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1、精品学习资源房车离合器地设计 汽车设计课程设计说明书题目：房车离合器地设计欢迎下载精品学习资源目 录第 1 章 绪论1.1 汽车变速器地设计要求11.2 设计地步骤及方法1第2章 变速器传动机构2.1 变速器传动方案地分析和挑选32.2 倒档方案布置32.3 零部件结构方案分析4第3章 变速器地设计及运算校核3.1 变速器地主要参数地挑选63.1.1 挡数和传动比63.1.2 中心距73.1.3 轴向尺寸83.2 齿轮参数83.2.1 齿轮模数83.2.2 齿形、压力角、螺旋角和尺宽83.3 齿轮地设计运算93.3.1 各挡齿轮地齿数103.3.2 齿轮精度地挑选123.3.3 螺旋方向123
2、.4 变速器齿轮地强度运算和材料挑选123.4.1 齿轮地损坏缘由及形式123.4.2 齿轮地强度运算与校核133.5 变速器轴地运算和校核163.5.1 变速器轴地结构尺寸163.5.2 轴地校核17第4章 同步器和操作机构地设计4.1 变速器同步器地设计204.2 变速器地操作机构22参 考 文 献24欢迎下载精品学习资源第 1 章绪论1.1 汽车变速器地设计要求汽车传动系传递扭矩和转速，它也是汽车整体地重要组成部分.其功能：调剂和变换发动机地性能；将动力传递至驱动车轮.汽车变速器完成传动系给予地功能，不仅是传动系地重要部件，也是打算汽车整车性能地主要部件和环节.汽车变速器地结构设计，不同
3、标准和要求，会对汽车地动 力性以及燃油经济性，换档操纵地舒服性与轻巧性，传动平稳性等.我国汽车产业地进展和进步， 对汽车变速器地设计和要求，将是增大汽车变速器传递功率与总质量之比（比功率），并且要求其具有更精密地尺寸和更好地性能.在设计开头之前，应当依据汽车变速器运用和发挥功能地实际 情形 ,查阅相关资料，大致确定与汽车变速器设计相关一些主要参数. 主要参数：两轴齿轮中心距、变速器轴向基本尺寸、两轴地直径、齿轮相关参数、齿数和模数等.汽车变速器地设计要求和标准 .变速器地基本设计要求：保证汽车有必要地动力性和燃油经济性；变速器应当设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮地传输和传递；仍应当设置倒档
4、，使汽车能倒退行驶；换档快速、省力、便利；仍应当提高汽车工作地牢靠性：在汽车行驶过程中，换挡时汽车变速器不得有跳档和乱档，以及换档撞击击等现象；提高汽车工作效率，减小变速器齿轮噪声；设计结构简洁轻巧、设计方案符合标准和要求；在满载及冲击载荷地工况行驶条件下，设计使用寿命应当加长；除此之外，设计变速器仍应当满意：轮廓尺寸和质量轻巧、制造成本低、检测修理便利等要求 .变速器传动机构分类方法 .可以依据前进档数分为：四档变速器，五档变速器，多档变速器 .可以依据轴地势式分为：固定轴式，旋转轴式.固定轴式可以分为：两轴式变速器、中间轴式变速器、双中间轴式变速器、多中间轴式变速器等.固定轴式应用最为广泛
5、，而两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动地一般汽车上.中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动地中档汽车上， 仍有旋转轴式主要用于液力机械式变速器.1.2 设计地步骤及方法本次设计地变速器，在原有变速器地基础上，在给定发动机输出转矩，转速及最高车速，最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构地设计，并绘制出变速器装配图，主要零件地零件图.1、变速器主要参数地挑选汽车变速器主要参数地挑选包括传动档数、齿轮中心距、传动比、齿轮相关参数以及模数等.2、对变速器传动机构地分析设计过程中，通过对两轴和中间轴式变速器比较.依据各自地利弊，以及依据所设计地夏利汽车地特点，最终确定传动机构地布置形式和传动简图.3、汽
6、车变速器齿轮强度地校核在汽车变速器齿轮强度地校核过程中，依据齿轮地强度和刚度要求，主要校核变速器地齿根弯曲疲惫强度、齿面接触疲惫强度.4、轴地基本尺寸地确定及强度校核依据两轴式变速器地特点，确定轴地基本尺寸，依据轴地强度和刚度运算要求，分别对轴地刚度和强度进行校核运算.5、轴承地挑选与寿命运算校核轴承地挑选，主要依据变速器轴地支撑部分，依据以往设计体会，一般选用圆锥磙子轴承.通欢迎下载精品学习资源过查阅资料，轴承寿命设计运算一般按汽车地大修里程，修理次数运算，一般汽车大修里程为30万公里 .本次设计主要是查阅近几年国外相关学术资料，有关国内外变速器设计地文献资料和学术研究资料，通过老师地指导以
7、及结合所学本专业地基础学问，进行地设计.比较不同方案，总结各自优缺点，最终选取正确方案，然后进行设计并改善.运算汽车变速器地齿轮地结构参数，进行校核运算 .仍要对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析与运算设计，挑选正确合理尺寸.最终，对设计地传统变速器地结构进行改进和完善.欢迎下载精品学习资源第 2 章变速器传动机构传统机械式变速器具有结构简洁轻巧、传动传递效率高、制造成本低和工作牢靠等优点，最为关键地是修理便利，所以在不同形式地汽车上得到广泛应用 14.2.1 变速器传动方案分析与挑选机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器.查阅最近几年相关资料，发动机前置前轮驱
8、动地汽车上多用两轴式变速器.与中间轴式变速器相比，具有轴和轴承数少，结构简洁轻巧、轮廓尺寸小、易布置等优点.另外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小，结构紧凑.但两轴式变速器也有弊端，它不能设置直 接档 .故在工作时齿轮和轴承均承载受压，齿轮工作噪声增大且易损坏，影响传动传递.所以受结构限制缘由，其一档变速比不能设计地很大.其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力14.对中间轴式来说，多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动地汽车上.特点：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体，绝大多数方案地其次轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连
9、接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载受压，此时噪声低， 齿轮、轴承地磨损削减14.对不同类型和要求地汽车，具有不同地传动系档位数，缘由在于它们地使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身地比功率不同5. 而传动系地档位数，汽车地动力性，燃油经济性有着亲密地联系 .就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率邻近高功率地机会，提高了汽车地加速和爬坡才能.就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作地能力，降低了油耗 .12 故能提高汽车生产率以及行驶效率，大大降低运输成本节约开支.不过，增加档数，会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵
10、复杂.从以上分析可知，本次设计房车变速器，设计驱动形式属于发动机前置后轮驱动，通过拆装可以发觉汽车前端可布置变速器地空间比较小.结构打算了变速器地设计要求较高，不仅要求运行噪声小，而且设计车速高，应选中间轴式变速器作为传动方案.挑选 5档变速器，并且五档为超速档.2.2 倒档布置方案通过对汽车设计资料地查找，总结一下方案.常见地倒档布置方案如图3-1 所示.图 3-1b 方案地优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴地长度 .但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图3-1c 方案能获得较大地倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图3-1d 方案对 3-1c 地缺点做了修改；图3-1e 所示方案
11、是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图3-1f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合地齿轮，换档换更为轻巧 .14综合考虑以上因素，为了换档轻巧舒服，减小噪声，倒档传动采纳图3-1f 所示方案 .欢迎下载精品学习资源图 3-1 倒档布置方案2.3 零部件结构方案分析1、齿轮形式汽车变速器上应用地齿轮，包括直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种.直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，应力要求较低.14 与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮具有使用寿命长、运转平稳且工作噪声低等优点14.本设计全部选用直齿轮 .齿轮设计留意事项：变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈协作或者滑动支承等方式之一
12、与轴连接14.齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处地厚度b （图 3-2）影响齿轮强度 6. 要求尺寸 b 应当大于或等于轮齿危急断面处地厚度.所以综合考虑安全性，在齿轮装在轴上以后，齿轮应能保持足够大地稳固性，齿轮轮毂部分地宽度尺寸C 应当在结构答应条件下应尽可能取大些，至少满意尺寸要求 14 ：欢迎下载精品学习资源C1.21.4d 2（ 3-1）欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源式中：d 2 花键内径 .欢迎下载精品学习资源轻巧性设计要求，减小质量，轮辐处厚度应在满意强度条件下设计得薄些.图 3-2 中地尺寸D1 可取为花键内径地1.25 1.40 倍.欢迎下载精品学习资源图
13、3-2 变速器齿轮尺寸掌握图14依据设计要求，齿轮表面粗糙度数值应当略微降低，噪声就会相应削减，齿面磨损速度减欢迎下载精品学习资源慢，可以提高齿轮寿命.设计要求变速器齿轮齿面地表面粗糙度：应在Ra 0.80Ra 0.40 m范畴欢迎下载精品学习资源内选用 .设计齿轮尽量要求齿轮制造精度不低于7 级.2、变速器轴设计变速器轴多数情形下，轴承安装在壳体地轴承孔内.当变速器中心距小时，在壳体地同一端面布置两个滚动轴承有困难时，可以把输出轴直接压入壳体孔中，并固定不动14.用滑移齿轮方式，实现换档地齿轮与轴之间，一般应选用矩形花键连接 .矩形花键可以保证良好地定心和滑动敏捷 .从加工便利来看，定心外径
14、及矩形花键齿侧地磨削比渐开线花键要简洁 7. 两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上地高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间地过盈协作和键固定在轴上 .结构设计方面，两轴式变速器地输出轴和中间轴式变速器地其次轴上地常啮合齿轮副，齿轮副地齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承，少数情形下齿轮直接装在轴上（特殊情形）.欢迎下载精品学习资源此时轴地制造，轴地表面粗糙度不应低与Ra 0.8 m，硬度不低于58 63HRC. 因渐开线花键定位欢迎下载精品学习资源性能良好，承载才能大且渐开线花键地齿短，小径相对增大能提高轴地刚度，所以轴与同步器上地轴套常用渐开线花键连接.14倒档轴为压入壳体孔中并固定不动地齿轮轴，并
15、由螺栓固定.14从上述可知，变速器地轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有地轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上地可能，而且应当可以顺当拆装轴上各零件.此外，仍要留意工艺上地有关问题 .143、汽车变速器轴承地挑选变速器轴承种类许多，变速器轴承常采纳圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等 .14滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动地地方8.变速器中采纳圆锥滚子轴承直径较小、宽度较大因而容量大、可承担高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合地缺点.由于本设计地变速器，为两轴式变速器，具有较大地轴向
16、力，所以设计中变速器输入轴、输出轴地前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承.欢迎下载精品学习资源第 3 章 变速器地设计与运算校核3.1 变速器主要参数地挑选本次设计是在整车参数已知地情形下，车型已知地情形下进行设计，整车主要技术参数如表3-1 所示：3.1.1 档数和传动比近年来，为了降低油耗，提高燃油经济性，变速器地档数都有增加地趋势.目前，一般乘用车用 4 5 个档位地变速器 .发动机排量大地乘用车变速器多用5 个档 .商用车变速器采纳4 5 个档或多档 .载质量在 2.0 3.5t 地货车采纳五档变速器，载质量在4.0 8.0t 地货车采纳六档变速器 .多档变速器多用于总质量大些地货车
17、和越野汽车上.因此，本次设计地房车变速器为5 档变速器 .表 3-1房车整车主要技术参数发动机最大功率117kw最大功率时转速2500r/min发动机最大转矩总质量600Nm 4500kg最大转矩时转速最高车速1500r/min120km/h车轮型号225/85R16L对应轮胎半径r394mm图 3-2 五档变速器传动方案简图1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5- 三档主动齿轮 6- 三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮 .挑选最低档传动比时，应
18、依据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面地附着力、汽车地最低稳固车速以及主减速比和驱动轮地滚动半径等来综合考虑、确定.欢迎下载精品学习资源igI应依据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面地附着条件、汽车地最低稳固车速以及主减速欢迎下载精品学习资源比和驱动车轮地滚动半径等综合确定.汽车爬坡度时车速不高，空气阻力可以忽视，就最大驱动力用于克服轮胎与路面间地滚动阻力及爬坡阻力 .故有欢迎下载精品学习资源Te max ig i0 Trrma g fcosmaxsinmax ma gmax（3-1）欢迎下载精品学习资源就由最大爬坡度要求地变速器档传动比为ima gmax rrgTemax i 0 T欢迎下载精品学习资
19、源45009. 80.2960.3837（ 3-2）欢迎下载精品学习资源式中，max max441.24.426道路的最大坡度角； 最大道路阻力系数；3.3570.849欢迎下载精品学习资源依据驱动车轮与路面附着条件Te max i g i0TG2rr（ 3-3）欢迎下载精品学习资源求得变速器地 档传动比为G2 rri g欢迎下载精品学习资源Temax i 04500T62%9.80.80.3837（ 3-4）欢迎下载精品学习资源6.67441.23.3570.849欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源式中，道路附着系数，在良好路面上0.8；欢迎下载精品学习资源G2汽车满载静止于水平路面时
20、，驱动桥承担的载荷， N；欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源综上所述，变速器地月I 挡传动比为igI4.69 .欢迎下载精品学习资源超速档地地传动比一般为0.70.8，本设计五档传动比ig =0.75.中间档地传动比理论上按公比为：（ig maxqn 1 3-5）i g min地等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间地公比宜小些，另外仍要考虑与发动机参数地合理匹配.依据上式可地出： q =1.58.故有，变速器地格挡传动比如下：表 3-2 各挡传动比IIIIIIIVV倒档4.692.961.871.1850.754.63.1.2 中心距中心距对变速器地尺寸及质量有直接
21、影响，所选地中心距、应能保证齿轮地强度.三轴式变速器地中心局A （mm）可依据对已有变速器地统计而得出地体会公式初定：欢迎下载精品学习资源AK A3 TI max（3-6）欢迎下载精品学习资源式中 K A- 中心距系数 .对轿车， K A =8.99.3 ；对货车， K A =8.69.6 ；对多档欢迎下载精品学习资源主变速器， K A =9.511 ；TI max变速器处于一档时地输出扭矩：TI max=Te max igI =62803mN故可得出初始中心距A=88.4mm.3.1.3 轴向尺寸变速器地横向形状尺寸，可依据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构地布置初步确定.重载车四档变速器壳
22、体地轴向尺寸3.03.4A. 货车变速器壳体地轴向尺寸与档数有关： 四档 2.22.7A五档 2.73.0A六档 3.23.5A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA 应取给出系数地上限 .为检测便利， A 取整.本次设计采纳5+1 手动挡变速器，其壳体地轴向尺寸是377.08mm=231.24mm ， 变速器壳体地最终轴向尺寸应由变速器总图地结构尺寸链确定.3.2 齿轮参数3.2.1 齿轮模数建议用以下各式选取齿轮模数，所选取地模数大小应符合JB111-60 规定地标准值 .第一轴常啮合斜齿轮地法向模数mnmn0.473 Temax mm3-7其中 Temax =170Nm
23、，可得出 mn=2.5.一档直齿轮地模数m欢迎下载精品学习资源m0.333 T1maxmm3-8欢迎下载精品学习资源通过运算 m=3.同步器和啮合套地接合大都采纳渐开线齿形.由于制造工艺上地缘由，同一变速器中地结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取23.5.本设计取 2.5.3.2.2 齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b汽车变速器齿轮地齿形、压力角、及螺旋角按表3-3 选取 .表 3-3汽车变速器齿轮地齿形、压力角与螺旋角工程齿形压力角 螺旋角 车型轿车高齿并修形地齿形14.5 ，15， 1616.5 2545一般货车GB1356-78 规定地标准齿形202030重型车同上低档、倒档齿轮 22.
24、5 ， 25小螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿地抗弯强度和表面接触强度 .对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些.在本设计中变速器齿轮压力角取 20,啮合套或同步器取30；斜齿轮螺旋角 取 30.应当留意地是挑选斜齿轮地螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消.为此，中间轴上地全部齿轮一律去右旋，而第一轴和其次轴上地地斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承担.齿轮宽度 b 地大小直接影响着齿轮地承载才能，b 加大，齿地承载才能增高.但试验说明，在齿宽增大到肯定数值后，由于载荷安排不匀称，反而使齿轮地承载才能降低.所以，在保证齿轮
25、地强度条件下，尽量选取较小地齿宽，以有利于减轻变速器地重量和缩短其轴向尺寸.欢迎下载精品学习资源通常依据齿轮模数地大小来选定齿宽：直齿 b=4.58.0m ，mm 斜齿 b=6.08.5m ，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽地系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动地平稳性和齿轮寿命.表 3-4变速器参数模数压力角螺旋角齿宽系数齿顶高系数参数值32025713.3 齿轮地设计运算3.3.1 各档地齿轮地齿数Z在初选了中心距、齿轮地模数和螺旋角后，可依据预先确定地变速器档数、传动比和结构方案来安排各档齿轮地齿数.下面结合本设计来说明安排各档齿数地方法.1. 确定一档齿轮地齿数欢迎下
26、载精品学习资源一档传动比iZ 2Z 9欢迎下载精品学习资源ZgI（ 3-9）1Z 10欢迎下载精品学习资源为了确定 Z9 和 Z10 地齿数，先求其齿数和Z:（ 3-1Z0）2 Am其中 A =77.08mm 、m =3；故有 Z51.4 .欢迎下载精品学习资源图 3-3 五档变速器示意图欢迎下载精品学习资源当房车三轴式地变速器i gI3.8 4.7 时，就Z10可在15 17范畴内挑选，此处取Z10 =16 ，欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源就可得出Z9 =35.欢迎下载精品学习资源上面依据初选地A 及 m 运算出地 Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-10）看出中心距有了
27、变化，这时应从Z及齿轮变位系数反过来运算中心距A ，再以这个修正后地中心距作为以后运算地依据 .这里 Z修正为 51，就依据式（ 3-10）反推出 A=76.5mm.欢迎下载精品学习资源2. 确定常啮合齿轮副地齿数由式（ 2-7）求出常啮合齿轮地传动比Z 2Z1i gIZ10Z 9（ 3-11）欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源由已经得出地数据可确定Z21.76Z1欢迎下载精品学习资源而常啮合齿轮地中心距与一档齿轮地中心距相等（ 3m-12）ZZ An12欢迎下载精品学习资源由此可得：2 cosZ （ 3-13） 2 A cos欢迎下载精品学习资源而依据已求得地数据可运算出：1Z 2mn
28、Z1Z 253 .欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源联立可得：Z1 =19 、 Z 2 =34.欢迎下载精品学习资源就依据前式，可运算出一档实际传动比为：. 3.确定其他档位地齿数二档传动比i gI3.91欢迎下载精品学习资源iZ 2Z 7gZ1（Z38 -14）欢迎下载精品学习资源因而有igII2.55 ，Z71.425Z8欢迎下载精品学习资源对于斜齿轮，Z2 A cos mn（3-15）欢迎下载精品学习资源故有：Z7Z853欢迎下载精品学习资源联立得： Z731、Z 822.欢迎下载精品学习资源按同样地方法可分别运算出：三档齿轮Z 526、Z627 ；四档齿轮欢迎下载精品学习资源Z3
29、16、Z 437 .欢迎下载精品学习资源4.确定倒档齿轮地齿数一般情形下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比i gr取 3.7.中间轴上欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源倒档传动齿轮地齿数比一档主动齿轮10 略小，取Z 1213 .欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源而通常情形下，倒档轴齿轮Z13 取 2123，此处取Z13 =23.欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源由可运算出Z1127 .（ 3-16）i grZ11Z13Z13Z 2Z12Z1欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源故可得出中间轴与倒档轴地中心距A =1 m Z2n123-Z1713 欢迎下
30、载精品学习资源=50mm而倒档轴与其次轴地中心:3.3.2 齿轮变位系数地挑选3-18A=72.5mm.1 Z211Z13 欢迎下载精品学习资源齿轮地变位是齿轮设计中一个特别重要地环节.采纳变位齿轮，除为了防止齿轮产生根切和 配凑中心距以外，它仍影响齿轮地强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合才能及齿轮地啮合噪声.欢迎下载精品学习资源变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位.高度变位齿轮副地一对啮合齿轮地变位系数地和为零 .高度变位可增加小齿轮地齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近地程度.高度变位齿轮副地缺点是不能同时增加一对齿轮地强度，也很难降低噪声.角度变位齿轮副地变位系数之和不等 于零 .角度变
31、位既具有高度变位地优点，有防止了其缺点.有几对齿轮安装在中间轴和其次轴上组合并构成地变速器，会因保证各档传动比地需要，使各相互啮合齿轮副地齿数和不同.为保证各对齿轮有相同地中心距，此时应对齿轮进行变位.当齿数和多地齿轮副采纳标准齿轮传动或高度变位时，就对齿数和少些地齿轮副应采纳正角度变位.由于角度变位可获得良好地啮合性能及传动质量指标，故采纳地较多.对斜齿轮传动，仍可通过挑选 合适地螺旋角来达到中心距相同地要求.变速器齿轮是在承担循环负荷地条件下工作，有时仍承担冲击负荷.对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲惫剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利地原就挑选变位系数.为提高接触强度
32、，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮地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，由于小齿轮地齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能显现齿根弯曲断裂地现象.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.但是由于轮齿地刚度较小，易于吸取冲击振动，故噪声要小些.依据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外地其他各档齿轮地总变位系数要选用较小地一些数值，以便获得低噪声传动.其中，一档主动齿轮10 地齿数Z1017，因此一档齿轮需要变位 .17Z变位系数欢迎下载精品学习资源式中 Z 为要变位地齿轮齿数 .3.3.3 齿轮精度地挑选3-
33、1917欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源依据举荐，提高高档位齿轮地性能，取Z1 Z8 为 6 级，Z9 Z15 为 7 级.欢迎下载精品学习资源3.3.4 螺旋方向由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上地轴向力平稳.关于螺旋角地方向，第一、二轴齿轮采纳左旋，这样可使第一、二轴所受地轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承地弹性档圈传递.中间轴齿轮全部采纳右旋，因此同时啮合地两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可相互抵消一部分.9 材料挑选现代汽车变速器地齿轮材料大部分采纳渗碳合金钢，其表层地高硬度与心部地高韧性相结合，能大大提高齿轮地耐磨性及抗弯曲疲惫和接触疲
34、惫地才能.本次设计地齿轮地材料选用40Cr.3.4 变速器齿轮地强度运算与材料地挑选3.4.1 齿轮地损坏缘由及形式齿轮地损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲惫剥落和移动换档齿轮端部破坏.轮齿折断分两种：轮齿受足够大地冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲惫裂纹，裂纹扩展深度逐步加大，然后显现弯曲折断.前者在变速器中显现地很少， 后者显现地多 .齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中地润滑油油压上升，并导致裂缝扩展，然后齿面表层显现块状脱落形成齿面点蚀.他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断 .用移动齿轮地方法完成换档地抵抗和倒挡齿轮，由于换档时
35、两个进入啮合地齿轮存在角速度茶，换档瞬时在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏.欢迎下载精品学习资源3.4.2 齿轮地强度运算与校核与其他机械设备使用地变速器比较，不同用途汽车地变速器齿轮使用条件仍是相像地.此外，汽车变速器齿轮所用地材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一样.如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采纳剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采纳渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7 级.因此，比用于运算通用齿轮强度公式更为简化一些地运算公式来运算汽车齿轮，同样、可以获得较为精确地结果.在这里所挑选地齿轮材料为40Cr.1. 齿轮弯曲强度运算（1） ） 直齿轮弯曲应力WFt10 K K
36、f欢迎下载精品学习资源式中，W - 弯曲应力（ MPa）；W3-20bty欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源Ft 10 -一档齿轮 10 地圆周力（ N ），；其中Ft1为0运算2T载g 荷/ d（ NmmTg），欢迎下载精品学习资源d节圆直径，- 应力K集中系数，可近似取1.65；K f - 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，如下 .图 3-4 齿形系数图当处于一档时，中间轴上地运算扭矩为：欢迎下载精品学习资源TT（ 3-21）ge maxZ9Z 2Z10Z1欢迎下载精品学习资源=17010
37、002.181.78=659668Nm2Tgd故由，可F以10得出 Ft 10 ；再将所得出地数据代入式（3-1）可得欢迎下载精品学习资源w10651.3MPaw9533.01MPa欢迎下载精品学习资源当运算载荷取作用到变速器第一轴上地最大扭矩Temax 时，一档直齿轮地弯曲应力在400850MPa 之欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源间.（2） ） 斜齿轮弯曲应力（3-22）wF1KbtyK欢迎下载精品学习资源式中 K为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（ 3-1）注释相同，K1.50 ，欢迎下载精品学习资源挑选齿形系数y 时，按当量模数zz/ cos3在图（ 3-4）中查得 .
38、欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源n二档齿轮圆周力：2TgFF（3-23 ）欢迎下载精品学习资源dt8依据斜齿轮参数运算公式可得出：t 78Ft 8Ft7 =6798.8N欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源n齿轮 8 地当量齿数zz / cos3=47.7，可查表（ 3-4）得： y80.153.欢迎下载精品学习资源6798.81.5207.850.1532故w8212.28 MPa欢迎下载精品学习资源同理可得：w7231.99MPa .欢迎下载精品学习资源依据运算二档齿轮地方法可以得出其他档位齿轮地弯曲应力，其运算结果如下：三档：欢迎下载精品学习资源四档： 五档：w 5276.2
39、MPaw 6266.4MPaw1211.5MPaw 2197.4MPaw 3218.8MPaw 4216.98MPa欢迎下载精品学习资源当 计 算 载 荷 取 作 用 到 第 一 轴 上 地 最 大 扭 矩 时 ， 对 常 啮 合 齿 轮 和 高 档 齿 轮 ， 许 用 应 力 在180350MPa 范畴内，因此，上述运算结果均符合弯曲强度要求.2. 齿轮接触应力欢迎下载精品学习资源j（ 3-24 ）FE11欢迎下载精品学习资源j0.418bzb式中， - 齿轮地接触应力（ MPa ）；j欢迎下载精品学习资源F- 齿面上地法向力（N ），FF1 /coscos ；欢迎下载精品学习资源F1 -
40、圆周力在（ N），；F12Tg / d欢迎下载精品学习资源-节点处地压力角（ ）；- 齿轮螺旋角（ ）；欢迎下载精品学习资源E- 齿轮材料地弹性模量（MPa ），查资料可取 Eb- 齿轮接触地实际宽度，20mm；190103 MPa ；欢迎下载精品学习资源z、 b - 主、从动齿轮节点处地曲率半径（mm）；欢迎下载精品学习资源直齿轮：zrz sin（3-25）（ 3-28 ）欢迎下载精品学习资源斜齿轮：brb sin（3-29）r sin/ cos2欢迎下载精品学习资源zz（ 3-30 ）bbr sincos2欢迎下载精品学习资源其中，rz、rb 分别为主从动齿轮节圆半径（mm） .欢迎下载精品学习资源