轿车手动五档变速器设计

-1-摘要本设计的任务是设计一台用于轿车上的五档手动变速器。合理的设计和布置变速器能使发动机功率得到最合理的利用，从而提高汽车动力性和经济性。设计部分叙述了变速器的功用与设计要求，对该变速器进行了方案论证，选用了三轴式变速器。说明了变速器主要参数的确定，齿轮几何参数的计算、列表，齿轮的强度计算、强度校核，轴的设计及强度校核。该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。关键词：变速器齿轮轴-2-目录第一章绪论.41.1本次设计的目的及意义.41.2变速器的发展现状.41.3变速器设计面临的主要问题.5第二章变速器的总体方案设计.62.1毕业设计任务及要求.62.2变速器的功用及设计要求.62.3变速器传动机构的型式选择与结构分析.72.3.1三轴式变速器与两轴式变速器.72.3.2变速器主传动方案的比较.92.3.3倒档的布置方案.102.4变速器主要零件的结构方案分析.112.4.1齿轮型式.112.4.2换档结构型式.112.4.3轴承型式.122.5传动方案的最终设计.12第三章变速器主要参数的选择与齿轮设计.133.1变速器主要参数的选择.133.1.1档位数和传动比.133.1.2中心距.143.1.3齿轮模数.153.1.4齿形、压力角、螺旋角和齿宽b.153.1.5齿轮的变位系数.163.2各档传动比及其齿轮齿数的确定.173.2.1确定一档齿轮的齿数.173.2.2确定常啮合齿轮副的齿数.173.2.3确定其他档位的齿数.183.2.4确定倒档齿轮的齿数.183.3齿轮主要参数表.19第四章变速器齿轮的强度计算与材料选择.204.1齿轮的损坏原因及形式.204.2齿轮的强度计算及材料接触应力.204.2.1齿轮弯曲强度计算.204.2.2齿轮材料接触应力.22第五章变速器轴的设计与校核.24-3-5.1变速器轴的结构和尺寸.245.1.1轴的结构.245.1.2轴的尺寸.245.2轴的校核.255.2.1第一轴的强度与刚度校核.255.2.2第二轴的强度与刚度校核.26第六章变速器同步器与操纵机构的设计.296.1同步器设计.296.1.1同步器的工作原理.296.1.2同步环主要参数的确定.306.2变速器的操纵机构.32第七章结论.34参考文献.35致谢.36-4-第一章绪论1.1本次设计的目的及意义随着经济和科学技术的不断的发展，汽车工业1也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。而随着我国加入WTO，人民生活水平的不断提高，微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。在我国，汽车工业起步较晚。入世后，我国的汽车工业面临的是机遇和挑战。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。在面临着前所未有的机遇同时，不得不承认在许多技术上，我国与发达国家还一定的差距，所以我们要努力为我国的汽车工业做出应有的贡献。经过这几年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委和学校的要求，进行了对轿车五档变速器的设计。毕业设计是对每个大学生进行知识掌握与实际运用的一次大检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。通过本次设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际运用能力，并为以后参加工作打下良好的基础。1.2变速器的发展现状在汽车变速箱2100多年的历史中，主要经历了从手动到自动的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器3为手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手自一体变速器（AMT）、无级变速器（CVT）、双离合变速器（DCT）五种型式。它们各有优缺点：MT的节能效果最好、经济性娱乐性强，但对驾驶技术要求高；AT的节能效果差一些，但是操作简单、舒适性好、元器件可靠性高；AMT具备前两者的优点，但在换挡时会有短暂的中断，舒适性差一些；CVT结构简单、效率高、功率大、车速变化平稳，但它的传动带容易损坏，无法承受较大的载荷；DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表变速器的最高技术。-5-在我国，据调查2007年手动变速器的市场比重为74%，占据较大的市场份额。从2002到2007年间自动档变速器市场占有率从9%增长到26%，GlobalInsight公司预计到2012年自动档变速器将占据33%的份额，而乘用车市场自动档所占的比例可能达到44%。从2002-2006年间，女性用户从20.3%增长到30.9%，而自动档变速器使用方便特点深受女性用户群的喜爱。另外在消费者调查中最受关注的汽车配件中，第一名是安全气囊，第二就是自动档的变速器。在中国，自动档变速器的市场是十分乐观的。同时手动档变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了其不可替代性。针对中国变速器市场发展趋势，GLOBALINSIGHT的亚洲区技术分析师段诚武博士阐述了几点自己的见解：一、在短期内，手动档变速器仍然占据主要份额，而自动档变速器将有更大的增长空间。二、鉴于中国市场情况的复杂性，长期来看变速器不是单一式的发展趋势，没有哪一种形式变速器会成为最后的赢家。三、在中国市场，从技术支持、目前的市场份额以及设备提供这几个方面来看AMT与LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合动力以及DCT和柴油都具有相似性。四、从长远来看，中国本土的企业应该更加关注DCT这个产品，因为它将有非常好的前景。1.3变速器设计面临的主要问题在汽车工业高速发展的今天，随着世界燃油价格的日益上涨和运用在汽车各种配件上的技术日趋成熟，变速器发展面临的主要问题如下：1如何设计出更加节能环保、经济型的变速器，将是变速器乃至汽车发展所要面临的一个巨大问题。2自动变速器之所以发展如此迅速是因为它操纵起来简单方便，但同时也减少了驾车的乐趣。因此，在不减少驾车娱乐性的同时，又能使操纵更加方便快捷，也是变速器设计时要考虑的一个重要问题。3如何设计出结构更简单、传动效率更高、使汽车车速变化更加平稳以及驾车舒适性更高的变速器，则一直都是变速器设计所要攻克的技术难关。-6-第二章变速器的总体方案设计2.1毕业设计任务及要求本次毕业设计的任务是设计一台用于轿车上的五档变速器，其主要指标参考捷达手动变速器。因此本设计所选用的变速器型式为FR式手动五档变速器，是基于新捷达CIF舒适型MT而开展的，设计中所采用的相关参数详见第三章。要求完成变速器的选型、设计计算并绘制相关图纸。2.2变速器的功用及设计要求变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同需求。此外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在起动发动机以及汽车滑行或停车时使发动机与传动系保持分离；必要时还应有动力输出功能。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求4。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.设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。3.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。4.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。5.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。6.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。-7-7.贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规。8.需要时应设计动力输出装置。2.3变速器传动机构的型式选择与结构分析变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器4按根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。2.3.1三轴式变速器与两轴式变速器现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。三轴式变速器如图2-1所示，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。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，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。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。图2-1轿车三轴式四档变速器1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴-8-两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。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；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（ig=4.04.5）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。图2-2两轴式变速器1.第一轴；2.第二轴；3.同步器由于本设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用三轴式变速器。2.3.2变速器主传动方案的比较图2-3是三轴式五档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，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第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传-9-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它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，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（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，三轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种三轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和倒档传动方案上有差别。图2-3a所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图2-3b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图2-3d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，形成一个只有四个前进档的变速器.以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。变速器用图2-3c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上-10-可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-3c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。2.3.3倒档的布置方案常见的倒档结构方案有以下几种：图2-4a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2-4b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。图2-4c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2-4d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2-4e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2-4f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。其缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。综合考虑，本次设计采用图2-4f所示方案的倒档换档方式。-11-2.4变速器主要零件的结构方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式等因素。2.4.1齿轮型式齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。2.4.2换档结构型式现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。在本设计中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。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。其结构及工作原理将在第六章重点讲解。2.4.3轴承型式变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。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。-12-2.5传动方案的最终设计通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图2-5所示。其传动路线：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间同步器二轴输出图2-5五档变速器结构简图-13-第三章变速器主要参数的选择与齿轮设计本设计是根据新捷达CIF舒适型MT而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：主减速比：4.782最高时速：150km/h轮胎型号：205/65R15发动机型号：SQR481FC最大扭矩：170Nm/4500rpm最大功率：95kw/5750rpm最高转速：6000r/min图3-1新捷达CIF舒适型MT3.1变速器主要参数的选择3.1.1档位数和传动比近年来，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。本设计也采用5个档位。选择最低档传动比5时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。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6maxaxmax0max)sinco(gfgriTTgIe则由最大爬坡度要求的变速器档传动比（3-1）0axiTrieg式中m汽车总质量；g重力加速度；max道路最大阻力系数；-14-rr驱动轮的滚动半径；Temax发动机最大转矩；i0主减速比；汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件2maxGriTgIe求得的变速器I档传动比为：（3-2）TergIiGi0max2式中G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；路面的附着系数，计算时取=0.50.6。由已知条件：满载质量1800kg；rr=337.25mm；Temax=170Nm；i0=4.782；=0.95。根据公式（3-2）可得：igI=3.85。超速档的的传动比一般为0.70.8，本设计取五档传动比ig=0.75。中间档的传动比理论上按公比为：（3-3）1minaxgq的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得出：=1.51。q故有：、（修正为1）。5.2gIi69.1gIi12.gIVi3.1.2中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A，可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式进行初选。（3-4）3ImaxATK式中KA中心距系数，对轿车取KA=8.99.3；TImax变速器处于一档时的输出扭矩：TImax=TemaxigI=628.3Nm故可得出初始中心距A=77.08mm。-15-3.1.3齿轮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，各挡齿轮应该选用一种模数；4）从强度方面考虑，各挡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。建议用下列各式选取齿轮模数，第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn（3-5）3max0.47neT其中=170Nm，可得出mn=2.5。一档直齿轮的模数mmm（3-6）31ax0.T通过计算m=3。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。变速器中齿轮上的花键和结合套模数取2.5或2。3.1.4齿形、压力角、螺旋角和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角7按表3-1选取。表3-1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形14.5、15、16、16.52545一般货车GB/T1356-2001规定的标准齿形202030重型车GB/T1356-2001规定的标准齿形低档、倒档齿轮22.5、25小螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同步器取30。-16-应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件8下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿b=(4.58.0)m，mm斜齿b=(6.08.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。3.1.5齿轮的变位系数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的和为零。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想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的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。-17-3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定3.2.1确定一档齿轮的齿数已知一档传动比（3-7）9102zigI为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和：（3-8）ZmAz2其中A=77.08mm、m=3；故有。选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配4.51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=51。当轿车三轴式的变速器时，则Z9.35gIi，此处取=16，则可得出=35。范围内选择可在17510Z10Z9Z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（3-8）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51，则根据式（3-8）反推出A=76.5mm。Z3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比（3-9）91012zigI由已知数据可得：76.12z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（3-10）cos2)(1zmAn由此可得：（3-11）nmAzcos21根据已知数据可计算出：。5321Z-18-91.3gIi联立方程式可得：=19、=34。1Z2则根据式（3-7）可计算出一档实际传动比为：。3.2.3确定其他档位的齿数二档传动比（3-12）8712zigI而故有：，对于斜齿轮：5.gIi425.1/87z（3-13）nmAzcos2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确定倒档齿轮的齿数一般情况下，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3.7。gri中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取。而通常情况下，倒132Z档轴齿轮取2123，此处取=23。13Z13Z由（3-14）1213zigr可计算出。7Z因本设计倒档齿轮也是斜齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距123()5cosnmzA而倒档轴与第二轴的中心距-19-13()72.52cosnmzAm3.3齿轮主要参数表齿轮主要参数归纳如下表3-2。表3-2齿轮主要参数主要参数齿数模数(mm)螺旋角变位系数分度圆直径(mm)齿根圆直径(mm)齿顶圆直径(mm)10z160.84840.5541档93530-0.810597.51118z22-0.463.557.2568.52档7312.5300.489.583.2594.56z2707871.75833档5262.53007568.75804z37-0.2107100.751125档3162.5300.24639.75512z34-0.29891.75103常啮1192.5300.25548.75602z13-0.837.531.2542.513230.13266.560.2571.5倒档z272.5300.878.572.2583.5齿轮上的花键形式和尺寸根据轴的结构和尺寸确定，具体参数见下表3-3。表3-3花键主要参数序号名称压力角大圆直径模数齿数1一轴常啮齿轮30462222二轴五档齿轮30452.5173二轴三档齿轮30522254二轴二档齿轮3056227-20-5二轴一档齿轮30562276二轴倒档齿轮3056227-21-102/tgFTd第四章变速器齿轮的强度计算与材料选择4.1齿轮的损坏原因齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。4.2齿轮的强度计算及材料接触应力与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，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，比用于计算通用齿轮强度9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。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。4.2.1齿轮弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力W（4-1）btyKFfw10式中弯曲应力（MPa）；W一档齿轮10的圆周力（N），；其中为计算载荷10tFgT（Nmm），d为节圆直径。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），取20t端面齿距（mm）；y齿形系数，如图4-1所示。-22-图4-1齿形系数图当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：（4-2）92max10gezT可求得=659668Nmg故由可以得出；再将所得出的数据代入式（4-1）可得dTF/21010tF65.3wMPa9当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿轮的弯曲应力10maxeT在400850MPa之间。（1）斜齿轮弯曲应力w（4-3）twFKby式中为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（4-1）注释相同，选择齿形系数y时，按当量模数在图（4-1）中查得。1.503/cosnz二档齿轮圆周力：-23-（4-4）8782gttTFd根据斜齿轮参数计算公式可得出：=6798.8N87ttF齿轮8的当量齿数=47.7，可查表（4-1）得：。3/cosnz80.153y故可求得：821.wMPa同理可得：。739依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档：；526.wPa62.4wPa四档：；1M197五档：；38.w4.8w当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围内。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。4.2.2齿轮材料接触应力齿轮接触应力11（4-5）10.48()jzbFE式中齿轮的接触应力（MPa）；jF齿面上的法向力（N），；1/(cos)F圆周力在（N）；1节点处的压力角（）；齿轮螺旋角（）；E齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取；3190EMPaB齿轮接触的实际宽度，20mm；主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；zb、-24-直齿轮：（4-6）sinzr（4-7）b斜齿轮：（4-8）2(sin)cozr（4-9）b其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。zbr、将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力maxeT见下表：j表4-1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190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档：=1998.61MPa；二档：=1325.17MPa；三档：=1233.1MPa1j2j3j四档：=1208.5MPa；五档：=1015.78MPa；倒档：=1904.32MPa4j5jjr对照上表4-1可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。-25-第五章变速器轴的设计与校核5.1变速器轴的结构和尺寸5.1.1轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图5-1所示：图5-1变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示：一档齿轮倒档齿轮图5-2变速器中间轴5.1.2轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺12-26-要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验第一轴和中间轴：（5-1）(0.45),dAm第二轴：（5-2）3max1.7,eT式中发动机的最大扭矩，NmmaxeT为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴和中间轴：d/L=0.160.18；第二轴：d/L=0.180.21。5.2轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度13都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。5.2.1第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为（5-3）3950.2TTPnWd式中扭转切应力，MPa；TT轴所受的扭矩，Nmm；轴的抗扭截面系数，；3mP轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；-27-许用扭转切应力，MPa。T其中P=95kw，n=5750r/min,d=24mm；代入上式得：395070.2TMPa由查表可知=55MPa，故，符合强度要求。TT轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为：（5-4）45.7310PGI式中T轴所受的扭矩，Nmm；G轴的材料的剪切弹性模量，MPA,对于钢材，G=8.1MPA；410轴截面的极惯性矩，；PI4m32/4dIp将已知数据代入上式可得：4441705.730.93.258.对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。.()/m5.2.2第二轴的强度与刚度校核1）轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出：tFraF（5-5）max2etTiFd（5-6）axtncoseri（5-7）max2teaTid式中至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比3.85；id计算齿轮的节圆直径，mm，为105mm；节点处的压力角，为16；-28-螺旋角，为30；发动机最大转矩，为170000Nmm。maxeT代入上式可得：；。1246.7tFN4127.8rFN719.6aFN危险截面的受力图为：图5-3危险截面受力分析水平面：（160+75）=75，可得出=1317.4N；AFrFAF水平面内所受力矩：3160210.78cAMNm垂直面：（5-8）216075attAdF可求出=6879.9Nt垂直面所受力矩：。316010.78sAMFNm该轴所受扭矩为：。7.854jT故危险截面所受的合成弯矩为：（5-9）22csj可得M22(10.78)(10.78)(654.10)56.910Nm则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）：（5-10）32d将代入上式可得：，在低档工作时=400MPa，因此有：136.MPa，符合要求。2）轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算：cfsf-29-（5-11）213cFabfEIL（5-12）2sfI式中齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于；1FtF齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于；2rE弹性模量（MPa），（MPa），E=MPa；52.10E52.10I惯性矩（），d为轴的直径（）；4m4/6Ima、b为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（）；L支座之间的距离（）。将数值代入式（5-11）和（5-12）得：，。0.13cf.5sf故轴