一级圆柱齿轮减速器机械设计基础课程设计说明书.doc

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1、机械设计基础课程设计说明书总装图-齿轮图-轴图上图标打开word后，双击即可打开，前提是安装过autocad .打开后另存为文件即可。课题名称 一级圆柱齿轮减速器 专 业 机电一体化 姓 名 学 号 指导老师 东北大学继续教育学院年 6月05日目录中文摘要4ABSTRACT5前言61.减速器概述61.1减速器功用和基本要求61.1.1减速器的功用61.1.2减速器的基本要求71.2 减速器的一般结构及其基本类型71.2.1减速器的一般结构71.2.2基本类型72.减速器总体方案的确定72.1减速器传动机构布置方案选择82.1.1固定轴式减速器的选择82.1.2 倒挡布置方案82.2 零、部件结

2、构方案选择92.2.1 齿轮形式92.2.2 换挡机构形式92.3.3自动脱挡92.2.4 减速器轴承102.2.5减速器操纵机构103.减速器主要参数的选择113.1挡数113.2 传动比范围及传动比的确定113.3 中心距A123.4外形尺寸133.5齿轮参数133.5.1.模数133.5.2压力角、齿轮螺旋角133.5.3齿宽143.5.4齿顶高系数143.6 各档齿轮齿数的分配143.6.1确定一档齿轮的齿数143.6.2对中心距A进行修正153.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数153.6.4确定其他各挡的齿数153.6.5确定倒档齿轮齿数153.6.7齿轮变位系数的选择原则163.7

3、 斜齿轮的几何尺寸计算174.齿轮的强度计算与校核174.1齿轮的损坏形式174.2计算各轴的转矩174.3齿轮强度计算184.3.1齿轮弯曲强度计算184.3.2轮齿接触应力j224.4计算各挡轴的受力255.轴及轴上支承的校核285.1轴的强度计算285.1.1初选轴的直径285.1.2轴的强度验算286.结论34参考文献35中文摘要减速器是汽车传动系统中一个比较关键的部件，是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。减速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或是停车时使发动

4、机的动力停止下能够驱动轮传输。减速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶的能力。它设计的好坏直接影响到汽车的实际使用性能。减速器的速比设计虽然有许多理论可以参考，但大多数只是经验公式，对于具体传动比的分配还没有一种较为实用的计算方法。传统理论一般是根据经验或参照同类车型来确定减速器传动比，这显然有它的不足之处:主观性因素较大，而且没有一种有效的评价指标来确定性能的好坏。本文通过分析传统等比级数分配速比的优缺点，创造性地提出了基于减速器各个档位使用率的不同，以发动机功率的实际使用率最大化作为目标函数进行优化设计的减速器速比分配方法，并用实例计算的结果证明它是一种非常有效的设计方法。本文主要是根据指定的部

5、分技术指标来进行减速器结构中一些齿轮、轴、轴承等结构设计和计算选取和可靠性计算。关键词：减速器；结构设计；速比；计算ABSTRACTThe transmission is a key Part in the driveline of the automobile and is applied to change the torque and speed transmitted from the engine to drive-wheels,At this, the vehicle will gain various speed and traction under different runn

6、ing conditions such as starting, climbing, turning, acceleranting,ect. At the same time, the engine can be operating under the best state. The gear-case is set a neutral gear, so the power- transmission from engine may be stop in engine starting, sliding motion and stopping to the vehicle. The gear-

7、case is also set a reverse gear so as to gain back-running performance. The quality of design will directly affect the actual function of use. Although there are many theories can consult about the degine of transmission, but plenty of them are just experiential formula. There is not a good kind of

8、calculation method for the distribution of concrete gear ratio. Traditional theories are generally according to experience or the same kind car type to decide the gear ratios of the transmission. Obviously there are its shortages: the subjectivity factor compares greatly, there is no a kind of valid

9、 evaluation index to confirm the quality of the design. By analyzing the merit and the shortage of the traditional method of the design of the gear ratios, In this passage we put out a new transmissions gear ratios allotting method, according to the different using rate to each gear of the transmiss

10、ion. We optimize the design by using it, the maximizes of the actual utilization rate of engines power, as the target function. Then we use an examples calculating reuslt to prove that it is a kind of valid design method. The purpose of this paper is applying for collection of some gears and bears,

11、calculation of reliability and check of parts strength according to the assigned technical index.The Keyword: Gear-case;Calculation of reliability;Gear ratios;Compute 前言减速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。现在的汽车上广泛采用活塞式内燃机，其转矩和变速范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，为了解决这一矛盾，在传动系中设置了减速器，以满足复杂条件的使用要求。随着科技的高速发展，人们对汽车的

12、性能要求越来越来高，使用寿命，能源消耗，振动噪声等在很大程度上取决于减速器的性能。 1894年减速器由法国人路易斯雷纳本哈特和埃米尔拉瓦索推广在汽车上使用，从此减速器在汽车上就得到广泛的运用。经过100多年的发展，汽车减速器的技术达到了一个空前的高度，尤其在近几十年，汽车工业在各个国家的高速发展，更加带动了减速器的进步。随着各个领域的科学技术的发展，在未来减速器主要发展方向：1）节能与环境保护：研究高效率的传动副，来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计减速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行，2）应用新型材

13、料：各种新材料的使用推动汽车技术的发展和性能的提高。3）高性能，低成本，微型化：对减速器进行机构创新的研究，探索减速器的新类型；对传动副的材料和机理进行研究，提高寿命，减小质量；进行减速器的动力学特性和振动研究，以求提高特性，降低噪声；采用先进的制造技术提高减速器的性能和降低成本。4）智能化，集成化：根据发动机的特性和汽车的行驶工况，通过计算机智能控制，实现对减速器传动比的实时控制，使发动机工作在最佳状态。齿轮变速箱（机械式减速器）在现代汽车中使用中并不理想，会随着社会的进步和汽车技术的发展，必将被社会所淘汰，这是一个必然的趋势，也才能满足汽车消费者对汽车动力性和经济性的高标准要求。就目前而言

14、，机械式减速器仍然会以结构简单，效率高，功率大三大显著优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。1.减速器概述1.1减速器功用和基本要求机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。1.1.1减速器的功用根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有合适的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车亦即是发动机和传动系统能够分离，减速器具有倒档和空挡。在有动力输出需要时

15、，还应有功率输出装置。1.1.2减速器的基本要求(l)保证汽车有必要的动力性和经济性。(2)设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的动力传输。(3)设置倒挡，使汽车能倒退行驶。(4)设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。(5)换挡迅速、省力、方便。(6)工作可靠。汽车行驶过程中，减速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象生。(7)减速器应有高的工作效率。(8)减速器的工作噪声低。(9)自身重量要尽量小(10)拆装容易、维修方便除此之外，减速器还应当满足轮廓尺寸小、制造成本低等要求。1.2 减速器的一般结构及其基本类型1.2.1减速器的一般结构(1)壳体：壳体是基础件，用以安装支承减速器全部零件及存

16、放润滑油。其上有安装轴承的精确镗孔。减速器承受变载荷，所以壳体应有足够的刚度，内壁有加强，形状复杂，多为铸件(材料为灰铸铁，常用HT200)。为便于安装，传动部分和操纵部分常做成剖分式，箱盖与壳体用螺栓联接并可靠定位。壳体上有加油、放油口，油面检查尺口，还应考虑散热。(2)传动部分：是指齿轮、轴、轴承等传动件。轴的几何尺寸通过强度、刚度计算确定。因主要决定于刚度，而碳钢与合金钢弹性模量近乎相等，所以一般用碳钢(常用45钢)。只有齿轮与轴制成一体或轴载荷严重才用合金钢。轴与齿轮多为花键联接(对中性好，能可靠传递动力，挤压应力小等)。轴的花键部分和放轴承处经表面淬火处理。轴多用滚动轴承支承，润滑简

17、单，效率高、径向间隙小，轴向定位应可靠。润滑方式多用飞溅(25ms，只要粘度适宜可甩到壁上)。(3)操纵部分：主要零件位于减速器盖内。1.2.2基本类型（1）按传动比变化方式的不同，减速器可分为有级式、无级式和综合式三种。（2）按操纵方式划分，减速器可以分为强制操纵式、自动操纵式和半自动操纵式三种。2.减速器总体方案的确定减速器由传动机构及操纵机构组成。2.1减速器传动机构布置方案选择减速器传动机构有两种分类方法根据前进挡数： 三挡减速器 、四挡减速器 、五挡减速器 、多挡减速器 根据轴的形式： 固定轴 、旋转轴而固定轴可分：两轴式减速器 、中间轴式减速器 、双中间轴式减速器 、多中间轴式减速

18、器固定轴式应用广泛，其中两轴式减速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式减速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式减速器。2.1.1固定轴式减速器的选择固定轴式又分为两轴式减速器、中间轴式减速器、双中间轴式减速器、多中间轴式减速器。中间轴式减速器传动效率高、噪声低齿轮和轴承磨损减少，减速器的使用寿命得到提高。本课题设计的是前置后轮驱动的汽车减速器，故选择多用于发动机前置后轮驱动的汽车上的中间轴式五档减速器。2.1.2 倒挡布置方案图1.倒挡布置方案如图1.为常见的倒挡布置方案。图b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度;但换挡时

19、要求有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图d所示方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了图c所示方案。图e所示方案是将中间轴上的一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短减速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图g所示方案;其缺点是倒挡须各用使减速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图f 所示传动方案。减速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力增大，并导致减速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，无论两

20、轴式减速器还是中间轴式减速器的一挡与倒挡，都应当布置在近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从抵挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证易装配。倒挡的传动比虽然与一挡传动比接近，但因为使用倒挡时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。2.2 零、部件结构方案选择2.2.1 齿轮形式减速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种，直齿圆柱齿轮运转时平稳性稍差，工作噪声较高，但是比较容易制造，而且倒挡时汽车一般要处于速度为零的状态，因此直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点;缺点是制造时稍复

21、杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。减速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮齿数增加，并导致减速器的质量和转动惯量增大。一般用于高速挡。因此本设计除倒挡和一挡采用标准直齿轮外均采用斜齿轮传动。2.2.2 换挡机构形式减速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡等三种形式。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击，导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因。初一挡、倒挡外很少使用。啮合套换挡形式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套分为内啮合套和外啮合套，视

22、结构布置而选定。啮合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的挡位上常被使用。采用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，与操作技术无关，同时能提高汽车的加速性能、燃油经济性和行使安全性，故选择同步器作为换档机构。但其缺点是结构复杂、制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。本设计采用的是锁环式同步器。2.3.3自动脱挡自动脱挡是减速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、减速器轴的刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除了在制造这些结构零件的工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种:(l)将两接合齿的啮合位置错开。这样在

23、啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约1-3rnrn。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。(2)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄(切下0.3-0.6mm)，这样，换挡后啮合套的后面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡。(3)将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角(一般倾斜2o一3o)，使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。 2.2.4 减速器轴承作旋转运动的减速器轴支承在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。减速器轴承常采用圆柱滚

24、子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。至于何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车减速器有机构紧凑、尺寸小的特点。作旋转运动的减速器轴支承在壳体或其他部分的地方以及齿轮与轴不做固体连接处应安置轴承。减速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。本设计采用圆锥滚子轴承。2.2.5减速器操纵机构（1）减速器操纵机构的功用及基本要求减速器操纵机构的功用是进行挡位变换，根据汽车行驶条件的需要改变减速器传动机构的传动比、变换传动方向或中断发动机的动力传递。设计减速器操纵机构时，应满足以下基本要求：挂挡后应保证结合套于与结合齿圈

25、的全部套合（或滑动齿轮换挡时，全齿长都进入啮合）。在振动等条件影响下，操纵机构应保证减速器不自行挂挡或自行脱挡。为此在操纵机构中设有自锁装置。为了防止同时挂上两个挡而使减速器卡死或损坏，在操纵机构中设有互锁装置。为了防止汽车在前进时误挂倒挡，导致零件按损坏，在操纵机构中设有倒挡锁装置。（2）换档位置图设计操纵机构首先要确定换档位置图。换档位置图的确定主要从换档方便考虑。因此有下列三点要求： 按换档次序来排列； 将常用档放在中间位置，其它档放在两边； 为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时与一档组成一排。根据上述三点要求，并结合本减速器及其换档机构的特点，现确定本减速器换档布置图如

26、图2图2.换挡位置图（3）操纵方案的选择减速器操纵机构常见的由变速杆，拨块，拨叉，变速叉轴及互锁，自锁和倒档锁装置等主要零件组成。可分为；直接操纵手动换档减速器，远距离操纵手动换档减速器，电控自动换档减速器。一般前置发动机后轮驱动汽车的减速器距离驾驶员座位较近，换档杆等外操纵机构多集中安装在减速器箱盖上，结构简单、操纵容易并且准确。根据设计要求我们选择的是直接操纵手动换档减速器。3.减速器主要参数的选择本设计是根据东方之子1.8L手动豪华车型开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：主减速比：4.782；最高时速：190km/h；轮胎型号：205/65R15；发动机型号：SQR481FC

27、；最大扭矩：170Nm/4500；最大功率：95kw/5750；最高转速：6000r/min。3.1挡数减速器的挡数可在3-20个挡位范围内变化。通常减速器的挡数在6挡以下，当挡数超过6挡以后，可在6挡以下的主减速器基础上，在进行配置副减速器，通过两者的相互作用就可以按照要求获得多个挡位。近年来为了降低油耗，减速器的挡位有增加的趋势。目前，轿车一般用45个挡位的减速器，级别高的轿车减速器多用5个挡，货车减速器采用45个挡或多挡。装载质量在23.5t的货车采用5挡减速器，装载质量在48t的货车采用6挡减速器。多档减速器多用于重型货车和越野汽车。因此根据设计要求我选择的是五档手动机械式减速器。3.

28、2 传动比范围及传动比的确定减速器的传动比范围是指减速器最低档传动比与最高挡传动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件（如要求的汽车爬坡能力）等因素有关。目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其它货车则更大。选用最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡速度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，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: （3-1）则由最大坡度要求的减速器挡传动比为： （3-2）根据驱动车轮与路面的附着条件： （3-3）求得减速器挡

29、传动比为： （3-4）式中：ymax-道路最大阻力系数; rr-驱动轮的滚动半径； Temax-发动机最大转矩； i0-主减速比； h-汽车传动系的传动效率； G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； j-路面的附着系数；j可取0.50.6，本设计取为0.5。则由已知条件：满载时m=1800kg ；Temax=170Nm ；i0=4.782 ；h=0.95 ；ymax=0.3745 ；rr=337.25mm可知：又因为轿车的传动比为34 ， =3.85超速挡的传动比一般为0.70.8；本设计取五挡为超速挡传动比为i5=0.75；根据公式：可知又因为： 故 3.3 中心距A中心距对减速

30、器的尺寸及质量有直接的影响，而且对齿轮的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触强度越大，齿轮的寿命越短。因此最小允许中心距应由保证轮齿有必要的接触强度来确定。此外，由于一档小齿轮的齿数不能太少，中心距过小时往往不易满足一档传动比的要求。减速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能和不影响壳体的强度考虑，要求中心距大一些。而中心距过大将使减速器的质量和尺寸增加很多，很显然这也不是很理想。初选中心距A时，可根据己有的经验公式初选: （3-5）式中：A为减速器中心距（mm）；KA为中心距系数，轿车：KA=8.99.3（本设计取KA=9），货车：KA=8.69.6，多挡减速器：KA=9.511.0；T

31、emax为发动机最大转矩（Nm）；1为减速器一挡传动比；为减速器传动效率，取96% ；则得初始中心距3.4外形尺寸减速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响减速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。五挡减速器的轴线尺寸 b=（2.73.0）A，本设计取b=3.0A=77.083=231.24mm 3.5齿轮参数3.5.1.模数第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn （3-6）其中=170Nm,可得出mn=2.5一挡直齿轮的模数 m m= （3-7）通过计算 m=3同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一减速器中

32、的啮合套模数都取相同，轿车和轻型货车取23.5。本设计取m=3。3.5.2压力角、齿轮螺旋角齿轮最普遍采用国家规定的20齿轮标准压力角，啮合套或同步器的接合齿压力角普遍采用 30压角。这样能使齿轮的抗弯强度和表面接触强度得到一定的增强，并能在一定程度上使轮齿刚度降低，减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，降低噪声。螺旋角太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。增大螺旋角时，会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，齿轮的强度相应提高，但当30时，虽接触强度会继续提高，而弯曲强度会骤然下降。因此从提高低档齿轮的弯曲强度角度考虑，刀不宜过大，中间轴式减速器为22-34,

33、初选=30，中间轴上的全部齿轮一律采用右旋，而一、二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。3.5.3齿宽齿宽应满足既能减轻减速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。 通常根据模数来确定齿宽b： b=kc*m （3-6）式中 kc 齿宽系数，直齿轮取kc =4 .47.0；斜齿轮取kc =6.08.5。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，本设计取4mm。3.5.4齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。3.6 各档齿轮齿数的分配 确定减速器各档齿轮齿数时,应考虑下列因数:（1）尽量符合动力性,经济性等对各档传动比的要求

34、;（2）最少齿数不产生根切;（3）互相啮合的齿轮,齿数间不应有公因数,速度高的齿轮更需要注意这点.（4）齿数多,可以降低齿轮的传动噪声.结合是上述要求，在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可以根据预先确定的减速器档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。3.6.1确定一档齿轮的齿数一档的传动比为： （3-7）为了求，的齿数，先求其齿数和，斜齿 （3-8） 当轿车三轴式的减速器i1=3.53.9时，则z10=1517，此处取z10=16，则z9=51.4-16=35。3.6.2对中心距A进行修正 上面根据初选的A及m计算出的Zh可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）看出中心距有了变化，

35、这时应从Zh及齿轮变位系数反过来计算中心距A，在以这个修正后的中心距做为以后计算的依据。 这里Zh修正为51，则可反推出A=76.5mm3.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数常啮合的传动齿轮的中心距和一档齿轮的中心距相等，即 （3-9）常啮合齿轮传动比： （3-10）把数据代入（3-10）和（3-11）联解可以求得：Z1=19 Z2=34 和原传动比相差不大，则b1-2=33。3.6.4确定其他各挡的齿数二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同 （3-11）而i2=2.55，故有 =1.425对于斜齿轮； （3-12）代入数据可得； Z7 =34 Z8=24 b7-8=22.3同理可以求出其它档位的

36、变位斜齿轮数三档 Z5=27 Z6=29 b5-6=27四挡 Z3=19 Z4=34 b3-4=333.6.5确定倒档齿轮齿数倒档的传动比和一档传动比较为接近，本设计中倒挡传动比iR取3.7。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮齿数略小，取Z12=13。而通常情况下，倒挡齿轮Z13取2123，本设计取Z13=23。由 （3-13）可算出Z11=27。故可得出中间轴与倒挡轴的中心距A (3-14)而倒挡轴与第二轴的中心距 (3-15)3.6.7齿轮变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除了避免齿轮产生根切和配中心距以外，它还影响齿轮使用平稳性，耐磨损、抗胶

37、合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类:高度变位和角度变位。高度变位的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。高度变位齿缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变点，又避免了其缺点。总变位系数c=1+2越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于齿轮的刚度减小，易于吸收冲击振动，故噪声要小一些。 另外，c值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降噪声有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷时的着力点距齿根近，弯曲力矩减小，相当于齿根强度提高，对由于齿根减薄

38、而产生的削弱强度的因素有所抵消。根据上诉理由，为了降低噪声，对于减速器中除去一、二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高挡和一轴齿轮副的c可以选为-0.20.2。随着挡位的降低，c值应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的c值，以便获得高强度齿轮副。一挡齿轮的c值可以选用1.0以上。在这里一、四挡主动齿轮的齿数小于17，因此一、四挡齿轮需要变位。 变为系数 z= 式中Z为要变位的齿轮齿数；3.7 斜齿轮的几何尺寸计算根据 分度圆直径、齿顶高ha=ha*mn（ha*=1）、齿顶圆直径da =d+2ha 可推出一挡齿轮：d9=105

39、.0mm ha9=3.0mm da9=111.0mmd10=48.0mm ha10=3.0mm da10=54.0mm 二挡齿轮：d7=90mm ha7=2.5mm da7=95.0mm d8=63.8mm ha8=2.5mm da8=68.8mm三挡齿轮：d5=74.2mm ha5=2.5mm da5=79.2mm d6=79.7mm ha6=2.5mm da6=84.7mm 四挡齿轮：d3=54.6mm ha3=2.5mm da3=59.6mm d4=97.7mm ha4=2.5mm da4=102.7mm 常啮合齿轮：d1=54.6mm ha1=2.5mm da1=59.6mmd2=97

40、.7mm ha2=2.5mm da2=102.7mm倒挡齿轮：d11=81mm ha11=3.0mm da11=86.0mm d12=39.0mm ha12=3.0mm da12=45.0mm d13=69.0mm ha13=3.0mm da13=75.0mm4.齿轮的强度计算与校核4.1齿轮的损坏形式 减速器齿轮的损坏形式主要有两种：齿轮折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。4.2计算各轴的转矩发动机最大扭矩为171N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。轴 =17099%96%=161.57N.m中间轴 =161.5796%99%34/

41、19=274.8N.m轴 一挡=274.80.960.9935/16=571.3N.m 二挡=274.80.960.9934/24=370.0N.m三挡=274.80.960.9927/29=243.2N.m四挡=274.80.960.9919/34=145.9N.m五挡=274.80.960.99=261.1N.m倒挡=274.827/13=515.5N.m4.3齿轮强度计算与其它机械设备用减速器比较，不同用途汽车的减速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车减速器齿轮用的材料、热处理方法。加工方法、精度级别、支撑方式也基本一致。如汽车减速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采

42、用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。4.3.1齿轮弯曲强度计算1、直齿轮弯曲应力 (4-1) 图(4-1)齿形系数式中：sw-弯曲应力（Mpa） Ft-圆周力（N），F1=2Tg/d；其中Tg为计算载荷（Nmm）；d为节圆直径（mm） Ks-为应力集中系数，可近似取Ks=1.65 Kf-摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9Kc齿宽系数Kc =7.0 b-齿宽（mm）；取20mm t-端面齿距（mm），t=pm，m为模数 y-齿形系数，如图4-1

43、计算一挡齿轮 Z9=35 Z10=16 y9=0.145 y10=0.13 T31=571.3Nm T2=274.8Nm 计算倒挡齿轮 Z11=27 Z12=13 Z13=23 y11=0.139 y12=0.155 y13=0.13 T31=531.3Nm T2=274.8Nm T倒挡=515.5Nm 当计算载荷取作用到减速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，故符合要求。2斜齿轮弯曲应力 （4-2）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，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=7.0重合度影响系数，=2.0。计算二挡