毕业设计（论文）三轴变速器设计.doc

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1、摘 要汽截至2014年底，我国机动车保有量达2.64亿辆，其中汽车1.54亿辆，作为汽车重要核心的传动系更是汽车不可分割的一部分，它的设计不容忽视。变速器是传动系的重要组成部件，也是决定汽车主要性能的部件之一，因此现代汽车变速器更加有必要向着节能、环保、安全、操纵轻便、可靠的方向不断提高，结构更加的简单、紧凑，传动效率更高。本次毕业设计是利用CAD技术以及、CA1040汽车为基础，原理分析。通过给定的发动机转速，最高车速，功率，最大爬坡度等条件，对其变速器进行结构参数等设计计算；变速器的档位数和传动比与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性。关键词：三轴式机械五挡变速器；齿轮；

2、同步器；轴；设计ABSTRACT As of the end of 2014, Chinas vehicle population reached 264000000, of which 154000000 cars, as an important core driving vehicle system is an integral part of the car, its design can not be ignored. An important part of the transmission drive system is one of the main parts, is to

3、determine the performance of the car, so the modern automobile transmission more necessary to energy saving, environmental protection, safety, convenient operation, reliable direction and constantly improve, more simple structure, compact structure, high transmission efficiency. This graduation desi

4、gn is the use of CAD technology and CA1040 car based, principle analysis. The given engine speed, maximum speed, maximum power, climbing and other conditions, the transmission calculation of structure parameters design; matching ratio optimization and engine parameters of transmission gear number an

5、d transmission, to ensure that the car has good power performance and economic efficiency. Keywords: Three axle five speed mechanical transmission; gear shaft; synchronizer; design;目 录摘 要IAbstractII第1章 绪 论11.1 概述11.2 国内外研究状况和发展方向1第2章 传动方案及零部件结构分析32.1 变速器的基本设计要求32.2 变速器传动机构布置方案32.2.1 倒档布置方案32.2.2 零部件

6、结构方案分析42.3 本章小结7第3章 变速器主要参数的选择与计算83.1 档数83.2 传动比确定83.3 中心距A的确定103.4 外形尺寸103.5 齿轮参数选择103.5.1 模数103.5.2 压力角113.5.3 螺旋角113.5.4 齿宽b123.6 各档齿轮齿数的分配133.7 变速器齿轮的变位173.8 本章小结20第4章 齿轮与轴的设计计算214.1 齿轮设计与计算214.1.1 齿轮材料的选择原则214.1.2 轴的转矩224.1.3 轮齿强度计算224.2 轴的设计计算324.2.1 轴的工艺要求324.2.2 初选轴的直径334.2.3 轴最小直径的确定344.2.4

7、 轴的强度计算344.3 轴承选择与校核514.3.1 一轴轴承514.3.2 二轴轴承534.3.3 中间轴轴承544.4 本章小结55第5章 变速器同步器及操纵机构565.1 同步器565.1.2 惯性式同步器565.1.3 主要参数的确定585.2 操纵机构605.2.1 概述605.2.2 典型操纵换档机构605.3 变速器壳体615.4 本章小结62结 论63参考文献64致 谢65第1章 绪 论1.1 概述轻型货车主要从事城市市区或农村间中短途距离运输的交通工具，具有机动灵活，快捷方便的优势，特别是在运输吨位不大且距离又比较近时，轻型货车便发挥出巨大优势。近几年来随着我国城市规模的不

8、断扩大，城市市区间越来越需要轻型货车。变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性和燃油经济性，进行轻型车的变速器设计，就是要从最基本的设计做起，在使设计的变速器满足使用要求的同时，积累经验，总结教训，为将来从事相关工作打好基础。本设计是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为设计原型，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，自己独立设计出符合要求的中间轴式五档变速器。其中本设计的重点部分是档位传动比的选择及计算依据、齿轮参数的选择计算及校核、二轴及中间轴的强度校核等。通过查阅图书馆电子资源和馆藏图书，了解变速器研究领域的最新发展动向；阅读关于变速器设计方面的书

9、籍，学习前人进行变速器设计的过程、步骤、方法和经验教训，解决设计过程中遇到的自己不能解决的问题；亲自去实验室动手拆装此类型的变速器，了解变速器的结构与工作原理进行变速器的设计和计算。此次轻型货车的变速器设计将基本满足轻型货车的使用要求，通过自己的分析、方案选择、设计计算和整理，能达到了预期的效果，完成此次毕业设计，并且通过运用计算机绘图提高了计算机绘图水平。毕业设计是对自己大学四年所学知识进行系统的综合运用，通过此次设计，了解了变速器设计的基本过程和在设计过程中应该注意的问题，学会了设计的过程和方法。1.2 国内外研究状况和发展方向变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车

10、技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域1，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。目前国内外的变速器主要向着自动变速器方向发展，自动变速器在实际中所占的比例越来越大，目前有一半以上的轿车和部分重型载货汽车上使用的是自动变速器。变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。根据轴的形

11、式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：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。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。目前自动变速器得到广泛的应用。变速器技术的发展动向如下：（1）节能与环境保护。变速器的节能与环境保护既包括传动系本身的节能与环境保护，也包括发动机的节能与保护。因此研究高效率的传动副来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染

12、物排放区运行。（2）应用新型材料。材料科学与技术是21世纪重点发展的科学技术领域。各种新型材料在变速器中的应用已经推动了汽车技术的发展和性能的提高。陶瓷材料、高分子聚合物、纳米材料、梯度材料、表面渡膜技术等独特的性能特点，将对变速器的性能产生重要的影响。（3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向。（4）智能化、集成化。变速器智能化、集成化是信息、电子集成技术和控制技术与变速器技术的结合。其特点是根据发动机的特性和汽车的行驶工况，通过计算机智能控制，实现对变速器传动比的实时控制，使发动机工作在最佳状态。将变速器智能化，并且普

13、及到大众化的汽车上2。这样的汽车可以依据驾车者的性情、路面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种因素，挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，确保安全。变速器的发展使汽车好像有了人的智慧，甚至比人更善于思索，它根据外界路面的变化，经过计算，代替人作出准确聪明的决断。随着科技的发展和汽车工业的不断向前进步，汽车自动变速器会越来越多的得到使用。第2章 传动方案及零部件结构分析变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。

14、变速器设有空档，可在发动机起动、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮工作。2.1 变速器的基本设计要求变速器在汽车底盘中具有很重要的作用，它的好坏直接决定汽车的使用寿命和经济性，因此变速器的设计必须满足以下要求：（1）保证汽车有必要的动力性和经济性；（2）设置空档，用来切断发动机的动力传输；（3）设置倒档，使汽车能倒退行驶；（4）设置动力输出装置；（5）换档迅速、省力、方便；（6）工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生；（7）变速器应有高的工作效率；（8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 2.2 变速器传动机构布置

15、方案2.2.1 倒档布置方案图2.2为常见的倒档布置方案。图2.2b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图2.2c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图2.2d方案对2.2c的缺点做了修改。图2.2e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.2f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，档换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒档传动采用图2.2g所示方案。缺点是一、倒档各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。图2.2 倒档布置方案本设计结合实际车型，在给定的任务书中已经确定是中间轴式变速器，全

16、部齿轮为常啮合齿轮，所以综合考虑，本身设计选择图2.2（f）形式进行设计。2.2.2 零部件结构方案分析1、齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种3。直齿轮仅用于一档和倒档。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计前进档选用斜齿轮，倒档选用直齿轮。2、换档机构变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。 采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。 常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换

17、档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。 使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。通过比较本设计前进档选用同步器换档，倒档选用结合套换档。3、防脱档设计自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：（1

18、）将两接合齿的啮合位置错开，如图2.3所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱档。（2）将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.6mm），这样，换档后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档，如图2.4所示。（3）将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜2。3。），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图2.5所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱档的效果。 图2.3 防止自动脱档的措施一 图 2.4防止自动脱

19、档的措施二 图2.5 防止自动脱档的措施三4、典型的操纵机构及其互锁装置图2.6 为典型的操纵机构图定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其他变速叉轴互被锁住，下面介绍几种常见的机构：（1）互锁销式图2.7是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。图2.7，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.7，b,c,d为某一叉轴在工作位置，而其他叉轴被锁住。图2.7 互锁销式工作原理（2）摆动锁块式图2-8为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体

20、上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其他两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。（3）转动钳口式图2.9为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。上海SH-130型载重汽车的变速器互锁机构就采用这种型式。图2.8 摆动锁块式互锁机构 图2.9 转动钳口式互锁机构上述操纵机构用于长头驾驶室时期车上，为操纵杆由驾驶一室底板伸出的直接操纵机构。对于平头驾驶室汽车，轻型载重汽车或小客车所采用的远距

21、离操纵机构（操纵杆在方向盘下），要加上一套联动机构。这种机构应有足够的刚性，并保证各连接件在灵活转动情况下，其间隙不能过大，否则会使换档手感不明显。为改善操纵轻便性，在小客车或重型载重汽车上的采用电磁、电力和液力控制，因其结构复杂并需要气源或液压源，在载重汽车上一般很少采用。5、变速器轴承的选择变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承4。变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，

22、并要求两者有相对运动的地方。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，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的缺点。本设计中间轴选用圆锥滚子轴承，二轴左端采用滚针轴承，二轴右侧用球轴承，一轴用球轴承。2.3 本章小结本章主要是对变速器传动方案进行选取和分析，选择中间轴式变速器为设计对象并且对零部件的结构进行分析和选取，选择合适的齿轮形式、换档机构和轴承进行变速器的设计。本章主要是从总体上进行变速器传动方案及零部件结构分析确定。附加一条广告，淘宝睿思设计工作室，有图，有真相，代做毕设，代画CAD/UG/CATIA。第3章 变速器主要参

23、数的选择与计算本次毕业设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，已知的CA1041整车主要技术参数如表3.1所示：表3.1 CA1041整车主要技术参数发动机最大功率66kw车轮型号R16（8级）发动机最大转矩210N.m主减速器传动比4.625最大转矩时转速2100r/min最高车速110km/h总质量4100kg后轴载荷2555kg3.1 档数增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。档数选择的要

24、求：（1）相邻档位之间的传动比比值在1.8以下；（2）高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。目前，轿车一般用45个档位变速器，货车变速器采用45个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车5。传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其它货车则更大。文中设计结合实际，变速器选用5档变速器，最高档传动比为1。3.2 传动比确定变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值。1、最低档传动比计算一档传动比应该满足最大驱动力用于克服车胎与路面的滚动阻力及最大爬坡力， (3.1

25、) （3.2）已知： 最大转矩，N.mm； 车轮半径，mm； 主减速器传动比，； 传动系传动效率；mg 汽车重力，mg=41009.8；，则代入公式（3.2）得到：=4.667根据车轮与路面的附着条件则 （3.3）在0.7-0.8之间取0.75，kg代入式（3.3）得到：由于本车为轻型车且无超速档，一档初选传动比不用过大，取4.90。2、其他各档传动比初选各档传动比为等比分配则6： 3.3 中心距A的确定文中设计为中间轴式变速器，初选中心距可根据经验公式计算7 （3.4）式中： 变速器中心距（mm）； 中心距系数，商用车=8.6-9.6；发动机最大转距=210（N.m）； 变速器一档传动比为4

26、.9； 变速器传动效率，取96%。将各参数代入式（3.4）得到：（8.6-9.6）=（8.6-9.6）9.9593=85.65-95.61mm货车的变速器中心距在80170mm范围内变化，初取A=92mm。3.4 外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器的壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考表3.2数据选用：表3.2 商用车变速器壳体的轴向尺寸四档（2.22.7）五档（2.73.0）六档（3.23.5）为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸为2.8=266mm。3.5 齿轮参数选择3.5.

27、1 模数齿轮模数选取的一般原则：（1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；（2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；（3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；（4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些。对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器齿轮模数范围大致表3.3：表3.3 变速器齿轮的法向模数微型、普通级轿车中级轿车中型货车重型货车2.252.752.753.003.54.54.56.0选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表3.4为国标GB/T1357

28、1987，可参考表3.4进行变速器模数的选择。表3.4 变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T13571987）第一系列11.251.52.002.503.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.5综合考虑文中设计由于低档受力较大，变速器一档及倒档为同一模数取3.5mm；二档三档为3.0mm；四档及一轴常啮合齿轮为2.5mm。3.5.2 压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或25等大些的压力角。 国家规定的

29、标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。本变速器为了便于进行角度变位，全部选用标准压力角20。3.5.3 螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低8。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上

30、同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。如图3.1所示：图3.1 中间轴轴向力的平衡欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：为使两轴向力平衡，必须满足：式中：作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力； 齿轮1、2的节圆半径；T 中间轴传递的转矩。货车变速器的螺旋角为：1826，一档的选择小些选为。3.5.4 齿宽b 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。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使

31、齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m（）的大小来选定齿宽,=,齿宽系数，斜齿为6.08.5。3.6 各档齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，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。变速器的传动及各部件如图3.2所示：1第一轴 2第一轴常啮合齿轮 3第一轴齿轮接合齿圈 4五档同步器锁环5、12、20结合套 6四档同步器锁环 7四档同步器接合齿圈 8第二轴四档齿轮 9第二轴三档齿轮 10三档齿轮接合齿圈 11三档同步器锁环 13、24、35花键毂 14二档同步器锁环 15二档齿轮接合齿圈 16第二轴二档齿轮 17第二轴一档齿轮 18一档

32、齿轮接合齿圈 19一档同步器锁环 21倒档档齿轮接合齿圈 22第二轴倒档齿轮 23第二轴 25中间轴倒档齿轮 26中间轴 27倒档轴 28倒档中间齿轮 29中间轴一档齿轮 30中间轴二档齿轮 31中间轴三档齿轮 32中间轴四档齿轮 33中间轴常啮合传动齿轮 34变速器壳体图3.2 CA1041变速器传动示意图1、一档齿数的确定一档传动比为：如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和，一档齿数和，直齿 斜齿 （3.5）中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车可在1217之间选取，本设

33、计取=15，初选， 代入公式（3.6）得到：取整得50，则。2、对中心距A进行修正因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据9。 （3.6） 将各已知条件代入式（3.6）得到：mm取整为95mm。3、常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即： （3.7） 已知各参数如下：代入式（3.7）得到：取整：，4、二档齿数的确定已知：由式子 （3.8） （3.9）此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： （3.10）联解上述（3.10），（3.8），（3.9）

34、三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得：，5、三档齿数的确定已知：由式子 （3.11） （3.12） （3.13）联解上式（3.11），（3.12），（3.13）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得：6、四档齿数的确定已知：由式子 （3.14） （3.15） （3.16）联解上述（3.14），（3.15），（3.16）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得：7、倒档齿数的确定初选 （22-23）之间，小于取为14，为33不发生运动接触所以合适。中间轴与倒档轴之间的距离的确定：取整65mm。二轴与倒档轴之间的距离确定：mm3.7 变速器齿轮的变位采用变位齿轮的原因：（1）配凑中心距；（2）

35、提高齿轮的强度和使用寿命；（3）降低齿轮的啮合噪声。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之和等于零。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接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多10。变位系数的选择原则：（1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数；（2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数；（3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中

36、除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。本设计采用角度变位来调整中心距。1、一档齿轮的变位已知条件：，由计算公式，代入得到：查机械设计手册齿轮变位系数表得到：2、 常啮合齿轮的变位已知条件：由计算公式代入得到：查机械设计手册齿轮变位系数表得到：3、二档齿轮的变位已知条件：，由计算公式代入得到：查机械设计手册齿轮变位系数表得到：4、 三档齿轮的变位已知条件：，由计算公式代入得到：查机械设计手册齿轮变位系数表得到：5、四档齿轮的变位已知条件：，由计算公式代入得到：查机械设计手册齿轮变位

37、系数表得到：6、倒档齿轮的变位，查机械设计手册齿轮变位系数表得到：3.8 本章小结本章主要是对变速器齿轮各参数进行选取，包括模数、压力角、螺旋角、齿宽等。在选定合适的参数条件下进行变速器齿轮齿数的设计计算，计算出常啮合齿轮的齿数、中心距、各前进档的齿轮齿数及倒档齿数等，使其达到本次设计的设计要求。对变速器齿轮进行变位计算以便为下一步的变速器齿轮强度校核提供数据。附加一条广告，淘宝睿思设计工作室，有图，有真相，代做毕设，代画CAD/UG/CATIA。第4章 齿轮与轴的设计计算4.1 齿轮设计与计算变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需

38、要对齿轮进行强度校核。4.1.1 齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料11。3、考虑加工工艺及热处理工艺大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿

39、轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。常啮合齿轮因其传递转矩较大，且一直参与传动，磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用20GrMNTi渗碳后淬火，硬度为5862HRC12。大齿轮用40Gr调质后表面淬火，硬度为4855HRC。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用20GrM

40、NTi渗碳后淬火，硬度为5662HRC，大齿轮40Gr调质后表面淬火，4655HRC；其余各档小齿轮用40Gr调质后表面淬火，硬度4855HRC，大齿轮用45钢调质后表面淬火，硬度4050HRC。4.1.2 各轴的转矩一轴转距 Nmm中间轴转距Nmm二轴各档转距：一档齿轮Nmm二档齿轮Nmm三档齿轮Nmm四档齿轮Nmm4.1.3 轮齿强度计算1、斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算 （4.1）式中：圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm）；法向模数（mm）;为斜齿轮螺旋角；应力集中系数，=1.50；齿面宽（mm）；法向齿距，；齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图4.1中查得；重合度影响系数，=2

41、.0。图4.1 齿型系数图将上述有关参数代入（4.1），整理得到： （4.2）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮对货车为100200MPa13。（1）一档齿轮弯曲强度校核已知参数：Nmm,Nmm查齿形系数图4.1得：； 代入公式（4.2）得：MPaMPa对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于250Mpa，均小于250Mpa，所以满足设计要求。（2）常啮合齿轮弯曲强度校核已知参数： ；Nmm,Nmm查齿形系数图4.1得：代入公式（4.2）得：M

42、PaMPa，均小于250MPa，所以满足设计要求。（3）二档齿轮弯曲强度校核已知参数：，Nmm,Nmm查齿形系数图4.1得：；代入公式（4.2）得：MPaMPa，均小于250Mpa，所以满足设计要求。（4）三档齿轮弯曲强度校核已知参数：，Nmm,Nmm查齿形系数图4.1得：；代入公式（4.2）得：MPaMPa，均小于250Mpa，所以满足设计要求。（5）四档齿轮弯曲强度校核已知参数：，；Nmm,Nmm查齿形系数图4.1得：；代入公式（4.2）得：MPaMPa，均小于250MPa，所以满足设计要求。2、直齿齿轮轮齿弯曲强度计算本设计中仅倒档为直齿轮传动式中： 弯曲应力； 圆周力（N），； 应力集中系数，为1.5； 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 摩擦力影响系数，主动齿轮为1.1，从动齿轮为0.9； 齿宽（mm）； 端面齿数（mm），为模数； 齿形系数；整