变速器设计说明书 正文DOC.docx

1、变速器设计说明书 正文DOC 第1章 变速器主要参数的计算及校核学号：15最高车速： =113Km/h 发动机功率： =65.5KW 转矩： =206.5Nm 总质量：ma=4123Kg转矩转速：nT=2200r/min车轮：R16（选6.00R16LT） 1.1设计的初始数据表1.1已知基本数据最高车速（Km/h）发动机率（Kw）额定转矩总质量（Kg）转矩转速（r/min）主减速器传动比车轮半径（mm）11365.5206.5412322004.36337车轮：R16（选6.00R16LT ） 查GB/T2977-2008 r=337mm1.2变速器传动比的确定确定档传动比： 汽车爬坡时车速

2、不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：= （1.1）式中： -作用在汽车上的重力，；-汽车质量；-重力加速度，；发动机最大转矩，；主减速器传动比，；传动系效率，；车轮半径，；滚动阻力系数，对于货车取；爬坡度，30%换算为。则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为：= （1.2）驱动轮与路面的附着条件： （1.3）-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；取综上可知： 取其他各档传动比的确定：按等比级数分配原则： （1.4）式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：， =高档使用率比较高，低档使用率比较低，所以可使高档传动比较小，所以取

3、其他各挡传动比分别为：=； 1.3中心距A1.3.1初选中心距可根据下述经验公式 （1.5）式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，商用车：；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，。 则， 初选中心距。1.3.2变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸: mm。1.4齿轮参数及齿轮材料的选择1.4.1齿轮模数同步器与啮合套的接合齿多采用渐开线齿形。出于工艺性考虑，同一变速器的接合齿采用同一模数。轻中型货车为2.0-3.5，选取较小的模数并增多齿数有利于换挡。变速器一档及倒档模数为3.5mm，其他档位为3.0。1.4.2齿形、压力角及螺旋角根据

4、刘维信的汽车设计表6-3汽车变速器齿轮的齿形，压力角及螺旋角分别为：表1.2齿形压力角螺旋角GB1356 78规定的标准齿形选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一，第二轴上的斜齿轮一律取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。1.4.3齿宽通常是根据齿轮模数来确定齿宽b直齿，为齿宽系数，取为4.48.0，小齿轮取8 .0 大齿轮取7.0；斜齿，取为7.08.6，小齿轮取8.0 大齿轮取7.0。一档及倒档小齿轮齿宽mm 大齿轮齿宽;其他档位小齿轮齿宽mm 大齿轮齿宽。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮的寿命。采用啮合

5、套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取2.5mm。1.4.4齿顶高系数一般规定齿顶高系数取为1.00。 1.4.5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。3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.

6、2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒13。1.5一档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算图3.1 中间轴式五档变速器简图1.5.1一挡齿轮参数的计算 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在1217之间选用，最小为12-14，取，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为 （1.6）为了求，的齿数，先求其齿数和， （1.7）=51.

7、25 取 51 即=-=51-12=39对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。理论中心距： =95.59mm （1.8）对一挡齿轮进行角度变位：端面压力角： tan=tan/cos （1.9） =21.29端面啮合角： cos= （1.10） =21.9由表14-1-21查得：齿轮齿数之比变位系数之和 （1.11） =0.117查图14-1-4选择变位系数线图（，），可知，则计算精确值：A= （1.12） 当量齿数 根据齿形系数图可知一挡齿轮参数：分度圆直径 =3.539/cos

8、21.61=146.39mm =3.512/cos21.61=45.17mm中心距变动系数 =（96-95.59）/3.5=0.117齿顶变动系数 =0.117-0.1171=-0.0001齿顶高 =2.835mm =4.57mm齿根高 =5.04mm =3.3mm齿高 =7.875mm齿顶圆直径 =152.06mm =54.31mm齿根圆直径 =136.31mm =38.57mm1.5.2一挡齿轮强度的计算 1.齿轮弯曲应力的计算2.图3.2 齿形系数图斜齿轮弯曲应力 （1.13）式中： 计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角；应力集中系数，；齿形系数，可按当量齿数在图2.

9、1中查得；齿宽系数；重合度影响系数，。（1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力， 。2.齿轮接触应力的计算 （1.14）式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。弹性模量=2.06105 Nmm-2，大齿轮齿宽=73.5=24.5mm 小齿轮齿宽21mm。表1.3变速器齿轮的许用接触应力齿轮齿轮类型一挡和倒挡常啮合齿轮和高挡渗碳齿轮1900200013001400液体碳氮共渗齿轮9501

10、000650700（1）计算一挡齿轮9，10的接触应力mmmm = =1.5.3一挡齿轮受力的计算 N 1.6常啮合齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算1.6.1常啮合齿轮参数的计算 求出常啮合传动齿轮的传动比 （1.15）=因常啮合传动齿轮副的中心距与一挡齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相等，初选=，即 （1.16） （1.17） =由式（1.15）、（1.17）得，则： = 表1.4对常啮合齿轮进行角度变位理论中心距（mm）端面压力角（）端面啮合角（）变位系数精确值（）当量齿数齿形系数97.321.118.90.188-0.61819.3826470.1520.118表1.5 常啮合齿轮参数

11、 （mm）分度圆直径中心距变动系数齿顶高变动系数齿顶高齿根高69.96124.02-0.4560.0283.472.064.1865.6全齿高齿顶圆直径齿根圆直径 6.6676.9128.1461.59122.811.6.2常啮合齿轮强度的计算 表1.6 常啮合齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（）接触应力（）（）（）（mm）（mm）（）（）122.44149.8913.4423.83743.14724.461.6.3常啮合齿轮受力的计算 表1.7 常啮合齿轮的受力圆周力（N）径向力（N）轴向力（N）5210.635332.22164.762057.331917.611875.671.7二档齿轮

12、参数的计算、齿轮校核、受力计算1.7.1二档齿轮参数的计算 二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选 （1.18）= （1.19）=由式（1.18）、（1.19）得， 则， =表1.8 对二档齿轮进行角度变位理论中心距（mm）端面压力角（）端面啮合角（）变位系数精确值（）当量齿数齿形系数95.4521.4322.250.35-0.18321.9951240.150.17表1.9 二档齿轮参数 （mm）分度圆直径中心距变动系数齿顶高变动系数齿顶高齿根高129.461.470.183-0.01593.052.52.74.3全齿高齿顶圆直径齿根圆直径 5.748135.51666.47124.0252.8741.7.2二挡齿轮强度的计算 表1.10 二档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（）接触应力（）（）（）（mm）（mm）（）（）198.3423625.7312.221030.771057.371.7.3二挡齿轮受力的计算 表1.11 二档齿轮的受力圆周力（N）径向力（N）轴向力（N）10223.7610758.094013.074222.84128.594344.361.8三档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算1.8.1三档齿轮参数的计算 （1）三挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选 （1.20） （1.21）=由式（1.20）、（1.21）得，则， =表1.12