车辆工程毕业设计论文-捷达轿车六档手动变速器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-捷达轿车六档手动变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

序号 计算项目 计算公式 17 1 理论中心距 1 2 1 30 802 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 1278 .8td Z m mm 13 Z m mm 5 齿顶 高 01( ) 3. 7a n nh f m m m    02( ) 3 .8a n nh f m m m    6 齿根 高 01( ) 2. 91fnh f c m m m    02( ) 2 .7fnh f c m m m    7 齿顶圆直径 2 8 6 .3aad d h mm   2 92aad d h mm   8 齿根圆直径 2 73ffd d h mm   2 7 8 .8ffd d h m m   9 当量齿数 123 37cosn ZZ  133 40cosn ZZ  10 齿宽 6 2 .5 1 5cb K m m m    6 2 .5 1 5cb K m m m    查得 , 1514  xxx 故。 六 挡齿轮参数如表 35。 表 35 六 挡齿轮基本参数 序 计算 计算公式 18 号 项目 1 理论中心距 mmmtZZA 802 15140  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 mmmtZd  mmmtZd  5 齿顶 高 01( ) 3. 7a n nh f m m m    02( ) 3 .8a n nh f m m m    6 齿根 高 01( ) 2. 91fnh f c m m m    02( ) 2 .7fnh f c m m m    7 齿顶圆直径 mmhdd aa 972  mmhdd aa 762  8 齿根圆直径 mmhdd ff 832  mmhdd ff 632  9 当量齿数 mmZZn 50c o s314   mmZZ mn 39c o s315   10 齿宽 6 2 .5 1 5cb K m m m    6 2 .5 1 5cb K m m m    本章小结 19 本章介绍了齿轮的损坏原因及形式，简要阐述了齿轮材料的热处理方法，重点对各档齿轮进行了校核，包括对各挡齿轮弯曲应力、接触应力的计算。 计算了轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角以及轴在合成弯矩作用下的应力。 表 36 倒挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 分度圆 直径 3 25d Z m mm 5 Z m mm 2 齿顶高 01( ) 3 .7 5ah f x m m m   02( ) f x m m m   3 齿根高 01( ) f c x m m m    02( ) f c x m m m    4 齿顶圆 直径 2 3 1 .5aad d h mm   2 6 9 .5aad d h mm   5 齿根圆 直径 2 1 9 .4ffd d h mm   2 5 6 .4ffd d h m m   6 基圆直 径 cos 40bdd mm cos 54bd d mm 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 3 25d Z m mm 2 齿顶高 01( ) 3. 7ah f x m mm   3 齿根高 01( ) 2. 85fh f c x m mm    4 齿顶圆 2 6 9 .5aad d h mm   20 直径 5 齿根圆 直径 2 5 6 .4ffd d h m m   6 基圆直 径 co s 1 1 7bd d mm 7 齿宽 6 2 .5 1 5cb K m m m    21 第四章 零件的选 用 及校核 零件的 校核 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  （ 36） 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 14 ，查 手册 得 y= ， 代 入 （ 36 ）得84 3. 45 85 0M pa M pa ； 倒 挡 传 动 齿 轮 15 ，查 手册 得 y= ， 代 入 （ 36 ）得37 8. 70 40 0M pa M pa ； 倒挡从动轮 13 ，查 手册 得 y= ， 代 入 （ 36 ）得23 4. 63 85 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 22 用弯曲应力在 400~850Mpa，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 cosgncTKZm yK K  （ 37） 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 12，查图得 y=，代入（ 37）得  =； 一挡齿轮 11，查图得 y=，代入（ 37）得  =； 二挡齿轮 10，查图得 y=，代入（ 37）得  =； 二挡齿轮 9，查图得 y=，代入 （ 37） 得  =； 三挡齿轮 8，查图得 y=，代入 （ 37） 得  =； 三挡齿轮 7，查图得 y=，代入 （ ） 得  =； 四挡齿轮 6，查图得 y=，代入 （ 37） 得  =； 四挡齿轮 5，查图得 y=，代入 （ 37） 得  =； 五挡齿轮 4，查图得 y=，代入（ 37）得  =； 五挡齿轮 3，查图得 y=，代入（ 37）得  =； 常啮合齿轮 2，查图得 y=，代入 （ 37） 得  =； 常啮合齿轮 1，查图得 y=，代入 （ 37） 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。 23 110 .4 1 8 ( )j zbFEb  （ 38） 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 22si nsi 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（ 38），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 p a M p a ； 二挡接触应力 8 0 3 .2 1 1 3 0 0j M p a M p a ； 三挡接触应力 7 3 1 .2 5 1 3 0 0j M p a M p a ； 四挡接触应力 7 5 6 .2 8 1 3 0 0j M p a M p a ； 五挡接触应力 7 8 0 .7 4 1 3 0 0j M p a M p a  六档 接触应力 7 8 0 .7 4 1 3 0 0j M p a M p a ； 倒挡接触应力 9 9 7 .7 9 1 9 0 0j M p a M p a （齿轮 14主动， 15从动）； 8 7 2 .0 5 1 9 0 0j M p a M p a （齿轮 15主动， 13从动）； 对 于 渗 碳 齿 轮 变 速 器 齿 轮 的 许 用 接 触 应 力 [ j ]，一挡和倒挡[ j ]=1900~2020Mpa，常啮合齿轮和高挡 [ j ]=1300~1400Mpa。 故所有齿轮满足 j [ j ]，接触强度足够。 变速器齿轮的材料及热处理 24 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。 国内汽车变速器齿轮材料主要采用 20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度 为 58~63HRC，心部硬度为 33~48HRC。 淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。 回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定；消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求 [8]。 初选轴的直径 轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调，变速器轴 的 最 大 直 径 d 与支承间的距离 l 可 按 下 列 关 系 式 初 选 （ 44） 对输二轴 : = ～ （ 45） 中间轴式变速器第二轴与中间轴的最大直径 d==可根据中心距 A(mm)按下式初选 : d≈( ～ )A （ 46） 第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩 按下式初选 d≈(4 ～ ) 3 maxeT （ 47） 初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键，弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正 ［ 2］。 经过计算得： 第一轴花键部分直径： d=26mm 第二轴的的最大直径： max2d =40mm 支承间的距离： 2l =192mm 轴的刚度计算 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。 前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者。