買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 摘 要 汽車作為人類的代步工具，在生活中起著越來越重要的作用。變速器是傳動系中的主要部件。它用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速。目的是在各種工作狀況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度。從而使汽車擁有良好的動力性和燃油經濟性。 本次設計 以 捷達型轎車 的一些整車參數和發(fā)動機參數為設計依據，進行手動檔變速器的設計。設計的主要內容包括變速器傳動機構布置方案的確定，變速器 主要參數如擋數、傳動比范圍、中心距、各擋傳動比、齒輪參數、各擋齒輪齒數的選擇，齒輪、軸的設計校核， 同步器、操縱機構及箱體的設計。在設計的過程中，本文 根據 轎車 變速器的設計要求和車輛動力傳動系統(tǒng)自身的特點， 參考多篇文獻資料，以及變速器設計圖冊，設計出 三 軸式變速器。 關鍵詞 ： 變速器；齒輪；軸；設計；計算機輔助設計 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 as a of of an is It is to s is to in a of so is on 20i in of of as of of of of on of a of a of is 文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 目 錄 摘要 第 1 章 緒論 1 題的目的和意義 1 究現狀 1 速器的設計思想 2 究的主要工作內容 3 第 2 章 變速器設計的總體方案 4 計依據 4 速器傳動機構布置方案 5 速器基本參數的確定 6 數的確定 6 動比的確定 6 速器中心距的確定 9 速器軸向尺寸的確定 9 章小結 10 第 3 章 主要零部件的設計及計算 11 輪的設計及 計算 11 輪參數確定及各擋齒輪齒數分配 11 章小結 18 第 4 章 零件的選用及校核 21 零件的 校核 21 19 速器齒輪的材料及熱處理 23 24 24 33 37 第 5 章 同步器的選擇 38 步器的設計及計算 38 環(huán)式同步器主要尺寸的確定 38 要參數的確定 39 39 縱機構的設計 40 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 章小結 43 第 6 章 變速器操縱機構的選擇和箱體設計原則 44 44 44 45 結論 46 參考文獻 47 致謝 48 附錄 49 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 第 1 章 緒 論 題的目的和意義 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作 1。中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器若采用浮動式結構的齒輪軸，工作時會產生撓度。因此，一方面降低了輸出軸的剛性，另一方面造成了嚙合齒輪嚙合不良，致使齒輪強度降低，增加了運轉噪音，影響了整機的性能。 為了近一步提升后驅動變速器的性能，增加后驅 轎 車市場銷售份額，應該建立一 個適應發(fā)動機排量為 滿足車廠和用戶更高層次的要求。 設計方案力求實現： （ 1） 變速器結構更加緊湊、合理，承載能力較大，滿足匹配發(fā)動機之所需； （ 2） 選擋、換擋輕便、靈活、可靠； （ 3） 同步器結構合理，性能穩(wěn)定，有利于換擋； （ 4） 齒輪承載能力高，運轉噪音低，傳遞運動平穩(wěn)。 題研究的現狀 目前，國內外汽車變速器的發(fā)展十分迅速，普遍研究和采用電控自動變速器，這種變速器具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能、以及更高的行車安全性 3。但是駕駛員失去了駕駛樂趣，不能更好的 體驗駕駛所帶來的樂趣。機械式手動變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。在檔位的設置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數等方面的要求愈來愈高。目前， 4檔特別是 5 檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同時， 6 檔變速器的裝車率也在日益上升 4。 變速器檔位數的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。 汽車變速器是 汽車的重要部件之一， 用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 矩和轉速，目的是在原地起步、 爬坡、轉彎、加速等各種行使工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空 檔 ，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒 檔 ，使汽車獲得倒退行使能力。 汽車變速器技術的發(fā)展歷史： 手動變速器（ 要采用了齒輪傳動的降速原理。變速器內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作，也就是通過操縱機構使變速器內不同的齒輪副工作。 自動變速器（ 由液 力變矩器 ， 行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力變矩器和齒輪組合的方式來達到變速變矩。 在傳統(tǒng)干式離合器和手動齒輪變速器的基礎上改造而成，主要改變了手動換擋操縱部分。即在 無級變速器（ ,又稱為連續(xù)變速式機械變速器。金屬帶式無級變速器主要包括主動輪組 ， 從動輪組，金屬帶和液壓泵等基本部件。主要靠主動輪，從動輪和傳動帶來實現速比的無級變化，傳動帶一般用橡膠帶，金屬帶和金屬鏈等。 無限變速式機械無級變速器（ 用的是一種摩擦板式變速原理。 核心部分由輸入傳動盤，輸出傳動盤和 們之間的接觸點以潤滑油作介質，金屬之間不接觸，通過改變 置的角度變化而實現傳動比的連續(xù)而無限的變化。 速器的設計思想 根據發(fā)動機匹配的 轎 車的基本參數，及發(fā)動機的基本參數，設計能夠匹配各項的新型后驅動變速器。 新型后驅動變速器應滿足： （ 1） 發(fā)動機排量 （ 2）六 個前進擋，一個倒 檔 ； （ 3） 輸入、輸出軸保證兩點支承 ； （ 4） 采用同步器，保證可靠平穩(wěn)換擋 ； （ 5） 齒輪、軸及軸承滿足使用要求 。 究的主要工作內容 中間軸式變速器主要用于后輪驅動變速器，所以，根據實際汽車發(fā)動機匹配所需，本文計劃對適用于后驅動發(fā)動機固定中間軸式變速器作為總買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 的布置方案。 變速器中各檔齒輪按照檔位先后順序在軸上排列；各檔的換擋方式；齒輪與軸的配套方案；軸承支承位置等結構。 確定變速器的檔位數；各檔傳動比；中心距；軸向長度等。 設計 齒輪參數；各檔齒輪齒數分配；輪齒強度計算；軸的設計及校核；軸承的設計及校核；同步器主要參數的選取；操縱機構的設計等。 根據設計方案，通過 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 第 2 章 變速器設計的總體方案 變速器是汽車傳動系的重要組成部分，是連接發(fā)動機和整車之間的一個動力總成，起到將發(fā)動機的動力通過轉換傳到整車，以滿足整車在不同工況的需求。所以整車和發(fā)動機的主要參數對變速器的總體方案均產生較大影響。 計依據 隨著消費者對汽車安全性、舒適性、經濟性和 動力性需求的提高，汽車的技術含量不斷提高 ， 機械式手動變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。在檔位的設置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數等方面的要求愈來愈高。目前， 4 檔特別是 5 檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同時， 6檔變速器的裝車率也在日益上升 4。 變速器檔位數的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。 設計新型后驅動變速器以使變速器結構更加緊湊、合理 ， 承載能力強。 選擇車型 為 捷達型轎車 進行設計，基本性能參數如表 2 表 2本性能參數 發(fā)動機參數 排量 (L) 大功率 (80(5600r/最大扭矩 (Nm) 140(3500r/底盤參數 驅動方式 前 輪驅動 輪胎規(guī)格 185/60 車尺寸及質量 長 *寬 *高 (4428*1660*1415 軸距 (2471 總質量 (1091 整備質量 (1105 整車性能參數 最高車速 (km/h) 175 最大爬坡度 30% 動機構布置方案分析 變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進檔數或軸的不同分類，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類，而前者又分為兩軸式 ，中間軸式和多中間軸式變速器等。 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 軸式和中間軸式變速器 現代汽車大多數都采用固定軸式變速器，而兩軸式和中間軸式應用最為廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。在設計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，還要考慮以下幾個方面： 與中間軸式變速器比較 ，兩軸式變速器因軸和軸承數少，所以有結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在高檔工作是齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結構限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設計的很大。對于前進檔，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉動方向相同。 中間軸式變速器可以設置直接檔，在使用直接檔時，變速器的齒輪和軸承及軸承均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和 第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達 90以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命。在除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點 3 。 檔的形式和布置方案 圖 2 2a）方案廣泛用于前進檔都是同步器換檔的四檔轎車和輕型貨車變速器中；圖 2b）方案的優(yōu)點是可以利用中間軸上的 1檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換檔時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換檔困難，某些輕型貨車四檔變速器 采用這種方案；圖 2c）方案能獲得較大的倒檔速比，突出的缺點是換檔程序不合理；圖 2d）方案針對前者的缺點作了修改，因而在貨車變速器中取代了圖 2c）方案；圖 2e）方案中，將中間軸上的一檔和倒檔齒輪做成一體，其齒寬加大，因而縮短了一些長度；圖 2f）方案采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便；為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車采用圖2g）方案，其缺點是一檔和倒檔得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。后述五種方案可供五檔變速器的選擇 3 。 圖 2f）所示的倒檔布置方案。 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 圖 2檔布置方案 速器基本參數的確定 數的確定 擋數的設置與整車的動力性和經濟性有關。就動力性而言，增加變速器的擋數，能夠增加發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了整車的加速與爬坡能力。就燃油經濟性而言，擋數多，增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，降低油耗。所以擋數設置為 六 檔。 動比的確定 1、主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為 12： 06377.0 （ 2 式中： 汽車行駛速度（ km/h）； 發(fā)動機轉速（ r/ r 車輪滾動半徑（ m）； 6i 變速器 直接檔 傳動比； 0i 主減速器傳動比。 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 已知：最高車速75km/h； 車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 185/60到 r =233.4(發(fā)動機轉速 n =600（ r/由公式（ 2到主減速器傳動比計算公式： 2、最抵檔傳動比計算 按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角道時，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） 13。用公式表示如下： m a xm a a x s o s （ 2 式中： G 車輛總重量 (N)； f 坡道面滾動阻力系數 (對瀝青路面 =； 發(fā)動機最大扭矩 (Nm) ； 0i 主減速器傳動比； 變速器傳動比； t 為傳動效率（ R 車輪滾動半徑； 最大爬坡度（一般轎車要求能爬上 30%的坡，大約 由公式（ 2： 0m a xm a xm a s （ 2 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 已知： m=1091019.0f ； ； r=140m ；i ； g=0.0t ，把以上數據代入（ 3： o 滿足不產生滑轉條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現象。公式表示如下： r 10iT 0 （ 2 式中： 驅動輪的地面法向反力， ； 驅動輪與地面間的附著系數；對混凝土或瀝青路面 已知： 1091m 取 數據代入（ 3得： 5 9 11 所以，一檔轉動比的選擇范圍是： 初選一檔傳動比為 3、變速器各檔速比的配置 按等比級數分配其它各檔傳動比，即： 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 心距的選擇 初選中心距可根據經驗公式計算 14： 3 1（ 2 式中： A 變速器中心距（ 中心距系數，乘用車 發(fā)動機最大輸出轉距為 140（ Nm ）； 1i 變速器一檔傳動比為 g 變速器傳動效率，取 96%。 A = A =80 速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數、換檔機構形式以及齒輪形式。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列 公式 選用： ； L =0=255文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 章小結 本章主要通過分析整車和發(fā)動機、底盤參數，對新型后驅動變速器的總體 方案進行確定。其中包括：變速器傳動方案的布置，中心距的確定，擋位的設置，各擋傳動比的確定及軸向尺寸的確定等。通過確定變速器的基本參數，便于其他零部件的設計選用，為下一步的設計計算奠定基礎。 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 第 3 章 主要零部件的設計及計算 輪的設計及校核 輪參數確定及各擋齒輪齒數分配 m 齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。對于乘用車為了減少噪聲應合理減小模數，乘用車和總質量在 m= 國家規(guī)定的標準壓力角為 20o ，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20o 。 選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。螺旋角應選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。轎車變速器齒輪應采用較大螺旋角以提高運轉平穩(wěn)性，降低噪聲。 乘用車中間 軸式變速器為 22o 34o ，選 25 o 。 b 齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求，通常是根據齒輪模數來確定齒寬 b。 m ，其中 齒寬系數。變速器中一般倒擋采用直齒圓柱齒輪 嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪 齒頂高系數對重合度、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。一般齒輪的齒頂高系數0 ，為一般汽車變速器齒輪所采用。 分配齒數時應注意的是，各擋齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。 （ 1）確定一擋齒輪的齒數 由于一擋采用斜齒輪傳動，所以齒數和 2 c o s 2 * 8 0 * 0 . 9 1 642 . 5h m ，圓整后得齒數和為 66， 修正后得 。 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)，采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和湊配中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性、耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲 6。 湊配中心距； 80A 齒端面模 數； nt 合角 1 1 1 2c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，得 20o ； 故總變位系數 0x ，即為高度變位。 查得： 112 。 兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。一擋齒輪參數如表 3 表 3擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 端面壓 力 角 o n t 2 分度圓 直徑 =27 3 齒頂高 10 na 20 na 4 齒根高 10 nf 20 nf 5 齒頂圓 直徑 aa aa 6 齒根圓 直徑 ff 1312 ff 7 當量齒 數 13 14c o 64zz n 8 齒寬 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m （ 2）對中心距進行修正 因為計算齒輪和 ，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的 新計算中心距 80A 。 （ 3）確定其他各擋的齒數 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角10與常嚙合齒輪 不同，由 27216Z 得： 17 226Z （ 3 而109 1 0()2 c o （ 3外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式： 26121 0 7t a n ( 1 )t a n Z （ 3 聯解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角10 o，解式（ 3 3出9 1 04 8 , 2 3。 再把9 10 10 及代入式（ 檢查近似滿足軸向力平衡關系。 湊配中心距 6710() 802 c o s mA m m； 斜齒端面模數102 . 5 0c o s nt mm m m； 嚙合角 9 1 0c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20o ，正角度變位。 查得9 1 01 . 1 2 , 0 . 4 6 0 . 6 6x x x 故。二擋齒輪參數如表 3 3擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中 心距 670 802 m m m 2 中心距變動系數 0 0 . 2 1 2 3 齒頂降低系數 1 . 4 1 2nn x 4 分度圓 直徑 6 37 m m m 7 123 m m m 5 齒頂高 06( ) 0 . 9a n nh f x m m m 07( ) 1 . 5a n nh f x m m m 6 齒根高 06( ) 3 . 0 1f c x m m m 07( ) 2 . 4f c x m m m 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 7 齒頂圓 直徑 2 4 5d h m m 2 1 3 1d h m m 8 齒根圓 直徑 2 3 2d h m m 2 1 1 8d h m m 9 當量齒 數 63 15c o 73 50c o 10 齒寬 7 2 . 5 1 7 . 5 m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 同理：三擋齒輪8 9 81 9 4 4 1 1 . 4 o， ，近似滿足軸向力平衡關系。 湊配中心距 788() 802 c o s mA m m； 斜齒端面模數62 . 5c o s nt mm m m； 嚙合角 78c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20o ，正角度變位。 查得781 . 0 5 , 0 . 4 3 0 . 6 2x x x 故。三擋齒輪參數如表 3 表 3擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中 心距 890 802 m m m2 中心距變動系數 0 0 . 1 2 3 齒頂降低系數 1 nn x 4 分度圓 直徑 8 48 m m m 9 112 m m m 5 齒頂高 08( ) 3 . 5a n nh f x m m m 09( ) 3 . 7a n nh f x m m m 6 齒根高 08( ) 3f c x m m m 09( ) 2 . 8f c x m m m 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 7 齒頂圓 直徑 2 5 5 . 3d h m m 2 1 1 9d h m m 8 齒根圓 直徑 2 4 2d h m m 2 1 0 6d h m m 9 當量齒 數 83 20c o 93 47c o 10 齒寬 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 同理：四擋齒輪1 0 1 1 62 4 4 4 1 6 . 3 o， ，近似滿足軸向力平衡關系。 湊配中心距 1 0 1 16() 802 c o s mA m m； 斜齒端面模數62 . 6 0c o s nt mm m m； 嚙合角56 c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20o ，負角度變位。 查得561 . 0 3 , 0 . 4 6 , 0 . 5 7x x x 故。四擋齒輪參數如表 3 表 3擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中 心距 560 802 m m m2 中心距變動系數 0 0 3 齒頂降 數 0 . 4nn x 4 分度圓 直徑 10 63 m m m 11 99 m m m 5 齒頂高 0 1 0( ) 3 . 6 5a n nh f x m m m 0 1 1( ) 3 . 9a n nh f x m m m 6 齒根高 0 1 0( ) 2 . 9f c x m m m 0 1 1( ) 2 . 6f c x m m m 7 齒頂圓 2 7 0d h m m 2 1 0 7d h m m 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 直徑 8 齒根圓 直徑 2 5 7d h m m 2 9 3d h m m 9 當量齒 數 53 27c o 63 43c o 10 齒寬 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 7 2 . 5 1 7 . 5 m m m 同理： 五 擋齒輪1 2 1 3 42 9 3 1 2 3 . 2 o， ，近似滿足軸向力平衡關系。 湊配中心距 1 2 1 34() 80.2 c o s mA m m； 斜齒端面模數42 . 5c o s nt mm m m； 嚙合角 34c o s ( ) c o s 0 . 9 42 ，故 20 。 查得 431 . 0 3 , 0 . 4 9 , 0 . 5 4x x x 故。四擋齒輪參數如表 3 （ 5）確定倒擋齒輪齒數 倒擋齒輪選用的模數往往與一擋相近。倒擋齒輪 13Z 的齒數，一般在2123之間，初選3 10Z ，計算出輸入軸與倒擋軸的中心距 A 。 設4 1 4 314 4 , ( ) 4 82Z A m Z Z m m 則 。 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪 13和 14的齒頂圓之間應保持有 取13 50Z ，滿足輸入軸與中間軸的距離。假設當齒輪 13 和 14 嚙合時，中心距 451 ( ) 9 5 . 32A m Z Z A ，且 0 m m 。故倒擋軸與中間軸的中心距，1 3 1 51 ( ) 9 02A m Z Z m m 。 根據中心距 A 求嚙合角 ： 1 4 1 5 c o s ( ) c o s 0 . 9 42 m ，故 20o ，高度變位。 查得 1 4 1 51 3 1 50 . 5 2 , 0 . 5 2 , 0 . 5 81 . 1 2 , 0 . 5 4 , 0 . 5 8x x xx x x 倒擋齒輪參 數 如表 3 表 3 擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 1 理論中心距 1 2 1 30 802 m m m2 中心距變動系數 0 0 3 齒頂降低系數 0 . 2 1 8 4 分度圓直徑 12 7 8 . 8 m m m13 8 4 . 3 m m m5 齒頂 高 01( ) 3 . 7a n nh f m m m 02( ) 3 . 8a n nh f m m m 6 齒根 高 01( ) 2 . 9 1f c m m m 02( ) 2 . 7f c m m m 7 齒頂圓直徑 2 8 6 . 3d h m m 2 9 2d h m m 8 齒根圓直徑 2 7 3d h m m 2 7 8 . 8d h m m 9 當量齒數 123 37c o 133 40c o 10 齒寬 6 2 . 5 1 5 m m m 6 2 . 5 1 5 m m m 查得 。 六 擋齒輪參數如表 3 表 3 擋齒輪基本參數 序 計算 計算公式 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 號 項目 1 理論中心距 02 15140 2 中心距變動系數 0 0 3 齒頂降低系數 0 . 2 1 8 4 分度圓直徑 5 齒頂 高 01( ) 3 . 7a n nh f m m m 02( ) 3 . 8a n nh f m m m 6 齒根 高 01( ) 2 . 9 1f c m m m 02( ) 2 . 7f c m m m 7 齒頂圓直徑 72 62 8 齒根圓直徑 32 32 9 當量齒數 0c 14 9c 15 10 齒寬 6 2 . 5 1 5 m m m 6 2 . 5 1 5 m m m 本章小結 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 本章介紹了齒輪的損壞原因及形式，簡要闡述了齒輪材料的熱處理方法，重點對各檔齒輪進行了校核，包括對各擋齒輪彎曲應 力、接觸應力的計算。計算了軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角以及軸在合成彎矩作用下的應力 。 表 3擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓 直徑 3 25d Z m m m5 6 2 m m m2 齒頂高 01( ) 3 . 7 5ah f x m m m 02( ) 3 . 5ah f x m m m 3 齒根高 01( ) 2 . 8fh f c x m m m 02( ) 3 . 1fh f c x m m m 4 齒頂圓 直徑 2 3 1 . 5d h m m 2 6 9 . 5d h m m 5 齒根圓 直徑 2 1 9 . 4d h m m 2 5 6 . 4d h m m 6 基圓直 徑 c o s 4 0c o s 5 4bd d m m 7 齒寬 6 2 . 5 1 5 m m m 6 2 . 5 1 5 m m m 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓 直徑 3 25d Z m m m2 齒頂高 01( ) 3 . 7ah f x m m m 3 齒根高 01( ) 2 . 8 5fh f c x m m m 4 齒頂圓 2 6 9 . 5d h m m 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 直徑 5 齒根圓 直徑 2 5 6 . 4d h m m 6 基圓直 徑 c o s 1 1 7bd d m m 7 齒寬 6 2 . 5 1 5 m m m 買文檔就送 紙全套 Q 號交流 414951605 最新最全機械畢業(yè)資料 答辯優(yōu)秀 第四章 零件的選用 及校核 零件的 校核 齒強度計算 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在