轿车变速器设计说明(编辑修改稿)

轿车变速器设计说明(编辑修改稿)内容摘要：

4d= 4z tm = mm 11 变位系数之和   ntt i nvi nvzz   t a n2 ,21  = 根据当量齿数比，查《机械设计手册 》小齿轮变位系数为  ，则大齿轮变为系数为  齿顶圆直径 333 2 aa hdd  = 444 2 aa hdd  = 齿根圆直径 333 2 ff hdd  = 444 2 ff hdd  = 三 挡传动比 ，齿数及变位系数的确立 563 zzi  c os2 )( 650 zzmA n  已知： 0A =78mm， 3i =， nm =3， 25 ；将数据代入 上 两式，齿数取整得： 185z ，296z ，所以三档传动比为：  zzi 分度圆直径 5d=5z tm= 6d= 6z tm = 变位系数之和   ntt i nvi nvzz   t a n2 ,21  = 齿顶圆直径 555 2 aa hdd  = 12 666 2 aa hdd  = 齿根圆直径 555 2 ff hdd  = 666 2 ff hdd  = 四 挡传动比 ，齿数及变位系数的确立 563 zzi  c os2 )( 650 zzmA n  已知： 0A =78mm， 4i =， nm =， 22 ；将数据代入 上 两式，齿数取整得： 235z ， 356z ，所以三档传动比为：  zzi 分度圆直径 7d =7z tm= 8d = 8z tm = 端面啮合角 tot AA  c o sc o s ,=  ,t 齿顶圆直径 77 2 aa hdd  = 888 2 aa hdd  = 齿根圆直径 777 2 ff hdd  = 888 2 ff hdd  = 五 挡传动比 ，齿数及变位系数的确立 9105 zzi  13 co s2 )( 1090 zzmA n  已知： 0A =78mm， 5i =， nm =， 22 ；将数据代入两式，齿数取整得：297z ， 308z ，所以四档传动比为：  zzi 齿顶圆直径 999 2 aa hdd  = 101010 2 aa hdd  = 齿根圆直 径 999 2 ff hdd  = 101010 2 ff hdd  = 六 倒档齿轮的齿数的确立及变位系数 初选倒档轴上齿轮齿数为 12z =23，输入轴齿轮齿数 11z =11，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 ，即满足以下公式： 01311 )( Ammzz nn  已知： 3nm ， 780A ，把数据代入 上 式，齿数取整，解得： 3613z ，则倒档传动比为：  zziR 输入轴与倒档轴之间的距离： o s2 )( 11 121139。   zzmA n mm 输出轴与倒档轴之间的距离： o s2 )( 11 121339。 39。   zzmA n mm 14 尺顶圆直径 ad d+ ah 11ad 39mm 7512ad mm 11413ad 尺根圆直径 ddf 2 fh fd mm fd mm fd 变位系数的 齿轮 11Z 12Z 13Z 确立 根据当量齿数比，查《机械设计手册 》小齿轮变位系数为  ，则大齿轮变为系数为  5. 齿轮校核 齿轮材料的选择原则 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。 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。 考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： 法m 时渗碳层深度 ～ 法m 时渗碳层深度 ～ 5法m 时渗碳层深度 ～ 表面硬度 HRC58～ 63；心部硬度 HRC33～ 48 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 ；表面硬度 HRC48～ 53[12]。 15 对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用 25CrMnMO， 20CrNiMO， 12Cr3A 等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒 [13]。 计算各轴的转矩 发动机最大扭矩为 143N m，最高转速 5600r/min，齿轮传 动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 输入 轴 1T = 承离 maxeT =2089 8%96%= 输出 轴 一挡 1111 giTT 齿承  == 二挡 2112 giTT 齿承  == 三挡 3113 giTT 齿承  == 四挡 4114 giTT 齿承  == 五挡 5115 giTT 齿承  == 倒挡 12~11112~11 到齿承倒 iTT  == 13~12113~12 到齿承倒 iTT  ==.m 轮齿强度计算 轮齿弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力 w 16 图 齿形系数图 yzKm KKT c fgw 32  （ ） 式中： w — 弯曲应力 （ MPa）； gT — 计算载荷 （ N.mm）； 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 =； b — 齿宽 （ mm）； m — 模数； y — 齿形系数，如图。 当计算载荷 gT 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxeT 时，一、倒挡直齿轮 许用弯曲应力在 400～ 850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 斜齿轮弯曲应力 w   KyKzm KTgw 3c os2 （ ） 17 式中： gT — 计算载荷 （ Nmm）； nm — 法向模数 （ mm）； z — 齿数；  — 斜齿轮螺旋角（176。 ）； K — 应力集中系数， K =； y — 齿形系数，可按当量齿数 3coszzn  在图中查得； cK — 齿宽系数 cK = K — 重合度影响系数， K =。 当计算载荷 gT 取作用到变速器第一轴上的 最大转矩 maxeT 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180～ 350MPa范围，对乘用车为 100～ 250MPa。 1z =11， 2z =36， 1y =， 2y =， gT =.m，1 =176。 T N.m   KKymz KTgw13111 c os2 =180350MPa范围   KKymz KTw 2321112 c o s2 =180350MPa （ 2）计算二挡齿轮 3， 4 的弯曲应力 3z =14 ， 4z =33 ， 3y = ， 4y = ， gT =.m，12T =.m , 2 =176。   KKymz KTgw33323 c os2 =180350MPa   KKymz KTw 4342124 c o s2。