毕业设计（论文）-汽车齿轮变速器设计及PROE建模(设计部分).doc

毕业设计（论文)题目：汽车齿轮变速器设计及pro/e建模（设计部分）english title：automobile gear transmission design and pro/e modeling (design) 二零一二年六月二日目录绪 论51. 变速器结构方案的选择71.1. 两轴式和三轴式变速器71.2. 齿轮安排81.3. 换档结构形式92. 变速器主要参数的确定102.1. 传动比的计算102.2. 轴向尺寸122.3. 齿轮参数122.4. 各档齿轮齿数的选择142.5. 变速器齿轮的强度计算与材料的选择172.6. 轴的设计272.7. 变速器壳体和盖的设计32总 结33致 谢34参考文献35摘要摘 要变速器是用来协调发动机的转速和汽车速度的变速装置，是汽车最重要部件之一，其中机械式变速器运用广泛，技术成熟，而且动力传输效率高。本设计以现有桑塔纳车型为例，进行三轴五档机械式变速器的设计，介绍了在汽车正常行驶状态下，变速器的整体构造，各部分零件应满足的要求和各档位的分布情况。变速器由输入轴（动力输入轴）、输出轴（动力输出轴）和中间轴三轴组成，各档位有从动齿轮和主动齿轮，同时为保障换挡的可靠性，还需要同步器。设计对三轴的材料、刚度和强度等数据计算，同时重点介绍了变速器的档位在其需求的传动比下，对各档位齿轮的齿型选择以及材料、齿数和齿宽等数据要求的计算，并且根据实际情况进行校验各轴与齿轮以满足变速器实际应用的要求。关键词：变速器 ； 轴 ； 档位 ； 齿轮。 abstractabstracttransmission is used to coordinate engine speed and vehicle speed transmission device,the most important parts of a car, in which extensive use of mechanical transmission, technical maturity, and the power transmission efficiency. the design of the existing santana models, three-axis and five-speed mechanical transmission design,introduced in the car driving condition, the overall transmission structure, shall meet the requirements of some of the parts and the distribution of stalls . transmission from the first shaft (input shaft), the second shaft (pto) and the intermediate shaft axis composed of a driven gear while the reliability for the protection of the shift, but also synchronizer . the axis of the material design, the stiffness and strength data calculation, while highlighting the transmission gear in its demand, the gear teeth of each gear type selection and materials, teeth, width the number of such data calculations required, and the actual situation of the transmission shaft and gear to meet the requirements of practical application. key words：transmission ; gear ; file ；shaft . 绪论绪 论现代汽车的动力装置，几乎都采用柱复活塞式内燃机。它具有体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等优点。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。大家知道，汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。即使在平坦的柏油路上，汽车以低速等速直线行驶，也需要克服约占汽车总质量15的滚动阻力。若发动机和车轮直接相连，则对应于该转速所换算的汽车速度很高，是不能达到的。为此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器。即可使驱动车轮的扭矩增大为发动机把短的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的若干分之一。此外，汽车的使用条件颇为复杂，变化很大。如汽车酌载贷量、道路坡度、路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，可挂入变速器的高速檄而在不平的路上成爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速档。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器档位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽车燃料经济性的要求。例如汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行驶，往往可挂入较高的变速器档位，也可挂入较低的档位工作。此时只是发动机的节气门开度和转速或大或小而已，可是发动机在不同的工况下，燃料的消耗量是不一样的。一般变速器具有四个或更多的档位，驾驶员可根据情况选择合适的档位，使发动机燃料消耗量减小。汽车在某些情况下，如进出停车场或车库，或在较窄的路上撑头等，需要例向行驶。然而，汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器内设有例档。此外，变速器还没有空挡，可中断动力传递，以满足汽车暂时停驶和对发动机检查调整的需要。对变速器的要求，除一般便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点：1 汽车具有良好的动力性和经济性指标；2 具有较高的传动效率；3 操纵轻便，工作可靠，噪声小；4 具有空挡和倒档。现在汽车的变速箱主要有：手动变速器mt、自动变速器at、动/自动变速器amt、无级变速器cvt和双离合变速器dsg。手动变速器mt手动变速器的汽车，在换挡的时候必须先踩下离合器，再用手拨动变速杆才能改变档位。手动变速器结构简单、技术成熟、故障率较低、燃油经济性更高。虽然换挡程序较为繁琐，但是对于追求汽车掌控的驾驶者来说，手动变速器是绝佳的选择，汽车能随着驾驶者的需求增加或减少档位并且手动变速器能使汽车输出更高的功率。手动变速器一般有5个档位，也有些有6个档位。自动变速器at自动变速器利用行星齿轮机构进行变速，汽车没有离合器，驾驶者只需要控制油门改变车速，就可以自动地进行挡。自动变速器较为方便，使得汽车较容易操控，但是油耗相对于手动变速器较高。手动/自动变速器amt手动/自动变速器可以让驾驶者随意改变驾驶模式，想方便的时候，就用自动模式，想体验操控的时候，就用手动模式。虽然比自动变速器和手动变速器节能，但由于其是基于手动变速器发展起来的，具有不可逾越的技术阻碍，即动力中断现象。无级变速器cvt无级变速器属于自动变速器的一种，但它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点。无级变速器虽然具有变速柔和、舒适等特点，但变速器内能量损失过大，并不节油，承载扭矩具有局限性，成本较高。双离合变速器dsg双离合变速器是世界上较为先进的变速器系统，最大的特点是采用了双离合。dsg变速器主要是要满足消费者对驾驶感觉和车辆节油的双重要求，为喜欢手动变速器的驾驶者提供了最佳选择。配备了dsg的发动机由于快速的齿轮转换能够马上产生牵引力和更大的灵活性，加速时间比手动变速器更加迅捷。36 变速器方案的选择1. 变速器结构方案的选择目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。各种结构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，设计时应深入实际，收集资料，调查研究，对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标堆化，最后助定较合适的方案。【1】1.1. 两轴式和三轴式变速器现代汽车大多数都采用三轴式变速器。两轴式变速器只用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车上。究竟采用哪一种形式，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下三方面，1.1.1. 变速器的径向尺寸两轴式变速器，它的前进档均由一对齿轮传递动力，如图11所示。当需要大的传动比比需特主动齿轮做得小些，而将从动轮做得很大，因此两轴的中心距和变速器完的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器，由两对齿轮传递动力，如图12所示。在同样传动比的情配下，可特大齿轮的径向尺寸做得小些，因此中心距及变速器壳的相关尺寸均可减小。图2-1两轴式变速器图2-2 三轴式变速器1.1.2. 变速器的寿命 两轴式变速器的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多。因此小齿轮的寿命，比大齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档(除直接档)，均为常啮拼齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和齿轮寿命也比较接近。用宜按档工作时，因输入轴与输出轴直接连在一起，齿轮只是空转，并不传递动力，故不影响齿轮寿命。1.1.3. 变速器的效率 两轴式变速器，虽然可以有等于l的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此有功率损失。而三轴式变速器，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡。这种动力传递方式，几乎无功率损失，且噪声较小。根据上述原则，本设计选用三轴式变速器：输入轴：通过轴承，前支撑在曲轴后端孔中，花键 部分装离合器从动盘；后部有常啮齿轮和直接档齿轮。中间轴：有与输入轴齿轮常啮齿轮，各档齿轮用半圆键装配。输出轴：用轴承，前支撑在输入轴后端，后支撑在壳体，倒档齿轮可轴向滑动，各齿轮通过轴承与轴配合，并与中间轴齿轮常啮，其上均有传力齿圈。前后各有一副花键毂和接合套，实现换档。倒档轴：两个到档齿轮制成一体，其中一个与中间轴齿轮常啮。1.2. 齿轮安排各齿轮副的相对安装位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排，应考虑以下三个方面的要求：1.2.1. 整车总布置根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。1.2.2. 提高平均传动效率为提高平均传动效串，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地特使用时间最多的档位设计成直接档1.2.3. 改善齿轮受裁状况各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承校近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此物高档齿轮安排在寓两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的婉转角较小，故齿轮的偏载也小。根据以上要求，本设计中采用五档变速器：空档：输出轴换档的接合套、传动齿轮均处于中间空转位置，动力不传给输出轴；一档：前移前接合套与输出轴常啮传动齿轮上的齿圈啮合，动力由输入轴直接传到输出轴；二档：后移后接合套与输出轴二档齿轮上的齿圈啮合；三档：前移后接合套与输出轴三档齿轮上的齿圈啮合；四档：后移前接合套与输出轴四档齿轮上的齿圈啮合；五档：前移倒档齿轮，与中间轴一档齿轮啮合，动力经输入轴常啮齿轮、中间轴常啮齿轮、输出轴倒档齿轮传到输出轴；倒档：后移输出轴上的倒档齿轮与倒档齿轮啮合，实现汽车倒驶。1.3. 换档结构形式目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种：1.3.1. 滑动齿轮换档通常是采用滑动宜齿轮进行换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档时齿期面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏。并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式，一般仪用在例档上。采用滑动斜齿轮换档，虽有工作平稳、承载能力大、噪声小的优点。但它的换档仍然迎免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进档采用滑动齿轮换档的已甚为少见。1.3.2. 啮合套换档用啮合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。【2】而斜齿轮上另外有一部分做成宜的按合齿，用来与啮合套相啮合。这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了活动齿轮换档时，冲击力集中在12个轮齿上的缺陷。因为在换档时，由啮合套以及相啮合的按合卤上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和接合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底捎除齿轮端面所受到的冲击。1.3.3. 同步器换档现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻接合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行驶的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题巳解决。上述三种换档方案，可同时用在同一变速器中的不同档位上。一般的考虑原则是不常用的倒档和一档，采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式。对于常用的档位则采用同步器或啮合套。轿车要求操纵轻便和缩短换档时间，因此多采用全同步器变速器。 变速器主要参数的确定2. 变速器主要参数的确定变速器档数多少对汽车动力性、经济性影响很大。档数多，可以使发动机经常在最大功率附近的转速作，而且使发动机转速变化范围小，发动机平均功率高，投可提高汽车的动力性，即提高汽车的加速能力和爬坡能力。档数多，也增加了发动机在低油耗区工作的可能件，因而提高了汽车的燃料经济性。档数多少还影响相邻的低档与向档间传动比的比值。档数多，则此比值小，换档容易。相邻的低档与高档间传动比的比值不应大于1718。档数多的缺点是使变速器的结构复杂、质量增大、操纵不轻便等。【3】本设计以三塔纳2007款1.8mt为参考进行设计，其数据如表2-1桑塔纳2007 1.8mt发动机功率70kw最高车速164.0km/h最大扭矩145nm 汽车满载质量1600kg最大扭矩转速3000r/min(rpm) 车轮195/60r14s车轮半径290mm最大功率转速5200r/min(rpm) 重力加速度9.8道路最大阻力系数0.27汽车传动系的传动效率0.97主减速比4.444表格 2-1 桑塔纳2007 1.8mt参数2.1. 传动比的计算轿车变速器的传动比范围为3.04.5。采用传动比小于1（0.70.8）的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗,则选择5档为超速档。取。根据汽车最高时速公式1：（式2-1)式中：vmax：汽车最高车速；r:驱动轮的滚动半径；n:汽车最大功率转速；ig5:第五档传动比；i0:汽车主传动比；根据式(2-1)可以算出：。根据轿车变速器的传动比范围为3.04.5，超速档传动比0.8，可以取：。 确定最低档传动比时，要考虑下列因素：汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车最低稳定车速及主传动比等。根据最大爬坡度确定一档传动比汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坟阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，这时：式（2-2）式中：fkmax：最大驱动力；ft：滚动阻力；fimax：最大上坡阻力；代入式（2-2），得：化简可得：式(2-3)m：汽车满载质量；g：重力加速度；max：道路最大阻力系数，计算时取0.5；temax：发动机最大转矩；：汽车传动系总效率;f:滚动阻力系数；max:道路最大上坡角度。由已知条件：m=1550kg；r=0.29m；te max=145nm；i0=4.33；=0.97，代入式(2-3)可得变速器一档传动比为：中间档的传动比理论上是一个等比数列【1】，可以按公比为：可以得出各档位的传动比为：因齿数为整况故实际传动比与上面计算出的理论值略有出入。另外，在换档过程中，空档的一瞬间车速下降，车速高时速度下降更多，这是由于空气阻力大的缘故。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为小。2.2. 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。轿车五档变速器壳体的轴向尺寸为3.03.4a。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371.80mm=215.4mm，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。2.3. 齿轮参数确定变速器齿轮齿数时，应考虑：1 尽量符合动力性、经济性等对各挡传动比的要求；2 最少齿数不应产生根切。通常变速器中间铀一档齿轮是齿数最少的齿轮此齿轮不应产生根切，而且根圆直径应大于中间轴直径；3 互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应注意这点4 齿数多，可降低齿轮传动的噪声。2.3.1. 模数决定齿轮模数的因素很多，其中最主要的是载荷的大小。由于高档齿轮和低档齿轮载荷不同，故高档和低档齿轮的模数不宜相同。从加工工艺及维修观点考虑，同一变速器中齿轮模数种类不应过多。现代汽车变速器通常是高档齿轮用一种模数，一档及倒档齿轮用另一种模数，共它各档齿轮模数在二者之间。在中心距相同的情况下，采用小模数齿轮可以减小噪声，故轿车多采用较小模数的齿轮。初选模数时，可以参考同类型汽车的齿轮模数确定，也可根据大量现代汽车变速器齿轮。模数的统计数据，找出模数的变化规律，即经验公式。可利用下列经验公式初选模数1：式（2-4）最后确定的模数值应满足强度要求，并符合国标gbl35778的规定，表格2-2列出部分齿轮模数值。temax(nm)斜齿轮直齿轮mnkmzk1452.5,31.01,1.23.51.421752.50.9641.5420531.13.51.28表格2-2 部分齿轮模数值则可得出，当汽车最大扭矩为145nm时： 斜齿轮：，取2.5mm；直齿轮：，取3.5mm:2.3.2. 中心距 齿轮中心距是变速器很重要的参数，它对变速器整体尺寸及质量有很大影响。通常据经验公式初选中心距【1】。式（2-5） k a：中心距系数，轿车取值范围为ka=1114；根据式（2-5）可以算出初选中心距：,取73.00mm。在良好路面上行驶的汽车取小值，确定中心距时还要考虑齿轮几何参数及结构要求，如模数、齿数、变位系数及螺旋角要与中心距相匹配。中心距过小，会使放置滚动轴承有困难。2.3.3. 齿宽齿轮宽度大，承载能力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均匀，因而齿宽不宜太大。齿宽可根据下列公式初选：直齿，kc为齿宽系数，取为4.58.0，斜齿，kc取为6.08.5，压力角，螺旋角的选择，如表2-3：项目车型 齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14.5，15，16,16.52545一般货车 gb1356-78规定的标准齿形202030重型车同上低档、倒档齿轮22.5，25小螺旋角表格 1-3 齿轮压力角和螺旋角表当压力角较小时，齿轮重合度大，传动平稳，噪声低；当压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。因为本次设计的是针对轿车，要加强乘坐的舒适性，所以在本设计中变速器齿轮压力角取16,斜齿轮螺旋角取30。2.4. 各档齿轮齿数的选择在初选了中心距、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。2.4.1. 确定一档齿轮的齿数一档齿轮为直齿轮，则传动比为：为了确定五档斜齿轮z9和z10的齿数，先求其齿数和:其中 a =73.00mm、；故有可以算出：，取整为51。当轿车三轴式的变速器时，则可在1517范围内选择，此处取，则可得出。上面根据初选的中心距及模数计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，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51，则a=73.61mm。 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：则可以计算出： 可得：、。2.4.2. 确定其他档位的齿数二档传动比而，故可得：对于斜齿轮， 故有：得齿数：。三档传动比而，故可得：；且；得齿数：。四档传动比而，故可得：；得齿数：。2.4.3. 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3.5，中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮齿数略小，取，而通常情况下，倒档轴齿轮取2123，此处取。 可计算出。中间轴与倒档轴的中心距:倒档轴与输出轴的中心距:2.5. 变速器齿轮的强度计算与材料的选择2.5.1. 齿轮的损坏原因及形式齿轮工作时，全部扭矩都作用在啮合的轮齿上，使其承受很大的弯曲应力和接触应力，而且是周期性地作用于每一个轮齿上，使其承受复交变应力的作用。齿轮在啮合传递扭矩的过程中或在相对滚动中也会发生相对的滑动而产生摩擦。汽车的经常换挡，使齿轮端部受到多次撞击。加之汽车使用时，因路况、环境、车速等的不同，齿轮有时在过载和强烈冲击条件下工作，使齿轮出现多种不同的失效形式。主要失效形式有如下几种：1 接触疲劳 在齿面上出现浅层（0.050.4mm）麻点和深层（0.5mm）剥落。主要发生在高速长时间运行之后。2 弯曲疲劳 局部或整个牙断裂。主要出现在过载、冲击的使用条件下。3 磨损 齿面相互滑动造成的擦伤和磨损。主要发生在载荷过大、转速较低的情况下。此外，变速箱齿轮端部会发生撞击磨损。齿轮在要求的尺寸表面精度、正常的承载和良好的润滑条件下，影响其失效的主要因素，除了渗碳（碳氮共渗）、淬火、回火工艺和质量之外，还与制造齿轮所用钢材的化学成分和冶金质量有关。后者既对齿轮心部性能产生直接影响，又对渗层的性能产生直接（杂质及夹杂物的含量及分布）和间接（渗层碳浓度、内氧化、淬火后显微组织形态）影响，而且也是影响成本的重要因素。此外，钢材的成分波动往往影响齿轮的力学性能、工艺性能和尺寸稳定性。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。 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时，渗碳层深度0.81.2。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hrc4853；对于变速器齿轮，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。【6】2.5.2. 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为145nm，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。输入轴：；中间轴：输出轴：一档：；二档：；三档：；四档：；五档：；倒档：。2.5.3. 齿轮变位系数的选择齿轮的变位系数要根据设计的要求合理选择。变位系数的选择不仅仅是为了凑中心距，而主要是为了提高强度和改善传动质量。斜齿圆柱齿轮可以采用高度变位和角度变位，而实际上多采用标准齿轮传动，利用角度变位，可以增加齿面的综合曲率半径，有利于提高斜齿轮的接触强度，但边位系数较大时，又会是啮合齿轮的接触线过分的缩短，反而降低其承载能力，变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还要承受冲击负荷。变位系数越小，一对齿轮齿总厚度越薄，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。选择变位系数的限制条件：保证加工时不根切；保证加工时不顶切；保证必要的齿顶厚；保证必要的重合度；保证啮合时不干涉；在本设计中，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。图 2-3变位系数图根据图2-3可以得出各齿轮的变位系数为：；。2.5.4. 计算直齿轮的弯曲应力直齿轮弯曲应力公式【1】：式（2-6）式中：y：齿轮的变位系数：；：应力集中系数：；：齿宽系数：；倒挡齿轮齿数：、；倒档时输出轴的扭矩：；中间轴的扭矩：；倒档齿轮模数：；摩擦力影响系数：主动齿轮取；从动齿轮取。当计算载荷取作用到变速器输入轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850mpa。根据式（2-6）计算直齿轮的许用弯曲应力：一档：；倒档：；。符合设计要求！2.5.5. 斜齿轮弯曲应力斜齿轮弯曲应力计算公式【1】：式（2-7）式中：重合度影响系数，取2.0；：螺旋角度。根据式（2-7）计算各斜齿轮的许用弯曲应力：二档：；三档：；四档：；五档：；当计算载荷取作用到输入轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350mpa范围内。符合设计要求！2.5.6. 轮齿接触应力计算有齿轮的接触应力公式【1】： 式（2-8） 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)，取20mm；-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮：主动齿轮：；从动齿轮：；斜齿轮：主动齿轮:；从动齿轮：弹性模量：；各齿轮的节圆半径：； ； 。计算各齿轮节点处的曲率半径：；。将作用在变速器输入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2-4：齿轮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表格 2-4 变速器齿轮的许用接触应力根据式（2-8）计算各档齿轮的接触应力：一档：；二档：；三档：；四档：；五档：；倒档：；据表可知，变速器齿轮的接触应力符合要求。2.6. 轴的设计2.6.1. 轴的功用及设计要求变速器轴在工作时承受纽短、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重兔与其它零件的设计不同。设计变速器釉时主要考虑以下几个问题：轴的结构形妆轴直径、长度、轴的强度和刚度，轴上花镀型式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。2.6.2. 轴的直径和长度变速器的输入轴和齿轮做成一体，前端支承在飞轮内腔的轴承上，长短由离合器的轴向尺寸确定，输入轴不受轴向力。中间轴采用旋转式传动，一档和倒档的齿轮与中间轴做成一体，其他档位用键固定在轴上。变速器输出轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。如图2-4已知变速器中心距，输出轴和中间轴中部直径满足。输入轴花键部分直径可以根据公式进行初选：，k为经验系数取4.04.6；图 2-4 轴的分布输入轴花键部分直径：,取24mm；输出轴最大直径：，取40mm；中间轴最大直径，取40mm；轴的最大直径d和支承距离l的比值可在以下范围内选取：输入轴和中间轴：，输出轴：。输入轴的长度为：，取140mm；中间轴的长度为：，取240mm；输出轴的长度为：，取210mm。2.6.3. 轴的刚度校核输入轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，且一档所传动的扭矩最大，轴所承受的扭矩最大，所以在进行校核时只校核一档。轴的刚度验算1：垂直面上：水平面上：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），；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算，取40mm；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为：，。输出轴；垂直面上：；水平面上：；全扰度：中间轴：；垂直面上：；水平面上：；全扰度：则轴的刚度符合要求。2.6.4. 轴的强度计算；经受力分析可得水平面内支反力、和弯矩：由以上两式可得：，；垂直面内支反力、和弯矩由以上两式可得：，按第三强度理论得：；则轴的强度符合要求2.7. 变速器壳体和盖的设计2.7.1. 变速器壳体的设计变速器完应具有足够的刚度与强度，并要有良好的铸造工艺性、机加工工艺役。还应考虑变速器的某些特殊要求，勿动力总成文承、取力器安装等。壳体壁厚要均匀，过渡缓慢。过厚的壁厚会使质量增加，一般铸铁壳体壁厚为56mm，铸铝壳体采用高压铸造，其壁厚为3.54mm合适。利用合理的加强筋和大圆角过渡能够改善壳体的刚度和强度。大块平面的党体不利于吸收齿轮的振动和噪声，应力求避免。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉筋条，即增加壳体刚度又降低总成噪声。壳体上轴承座孔和螺纹孔(处在变速器润滑油面以上)尽