CL02-053@设计一款三轴六档手动变速器
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机械毕业设计全套
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CL02-053@设计一款三轴六档手动变速器,机械毕业设计全套
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I 摘要 随着汽车工业的发展，车 用 变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。本设 计 在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算；并对变速器的传动方案和结构形式进行设计；同时对操纵机构和同步器的结构进行设计；从而提高汽车的整体性能。 关键词 ： 变速器 齿轮 轴 同步器 nts II Abstract Along with the development of the automobile industry,the trend of car transmission designing is to increase its transmission power and decrese its weight,and hope have smaller size and excellent performance. The design based on the FAW-Volkswagen Automotive Company, In conditions that knowing the engine output torque,speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focus on the designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design; Meanwhile on the structure of components to manipulation and synchronous design; thereby enhancing the overall performance of cars. Keywords: Transmission Gear Shaft Synchronizer nts III 目录 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 绪论 . 1 1.1 选题的背景、目的及意义 . 1 1.2 发展趋势 . 1 1.2.1 汽车变速器行业技术发展趋势 . 1 1.2.2 国内变速器行业技术现状及趋势 . 2 1.2.3 设计主要内容 . 2 第 2 章 总体方案选择 . 4 2.1 设计依据 . 4 2.2 变速器传动机构选择 . 4 2.3 操纵机构的选择 . 5 第 3 章变速器主要参数的选择及计算 . 7 3.1 档数的确定 . 7 3.2 传动比的确定 . 7 3.2.1 各档传动比的确定 . 7 3.2.2 其他各档传动比初选 . 8 3.3 外形尺寸的初选 . 9 3.4 齿轮参数选择 . 10 3.4.1 模数 . 10 3.4.2 压力角 . 10 3.4.3 螺旋角 . 11 3.4.4 齿宽 b . 12 3.5 各档齿轮齿数的分配 . 12 3.5.1 一档齿数及传动比的确定 . 12 3.5.2 对中心距 A 进行修正 . 13 3.5.3 其他齿数及传动比确定 . 14 3.6 变速器齿轮的变位 . 15 3.6.1 采用变位齿轮的原因 . 15 3.6.2 变位系数的选择原则： . 15 3.6.3 二档齿轮的变位 . 15 nts IV 第 4 章齿轮与轴的设计计算 . 18 4.1 齿轮设计与计算 . 18 4.2 轮齿强度计算 . 19 4.2.1 斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算 . 19 4.2.2 斜齿齿轮轮齿接触应力 . 23 4.3 轴的设计计算 . 25 4.3.1 轴的工艺要求 . 26 4.3.2 初选轴的直径 . 26 4.3.3 轴最小直径的确定 . 27 4.4. 1 轴的挠度验算 . 28 4.4.2 轴的强度计算 . 33 4.5 轴承的选择与校核 . 39 4.5.1 一轴轴承的选择与校核 . 39 4.5.2 二轴轴承的选择与校核 . 42 4.5.3 中间轴轴承的选择与校核 . 43 第 5 章同步器设计 . 45 5.1 惯性式同步器 . 45 5.2 同步器工作原理 . 46 5.3 同步器的主要参数的确定 . 46 5.3.1 摩擦系数 f . 46 5.3.2 同步环主要尺寸的确定 . 47 5.3.3 锁止角 . 48 5.3.4 同步时间 t . 48 结论 . 49 致谢 . 50 参考文献 . 51 nts 1 第 1章 绪论 1.1 选题的背景 、 目的及意义 变速器是汽车 中 重要的 组成部分 ，它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 ，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。 国产商用车所 搭载 的变速器主要以国产手动档变速器为主 。 汽车变速器是影响整车动力性、经济性、舒适性的重要总成 ， 国内外的汽车制造与销售数据显示，人们对汽车驾乘的舒适性越来越重视。 由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度应能在很大范围内变化。内燃机曲轴转速变化范围都较小，远远满足不了车速应在很大范围内变化地要求，所以变速器应在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。同时对于所设计的 方案力求实现 ： 1、保证汽车有必要的动力性和经济性 ； 2、 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输； 3、设置倒档， 使汽车能到推行驶； 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 ， 工作可靠 ； 6、变速器应当有高的工作效率，噪声低 。 1.2 发展趋势 1.2.1 汽车变速器行业技术发展趋势 汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速 (ContinuouslyVariableTransmission 简称 CVT)。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显著优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是，人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力，各大汽车厂商对无级变nts 2 速器 (CVT)表现了极大的热情，极度重视 CVT 在汽车领域的实用化进程。 1.2.2 国内变速器行业技术现状及趋势 目前，国内企业对变速器的这几种技术都有不同程度的研发，其中，CVT 的产业化和科研水平走在最前面， AMT 正在加速产业化。近日，在国家发改委的推动下，国内 10 家以上整车企业已经和美国博格华纳公司成立了一家名为 中联发实业有限公司 的合资企业，共同研发双离合器变速器(以下简称 DCT)的关键技术。全球掌握 DCT 技术的公司主要就是博格华纳公司和舍弗勒公司。 中国市场会在一定时期内出现多种变速器品种并存的现状，这会使中国的市场更加多元化，同时也会使竞争更加激烈。中国汽车产业巨大的市场，将会使中国变成世界变速器的重要市场。 CVT 进入中国已经有些年头，但是并没有被中国消费者广泛接受。到 2010 年，中国轻型车市场对最 大输入扭矩为 150Nm 以下范围的变速器的需求将超过 350 万台。其中，双离合器变速器可能会占 80的市场份额。 中国未来的变速器市场将会呈现两大集团的局面。即合资企业主攻自动变速器，自主品牌企业则主攻手动变速器。这两大集团的业务也会有交叉，相互之间会是一种优势互补的关系 。 1.2.3 设计主要内容 1.总体方案分析 根据车型全面考虑，包括它的可行性、经济性、安全性、舒适性、操纵稳定性、平顺性、动力性、高速性等一系列问题，才能使开发出的车在市场上有竞争力，才能被人们所接受。 2.变速器总体布置，确定系统的性能参数 总 体方案出台后，就要对变速器进行总体布置，确定各系统参数，根据各系统性能的需要开始设计各 零件 。 3.传动系统的设计 传动系统的布置和组成取决于发动机的结构形式、布置位置和车辆的驱动形式 。 4 .变速器结构设计与计算 变速器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nts 3 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，同时使发动机再最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。 最后进行变速器整体的性能分析，在对各种结构件 进行了分析计算后，绘制变速器的整体装配图及各主要零部件的零件图。 变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。 nts 4 第 2章 总体方案选择 2.1 设计依据 根据设计任务书，本次设计是在已知整车主要参数的情况下进行设计一款三轴六档手动变速器。已知的 CA141 整车主要技术参数如表 2.1 所示。 表 2.1 CA141 整车主要技术参数 发动机最大功率 99.36kw 车轮型号 215/70R15 发动机最大转矩 380N.m 主减速器传动比 6.39 额定 转速 3200r/min 最高车速 90km/h 总质量 9310kg 爬坡度 30% 2.2 变速器传动机构选择 根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档传动比，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。 三轴式变速器传动比范围是变速器低挡传动比与高档传动比之比值。目前，一般用途的货车为 5.08.0。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可以提高汽车的运输效率，降低 运输成本。但档位数增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。 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。 图 2.1（ a） (b)是车用三轴式，各前进档均采用同步器的变速器简图。在这些简图中，一档及倒档齿轮均布置在支承附近。这种布置最合理，因为一档、倒档工作时的齿轮径向力最大，如果将他们布置得远离支承点则会引起更大的轴变形，产生更大的挠度和更大的断面转角。而将常使用的档位布置在 轴断面转角最小的区段（接近轴的中间位置），以得到较好的啮合条件，从而降低噪声，减小轮齿磨损。其中，图 2.1（ c）的布置，是将一档齿轮布置得比倒档齿轮更靠近支承，这是由于挂倒档的时间总是很短的缘故。图 2.1（ d）是具有超速挡的五档变速器，其超速挡与倒档齿轮均布置在附加的壳体内。 六 档变速器在现代 货 车上得到日益广泛的应用。 本设计采用 图nts 5 2.1（ f）的结构方案，可使汽车在变型时不必改变主减速比就可提高行驶速度。 （ f） 图 2-1 车用变速器简图 2.3 操纵机构的选择 变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许两个档位的齿轮、啮合套或同步器同时挂上档。 设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置图的确定主要从换档方便考虑。为此，应注意以 下 三点： nts 6 （ 1） 按换档次序来排列； （ 2） 将常用档放在中间位置，其它档放在两边； （ 3） 为了避免误挂倒档，往往将倒档放在最靠边的位置，有时和 空档组成一排。 但往往受变速器结构方案的限制，不能得到最方便的换档程序。图 2-2表示了 本设计用 的变速器换档位置图。 图 2-2 换档位置图 nts 7 第 3 章变速器主要参数的选择及计算 3.1 档数的 确定 增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。档数选择的要求： （ 1） 相邻档位之间的传动比比值在 1.8 以下 ； （ 2） 高档区相邻档位之间的传动比比值要比低 档区相邻档位之间的比值小。 目前，轿车一般用 4 5 个档位变速器，货车变速器采用 4 5 个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车 3。传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在 3 4 之间，轻型货车在 5 6 之间，其它货车则更大。 文中 设计 结合实际， 变速器选用 三轴六 档变速器，最高档传动比为 1。 3.2 传动比的确定 3.2.1 各档传动比的确定 变速器传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值。 一档 传动比应 该 满足最大驱动力 能够 克服 汽 车 轮 胎与路面 的滚动阻力及最大爬坡 阻 力 rtge r iiT 0max maxmg (3.1) te rg iTrmgi0max max1 （ 3.2） 式中： nts 8 maxeT 最大转矩 ， 3max 10380 eTN.mm； r 车轮半径， 75.521815 级）可知道为（由已知轮胎规格 Rmm； 0i 主减速器传动比， 39.60 it 传动系传动效率 9 4 1.0%99%96%99 t； mg 汽车重力， mg=4310 9.8； 代入公式（ 3.2）得到 ： 96.039.610380 83.03065.08.94310 3 gi=4.5 根据车轮与路面的附着条件则 ： 201max GriiTrtge （ 3.3） Te rg iTrGi 0max21 （ 3.4） 在 0.50.6 之间取 0.5， 912382 G N 代入式（ 3.3）得到 ： 24.1096.039.63 8 0 83.05.08.99 3 1 01 gi , 所以 4.5 1ig 10.24 由于本车为 轻型货 车且无超速档，一档 初选传动比 取 7.7。 3.2.2 其他各档传动比初选 1.各档传动比为等比分配 3 ， 则： qiiiiiiiiii 655443322151.17.75551 iiq 51.1,26.2,4.3,12.5 5432 iiiints 9 2.中心距 A 的确定 由于变速器 为中间轴式变速器，初选中心距可根据 以下的 经验公式（ 3.5） 计算 3 。 3 1max geA iTKA （ 3.5） 式中 ： A 变速器中心距（ mm）； AK 中心距系数，商用车 AK =8.6-9.6； maxeT 发动机最大转距 =380（ N.m） ； 1i 变速器一档传动比为 7.7； g 变速器传动效率，取 96%。 将各参数代入式（ 3.4）得到 ： A （ 8.69.6） 3 96.07.7380 =（ 8.69.6） 14.10=136.71152.61mm 货车的变速器中心距在 92 102.7mm 范围内变化，初取 A=140mm。 3.3 外形尺寸的初选 表 3-1 商用车变速器壳体的轴向尺寸 四档 （ 2.2 2.7） A 五档 （ 2.7 3.0） A 六档 （ 3.2 3.5） A 变速器的横向外形 尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换档机构的布置初步确定。 商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考表 3-2 数据选用： 为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸 初选 为 3.4A =476mm。 nts 10 3.4 齿轮参数选择 3.4.1 模数 齿轮模数选取的一般原则： （ 1） 为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； （ 2） 为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； （ 3） 从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数； （ 4） 从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于货 车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。变速器齿轮模数范围 如 表 3-3： 表 3-2 变速器齿轮 的法向 模数 微型、普通级轿车 中级轿车 中型货车 重型货车 2.25 2.75 2.75 3.00 3.5 4.5 4.5 6.0 选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表 3.4 为国标GB/T1357 1987，可参考表 3-4 进行变速器模数的选择。 表 3-3 变速器常用的齿轮模数 第一系列 1 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 第二系列 1.75 2.25 2.75 （ 3.25） 3.5 表中数据摘自（ GB/T1357 1987） 综合考虑 文中 设计由于低档受力较大，变速器一档及倒档为同一模数取4； 其他各 档 也 为 4。 3.4.2 压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或 25等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、 25、 30等， 普遍采用nts 11 30压力角。 本变速器 全部选用标准压力角 20。 3.4.3 螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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 3。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档 位 齿轮的接触强度 来 着眼，应当选用较大的螺旋角 值 。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴 上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。 如图 3-1 所示： 图 3-1 中间轴轴向力的平衡 欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： 111 tan na FF （ 3.6） 222 tan Aa FF （ 3.7） 为使两轴向力平衡，必须满足 ： 2121tantan rr（ 3.8） 式中 ： 21 aa FF 作用在中间轴承齿轮 1、 2 上的轴向力； nts 12 21 nn FF 作用在中间轴上齿轮 1、 2 上的圆周力； 21rr 齿轮 1、 2 的节圆半径； T 中间轴传递的转矩。 货车变速器的螺旋角为： 18 26， 一档 齿轮的螺旋角取下限。 3.4.4 齿宽 b 齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较 大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数 )(nmm的大小来选定齿宽 b,nC mKb , 式中：CK 齿宽系数，斜齿为 6.0 8.5。 3.5 各档齿轮齿数的分配 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图 3-2 所示 ： 3.5.1 一档齿数及传动比的确定 1.一档传动 比为： 65420c os1382420c os2hnnhzmmAz取整得 65。 11z 取 46，则 1912z 。 nts 13 1 变速器壳体 2 第一轴 3 第一轴常啮合齿轮 4 第一轴齿轮 5 接合齿圈五档同步器锁环 6、 13、 20 结合套 7 四档同步器锁环 8 四档同步器接合齿圈 9 第二轴四档齿轮 10 第二轴三档齿轮 11 三档齿轮接合齿圈 12 三档同步器锁环 14 二档同步器锁环 15 二档齿轮接合齿圈 16 第二轴二档齿轮 17 第 二轴倒档齿轮 18 倒档齿轮接合齿圈 19 倒档同步器锁环 21 一档同步器锁环 22 一档齿轮接合齿圈 23 第二轴一档齿轮 24 第二轴 25 中间轴一档齿轮 26 中间轴倒档齿轮 27 倒档轴倒档齿轮（ 1） -28、 32、 35 花键毂 29 倒档轴 30 倒档轴倒档齿轮（ 2） 31 中间轴二档齿轮 33 中间轴三档齿轮 34 中间轴四档齿轮 36 中间轴常啮合传动齿轮 37 中间轴 图 3-2 变速器传动示意图 3.5.2 对中心距 A 进行修正 cos2 hnzmA （ 4.7） nts 14 mmA 13820c o s2 654 取整得 1380 Amm， 0A 为标准中心矩。 941.01382 6542c os 21 Azm hn 07.2421 3.5.3 其他齿数及传动比确定 常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮、 五档齿轮齿数及螺旋角方法与一档齿轮相同其计算结果见表 3-5： 表 3-5 其他档位齿数及传动比 常啮 合齿轮 五档齿轮 四档齿轮 三档齿轮 二档齿轮 倒档齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z13 Z14 Z15 z 17 46 23 43 29 36 37 28 42 23 46 18 22 24.09 19.94 19.94 19.94 19.94 19.94 m 4 4 4 4 4 4 i 1.51 2.26 3.4 5.12 8.31 中间 轴与倒档轴之间的距离 80c os2 )(111413 zzmA nmm 输出轴与倒档轴之间的距离 1362 )( 1415 zzmA n mm nts 15 3.6 变速器齿轮的变位 3.6.1 采用变位齿轮的原因 （ 1） 配凑中心距 ； （ 2） 提高齿轮的强度和使用寿命 ； （ 3） 降低齿 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之和等于零。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接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多 4。 3.6.2 变位系数的选择原则 ： 1 对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数 ； 2 对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数 ； 3 总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档 齿轮，应该选用较大的值。本设计 采用角度变位来调整中心距。 3.6.3 二档齿轮的变位 已知条件 ： 138 a ， 97.1372 4)1746( a由计算公式nt maay ，Htz zyy 2 代入得到： nts 16 03251.050281286.0281286.040084.9295Htzntzyymaay根据图 3-3 得齿轮 变位系数 ：05.016.0109 zzxx 图 3-3 选择变位系数线路图 其余齿轮的变位，计算过程同上，计算结果见表 3-5 表 3-5 变速器各齿轮的变位系数 齿轮 变位系数 齿轮 变位系数 Z1 常啮合齿轮 0.16 Z7 三档齿轮 0.28 Z2 0.12 Z8 -0.07 Z3 五档齿轮 0.03 Z9 二档齿轮 0.16 Z4 -0.24 Z10 0.05 Z5 四档齿轮 -0.15 Z11 一档 齿轮 0 Z6 -0.21 Z12 0 Z13 倒档 -0.14 Z14 倒档 -0.10 nts 17 变速器 具体计算数据见表 3-6 齿轮相关参数。 表 3-6 齿轮参数 z b m d da df Z1 17 36 24.9 4 74.46 82.48 64.49 Z2 46 32 201.48 209.56 191.56 Z3 23 36 29.94 4 97.75 105.9 87.8 Z4 43 32 182.75 190.98 172.98 Z5 29 36 19.94 4 123.25 131.40 113.40 Z6 36 32 153 161.19 143.19 Z7 37 36 19.94 4 157.25 165.45 147.45 Z8 28 32 119 127.15 109.15 Z9 42 32 19.94 4 178.5 186.72 168.72 Z10 23 36 97.75 105.87 87.87 Z11 46 20 19.94 4 76 192 174 Z12 17 25 184 192 74 Z13 46 20 19.94 4 68 76 58 Z14 18 30 184 192 174 Z15 22 25 88 96 80 nts 18 第 4 章 齿轮与轴的设计计算 4.1 齿轮设计与计算 变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。 齿轮材料的选择原则 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、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 30 50HBS 左右。 为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料 3。 3、考虑加工工艺及热处理工艺 大尺寸的齿轮一般采用铸造 的方法来制造 毛坯， 毛坯的材料 可 以 选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸 ，并且 要求较高的齿轮常采用锻造毛坯， 其材料 可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作 为 毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经 过 正火或调质处理 以 后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度 350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮 齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。 常啮合齿轮因其传递 的 转矩较大， 并 且一直参与传动， 所以 磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用 20GrMNTi 材料 渗碳后淬火，硬度为 5862HRC12。大齿轮用 40Gr 调质后表面淬火，硬度为 48 55HRC。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大， 所以 抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用 20GrMNTi 渗碳后淬火，硬度为 56 62HRC，大齿轮 40Gr 调质后表面淬nts 19 火， 硬度为 46 55HRC；其余各档小齿 轮 均采用 40Gr 调质后表面淬火，硬度 为 48 55HRC，大齿轮用 45 钢调质后表面淬火，硬度 为 40 50HRC。 4.2 各轴的转矩计算 一轴转距 2.37699.0380.m a x1 离合eTTNm； 中间轴转距 5.967174699.096.02.376. 121 iTT 齿轮轴承中 Nm； 二轴各档转距： 一档齿轮 248812 T Nm； 二档齿轮 167922 T Nm； 三档齿轮 121532 TNm； 四档齿轮 5.114142 T Nm； 五 档齿轮 4.66852 TNm； 倒档轴：五 档齿轮 6.81252 TNm； 5.967174698.096.02.376. 1211 iTT 齿轮轴承中倒 N.m； 二轴倒档： 倒档齿轮 2 6 6 1184699.096.05.9671413 iTT 齿轮轴承倒倒档二轴 N.m。 4.2 轮齿强度计算 4.2.1 斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算 Kzy KmKTgcnw 314.3c os2 （ 4.1） 式中 ： nts 20 1F 圆周力（ N）， d TF g21 ； gT 计算载荷（ Nmm）； d 节圆直径（ mm）coszmd n ； nm 法向模数（ mm） ; 为斜齿轮螺旋角 )( ； K 应力集中系数，K=1.50； b 齿面宽（ mm） ； t 法向齿距， nmt ； y 齿形系数，可按当量齿数 3coszzn 在齿形系数图 （图 4-1）中查得； K 重合度影响系数，K=2.0。 将上述有关参数代入 （ 4.1） ，整理得到 ： KyKzmKTcngw 3cos2 （ 4.2） 图 4-1 齿型系数图 当计算载荷 gT 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxeT 时，一 档和 倒nts 21 档直齿轮许用弯曲应力在 400 850MPa，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。 斜齿轮对货车为 100 200MPa5。 1 一档齿轮弯曲强度校核 已知参数 ： 4.8,4 cn Km 4.8,17,46 1211 zz2.3761 T Nm, 5.967中T Nm 查齿形系数图 4-1 得 ：159.0175.01746 yy ； 代入公式 （ 4.2） 得 ： 4 5 84.8214.0644614.3 5.194.05.9 6 7211 w MPa 5184.8219.0641714.3 5.194.01679212 w MPa 对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该 在400-850Mpa 之间 ， 11w ， 12w 在应力范围内 ，所以满足设计要求。 2 一档齿轮、 二档齿轮 、 三档齿轮 、 四档 、五档 齿轮弯曲强度校核 常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮、 五档齿轮 弯曲强度校核方法与一档齿轮相同其计算结果见表 4-1： 表 4-1 各档齿轮的弯曲强度校核 齿轮 弯曲 应力 /MPa 齿轮 弯曲 应力 /MPa Z1 常啮合齿轮 181.8 Z7 三档齿轮 174.8 Z2 197.3 Z8 198 1 Z3 五档齿轮 163.8 Z9 二档齿轮 180.1 Z4 147.6 Z10 184.2 Z5 四档齿轮 192.9 Z6 180 各 齿轮的弯曲应力 均小于 250MPa，所以满足设计要求。 nts 22 3 倒档齿轮轮齿弯曲强度计算 本设计中 一档和 倒档为直齿轮传动 。 已知参数： 6 3 2 8 8.0,23,7,4 15 zKm c ， 86.2079倒档二轴T Nm btyKKF fw 1整理 得 ： yzKmKKTcfgw32 （ 4.3） 式中 ： w 弯曲应力； 1F
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