目 錄 0 緒論 0.1 本次畢業(yè)設(shè)計的目的與意義 0.2 變速驅(qū)動橋簡介 0.3 變速驅(qū)動橋設(shè)計的基本要求 1 變速器的總體方案設(shè)計 1.1 變速器的功用及設(shè)計要求 1.2 變速器傳動機構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析 1.2.1 三軸式變速器與兩軸式變速器 1.2.2 倒檔的布置方案 1.2.3 軸承的選擇 2 變速器齒輪的設(shè)計 2.1 確定主減速器傳動比 2.2 最抵檔傳動比計算 2.3 各擋齒輪的參數(shù) 2.4 齒輪校核 2.4.1 變速器齒輪彎曲強度校核 2.4.2 輪齒接觸應力校核 3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計 3.1 初選軸的直徑 3.2 軸的強度校核 3.3 軸的剛度校核 4 主減速器 4.1 主減速器結(jié)構(gòu)形式的確定 4.1.1 主減速器的輪齒類型的選擇 4.1.2 主減速器減速形式的選擇 4.2 主減速器基本參數(shù)的選擇與設(shè)計計算 4.2.1 主減速齒輪計算載荷的確定 4.2.2 從動齒輪大端分度圓直徑2D和端面模數(shù) m 4.2.3 主、從動齒輪齒面寬 1b 和 2b 4.2.5 主減速器齒輪齒頂高系數(shù)與頂隙系數(shù) 4.2.6 主減速器齒輪中心距 A 4.3 齒輪的基本參數(shù) 5 差速器 5.1 差速器作用 5.2 差速器原理結(jié)構(gòu) 5.3 對稱式圓錐行星齒輪 差速器的設(shè)計 5.4 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計和計算 5.5 差速器齒輪的材料 6 結(jié)論 變速驅(qū)動橋設(shè)計 0 緒論 0.1 本次畢業(yè)設(shè)計的目的與意義 隨著經(jīng)濟和科學技術(shù)的不斷的發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產(chǎn)業(yè)，汽車的使用已經(jīng)遍 布全國。而隨著我國加入 WTO，人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級消費品已進入平常家庭。 在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨的是機遇和挑戰(zhàn)。隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設(shè)計出經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設(shè)計者的緊迫問題。在面臨著前所未有的機遇同時，不得不承認在許多技術(shù)上，我國與發(fā)達國家還一定的差距，所以我們要努力為我國的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。 經(jīng)過這幾年的刻苦學習，我掌握了多門基礎(chǔ)知識和專業(yè)知識。在大學畢 業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委和學校的要求，進行了對轎車五檔變速器的設(shè)計。畢業(yè)設(shè)計是對每個大學生進行知識掌握與實際運用的一次大檢閱，充分體現(xiàn)了一個設(shè)計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。通過本次設(shè)計，我將進一步鞏固所學的知識，提高實際運用能力，并為以后參加工作打下良好的基礎(chǔ)。 0.2 變速驅(qū)動橋簡介 驅(qū)動橋從結(jié)構(gòu)特點上可分為整體式（非斷開）驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋兩種。從其功能特點上又可分為獨立式驅(qū)動橋和變速驅(qū)動橋。 驅(qū)動橋的主減速器、差速器和橋殼、半軸等都安裝在一個獨立的驅(qū)動橋殼中，與其他動力總成相互獨立存在， 成為獨立式驅(qū)動橋。如載貨汽車驅(qū)動橋基本都為獨立式驅(qū)動橋。而轎車上，絕大部分車型為發(fā)動機前置前橋驅(qū)動形式，此時，把變速器和驅(qū)動橋兩個動力總成合為一體，布置在一個殼體內(nèi)，變速器輸出軸也就是主減速器的輸入軸，稱此種橋為變速驅(qū)動橋。此種結(jié)構(gòu)在轎車上得到了十分廣泛的應用。 0.3 變速驅(qū)動橋設(shè)計的基本要求 1）為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出如下設(shè)計要求： 應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 設(shè) 置空檔，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設(shè)置倒檔，使汽車可以倒退行駛。 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零 件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 貫徹零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)標準和法規(guī)。 需要時應設(shè)計動力輸出裝置。 2）驅(qū)動橋設(shè)計的是否合理直接影響到汽車使用性能的好壞。因 此，設(shè)計驅(qū)動橋時應當滿足如下基本要求： 選擇適當?shù)闹鳒p速比 ,以保證汽車具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。 外廓尺寸小 ,保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求。 齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn) ,噪聲小。 在各 種載荷和轉(zhuǎn)速工況下 ,具有較高的傳動效率。 保證足夠的強度和剛度條件下，盡可能降低質(zhì)量 ,尤其是簧下質(zhì)量 ,以減少不平路面的沖擊載荷 ,從而提高汽車行駛平順性。結(jié)構(gòu)盡量簡單，工藝性好。 1 變速器的總體方案設(shè)計 1.1 變速器的功用及設(shè)計要求 變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置，又稱變速箱。它作為汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉(zhuǎn)變從發(fā)動機曲軸傳出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒 退行駛和在起動發(fā)動機以及汽車滑行或停車時使發(fā)動機與傳動系保持分離；必要時還應有動力輸出功能。 為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出如下設(shè)計要求。 應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設(shè)計時， 根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 設(shè)置空檔，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設(shè)置倒檔，使汽車可以倒退行駛。 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行 駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 貫徹零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計要求，遵守 有關(guān)標準和法規(guī)。 需要時應設(shè)計動力輸出裝置。 1.2 變速器傳動機構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析 變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。有級變速器按根據(jù)前進檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋 軸線式和綜合式的。其中固定軸式應用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。 1.2.1 三軸式變速器與兩軸式變速器 現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動方案 。 三軸式變速器如圖 1.1 所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 圖 1.1 轎車三軸式四檔變速器 1 第一軸； 2 第二軸； 3 中間軸 兩軸式變速器如圖 1.2 所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力 -傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低 6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動 機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動。 圖 1.2 由于本設(shè)計的汽車是發(fā)動機前置，前輪驅(qū)動，因此采用二軸式變速器。 本次設(shè)計為兩軸式五檔變速器。 如圖 1.3 所示： 圖 1.3 兩軸式五檔變速器 1 輸入軸 2 輸入軸一檔齒輪 3 輸入軸倒檔齒輪 4 倒檔軸 5 倒 檔軸倒檔齒輪 6 輸入軸二檔齒輪 7 輸入軸三檔齒輪 8 三、四檔同步器 9 輸入軸四檔齒輪 10 支撐 11 輸入軸五檔齒輪 12 五檔同步器 13 輸出軸 14 輸出軸五檔齒輪 15 輸出軸四檔齒輪 16 輸出軸三檔齒輪 17 輸出軸二檔齒輪 18 一、二檔同步器 19 輸出軸倒檔齒輪 20 差速器半軸齒輪 21 差速器星行星齒輪 1.2.2 倒檔的布置方案 常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案如圖 1.4 有以下幾種： 圖 a 為常 見的倒擋布置方案。在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 圖 b 所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 圖 c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。 圖 d 所示方案針對前者的缺點做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。 圖 e 所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加 長。 圖 f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。 為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 g 所示方案。其缺點是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復雜一些。 綜合考慮，本次設(shè)計采用圖 f 所示方案的倒檔換檔方式 圖 1.4 變速器倒檔換擋方式 1.2.3 軸承的選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方 。 變速器中采 用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 由于本設(shè)計的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。 2 變速器齒輪的設(shè)計 主要參數(shù)： 發(fā)動機最大輸出功率 /轉(zhuǎn)速： 81kw/6000 rpm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 /轉(zhuǎn)速： 146N.m/3600 rpm 最高車速： 175km/h 汽車總質(zhì)量： 1545kg 汽車傳動系統(tǒng)的布置形式： FF 發(fā)動機的布置方式：橫置 輪胎： 185/60 R14 2.1 確定主減速器傳動比 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為： 03 77.0 ii rnuga （ 2.1 ） au 汽車行駛速度（ km/h）； n 發(fā)動機轉(zhuǎn)速（ r/min）； r 車輪滾動半徑（ m）； gi 變速器傳動比； 0i 主減速器傳動比。 已知：最高車速maxau=maxav=175 km/h；最高檔為超速檔，傳動比gi=0.88；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 185/60R14 得到r =28(mm)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速 n = pn =6000（ r/min）；最高檔傳動 比 85.0gi ；由公式（ 2.1）得到主減速器傳動比計算公式： 38.417385.0 10286 0 0 0377.0377.0 20 ag uinri 2.2 最抵檔傳動比計算 按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角max坡道時，驅(qū)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）。用公式表示如下： maxmax0max s i nc o s GGfriiT tge （ 2.2 ） G 車輛總重量 (N)； f 坡道面滾動阻力系數(shù) (對瀝青路面 =0.010.02)； maxeT 發(fā)動機最大扭矩 (N m)； 0i 主減速器傳動比； gi 變速器傳動比； t 為傳動效率（ 0.85 0.9）； R 車輪滾動半徑； max 最大爬坡度（一般轎車要求能爬上 30%的坡，大約 7.16 ） 由公式（ 2.2）得： teg iTrGGi0m a xm a xm a x1 )s inc o s( （ 2.3 ） 已知： m=1545kg； 15.0f ； 7.16max ； r=0.28m； 146max eT N m；38.40 i ； g=10m/s2；88.0t ，把以上數(shù)據(jù)代入（ 2.3）式： 42.388.038.4146 28.0)7.16s i n1015457.16c o s15.0101545(1 gi 滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： ntge Fr iiT 10m ax ； teng iT rFi 0max1 （ 2.4 ） nF 驅(qū)動輪的地面法向反力， gmFn 1； 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對干燥凝土或瀝青路面 可取 0.7 0.8 之間。 已知：前輪軸荷 m%701 m ； 取 0.7，把數(shù)據(jù)代入（ 2.4）式得： 66.388.038.4146 28.07.07.0101 5 4 51 gi 所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是： 66.342.3 1 gi 初選一檔傳動比為 3.45。 按等比 級數(shù)分配其它各檔傳動比，即： qiiiiiiii 54433221 42.185.045.34451 iiq 20.142.171.171.142.143.243.242.145.3342312qiiqiiqii 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算： 3 1m ax geA iTKA （ 2.5 ） A 變速器中心距（ mm）； AK 中心距系數(shù)，乘用車 AK =8.99.3；取 K=9.3 maxeT 發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為 146（ N m）； 1i 變速器一檔傳動比為 3.45； g 變速器傳動效率，取 96%。 A mm996.7296.045.31463.9 3 初取 A=73mm。 2.3 各擋齒輪參數(shù) 各擋齒輪的變位系數(shù)根據(jù)變位系數(shù)線圖來選取： 圖 2.3 變位系數(shù)線圖 1、模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。 表 2.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表 2.1 選取各檔模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 am /t 1.0V1.6 1.6V2.5 6.0 am 14 模數(shù)nm/mm 2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00 為 5.2nm，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。 2、壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 對于轎車，為了降低噪聲，應選用 14.5 、 15 、 16 、 16.5等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用 22.5 或 25等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標準壓力角為 20 ，所以普遍采用的壓力角為 20 。嚙合套或同步器的壓力角有 20 、 25 、 30 等，普遍采用 30 壓力角。 本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角 20 。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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(wěn)、噪聲降低。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于 30 時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。 本設(shè)計初選螺旋角全部為 23 。 4、齒寬 b 齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳 動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù) nmm的大小來選定齒寬： 斜齒ncmkb，ck取為 6.0 8.5，取 7.8 5.195.28.7 nc mkb mm 5、齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.75 0.80 的短齒制齒輪。 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1.00 的細高齒。 本設(shè)計取為 1.00。 一檔： 45.3121 zzi 76.535.223c o s7325.223c o s2hnnhzmmAz 取整得 54。 1z =13，則 412 z 。 則一檔傳動比為： 15.31341121 zzi mm33.7323c o s2 5.2)4113(c o s2 )( 21, nmzzA 對一擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角 c o s/ta nta n nt ot 57.21 端面嚙合角 tt AA coscos , = 57.21cos7333.73 91.20, 12zzU= 15.31341 變位 系數(shù)之和 查表得 n =0.18 43.01 n 25.02 n 132.0-5.2 33.7373 nn m AAy 312.0132.018.0 nn yny 分度圓直徑 : mmzmdn 31.35c o s 11 mm35.111c o s 22 zmd n 齒頂高 : nnnaa myhh )( 1*1 =2.795mm nnnaa myhh )( 2*2 =1.095mm 齒根高 : nnnaf mchh )( 1*1 =2mm nnnaf mchh )( 2*2 =3.75mm 全齒高 : mm.hhh fa 7954 111 齒頂圓直徑 : 111 2d aa hd =40.9mm 2222d hada =113.54mm 齒根圓直徑 : 111 2 ff hdd =31.31mm 222 2 ff hdd =103.85mm 當量齒數(shù) : 1nz=31cos z =16.667 2nz=32cos z =52.566 二檔： 43.2341 zzi 76.535.223c o s7325.223c o s2hnnhzmmAz 取整得 54。 3z =16，則 384z 。 則二檔傳動比為： 38.21638342 zzi mm33.7323c o s2 5.2)3816(c o s2 )( 43, nmzzA 對二擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角 c o s/ta nta n nt ot 57.21 端面嚙合角 tt AA coscos , = 57.21cos7333.73 91.20, 34zzU = 38.21638 變位系數(shù)之和 查表得 n =0.18 38.03 n 2.04 n 132.0-5.2 33.7373 nn m AAy 312.0132.018.0 nn yny 分度圓直徑 : mmzmdn 45.43c o s 33 mm2.103c o s 44 zmd n 齒頂高 : nnnaa myhh )( 3*3 =2.67mm nnnaa myhh )( 4*4 =1.22mm 齒根高 nnnaf mchh )( 3*3 =2.175mm nnnaf mchh )( 4*4 =3.625mm 全齒高 333 fhhah =4.845mm 齒頂圓直徑 333 2 aa hdd =48.79mm 444 2 aa hdd =105.64mm 齒根圓直徑 333 2 ff hdd =39.1mm 444 2 ff hdd =95.95mm 當量齒數(shù) 3Zn =33cosz =20.514 4nz=34cos z =48.720 三檔： 71.1563 zzi 76.535.223c o s7325.223c o s2hnnhzmmAz 取整得 54。 5z =20，則 346z 。 則三檔傳動比為： 7.12034563 zzi mm33.7323c o s2 5.2)3420(c o s2 )( 65, nmzzA 對三擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角 c o s/ta nta n nt ot 57.21 端面嚙合角 tt AA coscos , = 57.21cos7333.73 91.20, 56zzU = 7.12034 變位 系數(shù)之和 查表得 n =0.18 28.05 n 1.06 n 132.0-5.2 33.7373 nn m AAy 312.0132.018.0 nn yny 分度圓直徑 : mmzmdn 32.54c o s 55 mm34.92c o s 66 zmd n 齒頂高 nnnaa myhh )( 5*5 =2.42mm nnnaa myhh )( 6*6 =1.47mm 齒根高 nnnaf mchh )( 5*5 =2.425mm nnnaf mchh )( 6*6 =3.375mm 全齒高 555 fa hhh =4.845mm 齒頂圓直徑 555 2 aa hdd =59.16mm 666 2 aa hdd =95.28mm 齒根圓直徑 5255 hfddf =49.47mm 666 2 ff ddd =85.59mm 當量齒數(shù) 5nz=35cos z =25.64 6nz=36cos z =43.59 四檔： 2.1784 zzi 76.535.223c o s7325.223c o s2hnnhzmmAz 取整得 54。 7z =25，則 298z 。 則四檔傳動比為： 16.12529784 zzi mm33.7323c o s2 5.2)2925(c o s2 )( 87, nmzzA 對四擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角 c o s/ta nta n nt ot 57.21 端面嚙合角 tt AA coscos , = 57.21cos7333.73 91.20, 78zzU= 16.12529 變位系數(shù)之和 查表得 n =0.18 18.07 n 08 n 132.0-5.2 33.7373 nn m AAy 312.0132.018.0 nn yny 分度圓直徑 : mmzmdn 90.67c o s 77 mm76.78c o s 88 zmd n 齒頂高 nnnaa myhh )( 7*7 =2.17mm nnnaa myhh )( 8*8 =1.72mm 齒根高 nnnaf mchh )( 7*7 =2.675mm nnnaf mchh )( 8*8 =2.5mm 全齒高 777 fa hhh =4.845mm 齒頂圓直徑 777 2 aa hdd =72.24mm 888 aa hdd =82.2mm 齒根圓直徑 777 2 ff hdd =62.55mm 888 2 ff hdd =73.76mm 當量齒數(shù) 7nz=37cos z =32.05 8nz=38cos z =37.18 五檔： 85.09105 zzi 76.535.223c o s7325.223c o s2hnnhzmmAz 取整得 54。 9z =30，則 2410z 。 則五檔傳動比為： 8.030249105 zzi mm33.7323c o s2 5.2)2430(c o s2 )( 87, nmzzA 對五擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角 c o s/ta nta n nt ot 57.21 端面嚙合角 tt AA coscos , = 57.21cos7333.73 91.20, 109zzU = 25.12430 變位系數(shù)之和 查表得 n =0.18 38.09 n 2.0-10 n 132.0-5.2 33.7373 nn m AAy 312.0132.018.0 nn yny 分度圓直徑 : mmzmdn 48.81c o s 99 mm18.56c o s 1010 zmd n 齒頂高 nnnaa myhh )( 9*9 =2.67mm nnnaa myhh )( 10*10 =1.72mm 齒根高 nnnaf mchh )( 9*9 =2.175mm nnnaf mchh )( 10*10 =3.625mm 全齒高 999 fa hhh =4.845mm 齒頂圓直徑 999 2 aa hdd =86.82mm 101010 2 hadd a =59.62mm 齒根圓直徑 299 2 ff hdd =76.14mm 101010 2 ff hdd =48.93mm 當量齒數(shù) 9nz=39cos z =38.46 10nz=310cos z =30.77 倒擋： 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔接近，取模數(shù)為 2.25，倒檔齒輪 13Z 的齒數(shù)一般在 2123 之間，選 13Z =22。 2.31111213111213 izzzzzzi 倒 38,22,11 131211 zzz 45.311381113 zzi倒 輸入軸與倒檔軸的距離： 372 25.2)2211(2 )( 1211 mzza mm 輸出軸與倒檔軸的距離： 5.672 25.2)3822(2 )( 1312 mzza mm 分度圓直徑： 25.2111111 Mdd =24.75mm 25.2221212 Mdd =29.5mm 25.2381313 Mdd =85.5mm 齒頂圓直徑： mdda 21111 =29.25mm mdda 21212 =34mm mdda 21313 =90mm 齒根圓直徑： mddf 21111 =10.25mm mddf 21212 =25mm mddf 21313 =81mm 2.4 齒輪校核 2.4.1 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） btyKKFw 1 ( 2.1 ) 式中： 1F 圓周力（ N）， d TF g21 ； gT 計算載荷（ N mm）； d 節(jié)圓直徑（ mm），c oszmd n ， nm 為法向模數(shù)（ mm）； 斜齒輪螺旋角 )( ； K 應力集中系數(shù)，K=1.50； b 齒面寬（ mm）； t 法向齒距， nmt ； y 齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)3coszzn 在齒形系數(shù)圖 2.4中查得； K 重合度影響系數(shù)，K=2.0。 圖 2.4 齒形系數(shù)圖 將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（ 2.1 ），整理得到 KyKzmKTcngw 3c o s2 ( 2.2 ) （ 1 ）一檔齒輪校核 主動 齒輪： 已知： 310146 gT N mm； 23 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK；X1=0.43； 2K； 67.16nz，查齒形系數(shù)圖 2.4 得： y=0.138，把以上數(shù)據(jù)代入 ( 2.2 )式，得： 19.32772138.05.21314.3 5.123c o s101462c o s2 33311 KyKmzKTcngw MPa 從 動齒輪： 已知： 33 10460101341146 gTN mm； 323 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X2=-0.25； 0.2K ； 57.52nz ，查齒形系數(shù)圖 2.4 得： y=0.146，把以上數(shù)據(jù)代入 ( 2.2 )式，得： 95.30872146.05.24114.3 5.123c o s104602c o s2 33322 KyKmzKTcngw MPa （ 2 ）二檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： 310146 gT N mm； 23 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK；X1=0.38； 2K； 51.20nz，查齒形系數(shù)圖 2.4 得： y=0.162，把以上數(shù)據(jù)代入 ( 2.2 )式，得： 46.22672162.05.21614.3 5.123c o s101462c o s2 33333 KyKmzKTcngw MPa 從動齒輪： 已知： 33 10346101638146 gTN mm； 323 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X2=-0.2； 0.2K ； 72.48nz ，查齒形系數(shù)圖 2.4 得： y=0.142，把以上數(shù)據(jù)代入 ( 2.2 )式，得： 79.25772142.05.23814.3 5.123c o s103462c o s2 33344 KyKmzKTcngw M