重型汽车变速器升速箱的设计_毕业设计(编辑修改稿)

重型汽车变速器升速箱的设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮的应该选取一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮要有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮 的模数应取得小些；对于货车重庆理工大学毕业论文 （题目、小五、宋体） 13 减少质量比减少噪声重要，固齿轮应选用大些的模数；变速器低档应选用大些的模数，其他档位应选用另一种模数。 少数情况下汽车变速器各档的齿轮选用相同的模数。 表 31 汽车变速器齿轮的法向模数 mn 车 型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 ma/t V≤ V≤ ma≤ ma 模数 mn/mm ~ ~ ~ ~ 所选模数数值应符合国家标准 GB/T1357— 1987 的 规定，见下表。 选用时应用第一系列，括号内的模数尽量不用。 表 32 汽车变速器常用的齿轮模数 第一系列 5 0 0 0 0 0 第二系列 1.75 5 5 (3.25) 3.50 (3.75) 0 0 表 3－ 1 汽车变速器齿轮的法向模数 nm 故根据以上三表格的内容，一档模数为 6，其余各档的模数 m=5mm 压力角α 齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合是的动载荷，是传动平稳，有力与降低噪声；压力角较大时可提高齿的抗弯强度和表面接触强度。 实验证明：对于直齿轮，压力角在 28176。 是强度最高，超过 28176。 时强度增加的不多；对于斜齿轮 ,压力角在 25176。 时强度最高。 实际上因国家规定的标准压力角为 20176。 ，所以变速器的齿轮采用的压力角普遍是20176。 啮合套或同步 器的结合压力角有 20176。 、 25176。 、 30176。 等，但普遍使用 30176。 的压力角。 所以此次设计中的齿轮锁采用的压力角为 20176。 ，同步器的压力角为 30176。 螺旋角β 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意他对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。 在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，车型 微型、轻型轿车 中级轿车 中型货车 重型汽车 nm 重庆理工大学毕业论文 （题目、小五、宋体） 14 因而工作平稳、噪声降低。 实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也随着提高。 不过当螺旋角大于 30176。 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度继续上升。 因此从高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望有过大的螺旋角，以 15176。 ~25176。 为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。 两轴式变速器为20176。 ~25176。 齿宽 b 通常根据齿轮模数 m（ mn）的大小来确定齿宽 b： 直齿轮 b=Kcm， Kc为齿宽系数，为 ~ 斜齿轮 b=Kcmn， Kc取 ~ 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿轮的工作宽度初选是可取 2~4mm 各档齿数的分配与计算 此次所设计的两轴四档变速箱草图如下图所示 ， 在分配齿数的时候，应该注意的是各档齿轮的齿数应该尽可能的不是整数，以便齿轮均匀磨 损。 一档齿轮齿数的确定 重庆理工大学毕业论文 （题目、小五、宋体） 15 此次所设计的两轴四档变速器，已知负载电机的额定功率 400— 450kw,转速1500r/min,最大转矩 2865Nm,安全系数大于 2，载荷平稳可靠。 确定 1档齿轮齿数： （ 1） 一档传动比 i1=错误 !未找到引用源。 （ 31） 为了求 Z1和 Z2的齿数，先求其齿数和 Zh，公式如下： 直齿 Zh=错误 !未找到引用源。 斜齿 Zh=错误 !未找到引用源。 （ 32） (2)选取中间轴一档的齿数 一档传动比 ，由于四档为斜齿，从动齿轮齿数 Z=12 Z8 = Z i=12 8=96 所以齿数和为 Zh= A=20cos2 mZh=300mm 所以一档齿轮齿数和 Zh=63002x =100 所以 Z1= 取整为 56， Z2=45 重新计算传动比i=45/56= 二挡齿轮齿数的确定 i2=错误 !未找到引用源。 （ 33） 根据选的中心距 A=300，模数为 m=5。 初选螺旋角β =20176。 带入上式（ 32）中， Zh=错误 !未找到引用源。 =108 Zh=108 先取二挡的传动比 i2=，则带入式 （ 33）中得到， =108, Z3=72，则Z4=10872=36 然后对中心距 A 进行修正 由于齿轮齿数取整后会使中心距发生变化，固需要重新计算中心距： A=Zhmn/2cosβ A=300 故中心距 A,A=300mm。 三档齿轮齿数的确定 i3 =错误 !未找到引用源。 （ 34） 先取三档的传动比为 i3=，则带入式（ 34）中得到， =108 Z5=，取整 Z5=86 则 Z6=10886=22。 由于齿数的取整，传动比发生了变化，修正后的传动比为 i3=22/86= 四档齿轮齿数的确定 重庆理工大学毕业论文 （题目、小五、宋体） 16 i2=错误 !未找到引用源。 （ 35） 该挡为最高档，传动比在 1/8左右，初选四档的传动比为 i4=，则带入式（ 35）中得到， =108 Z7=96，则 Z8=10896=12螺旋角不变。 各挡齿轮参数表 一挡的齿宽系数应取得稍微大些，因此去 Kc=8，所以一档的齿宽 b=kcm=8 6=48mm。 其余各挡的齿宽系数取 kc=6， b=kcmn=6 5/cosβ =，取 b=32mm 各挡齿轮的参数如下表所示： 表 31 各挡齿轮的参数 挡数 主动齿轮 齿数 从动齿轮 齿数 中间齿轮 齿数 齿宽 B（ MM） 模数 M （ MM） 螺旋角Β （176。 ） 传动比I 一挡 56 45 48 6 0 二挡 72 36 32 5 20 三挡 86 22 32 5 20 四挡 96 12 32 5 20 4变速器的设计与计算 齿轮的损坏形式 变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。 齿轮折断发生在以下几种情况：齿轮收到足够大的冲击载荷作用，造成齿轮弯曲折断；齿轮在重复载荷作用下，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。 前者在变速器中极其少见，而后者出现的多些。 齿轮工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细小裂纹中的润滑油压升高，并导致裂纹扩展，然 后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。 它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致齿轮折断。 用移动齿轮的方法完成的换挡的低档和倒档出论，由于换挡时两个进入啮合的齿轮的存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用下的情况使齿面间的润滑油膜遭到破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称之为齿面胶合。 变速器齿轮的这种破坏出现的较 少。 齿轮的强度计算 （ 1） 直齿轮弯曲应力ς W ς W=错误 !未找到引用源。 （ 41） 式中，ς W为弯曲应力（ MPa）； F1为圆周力（ N）， F1=2Tg/d； Tg为计算载荷（ ）； d重庆理工大学毕业论文 （题目、小五、宋体） 17 为节圆直径（ mm）； Kς 为集中应力系数，可取近似值 Kς =； Kf为摩擦力影响系数，主、从动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 Kf=从动齿轮 Kf=； b 为齿宽（ mm）； t为端面齿距（ mm） t=π m， m 为模数； y为齿形系数，如图（ 41）所示。 应为 齿轮的节圆直径为 d=mz，式中 z为齿数，所以将上述有关参数带入（ 41）后得到当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一档得许用弯曲应力在98250MPa，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。 图 41 齿形系数图（假定载荷作用在齿顶α =20176。 ， f0=10） ς W =错误 !未找到引用源。 ς W = （ 42） 已知电动机的最大转矩为 Temax=2865N. m=， 输入轴上的齿轮其 Tg=Temax，输出轴上的齿轮其 Tg=iTemax 计算一档主动齿轮：齿数 z1=56，根据上图，取得 y= Kc=8，带入式（ 42），一挡的许用弯曲应力为 98~250Mpa。 ς w= 8561 5 8 6 5 0 0 023  =。 故满足许用弯曲应力要求。 计算一档从动齿轮：齿数 z2=45，根据上图，取得 y= Kc=8，带入式（ 42），一挡的许用弯曲应力为 98~250Mpa。 ς w=错误 !未找到引用源。 = 重庆理工大学毕业论文 （题目、小五、宋体） 18 满足许用弯曲应力要求。 （ 2）斜齿轮弯曲应力ς w ς W = （ 43） 式中，式中，ς W为弯曲应力（ MPa）； F1为圆周力（ N）， F1=2Tg/d； Tg为计算载荷（ ）；d 为节圆直径（ mm） d=（ mnz） /cosβ， mn 为法向模数（ mm）； Kς 为集中应力系数，可取近似值 Kς =； b为齿宽（ mm）； t 为法向齿距（ mm） t=π mn； y 为齿形系数，可按当量齿数 Zn= Z/cos3β在上图中查得； Kε 为重合度影响系数， Kε =。 将上述有关参数带入（ 43）后得到 ς W = 错误 !未找到引用源。 （ 44） 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合和高档齿轮，许用应力在 180~350MPa 的范围 ,对货车在 100250MPa. 在计算常啮合齿轮时由于没有采用变位，所以主、从动齿轮的弯曲应力大小只差在 y上，而 y随着当量齿数的增大而减小，所以计算时只要计算该对齿轮中弯曲应力大的，即齿数小的那个齿轮即可。 计算二挡常啮合齿轮齿轮的弯曲应力 已知 Z3=72， Kc=6，β =20， Zn=90，从表中查的 y= ς w= o s/ o s2865000233  =。 满足许用弯曲应力要求。 计算三档常啮合齿轮的弯曲 应力 已知 Z5=86， Kc=6，β =20176。 ， Zn=104 从表中查的 y= 带入式（ 44） ς w= o s/ o s2 8 6 5 0 0233   = 满足许用弯曲应力要求。 计算四档常啮合齿轮的弯曲应力 已知 Z8=96， Kc=6，β =20176。 ， Zn=116 从表中查的 y= 带入式（ 44） ς w= o s/ o s2 8 6 5 0 0 0233  = 满足许用弯曲应力要求。 j ς j= 错误 !未找到引用源。 (45) 式中，ς j为齿轮的接触应力（ MPa）； F为齿面法向力（ N）；α为节点处压力角 （176。 ）；E 为齿轮材料的弹性模量（ MPa）； b 为齿轮接触的实际宽度； ρ Z、 ρ b 为主、从动轮节点处的曲率半径（ mm），直齿轮 ρ Z = rzsinα 、 ρ b = rbsinα ，斜齿轮 ρ Z = （ rzsinα ）重庆理工大学毕业论文。