变速器设计方案论证

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1、第3章 变速器设计方案论证3.1变速器基本参数的确定设计中给定的参数传动比i1=6.54 i2=3.781 i3=2.169 i4=1.443 i5 =1发动机最大转矩 K经验系数，K=4.0-4.6，取K=4.2中心距的初步确定初选中心矩可用下式计算式中：中心距系数，取值范围8.6-9.6 取发动机最大转矩， 变速器一挡传动比，变速器传动效率，求得3.1.1轴的直径的初步确定变速器的轴必须有足够的刚度和强度。工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，

2、还会增加噪声。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d0.45A 轴的最大直径d个支承间距离L的比值，对中间轴，d/L0.16-0.18,对第二轴d/L0.18-0.21。第一轴花键部分直径可按下式初选：式中：中心距系数，取值范围8.6-9.6 取发动机最大转矩， ,=101.46mm 3.2齿轮参数的设计（1） 齿轮模数本变速器设计一、倒档为直齿滑动齿轮换挡，其它档均采用锁销式同步器换挡，选取齿轮模数要保证齿轮有足够的刚度，同时兼顾它对噪声和质量的影响，减少模数、增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变变速器的质量。降低噪声对轿车有意义，减轻质量对货车比较重要。从齿轮强度观点出发，每对齿轮应有各

3、自的模数，而从工艺的观点出发，全部齿轮选用一种模数是合理的，轻型货车模数取值范围为3.50-4.50mm。根据齿轮模数选用的优先原则及本变速器的特点，进行模数的选取,斜齿轮为4.00mm。（2）齿轮压力角的选择为提高货车的承载能力，应采用或压力角齿轮，实际上因国家标准压力角为，所以齿轮普遍采用。（3）螺旋角的确定为了减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒挡齿轮及货车一挡齿轮才用直齿轮。选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题：螺旋角大些时会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，实验还证明，随螺旋角的增大，齿轮的强度也会相应的提高，不过当螺旋角高于时，其抗弯强度会骤然下降，

4、而接触强度仍上升。因而选取适当的值使弯曲强度与接触强度达到均衡。此外，为消除斜齿轮传动的轴向力，中间轴上的齿轮一律做成右旋，而第一、二轴上的一律左旋，轴向力由轴承承受。最后，可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮的螺旋角的初步取值在以下范围内：货车变速器斜齿轮的螺旋角为-。（4）齿宽的设计计算在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。考虑尽量减少轴向尺寸和质量，齿宽应小些，但齿轮传动平稳性消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿，但这时轴承的轴向力增大，使之寿命降低，齿宽

5、窄还会使齿轮的工作应力增加，选用宽些的齿宽，工作时因轴的变型导致沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。根据模数的大小选定齿宽：直齿：b=，为齿宽系数，取4.58.0斜齿：b=，取6.08.51各挡齿轮的齿宽值如下：中间轴一挡，倒档直齿：b=74.00=28中间轴二挡斜齿：b=74.00=28 中间轴三挡斜齿：b=74.00=28中间轴四档斜齿：b=74.00=28中间轴常啮合齿：b=74.00=28一轴常啮合斜齿：b=74.00=28二轴一挡，倒档直齿：b=74.00=28二轴二档斜齿：b=74.00=28二轴三档斜齿：b=74.00=28二轴四档斜齿：b=74.00=28（5）各挡齿数

6、的分配在初选中心距、齿轮螺旋角之后，可根据预选确定的变速器挡数、传动比和传动方案来分配齿轮的齿数。下图为结构简图，以便说明各挡齿数的分配。1，确定一挡齿轮的齿数一挡传动比 一挡为直齿轮，则Z=92.975取93中间轴一挡齿轮数受中间轴径尺寸限制，即受刚度的限制。货车在1217之间，选为17个齿，则=9317=76 对中心距进行修正 A= mZ/2=186mm确定常啮合齿轮的齿数 =6.54= 1.463 ，取由以上两个公式求得 取整为34 取整为50 实际传动比=6.54 求得传动比=6.57两者相差较小，可取校核螺旋角 二挡齿轮齿数的确定=3.781 =2.571，联立求得： = 取整为25

7、 取整为65=5065/（3425）= 3.823传动比误差: =（3.823-3.781）/3.781=1.1%5% 满足要求三挡齿轮齿数的确定=2.169=1.475，联立求得： = 取整为36 取整为52=5052/（3634）= 2.124传动比误差: =（2.169-2.124）/2.169=2%5% 满足要求四挡齿轮齿数的确定=1.443=0.981，联立求得： = 取整为43 取整为43=5043/（4334）= 1.471传动比误差: =（1.443-1.471）/1.443=1.9 %5% 满足要求7各档齿轮的尺寸直齿轮 斜齿轮 一档齿轮 直齿 直齿分度圆=mm直齿 直齿分度

8、圆 二档齿轮斜齿分度圆= =102.56mm查机械设计手册 取0.4斜齿 斜齿斜齿分度圆= =266.66mm查机械设计手册 取 0.32斜齿 斜齿三档齿轮斜齿分度圆=151.58mm查机械设计手册 取0.33斜齿 斜齿斜齿分度圆=218.95mm查机械设计手册 取0.27斜齿 斜齿四档齿轮斜齿分度圆=185.94mm查机械设计手册 取0.23斜齿 斜齿斜齿分度圆=185.94mm查机械设计手册 取0.23斜齿 斜齿五档齿轮斜齿分度圆=136mm斜齿 斜齿斜齿分度圆=222.22mm斜齿 斜齿倒档齿轮经查表x取0.5直齿har=（ha*+x)m=6mm hfr=(ha*+c*-x)m=3mm

9、直齿分度圆dr=mzr=4x22=88mm经查表x取0.5 直齿 har2=（ha*+x)m=6mm hfr2=(ha*+c*-x)m=3mm 直齿分度圆dr2=mzr2=4x18=72mm第4章 变速器各档齿轮的校核4.1齿轮弯曲应力的计算直齿： 斜齿：式中：弯曲应力（） T计算载荷（Nmm） K齿宽系数 K应力集中系数，直齿轮K=1.65 斜齿轮K=1.5K重合度影响系数，主动齿轮K=1.1 从动齿轮K=0.9K重合度影响系数，K=2y齿形系数4.1.1二轴一倒挡直齿轮Z校核=217.92N/mmN/mm 所以的弯曲强度合格4.1.2二轴二挡斜齿轮Z校核 =97.80N/mmN/mm所以的

10、弯曲强度合格4.1.3二轴三挡斜齿轮Z校核 =16274N/mmN/mm所以的弯曲强度合格4.2齿轮接触应力计算直齿： 斜齿： 式中：F齿面上的法向力E齿轮材料的弹性模量，取2.110Mpab齿轮接触实际宽度d节圆直径、主、从动齿轮节点处的曲率半径直齿轮：= =斜齿轮： 4.2.1 二轴一挡直齿轮Z校核b=22.75mm m=3.25mm=9.7 =19.54=7362N =1200 所以的接触强度合格4.2.2 二轴倒挡直齿轮Z校核 b=22.75mm m=3.25mm=10.24 =16.21=7851N =1071 所以的接触强度合格4.2.3 二轴二挡斜齿轮Z校核 b=22.75mm m=3.25mm =16.35 =22.64=8624N F=9523N=1014.4 所以的接触强度合格4.2.4 二轴三挡斜齿轮Z校核 b=22.75mm m=3.25mm =18.39 =27.52=9210N F=9700N=924 所以的接触强度合