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毕业设计说明书TK905型变速器传动机构设计The design of Tk905 type gearbox transmission mechanism 学 院(系)： 机 械 工 程 学 院 专 业： 车 辆 工 程 学 生 姓 名： 学 号： 指 导 教 师： 评 阅 教 师： 完 成 日 期： 科技大学 University of Science and Technology毕业设计（论文）任务书学院（直属系）： 时间： 学 生 姓 名指 导 教 师毕业设计题目TK905型变速器传动机构设计设计内容与原始参数根据型载货车的特点和性能要求，进行载货车手动变速器传动机构的设计。具体内容：变速器传动机构布置方案；零、部件结构方案；变速器主要参数的选择；齿轮的设计与计算；轴的设计与计算。原始参数如下：参数名称数据单位最大总质量7165kg最大功率103kW最大扭矩450Nm最大扭矩转速1400rpm额定转速2500rpm主传动比6.166轮胎规格9.00R20设计方法比拟设计、经验核算、CAD绘图主要工作量1、设计图纸不少于2.5张A0图；2、设计说明书1份，字数不少于20000字；3、外文翻译一篇，字数不少于2000字。进度安排1、2月25日3月8日：布置题目、收集资料、文献翻译；2、3月9日4月31日：方案选型、设计计算、毕业实习；3、5月1日5月31日：图纸设计与绘制；4、6月1日6月8日：撰写设计说明书、准备答辩。主要参考文献1 王望予. 汽车设计M. 北京：机械工业出版社，20122 陈家瑞. 汽车构造M. 北京：机械工业出版社，20003 成大先. 机械设计手册M. 北京：化学工业出版社，2004.54 其它网络检索到的相关资料TK905型变速器传动机构设计摘 要本文首先简要介绍了变速器的功用、分类和结构方案的选择，然后系统的介绍了变速器基本参数的选取和各个部件的设计方法，并在此基础上展开设计。变速器的基本参数有档位数、各档传动比、中心矩、总体尺寸和齿轮参数等。在确定了变速器的基本参数之后，开始对变速器的主要零部件进行设计，本文中详细介绍了齿轮和轴的设计、校核以及轴承的选取。根据计算所得的数据完成图纸设计，从而完成对载货汽车变速器的设计。本文中设计的变速器为具有五个前进档和一个倒档的变速器。该变速器采用手动换档的方式进行换挡。关键词：载货汽车；变速器；齿轮 The design of Tk905 type gearbox transmission mechanism Abstract This paper gave a briefing on the function of transmission, classification and structure of the program of choice, and then introduced the transmission system of the basic parameters of the various components and select the design approach and launched on the basis of this design. The parameters of transmission include stalls, stalls transmission ratio, the central distance, the overall size and gear parameters. After determined the basic parameters of the transmission , the start of the main transmission components for the design, the paper detailed in the gears and axle design, verification and the calculation selection of bearing . According to calculations from the data to complete the design drawings, thus completing the truck transmission design. The transmission designed in this paper is a modular transmission with five advance stalls and a reverse stalls. And the transmission uses manual shift.Key words: truck ; transmission; gearsi目 录摘 要iAbstractii引言11 变速器结构方案的选择1 1.1 两轴式和三轴式变速器2 1.2 换档结构形式2 1.3 倒档的结构方案及倒档轴的位置32 变速器基本参数的确定52.1 原始参数52.2 变速器的布置方案52.3 变速器传动比的设计62.4 变速器中心距的设计82.5 齿轮参数92.5.1 齿轮模数的选择92.5.2 齿形、压力角及螺旋角的选择102.5.3 齿宽的选择122.5.4 齿顶高系数的确定122.6 各档齿轮齿数的分配123 变速器齿轮的设计计算183.1 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算183.2 变速器齿轮的材料与强度计算223.2.1 变速器齿轮的材料223.2.2 齿轮损坏的原因及形式223.2.3 圆柱齿轮强度的计算234 变速器轴与轴承314.1 变速器轴的设计314.2 轴的校核324.2.1 第一轴的强度校核32iTK905型变速器传动机构设计4.2.2 第二轴的强度校核334.2.3 中间 轴的强度校核364.3 变速器轴承的选择385 同步器的选择405.1 锁环式同步器405.2 锁销式同步器415.3 多锥式同步器与多片式同步器415.4 惯性增力式同步器42结 论43参考文献44附录 外文翻译及原文文献45致 谢58i引 言 手动变速器简称MT，又称机械式变速器，即必须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。轿车手动变速器大多为四挡或五挡有级式齿轮传动变速器，并且通常带同步器，换挡方便，噪音小。手动变速在操纵时必须踩下离合，方可拨得动变速杆。 一般来说，手动变速器的传动效率要比自动变速器的高，因此驾驶者技术好，手动变速的汽车在加速、超车时比自动变速车快，也省油。与自动变速器相比较可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。维修保养上会比自动变速箱便宜。特别是货车中采用手动变速器的较多，成本低有市场竞争力。 变速器的设计必须考虑到使汽车具有良好的动力性和经济性指标；具有较高的传动效率；操纵轻便，工作可靠，噪声小；具有空档和倒档。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。 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，设计人员应尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标谁化，最后确定较合适的方案。TK905型手动变速器的设计适用于发动机前置后驱的轻型货车，它所有换档方式均采用同步器所以它操作轻便，使用寿命长。手动变速器结构简单，工作可靠性高，制造成本低，用在货车上有广阔市场。i正 文1. 变速器结构方案的选择1.1 两轴式和三轴式变速器两轴式变速器第一轴与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。两轴式变速器:两轴式变速器因为轴和轴承数少,所以有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。因为两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，而且易损坏。还有受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可能设计的很大。对于前进挡，两轴式变速器多用在发动机前置前轮驱动的汽车上。如图1-1。中间轴式变速器：中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器第一轴前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器从动盘，第二轴的末端经花键与万向节连接。如图1-2。TK905型载货汽车的变速器设计采用中间轴式的布置方案。 图1-1 两轴式变速器示意图1 图1-2 三轴式变速器示意图11.2 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）滑动齿轮换档 通常是采用滑动直齿轮进行换档，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。缺点是换档时齿端面承受很大的冲击，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，一般仅用在倒档上。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。但它的换档仍然避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。 （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。而斜齿轮上另外有一部分做成直的接合齿，用来与啮合套相啮合。这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了滑动齿轮换档时，冲击力集中在1-2个轮齿上的缺陷。因为在换档时，由啮合套以及相啮合的接合齿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，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。 （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，寿命问题已解决。如瑞典的萨伯一斯堪尼亚(SAAB-Scania)公司，用球墨铸铁制造同步器的关键零件，并在其工作表面上镀一层铂，不仅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系数。这种同步器试验表明，它的寿命不低于齿轮寿命。此外2，如法国的贝利埃(Berliet),联邦德国的择孚(ZF)等公司的同步器，均采用镀钼工艺。我国北京齿轮厂在BJ2I2吉普车上做过试验，证明效果良好。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。TK905型载货车的设计各档位均采用同步器换挡，这样可以操作轻便，缩短换挡时间同时减轻接合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏，提高齿轮的寿命。1.3 倒档的结构方案及倒档轴的位置图1-33为常见的倒挡布置方案。图1-3 常见倒档布置方案图1-3b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1-3c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1-3d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图1-3c所示方案。图1-3e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1-3f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1-3g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。TK905型变速器倒档选用同步器换档齿轮副均为常啮合，所以倒档布置方案选择类似f方案。2 变速器基本参数的确定2.1 原始参数表2-1 原始数据总质量最大功率最大功率转速最大转矩最大转矩转速主传动比轮胎型号7165kg103kw2500rpm450Nm1400rpm6.1669.00R202.2 变速器的布置方案设计不同类型汽车的变速器，其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小(约为34)，过去常用3个或4个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用5个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为56，其他货车为7以上，其中总质量在3.5t以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加1个超速档；总质量为3.5lOt多用五档变速器；大于lOt的多用6个前进档或更多的档位。重型汽车品种多、批量少，其多档变速器采用组合方案不仅可简化结构而且有利于系列化生产。即以四档或五档变速器为主体，通过在其前或后或前与后加装副变速器、必要时亦可更换主变速器的某些齿轮副的方法，得到一组不同档数、不同转矩容量及传动比范围的多档变速器系列。需要时还可设置爬行档(最低速档)和超速档。后置副变速器的组合方案用于需要显著地提高驱动车轮的牵引力时。它有两种结构方案。其中，固定轴线式后置副变速器相当于一个两档变速器，即由第一轴、中间轴、第二轴及两对常啮合齿轮组成。第一、二轴连接后构成直接档；否则，经过两对常啮合齿轮传动则为降速档或称低档。因此，在中设计的变速器采用五个前进挡加一个倒档的设计方案。其结构简图如图2-1所示 图2-1 变速器机构简图2.3 变速器传动比的设计 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车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4则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为： (2-1)式中 汽车总质量，kg； 重力加速度, ； 道路最大阻力系数； 驱动车轮的滚动半径，mm； 发动机最大转矩，Nmm； 主减速比； 汽车传动系的传动效率。求出道路阻力系数为： 求得变速器档传动比最小值为：根据驱动车轮与路面的附着条件有： 则由道路附着条件要求的变速器档传动比为： （2-2）式中汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，N；道路的附着系数，计算时取 ；,见式(2-1)下说明。求得变速器档传动比最小值为：因此，的范围为： 考虑到变速器共有五个前进档和一档时要求汽车爬坡能力较好，初步选取 主变速器中间档的传动比理论上按公比为 的几何级数排列3，实际上与理论值略有出入，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。 因此该五档变速器的各档传动比为： 2.4 变速器中心距的设计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即A(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选1: (2-3)式中 中心距系数对轿车，= 8.99.3；对货车，= 8.69.6；对多档主变速器，= 9.511； 变速器处于档时的输出转矩2： （2-4） 发动机最大转矩，Nm； 变速器的I档传动比； 变速器的传动效率，取0.96。 因此，选择主变速器的中心2.5 齿轮参数的设计2.5.1 齿轮模数的选择 可按下式初选模数第一轴常啮合斜齿轮的法面模数为： I挡斜齿轮齿轮的发面模数为： 式中：发动机最大转矩， ；变速器I挡的最大转矩 ； ；变速器I挡传动比 ；变速器传动效率， 可取=0.96 ； 斜齿轮螺旋角 齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则更应重视减小其质量。从轮齿应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，一个变速器的齿轮模数应尽量统一，多采用折衷方案。当货车的最大总质量大于6t小于等于14t时模数在3.5和4.5之间，设计时所选模数值应符合国标GB1357-1978规定并满足强度要求应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用如表2-21所示。表2-2 汽车变速器常用的齿轮模数第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.505.50TK905的设计第一轴常啮合斜齿轮的法面模数取4，一档法面模数取4.5.同步器与啮合套的接合齿多采用渐开线齿形。出于工艺性考虑，同一变速器的接合齿采用同一模数，其选取范围是:轿车及轻、中型货车为23.5；重型货车为3.55。选取较小模数并增多齿数有利于换档。所选模数值应符合国家标准。2.5.2 齿形、压力角及螺旋角的选择 汽车变速器齿轮的齿形、压力角及螺旋角按表2-3选取3，但有些轻、中型货车的高档齿轮也采用了小压力角。汽车变速器及分动器齿轮都采用渐开线齿廓。为改善啮合、降低噪声和提高强度，现代轿车变速器齿轮多采用高齿且修形的齿形。加大齿根圆角半径和采用齿根全圆角过渡等能显著提高齿轮的承载能力及疲劳寿命。国家规定的齿轮标准压力角为 。压力角增大使根圆齿厚及节圆处渐开线曲率半径都加大，从而齿轮的弯曲强度与接触强度都会提高，但不根切的最少齿数减小，重合度减小，噪声亦随之增大。螺旋角也应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。增大螺旋角使齿轮啮合的重合系数增大，工作平稳、噪声降低，齿的强度也相应提高，但当 时，虽然接触强度会继续提高，而弯曲强度则会骤然下降。因此，从提高低档齿轮的弯曲强度考虑，角也不宜过大。轿车变速器齿轮宜采用较小压力角及较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声;重型汽车可采用大压力角、小螺旋角以提高齿轮的承载能力，减小轴向力。啮合套或同步器接合齿多选用压力角，也有和的。表2-3 主变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角车 型齿 形压力角螺旋角轿 车高齿并修形的齿形 一般货车GB1356-78规定的标准齿形重型车同 上低档、倒档齿轮小螺旋角选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵销。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一、第二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。图2-21为中间轴轴向力平衡图，由该图可知，欲使中间轴两斜齿轮的轴向力相互抵销的条件是轴向力，而，由于中 图2-2 中间轴轴向力的平衡间轴的转矩，故得出最后的平衡条件为 (2-5)式中 ，中间轴两工作齿轮的螺旋角； ，中间两工作齿轮的节圆半径。变速器各对齿轮之间会因模数或齿数和不同等原因而使其中心距不等，设计时可用调整螺旋角的方法使中心距一致起来。初选螺旋角如下表2-4。表2-4 初选螺旋角齿轮螺旋角2.5.3 齿宽的选择 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求。通常是根据齿轮模数来确定齿宽5b: (2-6)式中 齿宽系数，斜齿轮7.08. 6 ； 法面模数。同步器和啮合套的接合齿的工作宽度初选时可取。2.5.4 齿顶高系数的确定 一般齿轮的齿顶高系数1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。现代轿车变速器多采用齿顶高系数大于1的“高齿齿轮”(或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮)，因为它不仅可使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善。但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖(齿顶厚小于0.3 m)等问题。2.6 各档齿轮齿数的分配 (1).确定变速器一档齿轮的齿数1已知主变速器档传动比为： （2-7）为了确定，的齿数，先求其齿数和1 （2-8） 应取为整数，然后将分配给，。为了使尽量大一些，应将取得尽量大一些，这样，在已定的条件下的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。货车变速器中间轴的一档直齿轮的最小齿数为1217，这里选取。 对中心距修正： 圆整后中心距为 (2).确定常啮合传动齿轮副的齿数由式(2-7)可见 （2-9） 初选齿轮1、齿轮2的螺旋角 取 （2-10）联立（2-9）、（2-10）两式解得， 与假设误差小于5%。 (3).确定变速器二挡的齿轮齿数 （2-11） 初选齿轮7、齿轮8的螺旋角 取 （2-12）联立（2-11）、（2-12）两式解得， 与假设 误差小于5%。 由式（25）知，理论上有 与相差不大，多余的轴向力由轴承抵消。(4). 确定变速器其他档位的齿轮齿数同理参照(3).可求出其它前进档齿轮齿数如下表表2-5 各前进档齿轮齿数齿轮齿数17412336292935233615 (5). 修正后的各档传动比为: (6). 确定变速器倒档齿轮副的齿数初步确定该五档变速器的倒档传动比 。 通常I档与倒档选用同一模数，这里选取，中间轴齿轮的齿数比略小，倒档轴齿轮的齿数。初步选取，变速器倒档传动比为: （2-17） 由式（2-17）得倒档传动比为： 倒档轴到变速器中间轴的距离，初选倒档轴螺旋角 倒档轴到主变速器第二轴的距离为： 3 变速器齿轮的设计计算3.1 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比恒定不变等传动的基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分离性及切齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是:两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。渐开线圆柱齿轮的基准齿形(GB1356-78)见表 图3-1 基准齿形3-16及图3-17。表3-1 渐开线圆拄齿轮基准齿形 基本要素名称 代 号 标准齿 短 齿增大齿形角齿形角齿顶高系数径向间隙系数 齿根圆角半径 1) 考虑某些工艺要求，径向间隙允许增大至0.35m，齿根圆角半径允许减小至0.25m。表3-2给出了渐开线斜齿非变位和高度变位圆柱齿轮的几何尺寸计算公式，表中的为法面模数；，分别为齿数和变位系数，计算时应分别计算主、被动齿轮的有关项目，主、被动齿轮有关项目的下标分别为“1”和“2” 。表中的、见表3-18。 表3-2 渐开线直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算用表8 mm序号计算项目非变位齿轮变位齿轮（1）变位系数（2）端面模数（3）端面压力角（4）分度圆直径（5）齿顶高（6）齿根高（7）齿全高（8）齿顶圆直径（9）齿根圆直径（10）中心距（11）法向基节（12）基圆直径（13）法面分度圆弧齿厚（14）当量齿数TK905型变速器设计由表3-1选取齿形角，齿顶高系数，径向间隙系数。变速器第一轴常啮合齿轮的几何尺寸计算端面模数 端面压力角 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 法向基节 基圆直径 法面分度圆弧齿厚 当量齿数 同理根据以上齿轮的计算方法可求出其它齿轮的几何尺寸如下表3-3所示：表3-3 其它齿轮的几何尺寸4.3521.5873.6545981.6563.6511.868.776.2821.834.3521.58178.35459186.35168.3511.8165.856.2852.654.2621.1797.98459105.9887.9811.891.376.2827.694.621.17154.02459162.02144.0211.8143.016.2843.344.3421.5612645913411611.8117.056.2837.124.3421.5612645913411611.8117.056.2837.124.3421.56151.98459159.98141.9811.8141.276.2844.84.3421.56100.02459108.0290.0211.892.846.2829.444.9421.78177.844.55.6310.13186.84165.5913.3165.147.06547.624.9421.7874.164.55.6310.1383.1662.8513.368.817.06519.84522.021454.55.6310.13154132.7513.3134.427.06539.78522.02704.55.6310.137957.7513.364.897.06519.2522.021104.55.6310.1311992.7513.3101.987.06530.183.2 变速器齿轮的材料选择与强度计算3.2.1 变速器齿轮材料的选择 现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi，也有采用20Mn2TiB, 20MnVB,20MnMoB的。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，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，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下9: 渗碳层深度 渗碳层深度 渗碳层深度渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC58 63，心部硬度为HRC3348。TK0905型变速器的设计选择齿轮材料为20CrMnTi，渗碳层深度为1.2mm。3.2.2 齿轮损坏的原因及形式齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡圆角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为一次性断裂所呈现的粗粒状表面。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生。而常见的断裂则是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后产生的折断，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。对于高速重载齿轮，由于齿面相对滑动速度高、接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。在局部高温、高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。在一般的汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。 增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面硬度等，可提高齿面的接触强度。采用豁度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面硬度，选择适当的齿面表面处理和镀层等，是防止齿面胶合的措施。 齿轮的强度需经对轮齿应力的计算来检验。3.2.3 圆柱齿轮强度的计算最小许用中心距A应保证轮齿有必要的接触强度。轮齿的接触应力可按下式计算10: (3-1)式中 F法面内基圆周切向力即齿面法向力，N； (3-2)式中 端面内分度圆切向力即圆周力，N； (3-3)式中 计算载荷，Nmm；节圆直径，mm；节点处压力角； 螺旋角； E齿轮材料的弹性模量，钢材取 b齿轮接触的实际宽度，斜齿轮用代替，mm ；，主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm，对斜齿轮，；，分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm 。当计算载荷为 = 0.5时，许用接触应力见表3-4。表3-4 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档及倒档190020009501000常啮合及高档13001400650700 因，分别与，成正比，而，的增大会使减小(见式(3-1)，故，的增大或中心距A = + 的增大将降低接触应力。实际设计中应在满足齿轮接触强度的前提下尽量采用较小的中心距以减小变速器的尺寸和质量。 斜齿轮弯曲应力可按下式计算 (3-4)式中 计算载荷，Nmm； 斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，斜齿轮取 = 1.5； 齿轮的齿数式中齿宽系数，斜齿轮取 =7.08.6；重合度影响系数，取 = 2；齿形系数，按当量齿数从图3-2可查得；弯曲应力，MPa，对轿车变速器斜齿轮取=180350MPa，对货车斜齿轮取=100250MPa；图3-2 齿形系数y(当载荷作用在齿顶， )斜齿轮按当量齿数根据图3-2查得各齿轮的齿形系数如下3-5表所示表3-5 各齿轮齿形系数齿轮系数0.1290.1570.1390.1510.1480.1250.140.1530.1280.1490.1270.141 变速器第一轴常啮合齿轮的强度计算（1）接触强度的计算由式（3-2）、（3-3）可见圆周力为：法向力为： 取齿宽系数则齿轮接触的实际宽度为： 曲率半径为：接触强度为： （2）弯曲应力的计算当量齿数 由图3-2查得 弯曲应力 同理 1）变速器中间轴常啮合齿轮的强度计算结果如下：接触强度为： 弯曲应力为： 2）变速器第二轴四档齿轮的强度计算结果如下： 接触强度为：弯曲应力为： 3）变速器中间轴四档齿轮的强度计算结果如下： 接触强度为： 弯曲应力为： 4）变速器第二轴三档齿轮的强度计算结果如下： 接触强度为：弯曲应力为： 5）变速器中间轴三档齿轮的强度计算结果如下：接触强度为： 弯曲应力为： 6）变速器第二轴二档齿轮的强度计算结果如下：接触强度为： 弯曲应力为： 7）变速器中间轴二档齿轮的强度计算结果如下：接触强度为：弯曲应力为： 8）变速器第二轴一档齿轮的强度计算结果如下： 接触强度为：弯曲应力为： 9）变速器中间轴一档齿轮的强度计算结果如下： 接触强度为：弯曲应力为： 10）变速器第二轴轴倒档齿轮的强度计算结果如下： 接触强度为：弯曲应力为： 11）变速器倒档轴倒档齿轮的强度计算结果如下： 接触强度为：弯曲应力为： 12） 变速器中间轴倒档齿轮的强度计算结果如下： 接触强度为：弯曲应力为： 计算结果看出TK905型变速器齿轮的设计符合强度要求。4 变速器轴与轴承4.1 变速器轴的计算 变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。本变速器轴材料选取为合金钢。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器轴的最大直径d与支承间的距离可按下列关系式初选2：对中间轴：