毕业设计（论文）-两轴式机械变速器设计.docx

两轴式机械变速器设计摘要我国是汽车制造大国，也是汽车市场最大的国家，中国的汽车市场可以说是带动全球汽车市场的发展，这也基于我国人口位于全世界第一的原因。近几十年来，我国汽车工业的发展突飞猛进,设计生产出属于中国特色，让全国人民，乃至全世界人民喜欢的汽车是我们肩上的责任。我国汽车产业的发展也必须随着多样化发展。这是占据汽车市场的重要要素。汽车的设计不能只是车型车身的设计，汽车的变速器设计决定了汽车的整车性能。汽车的变速器设计是汽车设计中非常重要的环节之一。变速器的基本结构设计必须满足的几个要求:变速器保证车辆行驶时，具有动力稳定性，同时也要兼顾必要的经济性；为了满足变速器不同的功用，在设计变速器时，需要结合其不同的功能设计出不同的零部件，比如说，必须有不同的档位，设计到档齿轮，设计空档等。另外，在设计变速器结构时，还必须考虑变速器工作的可靠性，不能出现变速器在工作的过程中出现跳档、乱档、齿轮运动干涉等问题。同时，考虑到变速器维修更换的不便与成本比较高问题，在设计变速器时还要考虑变速器的使用寿命问题，想办法通过设计延长其寿命。本次设计根据参考车型：东风雪铁龙爱丽舍，从变速器传动机构和布置方案、变速器齿轮和轴等核心参数设计及校核、变速器同步器、箱体等方面进行详细设计及说明。关键词：变速器、传动系统、齿轮、设计、校核AbstractChinaisamajorautomobilemanufacturingcountryandthecountrywiththelargestautomobilemarket.China*sautomobilemarketcanbesaidtodrivethedevelopmentoftheglobalautomobilemarket,whichisalsobasedonthereasonthatourpopulationisrankedfirstintheworld.Inrecentdecades,thedevelopmentofChina*sautoindustryhasadvancedbyleapsandbounds,anditisourresponsibilitytodesignandproducecarsthatbelongtoChinesecharacteristicsandarepopularamongpeopleallovertheworld.ThedevelopmentofChina*sautoindustrymustalsodevelopalongwithdiversification.Thisisanimportantelementtooccupytheautomotivemarket.Thedesignofacarcannotbejustthedesignofthecarbody.Thetransmissiondesignofacardeterminestheoverallperformanceofthecar.Thetransmissiondesignofanautomobileisoneoftheveryimportantlinksinautomobiledesign.Thebasicstructuraldesignofthetransmissionmustmeetseveralrequirements:thetransmissionensuresthatthevehiclehasdynamicstabilitywhendriving,andatthesametime,itmustalsotakeintoaccountthenecessaryeconomy;Inordertomeetthedifferentfunctionsofthetransmission,whendesigningthetransmission,itisnecessarytodesigndifferentpartsaccordingtoitsdifferentfunctions.Forexample,theremustbedifferentgears,gearstogears,andneutralgears.Inaddition,whendesigningthestructureofthetransmission,thereliabilityofthetransmissionmustalsobeconsidered,andproblemssuchasgearshifts,randomgears,andgearmovementinterferenceduringtheoperationofthetransmissionmustnotoccur.Atthesametime,consideringtheinconvenienceofmaintenanceandreplacementofthetransmissionandtherelativelyhighcost,theservicelifeofthetransmissionmustalsobeconsideredwhendesigningthetransmission,andwaystoextenditslifethroughdesignareconsidered.Thisdesignisbasedonthereferencemodel:DongfengCitroenElysee.Itcarriesoutdetaileddesignanddescriptionfromtheaspectsoftransmissiontransmissionmechanismandlayoutscheme,transmissiongearandshaftcoreparameterdesignandverification,transmissionsynchronizer,boxandotheraspects.KeyWords：Transmission,Drivesystem,Gear,Design,Check目录第1章绪论1 概述1 设计目的1 设计要求2第2章传动机构与操纵机构分析34. 2传动机构3 分析与选择变速器传动方案3 选择倒挡布置方案44. 3操纵机构4概述4典型操纵机构装置5第3章变速器设计的总体方案7变速器主要参数的选择7 变速器档位数的确定7 选择变速器的传动比范围7 计算变速器各档的传动比7 中心距的选择9 齿轮参数的选择10 计算各档齿轮参数及传动比11变速器齿轮强度校核19 变速器齿轮弯曲强度的校核19 齿轮接触应力校核21 变速器材料及热处理26设计轴的结构及尺寸26初选轴的直径26轴的强度校核28 轴的刚度校核28 轴的强度校核35第4章变速器其余零部件设计及选择39轴承选择与寿命计算39 选择输入轴轴承并计算寿命39 输出轴轴承的选择与寿命计算41同步器43变速器壳体44结论与展望45致谢46参考文献47武汉理工大学毕业设计(论文)第1章绪论 概述众所周知，我国是汽车制造大国，也是汽车市场最大的国家，中国的汽车市场可以说是带动全球汽车市场的发展，这也基于我国人口位于全世界第一的原因。近几十年来，我国汽车工业的发展突飞猛进,设计生产出属于中国特色，让全国人民，乃至全世界人民喜欢的汽车是我们肩上的责任。我国汽车产业的发展也必须随着多样化发展。这是占据汽车市场的重要要素。汽车的设计不能只是车型车身的设计，汽车的变速器设计决定了汽车的整车性能。汽车的变速器设计是汽车设计中非常重要的环节之一。变速器是专门用于将汽车发动机的牵引力传到我们设计的汽车的驱动轮上的扭矩和驱动转速做出控制和改变。目的主要是让驱动轮在各种各样的行驶条件和工作条件下获得车辆的不一样牵引力和制动速度,在最适合发动机的行驶条件和范围内正常发挥作用。因此它的动力稳定性能和经济影响主要涉及到了汽车的动力稳定性和汽车的经济性两个指标。下面是变速器的基本结构设计必须满足的几个要求:变速器保证车辆行驶时，具有动力稳定性，同时也要兼顾必要的经济性；变速器有几大功能：L改变汽车行驶速度，变速变扭，传递发动机的动力。2.改变汽车行驶方向，使汽车能够倒退行驶。3.能够切断发动机和传动系统的动力传递。4.驻车，手刹，手动制动系统。为了满足以上这些变速器的功能，在设计变速器时，需要结合其不同的功能设计出不同的零部件，比如说，必须有不同的档位，设计到档齿轮，设计空档等。另外，在设计变速器结构时，还必须考虑变速器工作的可靠性，不能出现变速器在工作的过程中出现跳档、乱档、齿轮运动干涉等问题。同时，考虑到变速器维修更换的不便与成本比较高问题，在设计变速器时还要考虑变速器的使用寿命问题，想办法通过设计延长其寿命。 设计目的应用在汽车上的变速器种类有很多种，常见的有自动变速器(AT)、手动变速器(M7)、无级变速器(CvT)和双离合变速器(ZXT)几种。其中自动变速器的应用正在逐渐增加，因为装有自动变速器的汽车开起来会更加轻松，而且更加节能。但是，自动变速器的研发和制造成本是相当高的，中国汽车工业的发展不能抛开最原始的手动变速器(MT)设计，也就是机械式的变速器。机械式变速器传动机构布置方案主要有2种:两轴式变速器和中间轴式变速器。两轴式变速器用在发动机前置前轮驱动的汽车上比较多。拿它和中间轴的变速器作比较，它的轴和轴承数少,结构简单、轮廓尺寸小、易布置。武汉理工大学毕业设计(论文)不断加大对自动变速器的研发和生产是我国汽车发展必须的趋势，但是基于我国巨大的汽车市场开发需求，我国汽车开发商不能全部投入对自动变速器的设计制造，否则会引起供需不平衡的现象，影响我国汽车市场的发展。因此，在不断开发自动变速器的同时持续对机械式变速器的研究设计对与我国占领汽车市场来说具有更大的优势。变速器是汽车传动系统中非常重要的一个部件，变速器设计的好坏很大程度上影响着汽车整车的性能的好坏。随着汽车的不断更新换代，汽车开起来的稳定程度和舒适程度现在被人们越来越看重。因此现在的汽车设计会着重考虑汽车行驶的可靠性与舒适性问题，这就需要着重考虑变速器的设计，变速器很大程度上影响着汽车行驶的稳定性与舒适性。本文研究的是两轴式五档变速器的设计，在通过变速器零件设计的不断优化和改进来提高变速器的刚度、稳定性、使用寿命等性能，在能够保证变速器的刚度和稳定性情况下，尽量减小变速器的体积和质量，也为减轻整车质量，降低油耗做出一定贡献。 设计要求汽车中有很多系统，传动系统是关键的一个，它负责汽车的动力传输，影响着汽车的动力性和经济性。汽车的传动系统必须要求工作可靠稳定，另外还需要尽量降低传动系统质量来减轻整车质量，以提高汽车的动力性和燃油经济性。传动系统能够完成其功能主要依赖于变速器的工作。间接的来说，也就是变速器决定着汽车行驶的整车性能。汽车变速器的设计制造是汽车工业的重要零部件，所以，在进行变速器的研发制造工作之前，我们必须要考虑好以下这些问题。(1)结合实际情况，正确选择变速器的档位数和各档的传动比，考虑与车型的匹配性和实用性，提高整车性能的同时降低成本；(2)变速器设计空档，用来切断传动系统的动力传输以及降低转向系统对前轮的转向力，降低驾驶员驾车压力；(3)设计倒挡，保证汽车能够倒退行驶；(4)减轻换挡压力，快速换挡而且不会出现跳档和换错档的情况；(5)提高变速器工作的可靠性，以保证驾驶的舒适性；(6)降低汽车行驶时的噪声；(7)减轻变速器整体质量，以实现汽车轻量化。除此之外,变速器还认为应当必须具备一种能够同时满足现代汽车车体轮廓大小尺寸和汽车结构部件质量小以及汽车制造的全过程维护成本低、拆装容易、维修方便等基本技术条件要求。武汉理工大学毕业设计（论文）第2章传动机构与操纵机构分析3.4传动机构3.4.1分析与选择变速器传动方案用齿轮传动的机械变速器结构比较简单，不仅传动速度快，传动效率还比较高，它的加工工艺和加工成本还非常低。因此被广泛用于制造各种类型和形式的汽车。机械齿轮传动的传动控制机构设计和布局解决方案有两种主要类型：两轴齿轮传动和一个中间轴齿轮传动O前者主要用于具有柴油发动机驱动模式和前部驱动模式的车辆。后者是传统的变速器。与后者相比，两轴齿轮传动具有许多优点，如上面说的，两根轴的齿轮传动结构简单，不仅传动速度快，传动效率还比较高，它的加工工艺和加工成本还非常低。但是，由于不能直接为两轴齿轮传动装置设置直接齿轮，因此当直接齿轮工作时，汽车的工作模式是当时齿轮承载着汽车的齿轮和轴承。在这种工作模型中，齿轮的噪音增加，轴承容易损坏。由于直接齿轮的结构限制，因此在设计中无法很好地设计档位数。其主要特征之一是，中间轴变速器的动力输出的中间轴与变速器的主齿轮和减速器的驱动齿轮直接集成在一起。当发动机的主齿轮为纵向时，它直接将齿轮动力输出至变速器。中间轴变速器主要用于两种车辆，一种是前发动机和变速器放在前面，然后后轮来作为驱动轮的车辆，另一种是发动机和变速器放在后面，然后后轮来驱动的车辆。它的主要特征如下：变速箱第一轴的后端直接与齿轮套保持恒定啮合，大多数变速箱方案的第二轴和第一轴成一条直线，且长度相同。正齿轮通过啮合齿轮套与中间轴连接，齿轮,传动轴承和由正齿轮驱动的传动方式的中间轴不需要直接轴承。此时，传动噪声低，齿轮和轴承的直接磨损大大降低。由于实际使用环境、汽车本身的比功率以及对整车结构和性能的要求，不同的车辆需要为使用不同类型发动机的车辆设计不同的变速器档位数。为了提高汽车的燃油经济性，提高柴油机在低油耗地区高速运转的能力，设计了多个档位数，以降低发动机的油耗。从而大大提高了汽车的生产效率，降低了运输成本。然而，在传动系统中增加齿轮的数量也会使传动机构复杂化，提高传动的质量稳定性，增加轴的尺寸和重量，增加成本和效率，使操作复杂化。如何保证汽车的动力性和燃油经济性，与汽车传动系统中的变速器档位数密切相关。大量的档位增加了柴油机在最大功率附近发挥大功率的可能性，从而满足了提高汽车加速爬坡能力的要求。最后，燃油经济性得到保证。根据上面的描述和比较，我这次的变速器设计设计五档为超速挡的两轴式变速器。在配合发动机布置方案上，本次设计是基于发动机前置前驱的布置方案设计，这样可以提高变速器的稳定性并且减小变速器体积与总体质量。3.4.2选择倒挡布置方案如下图2-2所示，这几种倒挡齿轮布置方案是常用于汽车变速器设计里的设计方案。下面几种方案都各有优点也有缺点，图2-26倒挡齿轮布置方案中，倒挡齿轮利用了一档齿轮，这样有效减小了两档齿轮中间轴的倒挡齿轮的长度。这是他的优点，但其缺点是有两对齿轮同时转动进入齿轮啮合，这导致在换档时非常困难。图2-2c所示的倒挡布置方案能够使倒挡齿轮的传动比较大，在挂倒挡时能够获得较大的扭矩。但其倒挡操作布置不符合常规,会影响驾驶员的操作。因此，图2-2）和图2-2c所示的方案很少用于汽车变速器设计中O图2-2e所示的倒挡布置方案是将一档和二档齿轮做成一体，这样增大了一档二档的齿宽。但其设计也是很少出现在变速器设计中。图2-27所示的倒挡布置方案是将各个档位齿轮副都设计为常啮合的齿轮，这样的优点是换档方便，而且噪声小、工作稳定。国2-2倒档的布通方案由以上各种倒挡布置方案的优缺点对比结果，为了满足换档轻便，变速器噪声小、工作稳定的需求，本次变速器设计的倒挡布置方案选用图2-2/所示的方案。3.5操纵机构3.5.1概述变速器的操纵机构简单来说就是用来换档的，人们在正常开车的需要换档的时候，拨动的换档杆以及换档杆带动的零部件都属于操纵机构。汽车设计中要求操纵能够既快速准确，又能够可靠稳定的换档。在设计变速器的操纵机构时一般要注意以下几个问题：武汉理工大学毕业设计(论文)(1)操纵机构在换档后，一对啮合的齿轮应该要全部啮合，而且齿轮的啮合状态不能因为汽车振动而脱落或跳档，所以一般都要装有自锁装置。(2)挂挡时，不可以同时挂入两个档位。所以一般要有互锁装置。(3)在汽车正常行驶时，不可以失误挂入倒挡，这是非常危险的，所以一般要有倒挡锁。一般两轴式变速器的操纵机构都是安装在顶盖上，并且与输入轴或输出轴是相连在一起的。对于两轴式机械变速器，如果变速器的输入轴是齿轮轴，则一般操纵机构都是通过输出轴上的滑动齿轮、同步器、同步环、啮合套等零部件配合工作来实现换档操作。操纵机构的换挡杆、互锁装置、自锁装置和手动倒档装置他们可以直接完成选档工作，将变速杆推到指定的空档位置，或者用变速杆通过驾驶员手力将其推到指定的空档位置。当手动变速箱设计在驾驶员座椅附近时我们可以将手动换档杆安装在手动变速箱上。这样可以依靠发动机和驾驶员的直接控制来完成手动换档的任务。手动换挡单轨变速器，也称为直接换挡变速器。与其他变速器相比，这种直接控制方案具有最简单的结构，因此在中国得到了广泛的应用。近年来，单轨驱动的控制机制已在世界范围内被广泛使用。它的主要优点之一是控制机构减少了拨叉的轴，并且每个齿轮都使用了一组自锁装置，因此可以简化控制机构，但缺点是要求每个档位换档行程必须相等。3.5.2典型操纵机构装置用43典型的知纵机构国变速器操纵机构的定位装置通常采用弹簧和钢球式机构，它的作用是防止传动轴齿轮自动啮合或者自动分开，保持啮合齿轮在固定的位置上工作。变速器一般可以用在轴上的直齿啮合滑动齿轮或者啮合滑动齿轮套或者同步器来做滑动换挡机构。使用带轴向滑动的直齿轮的变速器会对变速器轮齿的端面产生较大的冲武汉理工大学毕业设计（论文）击，齿轮齿端的磨损会增加，过早损坏轮齿。而且噪音会比较大。一般只用在一档或者倒挡里面。换挡的时候常啮合齿套也经常被用在啮合齿套里。由于啮合齿轮换档比较频繁和啮合齿轮的冲击载荷，虽然不会过早地受到冲击而损坏啮合齿套，但存在换挡冲击无法有效消除的缺陷。由于其缺点，这种移动式换档方法仅在有限的条件下使用，即在某些低速档和重型卡车变速箱中使用。使用同步器换档能够很好地保证其换档迅速、无冲击、无振动噪声,而与汽车操作人员换档技术的专业熟练程度和可靠性无关,这样能够有效降低驾驶员在开车时的换档操作的压力另一方面也可以提高汽车的动力性能，间接的减小油耗，提高汽车的经济性。同步器的设计相对来说是要复杂一些，而且加工工艺和成本都会高于上述两种换档部件，但是由于它的这些优点，现在市面上的汽车几乎都是用的同步器作为换挡零件。综上所述，经比较后，考虑变速器换挡操作轻便、工作稳定等因素，本次变速器设计选用同步器作为所有档位的换档零部件。武汉理工大学毕业设计（论文）第3章变速器设计的总体方案变速器主要参数的选择本次变速器设计选用东风雪铁龙爱丽舍作为参考车型设计，变速器设计的各项主要参数如表3-1所示：表3-1.变速器主要参数车身长变速器档位数的确定现在,为了使汽车的油耗能够得到有效的降低，变速器的质量往减小方向发展，而其档位数往增加方向发展。现在，乘用车和一般商用车的变速器一般为45档。商用车可能还会用更高档，但情况比较少。发动机排量比较大的轿车的变速器一般采用5档变速器。多档位的变速器多广泛应用于总质量大些的越野汽车和货车上。本次变速器的设计采用5档设计。选择变速器的传动比范围在一个变速器中，最小档位于最大档位的传动比相比得到的比值就是该变速器的传动比范围。有的变速器的最大档位都是直接档，传动比大小是1.0,有的变速器的最大档是超速档，这种在五档变速器中很常见，最大档的传动比大小为0.70.85范围内。目前，总质量轻些的商用型汽车的传动比范围在5.08.0之间，普通乘用车的传动比范围一般在3.04.5的范围内。宽*高（mm）4427*1748*1476轴距（mm）2625轮距（mm）发动机最大功率（Kw）86最大功率转速（r/min）6000最大扭矩（N，m）150最大扭矩转速（r/min）4000最高车速（Km/h）193整备质量（Kg）1155车轮型号185/65R15总质量（Kg）1500武汉理工大学毕业设计（论文）本次设计选取变速器的最高档传动比为08左右。计算变速器各档的传动比（1）计算主减速器的传动比汽车的车速与发动机的转速之间的关系式如下式所示:(3.1)y377W式中：ua一汽车的车速QKmIh）；r车轮的滚动半径（加）；n发动机的转速（rmin）；ig变速器的传动比；Z0主减速器的传动比。由参考车型相关参数可知：最高车速4max二为max=193Kmh,设最高档为超速档，传动比5=0.8,由车轮选用的型号为185/65R15得车轮滚动半径310.75mm,发动机转速（5Jn=np=6000rmino由式（3.1）得主减速器传动比为：7,377m八Crr6000×310.75×10-3人”037711=0377×一（三T93=455ga（2）计算变速器的1档传动比z；由于爬坡时车速较低且空气阻力可以忽略不计，因此使用最大驱动力来克服轮胎与路面之间的滚动阻力以及坡道上的阻力。故有：TemaX”哂Mg（fS¾a3SinqIaX）=xrr则根据汽车最大爬坡度得到的变速器一档的传动比如下：QmgWmaXrr（3.2）l-T-emax0T式中：m汽车的总质量，1500Kg;g重力加速度，9.8NKg;KlaX道路最大阻力系数，由于一般泥青或混凝土路面滚动阻力系数f=0.018-0.02,取/=0.019；轿车最大爬坡度一般为32%,取最大爬坡度z=tanax=0.32,则坡度角%,=17.74°,所以上网=°323；9武汉理工大学毕业设计（论文）G驱动车轮的滚动半径，310.75mm；Temax一发动机的最大转矩，150N加；主减速器的传动比，4.55；耳汽车传动系统的传动效率，轿车可取0.90.92,这里取G=0.9。将各数据代入公式（3.2）解得：z12.4o根据驱动车轮与路面间的附着条件：2MqG?cp,得变速器一档传动比为：小iG机（3.3）Temax'，T式中：G2一汽车满载时静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于发动机前置前驱的乘用车，满载时前轴占55%65%,取G2=6O%加g；（PL道路的附着系数，片0.550.65,取片0.6；QTZiOM见式（3.2）说明。将各数据代入式（3.3）得：z12.68；由2.4.2.68取4=2.5。（3）初选变速器各档传动比按等比级数分配其他各档传动比，即：iL=iL=iL=l=qq=1.33。%&h-vGzi/=25=.78;2 q14i=；2=178=1.32；3 q1.35.z31.321I=Io4 q1.32中心距的选择初选中心距，根据经验公式:武汉理工大学毕业设计(论文)Af-W(3.4)式中：A变速器的中心距(mm);Ka中心距系数，乘用车KA=8.99.3；TemaX发动机能输出的最大转矩，150N加；i1变数器一档的传动比，2.5；弓变速器的传动效率，96%o则，A=(8.99.3)×3150×2.5×96%=63.3166.15mm;轻型轿车变速器的中心距一般在6080mm范围内变化，本次设计初取变速器中心距A=66mm。齿轮参数的选择7模数加齿轮模数的大小是变速器设计中一个很重要的参数,模数的选取依据的因素有很多，比如说调整齿轮的质量、强度、工艺的要求、噪声等。对于乘用车来说，要求噪声较小，故应该适当减小模数。乘用车和总质量在1.81书的货车变速器齿轮的模数为2.03.5mm,本次设计取根=2.5mm。2压力角。当变速器齿轮的压力角选取得较大时，可以有效增加齿轮的表面接触强度和抗弯强度,当压力角选取得较小时，会使齿轮啮合的重合度变大，从而变速器的传动会更加平稳。对于中小型的轿车,为了有效率地降低其行驶时的噪声,一般选取较小的齿轮压力角，比如：14.5。、15。、16。、16.5。等。对于大型的货车,选用较大的齿轮压力角能够有效提高货车变速器齿轮的承载强度,压力角一般取22。、25。由于目前国家标准法中规定的采用汽车齿轮标准压力角为20。，所以一般轿车变速器的设计齿轮压力角都取20。o变速器中啮合套和同步器的设计也有压力角，一般有20。、25。、30。几种形式。大多数都是取30。本次变速器设计所有齿轮压力角g20。o3 .螺旋角力斜齿轮的螺旋角广的大小对于变速器齿轮工作的噪声和变速器齿轮的强度都有很大影响,螺旋角的增大可以使齿轮啮合的重合系数增大,进而使齿轮啮合工作平稳，噪声可以大大降低，同时变速器齿轮的强度也可以有所提高,但斜齿轮螺旋角太大会导致使齿轮的武汉理工大学毕业设计(论文)轴向力和变速器轴承的载荷过大。斜齿轮螺旋角一般选用较大的值，这样能够有效保证变速器齿轮有较高的转速和较小的工作噪声。斜齿轮螺旋角一般可在以下范围内选择：(1)轿车变速器中间轴式：住22°34°两轴式：住20°25°(2)货车变速器：住18°26°本次变速器设计初选全部的齿轮螺旋角为止250o4 .齿宽8齿宽的确定和选择既要充分考虑到齿轮变速器的径向传动质量小,轴向传动尺寸紧凑，又考虑到要充分保证变速器对轮齿的传动强度及变速器工作运行平稳性的一定要求,通常都是根据齿轮模数的大小来确定变速器齿轮的齿宽，=Kc加,其中KC为齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮，K=4.58.0,常啮合及其他传动挡位用斜齿圆柱轮K,=6.08.5o本次变速器齿轮的设计齿宽系数都选KC=7。5 .齿顶高系数为齿顶高系数的选用对齿轮工作的重合度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿强度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。一般变速器齿轮的齿顶高系数取f0=1.0本次变速器齿轮的设计齿顶高系数选用fo=LOo计算各档齿轮参数及传动比为了使齿面磨损均匀，各档齿轮的齿数应尽可能是整数。(1)计算一档齿轮参数及传动比一档采用斜齿轮传动，齿数和为：Zzu=2cosf=47.85,取Z-=48。mn修正后得尸=24.62。，由一档传动比z=Z23.5,Z+Z=Z,得Z=14,Z=34。11712zl12zIZ35则，一档传动比为：=一=2.43。Z114武汉理工大学毕业设计(论文)齿轮设计一般都会出现齿轮的变位，使用变位齿轮，一般除了能够提高齿轮的强度、工作平稳性、降低工作噪声等外，还能避免齿轮产生跟切和配凑中心距。配凑中心距：A'=<z+X=66mm=A.2cos4斜齿端面模数：rnr=InrI=2.75mm；CoSR由于配凑中心距与原中心距相等，因此该齿轮属于高度变位，主、从动齿轮分度圆仍相切，分度圆与节圆重合，全齿高没有发生改变。一档齿轮的各项参数如表3-2所示。表3-2.一档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tana=tan=0.502,a=26.65°tcos/3t2分度圆直径d=Z1mr=39mmd=Z2mr=93mm3齿顶高ha=f0mn=2.5mmha=fQmn=2.5mm4齿根高hf=f0mn=2.5mmhf=fQmn=2.5mm5齿顶圆直径da=d+2ha=44mmda=d+2ha=98mm6齿根圆直径df=d-2%=34mmdf=d-2hf=88mm7当量齿数Z=ZI=18.6319"COS3QZ=ZZ=45.2545"COS3Q8齿宽b=Kcmn=7×2.5=17.5mmb=Kcmn=7×2.5=17.5mm(2)确定二挡齿轮齿数二挡齿轮也用斜齿轮传动，但螺旋角发与一档啮合齿轮4不同。从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，应满足下式：tanZ4(3.5)tan万Z3武汉理工大学毕业设计（论文）Z又二挡传动比：ir178（3.6）Z3联立式（3.5）和（3.6）可初算得：月=15。二挡齿数和为：Z=2'°°s>=51.0008,取Zzi2=51（3.7）mn修正得：发=15。联立式（3.5）、（3.6）和（3.7）解得：Z3=18,Z4=33o733则，二挡传动比为：J=183Z318配凑中心距：4=巴包3=66加加=42cos斜齿端面模数：mr=一叫一=2.59mm；CoSg由于配凑中心距与原中心距相等，因此该齿轮属于高度变位，主、从动齿轮分度圆仍相切，分度圆与节圆重合，全齿高没有发生改变。二档齿轮各项参数如表3-3所示。表3-3.二档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tana=an?=0.38,cr=20.80°tCOSB?2分度圆直径d=Z3mr=46mmd=Z4mr=86mm3齿顶高ha=fomn=25mmha=f0mn=2.5mm4齿根高hf=Qmn=2.5mmhf=f0mr=2.5mm5齿顶圆直径da=d+2ha=51mmda=d+2ha=91mm6齿根圆直径df=d-2%=41mmdf=d-2%=81mm7当量齿数武汉理人学毕业设计（论；Z=3=19.9720"COS3QZ=ZA=36.637"COS3Q武汉理工大学毕业设计(论文)8齿宽b=Kcmn=lX2.5=17.5mmb=Kcmn=r7X2.5=17.5mm(3)确定三档齿轮齿数三挡齿轮也用斜齿轮传动，但螺旋角发与一档啮合齿轮4不同。从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，应满足下式：tanZ6(3.8)tan发Z5Z又三挡传动比：i132(3.9)Z5联立式(3.8)和(3.9)可初算得:4=19.46。三挡齿数和为：z,3JAcos.=49.78，取=50(3.10)mn修正得：N=18.74°o联立式(3.8)、(3.9)和(3.10)解得：Z5=2LZ6=29o729则，三挡传动比为：,=L3821配凑中心距：4=%三也=66加加=42COSy斜齿端面模数：mr=一么一=2.64mm；COSG由于配凑中心距与原中心距相等，因此该齿轮属于高度变位，主、从动齿轮分度圆仍相切，分度圆与节圆重合，全齿高没有发生改变。三档齿轮各项参数如表3-4所示。表3-4.三档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tana=tan4=0.38,=20.80°tCOSB3武汉理工大学毕业设计(论文)2分度圆直径d=Z5mr=56mmd=Z6mr=76mm3齿顶高ha=f0mn=2.5mmha=f0mn=2.5mm4齿根高hf=f0mn=2.5mmhf=f0mn=2.5mm5齿顶圆直径da=d+2ha=61mmda=d+2ha=Slmm6齿根:圆直径df=d-2hf=51mmdf=d-2%=71mm7当量齿数Z=Z?=24.725Z=ZQ=34.134"3N8齿宽b=Kcmn=r7×2.5=17.5mmb=Kcmn=rl×2.5=17.5mm(4)确定四挡齿轮齿数四挡齿轮也用斜齿轮传动，但螺旋角力与一档啮合齿轮4不同。从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，应满足下式：tanygZ8(3.11)tan#Z7又四挡传动比：f=1.0(3.12)联立式(3.11)和(3.12)可初算得：4=25。四挡齿数和为：Z,4=2Ac°s>=47.85，取=48(3.13)mn修正得：发=24.62。联立式(3.11)、(3.12)和(3.13)解得：Z7=24,Z8=24o724则，四挡传动比为：/=幺=10Z724配凑中心距：4=亿7+&).=2cos发武汉理工大学毕业设计(论文)斜齿端面模数：mr=一%一=2.75mm；cos发由于配凑中心距与原中心距相等，因此该齿轮属于高度变位，主、从动齿轮分度圆仍相切，分度圆与节圆重合，全齿高没有发生改变。四档齿轮各项参数如表3-5所示。表3-5.四档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tana=taM=0.40,=21.8。tCOSB42分度圆直径d=Zlmr=66mmd=ZMr=66mm3齿顶高ha=f0mn=2.5mmha=f0mn=2.5mm4齿根高hf=f0mn=2.5mmhf=f0mn=2.5mm5齿顶圆直径da=d+2ha=71mmda=d+2ha=71mm6齿根圆直径df=d-2%=61mmdf=d-2%=61mm7当量齿数Z=一A=31.9432"COS3/Z=一¾=31.9432"COS3Q8齿宽b=Kcmn=7×2.5=17.5mmb=Kcmn=7×2.5=17.5mm(5)确定五档齿轮齿数五挡齿轮也用斜齿轮传动，但螺旋角用与一档啮合齿轮f不同。从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，应满足下式：tan夕=ZIO(3.14)tan/Z9又五挡传动比：i5=z=0.S(3.15)Z9联立式(3.14)和(3.15)可初算得:4=30.23。武汉理工大学毕业设计(论文)五挡齿数和为：Zb=2Acos>=45.6，取=46(3.16)mn修正得：N=29.4°。联立式(3.14)、(3.15)和(3.16)解得：Z9=25,Z10=21oz21则，五挡传动比为：/=且=_=0.84Z925配凑中心距：4，+ZH)%=66一2cos/斜齿端面模数：mr=一叫一=2.87mm；CoSN由于配凑中心距与原中心距相等，因此该齿轮属于高度变位，主、从动齿轮分度圆仍相切，分度圆与节圆重合，全齿高没有发生改变。五档齿轮各项参数如表3-6所示。表3-6.五档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tana=tan%=0.417,cr=22.6°tcos/3t2分度圆直径d=Z9mr=rIlmmd=Z10mr=60mm3齿顶高ha=f0mn=2.5mmha=f0mn=2.5mm4齿根高hf=fQmn=2.5mmh