小轿车机械式变速器设计_本科毕业设计(论文)(编辑修改稿)

小轿车机械式变速器设计_本科毕业设计(论文)(编辑修改稿)内容摘要：

，一般在 21～ 23 之间。 本设计中 初步选定 取 为。 此时，可以计算倒挡传动比 ： 显然， ,圆整后取：。 故可得出中间轴与倒档轴的中心距 ： 而倒档轴与第二轴的中心 的距离： 齿轮变位系数的选择 齿轮的变位系数是齿轮设计中的一个重要环节。 采用变位 齿轮 ，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距外，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想接近的程度。 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，有避免了其缺点。 由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会保证各档传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。 为保证各对齿轮有相同的中心矩，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，则对齿数和小的齿轮副应该采用正角度变位。 由于角度变为可以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载荷的条件下工作，有时还承受冲击载荷。 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。 由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一档齿轮）会造成齿轮根切，这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减小。 此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。 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。 为了 避免根切 ，提高齿根的弯曲强度 ： 当小齿轮齿数 时， 可以利用正变位避免根切，提高齿根的弯曲强度。 显然 齿轮的变位系数 x 是径向变位系数，加工标准齿轮时，齿条形刀具中线与齿轮分度圆相切。 加工变位齿轮时齿条形刀具中线与齿轮分度圆相切位置偏移距离 ，外移 x 为正，内移 x为负。 除了圆锥齿轮有时采用切向变位 外，圆柱齿轮一般只采用径向变位。 变位系数 x的选择不仅仅是为了凑中心距，而主要是为了提高强度和改善传动质量。 齿轮的变位系数 ：。 当压力角 a=20176。 时，。 其中，一档主动齿轮 ， 因此一档齿轮 是标准齿轮， 可以 不 变位。 4 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 变速器 齿轮损坏的形式主要有： 轮齿折断、齿面疲劳剥落 （也称“点蚀”）、移动换档齿轮端部破坏 以及齿面胶合。 轮齿折断 的原因一般 分两种： ① 轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断 ； ② 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，导致 出现弯曲折断。 前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。 轮齿工作时， 总有 一对相互啮合，齿面相互挤压，存在 于 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 ，俗称：“起麻点”。 这个现象会 使齿形误差加大，产生动载荷， 很可能会 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。 齿面胶合 是指相啮合点两齿面，在高压下直接 接触发生粘着，同时随着两齿面的切向相对滑动，使金属从齿面上撕落而形成的一种比较严重的粘着磨损现象。 变速器齿轮的这种破坏出现较少。 齿轮强度计算与校核 变速器齿轮所用的材料 不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。 而且 以现在的工艺技术而言， 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。 齿轮是依靠本身的结构尺寸和材料强度来承受外载荷的，这就要求材料具有较高强度韧性和耐磨性；由于齿轮形状复杂，齿轮精度要求高，还要求材料工艺性好。 常用材料为锻钢、铸钢、铸铁。 齿轮弯曲强度计算 1 直齿轮弯曲应力 的 计算 参考《汽车设计》中，直齿轮弯曲应力 的计算公式：。 式中， 为弯曲应力（ MPa） ； 为圆周力（ N） ， ； 为计算载荷； d 为节圆直径（ mm） ,d=mz； 为应力集中系数 ，可近似取 ； 为 摩擦力影响系数，主动齿轮取 ，从动齿轮取 ； b 为 齿宽（ mm）； t为 端面齿距 (mm)， ； m 为模数 (mm) ； y 为 齿形系数。 因为齿轮节圆直径 ， z为齿数，所以() 当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时 ，一档、倒档直齿轮许用弯曲应力在 400～ 850MPa。 校核：已知： 最大转矩 ， ；那么计算载荷。 因为 本变速器的齿轮 取第一轴一档齿轮的齿宽为 20mm，即 ,模数初步选定为 ， 而 齿形系数 y 与齿数 Z 的关系如下图表示： z(齿形系数图 yz) 圆周力 ， ， 主动齿轮摩擦力影响系数，一挡主动齿轮 齿宽 b=20mm=， 端面 齿距。 根据齿形系数图， 一档 齿轮的变位系数 可以选取 0，选择不变位 ， 对应的 y取值：。 所以， 弯曲应力在 400～ 850MPa 之间， 不 可以满足要求。 第一档齿轮变形，当时， ， 弯曲应力在 400～ 850MPa 之间，可以满足要求。 此时齿轮变形系数。 倒档轴上的倒档直齿齿轮与一档齿轮基本相同，且不承受交变载荷，同样适用。 2 斜齿轮弯曲应力 的 计算 参考《汽车设计》中，斜齿轮弯曲应力 的计算公式：。 式中， 为弯曲应力（ MPa） ； 为圆周力（ N） ， ； 为计算载荷；d 为节圆直径（ mm） , ,法向模数 ， z为齿数，斜齿轮螺旋角 ； 为应力集中系数 ，可近似取 ； b 为 齿宽（ mm）； t为 法 向齿距 (mm)， ； y 为 齿形系数 ，也是根据 齿形系数图 查得，但此时； 重合度影响系数。 整理有关参数后，可得： () 当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，对轿车常啮合齿轮和高档齿轮 的 许用弯曲应力在 180～ 350MPa 范围。 校核： 常啮合齿轮计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 ，已 知 ，齿宽。 对于一、二、三挡 及五挡。 二挡主动齿轮 ,那么， ，对应的,。 弯曲应力在 180～ 350MPa 之间，可以满足要求。 三挡主动齿轮 ,那么， ，对应的。 弯曲应力在180～ 350MPa 之间，满足要求。 五挡主动齿轮 ,那么， ， 齿宽 ， 齿轮不变形时，对应的 ，。 弯曲应力 不 在 180～ 350MPa 之间， 不 满足要求。 第五挡齿轮变形，当时， ， 弯曲应力在 180～ 350MPa 之间，可以满足要求。 此时齿轮变形系数。 对于第四挡，。 四挡主动齿轮 ,那么，齿轮不变 形 时， 对应的,。 弯曲应力 不 在 180～ 350MPa 之间， 不 满足要求。 第四挡齿轮变形，当 时， 弯曲应力在 180～ 350MPa 之间，可以满足要求。 此时齿轮变形系数。 那么， 一档齿轮 及倒档齿轮 变形，齿轮变形系数 ；二挡及三 档齿轮 不变形，四挡齿轮变形，变形系数为 ，五挡齿轮变形，变形系数为。 3 轮 齿接触应力 的 计算 参考《汽车设计》中 ， 轮齿接触应力 的计算公式：。 sinsinzzbbrr式中， 为 轮齿接触应力 （ MPa）； F 为齿面上的法向力（ N） ， 1 /( co s co s )FF  ，为圆周力， , 为计算载荷（ ）， d为节 圆 直 径 （ mm）；  为 节点处的压力角（176。 ）；  为 齿轮螺旋角（176。 ）； E 为 齿 轮材料的弹性模量（ MPa），； b 为 齿轮接触的实际宽度 （ mm） ； zb、 分别为 主、从动齿轮节点处的曲率半径（ mm） : 直齿轮： （ ） （ ） 斜齿轮：  2co s/)s in( zz r （ ）  2c o s/)s in( bb r （ ） 其中， zbrr、 分别为主从动齿轮节圆半径（ mm）。 将作用在变速器第一轴上的载荷 作为计算载荷 时，变速器齿轮的许用接触应力 见下表： 表 41 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 /MPa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 常啮合齿轮和高档 (1)第一轴常啮合齿轮接触应力 ： 显然， ， ， ， 节点处的压力角 ，齿轮螺旋角 ；所以。 已知，一挡齿宽 ， 而 ； mmzmr nbb o s2 20s i o s2 s i nc o ss i n 2222    ；那么。 对照 表 41，本设计决定 采用 液体碳氮共渗齿轮 满足设计要求。 （ 2） 五 挡 常啮合齿轮接触应力：。 mmzmr nzz o s2 20s i o s2 s i nc o ss i n 2242    ； mmzmr nbb o s2 20s i o s2 s i nc o ss i n 2232    ； 又知，五挡齿宽 ，那么 五 挡 常啮合齿轮接触应力 ：。 对照 表 41，本设计决定 采用液体碳氮共渗齿轮满足设计要求。 （ 3） 一档直齿齿轮接触应力 ； mmmzrzz 20s i i ns i n 12  ；mmmzr bb 20s i i ns i n 11  。 已知，一挡齿宽。 对照 表 41，本设计决定 采用 渗碳 齿轮满足设计要求。 （ 4） 倒档直齿齿轮接触应力 ； mmmzrzz 20s i i ns i n 10  ；mmmzr bb 20s i i ns i n 7  。 已知，倒挡齿宽。 对照 表 41，本设计决定 采用 渗碳齿轮 齿轮满足设计要求。 齿轮部分尺寸参数 齿轮常用参数定义： 齿顶圆 —— 齿顶所确定的圆，叫齿顶圆 ； 齿根圆 —— 齿槽底部所确定的圆叫齿根圆 ； 齿厚 —— 轮齿两侧齿廓之间的弧长称为该圆上的齿厚 ； 齿槽宽 —— 齿槽两侧齿廓之间的弧长称为该圆上的齿槽宽 ； 齿距（周节） —— 相邻两。