货车变速器设计与三维零件设计论文

摘 要本设计的任务是设计一台用于货车上的手动变速器。本设计采用中间轴式变速器.根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数,结合自己选择的适合于该货车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些货车的基本参数，选择适当的主减速比。本次设计的汽车变速箱主要是从强度方面来对齿轮的尺寸计算及校核，轴的尺寸计算和位置的确定，选择设计满足其承载能力的同步器。另外，针对齿轮作用力的不同，在不同的轴上选择合适的轴承。利用软件 Pro/e 和 CAD 完成变速器总成图、第一轴、第二轴、中间轴、各个挡齿轮及同步器的设计。关键词：变速器；锁环式同步器；传动比；中间轴；货车ABSTRACTThe duty of this design is to design a manual transmission used in the truck, Its the countershaft-type transmission gearbox.According to the contour, track，wheel base，the smallest ground clearance, the smallest turning radium, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio. This design is mainly gears size computation and the examination，the axis sizes calcul-ation and the positions determination，the choice design satisfies its bearing capacity the syn- chromesh. Moreover，in view of the gear actions difference, chooses the appropriate bearing on the different axisCompletes the transmission gearbox unit chart， the first axis，the second axis, the intermediate shaft using software Pro/E and CAD, to keep off the gear and the synchromesh design one by oneKey words: transmission; inertial type of synchronizer; gear ratio; countershaft；truck目 录摘要. .Abstract.第1章 绪论. .11.1 概述. .11.2 国内外研究现状. .11.3 研究内容.3第2章 变速器传动机构布置方案.42.1 传动机构布置方案分析. .42.2 传动装置布置方案分析. .42.3 本章小结. . .7第3章 变速器主要参数的选择.83.1 挡数的选择及各挡传动比的确定. .83.3.1 确定挡数.83.3.2 传动比范围的确定.83.2 中心距. .93.3 齿轮参数. .93.3.1 模数的选取. . .93.3.2 压力角. .103.3.3 螺旋角. .113.4 齿宽计算. .113.5 各挡齿轮齿数的分配. .113.5.1 确定一挡齿轮的齿数.113.5.2 对中心距A进行修正. .123.5.3 确定齿顶高系数和径向间隙系数. . .123.5.4 计算一挡齿轮参数.123.5.5 确定常啮合传动齿轮副的齿数.123.5.6 修正螺旋角的值.133.5.7 中心距修正.133.5.8 确定常啮合齿轮参数.133.5.9 确定其它各挡的齿数.143.5.10 确定倒挡的齿数.183.6 变速器轮齿强度计算.193.6.1 齿轮弯曲强度计算.193.6.2 齿轮接触应力计算.223.6.3 变速器齿轮具体强度校核计算.243.7 本章小结.29第4章 变速器轴设计计算.304.1 变速器轴设计. .304.2 初选轴的直径. .304.3 轴的结构形状. .304.4 轴的强度和刚度的计算. .314.4.1 计算各轴上齿轮的圆周力与切向力.314.4.2 轴的刚度验算. . .334.4.3 轴的强度验算.394.5 本章小结. . .41第5章 轴承选择与寿命计算.425.1 使用时间计算. .425.2 轴承选择与寿命计算. .425.3 本章小结. .43第6章 变速器的同步器设计及其结构元件.426.1 同步器设计. .446.2 同步环主要参数的确定. .456.3 本章小结. .47第 7 章 应用 Pro/E 进行变速器的建模与装配 . . . . . . .487.1 Pro/E 软件简介. . 487.2 变速器齿轮集合模型的建立. .487.2.1 直齿圆柱齿轮几何模型的建立.487.2.2 斜齿圆柱齿轮集合模型的建立.517.3 变速器轴的几何模型建立. .557.3.1 变速器第一轴的几何模型建立.557.3.2 变速器中间轴的几何模型建立.557.3.3 变速器第二轴的几何模型建立.567.4 轴承的几何模型建立. .567.5 箱体的几何模型建立. .577.6 变速器零件模型的虚拟装配. .587.7 本章小结. .60结论.61参考文献.62致谢.63附录.64第 1 章 绪 论1.1 概述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。变速器设有空挡，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。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。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，对变速器设计的基本要求如下：1. 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。2. 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。3. 重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。4. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。5. 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。1.2 国内外研究现状我国的汽车及各种车辆的零部件产品在性能和质量上和发达国家存在着一定的差距，其中一个重要原因就是设计手段落后，发达国家在机械产品设计上早以进入了分析设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计、可靠性设计等应用到产品设计中，采用机械 CAD 系统在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查，实现三维设计，大大地提高产品设计的一次成功率，减少了试验费用，缩短了产品更新周期。而我们的设计手段仍处于以经验设计为主的二维设计阶段，设计完成后在投产中往往要进行很大的改动，使得产品开发周期很长，性能质量低等。为改变我国的车辆零部件的生产和设计手段的落后状况，缩短新产品的开发周期，提高市场竞争力，有必要开发一些适合中国国情的汽车及零部件的 CAD 系统，对已开发的 CAD 系统需进一步提高和完善。随着 CAD 技术的发展和应用，许多国家和部门都对其进行了大量的研究和试验，随之开发并形成一些成套硬件和软件系统。在美国、日本及欧洲发达国家中，利用CAD 技术解决众多繁琐的设计和分析计算。形成了以图形系统为基础、以数据库为核心、以工具系统为支撑和以分析计算为应用的集成化系统。美国的 CAD 技术一直处于领先地位，其主要目标就是建立完善的 CAD/CAM 集成系统。美国汽车工业最早应用了 CAD 系统。美国通用汽车公司、福特汽车公司等都已广泛应用 CAD 技术。他们将结构、强度、刚度等计算、三维实体造型应用于汽车的设计开发中，将 CAD、CAPP、CAM、CAE 集成，使生产效率提高，产品质量得到保证，市场响应速度提高，从而大大地提高了他们的竞争力，为他们带来了巨大的经济效益。他们应用的 CAD 软件主要有 Pro/E、UG、CATIA、IGES 等。国外的这些汽车公司已有 CAD 程序，但涉及各公司的标准和技术规范及试验都很保密。与国外相比，我国的汽车工业在 CAD 方面起步较晚，发展比较慢。目前一些高校和大中型企业已开始进行 CAD 的研究，在产品的改进设计、设计后的计算机绘图及有限元分析等方面已陆续取得一些效果。但总的来讲国内工厂多数是依赖传统的设计方法经验类比法，对引进产品主要是测绘仿制，难以满足现代汽车工业的客观要求。采用现代设计方法，是提高自行设计、消化吸收和国产化的极其重要手段。近年来，随着车辆技术的进步和道路上车辆密度的加大，对变速器的性能要求也越来越高。众多的汽车工程师在改进汽车变速器性能的研究中倾注了大量的心血，使变速器技术得到了飞速的发展。机械式变速器是目前使用最为广泛的汽车变速器。虽然它有诸多缺点，如换档冲击大，体积大，操纵麻烦等；但是，它也有很多优点，如传动效率高，工作可靠，寿命长，制造工艺成熟和成本低等。所以，如果能改善机械式变速器上述的缺点，它还是有很大的发展空间的。如果在减小机械式变速器的体积和提高传动平稳性两方面做一些研究，就可以解决这些问题。1.3 研究内容研究了解汽车变速器的功能、原理、结构以及设计方法。学习掌握 Pro/E 软件，并为了缩短设计周期和降低开发成本，基于虚拟样机技术，通过 Pro/E 软件平台，对变速器进行辅助设计，并进行虚拟装配。拟取得的成果的形式：完成变速器各零部件的计算、并校核。运用 Pro/E 软件建立各零部件的三维实体模型，通过链接关系进行虚拟装配，完成装配图、关键的零件图一份。第 2 章 变速器传动机构布置方案2.1 传动机构布置方案分析 汽车主要参数如下表 2.1。表 2.1 整体设计中的汽车参数2.2 传动装置布置方案分析固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。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，各中间挡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挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。还有，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。对于前进挡，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。额定总质量 12100kg 载质量 5000 kg自重 7430 kg 车宽 2470 mm车长 10000mm 轴距 5720 mm车高 3630 mm 转数 2600r/min最大转矩 650 Nm最大爬坡度 16.7 离合器 单片，干式满 载 空 载轴荷分配前 36%，后 64% 前 45%，后 55%最高车速 93km/h发动机功率 136kW车轮半径 504mm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。变速器第一轴的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的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。图 2.1 中间轴式四挡变速器传动方案图 2.2 中间轴式五挡变速器传动方案图 2.1、图 2.2 分别示出了几种中间轴式四、五挡变速器传动方案。各传动方案的共同特点是：变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器等一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率要高于其他挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其他前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有格挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。在除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数、轴的支承方式、换挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上有差别。与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中加入一个中间传动齿轮的方案。常见倒挡布置方案如图 2.4所示。图 2.4 倒挡布置方案2.3 本章小结本章对将要设计的变速器的主要参数、传动机构布置方案进行了分析确定，确定选择中间轴式变速器，中间轴式变速器可以设置直接挡，当汽车在直接挡下行驶时，可以降低变速器各齿轮的磨损，增加了变速器的使用寿命。一挡和倒挡采用直齿，其它为斜齿。第 3 章 变速器主要参数的选择3.1 挡数的选择及各档传动比的确定3.3.1 确定挡数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45 个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个挡。商用车变速器采用 45 个挡或多挡。本次设计采用的是五挡变速器，即五个前进挡、一个倒挡，五挡为超速挡。3.3.2 传动比范围的确定变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常是直接挡，传动比为 1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为 0.70.8。本次设计中，取五挡传动比为 0.77。 所以 由 可知0537.inruga7.0932654.50 garii=6.9。 （3.1）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)sinco(maxax01max fgriTTge（3.2） 式中： 汽车总质量；g重力加速度；发动机最大转矩；maxeT主减速比； 0i 汽车传动系的传动效率；T驱动车轮的滚动半径；r取 其中90.86.09万变主T 7.16则 9.065504.).sinco2.(12)sinco(0maxax1 Tergfi=4.53。根据驱动轮与路面的附着条件取 、 取 0.9%642gG53.89.06548.1200max1 Tergii所以 取 5.83.5.811i根据等比级数分配即 ,已知 =5.8qii5432经计算得 =5.8、 =3.2、 =1.77、 =1、 =0.771i2i343.2 中心距对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距 。它是A一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小，而且对齿轮的接触强度有影响。三轴式变速器的中心局 A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：（3.3）式中：变速器中心距（mm） ； 中心距系数，根据车的取值范围 10.0； AAKAKmaxeT发动机最大转矩（Nm） ，已知 =650 Nm； 变速器一挡传动比，已知maxeT1i=5.8； 变速器传动效率，取 96%。1i31maxgeAiT计算得 =153.534 mm,取 A=154。A3.3 齿轮参数3.3.1 模数的选取齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求。应该指出，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选得小些；对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；变速器抵挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。在给定模数范围内，初选模数：直齿轮模数 4mm；斜齿轮法面模数m=5mm。nm变速器用齿轮模数的范围见表 3.1。表 3.1 汽车变速器齿轮的法向模数 nm车 型 微型、轻型轿车 中级轿车 中级货车 重型货车mn/2.252.75 2.753 3.504.5 4.506所选模数值应符合国家标准 GB/T1357-1987 的规定，见表 3.2。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表 3.2 汽车变速器常用的齿轮模数（摘自 GB/T1357-1987） (mm)1.00 1.25 1.5 - 2.00 - 2.50 - 3.00第一系列- - - 4.00 - 5.00 - 6.00第二系列 - - - 1.75 - 2.25 - 2.75 -（ 3.25）3.50（3.75）- 4.50 -5.50 -3.3.2 压力角因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20；啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、25、30等，但普遍采用 30的压力角。3.3.3 螺旋角斜齿螺旋角可在下面提供的范围内选取：乘用车变速器：两轴式变速器为 2025；中间轴式变速器为 2234；货车变速器：18 26 。3.4 齿宽计算在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。通常根据齿轮模数 的大小来)(nm选定齿宽：直齿： ， 为齿宽系数， 可在 4.58.0 内选取。mKbcccK斜齿： ， 可在 6.08.5 内选取。ncc3.5 各挡齿轮齿数的分配3.5.1 确定一挡齿轮的齿数一挡传动比 1092zi并且已知 =5.81i为了求 、 的齿数，先求其齿数的和9z0 hz 直齿 mAZh2斜齿 ncos由已知 =154 mm， =4mm， =5mm， 图 3.1 变速器示意图A计算得：一挡直齿 =77。 hz计算后取 为整数，然后进行大、小齿轮数的分配。中间轴上的一挡小齿轮的h齿数尽可能取小些，以便使 的传动比大些，在 已定的条件下， 的传动比109/z1i 12/z可分配小些，使第一轴常啮合齿轮齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴承孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。设计中，取 =18，且 = ，则 =59。10z9z10h9z3.5.2 对中心距 进行修正A因为计算齿数和 后，经过取整数使中心距 有了变化，所以应根据取定的hzA重新计算中心距 ，再以修正后的中心距 作为各挡齿轮齿数分配的依据。hz由 ，计算得 =154mm。mA23.5.3 确定齿顶高系数和径向间隙系数国家标准，齿顶高系数 ；径向间隙系数0.1*ah25.0*c3.5.4 计算一挡齿轮参数分度圆直径： 72849mzd36510齿顶高： *9ha41*10ma齿根高： 54)2.01()(*9 mchaf .*10af齿顶圆直径： 8042799 aahd361010齿根圆直径： 599ff 2621010 ffhd齿高： 499fah51010f3.5.5 确定常啮合传动齿轮副的齿数由公式求出常啮合传动齿轮的传动比 1092zi（3.4）而常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即21cos)(zmAn（3.5）解方程（3.4）和（3.5）求得 =20.159， =35.671z2z取整数得： =35， =20。2z传动比修正： 736.5809319i3.5.6 修正螺旋角的值根据所确定的齿数和公式 ，计算校核得 =26.7655。21cos)(zmAn 213.5.7 中心距修正975.138.02)(5cos2)(1zmAn3.5.8 确定常啮合齿轮参数端面压力角： 408.93.6costant21t7.t分度圆直径： 82.93.05cos211zmdn6.1.212n基圆直径： 95.032.98cos1 tdb467186.52t齿顶高： )(1*1nnamyXh52*2 nna齿根高： 2.6)(1*1fch5.2*2naf mX齿高： .1.6511fah2522f齿顶圆直径： 98.198.11 aahd62056522齿根圆直径： 4.11ff 9183922 ffhd3.5.9 确定其它各挡的齿数确定二挡齿轮参数：由于二挡齿轮为斜齿轮，螺旋角 和常啮合齿轮的 不同，有公式87218z21i（3.6）而 87cos2)(zmAn（3.7）此外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式8721tan2z）（ 871（3.8）联解上述三个公式，采用比较方便的试凑法，即先选定螺旋角 ，解式87（3.6）和式（3.7） ，求出 、 ，再把 、 及 代入式（3.8）中，检查是否满7z87z87足或近似满足轴向力平衡的关系。如相差太大，则要调整螺旋角 ，重复上述过程，87直至符合设计要求为止。根据上述的公式解得： =38.349， =20.967， =15.65。7z8z87取整得： =38， =217z8修正螺旋角： ，958.0142)(cos8787 Azmn 706.1修正传动比： .3015812zi修正中心距： 97.158.2)(cos)(87n端面压力角： 30.95.64cstatn87t0.2t分度圆直径： 3.1985.0cos877zmdn6.2878n基圆直径： 415costdb.028t齿顶高： )(1*7nnamyXh52*8 nna齿根高： .6)(1*7fch25.2*8naf mX齿高： .1.6577fah2588f齿顶圆直径： 3.083.19277 aahd619526088齿根圆直径： .77ff 719288 ffhd确定三挡齿轮参数：由于三挡齿轮为斜齿轮，螺旋角 和常啮合齿轮的 不同，有公式872165z213i（3.9）而 65cos2)(zmAn（3.10）此外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式6521tan2z）（ 651（3.11）根据上述的公式解得： =28.806， =28.482， =21.51。5z6z65取整得： =29， =295z6修正螺旋角： ，942.01528)(cos6565 Azmn 6851.修正传动比： 7.0936123zi修正中心距： 93.1542.8cos)(65n端面压力角： 86.09.cstatn65t13.2t分度圆直径： 28.1394.0cos655zmdn.5.658n基圆直径： 8143cos5tdb.6t齿顶高： 5)(5*5nnamyXh6*6 nna齿根高： 25.)(5*5fch25.6)(*6naf mXch齿高： .1.55fa 2566fh齿顶圆直径： 98.16398.13255 aad2566h齿根圆直径： 4.55 ff 8169281366 ffd确定五挡齿轮参数：由于五挡齿轮为斜齿轮，螺旋角 和常啮合齿轮的 不同，有公式43214z215i（3.12）而 65cos2)(zmAn（3.13）此外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式4321tan2z）（ 431（3.14）根据上述的公式解得： =16.489， =37.476， =28.83。3z4z65取整得： =16， =373z4修正螺旋角： ，86.015423)(cos4343 Azmn 396. 修正传动比： 76.02351425zi修正中心距： .148.cos)(43mAn端面压力角： 23.06.cstatn43t9.2t分度圆直径： 023.986.15cos433zmdn.7434n基圆直径： 685cos3tdb102.94t齿顶高： )(3*3nnamyXh54*4 nna齿根高： 2.6)(3*3fch5.4*4naf mX齿高： 2.1.6533fah544f齿顶圆直径： 023.102.933 aahd6561544 齿根圆直径： .8.33ff 120244 ffhd3.5.10 确定倒挡的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比 取gri5.2。中间轴上倒档传动齿轮的齿数与一档主动齿轮 10 相同，做成齿轮轴，取 =18。12Z此处取 =35。13Z由； 18203512zziR 531（3.15）故可得出中间轴与倒档轴的中心距106)358(421)(213 zmA（3.16）而倒档轴与第二轴的中心:176)35(421)(213 zA（3.17）修正传动比： .1805132ziR分度圆直径： 241md53齿顶高： *1ha4*13ma齿根高： 5)(*1chf*13af齿高： 9541fah313f齿顶圆直径： 20421aahd1482021313 aahd齿根圆直径： 5ff 301313ff3.6 变速器轮齿强度计算与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，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汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。3.6.1 齿轮弯曲强度计算（1）直齿轮的弯曲应力的校核公式：btyKFfw1（3.18）式中： 弯曲应力,(MPa) ；w圆周力， （N） ；1F应力集中系数，取 1.65；Kb齿宽,(mm)；摩擦影响系数，主动齿轮取 1.1，从动齿轮取 0.9；fy齿形系数；（如图 3.2 所示）t端面齿距,(mm)；式中：； z；t ；1FdTg2m 计算载荷,(Nmm)；gT节圆直径 ,(mm)；d模数；m齿数；z图 3.2 齿形系数图将上述有关参数代入（3.18）中得：yzKmTcfgw3 2（3.19） 当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，一、倒挡直齿轮许gT maxeT用弯曲应力在 400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。（2）斜齿轮弯曲应力的校核公式：btyKFw1（3.20）式中：弯曲应力,(MPa)；w圆周力，(N) ；1F应力集中系数，取 1.65；Kb齿宽,(mm)；y齿形系数；t法向齿距(mm)；重合度影响系数，取 2.0；K； ；t ；1FdTg2coszmnn计算载荷,(Nmm)；gT节圆直径 ,(mm)；d法向模数；nm齿数；z斜齿轮螺旋角() ；将上述有关参数代入（3.20）中得： yKzmTcngw3 os2当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，对乘用车常啮合和gT maxeT高挡齿轮，许用应力在 180350 MPa 范围，对货车为 100250 MPa 。3.6.2 齿轮接触应力计算齿面接触应力应的校核公式：bzjFE1418.0（3.21）式中： 齿轮接触应力，(MPa)；j齿面上的法向力，(N)；F齿轮材料的弹性模量，(MPa)；E齿宽，(mm)；b； ；Fcos11FdTg2直齿轮： ； ；zinrbsinr斜齿轮： ； ；z2cos2co圆周力，(N) ；1F计算载荷，(Nmm)；gT节圆直径，(mm) ；d节圆直径，()；齿轮螺旋角，() ；主动齿轮节点处的曲率半径，(mm) ；z从动齿轮节点处的曲率半径，(mm) ；b主动齿轮节圆半径，(mm)；zr从动齿轮节圆半径，(mm) ；b将作用在变速器第一轴上的载荷 /2 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接maxeT触应力 见表 3.3。j表 3.3 变速器齿轮的许用接触应力/MPaj齿 轮渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮一档和倒档 19002000 9501000常啮合齿轮和高档 13001400 650700齿轮材料的弹性模量 。E24/106.2mN变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性相结合，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。在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi、20Mn 2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为5863HRC，心部硬度为 3348HRC。值得指出的是，采取喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施，能使齿轮得到强化。对齿轮进行强力喷丸处理以后，轮齿产生残余压应力，齿轮弯曲疲劳寿命可成倍提高，接触疲劳寿命也有明显改善。在加大齿根圆弧半径的同时，进行强力喷丸处理，不仅可以使残余压应力进一步增加，还改善了应力集中。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形，磨齿齿轮精度高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度，使得传动平稳、效率提高，在同样负荷的条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高近一倍。3.6.3 变速器齿轮具体强度校核计算1、校核各齿轮应力齿轮弯曲应力校核：中间轴一挡、倒挡齿轮： 31597.22N1FdTg2184023561.65 ； 1.1； 121.8；t12.56636；y0.125；Kfb 299.75 MPa400 MPabtyKFw119.0753.436.21满足双向交变载荷。二轴一挡齿轮：1.65 ； 0.9； 8； 3.14159；y0.153； 4； 59；fcmz 762.65 MPa850 MPayzKmTcfgw3 2153.09415.9623062倒挡轴齿轮：1.65 ； 0.9； 8； 3.14159；y0.146； 4； 35；fcmz 799.21 MPa850 MPayzKmTcfgw3 2146.035419.920652二轴倒挡齿轮：1.65 ； 0.9； 8； 3.14159；y0.156； 4； 53；fcmz 747.98 MPa850 MPayzKmTcfgw3 2 156.0834159.39.2062中间轴二挡齿轮：1.50 ； 2.0； 8； 3.14159；cy0.136； 5； 21； 0.985；nmzos 182.18 MPa 250MPayKzTcngw3 os2 0.2136.825149.590623二轴二挡齿轮：1.50 ； 2.0； 8； 3.14159；cy0.152； 5； 38； 0.985；nmzos 163.00 MPa250MPayKzmTcngw3 os2 0.215.835149.392062中间轴三挡齿轮：1.50 ； 2.0； 8； 3.14159；cy0.146； 5； 29； 0.942；nmzos 120.84 MPa250MPayKzTcngw3 os2 0.2146.829514.350623二轴三挡齿轮：1.50 ； 2.0； 8； 3.14159；cy0.146； 5； 29； 0.942；nmzos 120.84 MPa250MPayKzTcngw3 os2 0.2146.829514.350623中间轴