变速器设计说明书(共37页).doc

《变速器设计说明书(共37页).doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《变速器设计说明书(共37页).doc（37页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、精选优质文档-倾情为你奉上前 言汽车作为商品在世界各处都有广阔的市场，又因其生产批量大而给企业带来丰厚的利润。汽车品种的各样性可满足各种生产、生活活动的要求，而且有良好的社会利益。近百年来，汽车工业之所以常胜不衰，主要得益于市场和科学技术的不断进步，使汽车能逐渐完善并满足使用者的要求。现在不仅在生产活动中，在日常生活中人们也离不开汽车，对于经济发达国家，选择汽车工业作为国民经济的支柱产业是完全正确的。汽车由动力装置、底盘、车身、电器及仪表等四部分组成，汽车底盘又由汽车传动系统，汽车行驶系统，汽车转向系统和汽车制动系统组成，其中传动系统是汽车底盘设计中的核心环节。而变速器则是传动系统的心脏所在。

2、曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一挡有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士

3、司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历较深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高挡的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来

4、说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5+1挡手动变速。 本次设计是根据长城赛弗F1两驱车型相关数据设计一款机械变速器，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型： 主减速比： 4.22最高时速： 130km/h轮胎型号： 235/75R15 发动机型号：491QE 最大扭矩： 190/2400-2800最大功率： 78kw/4600最高转速： 6000r/min 车身宽度： 1780 mm 车身长度： 4560 mm 车身高度： 18

5、20 mm整备质量： 1665kg汽车最大质量：2330kg 轴荷分配：满载 前轴45% 后轴55% 长城赛弗F1两驱车型 空载 前轴55% 后轴45%专心-专注-专业第一章 变速器的功用与选择1.1 变速器的功用和要求变速器的功用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。变速器设有空挡，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。对变速器设计的主要要求是： 1. 保证汽车有必要的动力

6、性和经济性。2. 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。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，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。7. 变速器应当有高的工作效率。8. 变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。1.2 变速器传动机构布置方案的确定机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速

7、、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮、轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。中间轴式和两轴式变速器的应用比较广泛。由于两轴式变速器多用于发动机前置前驱汽车上。而本次设计的汽车为前置后驱汽车，采用中间轴式变速器。中间轴式变速器，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是中间轴式变速器的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获

8、得大的一挡传动比，这是中间轴式变速器的另一优点。 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低挡传动比与高挡传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，一般轿车变速器的传动比范围为3.04.5。变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃油经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于5个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位

9、数的上限为5挡。多于5个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，除低挡及倒挡外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。图1-1、图1-2、图1-3分别示出了几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可

10、达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。

11、在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和倒挡传动方案上有差别。 图1-1 中间轴式四挡变速器传动方案如图1-1中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别：图1-1a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图1-1c所示传动方案的二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一挡和倒挡用直齿滑动齿轮换挡。图1-2a所示方案，除一挡，倒挡采用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图1-2b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图1-2d所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可

12、以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。1-2 中间轴式五挡变速器传动方案图1-3a 所示方案中的一挡、倒挡和图b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。图1-3 中间轴式六挡变速器传动方案以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用接合套换挡。发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图1-1a、b所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上

13、。如果在附加壳体内，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。变速器用图1-2c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图1-2c所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状态，同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。1.3 倒挡传动方案的确定与前进挡比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为了实现倒挡，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中加入了一个中间传动齿轮的方案。图1-4为常见的倒挡布

14、置方案。图1-4b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。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图1-4c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1-4d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图1-4c所示方案。图1-4e所示方案是将中间轴上的一挡，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图1-4f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图1-4g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 图1-4 倒挡布置方案本设计采用图1-

15、4f所示的传动方案。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低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，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。1.4 变速器主要零件结构的方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。1.齿轮型式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿

16、轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变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数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。本设计除一挡和倒挡外，均采用斜齿轮传动。2.换挡结构型式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。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，除一挡、倒挡外很少采用。啮合套换挡型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。啮合套有分为内齿啮合套和外

17、齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。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。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。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。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。自动脱挡是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：1） 将啮合套做得长一些（或者两接合齿的啮

18、合位置错开），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱挡。2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜2030），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力。这种结构方案比较有效，采用较多。 在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图1-5所示：图1-5 锁环式同步器

19、l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-啮合套;5-弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮1.5本章小结本章主要介绍了变速器的功用与选择，其中介绍了变速器的功用和设计要求以及变速器的传动方案，倒挡方案，并予以选择，同时初步介绍了同步器的选择和齿形选择。第二章 变速器主要参数的选择2.1 变速器主要参数的选择1、挡数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的挡位数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。本设计也采用5个挡位。1） 传动系最小传动比可由以下公式求出： （2-1） 式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最小传动比 主减速器传动比r=英寸+轮

20、胎高(轮胎宽扁平率) /2=（25.415+2350.75）/2=0.367m/ =1.42.0 且=4600r/min 取=32452300r/min 取=3200 r/min。=9549 （式中=1.11.3，取=1.2）=194.3N.m=0.377=0.377=4.902）确定传动系最大传动比， （2-2）则由最大爬坡度要求的变速器挡传动比为 即， （2-3）式中：G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，=194.3N.m；主减速器传动比，=4.9；传动系效率，=90%；车轮半径，=0.367m；滚动阻力系数，对于货车取=0.02；爬坡度，取=16.7=3.2为了满

21、足附着条件。 在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75即=4.54由得3.24.54；又因为轿车=3.04.5；所以，取=3.8。3）其他各挡位传动比的确定： 按等比级数原则，一般汽车各挡位传动比大致符合如下关系： （2-4） 式中：取五挡为直接挡，q为常数，也就是各挡位之间的公比；因此，各挡的传动比为：，=1.396所以其他各挡位传动比为：=2.721，=1.949，=1.392、中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： (2-5) 式中 K A-中心距系数。对轿车，K

22、A =8.99.3；对货车，K A =8.69.6；对多挡主变速器，K A =9.511；TI max -变速器处于一挡时的输出扭矩： TI max=Te max igI =664.77Nm （2-6）故可得出初始中心距A=80mm。3、轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。轿车五挡变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关：四挡(2.22.7)A五挡(2.73.0)A六挡(3.23.5)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。本次设计采用5+1手动挡变速器，其壳

23、体的轴向尺寸是380mm=240mm，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。2.2齿轮参数1、模数选取齿轮模数应遵循的原则：1，为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；2，为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；3，从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；4，从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；5，对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；6.，低挡齿轮选用大一些的模数，其他挡位选用另一个齿数。表2-1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753

24、.003.504.504.506.00 表2-2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50根据表2-1及2-2，齿轮的模数定为3.0mm。 2、压力角表2-3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目 车型 齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14.5，15，1616.52545一般货车 GB1356-78规定的标准齿形202030重型车同上 低挡、倒挡齿轮22.5，25小螺旋角如表2-3所示，理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5、15、16、

25、16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角。本设计选用15为压力角。啮合套和同步器选用30作为压力角。3、螺旋角实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。轿车变速器螺旋角：2545初选各挡斜齿轮螺旋角30。4

26、、齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取6.0；斜齿，取为6.08.5，取6.0。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，取4mm。5、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。2.3各挡传动比及其齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和压力角以及螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。1.确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比 （2-7） 为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和: （2-8） 图2-1 五挡变速器示意图 其中 A =80mm、m =3；故有。

27、取整后当轿车中间轴式的变速器则，此处取=16，则可得出=54-16=38。 2、对中心距A进行修正 上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（2-8）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为54，则根据式（2-8）反推出A=81mm。3、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（2.7）求出常啮合传动齿轮的传动比 （2-9）=1.60常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 （2-10） = =46.77由式（2-9）、（2-10）得=17.98，=28.78取整为=18，=29，则：=3.826=

28、3.84.确定其他挡位的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，选=30 （2-11）=1.70 （2-12） =46.77由式（2-11）、（2-12）得=29.59，=17.41取整为=30，=17（2）三挡齿轮为斜齿轮，选=30 （2-13） = =1.218 （2-14）由式（2-13）、（2-14）得=25.80，=21.19 取整=26，=21（3）四挡齿轮为斜齿轮，选螺旋角=30 （2-15）= =2.23 （2-16）由（2-15）、（2-16）得=14.55，=32.41， 取整=15，=325.确定倒挡齿轮的齿数一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为接近，在本设计中

29、倒挡传动比取3.7。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮10略小，取。而通常情况下，倒挡轴齿轮取2123，此处取=23。由 （2-17）可计算出。 取故可得出中间轴与倒挡轴的中心距A (2-18) =57mm 2.4本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数。然后重新计算中心距。第三章 变速器齿轮的强度计算和校核 3.1 齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。轮齿折断发生在下述几种情况下：轮

30、齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、

31、高压作用下齿面互相熔焊焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现较少。3.2 齿轮的强度计算与校核 与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采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20CrMnTi。1.计算各轴的转矩发动机最大扭矩为194.3N.m，齿轮传

32、动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。轴 =194.398%96%=182.80N.m中间轴 =182.8096%99%29/18=294.51N.m轴 一挡=294.510.960.9938/16=664.77N.m倒挡 =294.5135/15=625.77N.m2.齿轮弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力 （3-1）式中，-弯曲应力（MPa）；-一挡齿轮10的圆周力（N）， ；其中 为计算载荷（Nmm），d为节圆直径。 -应力集中系数，可近似取1.65； -摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9； b-齿宽（mm），取18 t-端面齿距（mm）； y-齿形系数

33、，如图3-1所示。 图 3-1 齿形系数图 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一挡、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa 挡和倒挡齿轮相同，齿宽系数Kc取6.0，代入式中得 满足要求。（2）、斜齿轮弯曲应力 （3-2）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=6.0重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。满足要求。3. 齿轮接触应力 （3-3）式中：轮齿的接触

34、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)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.1。弹性模量=20.6104 Nmm-2表3.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡130014006507001）计算挡常啮合齿轮接触应力。 =9.32=15.01, 采用渗碳处理齿轮满足设计要求。2）计算挡和

35、倒挡直齿齿轮接触应力。 =6.21=14.75采用渗碳处理齿轮满足设计要求。3.3本章小结本章首先简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各挡齿轮的转矩。根据齿形系数图查出各齿轮的齿形系数，计算轮齿的弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。第四章 变速器轴的强度计算与校核4.1变速器轴的结构和尺寸1. 轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花

36、键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图4-1所示：图4-1 变速器第一轴 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示： 一挡齿轮 倒挡齿轮图4-2 变速器中间轴2.确定轴的尺寸初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距时，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承距离的比值：对中间轴，=0.160.18；对第二轴，0.180.21。第一轴花键部分直径（mm）： （4-1） 式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。第一轴花键部分直径=2

37、2.7026.10mm取23mm；第二轴最大直径=36.4548.60mm取36mm；中间轴最大直径=36.4548.60mm取36mm第二轴支撑间长度：；中间轴支撑间长度：；第一轴支撑间长度：变速器壳体轴向尺寸L=3A=243mm4.2轴的强度验算1、轴的刚度验算轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式（4-2）、（4-3）、（4-4）计算 （4-2） （4-3） （4-4）式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.06105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用

38、力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。变速器轴向尺寸L=243mm。取a=60mm。b=L-a=183mm2、轴的强度验算 （4-5） （4-6）式中：d为轴的直径，mm，花键处取内径；W为抗弯截面系数。在低挡工作时，400N/mm2。变速器的轴采用与齿轮相同的材料制造。对于本例，指点A的水平面内和垂直面内支反力为 则有： 得到 满足设计要求。4.3轴承的选择变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。 第一轴常

39、啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。 滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 4.4本章小结本章主要是对变速器轴的计算和校核，首先介绍了轴的结构并根据计算数据确定轴的尺寸，接着以已有尺寸对轴进行校核验算第五章 变速器同步器5.1同步器的结构及原理在前面已经说明，本设计所采用