比亚迪f3变速器设计说明书

太原科技大学毕业设计（论文）太原科技大学 课程设计说明书 题 目 变速器设计 院 系 交通与物流学院 班 级 交通运输13240班 姓 名 谷 志 朋 学 号 1 3 2 4 0 1 0 1 0 9 指导教师 郭 晋 明 完成日期 2017年 比亚迪f3变速器设计摘要此次设计依据比亚迪f3然后对变速器进行设计。首先我们应确定我们的设计为轿车使用的三轴式变速器。然后根据汽车的功率、转矩、总质量、车速、主减速比等一系列参数，接着根据已知参数与我们所学过的汽车构造、汽车理论、汽车运用工程等参考书详细计算变速器的一系列的初级参数并验证数据的可行性。计算与画图同步进行，这样可以做到相互检验，相互促进。同时计算过程中注意设计零件与标准件的配合（标准件包含各种轴承、螺钉、各种键等）。最后对相应的零件进行校核需要校核的零件包括齿轮、轴，另外对轴承、键进行强度、寿命计算。关键字：变速器，齿轮，轴，设计，轴承，键Abstract The design was based on BYD f3 and then designed the transmission. First of all, we should make sure that our design is a three axis transmission for cars. And then, according to the power, torque of the motor, the general quality and speed, the main reduction ratio and a series of parameters, and then according to the known parameters and we learned the automobile structure, automobile theory, automobile application engineering reference in detail a series of primary parameters to calculate the transmission and the feasibility of validation data. The calculation is synchronized with the drawing, so that it can be tested and promoted. In the meantime, the design of the parts and the standard parts (the standard parts contain various bearings, screws, etc.). In the end, the parts including gear and shaft, and the strength of the key and the calculation of the life span of the key are included. Key words: transmission, gear, shaft, design, bearing, key目录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1选择变速器的意义11.2设计内容及方法2第2章 变速器的总体设计方案42.1变速器初始参数42.2变速器设计的基本要求4第3章 机械变速器方案布置63.1变速器布置方案63.1.1变速器类型的选择63.1.2倒档形式的选择63.1.3齿轮形式的选择63.1.5轴承的选用73.1.6换挡机构方法73.2变速器的主要参数选定73.2.1变速器挡数选择73.2.2个档位之间的传动比的确定73.2.3计算各档的传动比93.2.4初步设计中心距103.2.5变速器的外形设计10第4章 变速器齿轮的设计114.1变速器齿轮模数的设计114.2齿轮的压力角的设计124.3齿轮螺旋角的设计124.4齿轮齿宽的设计124.5齿顶高系数124.6各个档位齿轮齿数的分配比134.7齿轮强度的校核214.7.1齿轮的基本要求214.7.2各个轴的转矩214.7.3齿轮强度计算224.7.4齿轮的接触应力的计算244.7.5各档齿轮受力情况26第5章 变速器轴的设计295.1变速器轴的工艺要求295.1.1变速器第一轴的结构295.1.2变速器轴的计算295.2轴强度的校核305.3变速器轴的强度校核335.4轴承寿命的计算35第6章 变速器同步器及壳体的设计376.1同步器的功用及分类376.1.1惯性式同步器376.2 同步器主要尺寸的确定396.2.1 摩擦因数396.2.2同步环主要尺寸的确定406.2.3 锁止角416.3变速器壳体416.4本章小结42第7章 结论43参考文献44致谢45VI第1章 绪论 随着时代的进步，汽车已经成为我们必不可缺少的运输工具，在我国汽车的增速在最近几年可以明显观察到。自从2008年以后我国已经好几年生产销售突破2000万量连续蝉联全球第一，到2016年我国的机动车保有量已经突破2.9亿辆。而且最近几年汽车的销售量一直在上涨。国外的汽车采用自动挡变速器的越来越多，自动挡相对而言省油、可以消除驾驶员的换挡疲劳等优点，欧洲发达国家早在2013年时自动挡的比例就超过50%。但是手动挡依旧占到一半从这可以看出手动挡在一大部分消费者心中依旧不可替代。随着汽车的技术方面也在飞速提高。其中汽车变速器的更新同样是日新月异，从两轴到三轴；从一个变速壳体到主副两个变速壳体；从手动换挡到自动换挡。虽然自动挡变速器与无级变速器速发展前景乐观但是机械式手动换挡依旧不可替代。它有其独特的优势在各类变速器中独占一席。机械式手动换的技术相当成熟，在各个便面依旧有其不可替代的优势。总之变速器将趋向于越来越省油、效率越来越高、质量越来越小、体积同样越来越小等方面。1.1选择变速器的意义所有的内燃机机动车都具有变速器，而变速器在所有的机动性和中占据着相当重要的位置。由于传递到变速器的旋转速度很大但是扭矩超小，而车辆行驶时的速度与扭矩需要根据其行驶的路况做出不同的改变。因此我们要明白变速器的功能就是改变前面装置传递过来的轴的旋转速度与轴上的扭矩，将旋转速度变小而将扭矩变大。因此变速器应该具备（1）保证汽车有必要的动力性和经济性。（2）设置空档，用以中断发动机差U你来的动力。（3）设置倒档，汽车在必要时具有倒档功能。（4）换挡迅省力、方便。（5）工作可靠，汽车行驶中，不可以有调档、乱档或同时挂上两档等现象的发生。了解它的结构，熟悉之后展开计算等一系列工作。变速器中必须有空挡，汽车经常在启动时经常是空挡位置，另外可以断开与离合器之间的链接；设置到当，汽车在必要时具有倒档功能。此次变速器设计为了使具有合理的传动比，这样就可以使汽车换挡时更加合理更加顺利此次变速器的设计是我们大学四年来的一个成果总结，将我们四年大学所学的知识贯穿起来，运用起来进行一个初步的实践。同时加深了大学所学真正做到理论与实际相结合。手绘与电脑CAD画图相结合，手绘装配图而CAD绘制零件图，手绘与CAD软件同时得到锻炼。完成变速器的画图工作，此次画图我认为对个人的帮助很大，将大学四年所学知识进行了一遍梳理，同时也教会了我面对生活的态度。1.2设计内容及方法 根据已知的参数，结合大学所学的汽车设计、汽车实验学、专用汽车设计等所学的知识进行设计。变速器设计流程主要内容如下表：表1.1变速器设计流程（1）变速器结构的初步分析并做出不选择 依据自己所设计的车辆然后分析两轴式与三轴式那个更适合，再根据变速器的布置方案设计出相应的变速器。（2）变速器主要参数的选择 变速器主要参数的选择：挡数、传动比、中心距、齿轮参数等。（3）变速器齿轮强度的校核变速器齿轮强度的校核主要是针对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核1。（4）轴的基本尺寸的确定及强度计算 轴的校核需要从两个方面进行校核一方面为轴的刚度校核一方面为轴的强度校核。（5）轴承的选择和同步器的设计 首先进行轴颈的初步计算，然后结合轴承设计出轴，并选择出相应的轴承。然后根据已知的条件设计惯性式同步器。（6）设计变速器的操纵机构 结合自己所学的知识与查阅的资料，设计变速器的操纵部件。（7）对变速器进行手绘与CAD绘制 根据自己计算的数据手绘出装配图，CAD绘制6件零件图。第2章 变速器的总体设计方案2.1变速器初始参数表2.1变速器的基本参数根据查阅资料得到BYD-F3的变速器参数如表2.1：发动机的型号BYD473QE排量1.49L发动机的最大功率Pt =80KW最高车速V max175km/h总质量M=1210kg最大扭矩Me max=145Nm最大功率转速Np=5800r/min最大扭矩转速Np=4800r/min2.2变速器设计的基本要求变速器是汽车的重要部分，在传动系统中变速器是前面链接离合器后链接万向传动系统因此变速器必须具备改变汽车速度、改变其扭矩、终止传送动力的功能。此外它对汽车的各个方面均有很大影响如耗油方面、动力方面、操纵便捷方面、变档时的平顺方面和传动效率方面有很大影响。随着现在汽车的发展变速器同样朝着尺寸更小、质量更小、性能更好的方向发展，因此变速器中的轴间距、各个齿轮的齿数、各个轴的直径、轴的轴向直径、变速器的外形及其尺寸、变速器的材料，都直接影响变速器大小、质量及其性能。 （1）首先要确定挡位数与各个档位的合理传动比，让它与发动机的转速相适宜，以确保汽车的动力性、燃油经济性、与车辆的行驶稳定性；(2）要设置倒档，可以使汽车具有向后行驶的功能；(3）要设置空挡，以保证需要的时候可以终止动力传动。 (4）要保证变速器的工作可靠； (5)要保证操作系统的的轻便使其换挡时省力、方便、快速；(6）设置动力输出装置，需要能及时输出动力；(7）要保证变速器拥有较高的输出效率；(8）要尽可能的减少噪音污染； 变速器还应该尽量减少制造成本材料方面在满足强度后尽量使用较便宜的；尺寸方面尽可能的降低变速器尺寸；质量方面在满足强度后尽量降低质量；结构方面要尽量简单便于修理。第3章 机械变速器方案布置3.1变速器布置方案3.1.1变速器类型的选择 次设计是2016款比亚迪F-3机械式变速器的设计，此款汽车为前置前驱（FR）方式，而且采用五档手动挡变速器。3.1.2倒档形式的选择倒档与前进档相比使用率低，而且使用倒档时速度较低且多数在停车后再进行倒车，因此倒档多采用直齿滑动齿轮。在此对倒档提出5种布置方法，下图3.1展示了此五种方案1.a图的布置方案减小了中间轴的长度，但换挡时有两队齿轮同时接入导致换挡困难；1.b图此布置方法能获得较大传动比，但是换挡的顺序不合理；1.c图这种方案比b图方案做了些修改；1.d此方案中将一档齿轮与到当齿轮与轴做成一体式的，同时加宽了他们的齿轮；1.e图此种方法为全部齿轮副全为常啮合齿轮，换挡更顺利。图3.1倒档布置的5种方案edcb图3.1倒档布置方案综上考虑我们可以得出，e图方案与其它方案相比更合适。3.1.3齿轮形式的选择的设计中常用的齿形分两种，一种为直齿形式，一种为斜齿形式。3.1.4变速器轴结构设计此变速器为三轴式的其中将将齿轮与第一轴设计成一体式，其轴的长度取决于离合轴向长度。此轴的花键型号大小和离合器的从动盘花键一致。因此当前经常选择距型花键。第二轴设计成阶梯式方便齿轮安装，应该尽量使轴的直径相差不大，以保证足够承受传来的力矩同时防止轴在越程槽处断裂。3.1.5轴承的选用变速器多采用滚动轴承，包括滚针轴承、向心球轴承、圆锥滚子轴承等，使用轴承时应该根据不同的要求使用不同的轴承。3.1.6换挡机构方法换挡时应使用啮合套或者同步器换挡，其换挡时行程比滑动齿轮换挡时行程小。在滑动齿轮较宽时，这种方法的差别就更为突出了。3.2变速器的主要参数选定3.2.1变速器挡数选择 次设计是2016款比亚迪F-3机械式变速器的设计，该设计采用了五档中间轴式机械变速器，在最低档的传动比不变时，当增加档位束时会使相邻的两个档位之间的传动比减小，减小的传动比有利于换挡，会是换挡时更加轻巧、方便。现实中要求传动比最大值不超过1.8，该限制会使换挡时在更容易的换挡区间进行而且尽可能的使高档之间的传动比小于低档位之间的传动比。3.2.2个档位之间的传动比的确定首先我们要确定最低档的速度也就是最低档传动比（最大传动比），最大传动比的确定应根据，最大爬坡度、附着力、最低稳定车速等主要方面来确定2。(1)主减速传动比根据发动机的转速与主减速比、变速器的传动比、轮胎半径可以求出车辆的行驶速度，由公式得出: (3.1) Ua汽车的速度（km/h）r 汽车轮胎的半径（m）n 发动机的转速（r/min）变速器的传动比主减速器的传动比由已知的参数知道该汽车的最高车速为=175km/h，主减速器的传动比为=4.4，则可以该款汽车选用的车胎型号为195/60R15因此可知道轮胎的滚动半径为r=298mm，发动机的转速为5800r/min,由3.1公式可知=0.85(2)变速器最低档的设计一档的传动比即为最低档的传动比，根据上面提到的最低档的传动比需要的条件可以求出一档的传动比。其公式如下： 其中 G 汽车的总重（N） 发动机的最大扭矩（NM） 滚动阻力系数，路面优良时为0.010.018 r 轮胎的滚动半径（mm） 变速器的传动比 主减速器的传动比为4.4 变速器传动效率 最大爬坡度（此次设计的机动车其最大可以爬行16.7度的坡度） 因为在机动车在1档时，传动比最大而速度最小、扭矩最大，在1档时有较大的后备功率，可以得到较大的。此时的爬坡度可以根据公式可以求得一档的传动比为： (3.2)已经知道汽车重G=11858 N，传动效率为=0.96，摩擦系数f=0.015，坡度大小为=16.7，滚动轮胎的半径为r=298mm，主减速器的传动效率为=4.4，最大扭矩为=145N.M1.9另外要使机动车不产生打滑，在车辆的最低档将产生最大的后备力，此时车轮不会出现打滑的条件为： (3.3)其中 轮胎与地面的附着系数，对于较好的路面附着系数取0.7-0.8 驱动力与地面的垂直反力，（=mg)5.7由此得到1档的的初始范围，我们初选一档传动比=3.5。3.2.3计算各档的传动比根据已求得的一档传动比与五档传动比,其中五档为超速挡取为0.72，根据档位传动比的设计公式：其中n为总共档位数，q为相邻两个档位之间的比数，由于齿轮的齿数都是整数所以从动轮与主动轮之间的比值与计算得到的略有不同，但大体而言基本一样。 2档3档4档的传动比为分别为： 倒挡要求有较高的通行能力因此倒档的传动比一般比一档的传动比稍微小点，因此我们初始取倒档的传动比为3.2初始变速器传动比表3.1档位1档2档3档4档5档倒档传动比3.52.361.591.070.723.23.2.4初步设计中心距 根据经验公式初步得到中心距为： (3.4)其中 A 变速器的中心矩(mm) 变速器的最大扭矩145() 1档的传动系数 变速器的传动效率0.96根据已知参数可得中心矩： 变速器的中心矩可分为两类：乘用车的中心矩范围60mm90mm变化，商用车的中心矩范围为80mm170mm内变化。由此我们初始选择中心矩为A=72mm。3.2.5变速器的外形设计变速箱的横向方面的尺寸相对而言比较简单，可以依据间系统初步确定。变速器的轴向尺寸一般根据档位数、齿轮形式、换挡机构，根据经验轴向尺寸一般采取(3.74.3)A通过计算得出轴向范围为（266.4309.6）初步取轴向尺寸为285mm。第4章 变速器齿轮的设计4.1变速器齿轮模数的设计齿轮模数的确定是齿轮设计中的重中之重，它模数对很多方面都有干扰例如对齿轮的均有较大影响，因此模数的确定对齿轮至关重要，在齿轮模数的选择一般遵守以下规则。 （1）想要最大可能的降低齿.轮间的噪音，这就需要适当将模数给将下来，此外要增加它的宽度； （2）顾及到齿.轮的工艺可加工性，因此1、2、3、4、5档的不一样的档位齿.轮尽可能的选用不一样的模.数； （3）考虑到齿轮强度方面，不同档档位的齿轮尽量选用不同的模数； （4）设计齿轮时我们应该最大限度地将齿轮的质量降下来，应该在增加模数的同时在允许的条件下尽可能的减小齿宽； （5）尽量的选用较大的，而不相同的档位尽量选用不一样的。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi（过去的钢号是18CrMnTi），也是采用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3。为消除内应力，还要进行回火。 根据经验得出变速器的齿轮模数经常从以下区间选择：微型与轻型轿车的模数区间一般取2.252.75，中级轿车的模数区间一般取2.753.0，重型货车的模数区间一般取4.256.0。在变速器中根据工艺上的需要，在设计时一个变速器中的所有一模一样。轿车的齿轮模数一般取23.5，因为选取较小的模数相对来说增加了齿轮齿数，有利于换挡。模数初算为：一般而言初选的模数为M=2.5mm。4.2齿轮的压力角的设计较小的压力角可以拥增加重合度，当重合度变大时同时进行啮合的齿数增多运行起来稳定从而降低了噪音。乘用车一般而言驱动力相对来说较小，所以尽可能的加大重合度，压力角尽可能的取小一点，一般而言，变速器齿轮经常选用20压力角，结合套与同步器一般选用30压力角4。4.3齿轮螺旋角的设计 不不不不不不不不不不不不不不不不不不不牛牛牛牛牛牛牛牛牛牛男男女，性、齿轮噪音，均有较大影响，当螺旋角小30时，随着螺旋角的增大重合度与稳定性增加，噪音减小。但是随着螺旋角的增大，它的抗弯度会减小。因此综合考虑齿轮的抗弯度与齿轮强度、噪音，设计时宜选用合适的螺旋角，一般螺旋角选择1525，从而可以使齿轮的重合度与齿轮的弯度都得到保证5。为了尽可能的得到较大重合度我们初次选择螺旋角为=234.4齿轮齿宽的设计在初次选择齿轮齿宽时，应该考虑齿宽对齿轮强度、齿轮质量、齿轮工作平顺性、变速器的轴向尺寸等方面的影响，同时要尽量的减小齿轮的质量与缩短变速器的轴向尺寸，尽量选用较小的齿宽。但是齿宽减小会减弱齿轮传动的稳定性，齿宽的确定通常由模数来确定5： 直齿齿宽b=m, 直齿宽系数取值（4.58.0）=7；斜齿齿宽b=m, 斜齿齿宽系数取（6.08.5）=7；其中常啮合齿轮取=7.54.5齿顶高系数 通常大多数汽车均采用齿顶高系数=1.0。表4.1 齿轮的参数参数模数压力角螺旋角齿宽系数齿顶高系数参数值2.5202371.04.6各个档位齿轮齿数的分配比 该款设计的示意图如图31：变速器示意图4.1以上计算中我们已经后计算出一些列的数据，可根据已知求出变速器各个档位中齿轮齿数比：一档传动中各个齿轮的齿数比: (4.1) (4.2)其中 (4.3)由此得出 5353由已计算的进行分配一档的各个齿轮齿数，在分配时尽可能的使一档的小齿轮齿数取得尽量小一些，这样可以使尽可能的大些，因为已经确定，当取得尽可能大时，尽可能小些使啮合尽可能的多些，从而可以更容易地设计第二轴的前轴承。此外中间轴上的最小齿轮的齿数与中间轴的直径有关，因此在设计时一定要考虑清楚中间轴与齿轮之间的联系。一般而言中间轴的一档齿轮齿数经常取1417之间。所以在此去=14。由此得出: =53-15=38 2.53 =1.38一档齿轮中心矩与常啮合齿轮中心矩是相同的由公式: (4.4)=72所以: =22.27 =30.73=22 =31中心距校核: =71.97(mm)螺旋角的校核: =23 =23校核后的传动比为: 3.57齿形系数图4.2 一档齿轮变速系数校核： 分度圆压力角: 0.40 21.8端面啮合角: =0.93=21.86当量齿数: 48.72 19.2328.21 39.74=2.53由已求得齿轮9、10的参数、U与再根据上图可以得到: (4.5) (4.6)=0 =0.15 = 0.15=0.07 =0.07由已求得齿轮1、2的参数、U与再根据上图可以得到:=0 =0.04 =0.04 =0.07 由此可得分度圆的直径为： =103.26 =40.76 =59.78 =84.24 节圆直径为： 103.25 40.75 59.77 84.23齿顶高为： 2.53 1.95 2.43 2.23齿根高为： 2.75 3.53.03 3.23二档齿轮的齿数分配：同理，可知二档： (4.7) (4.8)已知与的比例与已知二档的传动比由此可求得：1.67又因为：53可得 =20 33 校核后传动比为：2.33校核后中心矩为：71.97校核后的螺旋角：分度圆压力角:0.40 21.8端面啮合角: =0.93=21.61.65当量齿数:42.3125.64由已求得的参数、U与再根据上图可以得到=0 =0.08 =0.08=0.07 =0.07由此可得分度圆的直径为：=89.67 =54.35节圆直径为：89.61 54.31齿顶高为： 2.53 2.13齿根高为： 2.93 3.33三档齿轮的齿数分配：同理，可知三档： (4.9) (4.10)已知与的比例与已知二档的传动比由此可求得：1.13又因为：53可得 =28 25校核后传动比为：1.59校核后中心矩为：71.96校核后的螺旋角：分度圆压力角:0.40 21.8端面啮合角: =0.93=21.81.12当量齿数:35.9032.05由已求得的参数、U与再根据上图可以得到:=0 =0.02 =0.02=0.07 =0.07由此可得分度圆的直径为：=76.09 =67.93节圆直径为：76.07 67.92齿顶高为： 2.28 3.38齿根高为： 3.18 3.08五档齿轮的齿数分配：同理，可知四档： （4.11) (4.12)已知与的比例与已知二档的传动比由此可求得：0.51又因为：53可得 =20 33校核后传动比为：0.85校核后中心矩为：71.96校核后的螺旋角：分度圆压力角:0.40 21.8端面啮合角: =0.93=21.80.61当量齿数:25.6442.31由已求得的参数、U与再根据上图可以得到=0 =0.11 =0.11=0.07 =0.07由此可得分度圆的直径为：=54.34 =89.67节圆直径为：54.34 89.66齿顶高为： 2.05 2.6齿根高为： 3.4 2.85倒档齿数的确定：先前我们已经确定倒档齿轮采用直齿滑动齿轮，倒档的模数设计成与前进档的相同为2.5，倒档的一般而言取2123之间，初选倒档轴齿轮，计算出倒档轴与中间轴之间的中心距，设中间轴齿轮=15，由此可算出两轴间中心距之间的距离可得：， 取整后 =45mm为防止倒挡齿轮发生干涉，齿轮12与11之间不能直接接触，应该保证他们之间的间隙必须大于0.5mm，因此取=40达到要求。12与11之间的中心距为 71.25mm0.5mm倒档的传动比为:3.564.7齿轮强度的校核4.7.1齿轮的基本要求在设计齿轮时我们要求齿轮要有足够的寿命，因此我们首先了解齿轮的损坏的形式。齿轮主要有点蚀、齿面胶合、疲劳折断、齿面磨损、塑性变形等6。齿轮损坏、折断常发生在这几种情况：1、齿轮受到相当大的冲击载荷时，使齿轮发生弯曲折断 2、齿轮在重复载荷作用下，齿轮的齿根会产生疲劳裂纹，随着裂纹扩展深度的加大，最后发生弯曲折断。第一种情况在变速器中出现的很少，第二种情况相对来说较多。 3、当轮齿转动时，齿轮之间相互啮合，齿面之间压力较大，此时在齿面若存在细小的裂缝则裂缝处的油液压力骤然升高，致使裂纹变大，导致齿面出现块状剥落形成小麻点，我们称它为齿面点蚀。点蚀会使齿形误差变大，从而产生动载荷，并可能导致齿轮折断。因此我们要设计齿轮足够满足要求。4.7.2各个轴的转矩 根据已知=145NM,离合器的传动效率=0.99，轴承的传动效率=0.98。齿轮精度选择8级=0.97。输入轴扭矩=1450.990.98=140.68NM中间轴扭矩:=140.680.970.981.41=188.56NM输出轴一档扭矩:输出轴二档扭矩: 输出轴三档扭矩:输出轴五档扭矩:倒档轴的扭矩:倒档输出轴的扭矩：4.7.3齿轮强度计算大致上所有的汽车所用的变速器他们的使用条件是相似的，变速器齿轮所使用的材料、精度级别、加工方法、支承方式、材料的热处理等基本相同。汽车的齿轮一般采用低合金钢制作，采用磨齿或者梯齿精加工，齿轮表面一般采用渗碳猝火热处理，要求齿轮的精度等级不低于7级7。以下我们用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变速器齿轮，同样可以获得较为准确的结果弯曲应力的取值范围为400Mpa850Mpa。直齿轮弯曲应力的计算： (4.13)其中 弯曲应力（MPa)； 为圆周力（N），； 集中应力系数，可取近似值=1.56； 摩擦力影响系数，主动齿轮一般取=1.1，从动齿轮取=0.9； b 齿宽（mm）； t 端面齿距（mm）t=m； y 齿形系数如图4.3所示 图4.3齿形系数因为齿轮的节圆直径d=m z,其中z为齿轮的齿数，所以上式可变为 (4.14) 根据已知可以计算倒档齿轮11、12、13的应力已知 0.143 0.11=742.9Mpa=718.2Mpa=892Mpa斜齿轮弯曲应力的计算公式： （4.15）其中： 重合度初次选择取2； 集中应力系数，可取近似值=1.5； 为圆周力（N），； b 齿宽（mm）； t 端面齿距（mm）t=m； y 齿形系数如图4.3所示；将公式整理后得到： （4.16）当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Te max时，对乘用车常啮合齿轮和高档齿轮许用应力最大值在180350mpa的范围。 一档9、10齿轮的弯曲应力：721Mpa850Mpa 686Mpa850Mpa 二档8、9齿轮的弯曲应力：540Mpa850Mpa 513Mpa850Mpa 三档5、6齿轮的弯曲应力： 386Mpa850Mpa 411Mpa850Mpa 五挡3、4齿轮的弯曲应力： 327Mpa850Mpa 470Mpa850Mpa 常啮合1、2齿轮的弯曲应力: 365Mpa850Mpa 348Mpa850Mpa 4.7.4齿轮的接触应力的计算 （4.17） 其中 轮齿的接触应力（MPa）； E 齿轮材料的弹性模量 （MPa）,40cr的弹性模量在100度时为208Gpa； b 齿轮接触的实际宽度(mm)； F 齿轮齿面的上的法向力；F=； 主动齿轮节点处的曲率半径； 从动齿轮节点处的曲率半径；变速器齿轮的许用接触应力见表4.2表4.2变速器齿轮许用接触应力齿轮/Mpa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700带入后的： 常啮合齿轮1与齿轮2： =453.4Mpa=442Mpa 常啮合齿轮3与齿轮4：=413.4Mpa=489.8Mpa 常啮合齿轮5与齿轮6：=549.6Mpa=488.2Mpa 常啮合齿轮7与齿轮8：=632.1Mpa=561.3Mpa 常啮合齿轮9与齿轮10:=779.4Mpa=692.8Mpa 倒档齿轮接触应力：=721.4Mpa=838.3Mpa=740.6Mpa4.7.5各档齿轮受力情况中间轴一档齿轮受力：Ft为齿轮齿宽中心平面的圆周力，Fr为齿轮齿宽中心平面的径向力。一档时9、10齿轮受力：9254.5N3659.2N3928.3N8784.3N3473.4N3728.7N6943.8N2745.6N2947.5N6601.6N2610.3N2802.2N5552.4N2195.4N2356.9N5278N2086.9N2240.4N3967.2N1568.6N1684N3767.3N1489.6N1599.1N4477.3N1770.3N1900.5N4707.4N1861.3N1998.2N8631.6N3141.6N10056.5N=3360.3N9085.7N3306.9N第5章 变速器轴的设计5.1变速器轴的工艺要求汽车启动后变速箱开始工作，当汽车行驶后变速器轴上承受转矩与弯矩，我们设计的原则是在保证安全的情况下要求质量与体积尽可能小，因此要求轴要有足够的强度与刚度。当轴的刚度不够时，在弯矩较大的情况下会发生弯曲，导致齿轮啮合发生改变损害齿轮。还可能引发其他一系列其他情况。5.1.1变速器第一轴的结构输入轴一般和齿轮做成一体，其前端大都在飞轮内腔的轴承上支撑，而他的轴径需要根据前轴承内径来确定。此轴承不需要承受轴向力，输出轴的轴向定位经常通过后轴承用卡环和轴承盖来保持。输出轴如图5.1所示图5.1输入轴中间轴有两种设计为旋转轴式、固定轴式。此次计采为旋转轴式传动。因为一档和倒档齿轮比较小，经常和中间轴做成一体，但是高位档的齿轮则必须用花键固定在轴上。5.1.2变速器轴的计算已求得变速器的中心矩为A=72mm，轴的最大直径与其支撑距离的比值范围d/L=(0.160.21).其中中间轴为d/L=(0.160.18)，输出轴位d/L=(0.180.21)。第一轴花键的直径按公式： (5.1)K是经验系数一般取44.6；本次取4.5.（2124.17）mm 初选轴的直径为=24mm。 第二轴与中间轴的直径为=(0.450.6)A=(32.443.2)mm中间轴轴承支承之间的长度为d/L=(0.160.18),=(180270)mm；第二轴之间的长度为=(154240)mm；第一轴的支撑长度=（116154）mm。根据扭转条件可以算出轴的最小直径： (5.2) 其中 d 轴的最小直径； 许用剪切应力； p 发动机的最大功率； n 发动机的转速；=23.3mm将d=25mm选择为轴的最小直径。5.2轴强度的校核 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距产生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支反力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每一个档位都进行验算，验算时将轴看作铰链支撑的梁。作用在第一轴上的转矩应取Te max。轴的受力示意图如图所示。图5.2轴的受力示意图 (5.3) (5.4) (5.5) (5.6) 其中 为齿轮的齿宽中间平面径向力(N)； 为齿轮的齿宽中间平面上圆周力(N)； E 为弹性模量(Mpa)，E=2.1Mpa； I 为惯性力矩(),对于实心轴，I=； d 为变速器的轴直径； a 为齿轮上的作用力点距支座a距离的(mm)； b 为齿轮上的作用力点距支座b距离的(mm)； L 为支座间的距离； 第一轴的支撑点距离受力点较近，在三轴式变速箱中第一轴的强度足够符合，一般不用检验。第二轴的校核：对于一档输出轴的校核：a=198.5, b=19.5,d=48, 3473N, 8784N0.0050.10.010.150.00024rad0.002rad对于二档输出轴的校核：a=146, b=72,d=35, 2610N, 6601N0.0080.10.020.150.00006rad0.002rad对于三档输出轴的校核：a=77, b=141,d=40, 2086N, 5278N0.00180.10.0040.150.00034rad0.002rad对于五档输出轴的校核：a=56, b=162,d=35, 1489N, 3767N0.0120.10.0310.150.00014rad0.002rad中间轴的校核： 对于一档中间轴的校核：a=178, b=72,d=32, 3659N, 9254N0.0580.10.1470.150.00069rad0.002rad 对于二档中间轴的校核：a=159, b=91,d=36, 2745N, 6943N0.0460.10.120.150.000006rad0.002rad 对于三档中间轴的校核：a=109, b=141,d=36, 2195N, 5552N0.040.10.10.150.00008rad0.002rad 对于五档中间轴的校核：a=162, b=88,d=30, 1568N, 3967N0.050.10.130.150.00026rad0.002rad 二齿轮处轴的校核：a=32, b=206,d=30, 1770N, 4477N0.0140.10.0350.150.0003rad0.002rad5.3变速器轴的强度校核变速器的输入轴的支撑点距离受力点较近，因此输入轴一般而言不做强度校核就可以满足条件。第二轴的跨度较大，而且一档时的受力非常大因此第二轴是校核的重点。第二轴的一档受力图如图所示：图5.3二轴受力图5.3图5.4水平受力图根据条件得：= (5.7)= (5.8)= (5.