车辆工程毕业设计论文-基于proe与ansys的长城赛影轿车变速器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-基于proe与ansys的长城赛影轿车变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

— 发动机最大转矩， maxeT =190N.m。 则， 3 1m a x geA iTKA  = 3 %964190)( ～ =~（ mm） 初选中心距 A =82mm。 变速器齿轮参数的确定 齿轮齿数选择条件 确定变速器齿轮齿数时，应考虑： 15 （ 1） 尽量符合动力性、经济性等对各档传动比的要求； （ 2） 最少齿数不应产生根切 ； （ 3） 互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数速度高的齿轮更应注意这点；（ 4） 齿数多，可降低齿轮传动的噪音。 齿轮模数选择 选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加 模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表 选取各档模数为nm ，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。 表 汽车变速器齿轮的法向模数 压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用 176。 、 15176。 、 16176。 、 176。 等小些的压力角。 对货车，为提高齿轮强度，应选用 176。 或 25176。 等大些的压力角 [15]。 国家规定的标准压力角为 20176。 ，所以普遍采用的压力角为 20176。 啮合套或同步器的压力角有 20176。 、 25176。 、 30176。 等，普遍采用 30176。 压力角。 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角 20176。 螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。 选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 车 型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量am /t V V am 14 am 14 模数 nm /mm ～ ～ ～ ～ 16 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30176。 时，其抗弯强度骤然 下降，而接触强度仍继续上升。 因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。 齿宽 在选择齿轮宽时，应该注意齿宽对变速器的周次昂尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的手里均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，应该选用较小的齿宽。 另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的有点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。 齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。 选 用宽些的齿轮，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮延齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数 m的大小来选定齿宽： 直齿 b=kcm， kc为齿宽系数，取为 ～ ； 斜齿 b=kcm， kc取为 ～ . 采用啮合套或同步器换挡时，其结合齿的工作宽度初选时可取为 2～ 4mm。 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、齿轮相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。 若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的 弯曲应力也减少。 因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为齿轮上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用 过齿顶高系数为 ～ 的短齿制齿轮。 我国规定，齿顶高系数取为 . 齿轮的修正 为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。 修正的方法有三种： 1. 加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变为； 2. 改变刀具的原始齿廓参数； 3. 改变齿轮的局部渐开线，又称修形。 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 力和齿轮的啮合噪声。 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 17 轮强度想接近的程度。 高度变为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。 会因保证格挡传动比的需要，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个中心距，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。 对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及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 的渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，较小接触应力。 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。 总变位系数较小，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，对于变速器中除去一、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。 变速器格挡齿轮齿数的分配 18 图 31 齿轮分配示意图 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档位、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。 图 31为齿轮分配示意图。 一档齿轮参数确定 一档齿轮选用 斜齿圆柱齿轮，模数 mn=3mm，初 选螺旋角β =22176。 一挡传动比为121g ZZi  （ ） 为了求 1Z ， 2Z 的齿数，先求其齿数和 hZ ， 斜齿nh mAZ cos2 （ ） = 3 23cos822  　 = = Z1= Z2= 取整 Z1=10 Z2=40 对中心距 A 进行修正 : 因为计算齿数和 hZ 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的hZ 和齿轮变位系数重新计算中心距 A ，再以修正后的中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 cos2mA n0 hZ= 取整为 A=82mm。 对一挡齿轮进行角度变位： 端面啮合角 t ： tan t =tan n /cos 10 t =176。 啮合角 ,t ： cos ,t =toAA cos= ,t =176。 变位系数根据下图查出： he 19 4104021  zzU   计算  精确值： A=10ncos2mhZ   一挡齿轮参数： 分度圆直径 c o s/m 1n1 zd  =3 10/176。 = c os/m 22 zd  =3 40/176。 = 齿顶高   nn1an1 yh mha    =   nn2an2 yh mha    = 式中： n0n /mAAy ）（  = nnn yy   = 齿根高   n1an1 h mch f   =   n2an2 h mch f   = 齿全高 f2a2 hh h = 齿顶圆直径 11a1 2 ahdd  = 2a2a2 2hdd  = 齿根圆直径 111 2 ff hdd  = 222 2 ff hdd  = 当量齿数 311v cos/zz  = 322v cos/zz  = 节圆直径 21139。 1  zz zAd mm 39。 139。 1  drmm 20 21239。 2  zz zAd mm 39。 239。 2  drmm 二档齿轮参数确定 二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选  =20176。 342 ZZi  （ ） nh mAZ cos2 （ ） n843 cos2 mAZZ  = 3 21cos822  = 由式 （ ）、（ ） 得 3Z =， 4Z = 取整为 3Z =14， 4Z =37 则，342 ZZi  =1437 = 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距  cos2 43 ZZmA no = 端面压力角 tan t =tan n /cos t =176。 端面啮合角 tot AA  c o sc o s ,  ,t 变位系数之和 n  zzU 3 = 4 = 求 8 的精确值：  cos2 43 ZZmA n   =176。 21 二挡齿轮参数： 分度圆直径 cos33 nmzd= cos44 nmzd= 齿顶高   nn3an3 yh mh a   =   nn4an4 yh mha   = 式中： n0n /mAAy ）（  = nnn yy   = 齿根高   n3nan3 h mchf   =   n4nan4 h mchf   = 齿全高 4fa4 hh h = 齿顶圆直径 33a3 2 ahdd  = 4a44 2hdda  = 齿根圆直径 333 2 ff hdd  = 444 2 ff hdd  = 当量齿数 333v cos/zz  = 344v cos/zz  = 节圆直径 43339。 3  zz zAd mm 39。 339。 3  drmm 43439。 4  zz zAd mm 22 39。 439。 4  dr mm 三档齿轮 参数确定 三挡齿轮为斜齿轮，初选  =23176。 356 iZZ  （ ） Z6= nh mAZ cos2 = （ ） 由式 （ ）、（ ） 得 5Z =， 6Z =。