毕业设计（论文）-两轴式变速器设计.doc

目录绪论11变速器的发展趋势与设计内容21.1 变速器的发展趋势21.2 设计的内容及方法22变速器传动机构布置32.1 变速器传动机构布置方案32.1.1 传动机构的结构分析和形式32.1.2倒挡的布置形式42.2 变速器主要零件结构方案分析62.2.1齿轮型式62.2.2换挡结构型式62.2.3变速器的轴承73 变速器的设计与计算83.1 变速器主要的参数83.1.1 档位数的确定83.1.2 传动比范围的确定83.1.3 变速器各档传动比的确定83.1.4 中心距的计算103.1.5 变速器的轴向尺寸103.1.6 齿轮参数的选择113.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比计算133.1.8 变速器齿轮的变位及螺旋角的调整183.2变速器齿轮强度校核213.2.1齿轮材料的选择213.2.2变速器齿轮弯曲强度校核224轴的设计244.1 变速器轴的结构尺寸244.1.1 轴的校核264.2 变速器轴承的选择304.2.1 轴承的特点304.2.2 类型的选择315同步器335.1同步器类型的选择335.2同步器工作原理335.3 主要参数的确定345.4花键的校核366操纵机构396.1功用396.2换档位置图396.3变速器的布置396.4锁止装置416.4.1互锁装置416.4.2 自锁装置416.4.3 倒挡锁装置42结束语43参考文献44绪论变速器是用来改变发动机到驱动桥之间的转矩和转速的，其目的是为了在汽车起步、加速、行驶等的过程中让汽车获得的牵引力和速度不同。变速器不仅需要有前进档位，还应该需要倒挡和空挡，倒挡的作用是能让汽车拥有倒退行驶的能力。空挡的作用是当汽车在滑行或停车时，发动机的动力系统停止向驱动桥输送动力。对于本次变速器的设计我应该还要了解到该车型的各个方面。本次设计的是5个前进档位的手动变速器， 设计的步骤分为以下几步：第一步，确定它的档位数为5+1档。第二步，选定好车型，确定该车的基本参数。第三步，确定该变速器的主要参数。第四步，计算好轮齿的强度。第五步，计算好轴的强度。第六步，配合组装。设计的要求：1. 变速器的档位数和传动比要正确合理的选择，让它与发动机的参数能够合理的匹配，这样能够有效的保证汽车具有良好的动力性与经济性；2.设置空挡来保证汽车发动机在有需要时与传动中断分离；3.设置倒挡来保证汽车在倒车时能够很好的倒退行驶；4.操作简单、方便、迅速、省力；5.传动效率高，工作平稳、无噪音；6.体积较小、质量轻便、承受载荷能力强、工作可靠度高；7.制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；8.贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；9.需要时应该设置动力输出装置。车型的基本参数表最大扭矩(N.m) 169车轮滚动半径r（mm）185/60R14S最高车速(Km/h)182最大功率转速(rpm)3300发动机功率(kw)84驱动桥主减速器：i04.4汽车总质量(Kg)1732档位数5+11变速器的发展趋势与设计内容1.1 变速器的发展趋势对于现在的变速器可分为手动变速器和自动变速器这两种，而自动变速器有可分为有级式与无极式这两种，有级式变速器的档位数可分为三、四、五等多档位的形式，档位越多说明其结构越复杂，结构复杂它的技术要求就更高；无极式变速器的钢带是主要变速部分，通过液压控制可动部分和被动部分之间的距离来控制传动比，而且理论上在传动比的范围内其档数是无限的，是一种理想的变速器，但因为它的承载扭矩不是特别大，所以比较适合中小排量乘用车。尽管在现代汽车中自动变速器应用广泛，但是手动变速器还不会过早的被淘汰，不仅在小型轿车的市场上，而且在重型货车的市场上，手动变速器都有它无法被替代的理由。毕竟手动变速器的扭矩承载能力稳定性能还没有其他变速器能够媲美的，如一些民用级别的赛车，其他变速器还无法发挥其引擎的全部改装效能，还只能靠手动变速器。还比如一些便宜的小型轿车，为了能够降低制造成本，那手动变速器自然也是必不可少的一个环节。1.2 设计的内容及方法设计的内容：首先是设计一套手动变速器变速传动机构，要求包含空挡、倒档和前进档；然后保证汽车有必要的动力性和经济性，汽车在行驶过程中，不能有跳档、乱档及换档冲击等现象发生，换档应迅速、省力和方便，噪音低，工作效率高；最后完成机械部装图与总装图。设计的方法：要明确设计的目标，了解车型及该车的参数；对手动变速器机构进行结构方案分析及选择；对手动变速器需要计算的参数包括变速器齿轮的中心距、变速器的轴向尺寸、挡数及各挡传动比、齿轮参数的确定、确定各挡齿轮的齿数、圆柱齿轮强度的计算、轴的设计与计算、轴承的选择与计算、同步器的设计与计算；对参数进行校核：主要包括齿轮强度校核程序，轴的强度校核程序和轴的刚度校核程序；最后设计一份变速器总装图。2变速器传动机构布置2.1 变速器传动机构布置方案2.1.1 传动机构的结构分析和形式有级变速器与无极变速器相比，其结构简单、生产费用低，具有很高的传动效率（=0.960.98），因此在各类汽车上都有配备。设计时首先要根据汽车的使用条件及要求来确定变速器的传动比范围、档位数与各档的传动比，因为它们对汽车动力性与燃油经济性都有很大的影响。传动比范围是变速器低档传动比和高档传动比之间的比值。汽车行驶的道路状况不同样0，发动机的功率与汽车质量之比越小，则变速器的传动比越大。现如今，轿车变速器的传动比范围为3.04.5；货车与轻型以上的客车为5.08.0；越野车与牵引车为10.020.0.现在乘用车上5前进挡档以下手动变速器已经淘汰；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档位数的增多可提高发动机功率的利用效率、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，降低运输所需成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档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。某些乘用车车和货车的中间轴变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。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。但与传动比为1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。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。固定轴式变速器得到的最广泛的应用。固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置成本低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。还有受结构的限制，两轴式变速器的一档传动比不可能设置得很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。本设计选用两轴式变速器。发动机横置，前轮前驱形式，构造简单，结构紧凑，零件数少，并且造价低、质量轻，符合当今市场的需求。2.1.2倒挡的布置形式图2-1运用形式较广泛的齿轮安装位置及结构方案如下。图2-1a广泛在用于设置4档同步器的轿车及微型货车中。图2-1b巧妙的应用了中间轴上的一档齿轮，使得整体轴向距离缩短，不过两对齿轮需同时啮合，难度加大。图2-1c传动比与其他方式比较更大些，但档位更换的逻辑顺序较混乱。图2-1d为前者方案上的修改，可在货车上采用。图2-1e将中间轴上的倒档齿轮与一档作为一体，同时增大其齿轮厚度。图2-1f在全部齿轮组都采用常啮合方案的变速器上采用，轴向距离降低。图2-1g所示方案。缺点是一，倒档各采用相互独立的拨叉轴，不过在壳盖上部的零件布置更加的繁杂。设置5个档位的变速机构可选择后叙的几种方案。本设计使用2-1f所示传动方案。换挡顺序合理，且本设计变速器均采用常啮合齿轮，换挡方式轻便快捷，且降低了轴向距离，故本次倒档齿轮布置在一档上方，传动比近于一档。 图2-1 边变速器倒档传动方案 综上所述，整体变速器的传动方案可从以下几种形式中选取，结构特点由图可知，其一档，倒档齿轮布置得靠近支撑端，为使轴的刚度提高，有的将倒档齿轮布置在附加壳体内的支撑旁（图2-2c）也有设置附加支承的（图2-2d），这些方式均可降低齿轮磨损与噪声，也有将高档位的同步器放置在上半部分的而档位低的则布置在下半部分（图2-2b及d），使变速器的轴向尺寸缩小。 图2-2a 图2-2b 图2-2c 图2-2d而本次设计主要采用如下图2-3所示的布置方案：图2-3其传动路线如下：一挡：输入轴-齿轮1-齿轮2-一二挡同步器-输出轴二挡：输入轴-齿轮3-齿轮4-一二挡同步器-输出轴三挡：输入轴-齿轮5-齿轮6-三四挡同步器-输出轴四挡：输入轴-齿轮7-齿轮8-三四挡同步器-输出轴五挡：输入轴-齿轮9-齿轮10 五挡同步器-输出轴倒挡：输入轴-齿轮11-齿轮13-齿轮12-一二挡同步器-输出轴2.2 变速器主要零件结构方案分析2.2.1齿轮型式 与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱轮虽然制造复杂，工作时有轴向力。但是它有使用寿命长，工作时噪声小的优点。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。在本设计中除了倒挡外均用斜齿轮，倒挡用直齿轮。2.2.2换挡结构型式变速器换挡结构型式有啮合套、同步器和直齿滑动齿轮这三种型式。大多数轿车采用的是同步器换挡，这种机构虽然结构复杂、制造成本高、精度也要求严格，但是该机构在换挡时噪声低、操作轻便、换挡迅速、对驾驶员的操纵技巧也没有太大要求，这样能很好的提高行车的安全性，也能延长齿轮的寿命，在现代汽车上得到了广泛的运用。啮合套换挡型式结构简单、制造容易、维修方便，但在驾驶要求上，驾驶员需要熟练的操作技术，就其拆装难度来说，复杂的零件与配合让其难度变大，使其拆装不便，所以对可靠性、寿命及维修成本要求高，目前仅用在大中型货车。随着使用的时间，变速器轴及齿轮的磨损量增大，造成工作时的配合缺陷加大，发生脱档，为了防止脱档，采用以下措施：(1) 在结合位置时，采用越程结合，两结合齿间的结合套长度超过被结合齿如图（2-4a），或使两需要啮合的齿轮在结合的地方间隔即错位接合（图2-4b）。（2）将挂该挡后位于接合的啮合套上的那个齿圈的受力齿侧减少0.20.3mm的厚度，如果发生档位脱离情况将会在旁边齿圈截断面处发生位移限制，阻止了档位的自动脱开（图2-4c）,较高的档位由于使用的频率高，为了防止这种情况发生，在加工上齿圈的宽度应当减少。（3）将结合齿需要参与啮合的平面在制作时制成倾斜1.52.0的倒锥侧（图2-4d），使其在工作的时候会存在阻止力矩，另一种是在制作时制成侧方位为阶梯状的结合齿轮（图2-4e），以用来防止自动脱档。在本次设计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2-5所示：图2-5 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2.2.3变速器的轴承变速器在选定轴承时一般是在确定了轴的情况下根据标准选定的，轴承的形式多种，可在向心滚子轴承，向心球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承中选取。向心球轴承应用在第一轴前轴承上，后轴承多为外圈带止动槽的向心球轴承，考虑到它不仅要受到来自径向的作用力，同时也要受到由内部向外的力，考虑到安装与拆卸问题，轴上齿轮的最大径向尺寸要比置于后方的轴承座孔尺寸小。滚针轴承或圆柱滚子轴承多应用在第二根轴的前面部分，滚针轴承多应用于变速器第二轴的长啮合齿轮与二轴之间，也有采用滑动轴套的。3 变速器的设计与计算3.1 变速器主要的参数下表是该车的主要技术参数：项目参数值最大输出功率84kw最大输出扭矩169Nm轮胎型号185/60R14S主减速比4.40总质量1732kg最高车速182km/h3.1.1 档位数的确定轿车变速器档位数的设定是根据其传动比的范围来决定的，传动比范围一般为最大/最小，由于轿车传动比范围小，所以常置3-4个档位，为了使油耗将低，档位数呈增加趋势。本次设计变速器的设计考虑到汽车行驶性、结构性、燃油经济等各方面决定采用5+1个档位。3.1.2 传动比范围的确定家用轿车的传动比范围为3-4.5，这是最低档传动比与最高档传动比的比值，目前对经济燃油性的重视，轿车基本上采用的档位为5档。3.1.3 变速器各档传动比的确定近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。不同类型汽车的变速器，其档位数也大致不同。本设计是本田雅阁的一款轿车，采用5个前进档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、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。汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面见滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，此时有：(3-1)式中：最大驱动力； 滚动阻力； 最大上坡阻力。又 代入式（3-1），得 根据驱动车轮与路面的附着条件得变速器档传动比为： （3-2 ）式中：发动机最大扭矩，=169Nm 变速器一挡传动比； 主减速器传动比，=4.4； 汽车传动系总效率,取值为0.95； 汽车总质量，其值为1732kg； 重力加速度；取为9.8； 驱动轮滚动半径，其值为=0.297m； 滚动阻力系数，取为0.020； 汽车满载静止水平路面驱动桥给地面的载荷；取为2200kg 道路的附着系数，其值为0.50.6；注：（轮胎型号185/60 R14 ，轮胎宽度185毫米，轮胎内口直径14英寸 ，1英寸=25.4mm，自由半径：d/2=（185mm 60%）+（14 25.4mm/2）=288.8mm滚动半径=Fd/(2pi),F：子午线轮胎为3.24，d:轮胎的自由直径；滚动半径为=3.24288.82/（23.141592657）=0.297 m。将所取数值代入式（3-2)中可得：4.6，取=4设计的变速器五挡为超速挡，超速挡主要用于在良好路面上轻载或空车驾驶的场合，借此提高汽车的燃油经济性。超速挡的传动比一般为0.70.85,取 =0.8由 式中，为常数，也就是各档之间的公比，一般认为不宜大于1.71.8。由等比性质得： 因为齿数为整数，故实际传动比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，且高速时车速下降更多。为了使发动机在各档时都在相同的转速范围内工作。靠近于高速档的相邻传动比之比比应比靠近低档的要大些。所以有：=4，=2.68，=1.8，=1.21，=0.83.1.4 中心距的计算对于两轴变速器而言，中心距距离即为第一根轴的轴心至第二根轴轴心间距离。然而，变速器整体的外部形状和占用空间及啮合齿的接触强度会受其跨度距离的影响，轮齿啮合时产生的应力大小时根据中心距大小决定的，如果距离短则应力也就大，相对的轮齿能够参与工作的有效时限也会变短。为了能够让齿轮间的接触强度满足工作需求，选取合适的中心距会起到主要作用。根据初选中心距的经验公式计算： （3-3）式中：A-变速器中心距（mm)；-中心距系数，乘用车为8.99.3；-发动机最大输出转矩为169Nm；-变速器一档传动比4；-变速器传动效率，约为96%；mm根据转矩及传动比计算出的中心距在轿车变速器的适当范围内65-80mm，中心距的大小由轿车大小决定，所以取A=78mm。3.1.5 变速器的轴向尺寸变速器客体的径向距离主要由其轴上齿轮的直径，换挡机构形式及倒档轴的布置决定，由于是两轴变速器所以可以不用考虑倒档轴，另外，轴向大小尺寸的确定，要考虑的主要因素是档位数的多少，档位更换选取的机构以及齿轮的常啮合对数。家用型小轿车变速器的轴向距离大小的范围主要参考以下公式：因此，该轿车变速器我初选的长度为280mm。3.1.6 齿轮参数的选择（1）模数遵循的一般原则：在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重和度增加，并减少齿轮的噪声，故为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数，减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原因，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即： mm 高档齿轮K=1 （3-4） mm 一挡齿轮 （3-5） 式中： 为斜齿轮法向模数； 发动机最大扭矩，=169Nm； 变速器传动效率：取96； 变速器一档传动比； =4。如图所示：汽车变速器常用齿轮模数：第一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50该设计前进挡齿轮都为斜齿轮，并按同一模数进行。理论上倒挡齿轮模数与一挡接近。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都相同，轿车和轻型货车取23.5。选取较小的模数可使齿数增多，有利于换档。同样所选模数值应符合国家标准。本设计前进挡斜齿轮法向模数取=2.5。为了好进入倒档，倒档模数也选2.75（2）齿形，压力角，及螺旋角可从下表中选取符合汽车齿轮的压力角及螺旋角：项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并且修型齿形14.5:15:16:16.52545一般货车GB135678规定齿形202030重型车同上低档，倒挡22.5,25小螺旋角20度为国家规定斜齿轮压力角。如果采用角度较大的压力角，则齿轮的弯曲强度与接触强度提高，归根于圆齿厚及节圆处渐开线曲率半径都会变大，不过齿轮在啮合的时候由于压力角变大，其齿根处的结合情况将发生变化，不跟切的概率将会增加。考虑到工艺以及效率问题，本变速器选取压力角为20度，符合国家标准规定。螺旋角也应选择合适的，螺旋角过小斜齿轮的优势功效发挥不明显，反之，过大的螺旋角会带来过大的轴向力。螺旋角与压力角的选取决定了齿轮啮合时的平稳度和齿轮接触强度的大小，当选取大的螺旋角时，齿轮在啮合工作过程中表现平稳且在运转过程中噪声低，不过选取过大的螺旋角（大于20度）齿轮工作时抗弯曲应力的能力降低，其齿轮强度会减小。初选螺旋角为：一档二档三档四档五档倒档24222222220在选择齿宽时，首先应该考虑的是齿轮的强度是否因齿宽过低而降低，再者其工作的平稳性是否会受到齿宽的影响，接着考虑过大的齿宽是否会加大变速器轴向距离以及质量，齿宽的确定公式如下： （3-6）式中为齿宽系数，直齿轮为4.57.5，斜齿轮为6.58.5。斜齿将=7.0带入上式得直齿mm所以倒档的直齿轮的宽度取mm, =20mm, =18mm.档前进档齿轮的宽度取：=20mm, =20mm, =18mm, =18mm，=19mm ；=18mm, =20mm, =18mm，=18mm, =17mm。(3)齿顶高系数齿顶高系数大则代表着该齿轮 的齿形偏长，因为是长齿齿轮，所以它在齿轮副进行啮合时平滑度与重合度有很大的提高，但是期间遇到的问题是长时间的工作会使齿尖受到磨损，容易发生齿轮跟切，一般情况下取在较高级的轿车上齿顶高系数会大于1，为了能使本次设计满足家庭乘用车的需求，本设计采用齿顶高系数。3.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比计算在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数无公约数。图3-1为所设计的五挡变速器的传动方案。图3-7 变速器的传动方案1一档齿数及传动比的确定一挡传动比为 （3-7）直齿 （3-8）斜齿 （3-9）为齿轮副的齿数之和。因为设计一挡用的是斜齿轮，选取的=24。所以根据式（3-9）可得： ，取=57。即： （3-10）联合式（3-7）、（3-10）可求出一挡齿轮的齿数为：，因为计算齿数和后，经过取整数使中心距会发生变化，所以对中心距进行修正：取整可得：A=76mm修正传动比：（合格）；修正：由 得：2、确定其他档位的齿数（1）二挡的传动比为： （3-11）因所设计的二挡齿轮是斜齿轮，则其齿轮的中心距为： （3-12） 由式（3-11）和（3-12）得：故解得；，（圆整）修正：（合格）修正：（2）三挡的传动比为： （3-13） 又三挡齿轮的中心距为： （3-14）联合式（3-13）和式（3-14）可得三挡传动齿轮的齿数： 求得： ，（圆整）修正：（合格）修正：（3）四挡的传动比为： （3-15）而四挡齿轮的中心距为： （3-16）联合式（3-15）和式（3-16）求出四挡的和如下：解得： ，（圆整）修正：（合格）修正，（4）五挡传动比： （3-17）而五挡齿轮的中心距为： （3-18）联合式（3-17）和式（3-18）求出四挡的和如下：解得：，（圆整）修正：(合格）修正：（5）确定倒档齿轮的传动比齿数倒档的功用：汽车倒退行驶和汽车陷入泥潭脱出时使用所以必须设计较大的传动比。本车的市场定位是城市和城镇的用户，泥潭等情况比较少见。倒车的路程并不长，可以使用半联动离合进行倒退而不担心汽车离合器烧毁设计的倒档传动比介于一档和二档之间，设定为3.1这样能保证输入轴和输出轴之间的距离短，变速器结构紧凑。通常倒档惰齿轮齿数=2124，选择23，倒档主动齿轮数一般=1014选择12为，故有：，解得：（圆整）修正：（合格）故输出轴与倒挡轴的中心距为：因为，故不会发生运动干涉。同理，输入轴与倒挡轴得中心距为：（6）齿轮精度的选择 根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取所有齿轮为七级。3.1.8 变速器齿轮的变位及螺旋角的调整所谓变位齿轮即通过改变标准刀具对齿轮毛胚的径向位置或者改变标准道具的齿槽宽切制出的齿形为非标准渐开线齿形的齿轮。变位齿轮应用在机构当中的原因：（1） 通过它的特性达到将机构缩小的预期效果；（2） 变位齿轮在齿轮啮合传动时其齿部所受到的力的承载能力可以在传动过程中提高；（3） 配紧凑中心距；（4） 根据其原理将受到磨损的齿轮损伤度降低。利用变位系数封闭图分配变位系数是较好的方法，它能综合各种限制条件和传动质量指标。使用该图分配变位系数可以不必校核是否干涉、根切、齿顶变尖以及重合系数过低等情况。齿轮的基本数据如下表表3-2齿轮的基本数据z11441542203625313125231237b2020181819182018181720201825.232022.2822.9222.920变位系数的计算4：已知实际中心距，z标准中心距：端面压力角：端面齿合角： inv=inv+2*( +)* /(+) (inv= -)代入式并整理得：= +=(inv-inv )*( + )/2*求出、查封闭图，分配变位系数：、 、如下表：表3-3齿轮分配变位系数(mm)2.52.52.52.52.52.752.752.75(mm)2.752.702.702.702.702.752.752.75202020202020202021.8221.47121.47121.47121.47120202021.8221.47121.47121.47121.47120202017.357.2321.4650.4826.5045.4431.5540.3940.3931.55231237(mm)2.52.52.52.52.52.52.52.52.52.52.752.752.75(mm)3.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.43753.43753.4375(mm)35.75118.2545.910856.797.267.586.486.467.563.2533101.75(mm)40.75123.2550.911361.7102.272.591.491.472.568.7538.5107.25(mm)29.511239.65101.7550.4590.9561.2580.1580.1561.2556.37526.12594.8750.4-0.40.25-0.250.125-0.1250.06-0.06-0.1250.1250000.1520.1350.1540.1340.1460.1390.1410.1400.1390.1460.1240.1530.128图3-4齿形系数图（假定载荷作用在齿顶，)注：直齿圆柱齿轮： 斜齿圆柱齿轮：齿顶高=（）；端面模数=/；齿根高=（+ ）；分度圆直径=；齿顶高系数； 齿顶圆直径=+2 ； 顶隙系数=0.25； 齿根圆直径=-2.5；齿顶圆直径=+2； 全齿高=+=2.25；分度圆直径= ； （其它可根据直齿齿轮的公式来计算）全齿高=+ ； 齿根圆直径=-2 3.2变速器齿轮强度校核3.2.1齿轮材料的选择（1）齿轮损坏的原因形式每种齿轮的材料根据其齿轮使用的环境而进行选用，齿轮在工作过程中，在齿根部会因载荷作用而产生弯曲应力，当齿轮的负载过大时，其材料的需用应力不足以与因其载荷过大而在齿根部产生的弯曲应力抗衡时，齿轮齿部发生折断，在表面折断处会出现突然断裂具有的粗粒状。长时间反复性的承载力矩会使齿根受拉面的最大应力出现疲劳裂缝扩展到一定的深度后产生断裂。它的表现形式为疲劳裂缝破坏断处呈光滑表面，而在短时间内折断的粒面。这种弯曲断裂会出现在低档小。齿面点蚀常发生在变速器较高档位的齿轮上，这是一种因疲劳接触而产生的损坏。当接力变现为脉时，齿轮面在这种长久性的施加力下会慢慢出现许多和齿轮面形成一定锐角的裂缝，当齿轮副在工作时会产生一定的相互力作用，使得在其断裂的接缝处润滑油的压力变高，断裂处形成的缝隙发生扩展，导致其发生剥落结果齿轮面出现扇子形状的密密麻麻的小点，称为点蚀。（2）齿轮材料的选择原则达到工作条件标准。齿轮工作时的环境大多不同，齿轮的传动大小在不同的环境是不一样的，因此对于材料的要求应根据其传动的大小作为材料选取的参考依据，通常针对常见的传动性齿轮，它的表面应有足够的强度和耐性，也应具备较好柔韧。材料配对选择的合理性。在高旋转工作时，如果齿轮组上的齿轮材料硬度存在极大的误差，硬度高些的小齿轮会对硬度低些的大齿轮会有较为显著的冷化效应，从而提升了大齿轮的疲劳极限。加工工艺及热处理工艺。铸毛胚通常在较大的齿轮上使用，齿轮材料可在铸钢或者铸铁中选取。锻造毛胚应用在对材料要求标准较高的小齿轮上，可使用锻钢工艺法制造。圆钢做毛胚通常应用在尺寸小且要求不高的齿轮上。齿轮表面的硬化方法有：渗碳，氮化，表面淬火。就常持续啮合传动的齿轮组而言，易因其接触磨损大而产生接触疲劳，因此所有齿轮材料都选用，通过渗碳后冷却到限定温度淬火，然后降低温度，获得高碳，表面耐磨性提高，硬度高，心部依旧具有良好韧性；淬火和低温回火原因是得到马氏体组织后变化成回火马氏体，符合性能要求。齿面硬度为5862HRC，心部为3045HRC。3.2.2变速器齿轮弯曲强度校核与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外汽车变速器的齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也是基本一致。故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。1、 齿轮弯曲强度计算：（1）直齿轮弯曲应力 （3-19）式中，为弯曲应力（)；为圆周力(N)，；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径(mm)；为应力集中系数，可近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；b为齿宽(mm)；t为端面齿距，m为模数；y为齿形系数，如图2-2所示。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa之间，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。（2）斜齿轮弯曲应力 （3-20）式中，为圆周力(N)，；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径(mm)， ，为法向模数(mm)；z为齿数；为斜齿轮螺旋角()；为应力集中系数，=1.50；b为齿面宽(mm)；t为法向齿距(mm)，；y为齿形系数，可按当量齿数在图5-1中查得；为重合度影响系数，=2.0.当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，乘用车的长啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350范围。因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。2、齿轮接触应力 轮齿接触应力: （3-21）式中，为轮齿的接触应力（）；F为齿面上的法向力（N）， ；为圆周力（N），；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径（mm）；为节点处压力角（），为齿轮螺旋角（）；E为齿轮材料的弹性模量（），本次设计的齿轮的材料选用20CrMnTi,查资料得其弹性模量E=210MPa；b为齿轮接触的实际宽度（mm）； 、为主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮 、，斜齿轮 ， ； 、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3-5：表3-5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斜齿轮弯曲应力：乘用车的常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180-350N范围。4轴的设计4.1 变速器轴的结构尺寸（1）轴的结构及要求变速器轴在负荷作用下会因其材料的许用应力不足以承载其载荷而产生一定的形变，从而齿轮在啮合时的精度受到影响，降低齿轮的强度耐磨性和寿命，因为轴在旋转的同时需承载一定的转动力矩，以及齿轮啮合时产生的圆周力，径向力和斜齿轮的轴向力所产生的弯曲力矩，因此轴设计需要考虑：轴的结构形状，轴的直径、长度、轴的强度和刚度、轴上花键型式和尺寸等。然而，最终决定轴的尺寸还需要考虑整体的构造排列方案及在制造方面的工艺性要求。在考虑轴的大体形态时，还应能够与其配套齿轮，同步器，轴承有着良好的匹配。且与工艺要求有着密切联系。（2）确定轴的尺寸在整体基本布局及方案考虑完整的情况下可以对轴的长度结构下初步的定义。整体刚度是否足够最主要是该轴是否有合适的横向距离。为了能有足够的刚度，其径向距离与轴向距离存在一定范围内的许用值。轴直径与轴传递转矩有关。初步选定的径向距离应按照整体构造安排及花键，轴承，弹性挡圈等还有轴的刚度及验算结果进行修正。以下是轴的计算尺寸：输出轴： (4-1) (4-2)其中：轴传递的功率，；材料载荷情况的常数；轴的转速，； 轴所受的扭矩，变速器传动效率：取96。根据发动机输出扭转力矩较小，取100，公式如下：（mm）对输入轴：齿轮2处：=100（16900040.96/9.55/106）1/340.8（mm）；齿轮4处：=100（1690002.680.96/9.55/106）1/335.70（mm）；齿轮6处：=100（1690001.80.96/9.55/106）1/331.27（mm）；齿轮8处：=100（1690001.210.96/9.55/106）1/327.39（mm）；齿轮10处：=100（1690000.80.96/9.55/106）1/323.86（mm）；齿轮12处：=100（1690003.0830.96/9.55/106）1/337.41（mm）；轴上有键槽时，应该增加轴的径向距离，花键直径增加10。所以：齿轮12处即为-挡同步器处：d=37.41(1+10%)=41.15mm挡同步器轴径：d=23.86(1+10%) =26.25mm与挡同步器轴径：三挡齿轮处即是6处：d=31.27(1+10%) =34.4mm四挡齿轮处即是8处：d=27.39(1+10%) =30.13mm由以上数据知道该轴的最小直径为26.25mm查相关轴承数据可以确定轴的最小直径即轴承安装位置直径为d=25mm ；挡同步器轴径d=30mm ,同步器的左侧用卡环定位，查标准件知道卡环处的d=28.6mm,l=1.5mm；齿轮10处的安装直径为d=32mm，在齿轮10和齿轮8之间用卡环定位；齿轮8处的直径为d=32mm；齿轮8后装配三四挡同步器，其直径由花键尺寸大小知其为37mm；齿轮6处的直径d=40mm;齿轮4和齿轮6之间用厚的5mm环隔开，环的外径为50mm，内径为40mm;齿轮4处的直径为40mm；齿轮12是在-档同步器，该处的直径为d=40mm； 齿轮2处的直径为40mm；接下来的位置是安装主减速器齿轮， 接下来是安装轴承，轴径d=30mm。对输出轴：初选 d= （4-3） 经验系数，4.04.6，取4.1;=169N.m发动机最大转矩（Nm）代入数据得：d=22.7mm最小值取整为=22mm由于该处有花键，直径增加10%，所以d=22.7(1+