齿轮 10的齿数 Z10〈 17，因此一档齿轮需要变位。 变位系数 （ 317） 式中 ： Z变位的齿轮齿数。 本章小结 ：本章主要是变速器主要的参数的选择，传动比，中心距，轴向尺寸，黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 齿轮参数各档传动比及齿轮齿数的确定。 第 4 章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 齿轮的损坏原因及形式 齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。 轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。 前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。 齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。 他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 齿轮的强度计算与校核 与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。 此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 10tfW F K Kbty 10 2/tgF T dKgT也基本一致。 如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。 因此，比用于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，同样、可以获得较为准确的结果。 在这里所选择的齿轮材料为 40Cr。 齿轮弯曲强度计算 （ 1） 直齿轮弯曲应力 W （ 41） 式中， W —— 弯曲应力（ MPa）； 10tF —— 档齿轮 10的圆周力（ N） ， ；其中 为计算载荷（ N mm），d为节圆直径。 —— 应力集中系数，可近似取 ； fK —— 摩擦力影响系数，主动齿轮取 ，从动齿轮取 ； B—— 齿宽（ mm），取 20 T—— 端面齿距（ mm）； Y—— 齿形系数，如图 所示。 图 齿形系数图 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 9 2max10 1geZ ZTT ZZ  10 2 gTF d1w FKbtyK 87 82 gtt TFF d8 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a   56wMPaMPa 12wMPaMPa 34wM PaM Pa  当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为： （ 42） =170 1000  =659668Nm 故由 可以得出 10tF ；再将所得 出的数据代入式（ 41）可得 10 MPa  9 53 3. 01w MPa  当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩 maxeT 时，一档直齿轮的弯曲应力在400~850MPa 之间。 （ 2） 斜齿轮弯曲应力 （ 43） 式中 K 为重合度影响系数，取 ；其他参数均与式（ ）注释相同，   ， 选择齿形系数 y时，按当量模数 3/cosnzz  在图（ ）中查得。 二档齿轮圆周力： （ 44） 根据斜齿轮参数计算公式可得出： 87ttFF = 齿轮 8 的当量齿数 3/cosnzz  =，可查表（ ）得： 8 。 故 同理可得： 7 M Pa 。 依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下： 三档： 四档： 五档： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 j110 .4 1 8jzbFEb j1 2/gF T dsinsinzzbbrr   22sin / c o ssin c o szzbbrr     当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在 180~350MPa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。 齿轮接触应力。