2.54L排量轻卡手动变速器设计

2.54L排量轻卡手动变速器设计摘要:本设计的任务是设计一台用于轻型卡车上的三轴式五档手动变速器。汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。本设计在给定发动机功率、输出转矩、转速及总传动比、整车总质量等条件下，结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，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，从而提高汽车整体性能。关键词：变速器，齿轮，三轴式IThedesignofmanualgearboxforlighttruckwith2.54LemissionAbstract：Thedesignistodeviseathree-axistype5blockmanualgearbox.Automobiletransmissionsystemisthekeypartoftheautomobile.Itstaskistoregulatethetransformationengineperformance,dynamicandeffectiveeconomyistransmittedtothedrivingwheel,tomeettheuseofcars.Thisdesignisinasituationwithgivenenginepower,torque,speedandthetransmissionratio,vehiclequalityconditions,combinedwiththeautomobiledesign,automobiletheory,knowledgeofmechanicaldesign,focusingonthedesignandcalculationofstructuralparametersoftransmissiongear,shaftstructureandsize,andthedesignoftransmissionschemeandstructurestyleofgearboxandthedesignoftheoperatingmechanismandthesynchronizerstructure,soastoimprovetheoverallperformanceofthecar.KeyWords:Transmission;Gear;Three-axistypeII目录前言.11变速器的总体方案设计.31.1.1固定轴式变速器.41.2.3传动方案的最终设计.81.3变速器零、部件结构方案分析.101.3.1齿轮形式.101.3.2换挡机构形式.101.3.3变速器轴承.102变速器主要参数的选择和计算.122.1本设计的数据准备.122.2挡数和传动比范围.122.2.1挡数.122.2.2传动比范围.122.3主要参数的计算.122.3.1最小传动比的确定.122.3.2最大传动比的确定.142.3.3档位数的确定.152.4中心距A.162.5外形尺寸.173变速器各挡齿轮的设计及计算.183.1齿轮参数的选择.183.1.1模数.183.1.2压力角.183.1.3螺旋角.193.1.5齿轮变位系数的选择原则.193.1.6齿顶高系数.203.2各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算.203.2.1一档齿数及传动比的确定.203.2.2确定常啮合齿轮副的齿数.213.2.3二档齿数及传动比的确定.223.2.4倒档齿轮齿数及传动比的确定.223.3变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整.233.3.1一挡齿轮的变位.233.3.2倒挡齿轮的变位.253.3.3齿轮螺旋角的调整.263.4总结各挡齿轮参数.274变速器齿轮的校核.294.1齿轮材料的选择原则.294.2变速器齿轮弯曲强度校核.294.2.1直齿轮弯曲应力.29wIII4.2.2斜齿轮弯曲应力.31w4.3变速器齿轮接触强度校核.334.3.1轮齿接触应力.33j4.3.2各挡齿轮接触强度校核.345变速器轴的设计与校核.375.1轴的结构和尺寸设计.385.1.1轴的结构.385.1.2轴的尺寸.395.2轴的强度验算.395.2.1第一轴的强度与刚度校核.395.3中间轴的刚度校核.405.3.1轴的刚度验算.425.3.2中间轴的强度计算.436变速器同步器与操纵机构的设计.476.1同步器设计.476.1.1同步器的功用及分类.476.1.2锁环式同步器.476.1.3主要参数的确定.506.2操纵机构设计.516.2.1变速器操纵机构设计要求.516.2.2换档位置设计.526.3变速器壳体.537设计与总结.54参考文献.55致谢.560前言如今汽车工业迅速发展,汽车发展的趋势是，车型的多样化和个性化。而变速器的设计是汽车设计中的一个重要环节。近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，给手动变速器带来很大的冲击，但手动变速器已经应用相当长的时间，经过反复改进试验，制造的技术变得成熟，与其它类型的变速器相比，具有以下优点：1.手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器省油。2.手动变速器结构简单，工艺成熟，市场需求大，且生产成本低。3.维修方便。4.可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。随着我国汽车工业持续的发展，以及汽车行业发展的速度，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能良好，且符合我国国情的汽车，对设计者来说，成为了所面临的问题。我们同时面临着机遇与挑战，所以，我们更加应该为我国的汽车行业做出力所能及的应有贡献。经过这四年的努力学习，我掌握了一些基础知识和专业知识。在大学即将毕业的时候，而我也将走向工作岗位，按照国家教委和学校的要求，我进行了对轿车五档变速器的设计。毕业设计是我们对学过的知识的实际应用，充分体现了我们对学过的知识的掌握程度和创新思维。通过本次的设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际应用能力，并为以后的工作打下良好的基础。汽车变速箱已经发展了一百多年，经历了从手动变速器到自动变速器的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器共有五种形式：无级变速器、手动变速器、手自一体变速器、自动变速器和双离合变速器。随着汽车工业快速发展的今天，随着油价上升和汽配技术的成熟应用，变速器发展面临以下问题：1如何能设计出更加环保经济的变速器。2如何能设计出既操纵方便快捷且还能满足驾驶员乐趣的手动变速器。3如何克服难关，设计出具有结构简单、高效传动、车速平稳以及驾驶舒适的变速器2。1总而言之,变速器是各类汽车的主要装置之一，随着汽车技术的不断发展和大量的市场需要，变速器行业将会在发展过程中取得巨大的成就。针对着变速器行业市场的需求，向着操作简单、舒适方便、高效率、低油耗且节能环保等方向发展，以达到汽车爱好者的要求及变速器市场的需求1。21变速器的总体方案设计汽车传动系是汽车的核心组成部分，其任务是调节、变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件。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。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，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是轿车变速器的设计趋势3。1.1变速器设计的基本要求变速器设计的基本要求为：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。4）设置动力输出装置。5）换挡迅速、省力、方便。6）变速器应有高的工作效率。7)变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。1.1变速器传动机构的布置方案31.1.1固定轴式变速器机械式变速器的传动机构布置方案分为两种：两轴式变速器和（三轴式）中间轴式变速器。中间轴式变速器，如图1.1所示，主要应用在发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。并且直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降4。图1.1中间轴式变速器而两轴式变速器，如图1.2所示，多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。它具4有轴和轴承数少，结构简单、易布置等优点。此外，各中间档因为只经一对齿轮传动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，工作噪声增大且易损坏。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；各个档的同步器大都装在第二轴上，因为一档的主动齿轮尺寸较小，比较难安装同步器；图1.2两轴式变速器1轴一；2轴二；3同步器综上所述，由于此次设计的2.54L轻卡变速器的驱动形式属于发动机前置，后轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用三轴式变速器。选择五档变速器，并且五档为超速档。图1.3为中间轴式五挡变速器传动方案。图1.3a所示方案，除一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图1.3b、所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动。5图1.3中间轴式五挡变速器传动方案图1.3c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图1.3d所示的方案中倒挡和超速挡安装在副箱体里，可提高轴的刚度、减少齿轮磨损和降低工作的噪声。一般采有常啮合齿轮传动的挡位，换挡方式可以用同步器或者啮合套来实现。同一变速器中，挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。1.2.2倒挡布置方案常见的倒档结构方案有以下几种：图1.4a为常见的倒挡布置方案。在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。图1.4b所示方案的长处是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，从而缩短了中6间轴的长度。但是换挡时有两对齿轮一起进入啮合，使换挡变得困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。图1.4c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图1.4d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。图1.4e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图1.4f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.4g所示方案。其缺点为倒挡时候须各用一根变速器拨叉轴，导致变速器上盖中的操纵机构变得相对复杂。综合考虑，本次设计采用图1.4f所示方案的倒档换档方式5。图1.4倒挡布置方案71.2.3传动方案的最终设计通过对变速器型式和传动机构方案的分析与选择，确定的传动方案如图2.5所示。各档的同步器装在输出轴上，方便布置，倒挡齿轮副采用常啮合齿轮，使换挡更为轻便。图1.5传动方案8其传动路线为：1档：一轴12中间轴1099、11间同步器二轴输出2档：一轴12中间轴875、7间同步器二轴输出3档：一轴12中间轴655、7间同步器二轴输出4档：为直接档，即一轴11、3间同步器二轴输出5档：一轴12中间轴431、3间同步器二轴输出倒档：一轴12中间轴1213119、11间同步器二轴输出61.3变速器零、部件结构方案分析变速器的设计方案必需满足以下要求：使用性能、制造条件、维护方便。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿以下因素：轮形式、换档机构形式、轴承型式。1.3.1齿轮形式齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。有级变速器结构发展的趋势是增加常啮合齿轮副的数目，因此可采用斜齿轮，相比直齿圆柱齿轮，斜齿圆柱齿轮的优点是使用寿命长，工作时噪声较小；缺点是制造时复杂，工作时产生轴向力。变速器中的常啮合齿轮都采用斜齿圆柱齿轮，这样会使常啮合齿轮数增加，并致使变速器的转动惯量变大。因此，在本设计中除一档外，均采用斜齿轮传动。1.3.2换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。采用同步器换档的方法可以使齿轮在换档时不受冲击，充分发挥齿轮强度，同时，操纵轻便，缩短换档时间，此外，该种型式还方便实现操纵自动化。缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸增加，铜质同步环的寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。9本设计所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。它可以从结构上保证接合套与待啮合齿圈在达到同步之前不可能接触，避免齿间冲击和发生噪声。1.3.3变速器轴承变速器轴承常采用球轴承、圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承、滚针轴承、滑动轴套等。第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。变速器中采用圆锥滚子轴承的优点是直径较小、宽度较宽、可受高负荷，缺点是需要调整预紧、磨损后轴而影响齿轮正确啮合。在本设计中，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前、后轴承采用圆锥滚子轴承。102变速器主要参数的选择和计算2.1本设计的数据准备本设计的相关数据见表2.1表2.1整车主要技术参数2.2挡数和传动比范围2.2.1挡数增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济性。变速器的结构复杂和档数成正比，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。挡数选择的要求：参数名称数据单位整车总质量2160kg总传动比4.7最大马力90PS发动机功率67kW最大功率转速3000rpm最大扭矩220Nm最大扭矩转速1800-2100rpm轮胎规格6.5016LT111.相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。2.高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。目前，轿车一般用45个挡位变速器，货车变速器采用45个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。因此，本次设计的轻卡变速器为5档变速器6。2.2.2传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.70.8。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其它商用车则更大。本设计初选最高档传动比为0.75。2.3主要参数的计算2.3.1最小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：(2.1)0)472.3.0(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（m）；r变速器传动比；gi主减速器传动比。012已知：总传动比=4.7；最高档为超速档，传动比=0.75；车轮滚动半径由所0i5gi选用的轮胎规格6.5016LT得到=364.25(mm)；发动机转速=3000（r/min）；rnp由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：32.14687.7.4501236)472.03.()472.03.(30max5inugp2.3.2最大传动比的确定按最大爬坡度设计，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max气阻力忽略不计）。公式如下：maxmax0maxsincoGfriTtge（2.2）式中：车辆总重量(N)；G坡道面滚动阻力系数(对沥青路面，取0.015);f02.1.f发动机最大扭矩(Nm)；maxeT主减速器传动比；0i变速器传动比；g传动效率；t车轮滚动半径；r最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）max7.16由公式（3.2）得：tegiTrGfi0maxax1)snco(13（2.3）已知：；Nm；kgma2160015.f7.6maxmr36425.020axeT7.40ig=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：%899%t52.4.07236.)7.1sin81.cos.8(1gi同时，一挡传动比还应满足附着条件。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：210maxGriTtge（2.4）式中：驱动轮的地面法向反力；对于FF轿车，空载时前轴负荷为，2G%65即平均前轴负荷为汽车总重的61%。驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面可取之8.07间。由公式（3.4）得：（2.5）tegiTrGi0max21已知：；NG48.6.089216.m36425.20axeT；，把以上数据代入（3.4）式得：7.40i4.t07.894.0723625.1gi所以，一档转动比的选择范围是：.5.1gi初选一档传动比为3.85。142.3.3档位数的确定超速档的的传动比一般为0.70.8，本设计取五档传动比ig5=0.75。中间档的传动比理论上按公比为：1minaxgq的等比数列，实际与理论略有差别，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，根据上式可得出：=1.51。故有：、（修正为1）。5.2gi69.13gi12.4gi满足相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下，若邻档传动比比值大，则挡数少，结构简单；若邻档传动比比值大于1.8，则换档困难。因此，各挡传动比与一挡传动比的关系为：75.0,.1,69.1,5.2,85.35431gggggiiiii2.4中心距A对三轴式变速器，将变速器中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距A。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。初选中心距A时，可根据下述经验公式：（2.6）31maxgeAiTK式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，商用车：；AK6.98A发动机最大转矩（），；maxeTmNmNTe20ax变速器一挡传动比，=3.85；1i1gi变速器传动效率，取96%；g15则，（8.69.6）=80.389.6mmA396.0852对两轴式变速器,是将输入轴与输出轴之间的距离成为变速器中心距.中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。轿车变速器的中心距在6580mm范围内变化，货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。原则上总质量小的汽车中心距小7。故初取A=85mm.2.5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。档数、换档机构形式以及齿轮形式都可影响变速器壳体轴向的尺寸。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：25.985)0.372()0.372(ALmm初选长度为240mm。变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。163变速器各挡齿轮的设计及计算3.1齿轮参数的选择3.1.1模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：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，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；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。轿车和轻型货车取23.5，选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。所选模数值应符合国家标准GB/T13571987的规定，见表3.2。选用时，应优先选用第一系列。=2.80高档齿轮K=13max10enTK=3.35一档齿轮7.gi表3.2汽车变速器常用齿轮模数根据表3.2，一档齿轮的模数定为3.5mm，二、三、四、五档及倒挡的模数定为第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50173.00mm，啮合套和同步器的模数定为3.5mm。3.1.2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30压力角。本变速器为了加工方便，除需变位齿轮外，全部选用标准压力角20。3.1.3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。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围：。本设计初选螺旋角全部为。261823.1.4齿宽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。通常根据齿轮模数m（）的大小来选定齿宽b：n直齿：，为齿宽系数，取为4.58.0kbcc斜齿：，取为6.08.5，n啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（24）mm。初取直齿=8，斜齿=7。因一对齿轮啮合时小齿轮应做到宽一些，既能保证ckck实际啮合齿宽，又是节省材料，降低重量的最佳选择，故各齿轮齿宽应在后续设计18中做进一步调整。3.1.5齿轮变位系数的选择原则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。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）对于高挡齿轮，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）对于低挡齿轮，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、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。本设计应在后续设计中考虑是否存在对齿轮进行变位的需要8。3.1.6齿顶高系数齿顶高系数对齿轮本身以及其工作有着很大的影响。而在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。所以本设计的齿顶高系数取1.00。3.2各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、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19案来分配各档齿轮的齿数。同时，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。根据图2.5确定各档齿轮齿数和传动比。3.2.1一档齿数及传动比的确定一档传动比为：（3.1）85.310921zi（3.2）46.mA已知：A=85mm;,将数据带人（3.1），（3.2）两式，齿数取整，25.3选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少因大、小齿轮的齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。则取=49。当轿车三轴Z式的变速器时，则轻型货车可在1517之间选取，此处取=16，9.351i10z10则可得出=33。9Z上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式Z（3.2）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为49，则根据式（3.2）反推出A=85.75mm。Z3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数由式（3.1）求出常啮合齿轮的传动比（3.3）91012zi2069.31i由已知数据可得：87.12z而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，且斜齿轮中心距（3.4）cos2)(1zmAn由此可得：（3.5）nmAzcos21根据已知数据可计算出：。5321Z联立方程式可得：=19、=34。则根据式（4.1）可计算出一档实际传动比为3.2.3二档齿数及传动比的确定二档传动比（3.6）8712zi而故有：，对于斜齿轮：5.2i425.1/87z（3.7）nmAzcos故有：5387Z联立方程式得：。2187、按同样的方法可分别计算出：三档齿轮；五档齿轮2765Z、。31643Z、3.2.4倒档齿轮齿数及传动比的确定21倒挡轴上的倒挡齿轮的齿数，一般在2123之间，初选=23，13z13z（3.8）85.31213izi倒为了保证齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，（3.9）865.021Ada(3.10)mhzaa)(*1(3.11)d2已知：，把数据代入式（3.8），（3.9），(3.10，(3.11)，0.3nm86A*ah齿数取整，解得：，17,21zz则倒档传动比为：79.3142361231ziR中间轴与倒档轴之间的距离：mm7.642cos)(0.cos2)(123zmAn取=65mm。A输出轴与倒档轴之间的距离：mm5.92cos)36(0.cos2)(13zAn取mm。963.3变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整3.3.1一挡齿轮的变位由一挡齿轮齿数的计算结果，小于不产生根切的最小齿数17，因此，160z为了避免产生根切，提高轮齿的抗弯强度，提高传动重合度，应对一挡齿轮进行变22位。对一挡齿轮进行角度变位：啮合角：=(3.12)coss,a20cos8675.即4.计算变位系数和：（3.13）tan2,910910ivizx由渐开线函数得：kkinvta则，0149.2i015978.4.2inv073x图3.1变位系数分配曲线图23由图3.1，根据变位系数分配曲线图对齿轮齿数进行合理分配，以保证齿轮不发生根切，并使齿轮弯曲疲劳强度得到提高。3.0,372.091xx中心距变动系数714.5.386may（3.14）齿顶高降低系数（3.15）01.)(910yxy3.3.2倒挡齿轮的变位由倒挡齿轮齿数的计算结果，同样，对倒挡齿轮进行变位。1712z对倒挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角：（3.16）cos/tant已知：，则。20n43.21t端面啮合角：(3.17)ttacoss,即43.21cos657.,1tt.9.coscs,2tta0.,1t18.2,t外啮合圆柱齿轮传动变位系数的选择中，斜齿轮的变位系数可按直齿轮的选择方法选择，但要用当量齿数代替z，求得的是法向变位系数x。3coszv242cos173312zv9331v452cos6331zv已知倒挡轴和中间轴的中心距，倒挡轴和第二轴的中心距，5A96A计算变位系数和nttvnivizxa2113132（3.18）ntvnivizxta213132（3.19）已知：，451vz21vz913vz0184.3.2inv023.9.inv.068.in则127.0216.0331xx，同样，由图3.1，根据变位系数分配曲线图对齿轮齿数进行合理分配，以保证齿轮不发生根切，并使齿轮弯曲疲劳强度得到提高。2.01.3.01xxx，中心距变动系数（3.20）1.0.376451nmay（3.21）.92n25齿顶高降低系数（3.22）027.)(1213yxyn（3.23）492齿轮13既要与齿轮11啮合，又要与齿轮12啮合，所以齿轮齿轮13的齿顶高降低系数应取，中较大者，以保证所需的顶隙。1y23.3.3齿轮螺旋角的调整斜齿轮可以通过改变螺旋角凑中心距，以达到标准中心距要求。二挡齿轮螺旋角修正：8620.3)1(2)(cos87Amzn即。42.三挡齿轮螺旋角修正：8620.3)7(2)(cos653Amzn即。42.五挡齿轮螺旋角修正：8620.3)71(2)(cos435Amzn即。42.3.4总结各挡齿轮参数根据以上计算所得数据，各挡齿轮参数总结如下表3.3。26表3.3各挡齿轮参数常啮齿轮五挡齿轮三挡齿轮二挡齿轮一挡齿轮倒挡齿轮齿号1z23z45z67z89z101z213z齿数19341637272631223316361723分度圆直径62110521208884.5100.571.5115.556116.55574.5齿顶高3.03.03.03.03.03.03.03.02.454.83.93.62.7齿根高3.753.753.753.753.753.753.753.755.453.12.853.154.05全齿高6.756.756.756.756.756.756.756.757.97.96.756.756.75齿顶圆直径68116581269690.5106.577.5120.465.6124.372.280274变速器齿轮的校核4.1齿轮材料的选择原则（1）满足工作环境的要求。在不同的工作环境中，对齿轮传动的要求也不同，所以对齿轮材料的要求也不同。（2）配对齿轮也应该选择合适的材料，这样能提高齿轮的强度及使用寿命。（3）加工齿轮时应考虑加工工艺和热处理工艺。不同尺寸的齿轮加工工艺和热处理工艺也不同。本次设计的汽车变速器，其中的齿轮用低碳合金制造，其表面采用渗碳淬火热处理。而齿轮一直在参与传动考虑到其磨损较大，对强度要求较高，所以选用硬齿面齿轮组合且均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为5863HRC，精度至少为7级9。4.2变速器齿轮弯曲强度校核4.2.1直齿轮弯曲应力wbtyKFfr10齿根圆直径54.5102.544.5112.580.5779364104.649.8110.848.768.4齿轮模数33333.53螺旋角42.42.42.02传动比0.771.722.523.693.7928（4.1）式中：弯曲应力（MPa）；w圆周力（N），其中为计算载荷（Nmm），d为节圆直径；10rFdTFgr/210g应力集中系数，可近似取1.65；K摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；fb齿宽（mm），为齿宽系数；mKbcct端面齿距（mm），,m为模数；ty齿形系数，如图4.1所示。29图4.1齿形系数因为齿轮节圆直径，式中z为齿数，所以将上述有关参数代入式（4.1）md后得（4.2）yzKTcfgw32当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：mNzTeg3941201max此时，直齿轮许用弯曲应力在。MPa850一挡齿轮弯曲强度校核：中间轴一挡齿轮：已知：Nmm；mm；31094gT65.1K1.f5.3m160z；，查齿形系数图4.1得：y=0.15，把以上数据代入(4.2)式，得：0.8cK7.1x第二轴一挡齿轮：已知：Nmm；mm；31094gT65.1K9.0f5.3m3z；，查齿形系数图4.1得：y=0.124，把以上数据代入(4.2)式，得：0.8cK.9x4.2.2斜齿轮弯曲应力w(4.3)btyKF1MPaPayzmKcfgw850453.085.1639422310MPaPayzKmcfgw8504.26514.0835.96.4223930式中：圆周力（N），；1FdTFg21计算载荷（）；gTm节圆直径（mm），为法向模数（mm）；dcoszdnn齿数；z斜齿轮螺旋角；)(应力集中系数，=1.50；KK齿面宽（mm），为齿宽系数；bmbcc法向齿距，；tnt齿形系数，可按当量齿数在图4.1中查得；y3coszn重合度影响系数，=2.0。KK将上述有关参数代入式（4.3），整理后得到斜齿轮弯曲应力为（4.4）KyzmTcngw3os2当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对倒档齿轮，许用应力在180350MPa范围内。（1）倒挡齿轮弯曲强度校核中间轴倒挡齿轮：已知：Nmm；mm；31094gT25.1K0.3nm0.8cK；，查齿形系数图4.1得：y=0.146，2.01x.Kcos1733zn31把以上数据代入(4.4)式，得：MPaPaKymzTcngw350183.258146.037.cos92os231倒档轴倒挡齿轮：已知：Nmm；mm；3094gT25.K0.3nm0.8cK；，查齿形系数图4.1得：y=0.133，1.03x.2K9cos33zn把以上数据代入(4.4)式，得：MPaPaymzTcngw35018264813.025.s94os313依据计算倒档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其估算结果如下：常啮合:、1w2w二档：、78三档：、5w6w五档：、34因此，上述对直齿轮和斜齿轮的计算结果均符合弯曲强度要求。4.3变速器齿轮接触强度校核4.3.1轮齿接触应力j)1(418.0bzjFE（4.5）式中：轮齿接触应力（MPa）；j32齿面上的法向力（N），；Fcos1F圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；1dTFg21d节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPa）；EMPaE510.2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，zsinzrsinbr斜齿轮，；2cosizr2cosinbr、主从动齿轮节圆半径（mm）。zrb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触2maxeT应力见表4.1。j表4.1变速器齿轮许用接触应力4.3.2各挡齿轮接触强度校核/MPaj齿轮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1300-1400650-70033（1）第一轴常啮合齿轮接触应力校核NzmTdTFngg735620cos1934coscos211mdrrbz8.21cos20.in.1cos2insi.s.isisi2212mmKnc60.381将作用在变速器第一轴上的载荷/2作为计算载荷，将以上数据代入（4.5）可gT得：MPaPaj20193.147)8.23.1(0.26735418.05变速器常啮合齿轮满足设计要求。（2）计算高档五档从齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；31094gT2042.510.E；mm；63z53dmm72.4.2cos73nmKbNzTdTFngg25.8730c