1、精選優質文檔-傾情為你奉上目錄2.2113.2齒輪材料及加工方法.1123.4齒輪彎曲強度計算123.5齒輪接觸應力計算. 143.6計算一檔齒輪的受力. 16的設計計算. 1770參考文獻. . 22第一章 設計方案1.1 設計方案和基本數據最大功率：57KW最高車速:134Km/h最大轉矩：105N·m整車總質量：1040Kg 最大轉矩轉速：3300r/min 最大功率轉速：5100r/min前輪胎規格：165/60 R14 乘用車（二軸式）基本參數如下表表1-1設計基本參數表1.2 變速器設計的基本要求對變速器如下基本要求. 1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。 2）設置空擋，

2、用來切斷發動機動力向驅動輪的傳輸。 3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現象發生。 7）變速器應當有高的工作效率。除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的檔數，傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。第二章 變速器主要參數的選擇 2.1變速器主要參數的選擇一、擋數增加變速器的擋數能改善汽車的動力性和經濟性。擋數越多，變速器的結構越

3、復雜，并且是尺寸輪廓和質量加大。同時操縱機構復雜，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下,該制約小換擋工作越容易進行。要求高擋區相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區相鄰擋位之間的傳動比比值小。近年來為了降低油耗，變速器的擋數有增加的趨勢。目前轎車一般用45個擋位，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用45個擋位或多擋。裝載質量在23.5T的貨車采用5擋變速器，裝載質量在48T的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。本次設計選用的是5擋變

4、速器。二、初選傳動比1、主減速器傳動比的確定發動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為： 式中：為汽車行駛速度（Km/h），為發動機轉速（r/min），為車輪滾動半徑（m），為變速器傳動比，為主減速器傳動比。設定的最高車速為144Km/h，最高檔為超速檔，傳動比取0.8，車輪滾動半徑由所選用的輪胎規格185/60R14可得r=0.28m，發動機轉速=(1.42.0) =44806400,取5000r/min。由公式可得=4.962、最低擋傳動比的計算按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求最大坡角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）用

5、公式表示為：式中：為為車輛總質量（N），為坡道面滾動阻力系數（瀝青路面中=0.010.02），取0.016，為發動機最大扭矩（Nm），為傳動效率（0.850.90），為最大爬坡度（一般轎車要求爬上30%的坡，大約16.7°）。由上式可得：=1.82 即根據驅動車輪件與地面附著條件：即： 式中：為驅動輪的地面法向反力，=；為驅動輪與地面的附著系數，在混凝土或瀝青路面取0.70.8，取0.8。此處取1140Kg（前置前驅汽車的前軸軸荷47%60%）。所以一檔傳動比的選擇范圍是初選一檔傳動比為最低穩定車速： =5.9 Km/h<10Km/h 合格分配各擋傳動比：選五檔 按等比級數分配

6、 所以 =1.37 三、初算中心距A初選中心距時，可根據下述經驗公式 (4-1)式中：變速器中心距（mm）；中心距系數，乘用車：=8.99.3，商用車：=8.69.6，多擋變速器：=9.511.0；發動機最大轉矩（Nm）；變速器一擋傳動比；變速器傳動效率，取96%。=105N.m=2.85 =58.762.36(mm)初選中心距=62 mm 2.2變速器齒輪的設計計算一、齒輪參數1、模數 表1汽車變速器齒輪法向模數車型乘用車的發動機排量V/L貨車的最大總質量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模數/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表2汽車

7、變速器常用齒輪模數一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50根據表1、表2本次設計，一、二、倒檔齒輪的模數定為2. 5mm，三四五檔模數為2.25。2、壓力角壓力角較小時，重合度大，傳動平穩，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。變速器齒輪壓力角為 20 3、螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩、噪聲降低。試驗還

8、證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍然繼續上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發，并不希望用過大的螺旋角，以1525為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大螺旋角。斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用：轎車兩軸式變速器為 2025°初選的螺旋角=22 4、齒寬b應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。考慮到盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩的優點被削弱，還會使工作應力增加。使用寬些的齒寬，工作時會因

9、軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據齒輪模數m的大小來選定齒寬。直齒：b=m， 為齒寬系數，取為4.58.0 斜齒：b=，取6.08.5 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數，可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩性和齒輪壽命。二、各擋齒輪齒數的分配在初選中心距，齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的擋數，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。一、二、三、四、五擋選用斜齒輪，倒擋選用直齒輪。1、 齒輪齒數的確定一檔： 斜齒=2A/ =2A/m=（262cos22）/2.5=45.98計算后取整=46，然后進行大小齒輪齒數的分配。 取=13 =

10、33 所以 二檔： 取46 解得： 所以 三檔： 取51 解得： 所以 四檔： 取51 解得： 所以五檔： 取51 解得： 所以 2、對中心距進行修正因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據和齒輪變位系數新計算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。修正后中心距一二檔: A=mm ， 三四五檔 ：A=mm 。3、確定倒擋齒輪齒數倒檔齒輪選用的模數往往與一檔接近，取模數為2.5，倒檔齒輪的齒數一般在2123之間，選=21。 = =三、確定齒輪參數一擋齒輪變位后參數：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數和：=0.21 =0.38 =-0

11、.17- =0.218分度圓直徑: =88.95mm齒頂高 =2.905mm =()=1.53mm 齒根高=（+-）=2.175mm =(+- )=3.55mm全齒高 =+=5.08mm =+=5.08mm齒頂圓直徑：=40.86mm =92.01mm齒根圓直徑：=30.7mm =81.85mm當量齒數 =16.3 = =41.37二檔齒輪變位后參數：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數和：=0.21 =0.31 =-0.1- =0.228分度圓直徑: =83.55mm齒頂高 =2.73mm =()=1.705mm齒根高=（+-）=2.35mm =(+-)=3.

12、375mm全齒高 =5.08mm =5.08mm齒頂圓直徑：=45.91mm =86.96mm齒根圓直徑：=35.75mm =76.8mm當量齒數 = = 18.8 = =38.86三檔齒輪變位后參數：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數和：=0.32 =0.23 =0.090.048- =0.272分度圓直徑: =75.37mm齒頂高 =2.156mm =()=1.84mm齒根高=（+-）=2.295mm =(+-)=2.61mm全齒高=4.45mm =4.45mm齒頂圓直徑：=52.941mm =79.051mm齒根圓直徑：=44.04mm =70.15mm

13、當量齒數 = =25.24 = =39.12四檔齒輪變位后參數：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數和：=0.32 =0.18 =0.140.048- =0.272分度圓直徑: =68.07mm齒頂高 =2.043mm =()=1.953mm齒根高=（+- ）=2.4075mm =(+-)=2.495mm全齒高 =4.45mm =4.45mm齒頂圓直徑：=60.006mm =71.976mm齒根圓直徑：=51.105mm =63.08mm當量齒數 = =30.28 = =34.07五檔齒輪變位后參數：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變

14、位系數和：=0.32 =0.13 =0.190.048- =0.272分度圓直徑: =55.92mm齒頂高 =1.9305mm =()=2.066mm齒根高=（+-）=2.52mm =(+-)=2.385mm全齒高=4.45mm =4.45mm齒頂圓直徑：=71.941mm =60.051mm齒根圓直徑：=63.04mm =51.15mm當量齒數 = =35.33 = =29.02倒檔齒輪變位后參數：角度變位后的端面壓力角： 查表得變位系數和：=0 =0.23 = -0.23 =0.230- =0分度圓直徑: =27.50mm =52.50mm =80mm齒頂高 =3.075mm =()=1.

15、925mm =3.075mm齒根高=（+-）=2.55mm =(+-)=3.70mm=（+-）=2.55mm全齒高=5.625mm =5.625mm =5.625mm齒頂圓直徑：=33.65mm =56.35mm =86.15mm齒根圓直徑：=22.40mm =45.10mm =74.90mm第三章 齒輪的校核3.1 齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。3.2 齒輪加工方法及材料與其他機械行業相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用條間仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。如汽車變

16、速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒和磨齒精加工 ，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。國內汽車常用的變速器齒輪材料有20GrMnTi、20GrMn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。滲碳齒輪的表面硬度為5863HRC，心部硬度為3348HRC。本次設計中齒輪的材料選用20GrMnTi，一般設計中軸與齒輪的材料選取應相同，所以此次設計中軸的材料也選用20GrMnTi3.3 計算各軸的轉矩 發動機最大轉矩為130Nm，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 輸入軸 輸出軸一檔=100.842×0.98

17、15;0.98×2.54= 274.082Nm 輸出軸二檔=100.842×0.98×0.98×2.07= 200.477Nm 輸出軸三檔=100.842×0.98×0.98×1.55= 150.115Nm 輸出軸四檔=100.842×0.98×0.98×1.125= 108.955Nm 輸出軸五檔=100.842×0.98×0.98×0.82=79.416 Nm 倒擋軸 =123.55×0.98×0.98×1.91=184.893 N

18、m =190.22×0.98×0.98×1.52=270.585Nm3.4 齒輪彎曲強度計算斜齒輪彎曲應力 式中：計算載荷（N·mm）；法向模數（mm）；齒數；斜齒輪螺旋角（°）；應力集中系數，=1.50；齒形系數，可按當量齒數在圖中查得；齒寬系數=7.0重合度影響系數，=2.0。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180350MPa范圍，對貨車為100250MPa。圖5-1 齒形系數圖一檔齒輪的彎曲應力：=13，=33，=0.158，=0.158，=100.842N.m，=274.082N.m

19、，=21.96°= =215.44MPa<180350MPa= =206.67MPa<100250MPa二檔齒輪的彎曲應力：=15，=31，=0.138，=0.143，=100.842N.m，=200.477N.m，=21.96° =197.33MPa<180350MPa=183.93MPa<100250MPa三檔齒輪的彎曲應力： =20，=31，=0.154，=0.155，=100.842N.m，=150.115N.m，=22.27° =181.93MPa<180350MPa=173.21MPa<100250MPa四檔齒輪的彎

20、曲應力： =23，=28，=0.156，=0.154 =100.842N.m，=108.955N.m，=22.27° =149.33MPa<180350MPa=145.28MPa<100250MPa五檔齒輪的彎曲應力：=28，=23，=0.155，=0.154，=100.842N.m，=79.416N.m，=22.27° =133.60MPa<180350MPa=124.31MPa<100250MPa倒檔齒輪的彎曲應力：=11，=21，=32，=0.135，=0.114，=0.135，=100.842N.m，=184.893N.m ，=270.585

21、Nm，=7 =717.75MPa<400850MPa=816.31MPa<400850MPa=662.03MPa<400850MPa為摩擦力影響系數，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.93.5 輪齒接觸應力計算 （4.3）式中：輪齒的接觸應力（M Pa）；計算載荷（N.mm）；節圓直徑(mm)；節點處壓力角（°），齒輪螺旋角（°）；齒輪材料的彈性模量（M Pa）；齒輪接觸的實際寬度(mm)；、主、從動齒輪節點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、主、從動齒輪節圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表4.1

22、。彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬，k取7表4.1變速器齒輪的許用接觸應力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700計算齒輪的接觸應力 ： =100.842N.m，=274.082N.m，=， ， 節圓直徑：=35.05mm =88.95mm =1244.76MPa<19002000MPa =1217.24MPa<19002000MPa =840.35MPa<19002000MPa =824.24MPa<19002000MPa =962.51MPa<190020

23、00MPa =943.29MPa<19002000MPa =999.59MPa<19002000MPa =919.55MPa<19002000MPa =925.04MPa<19002000MPa =906.13MPa<19002000MPa =1472.09MPa<19002000MPa=1409.50MPa<19002000MPa=1154.36MPa<19002000MPa綜合齒輪的彎曲應力和接觸應力，此次設計的齒輪均基本滿足強度要求。3.6 齒輪的受力分析 一擋齒輪的受力： =100.842N·m, =274.082N·

24、m =35.05mm =88.95mm 6162.61N 2258.19N 2418.48N 2320.17N 2484.85N 倒擋齒輪的受力：=100.842Nm，=184.893Nm，=270.585Nm，=27.5mm，=52.5mm，=80mm7333.39Nm，10308Nm，6764.63Nm2669.34Nm，3751.81Nm，2462.12Nm 第四章 軸的設計計算4.1軸的強度計算變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會發生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性

25、和工作噪聲的均有不利影響。因此，在設計變速器軸時，器剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據經驗和已知條件來初選軸的直徑，然后根據公式進行相關的剛度和強度方面的驗算。4.2初選軸的直徑第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1）式中：為經驗系數，=4.04.6；發動機最大轉矩（Nm）。4.3軸的強度驗算 軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為。 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.1×105MPa；慣性矩（mm4），對于實心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、齒輪上的作

26、用力矩支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。4.3軸的剛度一擋輸入軸：=2258.19N，=35.05mm，=21.75mm,=195mm =173.25mm=0.001mm<=0.003mm<所以 =410-4rad<0.002rad倒擋輸出軸：=2462.12N，=80mm，=23.75mm，=195.5mm， =171.75mm=0.018mm<=0.049mm<所以 =6×10-4rad<0.

27、002rad4.4軸的強度計算（1）輸入軸強度計算=35.05mm，=100.842N.m，=21.75mm，=35.05mm,=195mm 21.75173.25豎直111.19NM水平豎直39.1140.6679.76169.98合成=5754.18N.m，=2258.19N=2320.17N.m1) 求H面內支反力、和彎矩 2)求V面內支反力、和彎矩 由以上兩式可得 第五章軸承校核5.1輸入軸軸承校核5.2初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號32209，轉速=5000r/min，查機械設計實踐該軸承的=N，=N，=0.35，預期壽命=30000h5.12計算軸承當量動載荷=3537.95/3438.18=1.03=0.35。查機械設計原理與