武汉理工大学毕业论文
传动系变速器各档之间的公比q为
q?3i13?6.54?1.87 i5因为齿数为整数，故实际传动比与计算出的理论值略有出入。另外，在换档过程中，由于空气和道路阻力，空档的一瞬间车速下降，且车速高时速度下降更多。为了使发动机在各档时都在相同的转速范围内工作，靠近于高档的邻档公比应比靠近低档的小。取
iq1?6.54，iq2?3.78，iq4?1.442， iq5?1.0
此时邻档传动比比值：
iq1iq2=1.73
iq2iq3=1.73
iq3iq4=1.5
iq4iq5=1.442
3．初选中心距
变速器齿轮的中心距对变速器的整体尺寸、体积及质量有直接影响，所选中心距应能满足保证齿轮强度。通常根据经验公式初选中心距A。 A=KA 3Memax
式中KA——中心距系数， 其中货车取8.6~9.6. Memax——发动机最大转矩 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求去 A=KAe3Temax KAe对货车取17.0~19.0 取KA=17.0，所以中心距
A=17×3583=142.02mm. 4．齿轮参数的选择 4.1齿轮模数
齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定。选择模数应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。载货汽车应重视减小其质量。 4.2齿形、压力角及螺旋角
选择GB1356-78规定的标准齿形，压力角α=20°,螺旋角β=20°～30°。 4.3齿宽
齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。通常根据齿轮模数来确定齿宽b：
b=KCmn
式中KC ———— 齿宽系数，直齿轮取KC=4.4～7.0;斜齿轮取KC=7.0～8.6。 mc———— 法面模数
本设计中选取直齿轮KC取6，斜齿轮取8。 4.4齿顶高系数
第 6 页 共 28 页
武汉理工大学毕业论文
本设计中选取齿顶高系数f0=1.0。 下图中为变速器布置的总体形式：
4.5各档齿轮齿速的分配 4.5.1确定一档齿轮齿数
已知I档齿轮的传动比ig1，且ig1=数和Zh。
直齿 Zh=2A
mZ2?Z9Z1?Z10，为了确定 Z9和Z10齿数，先其齿
斜齿2Acos?
mn 一档采用直齿轮，故Zh=
2?142.02 =56.88。mn=5。 5Zh取整数Zh=57。Zh分配给Z9、Z10为使Z9/Z10尽量大一些，应将Z10尽量取得小一些，在ig1一定的条件下，Z2/Z1的传动比可分配下些。于是第一轴常啮合齿轮可分配更多齿数，以便在其内腔设置第二轴轴承。货车中间轴I档直齿轮的最小齿数为12～4之间选取。
本设计中选择Z10=12，则Z9=57－12=45。 4.5.2修正中心距
A=(Z10?Z9)m=2(12?45)?5 =142.5mm 24.5.3确定常啮合传动齿轮副的齿轮 由
Zm(Z?Z2)Z2?ig110 可得A=n1 取mn=4,Z1=24
Z9Z12cos? 所以
Z24?(Z1?Z2)12?6.54? A=?142.5 Z1452cos?1?21-2
由以上可得Z2=41.865≈42. 则精确 β
4.5.4确定其他各档齿轮齿数
=22.354=22°31′24″
第 7 页 共 28 页
武汉理工大学毕业论文
二档齿轮副：其中mn=4.5, Z8=19 由ig2?m(Z?Z)Z2Z7 A=n78 ?Z1Z82cos?7?87-8
所以Z7=39.8≈40 β
三档齿轮副：mn=4.5, Z6=27 由ig3=2.168=
=22°53′30″
4.75?(Z5?Z6)42Z5 ? A=142.5=
24Z62cos?5?65-6
由以上可得Z5=31.97≈32 β
四档齿轮副：mn=4， Z4=36 由ig4?1.442?=21.825=21°49′37″
4?(Z3?Z4)42Z3? A=142.5? 24Z42cos?3?4由上可得Z3=29。66≈30 β3-4=22°49′48″
4.5.5确定倒档齿轮齿数
通常I档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮的齿数一般在21~23之间，初选Z11后，可计算出中间轴与倒档的中心距A′。即选取Z11=23，则中心距A′
A′?m(Z10?Z11)??5?(12?23)?87.5mm
为了使倒档齿轮的啮合和避免产生干涉。齿轮11和10之间应保持0.5以上的间隙，则齿轮12的齿顶圆直径De12应为： De10/2+0.5+De12=A′ De11=2A′-De10-1 所以De12=2×87.5-（5×12+2×1×5）-1=104mm
选择齿数Z12=19，再求出道档轴与第二轴的中心距A″ A″=1/2×5×（19+45）=160mm
4.6变速器齿轮的几何尺寸的计算。 直齿论圆柱齿轮参数计算所用公式：
分度圆直径 d=zm 变位系数 x1=-x2
齿顶高 ha=(f+x)m 齿根高 hf=(f+c-x)m 齿全高 h=(2f+c)m 齿顶圆直径 da=d+2ha
齿根圆直径 df=d-2hf 中心距 a=a0=(z1+z2)m/2 分度圆弧齿厚 S=?m/2+2?mtan ? 基圆直径db= dcos?
周节P=
1212?m 基节pb=?mcos?
斜齿圆柱齿轮参数的计算
端面模数 mt=mn/cosβ 分度圆直径 d=zmt
齿顶高 ha=f0mn 齿全高 h=(2f0+c)mn
齿顶高直径 da=d+2ha 中心距 a=a0=（z1+z2）mt/2 齿根圆直径 df=d-2hf 齿根高 hf=(f+c-x)m 分度圆弧齿厚 S=?m/2+2?mtan ? 基圆直径db= dcos?
周节P=
?m 基节pb=?mcos?
第 8 页 共 28 页
武汉理工大学毕业论文
其各档齿轮参数计算结果如下： 档 位 常啮 四 档 三 档 二 档 一 档 倒档1 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 齿数 24 42 36 30 27 32 19 40 12 45 12 23 19 45 齿根圆直径 93.68 171.44 146.24 120.2 法向模数 端面模数 压力角 变位系数 分度圆直径 4.0 4.0 4.0 4.0 4.5 4.5 4.5 4.5 5.0 5.0 5.0 5.0 5.0 5.0 齿顶高 4.0 4.0 4.0 4.0 4.32 4.32 4.34 4.34 4.847 4.847 4.83 4.83 齿全高 9 9 9 9 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 螺旋角 22°31′24″ 22°31′24″ 22°49′48″ 22°49′48″ 21°3′37″ 21°3′37″ 22°53′30″ 22°53′30″ 0 0 0 0 0 0 0 0 0.3 0 0.3 0 0 0 104.68 182.46 156.24 130.20 130.50 156.80 91.27 193.47 60 225 60 115 95 225 齿顶圆直径 112.68 190.46 164.24 138.20 139.50 168.80 100.27 202.47 73 235 73 125 105 235 中心距的名义尺寸 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 87.5 87.5 160 160 倒档 主 2 从 续表： 档 位 常啮 四 档 三 档 二 档 一 档 倒档1 主 从 主 从 螺旋方向 法向弧齿厚 左 右 左 右 左 右 左 右 6.28 6.28 6.28 6.28 7.46 7.46 7.4575 7.4575 8.94 7.85 8.94 7.85 7.85 7.85 主 115.375 4.75 10.69 从 145.925 4.75 10.69 主 主 从 主 从 77.885 50.5 212.5 50.5 102.5 82.5 212.5 4.75 10.688 5.0 5.0 5.0 5.0 5.0 5.0 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 从 183.485 4.75 10.688 倒档 主 2 从
3．齿轮的校核
3.1变速器齿轮的损坏有以下几种： 3.1.1齿轮折断
齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故齿轮根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。这
第 9 页 共 28 页
武汉理工大学毕业论文
种破坏的断面在疲劳断裂部分呈光滑表面，在突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器中齿轮的折断以疲劳破坏居多数。
为了避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿弯曲应力，即提高轮齿弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿弯曲强度；增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动，提高重合度，使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料许用应力，如采用优质钢材等。 3.1.2齿面点蚀
齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面相互挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。若以节圆为界，把轮齿分为根部及顶部两段，则靠近节圆的根部齿面处，较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重，两个互相啮合的齿轮中，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面出现许多小麻点，而且由此使齿形误差加大，产生动载荷，也可能引起轮齿折断。
提高接触强度的措施，一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。 3.1.3齿面胶合
高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。
防止胶合的措施有：一方面采用粘度大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升，另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。 3.2齿轮的校核计算 齿轮强度计算 接触强度：
用以下公式计算接触应力
?H?0.418(1?1?1?2)FbnEb/cos? （N/mm2）
式中 Fbn——法面内基圆切向力，Fbn=Ft/cosαcosβ
M——计算扭矩，N.m d——节圆直径 α——节圆压力角 β——螺旋角
b——齿轮接触实际宽度 E——齿轮材料弹性模量 ?1,?2——主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径 ?1??1sin??2sin? ?1,?2为主动及被动节圆半径 ??2cos2?cos2?12计算扭矩M=Memax时，许用应力为
[σH]接 =1300～1400N/mm2 常啮合及高档 =1900～2000N/mm2 一档及倒档
第 10 页 共 28 页