长安之星2变速器设计说明书

1汽车设计课程设计题 目： 机械式变速器设计 专 业： 班 级： 宿 舍： 学 生： 指导老师： 1前言进入 90 年代以来，科学技术的急速发展和市场竞争的日益加剧，促使汽车工业发生了根本性的变革，其生产组织方式从传统的大批量、少品种的刚性生产结构向着多品种、中小批量的柔性生产结构转变，以 CAD/CAE/CAM 为代表的现代汽车设计方法正逐渐代替传统的设计方法。许多大型应用软件也应运而生，如文件处理、绘图软件、数学分析软件、数据库管理软件、加上计算机网络的建立，以及基于这些通用软件的专业应用软件的诞生，使“无纸化设计”在一些发达国家的机械制造企业中得以实现。但是计算机辅助设计的意义不仅仅在于摆脱笔和图纸，还应该包括设计参数的优化计算；专家设计经验和知识的自动智能推理和学习；设计图纸的自动生成或从数据库中提取；甚至开始采用虚拟设计的方法，从而帮助设计人员进行方案设计，以实现半自动甚至全自动的设计。这就要求计算机具有专业领域内的专家知识和思维能力，能根据设计者的要求给出一定的设计结果，一般人们把这种掌握大量知识，能从事各种专业领域内专家级水平工作的计算机程序称为专家系统（Expert System） 。目前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设计软件。发达国家汽车开发能力的高低已不再用它拥有多少高级开发能力的人才和先进设备的多少来评价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有最先进的开发软件和数据库来评价。不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计系统和过程将是一个复杂的工作。齿轮是汽车传动系中的重要零件之一，它对整车的动力性和舒适性有很大的影响。而齿轮设计所涉及的影响因素较多、设计参数较复杂，这些参数之间存在着相互制约相互矛盾的情况，如何协调各参数，使之在满足基本条件的基础上得到最佳的性能，这正是本章要介绍的先进设计技术成果内容。减小齿轮的体积和质量，提高传递扭矩的能力，是当前汽车齿轮优化设计的主要目标。因为减小齿轮的体积和质量就可减小制造费用，降低轮齿动载荷，提高齿轮寿2命，使汽车的总体布置更为方便和灵活。同时齿轮传动的功率损失问题往往被设计人员所忽略，这是因为齿轮的传动效率已经很高的缘故。但近年来，许多研究表明，运转过程中齿轮温度的升高是齿轮发生胶合和点蚀的一个重要原因，而其热量主要是由齿轮运转的功率损耗转换而来的。因此如何优选齿轮参数，使其功率损耗达到最低就成为了齿轮优化设计的另一个目标，因为降低汽车齿轮的功率损耗，不仅可以提高传动效率，降低汽车的燃料消耗，而且还可以延长齿轮的使用寿命。3目录第 1 章 变速器主要参数的选择与计算.31.1 档数.31.2 传动比确定.41.3 中心距 A 的确定.51.4 齿轮参数选择 .61.4.1 模数 .61.4.2 压力角 .61.4.3 螺旋角 .71.4.4 齿宽 b.81.5 各档齿轮齿数的分配 .81.6 变速器齿轮的变位 .12第 2 章 齿轮与轴的设计计算 .162.1 齿轮设计与计算 .162.1.1 齿轮材料的选择原则 .162.1.2 各轴的转矩 .172.1.3 轮齿强度计算 .172.2 轴的设计计算 .272.2.1 轴的工艺要求 .272.2.2 初选轴的直径 .282.2.3 轴最小直径的确定 .292.2.4 轴的强度计算 .29第 3 章 同步器设计.423.1 同步器具体参数选择.423.1.1 同步器类型的选择.423.1.2 接近尺寸和分度尺寸.4343.1.3 滑块宽度及内啮合套缺口宽度.433.1.4 同步器装配间隙.443.2 同步锁环主要尺寸确定.453.2.1 锥面角.453.2.2 锁止角的计算.453.2.3 锥面摩擦系数 1 和锁止面摩擦系数 2 . 46 3.2.4 锁环内锥面上的螺线 .483.3 同步器校核. 493.3.1 同步器同步时间校核. 493.3.2 弯曲强度校核.50第 4 章 变速器操纵机构.55第 5 章 参考文献及中英文对照表.56第 6 章 部分三维建模图.585第 1 章 变速器主要参数的选择与计算本次课程设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，已知的整车主要技术参数如表 1.1 所示：汽车理论P7 037.irnuga式中：汽车行驶速度（km/h） ；au发动机转速（r/min） ；n车轮滚动半径（mm） ；r变速器传动比；gi主减速器传动比。0已知：最高车速 = =135 km/h；最高档为超速档，传动比 =1；车轮滚maxuv gi动半径由所选用的轮胎规格 R13 得到 =280(mm)；发动机转速 = =6000（r/min） ；rnp由公式得到主减速器传动比计算公式： 691.410352867.037.0aguinri表 1.1 CA1041整车主要技术参数发动机最大功率 60kw 车轮型号 R13发动机最大转矩 102N.m 最高车速 135km/h最大转矩时转速 3000r/min 总质量 1480kg最大功率时转速 6000r/min 怠速时转速 min/)507(r1.1 档数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。6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 45 个档位变速器，货车变速器采用 45 个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车。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 34 之间，轻型货车在 56 之间，其它货车则更大。文中设计结合实际，变速器选用 5 档变速器，最高档传动比为 1。1.2 传动比确定变速器的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。1、最低档传动比计算一档传动比应该满足最大驱动力用于克服车胎与路面的滚动阻力及最大爬坡力，(1.1)rtgeiT0maxmax 参考汽车设计P80 tergii0ax1（1.2）已知：最大转矩， N.mm；maxeT3max102eT车轮半径， ；r mR280,可 知 道 为由 已 知 轮 胎 规 格主减速器传动比， ；0i 69.40i传动系传动效率 ；t 93.%5tmg 汽车重力，mg=1480 9.814504N；， ，ifmax02.f316.i则代入公式（1.2）得到：=3.00893.0.402983gi7根据车轮与路面的附着条件则 201maxGriTtge参考汽车理论P80 TergiGi0max21（1.3）在 0.7-0.8 之间取 0.75，后轴轴荷 Nmg12.768%53.91480532 代入式（1.3）得到： .,789.061.4012%53891 gg ii由于本车为轻型车且无超速档，一档初选传动比不用过大，取 。632、其他各档传动比初选各档传动比为等比分配则：汽车理论P81qii54321 378.16451i 376.1.9,9.2,61.78. 342312 qiiqi偏置需满足：汽车理论P8454321ggii则取：1,378.1,860.1,9.2,6.3 5431 ggggg iiiii1.3 中心距 A的确定文中设计为中间轴式变速器，初选中心距可根据经验公式计算汽车设计 P90 （1.4） 31maxgeAiTK式中：变速器中心距（mm） ；A8中心距系数，商用车 =8.9-9.3；AKAK发动机最大转距 =102（N.m） ；maxeT变速器一档传动比为 3.6；1gi变速器传动效率，取 95%。将各参数代入式（1.4）得到：（8.9-9.3 ） =（8.6-9.6） 7.0395=62.65-65.47mmA395.0612乘用车的变速器中心距在 6080mm 范围内变化，初取 A=65mm。1.4 齿轮参数选择1.4.1 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。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些。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大致表 1.2：表 1.2 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2.252.75 2.753.00 3.54.5 4.56.0选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表 1.3 为国标 GB/T13571987，可参考表 1.3 进行变速器模数的选择。表 1.3 变速器常用的齿轮模数（ 摘自 GB/T13571987）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 2.5mm；9二档三档为 2.5mm；四档及一轴常啮合齿轮为 2.5mm。1.4.2 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。对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、15、16、16.5等小些的压力角。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 30压力角。本变速器为了便于进行角度变位，全部选用标准压力角 20。1.4.3 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。 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 1.1 所示：图 1.1 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：汽车设计P922211tanAaF为使两轴向力平衡，必须满足：汽车设计P9221tanr10式中：作用在中间轴承齿轮 1、2 上的轴向力；21aF作用在中间轴上齿轮 1、2 上的圆周力；n齿轮 1、2 的节圆半径；21rT 中间轴传递的转矩。乘用车中间轴式变速器的螺旋角为：2234 ，一档的选择小些选为 。21.4.4 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 m（ ）的大小来选定齿宽 b:n， 为齿宽系数，取为 4.58.0，取 ，则kbc直 齿 0.6ckmb15.2， 6.08.5，取 ，则 。n斜 齿 取 为c 0.7ckb.17521.5 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 1.2 所示：11图 1.2 变速器传动示意图1第一轴常啮合齿轮 2中间轴常啮合传动齿轮 3第二轴四档齿轮 4中间轴四档齿轮5第二轴三档齿轮 6中间轴三档齿轮 7第二轴二档齿轮 8中间轴二档齿轮 9第二轴倒档齿轮 10第二轴一档齿轮 11中间轴一档齿轮 12中间轴倒档齿轮 13倒档轴倒档齿轮 14倒档轴倒档齿轮 1、一档齿数的确定一档传动比为：参考汽车设计P946.3120zi如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和 ，hz一档齿数和，直齿 mAzh2斜齿汽车设计P94 nhz29cos（1.5）中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。乘用车中间轴式变速器一档转动比时，中间轴上一挡齿数可在 之间选取，本设计取 ，初8.351i 1751z 16z选 ， ，25.nm12代入公式（1.5）得到： 2.485.2cos6hz取整得 49，则 。3140z2、对中心距 A 进行修正因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距 A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据 9。汽车设计P95 cos2hnzm（1.6）将各已知条件代入式（1.6）得到： A06.2cos495.取整为 66mm。3、常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定参考汽车设计 P94120zi而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即：汽车设计P95 21cos)(zmAn（1.7）已知各参数如下： 6,1,3,4,5.210Azn代入式（1.7）得到： 4.27,68.1zz取整：，2,61z 61.381012zi4、二档齿数的确定已知：13589.2,6,5.2iAmn由式子参考汽车设计 P948172zi由上公式变形 （1.8） 462.159.287iz汽车设计P95 （1.9）87cos2)(mAn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： 汽车设计P95 （1.10）)1(tan87282zz联解上述（1.10） ， （1.8） ， （1.9）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得：，20,8,278z 45.208168712zi5、三档齿数的确定已知： 860.1,5.23iAmn由式子由上公式变形 .28.21365zi（1.11）汽车设计P95 65cos2)(zmAn（1.12）汽车设计P95 )1(tan65262zz（1.13）联解上式（1.11） ， （1.12） ， （1.13）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解14得： 24,26531z 参考汽车设计P947.865123zi6、四档齿数的确定已知： 3678.1,5.24iAmn由式子由上公式变形 .0281637.2143zi（1.14）汽车设计P95 43cos2)(zmAn（1.15）汽车设计P95 )1(tan43232zz（1.16）联解上述（1.14） ， （1.15） ， （1.16）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得： 26,0,26434z.18414zi7、倒档齿数的确定 5.2nm初选 ， ，1612z134z309z15中间轴与倒挡轴的中心距 A：汽车设计P96mzmAn 5.47)216(5.2)(2113 不发生运动接触所以合适。参考汽车设计P9483.1608149231ziR中间轴与倒档轴之间的距离的确定： mzmAn 5.47)162(5.)(123 取整 50mm。二轴与倒档轴之间的距离确定： zn 5.67)23(5.2)(2130 1.6 变速器齿轮的变位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。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。16第 2 章 齿轮与轴的设计计算2.1 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。2.1.1 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 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料 11。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毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，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转矩较大，且一直参与传动，磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用 20GrMNTi 渗碳后淬火，硬度为 5862HRC 12。大齿轮用 40Gr 调质后表面淬火，硬度为 4855HRC。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用 20GrMNTi 渗碳后淬火，硬度为 5662HRC ，大齿轮 40Gr 调质后表面淬火，4655HRC；其余各档小齿轮用 40Gr 调质后表面淬火，硬度 4855HRC ，大齿轮用 45 钢调质后表面淬火，硬度 4050HRC 。17各轴的转矩一轴转距 Nmm3210T中间轴转距 =178.5 Nmm681033 3二轴各档转距：一档齿轮 Nmm2.2317T310二档齿轮 Nmm94108606三档齿轮 Nmm5.7239 3四档齿轮 Nmm18T2.1.2 轮齿强度计算1、斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算-1.1 参考汽车设计 P97-3-13btyKFw1式中：圆周力（N） ， ；1FdTg21计算载荷（Nmm） ；gT节圆直径（mm） ；dcoszmdn法向模数（mm） ; 为斜齿轮螺旋角 ；nm)(应力集中系数， =1.50；KK齿面宽（mm） ；b法向齿距， ；t nmt齿形系数，可按当量齿数 在齿形系数图 2.1 中查得；y 3coszn重合度影响系数， =2.0。KK18图 2.1 齿型系数图将上述有关参数代入 1.1 得到：- 1.2 参考汽车设计 P97KyzmTcngw3os2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gT maxe用弯曲应力在 400850MP a， 乘用车常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa 范围。（1）一档齿轮弯曲强度校核已知参数： 7,5.2,cnKm 2.1,3,160zNmm, Nmm31078gT2.8gT查齿形系数图 2.1 得： ；9.y10代入公式（1.2）得MPa40.2538.075.3164. 1cos821 wMPa.69.310对于乘用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19180350Mpa， ， 均小于 350Mpa，所以满足设计要求。10w1（2）常啮合齿轮弯曲强度校核已知参数：；7,5.2,34cnKm 17.0,28,16zNmm, Nmm310gT35.gT查齿形系数图 2.1 得： 4.12y代入公式（1.2）得MPa5.2014.725.164.33cos021 wMPa7.86.8.732， 均小于 250MPa，所以满足设计要求。1w2（3）二档齿轮弯曲强度校核已知参数：，7,5.2,cnKm 03.1,28,078zNmm, Nmm31094gT35.1gT查齿形系数图 2.1 得： ；2.87y代入公式（1.2）得MPa8.210.723814. 5cos097 wMPa.0.5238， 均小于 350Mpa，所以满足设计要求。78w（4）三档齿轮弯曲强度校核已知参数：20，7,5.2,cnKm 36.0,24,65zNmm, Nmm31078gT31.8gT查齿形系数图 2.1 得： ；65.8y代入公式（1.2）得MPa5.1826.072341.cos727 wMPa.5838， 均小于 250Mpa 大于 180MPa，所以满足设计要求。7w8（5）四档齿轮弯曲强度校核已知参数：， ；7,5.2,6cnKm 21.0,6,2043zNmm, Nmm3108gT3.1gT查齿形系数图 2.1 得： ；5.43y代入公式（1.2）得 7.1954.0725.014.36cos723wMPa6.8.6.834， 均小于 250MPa 大于 180MPa，所以满足设计要求。3w2、直齿齿轮轮齿弯曲强度计算本设计中仅倒档为直齿轮传2.1 汽车设计 P97-3-13btyKFfw121式中：弯曲应力；w圆周力（N） ， ；1FdTFg21应力集中系数，为 1.5；K计算载荷（Nmm） ；gT节圆直径（mm） ；d摩擦力影响系数，主动齿轮为 1.1，从动齿轮为 0.9；f齿宽（mm） ；b端面齿数（mm） ， ， 为模数；t mt齿形系数；y整理得：-2.2 汽车设计 P97-3-12yzKmTcfgw32已知参数：， Nmm23.1,0,6,5.29zc 310625.78gT查齿形系数图 2.1 得： ；.9y代入公式 2.1 得 83.720.635.214519789 w MPa当计算载荷 取作用在变速器第一轴上的最大转距时，一档，倒档直齿轮的许gT用弯曲应力在 400-850 之间， 在许用范围内，所以满足设计要求。9w3、斜齿轮齿轮接触应力 汽车设计 P97-3-15 -2.2 )1(418.0bzjFE式中：轮齿接触应力（ ） ；j MPa22F 齿面上的法向力（N） ， ；)cos(1FF1 圆周力（N） ， ；dTg21Tg 计算载荷（ Nmm） ；节圆直径（mm） ；d节点处压力角；齿轮螺旋角；E 齿轮材料的弹性模量 （ ） ；510.2MPa齿轮接触的实际宽度（mm） ；b， 主从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ，直齿轮z，斜齿轮 ， ； sin,sinbzrr2cos)in(zr2cos)in(br主从动齿轮节圆半径（mm） 。zb将作用在变速器第一轴上的载荷 作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接2maxeT触应力 见下表 2.1：j表 2.1 变速器的许用接触应力 jMPa齿轮渗碳齿轮 液体渗氮共渗齿轮一档和倒档 19002000 9501000常啮合齿轮和高档 13001400 650700（1）一档齿轮接触应力校核已知条件：，7,5.2,20cnKm 16,310zNmm, Nmm31.68gT95.8gT参考汽车设计 P97coscsozdFn,N9420s35.1.68310 N9420cos165.7831F23mm 参考汽车设计 P9387.12cos5.7ncmKb 70.12cosin35.cos2incsinosi 582.si16.siisi 3173292 zdrbz 170.58.1bz将已知数据代入公式 2.2 得：（公式参考汽车设计 P98） 0.126473.08.1294.0)1(418.0 51 bzFEj MPa.)(. 51 bzj ， 均小于 ，所以满足设计要求。10jj MPa90（2）常啮合齿轮接触应力校核已知条件：，7,5.2,34,20cnKm16,28zNmm, Nmm1gT30.1gTcoscsozdFngN, N30.5427cs165.2031F 30.5427285.10.732mm1cosb1623.095.68.1 95.1634cos20in85.cosincs2inosi 8.si6.iisi 23 332 bzbz zmdr 将已知数据代入公式 2.2 得到：2493.874162.0.21305478.0)1(418.0 5bzjFE MPa.)(.2 bzj， 均小于 1300MPa，所以满足设计。1j2j（3）二档齿轮已知条件：，7,5.2,20cnKm20,8zNmm, Nmm319.4gT31.gTcoscsozdFngN0.714205.17858N.cos.9.437Fmm87.125b183.062.9107.31 362.9cos20incosincsinosi 17.si5si2sisi 3163 30 bzbz zmdr 将已知数据代入公式 2.2 得到： 28.173.087.1248.)(418.0 57 bzjFE MPa.0.)1(. 58 bzj ， 均小于 13001400 所以满足设计要求。7j8j MPa25（4）三档齿轮已知条件：，7,5.2,20cnKm 24,65zNm, Nm310.78gT310.8gTcoscsozdFngN86.312045.2.178N.cos.6Fmm3478.20b1780.23.1 23.1cos20in5.cosincsinosi .sisi2sisi 33931 bzbz zmdr 将已知数据代入公式得到： 80.1537.08.12648.0)(418.0 55 bzjFE MPa.3.)1(. 36 bzj ， 均小于 1300-1400 , 所以满足设计要求。31j9j MPa（5）四档齿轮已知条件：，7,5.2,6,20cnKm 28,643zNm， Nm31.7gT10.8gTcoscsozdFn26N3.54270cos265.13.73FN.8.34mm47.1926cos5b1590.7.236.1 79.126cos20in.cosincsinosi 36.si85i2isi 33833 bzbz zmdr 将已知数据代入公式 2.2 得到： 32.796150.47.192348.0)(418.0 53 bzjFE MPa.05.)1(. 34 bzj ， 均小于 13001400 ，所以满足设计要求。3j4j MPa4、直齿倒档齿轮接触应力校核已知条件： 30,6,20,5. 9zKmcNm31.78gT将已知数据代入公式 2.2 得到：N79.420cos165.cos2cs 3112 mzzFggN.cs.78cscos 31313 zTzgg 45.13092cos05.2678cs2cos99 mzTzFggN27mm15.26mKbc 1843.079.1063.82.406.911 25.4. 8610sin235.0sin2sin 4.9.80.62sin0sinsin232592135 bzzbzzzdzd 26.5.5.94.)(248.012 bzjFE MPa.18.012.718.0)1(.13 bzj 43.75.5.439.)(248.01 bzjFE Pa.1843.012.0418.)(.9 bzj ， , , 均小于 1900 ，所以满足设计要求。12j3j14j9jMPa2.2 轴的设计计算变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。2.2.1 轴的工艺要求第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度28应在 HRC58 63，表面光粗糙度不能过低。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为 20CrMnTi。2.2.2 初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距 A 时，第二轴和中间轴中部直径 d 为 0.45A，轴的最大直径 d 和支承间距离 的比值：对中间轴， 对第二轴，l ;18.06.ld。第一轴花键部分直径 d 可按下式初选：21.08l参考汽车设计P983maxeTK式中：K 经验系数 K=4.0-4.6；发动机最大转距（Nmm） 。maxeT第二轴和中间轴中部直径 =(0.450.6) mmAd)6.045.( 6.397.26选取 d=39mm的取值：l中间轴长度初选： 18.06ldml 75.243.1.0l第二轴长度初选： 21.08ldml 675.1.0l第一轴长度初选： mTKde 493.2168.7.4)60.(12)6.40(33max 29md21mm8.06ll 25.371.0l2.2.3 轴最小直径的确定按扭转强度条件计算，这种方法是根据轴所受的转矩进行计算，对实心轴，其强度条件为：2.01953dnPWT（2.5）式中：轴传递的转矩 Nmm， =102Nm；TT轴的抗扭截面模量(mm 3)；W轴传递的功率（ kw） ， =60kw；PP轴的转速 ， =3000 ；n)min(r)in(r轴的许用扭转剪应力（ ） ，见 4.3 表：Ma表 2.2 轴常用集中材料的 及 A 值轴的材料 Q235-A，20Q237，35（1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr12,20CrMnTi/MPa15-25 20-35 25-45 35-55A 149-126 135-112 126-103 112-97由式 2.5 得到轴直径的计算公式：3332.0195nPAd（2.6）对中间轴为合金钢 则 A 查表得为 100；P 为 60kw；CrMnTi2030。min/34298160rn代入式（2.6）得 取为 30mm。d6.5二轴为 45 号钢 A 查表得为 103；P 为 60kw；代入式（ 2.6）得 取为md58.2325mm。2.2.4 轴的强度计算轴的受力如图 2-2 所示：图 2.2 变速器受力图1、轴的挠度验算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点反作用力，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，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取 。emxT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 4-3 所示时，若轴在垂直面