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JX14-26 【JX14-26】中间轴式五挡变速器传动机构设计

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中间轴式五档变速器传动机构设计中间轴式五挡变速器传动机构设计 摘要 变速器是汽车传动系中的主要部件之一。变速器由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转距和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的改变，即实现换挡，以达到变速变距。本题目主要进行轿车三轴五挡机械式变速器的设计，包括变速器的整体结构和齿轮传动部分的设计，并进行相关的计算与校核。经过设计与校核，该变速器主要结构符合设计标准、零件强度也达到了使用要求。 关键词 汽车机械变速器 三轴五挡 传动比 齿轮 IIIFive-speed gearbox countershaft type transmission mechanism design Abstract Transmission in the automotive transmission lines, one of the most important components. Transmission speed by a variable speed transmission and control mechanism of two parts. The main role of the variable-speed transmission is to change the value of torque and rotational speed and direction; manipulation of the organizations main role is to control the transmission mechanism, transmission gear ratio to achieve the exchange, that is, to achieve shift in order to achieve variable-speed pitch. This subject, mainly for automotive six-axis mechanical transmission gear structural design, including the gear drive parts, control of part of the, etc., and the associated calculation and verification, through the design and verification,The main structure of the transmission line design standards, parts intensity reached the use requirements. Keywords Automotive Mechanical Transmission；Axis 5 block ；gear ratio；gear wheel 目录引言1第1章 概论21.1选题背景与意义21.2变速器的功用与要求31.3 原始设计参数3第2章 手动变速器工作原理4第3章 机械式变速器方案的确定83.1 变速器结构方案的确定83.2 变速器主要零件结构的方案分析9第4章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计124.1 变速器主要参数的选择124.2 各档传动比及其齿轮的确定144.3齿轮变位系数的选择16第5章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择185.1 齿轮的损坏原因及形式185.2 齿轮的强度计算与校核18第6章 变速器轴及轴承的强度计算与校核226.1 变速器轴的结构和尺寸226.2轴的校核236.3 轴承的选择及寿命计算256.3.1滚针轴承的选择及寿命验算266.3.2圆锥滚子轴承的选择及寿命验算32第7章 变速器的操作机构36结论37致谢语38参考文献39引言现在，每当人们观看F1大赛，总会被那种极速的感觉所折服。此刻，大家似乎谈论得最多的就是发动机的性能以及车手的驾驶技术。而且，不忘在自己驾车的时候体会一下极速感觉或是在买车的时候关注一下发动机的性能，这似乎成为了横量汽车品质优劣的一个标准。的确，拥有一颗“健康的心”是非常重要的，因为它是动力的缔造者。但是，掌控速度快慢的，却是它身后的变速器。从目前不同车型所安装的变速箱来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。1第1章 概论1.1选题背景与意义 从目前不同车型所安装的变速箱来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。（1）手动变速器(MT)手动变速器，也称手动挡，即用手拨动变速杆才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。踩下离合时，方可拨得动变速杆。如果驾驶者技术好，装手动变速器的汽车在加速、超车时比自动变速车快，也省油。（2）自动变速器（AT）自动变速器（AutomaticTransmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。一般来讲，汽车上常用的自动变速器有以下几种类型：液力自动变速器、液压传动自动变速器、 电力传动自动变速器、有级式机械自动变速器和无级式机械自动变速器等。其中，最常见的是液力自动变速器。液力自动变速器主要是由液压控制的齿轮变速系统构成，主要包含自动离合器和自动变速器两大部分。它能够根据油门的开度和车速的变化，自动地进行换挡。（3）手动/自动变速器（AMT）它是在手动变速箱的基础上，通过改变换挡操纵部分，在总体结构不变的情况下加装自动操纵系统来实现换挡的自动化，就像是一个机器人为您完成操作离合器和选挡的两个动作。由于本质上还是手动变速箱，AMT在省油方面也继承了手动挡的优势。（4）无级变速器CVT（Continuously Variable Transmission），直接翻译就是连续可变传动，也就是我们常说的无级变速箱，顾名思义就是没有明确具体的档位，操作上类似自动变速箱，但是速比的变化却不同于自动变速箱的跳挡过程，而是连续的，因此动力传输持续而顺畅。CVT传动系统里，传统的齿轮被一对滑轮和一只钢制皮带所取代，每个滑轮其实是由两个椎形盘组成的V形结构，引擎轴连接小滑轮，透过钢制皮带带动大滑轮。玄机就出在这特殊的滑轮上：CVT的传动滑轮构造比较奇怪，分成活动的左右两半，可以相对接近或分离。锥型盘可在液压的推力作用下收紧或张开，挤压钢片链条以此来调节V型槽的宽度。当锥型盘向内侧移动收紧时，钢片链条在锥盘的挤压下向圆心以外的方向（离心方向）运动，相反会向圆心以内运动。这样，钢片链条带动的圆盘直径增大，传动比也就发生了变化。1.2变速器的功用与要求对变速器的主要要求是：（1）应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器挡数及传动比，来满足这一要求。（2）为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换挡或自动、半自动换挡来实现。（3）重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。（4）传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接挡。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。1.3 原始设计参数本设计主要进行微型级轿车中间轴五挡机械式变速器的结构设计，包括齿轮传动部分、操纵机构部分等，并进行相关的计算与校核。原始参数如下：车型 微型轿车驱动形式 FF42发动机位置 前置、横置最高车速 Umax=120km/h最大爬坡度 imax30%汽车总质量 ma=1020kg满载时前轴负荷率 50%外形尺寸 总长La总宽Ba总高Ha=350014451470mm3迎风面积 A0.78 BaHa空气阻力系数 CD=0.35轴距 L=2300mm前轮距 B1=1440mm后轮距 B2=1420mm车轮半径 r=300mm离合器 单片干式摩擦离合8第2章 手动变速器工作原理手动变速箱工作原理：我们先来看一个2档变速箱的简单模型，看看各部分之间是如何配合的：输入轴（绿色）通过离合器和发动机相连，轴和上面的齿轮是一个部件。轴和齿轮（红色）叫做中间轴。它们一起旋转。轴（绿色）旋转通过啮合的齿轮带动中间轴的旋转，这时，中间轴就可以传输发动机的动力了。轴（黄色）是一个花键轴，直接和驱动轴相连，通过差速器来驱动汽车。车轮转动会带着花键轴一起转动。齿轮（蓝色）在花键轴上自由转动。在发动机停止，但车辆仍在运动中时，齿轮（蓝色）和中间轴都在静止状态，而花键轴依然随车轮转动。齿轮（蓝色）和花键轴是由套筒来连接的，套筒可以随着花键轴转动，同时也可以在花键轴上左右自由滑动来啮合齿轮（蓝色）。挂进1档时，套筒就和右边的齿轮（蓝色）啮合。见下图：如图所示，输入轴（绿色）带动中间轴，中间轴带动右边的齿轮（蓝色），齿轮通过套筒和花键轴相连，传递能量至驱动轴上。在这同时，左边的齿轮（蓝色）也在旋转，但由于没有和套筒啮合，所以它不对花键轴产生影响。当套筒在两个齿轮中间时（第一张图所示），变速箱在空挡位置。两个齿轮都在花键轴上自由转动，速度是由中间轴上的齿轮和齿轮（蓝色）间的变速比决定的。 如今，5档手动变速箱应用已经很普遍了，以下是其模型。换档杆通过三个连杆连接着三个换档叉，见下图在换挡杆的中间有个旋转点，当你拨入1档时，实际上是将连杆和换档叉往反方向推。你左右移动换档杆时，实际上是在选择不同的换档叉（不同的套筒）；前后移动时则是选择不同的齿轮（蓝色）。倒档：通过一个中间齿轮（紫色）来实现。如图所示，齿轮（蓝色）始终朝其他齿轮（蓝色）相反的方向转动。因此，在汽车前进的过程中，是不可能挂进倒档的，套筒上的齿和齿轮（蓝色）不能啮合，但是会产生很大的噪音。同步装置同步是使得套筒上的齿和齿轮（蓝色）啮合之前产生一个摩擦接触，见下图:齿轮（蓝色）上的锥形凸出刚好卡进套筒的锥形缺口，两者之间的摩擦力使得套筒和齿轮（蓝色）同步，套筒的外部滑动，和齿轮啮合。第3章 机械式变速器方案的确定3.1 变速器结构方案的确定变速器由传动机构与操纵机构组成。1 变速器传动机构的结构分析与型式选择传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。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，轿车变速器的传动比范围为3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.08.0；越野车与牵引车为10.020.0。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、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器又称中间轴式变速器，如图3-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档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档。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，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档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得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。图3-1 轿车中间轴式四档变速器1第一轴；2第二轴；3中间轴由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。2 倒档传动方案图3-6为常见的倒挡布置方案。图3-6b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3-6c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3-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图3-6c所示方案。图3-6e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2-6f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3-6g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。本设计采用图2-6f所示的传动方案。图3-6 变速器倒档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档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档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。3.2 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、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、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档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。2.换档结构型式换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档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档、噪声大等原因，初一档、倒档外很少采用。啮合套换档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。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，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。自动脱档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（如图3-7a）或者两接合齿的啮合位置错开（图3-7b），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，以阻止自动脱档。2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图3-8）。3）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档的轴向力（图3-9）。这种结构方案比较有效，采用较多。a b图3-7 防止自动脱档的结构措施此段切薄图3-8 防止自动脱档的结构措施图3-9 防止自动脱档的结构措施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3-10所示：图3-10 锁环式同步器l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮12第4章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计4.1 变速器主要参数的选择一、档数和传动比目前，乘用车一般用45个档位的变速器。本设计也采用5个档位。 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：则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为 （3-1）式中 m-汽车总质量； g-重力加速度； max-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； -汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I档传动比为： （3-2）式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； -路面的附着系数，计算时取=0.50.6。由已知条件：满载质量1020kg； rr=300mm； Te max=170Nm； i0=4.782； =0.95。根据公式（3-2）可得：igI =3.85。超速档的的传动比一般为0.70.8，本设计去五档传动比ig=0.75。中间档的传动比理论上按公比为： （3-3）的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：=1.51。 故有：二、中心距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： (3-4)式中 K A-中心距系数。对轿车，K A =8.99.3；对货车，K A =8.69.6；对多档主变速器，K A =9.511；TI max -变速器处于一档时的输出扭矩：TI max=Te max igI =628.3Nm故可得出初始中心距A=77.08mm。三、轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(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，其壳体的轴向尺寸是377.08mm=231.24mm，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。四、齿轮参数（1）齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn (3-5)其中=170Nm，可得出mn=2.5。一档直齿轮的模数m (3-6)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，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取23.5。本设计取2.5。（2）齿形、压力角、螺旋角和齿宽b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表3-1选取。表3-1 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 低档、倒档齿轮22.5，25小螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同步器取30；斜齿轮螺旋角取30。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。4.2 各档传动比及其齿轮的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。1.确定一档齿轮的齿数 一档传动比 (3-7) 为了确定和的齿数，先求其齿数和： (3-8)其中、；故有。当轿车三轴式的变速器时，则，此处取，则可得出。上面根据初选的及计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式(3-8)看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距，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51，则根据式(3-8)反推出。2.确定常啮合齿轮副的齿数由式(3-7)求出常啮合齿轮的传动比 (3-9)由已经得出的数据可确定 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 (3-10)由此可得： (3-11)而根据已求得的数据可计算出： 。 与联立可得：、。则根据式（3-7）可计算出一档实际传动比为： 。 3.确定其他档位的齿数二档传动比 (3-12)而，故有： 对于斜齿轮， (3-13)故有： 联立得：。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 ；四档齿轮。4.确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取。而通常情况下，倒档轴齿轮取2123，此处取=23。由 （3-14）可计算出。故可得出中间轴与倒档轴的中心距 (3-15) 而倒档轴与第二轴的中心： (3-16)4.3齿轮变位系数的选择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，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶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。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数Z1017，因此一档齿轮需要变位。变位系数 （3-17）式中 Z为要变位的齿轮齿数。38第5章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择5.1 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档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再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档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。5.2 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40Cr。1. 齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力 （4-1）式中，-弯曲应力（MPa）； -一档齿轮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20 t-端面齿距（mm）； y-齿形系数，如图4-1所示。 图4-1 齿形系数图 当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为： （4-2） =17010002.181.78 =659668Nm 故由 可以得出；再将所得出的数据代入式（4-1）可得 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿轮的弯曲应力在400850MPa之间。（1） 斜齿轮弯曲应力 （4-3）式中 为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（4-1）注释相同，选择齿形系数y时，按当量模数在图（4-1）中查得。二档齿轮圆周力： （4-4）根据斜齿轮参数计算公式可得出：=6798.8N齿轮8的当量齿数=47.7，可查表（4-1）得：。故 同理可得： 。依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档： 四档：五档： 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。2. 齿轮接触应力 （4-5）式中， -齿轮的接触应力（MPa）； F-齿面上的法向力（N），； -圆周力在（N）， ； -节点处的压力角（）；-齿轮螺旋角（）；E-齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取；b-齿轮接触的实际宽度，20mm；-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮： （4-6） （4-7）斜齿轮： （4-8） （4-9）其中，分别为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下表：表4-1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700 通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档： 二档： 三档： 四档： 五档： 倒档： 对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。第6章 变速器轴及轴承的强度计算与校核6.1 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5-1所示：图5-1 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。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档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：图5-2 变速器中间轴2. 确定轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：第一轴和中间轴： （5-1）第二轴： （5-2）式中 -发动机的最大扭矩，Nm为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴和中间轴： d/L=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。6.2轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。1. 第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 （5-3）式中：-扭转切应力，MPa； T-轴所受的扭矩，Nmm； -轴的抗扭截面系数，； P-轴传递的功率，kw； d-计算截面处轴的直径，mm； -许用扭转切应力，MPa。其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知=55MPa，故，符合强度要求。轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为： （5-4）式中，T -轴所受的扭矩，Nmm； G -轴的材料的剪切弹性模量，MPa，对于钢材，G =8.1MPa； -轴截面的极惯性矩，； 将已知数据代入上式可得：。对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。2. 第二轴的校核计算1）轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出： （5-5） （5-6） （5-7）式中 -至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比3.85； d -计算齿轮的节圆直径，mm，为105mm； -节点处的压力角，为16； -螺旋角，为30； -发动机最大转矩，为170000Nmm。代入上式可得： ， ， 。危险截面的受力图为：图5-3 危险截面受力分析水平面：（160+75）=75 =1317.4N；水平面内所受力矩： 垂直面： （5-8）垂直面所受力矩：。该轴所受扭矩为：。故危险截面所受的合成弯矩为： （5-9）则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: （5-10）将代入上式可得：，在低档工作时，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算： （5-11） （5-12）式中, -齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于； -齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于； E-弹性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I-惯性矩（），d为轴的直径（）； a、b-为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（）； L-支座之间的距离（）。将数值代入式（5-11）和（5-12）得： 故轴的全挠度为，符合刚度要求。6.3 轴承的选择及寿命计算6.3.1滚针轴承的选择及寿命验算1.输出轴五档齿轮滚针轴承的选择对微型汽车轴承寿命要求是25万km，由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知由根据式查表7-2-31表7-2-26可知根据式（7-2-6）查表（7-2-29）查表（7-2-31）查表（7-2-85）选择滚针轴承：表6-1五档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型38463044.082.56700950030.142.7轴承寿命验算：由故所选轴承合格。根据速比极差计算各档转速：=即r/min r/min r/min r/min2.输出轴四档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知根据式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知根据式（7-2-6）查表（7-2-29）查表（7-2-31）查表（7-2-85）选择滚针轴承：表6-2四档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型48563049.81055300750030.142.7轴承寿命验算：由故所选轴承合格。3.输出轴三档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知根据式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知根据式（7-2-6）查表（7-2-29）查表（7-2-31）查表（7-2-85）选择滚针轴承：表6-3三档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型52603052.011248006700-30.142.7轴承寿命验算：由故所选轴承合格。4.输出轴二档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知根据式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知根据式（7-2-6）查表（7-2-29）查表（7-2-31）查表（7-2-85）选择滚针轴承：表6-4二档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型55624062.5160480067007340.172.3轴承寿命验算：由故所选轴承合格。5.输出轴一档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知根据式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知根据式（7-2-6）查表（7-2-29）查表（7-2-31）查表（7-2-85）选择滚针轴承：表6-5一档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型75833072.598.236005000-30.142.7轴承寿命验算：由故所选轴承合格。6.倒档齿轮滚针轴承的选择 根据式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知根据式（7-2-6）查表（7-2-29）查表（7-2-31）查表（7-2-85）选择滚针轴承：表6-6倒档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型40483045.286.86300900030.142.7轴承寿命验算：由故所选轴承合格。倒档轴齿轮11，,12表6-7倒档双联齿轮滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸42502031.054.2600085000-20.142.76.3.2圆锥滚子轴承的选择及寿命验算1.第二轴两端轴承的选择初选轴承型号 30208 和323088因为挂I档时齿轮所受圆周力，轴向力，径向力最大，所以两个圆锥滚子轴承在挂I档时所受力最大。轴向载荷分析图如下图6.1第二轴圆锥滚子轴承受力分析 根据力的径向平衡条件有：轴承的转速为352r/min计算两轴承寿命：附加轴向力：因为所以轴承I被“压紧”，轴承II被“放松”。所以被“压紧”的轴承工作所受的总轴向力必须与相平衡，即轴承I：轴承II：轴承的名义寿命L（以转为单位）由故所选轴承合格。中间轴两端圆锥滚子轴承的选择：初选轴承型号 33228 和32308因为挂I档时齿轮所受圆周力，轴向力，径向力最大，所以两个圆锥滚子轴承在挂I档时所受力最大。轴向载荷分析图如下图6.2中间轴圆锥滚子轴承受力分析 根据力的径向平衡条件有：轴承的转速为1137r/min计算两轴承寿命：附加轴向力：因为所以轴承I被“压紧”，轴承II被“放松”。所以被“压紧”的轴承工作所受的总轴向力必须与相平衡，即轴承I：轴承II：轴承的名义寿命L（以转为单位）由故所选轴承合格。故所选轴承合格。第7章 变速器的操作机构设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：1. 换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如下图所示：图7-1 变速器自锁与互锁结构1-自锁钢球