车辆工程毕业设计论文-三轴式刚性支承结构变速器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-三轴式刚性支承结构变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

70 . 0 0 2 , 0 . 1 2 0 . 1 1 8x x x    故。 二挡齿轮 参数如表。 表 二挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中心距 780 7 0 .22 tZZA m m m 2 中心距变动系数 0 0 .0 8nnAAm    3 齿顶降低系数 0. 08 2nn      4 分度圆直径 8 Z m mm 7 Z m mm 5 齿顶高 01( ) n nh f m m m    02( ) 2a n nh f m m m    6 齿根高 01( ) f c m m m    02( ) f c m m m    7 齿顶圆直径 2 6 1 .8 9aad d h m m   2 8 7 .7aad d h mm   8 齿根圆直径 2 4 9 .1 7 5ffd d h m m   2 7 4 .9 8 5ffd d h m m   9 当量齿数 83 26cosn ZZ  73 39cosn ZZ  10 齿宽 6 2 .5 1 5cb K m m m    6 2 .5 1 5cb K m m m    同理：三挡齿轮 56 62 7 2 5 2 2ZZ   ， ，近似满足轴向力平衡关系。 12 凑配中心距 5639。 6() 7 0 . 1 0 52 c o s nZ Z mA m m A  ； 斜齿端面模数6 2 .7 0co snt mm mm； 啮合角 39。 5639。 c o s ( ) c o s 0 . 9 3 9 5 72 tm ZZA  ，故 39。   ，正角度变位。 根据齿数比 56 Zu Z ，查得 650 . 0 0 2 , 0 . 0 6 0 . 0 5 8x x x    故。 三挡齿轮参数如表。 表 三挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中心距 560 7 0 .22 tZZA m m m 2 中心距变动系数 0 0 .0 8nnAAm    3 齿顶降低系数 0. 08 2nn      4 分度圆直径 6 Z m mm 5 Z m mm 5 齿顶高 01( ) n nh f m m m    02( ) 2. 15a n nh f m m m    6 齿根高 01( ) f c m m m    02( ) f c m m m    7 齿顶圆直径 2 7 2 .3 9aad d h m m   2 7 7 .2aad d h mm   8 齿根圆直径 2 5 9 .6 7 5ffd d h m m   2 6 4 .4 8 5ffd d h m m   9 当量齿数 63 31cosn ZZ  53 34cosn ZZ  10 齿宽 6 2 .5 1 5cb K m m m    6 2 .5 1 5cb K m m m    同理：四挡齿轮 34 42 2 2 8 2 5 .8ZZ   ， ，近似满足轴向力平衡关系。 凑配中心距 3439。 4() 6 9 . 4 22 c o s nZ Z mA m m A  ； 斜齿端面模数4 2 .7 8co snt mm mm； 啮合角 39。 3439。 c o s ( ) c o s 0 . 9 4 0 82 tm ZZA  ，故 39。   ，负角度变位。 根据齿数比 43 Zu Z ，查得 430 . 0 1 8 , 0 . 1 2 , 0 . 1 3 8x x x     故。 四挡齿轮参数如表。 13 表 四挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公 式 1 理论中心距 340 6 9 .52 tZZA m m m 2 中心距变动系数 0 nAAm  3 齿顶降低系数 0. 21 8nn       4 分度圆直径 4 Z m mm 3 Z m mm 5 齿顶高 01( ) n nh f m m m    02( ) 2 .7a n nh f m m m    6 齿根高 01( ) f c m m m    02( ) f c m m m    7 齿顶圆直径 2 8 4 .5 3aad d h m m   2 6 6 .5 6aad d h m m   8 齿根圆直径 2 7 0 .3 1 5ffd d h m m   2 5 2 .3 4 5ffd d h m m   9 当量齿数 43 38cosn ZZ  33 30cosn ZZ  10 齿宽 6 2 .5 1 5cb K m m m    6 2 .5 1 5cb K m m m    （ 5）确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数往往与一挡相近。 倒挡齿轮 13Z 的齿数，一般在 21~23 之间，初选 13 23Z  ，计算出输入轴与倒挡轴的中心距 39。 A。 设 39。 1 2 1 2 1 312 1 , ( ) 5 52Z A m Z Z m m   则。 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 11 和 12 的齿顶圆之间应保持有 以上的间隙，故取 11 34Z  ，满足输入轴与中间轴的距离。 假设当齿轮 11 和 12啮合时，中心距 39。 39。 1 1 1 21 ( ) 6 8 . 7 52A m Z Z A   ，且 39。 39。 A mm。 故倒挡轴与中间轴的中心距1 1 1 31 ( ) 7 1 . 2 52A m Z Z m m  总，圆整后得 70A mm总。 根据中心距 39。 A 求啮合角 39。  ： 39。 1 2 1 339。 c o s ( ) c o s 0 . 9 3 9 72m ZZA  ，故 39。 20 ，高度变位。 根据齿数比 1312 Zu Z，查得 12 130 , , x x    故。 11 212 1 ZZi ZZ倒。 倒挡齿轮参数如表。 14 表 倒挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 分度圆直径 12 Z m mm 13 Z m mm 2 齿顶高 01( ) 2. 62 5ah f m m m   02( ) 2 .3 7 5ah f m m m   3 齿根高 01( ) 3. 93 75fh f c m m m    02( ) 4 .1 8 7 5fh f c m m m   4 齿顶圆直径 2 5 7 .7 5aad d h m m   2 6 2 .2 5aad d h m m   5 齿根圆直径 2 4 4 .6 2 5ffd d h m m   2 4 9 .1 2 5ffd d h m m   6 基圆直径 cos mm c o s 5 4 .0 3bd d m m 7 齿宽 6 2 .5 1 5cb K m m m    6 2 .5 1 5cb K m m m    序号 计算项目 计算公式 1 分度圆直径 11 85d Z m mm 2 齿顶高 0 2. 5ah f m mm 3 齿根高 0( ) 4 .0 6 2 5fh f c m m m   4 齿顶圆直径 2 90aad d h mm   5 齿根圆直径 2 7 6 .8 7 5ffd d h m m   6 基圆直径 c o s 7 9 .8 7bd d m m 7 齿宽 6 2 .5 1 5cb K m m m    轮齿强度计算 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）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。 轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，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极少，而后者出现的多些 [3]。 变速器抵挡小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。 齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。 点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。 通常是靠近节圆根部齿面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。 （ 1） 直齿轮弯曲应力  32 gfcT K Km ZK y  （ ） 15 式中： gT ——计算载荷（ Nmm）； K ——应力集中系数，可近似取 K =； fK ——摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮 fK =，从动齿轮 fK =； cK ——齿宽系数； y——齿形系数。 倒挡主动轮 12，查 手册 得 y=，代入（ ）得 45 0. 33 80 0M pa M pa ； 倒挡传动齿 轮 13，查 手册 得 y=，代入（ ）得 34 9. 56 40 0M pa M pa ； 倒挡从动轮 11，查 手册 得 y=，代入（ ）得 21 0. 19 80 0M pa M pa ； 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxTe 时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400~800Mpa，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 故  [  ]，弯曲强度足够。 （ 2） 斜齿轮弯曲应力  32 c o sgncTKZm yK K  （ ） 式中： gT ——计算载荷（ Nmm）；  ——斜齿轮螺旋角 （ ） ； K ——应力集中系数，可近似取 K =； Z——齿数； nm ——法向模数（ mm）； y——齿形系数，可按当量齿数在图中查得； cK ——齿宽系数； K ——重合度影响系数， K =。 一挡齿轮 10，查图得 y=， 代入 （ ） 得  =； 一挡齿轮 9，查图得 y=，代入（ ）得  =； 二挡齿轮 8，查图得 y=，代入（ ）得  =； 二挡齿轮 7，查图得 y=，代入 （ ） 得  =； 三挡齿轮 6，查图得 y=，代 入 （ ） 得  =； 三挡齿轮 5，查图得 y=，代入 （ ） 得  =； 16 四挡齿轮 4，查图得 y=，代入 （ ） 得  =； 四挡齿轮 3，查图得 y=，代入 （ ） 得  =； 常啮合齿轮 1，查图得 y=， 代入 （ ） 得  =； 常啮合齿轮 2，查图得 y=，代入 （ ） 得  =； 当计算载荷 gT 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxTe 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180~350Mpa 范围，所有斜齿轮满足  [  ]，故弯曲强度 足够。 110 .4 1 8 ( )j zbFEb  （ ） 式中： j ——轮齿的接触应力（ Mpa）； F——齿面上的法向力（ N）， 1cos cosFF ； 1F ——圆周力（ N）， 1 2 gTF d ； gT ——计算载荷（ Nmm）； d——节圆直径（ mm）；  ——节点处压力角 （ ） ；  ——齿轮螺旋角 （ ） ； E——齿轮材料的弹性模量，合金钢取 E= 10 Mpa ； b——齿轮接触的实际宽度（ mm）； z 、 b —— 主、从动齿轮节点处的曲率半径（ mm ）， 直 齿 轮sin , sinz z b brr   ，斜齿轮 22s i ns i n ,c os c osbzzb rr ； zr 、 b 为主、从动齿轮的节圆半径（ mm）。 将上述有关参数代入式（ ），并将作用在变速器第一轴上 的载荷 maxTe /2 作为计算载荷时，得出： 一挡接触应力 8 0 8 .9 9 1 9 0 0j M pa M pa ； 二挡接触应力 8 0 1 .2 1 1 3 0 0j M pa M pa ； 三挡接触应力 7 2 1 .1 5 1 3 0 0j M pa M pa ；。