轻型客车毕业设计

 

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轻型客变车速器{dy}轴及齿轮设计

 

一、概述

变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。

变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据需要，还可以加装动力输出器。按传动比变化方式，变速器可以分为有级式、无级式和综合式三种。

有级式变速器应用最为广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系形式不同，有轴线固定式（普通变速器）和轴线旋转式变速器（行星齿轮变速器）两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有3～5个前进档和一个倒档。

变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进档数或轴的形式不同分类。具体分类如下：

 

变 速 器

 

 

三档变速器

 

四档变速器

 

五档变速器

 

多档变速器

 

固定轴式

 

旋转轴式

 

多中间轴式

 

双中间轴式

 

中间轴式

 

 

两轴式

 

 

图1.1 变速器的具体分类

根据前进挡数：三挡变速器、四挡变速器、五挡变速器、多挡变速器。

根据轴的形式；固定轴式、旋转轴式。

固定轴式可分：两轴式变速器、中间轴式变速器、双中间轴式变速器、多中间轴式变速器

固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。然后对轻客汽车来说，采用中间轴式变速器为多见，为此我以中间轴式变速器的{dy}轴及齿轮作为设计对象。

二、轻客{dy}轴及齿轮设计基本要求：

1 {dy}轴的功用及设计要求

 变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。

变速器轴在工作时承受扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的不常啮合，产生过大的躁声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。

设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强度和刚度，轴上花键型式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而{zh1}确定。

2．{dy}轴上齿轮设计的基本要求：

（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。通常，变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿

齿数多，可降低齿轮传动的躁声。

（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；

轮，此齿轮不应产生根切，而且根圆直径应大于中间轴直径；

三、齿轮结构设计方案

1．齿轮形式

　　齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮

　　两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。

　　变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。

2． 齿轮变位系数的选择

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。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，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的中心距，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应采用正角度变位。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xx齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证{zd0}接触强度和抗胶合剂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，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。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。

总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，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，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。其中，一档主动齿轮10的齿数Z10〈17，因此一档齿轮需要变位。

变位系数                          

                                                          

式中 Z为要变位的齿轮齿数。

3．{dy}轴齿轮参数的确定

（1）齿数

确定变速器齿轮齿数时，应考虑：

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。通常，变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿轮，此齿轮不应产生根切，而且根圆直径应大于中间轴直径；

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；

齿数多，可降低齿轮传动的躁声。

2. 模数

决定齿轮模数的因素很多，其中最主要的是载荷的大小。由于xx齿轮和低档齿轮载荷不同，故xx和低档齿轮的模数不宜相同。从加工工艺及维修观点考虑，同一变速器中齿轮模数种类不应过多。现代汽车变速器通常是xx齿轮用一种模数，一档和倒档齿轮用另一种模数。

在初选模数时可根据下面的公式进行初选模数：

                xx齿轮

            一档齿轮

其中：  为发动机{zd0}扭矩

        为变速器一档传动比

        为变速器传动效率，可取

得：    

          

4. 中心距

齿轮中心距是变速器很重要的参数，它对变速器整体尺寸及质量有很大影响。在良好路面上行驶的汽车取小值，确定中心距时还要考虑齿轮几何参数及结构要求，初选中心距可根据下面的公式：

          轿车

          轻客汽车

其中：  为发动机扭距，取175

得：    

5．齿宽

在选择齿宽时，应该注意到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。齿轮宽度的大小，承载能力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均匀，因而齿宽不宜太大。初选时可根据下面的公式：

    直齿轮

  =18

    斜齿轮

  =21

6． 齿轮齿数的计算

在初选中心距、齿数模数以后可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配一挡齿轮的齿数。

（1） 确定一档齿轮的齿数

一档传动比       

                     

求 的齿数，应先求其齿数和

                                  

           

            

轻客中间轴上的一档齿轮数可在12—17之间选用。

故取   

       

得     

（2）对中心距A进行修正

因为计算齿数和 和齿数变化系数计算中心距A，故修正后的中心距A取92。

（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数

                  

因为常啮合传动齿轮副与1档齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相同，故

 

得                  

 取               

验证传动比               

 

（4） 确定各档齿轮基本参数

 

 

分度圆直径       

齿顶高：                         

齿根高：                       

齿全高：                       

齿顶圆直径：                  

齿根圆直径：                              

齿距：                         

齿厚：                         

齿槽宽：                      

顶隙：                      

齿宽：                       

7．齿轮强度

（1）.轮齿接触强度计算

                      

其中：  —法面内基圆周切向力， ；

—端面内分度圆切向力， ；

—计算扭矩，计算扭矩 ；

—节圆直径；

—节圆压力角；

—螺旋角；

—齿轮材料弹性摸量，钢材取 ；

—齿轮接触实际宽度；

， —主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径；

其中：             ，   ， 

， —分别为主动及被动齿轮节圆半径；

     

 

 

 

经过计算齿轮的接触应力 均不大于1900 N/mm2，。故合适。

(2).弯曲强度计算

                                        

式中：   w—弯曲应力（ ）

—圆周力，  

—应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5； —摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；

—端面周节， ；

Tg—计算载荷（N mm）  d—节圆直径mm

—应力集中系数   近似取 =1.65

b—齿宽   b=kcm   kc—6.0

—齿形系数；

                 

经过计算齿轮弯曲应力 w均不大于 ，故合格

(3)一挡齿轮齿数的计算

在初选中心距、齿数模数以后可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。

1. 确定一档齿轮的齿数

一档传动比       

        

求 的齿数，应先求其齿数和

                             

         

         

货车中间轴上的一档齿轮数可在12—17之间选用。

故取   

                

得     

(4) 对中心距A进行修正

因为计算齿数和 和齿数变化系数计算中心距A，故修正后的中心距A取92。

(5) 确定常啮合传动齿轮副的齿数

                  

因为常啮合传动齿轮副与1档齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相同，故

 

得                  

 取               

验证传动比               

 

(6)确定常啮合齿轮副的齿数

由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比

                                                           

 

 

由已经得出的数据可确定         

                  

而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等

                                                                

   

由此可得：

                                                                 

而根据已求得的数据可计算出：。        

可得： =19、 =34。

 

则根据上式,可计算出一档实际传动比为：       。

 

 

8.{dy}轴齿轮的强度计算与材料的选择

 

(1).齿轮的强度计算与校核

 

 

齿轮弯曲强度计算

直齿轮弯曲应力

                                                        （3-8-1）

式中， ----弯曲应力（MPa）；

     ----一档齿轮10的圆周力（N），           ；其中   为计算载荷（N·mm），d为节圆直径。

         ----应力集中系数，可近似取1.65；

      ----摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；

      b----齿宽（mm），取20

      t----端面齿距（mm）；

      y----齿形系数，如图8-1所示。

 

                                                                                图8-1 齿形系数图

        当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：

 

                                         

      （3-8-2）                    

                       =170 1000 2.18 1.78

                       =659668Nm

     故由        可以得出 ；再将所得出的数据代入式（3-8-1）可得

                         

                         

        当计算载荷取作用到变速器{dy}轴上的{zd0}扭矩 时，一档直齿轮的弯曲应力在400~850MPa之间。

斜齿轮弯曲应力       

                                                                 （3-8-3）

 

式中 为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（4-1）注释相同， ，

选择齿形系数y时，按当量模数 在图（4-1）中查得。

  当计算载荷取作用到{dy}轴上的{zd0}扭矩时，对常啮合齿轮和xx齿轮，许用应力在180~350MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。

2. 齿轮接触应力   

 

                                                          （3-8-4）

                             

式中，    ----齿轮的接触应力（MPa）；

      F----齿面上的法向力（N）， ；

       ----圆周力在（N），           ；

      ----节点处的压力角（°）；

----齿轮螺旋角（°）；

E----齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取 ；

b----齿轮接触的实际宽度，20mm；

----主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；

直齿轮：                                                 （3-8-5）

                                                         （3-8-6）

 

斜齿轮：                                                 （3-8-7）

                                                         （3-8-8）

 

其中， 分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。

将作用在变速器{dy}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4-1 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

 1900~2000

 950~1000

 

 

     通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：

 

一档：  

                           

对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。

四、{dy}轴结构方案                                  

1．{dy}轴的结构和尺寸

（1）轴的结构

{dy}轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。{dy}轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。{dy}轴如图4-1所示：

 

 

 

 

 

 

图4-1 变速器{dy}轴

（2） 轴尺寸初选

待变速器结构方案及齿轮基本参数，齿轮、轴承等布置的变速器草图设计后，变速器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大。满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。

轴直径与轴传递扭矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，可按以下公式初选轴直径：

各轴的最小直径：                               （4—1）

{dy}轴花键部分：                             （4—2）

轴的尺寸还与齿轮、轴承花键标准等有一定联系，需要根据具体情况，参照轴承、花键标准进行修正。

（3）{dy}轴直径计算

由式（4—1）得：

 

                         

    由式（4—2）得：

                    

                         

（4）    确定轴的尺寸

变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：

{dy}轴和中间轴： 

                        

（2）轴的校核

由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩{zd0}，即轴所承受的扭矩也{zd0}。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对{dy}轴和第二轴进行校核。

（3）    {dy}轴的强度与刚度校核

因为{dy}轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为

 

                                                            （4-3）

 

式中： ----扭转切应力，MPa；

      T----轴所受的扭矩，N·mm；

      ----轴的抗扭截面系数， ；

      P----轴传递的功率，kw；

      d----计算截面处轴的直径，mm；

      [ ]----许用扭转切应力，MPa。

其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：

          

 

由查表可知[ ]=55MPa，故 [ ]，符合强度要求。

轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示。其计算公式为：

 

                                                             （4-4）

 

式中，T ----轴所受的扭矩，N·mm；

  G ----轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8.1 MPa；

  ----轴截面的极惯性矩， ， ；

 

将已知数据代入上式可得：                                   。

 

对于一般传动轴可取 ；故也符合刚度要求。

 

 

 

轻型客变车速器{dy}轴及齿轮设计

 

一、概述

变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。

变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据需要，还可以加装动力输出器。按传动比变化方式，变速器可以分为有级式、无级式和综合式三种。

有级式变速器应用最为广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系形式不同，有轴线固定式（普通变速器）和轴线旋转式变速器（行星齿轮变速器）两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有3～5个前进档和一个倒档。

变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进档数或轴的形式不同分类。具体分类如下：

 

 

图1.1 变速器的具体分类

根据前进挡数：三挡变速器、四挡变速器、五挡变速器、多挡变速器。

根据轴的形式；固定轴式、旋转轴式。

固定轴式可分：两轴式变速器、中间轴式变速器、双中间轴式变速器、多中间轴式变速器

固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。然后对轻客汽车来说，采用中间轴式变速器为多见，为此我以中间轴式变速器的{dy}轴及齿轮作为设计对象。

二、轻客{dy}轴及齿轮设计基本要求 

轻型客变车速器{dy}轴及齿轮设计

 

一、概述

变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。

变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据需要，还可以加装动力输出器。按传动比变化方式，变速器可以分为有级式、无级式和综合式三种。

有级式变速器应用最为广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系形式不同，有轴线固定式（普通变速器）和轴线旋转式变速器（行星齿轮变速器）两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有3～5个前进档和一个倒档。

变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进档数或轴的形式不同分类。具体分类如下：

 

变 速 器

 

 

三档变速器

 

四档变速器

 

五档变速器

 

多档变速器

 

固定轴式

 

旋转轴式

 

多中间轴式

 

双中间轴式

 

中间轴式

 

 

两轴式

 

 

图1.1 变速器的具体分类

根据前进挡数：三挡变速器、四挡变速器、五挡变速器、多挡变速器。

根据轴的形式；固定轴式、旋转轴式。

固定轴式可分：两轴式变速器、中间轴式变速器、双中间轴式变速器、多中间轴式变速器

固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。然后对轻客汽车来说，采用中间轴式变速器为多见，为此我以中间轴式变速器的{dy}轴及齿轮作为设计对象。

二、轻客{dy}轴及齿轮设计基本要求：

1 {dy}轴的功用及设计要求

 变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。

变速器轴在工作时承受扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的不常啮合，产生过大的躁声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。

设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强度和刚度，轴上花键型式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而{zh1}确定。

2．{dy}轴上齿轮设计的基本要求：

（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。通常，变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿

齿数多，可降低齿轮传动的躁声。

（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；

轮，此齿轮不应产生根切，而且根圆直径应大于中间轴直径；

三、齿轮结构设计方案

1．齿轮形式

　　齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮

　　两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。

　　变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。

2． 齿轮变位系数的选择

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。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，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的中心距，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应采用正角度变位。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xx齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证{zd0}接触强度和抗胶合剂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，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。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。

总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，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，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。其中，一档主动齿轮10的齿数Z10〈17，因此一档齿轮需要变位。

变位系数                          

                                                          

式中 Z为要变位的齿轮齿数。

3．{dy}轴齿轮参数的确定

（1）齿数

确定变速器齿轮齿数时，应考虑：

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。通常，变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿轮，此齿轮不应产生根切，而且根圆直径应大于中间轴直径；

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；

齿数多，可降低齿轮传动的躁声。

2. 模数

决定齿轮模数的因素很多，其中最主要的是载荷的大小。由于xx齿轮和低档齿轮载荷不同，故xx和低档齿轮的模数不宜相同。从加工工艺及维修观点考虑，同一变速器中齿轮模数种类不应过多。现代汽车变速器通常是xx齿轮用一种模数，一档和倒档齿轮用另一种模数。

在初选模数时可根据下面的公式进行初选模数：

                xx齿轮

            一档齿轮

其中：  为发动机{zd0}扭矩

        为变速器一档传动比

        为变速器传动效率，可取

得：    

          

4. 中心距

齿轮中心距是变速器很重要的参数，它对变速器整体尺寸及质量有很大影响。在良好路面上行驶的汽车取小值，确定中心距时还要考虑齿轮几何参数及结构要求，初选中心距可根据下面的公式：

          轿车

          轻客汽车

其中：  为发动机扭距，取175

得：    

5．齿宽

在选择齿宽时，应该注意到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。齿轮宽度的大小，承载能力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均匀，因而齿宽不宜太大。初选时可根据下面的公式：

    直齿轮

  =18

    斜齿轮

  =21

6． 齿轮齿数的计算

在初选中心距、齿数模数以后可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配一挡齿轮的齿数。

（1） 确定一档齿轮的齿数

一档传动比       

                     

求 的齿数，应先求其齿数和

                                  

           

            

轻客中间轴上的一档齿轮数可在12—17之间选用。

故取   

       

得     

（2）对中心距A进行修正

因为计算齿数和 和齿数变化系数计算中心距A，故修正后的中心距A取92。

（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数

                  

因为常啮合传动齿轮副与1档齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相同，故

 

得                  

 取               

验证传动比               

 

（4） 确定各档齿轮基本参数

 

 

分度圆直径       

齿顶高：                         

齿根高：                       

齿全高：                       

齿顶圆直径：                  

齿根圆直径：                              

齿距：                         

齿厚：                         

齿槽宽：                      

顶隙：                      

齿宽：                       

7．齿轮强度

（1）.轮齿接触强度计算

                      

其中：  —法面内基圆周切向力， ；

—端面内分度圆切向力， ；

—计算扭矩，计算扭矩 ；

—节圆直径；

—节圆压力角；

—螺旋角；

—齿轮材料弹性摸量，钢材取 ；

—齿轮接触实际宽度；

， —主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径；

其中：             ，   ， 

， —分别为主动及被动齿轮节圆半径；

     

 

 

 

经过计算齿轮的接触应力 均不大于1900 N/mm2，。故合适。

(2).弯曲强度计算

                                        

式中：   w—弯曲应力（ ）

—圆周力，  

—应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5； —摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；

—端面周节， ；

Tg—计算载荷（N mm）  d—节圆直径mm

—应力集中系数   近似取 =1.65

b—齿宽   b=kcm   kc—6.0

—齿形系数；

                 

经过计算齿轮弯曲应力 w均不大于 ，故合格

(3)一挡齿轮齿数的计算

在初选中心距、齿数模数以后可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。

1. 确定一档齿轮的齿数

一档传动比       

        

求 的齿数，应先求其齿数和

                             

         

         

货车中间轴上的一档齿轮数可在12—17之间选用。

故取   

                

得     

(4) 对中心距A进行修正

因为计算齿数和 和齿数变化系数计算中心距A，故修正后的中心距A取92。

(5) 确定常啮合传动齿轮副的齿数

                  

因为常啮合传动齿轮副与1档齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相同，故

 

得                  

 取               

验证传动比               

 

(6)确定常啮合齿轮副的齿数

由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比

                                                           

 

 

由已经得出的数据可确定         

                  

而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等

                                                                

   

由此可得：

                                                                 

而根据已求得的数据可计算出：。        

可得： =19、 =34。

 

则根据上式,可计算出一档实际传动比为：       。

 

 

8.{dy}轴齿轮的强度计算与材料的选择

 

(1).齿轮的强度计算与校核

 

 

齿轮弯曲强度计算

直齿轮弯曲应力

                                                        （3-8-1）

式中， ----弯曲应力（MPa）；

     ----一档齿轮10的圆周力（N），           ；其中   为计算载荷（N·mm），d为节圆直径。

         ----应力集中系数，可近似取1.65；

      ----摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；

      b----齿宽（mm），取20

      t----端面齿距（mm）；

      y----齿形系数，如图8-1所示。

 

                                                                                图8-1 齿形系数图

        当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：

 

                                         

      （3-8-2）                    

                       =170 1000 2.18 1.78

                       =659668Nm

     故由        可以得出 ；再将所得出的数据代入式（3-8-1）可得

                         

                         

        当计算载荷取作用到变速器{dy}轴上的{zd0}扭矩 时，一档直齿轮的弯曲应力在400~850MPa之间。

斜齿轮弯曲应力       

                                                                 （3-8-3）

 

式中 为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（4-1）注释相同， ，

选择齿形系数y时，按当量模数 在图（4-1）中查得。

  当计算载荷取作用到{dy}轴上的{zd0}扭矩时，对常啮合齿轮和xx齿轮，许用应力在180~350MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。

2. 齿轮接触应力   

 

                                                          （3-8-4）

                             

式中，    ----齿轮的接触应力（MPa）；

      F----齿面上的法向力（N）， ；

       ----圆周力在（N），           ；

      ----节点处的压力角（°）；

----齿轮螺旋角（°）；

E----齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取 ；

b----齿轮接触的实际宽度，20mm；

----主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；

直齿轮：                                                 （3-8-5）

                                                         （3-8-6）

 

斜齿轮：                                                 （3-8-7）

                                                         （3-8-8）

 

其中， 分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。

将作用在变速器{dy}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4-1 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

 1900~2000

 950~1000

 

 

     通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：

 

一档：  

                           

对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。

四、{dy}轴结构方案                                  

1．{dy}轴的结构和尺寸

（1）轴的结构

{dy}轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。{dy}轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。{dy}轴如图4-1所示：

 

 

 

 

 

 

图4-1 变速器{dy}轴

（2） 轴尺寸初选

待变速器结构方案及齿轮基本参数，齿轮、轴承等布置的变速器草图设计后，变速器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大。满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。

轴直径与轴传递扭矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，可按以下公式初选轴直径：

各轴的最小直径：                               （4—1）

{dy}轴花键部分：                             （4—2）

轴的尺寸还与齿轮、轴承花键标准等有一定联系，需要根据具体情况，参照轴承、花键标准进行修正。

（3）{dy}轴直径计算

由式（4—1）得：

 

                         

    由式（4—2）得：

                    

                         

（4）    确定轴的尺寸

变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：

{dy}轴和中间轴： 

                        

（2）轴的校核

由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩{zd0}，即轴所承受的扭矩也{zd0}。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对{dy}轴和第二轴进行校核。

（3）    {dy}轴的强度与刚度校核

因为{dy}轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为

 

                                                            （4-3）

 

式中： ----扭转切应力，MPa；

      T----轴所受的扭矩，N·mm；

      ----轴的抗扭截面系数， ；

      P----轴传递的功率，kw；

      d----计算截面处轴的直径，mm；

      [ ]----许用扭转切应力，MPa。

其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：

          

 

由查表可知[ ]=55MPa，故 [ ]，符合强度要求。

轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示。其计算公式为：

 

                                                             （4-4）

 

式中，T ----轴所受的扭矩，N·mm；

  G ----轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8.1 MPa；

  ----轴截面的极惯性矩， ， ；

 

将已知数据代入上式可得：                                   。

 

对于一般传动轴可取 ；故也符合刚度要求。

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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