高级轿车三轴五档手动机械式变速器设计说明书(编辑修改稿)

高级轿车三轴五档手动机械式变速器设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

轮模数的大小来选定齿宽 [14]： 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。 （ 3）分度圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径，齿顶高，齿根高，全齿高 分度圆直径： d=mz， nmzd=cosβ ； 齿顶高： ah m ， ah nm ； 齿根高： h m ， h  ； 全齿高： h afhh； 齿顶圆直径： 2aad d h ； 齿根圆直径： 2ffd d h ； 各档齿轮齿数的分配 在初选了中心距、齿轮的模数 [1]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） 高级轿车三轴五档手动机械式变速器设计说明书 15 mAZ 291012 ZZiZZ gI  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 当轿车三轴式的变速器 ~gIi 时，则 范围内选择可在 17~1510Z [15]， 此处取 10Z =16，则可得出 9Z =39。 图 31 档变速器示意图 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 55，则根据式 （ 38） 反推出 A=，即为标准中心距。 当α =20176。 时，齿轮齿数小于 17，齿轮发生根切，因此对一档齿轮 10Z 进行角度 变位： 变位系数 10min17= 17ZX= 所以，可取 10X =， 9X = 确定常 啮 合齿轮副的齿数 由式（ 37）求出常啮合齿轮的传动比 （ 39） 由 已经得出的数据可确定 21ZZ = ① 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 高级轿车三轴五档手动机械式变速器设计说明书 16 co s2 )( 21 ZZmA n nmAZZ c os221  （ 310） 由此可得： （ 311） 而根据已求得的数据可计算出： 12ZZ =57。 ② ① 与 ② 联立可得： 1Z =2 2Z =34。 则根据式（ 37）可计算出一档实际传动比为： giⅠ =。 对常啮合齿轮进行变位： 理论中心距：  2121c os2  ZZmA no = 由中心距和啮合角函数方程： a cos =a cos， ， 无侧隙啮合方程： inv inv= 2 ta n ZX  ，（ ） （α为弧度） 其中： a 和 a， 分别为标准齿轮传动和变位齿轮传动的中心距； α和α ， 分别为其啮合角； a=m/2*（ Z1+Z2）； α =20176。 ； Z =Z1+Z2为齿数和； X =X1+X2为变位系数和； inv， =tanα ， — α ， ， inv =tanα — α； 因此可求棏： X = ； u= 21ZZ =34/23=； 查变位系数线图得： 计算  精确值： n12m= 2cosZA  X1=； X2= ； 12 =176。 高级轿车三轴五档手动机械式变速器设计说明书 17 8712 ZZZZig nmAZ cos2 变位 系数图 确定其他档位的齿数 二档传动比 （ 312） 而 giⅡ =， 故有： 78ZZ = ③ 对于斜齿轮， （ 313） 故有： 78ZZ =57 ④ ③ 联立 ④ 得： 7Z =35， 8Z =22。 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 5Z =30， 6Z =27 ； 五 档齿轮 3Z =20， 4Z =37。 二档变位系数： X7=， X8=— ； 三档变位系数： X5=， X6=— ； 五档变位系数： X3=， X4=— ； 确定倒挡齿轮的齿数 高级轿车三轴五档手动机械式变速器设计说明书 18 1212131311 ZZZZZZigr 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 11Z =31。 故可得出中间轴与倒档轴的中心距 ： 12 131A = m )254Zmm （ Z （ 315） 而倒档轴与第二轴的中 心距： 11 131A = m )281Zmm （ Z （ 316） 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相接近的程度。 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。 对于高高级轿车三轴五档手动机械式变速器设计说明书 19 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，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。 高级轿车三轴五档手动机械式变速器设计说明书 20 齿轮主要参数归纳如下表 32。 表 32齿轮主要参数 主要 参数 齿 数 模数 (mm) 螺旋角 变位系数 分度圆 直径(mm) 齿根圆 直径(mm) 齿顶圆 直径(mm) 齿宽 (mm) 一档 10z 16 3 0176。 48 54 15 9z 39 117 123 15 二档 8z 22 30176。 15 7z 31 15 三档 6z 27 30176。 78 83 15 5z 30 15 五档 4z 37 30176。 15 3z 20 15 常啮 2z 34 30176。 98 103 20 1z 23 60 20 倒档 12z 13 3 0176。 0 39 45 15 13z 23 0 69 75 15 11z 31 0 93 99 15 高级轿车三轴五档手动机械式变速器设计说明书 21 10tfW F K Kbty 四、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，这时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差，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。