【論文】變速驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)

目 錄 0 緒論 0.1 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的與意義 0.2 變速驅(qū)動(dòng)橋簡介 0.3 變速驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)的基本要求 1 變速器的總體方案設(shè)計(jì) 1.1 變速器的功用及設(shè)計(jì)要求 1.2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析 1.2.1 三軸式變速器與兩軸式變速器 1.2.2 倒檔的布置方案 1.2.3 軸承的選擇 2 變速器齒輪的設(shè)計(jì) 2.1 確定主減速器傳動(dòng)比 2.2 最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算 2.3 各擋齒輪的參數(shù) 2.4 齒輪校核 2.4.1 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 2.4.2 輪齒接觸應(yīng)力校核 3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì) 3.1 初選軸的直徑 3.2 軸的強(qiáng)度校核 3.3 軸的剛度校核 4 主減速器 4.1 主減速器結(jié)構(gòu)形式的確定 4.1.1 主減速器的輪齒類型的選擇 4.1.2 主減速器減速形式的選擇 4.2 主減速器基本參數(shù)的選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 4.2.1 主減速齒輪計(jì)算載荷的確定 4.2.2 從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑2D和端面模數(shù) m 4.2.3 主、從動(dòng)齒輪齒面寬 1b 和 2b 4.2.5 主減速器齒輪齒頂高系數(shù)與頂隙系數(shù) 4.2.6 主減速器齒輪中心距 A 4.3 齒輪的基本參數(shù) 5 差速器 5.1 差速器作用 5.2 差速器原理結(jié)構(gòu) 5.3 對稱式圓錐行星齒輪 差速器的設(shè)計(jì) 5.4 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算 5.5 差速器齒輪的材料 6 結(jié)論 變速驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 0 緒論 0.1 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的與意義 隨著經(jīng)濟(jì)和科學(xué)技術(shù)的不斷的發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產(chǎn)業(yè)，汽車的使用已經(jīng)遍 布全國。而隨著我國加入 WTO，人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級(jí)消費(fèi)品已進(jìn)入平常家庭。 在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨的是機(jī)遇和挑戰(zhàn)。隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設(shè)計(jì)出經(jīng)濟(jì)實(shí)惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當(dāng)前汽車設(shè)計(jì)者的緊迫問題。在面臨著前所未有的機(jī)遇同時(shí)，不得不承認(rèn)在許多技術(shù)上，我國與發(fā)達(dá)國家還一定的差距，所以我們要努力為我國的汽車工業(yè)做出應(yīng)有的貢獻(xiàn)。 經(jīng)過這幾年的刻苦學(xué)習(xí)，我掌握了多門基礎(chǔ)知識(shí)和專業(yè)知識(shí)。在大學(xué)畢 業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委和學(xué)校的要求，進(jìn)行了對轎車五檔變速器的設(shè)計(jì)。畢業(yè)設(shè)計(jì)是對每個(gè)大學(xué)生進(jìn)行知識(shí)掌握與實(shí)際運(yùn)用的一次大檢閱，充分體現(xiàn)了一個(gè)設(shè)計(jì)者的知識(shí)掌握程度和創(chuàng)新思想。通過本次設(shè)計(jì)，我將進(jìn)一步鞏固所學(xué)的知識(shí)，提高實(shí)際運(yùn)用能力，并為以后參加工作打下良好的基礎(chǔ)。 0.2 變速驅(qū)動(dòng)橋簡介 驅(qū)動(dòng)橋從結(jié)構(gòu)特點(diǎn)上可分為整體式（非斷開）驅(qū)動(dòng)橋和斷開式驅(qū)動(dòng)橋兩種。從其功能特點(diǎn)上又可分為獨(dú)立式驅(qū)動(dòng)橋和變速驅(qū)動(dòng)橋。 驅(qū)動(dòng)橋的主減速器、差速器和橋殼、半軸等都安裝在一個(gè)獨(dú)立的驅(qū)動(dòng)橋殼中，與其他動(dòng)力總成相互獨(dú)立存在， 成為獨(dú)立式驅(qū)動(dòng)橋。如載貨汽車驅(qū)動(dòng)橋基本都為獨(dú)立式驅(qū)動(dòng)橋。而轎車上，絕大部分車型為發(fā)動(dòng)機(jī)前置前橋驅(qū)動(dòng)形式，此時(shí)，把變速器和驅(qū)動(dòng)橋兩個(gè)動(dòng)力總成合為一體，布置在一個(gè)殼體內(nèi)，變速器輸出軸也就是主減速器的輸入軸，稱此種橋?yàn)樽兯衮?qū)動(dòng)橋。此種結(jié)構(gòu)在轎車上得到了十分廣泛的應(yīng)用。 0.3 變速驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)的基本要求 1）為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應(yīng)提出如下設(shè)計(jì)要求： 應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動(dòng)比，來滿足這一要求。 設(shè) 置空檔，以保證汽車在必要時(shí)能將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系長時(shí)間分離；設(shè)置倒檔，使汽車可以倒退行駛。 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換檔或自動(dòng)、半自動(dòng)換檔來實(shí)現(xiàn)。 重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零 件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃?dòng)效率。 噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計(jì)要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)。 需要時(shí)應(yīng)設(shè)計(jì)動(dòng)力輸出裝置。 2）驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)的是否合理直接影響到汽車使用性能的好壞。因 此，設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)橋時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求： 選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比 ,以保證汽車具有最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。 外廓尺寸小 ,保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求。 齒輪及其他傳動(dòng)件工作平穩(wěn) ,噪聲小。 在各 種載荷和轉(zhuǎn)速工況下 ,具有較高的傳動(dòng)效率。 保證足夠的強(qiáng)度和剛度條件下，盡可能降低質(zhì)量 ,尤其是簧下質(zhì)量 ,以減少不平路面的沖擊載荷 ,從而提高汽車行駛平順性。結(jié)構(gòu)盡量簡單，工藝性好。 1 變速器的總體方案設(shè)計(jì) 1.1 變速器的功用及設(shè)計(jì)要求 變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動(dòng)比的齒輪傳動(dòng)裝置，又稱變速箱。它作為汽車動(dòng)力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉(zhuǎn)變從發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸傳出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅(qū)動(dòng)車輪牽引力及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒 退行駛和在起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)以及汽車滑行或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系保持分離；必要時(shí)還應(yīng)有動(dòng)力輸出功能。 為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應(yīng)提出如下設(shè)計(jì)要求。 應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí)， 根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動(dòng)比，來滿足這一要求。 設(shè)置空檔，以保證汽車在必要時(shí)能將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系長時(shí)間分離；設(shè)置倒檔，使汽車可以倒退行駛。 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度，提高行 駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換檔或自動(dòng)、半自動(dòng)換檔來實(shí)現(xiàn)。 重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃?dòng)效率。 噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計(jì)要求，遵守 有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)。 需要時(shí)應(yīng)設(shè)計(jì)動(dòng)力輸出裝置。 1.2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析 變速器的種類很多，按其傳動(dòng)比的改變方式可以分為有級(jí)、無級(jí)和綜合式的。有級(jí)變速器按根據(jù)前進(jìn)檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋 軸線式和綜合式的。其中固定軸式應(yīng)用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，而后者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。 1.2.1 三軸式變速器與兩軸式變速器 現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動(dòng)方案 。 三軸式變速器如圖 1.1 所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：處直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。 圖 1.1 轎車三軸式四檔變速器 1 第一軸； 2 第二軸； 3 中間軸 兩軸式變速器如圖 1.2 所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動(dòng)力 -傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低 6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng) 機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)。 圖 1.2 由于本設(shè)計(jì)的汽車是發(fā)動(dòng)機(jī)前置，前輪驅(qū)動(dòng)，因此采用二軸式變速器。 本次設(shè)計(jì)為兩軸式五檔變速器。 如圖 1.3 所示： 圖 1.3 兩軸式五檔變速器 1 輸入軸 2 輸入軸一檔齒輪 3 輸入軸倒檔齒輪 4 倒檔軸 5 倒 檔軸倒檔齒輪 6 輸入軸二檔齒輪 7 輸入軸三檔齒輪 8 三、四檔同步器 9 輸入軸四檔齒輪 10 支撐 11 輸入軸五檔齒輪 12 五檔同步器 13 輸出軸 14 輸出軸五檔齒輪 15 輸出軸四檔齒輪 16 輸出軸三檔齒輪 17 輸出軸二檔齒輪 18 一、二檔同步器 19 輸出軸倒檔齒輪 20 差速器半軸齒輪 21 差速器星行星齒輪 1.2.2 倒檔的布置方案 常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案如圖 1.4 有以下幾種： 圖 a 為常 見的倒擋布置方案。在前進(jìn)檔的傳動(dòng)路線中，加入一個(gè)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 圖 b 所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時(shí)有兩對齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 圖 c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。 圖 d 所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。 圖 e 所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加 長。 圖 f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。 為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖 g 所示方案。其缺點(diǎn)是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 綜合考慮，本次設(shè)計(jì)采用圖 f 所示方案的倒檔換檔方式 圖 1.4 變速器倒檔換擋方式 1.2.3 軸承的選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。 滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運(yùn)動(dòng)的地方 。 變速器中采 用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。 由于本設(shè)計(jì)的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計(jì)中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。 2 變速器齒輪的設(shè)計(jì) 主要參數(shù)： 發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出功率 /轉(zhuǎn)速： 81kw/6000 rpm 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 /轉(zhuǎn)速： 146N.m/3600 rpm 最高車速： 175km/h 汽車總質(zhì)量： 1545kg 汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的布置形式： FF 發(fā)動(dòng)機(jī)的布置方式：橫置 輪胎： 185/60 R14 2.1 確定主減速器傳動(dòng)比 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為： 03 77.0 ii rnuga （ 2.1 ） au 汽車行駛速度（ km/h）； n 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（ r/min）； r 車輪滾動(dòng)半徑（ m）； gi 變速器傳動(dòng)比； 0i 主減速器傳動(dòng)比。 已知：最高車速maxau=maxav=175 km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比gi=0.88；車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格 185/60R14 得到r =28(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 n = pn =6000（ r/min）；最高檔傳動(dòng) 比 85.0gi ；由公式（ 2.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式： 38.417385.0 10286 0 0 0377.0377.0 20 ag uinri 2.2 最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算 按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角max坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）。用公式表示如下： maxmax0max s i nc o s GGfriiT tge （ 2.2 ） G 車輛總重量 (N)； f 坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù) (對瀝青路面 =0.010.02)； maxeT 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 (N m)； 0i 主減速器傳動(dòng)比； gi 變速器傳動(dòng)比； t 為傳動(dòng)效率（ 0.85 0.9）； R 車輪滾動(dòng)半徑； max 最大爬坡度（一般轎車要求能爬上 30%的坡，大約 7.16 ） 由公式（ 2.2）得： teg iTrGGi0m a xm a xm a x1 )s inc o s( （ 2.3 ） 已知： m=1545kg； 15.0f ； 7.16max ； r=0.28m； 146max eT N m；38.40 i ； g=10m/s2；88.0t ，把以上數(shù)據(jù)代入（ 2.3）式： 42.388.038.4146 28.0)7.16s i n1015457.16c o s15.0101545(1 gi 滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： ntge Fr iiT 10m ax ； teng iT rFi 0max1 （ 2.4 ） nF 驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力， gmFn 1； 驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù)；對干燥凝土或?yàn)r青路面 可取 0.7 0.8 之間。 已知：前輪軸荷 m%701 m ； 取 0.7，把數(shù)據(jù)代入（ 2.4）式得： 66.388.038.4146 28.07.07.0101 5 4 51 gi 所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是： 66.342.3 1 gi 初選一檔傳動(dòng)比為 3.45。 按等比 級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即： qiiiiiiii 54433221 42.185.045.34451 iiq 20.142.171.171.142.143.243.242.145.3342312qiiqiiqii 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算： 3 1m ax geA iTKA （ 2.5 ） A 變速器中心距（ mm）； AK 中心距系數(shù)，乘用車 AK =8.99.3；取 K=9.3 maxeT 發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為 146（ N m）； 1i 變速器一檔傳動(dòng)比為 3.45； g 變速器傳動(dòng)效率，取 96%。 A mm996.7296.045.31463.9 3 初取 A=73mm。 2.3 各擋齒輪參數(shù) 各擋齒輪的變位系數(shù)根據(jù)變位系數(shù)線圖來選?。?圖 2.3 變位系數(shù)線圖 1、模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 表 2.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù)，由表 2.1 選取各檔模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 am /t 1.0V1.6 1.6V2.5 6.0 am 14 模數(shù)nm/mm 2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00 為 5.2nm，由于轎車對降低噪聲和振動(dòng)的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。 2、壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用 14.5 、 15 、 16 、 16.5等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用 22.5 或 25等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20 ，所以普遍采用的壓力角為 20 。嚙合套或同步器的壓力角有 20 、 25 、 30 等，普遍采用 30 壓力角。 本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角 20 。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于 30 時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。 本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為 23 。 4、齒寬 b 齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳 動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù) nmm的大小來選定齒寬： 斜齒ncmkb，ck取為 6.0 8.5，取 7.8 5.195.28.7 nc mkb mm 5、齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.75 0.80 的短齒制齒輪。 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1.00 的細(xì)高齒。 本設(shè)計(jì)取為 1.00。 一檔： 45.3121 zzi 76.535.223c o s7325.223c o s2hnnhzmmAz 取整得 54。 1z =13，則 412 z 。 則一檔傳動(dòng)比為： 15.31341121 zzi mm33.7323c o s2 5.2)4113(c o s2 )( 21, nmzzA 對一擋齒輪進(jìn)行角度變位： 分度圓壓力角 c o s/ta nta n nt ot 57.21 端面嚙合角 tt AA coscos , = 57.21cos7333.73 91.20, 12zzU= 15.31341 變位 系數(shù)之和 查表得 n =0.18 43.01 n 25.02 n 132.0-5.2 33.7373 nn m AAy 312.0132.018.0 nn yny 分度圓直徑 : mmzmdn 31.35c o s 11 mm35.111c o s 22 zmd n 齒頂高 : nnnaa myhh )( 1*1 =2.795mm nnnaa myhh )( 2*2 =1.095mm 齒根高 : nnnaf mchh )( 1*1 =2mm nnnaf mchh )( 2*2 =3.75mm 全齒高 : mm.hhh fa 7954 111 齒頂圓直徑 : 111 2d aa hd =40.9mm 2222d hada =113.54mm 齒根圓直徑 : 111 2 ff hdd =31.31mm 222 2 ff hdd =103.85mm 當(dāng)量齒數(shù) : 1nz=31cos z =16.667 2nz=32cos z =52.566 二檔： 43.2341 zzi 76.535.223c o s7325.223c o s2hnnhzmmAz 取整得 54。 3z =16，則 384z 。 則二檔傳動(dòng)比為： 38.21638342 zzi mm33.7323c o s2 5.2)3816(c o s2 )( 43, nmzzA 對二擋齒輪進(jìn)行角度變位： 分度圓壓力角 c o s/ta nta n nt ot 57.21 端面嚙合角 tt AA coscos , = 57.21cos7333.73 91.20, 34zzU = 38.21638 變位系數(shù)之和 查表得 n =0.18 38.03 n 2.04 n 132.0-5.2 33.7373 nn m AAy 312.0132.018.0 nn yny 分度圓直徑 : mmzmdn 45.43c o s 33 mm2.103c o s 44 zmd n 齒頂高 : nnnaa myhh )( 3*3 =2.67mm nnnaa myhh )( 4*4 =1.22mm 齒根高 nnnaf mchh )( 3*3 =2.175mm nnnaf mchh )( 4*4 =3.625mm 全齒高 333 fhhah =4.845mm 齒頂圓直徑 333 2 aa hdd =48.79mm 444 2 aa hdd =105.64mm 齒根圓直徑 333 2 ff hdd =39.1mm 444 2 ff hdd =95.95mm 當(dāng)量齒數(shù) 3Zn =33cosz =20.514 4nz=34cos z =48.720 三檔： 71.1563 zzi 76.535.223c o s7325.223c o s2hnnhzmmAz 取整得 54。 5z =20，則 346z 。 則三檔傳動(dòng)比為： 7.12034563 zzi mm33.7323c o s2 5.2)3420(c o s2 )( 65, nmzzA 對三擋齒輪進(jìn)行角度變位： 分度圓壓力角 c o s/ta nta n nt ot 57.21 端面嚙合角 tt AA coscos , = 57.21cos7333.73 91.20, 56zzU = 7.12034 變位 系數(shù)之和 查表得 n =0.18 28.05 n 1.06 n 132.0-5.2 33.7373 nn m AAy 312.0132.018.0 nn yny 分度圓直徑 : mmzmdn 32.54c o s 55 mm34.92c o s 66 zmd n 齒頂高 nnnaa myhh )( 5*5 =2.42mm nnnaa myhh )( 6*6 =1.47mm 齒根高 nnnaf mchh )( 5*5 =2.425mm nnnaf mchh )( 6*6 =3.375mm 全齒高 555 fa hhh =4.845mm 齒頂圓直徑 555 2 aa hdd =59.16mm 666 2 aa hdd =95.28mm 齒根圓直徑 5255 hfddf =49.47mm 666 2 ff ddd =85.59mm 當(dāng)量齒數(shù) 5nz=35cos z =25.64 6nz=36cos z =43.59 四檔： 2.1784 zzi 76.535.223c o s7325.223c o s2hnnhzmmAz 取整得 54。 7z =25，則 298z 。 則四檔傳動(dòng)比為： 16.12529784 zzi mm33.7323c o s2 5.2)2925(c o s2 )( 87, nmzzA 對四擋齒輪進(jìn)行角度變位： 分度圓壓力角 c o s/ta nta n nt ot 57.21 端面嚙合角 tt AA coscos , = 57.21cos7333.73 91.20, 78zzU= 16.12529 變位系數(shù)之和 查表得 n =0.18 18.07 n 08 n 132.0-5.2 33.7373 nn m AAy 312.0132.018.0 nn yny 分度圓直徑 : mmzmdn 90.67c o s 77 mm76.78c o s 88 zmd n 齒頂高 nnnaa myhh )( 7*7 =2.17mm nnnaa myhh )( 8*8 =1.72mm 齒根高 nnnaf mchh )( 7*7 =2.675mm nnnaf mchh )( 8*8 =2.5mm 全齒高 777 fa hhh =4.845mm 齒頂圓直徑 777 2 aa hdd =72.24mm 888 aa hdd =82.2mm 齒根圓直徑 777 2 ff hdd =62.55mm 888 2 ff hdd =73.76mm 當(dāng)量齒數(shù) 7nz=37cos z =32.05 8nz=38cos z =37.18 五檔： 85.09105 zzi 76.535.223c o s7325.223c o s2hnnhzmmAz 取整得 54。 9z =30，則 2410z 。 則五檔傳動(dòng)比為： 8.030249105 zzi mm33.7323c o s2 5.2)2430(c o s2 )( 87, nmzzA 對五擋齒輪進(jìn)行角度變位： 分度圓壓力角 c o s/ta nta n nt ot 57.21 端面嚙合角 tt AA coscos , = 57.21cos7333.73 91.20, 109zzU = 25.12430 變位系數(shù)之和 查表得 n =0.18 38.09 n 2.0-10 n 132.0-5.2 33.7373 nn m AAy 312.0132.018.0 nn yny 分度圓直徑 : mmzmdn 48.81c o s 99 mm18.56c o s 1010 zmd n 齒頂高 nnnaa myhh )( 9*9 =2.67mm nnnaa myhh )( 10*10 =1.72mm 齒根高 nnnaf mchh )( 9*9 =2.175mm nnnaf mchh )( 10*10 =3.625mm 全齒高 999 fa hhh =4.845mm 齒頂圓直徑 999 2 aa hdd =86.82mm 101010 2 hadd a =59.62mm 齒根圓直徑 299 2 ff hdd =76.14mm 101010 2 ff hdd =48.93mm 當(dāng)量齒數(shù) 9nz=39cos z =38.46 10nz=310cos z =30.77 倒擋： 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔接近，取模數(shù)為 2.25，倒檔齒輪 13Z 的齒數(shù)一般在 2123 之間，選 13Z =22。 2.31111213111213 izzzzzzi 倒 38,22,11 131211 zzz 45.311381113 zzi倒 輸入軸與倒檔軸的距離： 372 25.2)2211(2 )( 1211 mzza mm 輸出軸與倒檔軸的距離： 5.672 25.2)3822(2 )( 1312 mzza mm 分度圓直徑： 25.2111111 Mdd =24.75mm 25.2221212 Mdd =29.5mm 25.2381313 Mdd =85.5mm 齒頂圓直徑： mdda 21111 =29.25mm mdda 21212 =34mm mdda 21313 =90mm 齒根圓直徑： mddf 21111 =10.25mm mddf 21212 =25mm mddf 21313 =81mm 2.4 齒輪校核 2.4.1 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪） btyKKFw 1 ( 2.1 ) 式中： 1F 圓周力（ N）， d TF g21 ； gT 計(jì)算載荷（ N mm）； d 節(jié)圓直徑（ mm），c oszmd n ， nm 為法向模數(shù)（ mm）； 斜齒輪螺旋角 )( ； K 應(yīng)力集中系數(shù)，K=1.50； b 齒面寬（ mm）； t 法向齒距， nmt ； y 齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)3coszzn 在齒形系數(shù)圖 2.4中查得； K 重合度影響系數(shù)，K=2.0。 圖 2.4 齒形系數(shù)圖 將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（ 2.1 ），整理得到 KyKzmKTcngw 3c o s2 ( 2.2 ) （ 1 ）一檔齒輪校核 主動(dòng) 齒輪： 已知： 310146 gT N mm； 23 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK；X1=0.43； 2K； 67.16nz，查齒形系數(shù)圖 2.4 得： y=0.138，把以上數(shù)據(jù)代入 ( 2.2 )式，得： 19.32772138.05.21314.3 5.123c o s101462c o s2 33311 KyKmzKTcngw MPa 從 動(dòng)齒輪： 已知： 33 10460101341146 gTN mm； 323 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X2=-0.25； 0.2K ； 57.52nz ，查齒形系數(shù)圖 2.4 得： y=0.146，把以上數(shù)據(jù)代入 ( 2.2 )式，得： 95.30872146.05.24114.3 5.123c o s104602c o s2 33322 KyKmzKTcngw MPa （ 2 ）二檔齒輪校核 主動(dòng)齒輪： 已知： 310146 gT N mm； 23 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK；X1=0.38； 2K； 51.20nz，查齒形系數(shù)圖 2.4 得： y=0.162，把以上數(shù)據(jù)代入 ( 2.2 )式，得： 46.22672162.05.21614.3 5.123c o s101462c o s2 33333 KyKmzKTcngw MPa 從動(dòng)齒輪： 已知： 33 10346101638146 gTN mm； 323 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X2=-0.2； 0.2K ； 72.48nz ，查齒形系數(shù)圖 2.4 得： y=0.142，把以上數(shù)據(jù)代入 ( 2.2 )式，得： 79.25772142.05.23814.3 5.123c o s103462c o s2 33344 KyKmzKTcngw M