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机械毕业设计车辆工程

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CL01-075@三轴六档变速器结构设计,机械毕业设计车辆工程

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1 第 1 章 绪 论 1.1 课题的目的和意义 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。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。 为了近一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱 轿 车市场销售份额，应该建立一个适应发动机排量为 2.0 升的后驱动变速器新平台，以满足车厂和用户更高层次的要求。 设计方案 力求实现： （ 1） 变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需； （ 2） 选挡、换挡轻便、灵活、可靠； （ 3） 同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡； （ 4） 齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。 1.2 课题研究的现状 目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好 的体验驾驶所带来的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本 低 和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前， 4档特别是 5 档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时， 6 档变速器的装车率也在日益上升。 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，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。 汽车变速器是 汽车的重要部件之一， 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、加速等各种行使工况下，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。变nts 2 速器设有空 档 ，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒 档 ，使汽车获得倒退行使能力。 汽车变速器技术的发展历史： 手动变速器（ MT： Manual Transmisson）主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。 自动变速器（ AT： Automatic Transmisson）是由液力变 矩器 ， 行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。 AMT 是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在 MT 总体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。 无级变速器（ CVT： Continuously Variable Transmission） ,又称为连续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组 ， 从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带和金属链等。 无限 变速式机械无级变速器（ IVT： Infinitely Variable Transmisson）采用的是一种摩擦板式变速原理。 IVT 的核心部分由输入传动盘，输出传动盘和Variator 传动盘组成。它们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变 Variator 装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化。 1.3 变速器的设计思想 根据发动机匹配的 轿 车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。 新型后驱动变速器应满足： （ 1） 发动机排量 2.0 升 ； （ 2）六 个前进挡，一个倒档 ； （ 3） 输入、输出轴保证两点支承 ； （ 4） 采用同步器，保证可靠平稳换挡 ； （ 5） 齿轮、轴及轴承满足使用要求 。 1.4 研究的主要工作内容 中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。 1.确定合适的布置结构 nts 3 变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。 2.进行主要参数的选择 确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。 3.进行主要零部件及其他结构的设 计 齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。 4.绘制图纸 根据设计方案，通过 CAD 完成装配图及零件图的绘制。 nts 4 第 2 章 变速器设计的总体方案 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。 2.1 设计依据 随着消费者对汽车安全性 、舒适性、经济性和动力性需求的提高，汽车的技术含量不断提高 ， 机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前， 4 档特别是 5 档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时， 6 档变速器的装车率也在日益上升。 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，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。 设计新型后驱动变速器以使变速器结构更加紧凑、合理、承载能力强 。 选择车型为 BMW 320i 2.0 典雅型轿车 进行设计，基本性能参数如表 2.1。 表 2.1 基本性能参数 发动机参数 排量 (L) 2.0 最大功率 (km) 110(6200r/min) 最大扭矩 (Nm) 200(3600r/min) 底盘参数 驱动方式 后轮驱动 轮胎规格 205/55 R16 整车尺寸及质量 长 *宽 *高 (mm) 4520*1817*1421 轴距 (mm) 2760 总质量 (kg) 3000 整备质量 (kg) 1425 整车性能参数 最高车速 (km/h) 220 最大爬坡度 30% 注：其中， 205/55 R16 表示轮胎断面宽 B=205，扁平比 H/B=55,轮辋直径 16in=406.4mm。 故车轮滚动半径近似等于轮胎半径，为 r=(406.4+205*0.55)/2=315.95mm。 2.2 传动机构布置方案分析 变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进档数或轴的不同分类，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式 ，中间轴式和多中间轴式变速器等。 nts 5 2.2.1 两轴式和中间轴式变速器 现代汽车大多数都采用固定轴式变速器，而两轴式和 中间轴式应用最为广泛。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和发动机后置后轮驱动的客车上。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，还要考虑以下几个方面： 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。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作是齿轮和轴承均承载，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。对于前进档，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；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。 中间轴式变速器可以设置直接档，在使用直接档时，变速器的齿轮和轴承及轴承均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达 90以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。对于本设计，采用如图 2.1 所示的传动方案 。 图 2.1 中间轴式变速器传动方案 nts 6 2.2.2 倒档的形式和布置方案 图 2.2 为常见的布置方案。图 2.2（ a）方案广泛用于前进档都是同步器换档的四档轿车和轻型货车变速器中；图 2.2（ b）方案的优点是可以利用中间轴上的 1 档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难，某些轻型货车四档变速器采用这种方案；图 2.2（ c）方案能获得较大的倒档速比，突出的缺点是换档程序不合理；图 2.2（ d）方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了图 2.2（ c）方案；图 2.2（ e）方案中，将 中间轴上的一档和倒档齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度；图 2.2（ f）方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便；为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车采用图2.2（ g）方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变 速器上盖中的操纵机构复杂一些。后述五种方案可供五档变速器的选择 ： 本次设计中采用中间轴式变速器，图 2.2（ f）琐事得到当布置方案。 图 2.2 倒档布置方案 2.3 变速器基本参数的确定 2.3.1 挡数的确定 挡数的设置与整车的动力性和经济性有关。就动力性 而言，增加变速器的挡数，能够增加发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了整车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，挡数多，增加了发动机在低油耗区工作nts 7 的可能性，降低油耗。所以挡数设置为 六 档。 2.3.2 传动比的确定 1、主减速器传动比的确定 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： 06377.0 iirnu pa （ 2.1） 式中： au 汽车行驶速度（ km/h）； pn 发动机转速（ r/min）； r 车轮滚动半径（ m）； 6i 变速器 直接档 传动比； 0i 主减速器传动比。 已知：最高车速maxau=maxav=220km/h；最高档为超速档，传动比6i=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 205/55R16 得到 r =315.95(mm)；发动机转速 n =pn=6200（ r/min）；由公式（ 3.1）得到主减速器传动比 ： I0=3.35 2、最 低 档传动比计算 按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角max坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计） 13。用公式表示如下： m a xm a x0m a x s inc o s GGfriiT tge （ 2.2） 式中： nts 8 G 车辆总重量 (N)； f 坡道面滚动阻力系数 (对沥青路面 =0.010.02)； maxeT 发动机最大扭矩 (Nm)； 0i 主减速器传动比； gi 变速器传动比； t 为传动效率（ 0.850.9）； R 车轮滚动半径； max 最大爬坡度（一般轿车要求能爬上 30%的坡，大约 7.16 ） 由公式（ 3.2）得： teg iTrGGi0m a xm a xm a x1 )s i nc os( （ 2.3） 已知： m=3000kg； 019.0f ； 7.16max ； r=0.32m； 200max eTNm； g=9.8m/s2； 90.0t，把以上数据代入（ 3.3）式： ig 4.76 满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： ntge Fr iiT 10max teng iT rFi 0max1 （ 2.4） 式中： nF 驱动轮的地面法向反力， mgFn ； 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面 可取 0.50.6nts 9 之间。 已知： 3000m kg； 取 0.55，把数据代入（ 3.4）式得： 8.0590.06.72200 26.055.08.93 0 001 gi 所以， 初选一档传动比为 5.0。 3、变速器各档速比的配置 按等比级数分配其它各档传动比，即： 38.1155561 iiq 38.190.163.263.35243342qiqiqiqi2.3.3 中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算： 3 1m a x geA iTKA （ 2.5） 式中： A 变速器中心距（ mm）； AK 中心距系数，乘用车 AK =8.99.3； maxeT 发动机最大输出转距为 200（ Nm）； 1i 变速器一档传动比为 5.0； g 变速器传动效率，取 96%。 A 8.9 3 96.05200 =87.79mm 取 A=90mm。 nts 10 2.3.4 变速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可以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。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下 列 公式 选用： AL )5.32.3( ； L = 3 . 4 9 0 = 2 5 5 m m nts 11 第 3 章 主要零部件的设计及计算 3.1 齿轮的设计及校核 3.1.1 齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配 1.模数 m 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在 1.814.0t 的货车为 2.03.5mm ，取 m=2.5mm 。 2.压力角 国家规定的标准压力角为 20o ，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20o 。 3.螺旋角 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。轿车 变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。 乘用车中间轴式变速器为 22 34，选 =25 。 4.齿宽 b 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 b。cb=km， 其中cK为齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮 4.58.0cK ；常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮cK 6.08.5。 5.齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。一般齿轮的齿顶高系数0 1.0f ，为一般汽车变速器齿轮所采用。 6.各挡齿轮齿数的分配 分配齿数时应注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。 （ 1）确定一挡齿轮的齿数 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凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 nts 12 一挡齿轮参数如表 3.1。 表 3.1 一挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 端面压力角 t a nt a n 0 . 3 9 , 2 1 . 3 7c o s ntt 2 分度圆直径 12 42td Z m m m11 130td Z m m m3 齿顶高 0 1 2( ) 3 . 4 5anh f x m m m 0 1 1( ) 1 . 5 5anh f x m m m 4 齿根高 0 1 2( ) 3 . 1 1fnh f c x m m m 0 1 1( ) 5 . 0 1fnh f c x m m m 5 齿顶圆直径 2 5 4aad d h m m 2 1 3 6aad d h m m 6 齿根圆直径 2 4 0ffd d h m m 2 1 3 2ffd d h m m 7 当量齿数 103 22c o snZZ 93 63c o snZZ 8 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m 由 于 一 挡 采 用 斜 齿 轮 传 动 ， 所 以 齿 数 和2 c o s 2 9 0 0 . 9 1 6 5 . 5 22 . 5hnAZ m ， 圆 整 后 得 齿 数 和 为 66 ， 修 正 后 得26.77 o 。 凑配中心距 1 1 1 2() 902 c o s nZ Z mA m m A ； 斜齿端面模数 2 . 7 2c o s nt mm m m； 啮合角 1 1 1 2c o s ( ) c o s 0 . 9 42 tm ZZA ， 20o ； 故总变位系数 0x ，即为高度变位。 查得：1 2 1 10 . 3 8 , 0 . 3 8xx 故。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。 （ 2）对中心距进行修正 因为计算齿轮和 hZ 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 hZ 重新计算中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 702 c o shnZmA m m。 由一挡传动比 21111 12ZZi ZZ 求出常啮合传动齿轮的齿数比： 21211 11ZZ iZZ （ 3.1） nts 13 而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即： 12()2 c o sm Z ZA （ 3.2） 由公式（ 3.1）（ 3.2）得： 122 5 , 4 2ZZ。 核算 291 1 10ZZi ZZ =3.27，与前 1 3.32i 相差较小，故由（ 3.2）式得：齿轮 1、2 精确的螺旋角2 21.49 o。 凑配中心距 12 () 902 c o s nZ Z mA m m A ； 斜齿端面模数 2 . 6 9c o s nt mm m m； 啮合角 12c o s ( ) c o s 0 . 9 42 tm ZZA ，故 20 o ，角度变位。 查得 210 , 0 . 1 8 0 . 1 8x x x 故。 （ 3）确定常啮合传动齿轮副的齿数 见表 3.2 表 3.2 常啮合齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 分度圆直 径 1 66td Z m m m 2 112td Z m m m 2 齿顶高 01( ) 2 . 0 5a n nh f x m m m 02( ) 2 . 9 5a n nh f x m m m 3 齿根高 01( ) 4 . 5 1fnh f c x m m m 02( ) 3 . 6 1fnh f c x m m m 4 齿顶圆直 径 2 7 0aad d h m m 2 1 1 5aad d h m m 5 齿根圆直 径 2 5 8ffd d h m m 2 1 0 0ffd d h m m 6 当量齿数 13 32c o snZZ 23 53c o snZZ 7 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m （ 4）确定其他各挡的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角10与常啮合齿轮不同，由 292110ZZi ZZ 得： nts 14 19 2210Z ZiZZ （ 3.3） 而 109 1 0()2 c o sm Z ZA （ 3.4） 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： 29121 0 1 0t a n ( 1 )t a n ZZZ Z Z （ 3.5） 联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角10 11.31 o，解式（ 3.3）（ 3.4）求出9 1 04 8 , 2 3ZZ。 凑配中心距 9 1 010() 9 0 . 5 62 c o s nZ Z mA m m A ； 斜齿端面模数102 . 7 0c o s nt mm m m； 啮合角 9 1 0c o s ( ) c o s 0 . 9 42 tm ZZA ，故 20o ，正角度变位。 查得9 1 01 . 2 , 0 . 4 2 0 . 7 8x x x 故。 二挡齿轮基本参数 见表 3.3 表 3.3 二挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中心距 9 1 00 9 0 . 5 32 tZZA m m m2 中心距变动 系数 0 0 . 2 1 2n nAAm 3 齿顶降低系 数 1 . 4 1 2nn x 4 分度圆直径 9 120td Z m m m10 60td Z m m m5 齿顶高 09( ) 0 . 0 2a n nh f x m m m 0 1 0( ) 0 . 9 2a n nh f x m m m 6 齿根高 09( ) 3 . 0 1fnh f c x m m m 0 1 0( ) 2 . 1 1fnh f c x m m m 7 齿顶圆直径 2 1 2 6aad d h m m 2 6 4aad d h m m 8 齿根圆直径 2 1 1 2ffd d h m m 2 5 4ffd d h m m 9 当量齿数 93 52c o snZZ 103 25c o snZZ 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m nts 15 同理：三挡齿轮7 8 84 2 2 8 1 3 . 6ZZ o， ，近似满足轴向力平衡关系。 凑配中心距 788() 9 0 . 2 12 c o s nZ Z mA m m A ； 斜齿端面模数62 . 5 8c o s nt mm m m； 啮合角 78c o s ( ) c o s 0 . 9 42 tm ZZA ，故 20o ，正角度变位。 查得781 . 0 5 , 0 . 4 3 0 . 6 2x x x 故。 三挡齿轮基本参数 见表 3.4 表 3.4 三挡齿轮 基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中心距 780 9 0 . 32 tZZA m m m2 中心距变动 系数 0 0 . 1 2n nAAm 3 齿顶降低系 数 1 .1 7nn x 4 分度圆直径 7 104td Z m m m8 72td Z m m m5 齿顶高 07( ) 0 . 6 5a n nh f x m m m 08( ) 1 . 1 3a n nh f x m m m 6 齿根高 07( ) 2 . 9 9fnh f c x m m m 08( ) 2 . 5 1fnh f c x m m m 7 齿顶圆直径 2 1 1 0aad d h m m 2 8 2aad d h m m 8 齿根圆直径 2 8 4ffd d h m m 2 6 6ffd d h m m 9 当量齿数 73 47c o snZZ 83 31c o snZZ 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m 同理：四挡齿轮5 6 63 7 3 3 1 6 . 2 2ZZ o， ，近似满足轴向力平衡关系。 凑配中心距 566() 9 1 . 1 52 c o s nZ Z mA m m A ； 斜齿端面模数62 . 6 0c o s nt mm m m； 啮合角56 c o s ( ) c o s 0 . 9 42 tm ZZA ，故 20o ，负角度变位 。 查得561 . 0 5 , 0 . 4 8 , 0 . 5 7x x x 故。 nts 16 四挡齿轮基本参数 见表 3.5 表 3.5 四挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中心距 560 912 tZZA m m m2 中心距变动 系数 0 0 .4n nAAm 3 齿顶降数 0 . 4nn x 4 分度圆直径 5 96td Z m m m6 84td Z m m m5 齿顶高 05( ) 0 . 0 7 5a n nh f x m m m 06( ) 0 . 3a n nh f x m m m 6 齿根高 05( ) 2 . 8 6fnh f c x m m m 06( ) 2 . 6 4fnh f c x m m m 7 齿顶圆直径 2 1 0 0aad d h m m 2 8 6aad d h m m 8 齿根圆直径 2 9 0ffd d h m m 2 7 6ffd d h m m 9 当量齿数 53 43c o snZZ 63 38c o snZZ 10 齿宽 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m m 7 2 . 5 1 7 . 5cb K m m 五 挡齿轮基本参数 见表 3.6 表 3.6 五 挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 理论中心 距 340 6 9 . 52 tZZA m m m2 中心距变 动系数 0 0 .2n nAAm 3 齿顶降低 系数 0 . 2 1 8nn 4 分度圆直 径 4 7 7 . 8 4td Z m m m 3 6 1 . 1 6td Z m m m 5 齿顶高 01( ) 3 . 3 4 5a n nh f m m m 02( ) 2 . 7a n nh f m m m 6 齿根高 01( ) 3 . 7 6 2 5fnh f c m m m 02( ) 4 . 4 0 7 5fnh f c m m m 7 齿顶圆直 径 2 8 4 . 5 3aad d h m m 2 6 6 . 5 6aad d h m m 8 齿根圆直 径 2 7 0 . 3 1 5ffd d h m m 2 5 2 . 3 4 5ffd d h m m nts 17 9 当量齿数 43 38c o snZZ 33 30c o snZZ 10 齿宽 6 2 . 5 1 5cb K m m m 6 2 . 5 1 5cb K m m m 同理： 五 挡齿轮 3443 1 3 8 1 8 . 8 9ZZ o， ，近似满足轴向力平衡关系。 凑配中心距 344() 9 0 . 7 92 c o s nZ Z mA m m A ； 斜齿端面模数42 . 6 3c o s nt mm m m； 啮合角 34c o s ( ) c o s 0 . 9 42 tm ZZA ，故 20 。 查得 430 . 9 7 , 0 . 5 6 , 0 . 4 1x x x 故。 （ 5） 。 倒挡齿轮基本参数 见表 3.6 表 3.6 倒挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 分度圆直径 14 40d Z m m m15 58d Z m m m2 齿顶高 0 1 4( ) 3 . 8ah f x m m m 05( ) 3 . 9 5ah f x m m m 3 齿根高 0 1 4( ) 2 . 7 6fh f c x m m m 0 1 5( ) 2 . 6 1fh f c x m m m 4 齿顶圆直径 2 4 4aad d h m m 2 6 6aad d h m m 5 齿根圆直径 2 3 6ffd d h m m 2 4 8ffd d h m m 6 基圆直径 c o s 4 0bdd mm c o s 5 4bd d m m 7 齿宽 6 2 . 5 1 5cb K m m m 6 2 . 5 1 5cb K m m m 序号 计算项目 计算公式 1 分度圆直径 13 125d Z m m m2 齿顶高 0 1 3( ) 3 . 8 5ah f x m m m 3 齿根高 0 1 3( ) 2 . 7 1fh f c x m m m 4 齿顶圆直径 2 1 3 2aad d h m m 5 齿根圆直径 2 1 1 9ffd d h m m 6 基圆直径 c o s 1 1 7bd d m m 7 齿宽 6 2 . 5 1 5cb K m m m 确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数往往与一挡相近。倒挡齿轮 13Z 的nts 18 齿数，一般在 2123 之间，初选15 23Z ，计算出输入轴与倒挡轴的中心距 A 。 设4 1 4 1511 7 , ( ) 5 02Z A m Z Z m m 则 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 13 和 14 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙，故取13Z 50，满足输入轴与中间轴的距离。假设当齿轮 13 和 14 啮合时，中心距 1 3 1 41A ( Z ) 8 3 . 7 52 m Z A ，且 0 .5A A m m 。故 倒挡轴与中间轴的中心距，1 3 1 51 ( ) 9 02A m Z Z m m 。 根据中心距 A 求啮合角 ：1 4 1 5 c o s ( ) c o s 0 . 9 42 m ZZA ，故 20o ，高度变位。查得 1 4 1 51 3 1 50 . 5 2 , 0 . 5 2 , 0 . 5 81 . 1 2 , 0 . 5 4 , 0 . 5 8x x xx x x 141 3 21 4 .9 4ZZi ZZ倒 3.1.2 轮齿强度计算 变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿 面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。 轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，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极少，而后者出现的多些 3。变速器抵挡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挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。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。 1.轮齿弯曲强度计算 （ 1） 直齿轮弯曲应力32 gfcT K Km Z K y （ 3.6） 式中：gT 计算载荷（ Nmm）； K 应力集中系数，可近似取 K =1.65； fK 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，nts 19 对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮fK=1.1，从动齿轮fK=0.9； cK 齿宽系数； y 齿形系数。 倒挡主动轮 14，查 手册 得 y=0.172，代（ 3.6） 得 8 4 3 . 4 5 8 5 0M p a M p a ； 倒 挡 传 动 齿 轮 15 ，查 手册 得 y=0.176 ，代入（ 3.6 ）得3 7 8 . 7 0 4 0 0M p a M p a ； 倒 挡 从 动 轮 13 ，查 手册 得 y=0.174 ， 代 入 （ 3.6 ）得2 3 4 . 6 3 8 5 0M p a M p a ； 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxTe 时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400850Mpa，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 故 ，弯曲强度足够。 （ 2） 斜齿轮弯曲应力32 c o sgncTKZ m y K K （ 3.7） 式中：gT 计算载荷（ Nmm）； 斜齿轮螺旋角 o（ ） ； K 应力集中系数，可近似取 K =1.50； Z 齿数； nm 法向模数（ mm）； y 齿形系数，可按当量齿数在图中查得； cK 齿宽系数； K 重合度影响系数， K =2.0。 一挡齿轮 12，查图得 y=0.162，代入（ 3.7）得=291.81Mpa； 一挡齿轮 11，查图得 y=0.138，代入（ 3.7）得=118.85Mpa； 二挡齿轮 10，查图得 y=0.191，代入（ 3.7）得=158.26Mpa； 二挡齿轮 9，查图得 y=0.175，代入 （ 3.7） 得=101.91Mpa； 三挡齿轮 8，查图得 y=0.182，代入 （ 3.7） 得=166.27Mpa； 三挡齿轮 7，查图得 y=0.174，代入 （ 3.7） 得=115.94Mpa； 四挡齿轮 6，查图得 y=0.178，代入 （ 3.7） 得=142.76Mpa； 四挡齿轮 5，查图得 y=0.173，代入 （ 3.7） 得=131.01Mpa； nts 20 五挡齿轮 4，查图得 y=0.176，代入（ 3.7）得=120.16Mpa； 五挡齿轮 3，查图得 y=0.172，代入（ 3.7）得=157.27Mpa； 常啮合齿轮 2，查图得 y=0.142，代入 （ 3.7） 得=136.21Mpa； 常啮合齿轮 1，查图得 y=0.148，代入 （ 3.7） 得=219.56Mpa； 当计算载荷gT取 作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxTe 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350Mpa 范围，所有斜齿轮满足 ，故弯曲强度足够。 2.轮齿接触应力计算 110 . 4 1 8 ( )jzbFEb （ 3.8） 式中：j 轮齿的接触应力（ Mpa）； F 齿面上的法向力（ N）， 1c o s c o sFF ； 1F 圆周力（ N）， 1 2 gTFd； gT 计算载荷（ Nmm）； d 节圆直径（ mm）； 节点处压力角 o（ ） ； 齿轮螺旋角 o（ ） ； E 齿轮材料的弹性模量，合金钢取 E= 52 .0 6 1 0 M p a ； b 齿轮接触的实际宽度（ mm）； z、b 主 、 从 动 齿 轮 节 点 处 的 曲 率 半 径 （ mm ）， 直 齿 轮s i n , s i nz z b brr ，斜齿轮22s i ns i n ,c o s c o sbzzbrr ； zr 、 b 为主、从动齿轮的节圆半径（ mm）。 将上述有关参数代入式（ 3.8），并将作用在变速器第一轴上的载荷 maxTe /2作为计算载荷时，得出： 一挡接触应力 8 0 8 . 9 9 1 9 0 0j M p a M p a ； 二挡接触应力 8 0 3 . 2 1 1 3 0 0j M p a M p a； 三挡接触应力 7 3 1 . 2 5 1 3 0 0j M p a M p a ； 四挡接触应力 7 5 6 . 2 8 1 3 0 0j M p a M p a； nts 21 五挡接触应力 7 8 0 . 7 4 1 3 0 0j M p a M p a 常啮合接触应力 7 8 0 . 7 4 1 3 0 0j M p a M p a； 倒挡接触应力 9 9 7 . 7 9 1 9 0 0j M p a M p a （齿轮 14 主动， 15 从动）； 8 7 2 . 0 5 1 9 0 0j M p a M p a（齿轮 15 主动， 13 从动）； 对 于 渗 碳 齿 轮 变 速 器 齿 轮 的 许 用 接 触 应 力 j ， 一 挡 和 倒 挡 j=19002000Mpa，常啮合齿轮和高挡 j=13001400Mpa。故所有齿轮满足j j，接触强度足够。 3.1.3 变速器齿轮的材料及热处理 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。 国内汽车变速器齿轮材料主 要采用 20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为 5863HRC，心部硬度为 3348HRC。 淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定；消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求。 3.2 轴的设计及校核 3.2.1 初选轴的直径 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 l 可按下列关系式初选 对 于 二轴 式 : ld= 0.18 0.21 （ 3.9） 中间轴式变速器第二轴与中间轴的最大直径 d=可根据中心距 A(mm)按下式初选 : d(0.45 0.60)A （ 3.10） 第一轴花键部分直径可 根据发动机最大转矩 maxeT 按下式初选 nts 22 d(4 4.6) 3 maxeT （ 3.11） 初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键，弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正 2 。经过计算得： 第一轴花键部分直径： d=26mm 中间轴的最大直径： max中d=40mm 支承间的距离： 中l=224mm 第二轴的的最大直径： max2d=40mm 支承间的距离： 2l=192mm 3.2.2 轴的刚度 计 算 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，如图 3.1 所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 (a)轴在垂直面内的变形 (b)轴在水平 面内的变形 图 3.1 变速器轴的变形示意简图 nts 23 轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图 3.2所示时，若轴在垂直面内挠度为cf，在水平面内挠度为sf和转角为 ，可分别用下式计算 EILbaFf c 3221 （ 3.12） EILbaFf s 3222 （ 3.13） EIL ababF 31 （ 3.14） 式中 1F 齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N）； 2F 为齿轮 齿宽中间平面上的圆周力（ N）； E 弹性模量（ MPa）， E =2.1105 MPa； I 惯性矩（ mm4），对于实心轴， 644dI ； d 轴的直径（ mm），花键处按平均直径计算； a 、 b 为齿轮上的作用力距支座 A 、 B 的距离（ mm）； L 支座间的距离（ mm）。 图 3.2 变速器轴的挠度和转角 轴的全挠度为 nts 24 2.022 sc fffmm （ 3.15） 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 cf=0.05 0.10mm， sf=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad 3 。 1、 第一轴的刚度 1tF=dTemax2 =17101.33