毕业设计（论文）-小汽车机械式变速器设计.docx

小汽车机械式变速器设计摘要在当今世纪，汽车行业发展迅速，正朝着轻量化、智能化方向发展。变速器作为汽车最重要的部件之一，它的性能直接影响到汽车的动力性和经济性，它的作用是匹配发动机传递给驱动轮的动力，使汽车在各种工况下以最佳状态工作。一个好的变速器，能提高汽车的舒适性、减小行驶噪音，这对对轿车来，有着很大的意义。本设计针对乘用车手动变速器进行设计研究。本设计以大众Polo变速器为参考，使用现代的机械设计方法，对变速器的传动比的计算、档位数的选择、齿轮和轴的设计计算以及轴承的选择等进行设计和研究，最终设计一款工艺简单化，更加轻量化的变速器。关键词：机械式变速器、传动比、齿轮、轴AbstractWiththedevelopmentofmodernscienceandtechnology,theautomobileindustryisalsodevelopingrapidly,andtheautomobileisdevelopingtowardslightweightandintelligentdirection.Asoneofthemostimportantpartsoftheautomobile,theperformanceofthetransmissiondirectlyaffectsthepowerandeconomyoftheautomobile.Itsfunctionmatchesthepowertransmittedbytheenginetothedrivingwheel,makingtheautomobileworkinthebestconditionundervariousworkingconditions.Agoodtransmissioncanimprovethecomfortofthecarandreducethedrivingnoise,whichisofgreatsignificancetothecar.Thisdesignaimsatthedesignandresearchofmanualtransmissionofpassengercar.ThisdesigntakestheVolkswagenPolotransmissionasareference,usesthemodernmechanicaldesignmethod,carriesonthedesignandtheresearchtothetransmissionratiocalculation,thegearnumberselection,thegearandtheshaftdesigncalculationaswellasthebearingselectionandsoon,finallydesignsatransmissionwiththetechnologysimplification,thelighterweight.Keywords：Mechanicaltransmission,Transmissionratio,Gear,Shaft第1章绪论11.1 研究背景11.2 研究目的与意义、发展现状11.2.1 目的及意义11.2.2 国内外发展现状11.3 本章小结2第2章机械式变速器的概述及其方案的确定32.1 变速器的功用和要求32.2 变速器结构方案的确定32.2.1 设计初始参数32.2.2 变速器传动机构的结构分析与型式选择32.2.3 倒档传动方案52.2.4 齿轮型式62.2.5 换档结构型式62.3 本章小结6第3章变速器主要参数的选择与主要零件的设计73.1 变速器主要参数的选择73.1.1 档数和传动比73.1.2 传动比范围73.1.3 变速各档传动比的确定73.1.4 中心距的选择93.2 齿轮参数的选择与设计93.2.1 齿轮参数的选择93.2.2 确定各档齿轮齿数103.3 本章小结17第4章变速器强度的计算及材料的选择184.1 齿轮损坏的原因及形式184.2 齿轮的强度计算与校核184.2.1 计算各轴的转矩184.2.2 齿轮强度计算194.2.3 齿轮接触应力Oj224.3 本章小结24第5章轴的设计与计算和轴承的选择与校核255.1 轴的设计计算255.1.1 轴的工艺要求255.1.2 初选轴径255.1.3 轴的强度计算265.2 轴承的选择及校核295.2.1 输入轴、输出轴的轴承选择与校核295.3 本章小结31第6章变速器同步器与操纵机构的设计326.1 同步器的机构及工作原理326.2 同步环主要参数的确定336.3 变速器的操纵机构设计346.4 本章小结34第7章变速器三维建模357.1 输入轴建模357.2 输出轴建模357.3 各档齿轮建模367.4 同步器装配图377.5 装配图387.6 本章小结38第8章结论39参考文献40致谢41第1章绪论1.1 研究背景随着时代的进步和人们消费水平的提高，汽车这一便利的交通工具，在人们的出行中占据着越来越大的使用率，人们对汽车的要求和期待值也越来越高，为汽车配备一款质量好，性能优良的变速器对汽车整体性能会有一个很大的提升。手动变速器面临的其他种类变速器的挑战还是非常巨大的，设计一款更加轻便、性能优良的手动变速器是非常有必要的。1.2 研究目的与意义、发展现状1.3 .1目的及意义变速器作为汽车的调配员，在汽车工作过程中发挥着不可代替的作用，他可以匹配发动机和动力系之间的动力传输，从而满足汽车行驶在各种工况下发动机都在最优的工作状态，也能达到提高汽车动力性和经济性的目的。现在活跃在市场上的变速器主要有：手动变速器（V为、自动变速器（A7）、手动/自动变速器（AM、无级变速器（CV乃。其中，手动变速器是历史最悠久的一个。有人预言,手动变速器麻烦的换档操作是汽车发展道路上的绊脚石，从事物进化的角度看，这样的预言不无道理，但是，从目前现实市场上活跃的变速器来说，这种预言还是比较片面的，首先，机械式变速器的动力性要更好，商用车广泛采用手动变速器，其次，手动变速器具有更好的操作体验，男司机和老司机更青睐于手动变速器在超车时带来的快感，而且，手动变速器更能有效提升驾校学生的驾驶技巧山，另外，它还有较高的传动效率和较好的燃油经济系。但是，其舒适性不是很突出且在出现特殊工况时，安全性也有待提高。机械式变速器在科技快速发展的过程中受到很多挑战，但仍得到很多汽车爱好者的青睐，只有不断优化设计，才能将这种古老的变速方式延续下去。本课题将在保证变速器零件结构和强度刚度可靠使用的条件下，进行提高其舒适性、轻量化和功率使用更大化设计。1.2.2国内外发展现状为了延续这种古老的变速方式，国内外相关设计人员对手动变速器进行优化改造和创新。在提高变速器可靠性方面，刘怡然提出要加强对轴承的结构分析和规范，其定力过度位置的可靠性可作为重要参考；而黄瑾媛、李时蕾和刘翔则以最基本的齿轮的可靠性为中心，进行复合模型分析和层层筛选以提高变速器的可靠性；都振海，李丽艳四综合了现代的研究方法对齿轮、传动器等进行精细化的设计，使机械式变速器的性能全面提高。钟承鹏，周碧波和张忠真网等人、张凌同样从齿轮入手，前者认为可以将齿轮模数设计成同等规格来降低成本和提高齿轮实用性，后者认为设计者研充分注意齿轮的体积、重量、大小等各方面数据进行详细的研究和修正来保证齿轮的实用性，二者同时提出可以适当增加档位数来改善汽车总体动力性。蒋澄灿，芮延年阿二人通过对复合轮系的研究，利用行星齿轮和周转齿轮的转化关系，设计一种新型变速器，很好的解决了大负荷启动困难的问题，且节能效果显著。章涛皿对变速器的齿轮模数、档位数、齿宽、角度最低档传动比等的初始数据后利用Romax软件对变速器进行建模设计、仿真分析,来进行优化。李淑廷四等人创新性的对机械式变速器进行多目标可靠性优化设计，缩小了变速器的体积，使机械式变速器的传动平稳性更好。而国外的EdSonLUeianODUqUe1等人应用HFE方法，提升换挡舒适性。MOhamedAWadaIIah网等人通过建立不同的动力系统的数学模型,对变速器进行开发仿真来达到优化设计的目的。G.LUCente等人建立混合模型将变速控制策略作为混合最优控制问题解决。PiotrBera同等人通过对物理关系以及对车辆动力学、燃油经济性、人体工程学和道路特性进行的分析，提出了一种新的手动变速器中的传动比计算算法。1.3本章小结机械式变速器正在面临着自动变速器等其他变速器的挑战，手动变速器这种古老的变速手段必须寻求新的变化，不断优化自身，结合最新科技，国内外相关设计者也正在不断尝试，寻找突破。第2章机械式变速器的概述及其方案的确定2.1变速器的功用和要求变速器的功能是给汽车在行驶工况下匹配相适应的发动机的扭矩和速度。使汽车具有当前工况下最优的牵引力和速度，变速器设计了倒档和空档，使车辆能向后行驶并可以将中断动力传输。能进行动力输出。变速器的要求：L保证动力性和经济性优良。设计变速器时，通过综合整车参数和配置的发动机参数设计合理的档位数、传动比来达到此要求。2 .工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，不应出现跳档、滑档和其他不正常的换档情况。操纵轻便可以减轻驾驶员的驾驶汽车是耗费的体力，也是能从侧面提高汽车的安全性。3 .结构紧凑。可以通过在合理的范围内缩小中心距来实现这一点，也可以通过选择和设计紧凑的零部件来控制。4 .有较高的传动效率。使变速器有良好的润滑减小摩擦损耗，设计更加合理的啮合等可以有效控制损耗的效率。5 ,噪声小。设计的变位齿轮啮合合理，零部件间工作平顺会减小噪音。6 .设置倒挡，可以使汽车向后行驶；有空挡，可以在一些工况下中断动力传输。2.2 变速器结构方案的确定2.2.1 设计初始参数1.5L手动全景乐享版为参考车型。本次设计拟以大众Polo2019款Plus车型参数：最大功率/最大扭矩：83kW145N.m最高车速km/h：190轮胎型号：185/65R15最大功率转速rpm：6000最大扭矩转速rpm：3900整备质量kg：11452.2.2 变速器传动机构的结构分析与型式选择两轴式和三轴式有级变速器变速器的应用最为广泛。两轴式变速器如图Ll所示。两轴式变速器的结构简单，操作轻便，中间轴式变速器相比之下就比较复杂了。这种变速器多配置在前置前驱的车辆上。如图所示，变速器的输出轴和主减速器的主动齿轮二者做成一体，这样可以简化工艺，使制造成本更低。图中两轴式变速器倒档使用直齿轮传动，其他前进档都采用了常啮合斜齿轮，可以看见图中同步器的放置位置，抵挡放在了输出轴上，高档放在输入轴上面，这是因为抵挡齿轮较小。图Ll两轴式变速器1第一轴；2第二轴；3同步器图1.2轿车中间轴式变速器1第一轴；2第二轴；3中间轴两轴式变速器也存在明显的不足，它的一档传动比会受到齿轮尺寸的限制，不可以太大，另外两轴式变速器没有直接档，所以当汽车在高速行驶时，齿轮间的碰撞比较激烈，增加了磨损，对轴承的使用寿命有影响。参考车型大众Polo为前置前驱，故本设计采用两轴式变速器。三轴式变速器如图L2所示，三轴式变速器主要优势是存在直接档，第一轴和第二轴是同轴的，所以直接档的相率相比其他档位更高一些，噪声小。另外，三轴式变速器的一档传动比在相同情况下可以设计的比两轴式大，这是三轴式变速器的第二优势，其劣势是:只有直接档传动效率较高，其他档位传动效率相对较低。目前有级式变速器斜齿轮的使用越来越多。因其寿命更长、噪音更低，但是其制造起来相对复杂。在目前使用的变速器中，在除倒档以外的其他档位上基本上应用的都是常啮合斜齿轮。2.2.2倒档传动方案图1.3变速器倒档传动方案图1.3为几种应用较多倒挡布置方案。图L3方案换档时使用上了一档，这样可以缩短轴长，但是也造成了换档困难。图1.3c所示方案以换档的不合理，来换取了较大的倒档传动比；图1.3d所示方案改善了并代替了图1.3c所示方案；图1.3e所示方案加长了一档倒档齿宽，将其做成了一体；图L3/所示方案可以使换档更为方便，使用在常啮合齿轮多的变速器上。1.3g所示方案被部分货车采用，因其可以减小变速器的尺寸。但此种方案需增加一根拨叉轴，将变速器结构变得复杂。本设计采用图L3f所示的传输方案。由于变速器在一档和倒车档时会受有很大的力，所以两轴轴齿轮和三轴式变速器的低档和倒车档都应该放在轴的支承附近，以减少轴的形变，可以减少磨损，然后从低速档到高速档排列，倒档和一档在换挡时会承受较大的力矩，一般布置在变速器轴的支撑附近。2.2.3 齿轮型式齿轮使用最多的是直齿轮和斜齿轮，相比之下，斜齿轮在啮合中存在轴向力，但是它的使用寿命更长，啮合过程中的声音更小，其优点更能盖过缺点，因此在变速器中常啮合齿轮都采用斜齿轮。直齿轮的应用相对较少，只在倒档或者一档出现。在本设计中，一档也采用常啮合齿轮。2.2.4 换档结构型式换档结构有三种：直齿滑动齿轮换档、啮合套换档、同步器换档。手动变速器采用同步器，可以保证换挡时齿轮不受影响，充分利用齿轮的强度，减少了换档时间，节省操作者的体力，可以有效提高安全性，而且这种类型也有益于实现造作自动化。本设计中采用同步器换档。2.3 本章小结本章主要介绍了变速器零部件和传动机构的方案，得到了本次都设计的最终方案，即设计两轴式变速器，选用如图1.3/所示的倒档布置,前进档和倒档分别使用斜齿轮和直齿轮，采用同步器换档，采用圆锥滚子轴承、滚针轴承。第3章变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.1 变速器主要参数的选择3.1.1 档数和传动比近年来，在排放和油耗的限制下，变速器的传动比有向密集化发展的趋势，即变速器的档数有增加的趋势目前，在市场上乘用车很少采用6档或者更多档位，基本上都采用45个档，商用车变速器档位数一般较多，是为了适应更多的行驶工况，有些商用车档位数在10个以上。本次设计乘用车变速器采用5个档位。3.1.2 传动比范围两轴式变速器没有直接档，但存在超速档，传动比在0.70.85之间。传动比范围的选择要求：1 .相邻齿轮之间的传动比之比要控制在1.8以下。2 .高档区相邻齿轮之间的传动比比值要比低档区相邻齿轮之间的比值小。本设计中最高档传动比初定为0.8。3.1.3 变速各档传动比的确定（1）初选传动比：nj0.377一（3.1）1S1O式中：Wamax最高车速（km/h）；np一发动机最大功率转速（rmin）；r一车轮滚动半径（加）；zgmin一变速器最小传动比乘用车取0.80；一主减速器传动比。由上文可知最高车速amax=190左加入；最高档传动比0.80；车轮滚动半径r=310.75mm;发动机转速=6000/min,贝J:zo=O.377×-2=0.377×ZgminMamaX6000X310.75xl(30.80×190=4.62(3.2)(2)确定变速器一档传动比i最低档传动比的选择，要根据汽车的最低稳定车速、汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑，最终来确定。汽车爬陡坡时，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服滚动阻力及爬坡阻力。故有:&mgfcos%nax+SInx)=MgknaX则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为：(3.3)->mgrrgTemaXiU77式中：m汽车总质量，1520左g；Q重力加速度9.8Nkg；“max道路最大阻力系数J=O0180.020,W=0.019;最大爬坡度角一般30%,约16.7。rr驱动轮的滚动半径，310.75mm；max发动机最大转矩，145Nm；Z0主减速比，4.62；汽车传动系的传动效率，轿车取0.90.92,故取0.9。根据驱动车轮与路面的附着条件(3.4)Imax'MG2.求得的变速器I档传动比为：B(15)式中：G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷，发动机前置前驱的乘册,满载前轴轴荷47%60%,取60%。0_路面的附着系数，计算时取¢=0.50.6,取0.6。根据公式(2.3)、(2.4)可得：A2.32,2.76,初选T=2.50。中间档位的传动比的公比为：根据上式可的出：q=l.33。故有：i2=1.88z3=1.41z4=1.063.1.4中心距的选择中心距是影响变速器轴向尺寸最重要的参数，在合理的范围内缩小中心距有利于实现汽车的轻量化，变速器的中心距4加明可根据经验公式初定：A=KAn（3-7）式中：A变速器中心距Ka中心距系数。对轿车，KA=899.3;7max变速器处于一档时的输出扭矩：7Imax=TemaXig1=348N加由上式可得到初始中心距A=62.665.4mm,初选中心距A=63mmo3.2齿轮参数的选择与设计3.2.1 齿轮参数的选择1 .模数每对齿轮都设计各自的模数可以相应提高齿轮的强度，而所有齿轮选用同一种模数，可以使加工方便，工艺性更好。变速器的齿轮模数范围大致如下：微型和轻型轿车为2.252.75,中级轿车为2.753.0。选用的模数应符合GB1357-1987的规定，按系列选用，优先选用第一系列，见表3.Io表3.1汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50本设计为小型轿车，选所有齿轮齿轮模数为加=2.50。2 .压力角国家规定的标准压力角为20。，所以本设计中采用的压力角为20。3 .螺旋角E大螺旋角可以减小变速器的啮合噪声，工作变得平稳，但是螺旋角也不应取的过大，过大的螺旋角会使齿轮啮合时轴向力增加，增大了轴承的受力和磨损，减小了轴承的寿命。乘用车两轴式变速器可在：A=2025。内选取，初选A=22。4 .齿宽宜齿b=k,m(左为齿宽系数，为4.57.5,这里取左c=7)；b=kcmn(为6.58.5,取勺=7)；5 .齿顶高系数齿轮的齿顶高系数4=1.0。3.2.2确定各档齿轮齿数确定各档齿数的时候，啮合齿的齿数不应该有公约数。(1)确定一档齿轮齿数一档采用的是常啮合斜齿轮，模数m=2.50,A=22。齿数和ZzZ=2Acos4:46.73,mn取47,修正后月=21.17。对齿轮进行变位设计既避免跟切、配凑中心距，又可以改善齿轮使用平滑性和强度等多方面的性能，所以齿轮的变位是一个非常重要的环节。凑配中心距A=(ZI+Z?)=63.00263mm(3.8)2cos端面啮合角CoSa=(Zl+Z2)coscr=1.0004cosaCOSa(3.9)cos2A'齿轮变位系数和为3配凑中心距，为高度变位。Z由4=2.50Z1+Z2=47得：ZlZ1=13,Z2=34,则=2.62变位系数Xl=W=0.235,取Xl=0.25,则x2=-0.25一档齿轮数据如表3.2o表3.2一档齿轮基本参数序号项目计算公式1端面压力角tan%=四旦=0.3903,%=21.32。cos2分度圆直径d=Z1mn/cos=34.85mmd=Z2mt=91.15mm3齿顶高4=(o+x)rnn=3.125mm儿=(o+x2m11-l875mm4齿根高hf=(0+c-xi)mn=2.5mmhf=(0+c-x2)mn-3J5mm5齿顶圆直径da=d+2ha=41.1mmda=d+2ha=94.90mm6齿根圆直径%=d2hf=29.85mmd,=d2hf=83.70mm7当量齿数Z=Z=16.0316cos3Zn=41.9342COS38齿宽b-Kcm=7x2.5=17.5mmb=Kcm=7x2.5=Yl.5mm(2)确定二档齿轮齿数二档齿轮为斜齿轮，初选螺旋尸2=22。Zh=2Acos/？2=46.73,取47,修正后为=21.17。mn配凑中心距：0+2/%=63.002632cos端面啮合角COSa=(Z3+Z4)cosorCOSacos2A齿轮变位系数和为0,配凑中心距，进行高度变位。由=1.88Z3+Z4=47得：Z3=17,Z4=30,则%2=1.76查变位系数线图可得：/=008,则=-0.08,二档齿轮数据如表3.3。表3.3二档齿轮基本参数序号项目计算公式1端面压力角tan%=0.3903=21.32°cos2分度圆直径d=Z3mn/cos=45.58mmd=Z4mt=80.42mm3齿顶高4=(o+)m11-2.7bmmha=(0+x4)mn=2.30mm4齿根高hf=(0+c-x3)mn=2.925mmhf=(0+C-X4)mn=3.325mm5齿顶圆直径dc=d+2ha=50.98mmda-d+2ha=85.02mm6齿根圆直径%=d2hf=39.73mmd,=d2hf=73.77mm7当量齿数ZQZ'=21.3321cos3ZZn=-38COS38齿宽b=Kcm=7x2.5=17.5mmb=Kcm=7x2.5=17.5mm(3)确定三档齿轮齿数三档齿轮为斜齿轮，初选螺旋夕3=22。Zh=2Ac°s63=46.73,取47,修正后四=21.17。mn配凑中心距：0+Z6)%=63.002632cos端面啮合角CoSa=(Z5+Z6)cosaCoSacos2A'齿轮变位系数和为0,配凑中心距，进行高度变位。Z由匕=1.41Z5+Z6=47得：Z、Z5=20,Z6=27,则，3=1.35查变位系数线图得:=0.07,6=-0.07,三档齿轮数据如表3.4表3.4三档齿轮基本参数序号项目计算公式1端面压力角tan%=0.3903=21.32°cos2分度圆直径d=Z5mn/cos=53.62mmd=Z6mt=72.39mm3齿顶高%=(o+)mn=2.675mm儿=(o+x4)mn=2.325mm4齿根高hf=(0+c-x5)mr=2.95mmhf=(0+C-X6)mn=3.30mm5齿顶圆直径dad+2ha-58.97mmda-d+2ha=77.04mm6齿根圆直径d,=d2hf=47.72mmdf=d_2hf=65.79mm7当量齿数Zn=23COS3Zn=33COS38齿宽b=Kcm=7x2.5=17.5mmb=Kcm=7x2.5=Yl.5mm(4)确定四档齿轮齿数四档齿轮为斜齿轮，初选螺旋/?4=22。Zh=2Acos4=46.73,取47,mn修正后用=21.17。配凑中心距：(Z7三63.002632cos端面啮合角CoSa=(Z7+Z8)COSdfCoSacos2A齿轮变位系数和为0,配凑中心距，为高度变位。由乙=1.06Z7+Z8=47得：ZqZ7=23,Z8=24,则%=1.04查变位系数线图得：必=0.02,则/=-0.02,四档齿轮数据如表3.5表3.5四档齿轮基本参数序号项目计算公式1端面压力角tan%=0.3903=21.32°cos2分度圆直径d=ZqmnlCGs=61.66mmd=ZMt=6434mm3齿顶高%=(o+X7)TrlrI-2.55mmha=(0+x4)mn=2.45mm4齿根高hf=(0+c-x7)mr=3.075mmhf=(0+C-X4)mn=3.175mm5齿顶圆直径da=d+2ha=66.76mmda-d+2ha=69.24mm6齿根圆直径df=d_2hf=55.51mmdf-d-2hf=57.99mm7当量齿数Z7Zn=28COS3Zn=30COS38齿宽b=Kcm=7x2.5=17.5mmb=Kcm=7x2.5=17.5mm(5)确定五档齿轮齿数五档齿轮为斜齿轮，初选螺旋昆=22。Zh=2"CosR=46.73,取47,mn修正后隹=21.17。配凑中心距：(Z9+Z10>=63.002632cos端面啮合角cosa=(Z9+Z10)cosacosacos2A齿轮变位系数和为O,配凑中心距，为高度变位。Z由Z4=0.8=-,Z9+Z10=47得：Z9=26,Z8=21,则匕=0.81查变位系数线图得：/=oa,则Xo=-s4，五档齿轮数据如表3.6表3.6五档齿轮基本参数序号项目计算公式1端面压力角tan%=0.3903=21.32°cos2分度圆直径d=Z9mn/cos=69.70mmd-ZIOmt=56.30mm3齿顶高儿=(o+x9)mn=2.600mm4=(o+%o)机=2.40Omm4齿根高hf=(0+c-x9)mr=3.025mmhf=(0+c-x10)mz=3.225mm5齿顶圆直径dc=d+2ha=74.90mmda-d+2ha=61.10mm6齿根圆直径df-d-2hf-63.7Ommdf-d-2hf=49.80mm7当量齿数Zn=|32COS3ZZn=26COS38齿宽b=Kcm=7x2.5=17.5mmb=Kcm=7x2.5=17.5mm(6)确定倒档齿轮齿数倒档设计为直齿轮，倒档齿轮J齿数一般在2133之间，初选Z2=25,输入轴齿轮齿数设计为A1=12,为保证倒档齿轮间不产生干涉运动，齿轮J和齿轮人齿顶圆之间应保持0.5mm以上的间隙，即满足以下公式：a-11-l0.5(3.10)22得213=33则倒档传动比为：7iR=上=2.75(3.11)zIl输入轴与倒挡轴之间的距离：A'J"+Z12)=4625.(3.12)2输出轴与倒档轴之间的距离：A'=%(42+.3)=725.(3.13)217-z由于ZIl=I2小于17,则4min=7U=0294,取Xn=0.35,则：x12=-0.35,¾-0.35；倒档齿轮参数如表3.7表3.7倒档齿轮基参数序号计算项目计算公式1分度圆直径dn=mz11=30mmz12=62.5mmz13=82.5mm2齿顶高%=(o+XII)机-3.375mmha-1.625mmha-3.375mm3齿根高hf=(0+c-x11)m=2.25mmhf=4mmhf=2.25mm4齿顶圆直径dad+2ha-36.75mmda=65.75mmda-89.25mm5齿根圆直径d于=d2hf=25.5mmdf=54.5mmdf=78mm6齿宽b=Kcm=7x2.5=Yl.5mmb=17.5mmb=17.5mm各档齿轮基本参数已经确定，变速器示意图如下:图3.1变速器简图3.3本章小结本章主要进行了齿轮传动比确定，中心距的初步选择，得到各档传动比后，对五个前进档和一个倒档的齿轮参数进行了设计，并将变速器的结构简图制作出来。第4章变速器强度的计算及材料的选择4.1 齿轮损坏的原因及形式齿轮器的主要损坏类型有：断齿、点蚀、齿面胶合。齿轮断裂有两种类型：一种是牙齿受到足够的冲击载荷，使牙齿断裂；另一种是在牙齿的循环载荷的作用下，牙根产生了裂纹，裂纹扩展深度逐渐增大，然后发生断裂。前者在传输中出现很少，而后者则出现很多。当齿轮工作时，齿轮啮合，啮合面压合在一起。齿面微裂纹中润滑油的油压增加，裂纹会膨胀，增加齿形误差，产生动应力，导致齿面断裂。通常，主动小齿轮最为严重。4.2 齿轮的强度计算与校核硬质合金钢广泛应用于变速器中。它不仅表面硬度高，而且心部硬度也高，这两者的提高可以有效提高齿轮的各方面特性。20CrMnTi是国产汽车变速器的主要材料。在应用20CrMnTi为变速器的主要材料后在对其进行调制处理，可显著增加变速器的强度、硬度、和韧性等各方面的性质。经调质后的材料表面硬度可达到5863HRC,内部硬度可达到3348印?。淬火提升材料的各方面性能，使零部件或者材料可以满足不同条件下的使用要求。回火可以改善材料结构的稳定性，使工件的几何形状保持的更为持久和性能更加优良。在本设计中，齿轮材采用20CrMnTi淬火、回火调质处理。4.2.1 计算各轴的转矩大众polo发动机最大扭矩为145Nm,齿轮传动效率为97%,离合器传动效率97%,轴承传动效率98%。则：输入轴(=Amaxl离承=145X0.97X0.98=137.837Nm输出轴一挡Tn=TlTJ承?J齿%=137.837×0.98×0.97×2.62=345.784Nm输出轴二挡T12=2=137837×0.98×0.97X1.76=230.609Nm输出轴三挡T13=137.837X0.98X0.97X1.35=176.888Nm输出轴四挡T14=4=137.837X0.98X0.97X1.04=136.269Nm输出轴五挡T15=TlTJ承TJ齿i5=137.837×0.98X0.97X0.81=106.133Nm倒挡ljli2=承一齿41-12=137.837×0.97×0.98×2.08=272.538Nmjl2.13=7"承7齿1/3=272.538×0.97×0.98×1.32=342.ONm4.2.2 齿轮强度计算齿轮弯曲强度计算图4.1齿形系数图(4.1)。二2TgKKfW7imizKcy式中：/一弯曲应力(MPa);Tg计算载荷(Nmm)；K0一应力集中系数，可近似取Kb=I.65；K/一摩擦力影响系数，主动齿轮K/=1.1,从动齿轮K/=0.9；b一齿宽(mm)；m模数；K,一齿宽系数；倒档取7y一齿形系数，如图4.1。当计算载荷7；取作用到变速器第一轴上的最大转矩TLmax时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在40085(W¼°计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲应力5v11,vvl2,。的3Z11=12,Z12=25,Z13=33,y11=0.154,y12=0.125,y13=0.165,¾11,12=272.538Nm,T1=137.837Nm,2,13=342.0NmW=J7=788.357MPa<400-850MPaW11ZnKcyn的Z2K/12=754.199MPa<400-850MPaln-uf=543>i71MPa<400850MPa所zucyn2,斜齿轮弯曲应力。卬=2TgCusK"应myKcKg式中：4一计算载荷，Nmm；外一法向模数，mm；z齿数；P-斜齿轮螺旋角，。；K。一应力集中系数，Kb=I.50；y齿形系数，可按当量齿数2=zcos34在图中查得;(齿宽系数，取7的一重合度影响系数，K=2.0o计算乘用车常啮合齿轮载荷4时，使用作用在第一轴的转矩4max时，许用应力应在180350MPa范围。(1)计算一挡齿轮的弯曲应力，vv2Z1=13,Z2=34,y1=0.124,y2=0.148,71=345.784Nm,7；=137.837Nm,2工CoSQKrTCF1=1"3=327.150MPa<180350MPay1KcK2Tucos/?KfT9=IIlb=279.874Pa<180-350MPany2KcK(2)计算二挡齿轮的弯曲应力Z3=17,Z4=30,y3=0.123,y4=0.146,Tn=230.609Nm,7；=137.837Nm,27；CoS力KbZ3rry3KcK二268.479MPaG80350MPa2TdCOsKC12.=214.437MPa180350MPa11Zny,KcK(3)计算三挡齿轮的弯曲应力Z5=20,Z6=27,y5=0.128,y6=0.136,73=176.888Nm,7；=137.837Nm27；CoS尸Kb必5咸=219.293MPa<180-350MPa0=M3：。S然。=W198MPaG80350MPaw611Z6mly6KcK(4)计算四挡齿轮的弯曲应力Z7=23,Z8=24,y1=Q.134,y8=0.135,4=136.269Nm,7；=137.837Nm=2TC,K0=Ra.151MPa<180350MPaW11Z1mty1KcK214cos尸K.crw814h=171.297MPa<180-350MPa(5)计算五挡齿轮的弯曲应力Z9=26,Z10=21,j9=0.143,¾o=O.138,=137.837Nm,75=106.133Nm2TC；sKns。.992MPa<8o-35OMPa就9%Kc(wlO2T5C,K=W159MPaG80350MPa兀ZIOmnyIoKCKe4.2.3齿轮接触应力jCyj=0.418ITgEp11"bd'cosacospzPb)(4.3)式中：j轮齿的接触应力，MPa；Tg计算载荷，N-mm；d,节圆直径，mm；