轻型货车变速器设计(4+1档)【19张cad图纸+文档全套资料】
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商要变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，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条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。变速器在汽车中起着重要的作用，它能使汽车以非常低且稳定的车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定转速是难以达到的。随着汽车工业的不断壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出更经济实惠，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，也是我们作为汽车工程本科毕业生，必须肩负的重任。在面临着前所未有的机遇的同时，我们要努力为我们的汽车工业做出应有的贡献。经过四年的刻苦学习，我掌握了四十多门基础知识和专业知识，阅读了大量的专业书籍，为从事汽车行业的工作打下了坚实的基础。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委的要求，进行了这次设计。毕业设计是对我们在大学期间所学知识的一次检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。毕业设计总体质量的好坏也直接体现了毕业生的独立创造设计能力。由于毕业设计具有特殊的重要意义，在两个多月的毕业设计时间里我们到单位实习，并阅读了大量的汽车资料，虚心向老师请教，且在老师的指导下，将老师传授的设计方法运用到自己的设计中，使本次毕业设计得以顺利完成。 目录商要 .1第一章 变速器的功用和要求.3 1.1.1 变速器的功用.3 1.1.2 设计变速器必须满足的基本要求.3第二章 变速器的方案论证.4 2.1.1 结构工艺性.4 2.1.2 变速器的经向尺寸.4 2.1.3 变速器齿轮的寿命.4 2.1.4 变速器的转动效率.4 2.2.1 变速器转动机构的分析.4 2.2.2 换挡结构形式的选择 .4 (1） 滑动齿轮换挡.4 （2） 齿合套换挡.4 （3） 同步器换挡.4 2.2.3 倒档的形式及布置方案.5 2.2.3 变速器操纵机构方案分析.7 （1） 变速器操纵机构的功用.7 （2） 设计变速器操纵机构基本要求.7 （3） 换挡位置.7 2.2.4 变速器传动方案的设计.7（1） 整车总布置.7（2） 驾驶员的使用习惯.7（3） 提高平均传动效率.8（4） 变速器的传动效率.8第三章 变速器设计计算.10 3.3.1 变速器主要参数的选择.10 3.3.2 抽的直径.10 3.3.3 传动比的选择.10 3.3.4 中心距A.11 3.3.5 齿轮参数选择.11 （1）模数的选择.11 （2）压力角的选择.12 （3）螺旋角.12 （4）齿宽.12 3.3.6 各档数.13 （1）一档齿轮齿数.13 （2）确定二档齿轮齿数.13 （3) 确定三档齿轮齿数.14 (4) 确定倒档传动比.15 3.3.7 齿轮精度的选择.15 3.3.8 螺旋方向.16 3 3 9 齿轮变位系数的选择及计算.16 3.3.10 材料选择.18 （1） 轮齿拆断.19 （2） 齿面点浊.19 （3） 齿面胶夸.19 3.4.1 变速器轴的设计计算.21 3.4.2 轴的功用及设计要求.21 3.4.3 轴尺寸初选.22 3.4.4 轴的受力分析.23 （1）齿轮的受力分析.23 （2）方向.23 （3）各力的作用点.24 3.4.5 轴的强度计算及校核.24 3.4.6 轴的刚度计算和校核.28 3.4.7 轴上花建的设计计算.29 3.5.1 变速器轴承的选择.30 3.5.2 几种 轴承的特点.30 (1) 圆柱滚子轴承.30 （2）深沟球轴承. .30 （3）交接触轴承.30 （4）滚针轴承.30 3.5.3 类型的选择.30 (1) 轴承的载荷.30 （2 )轴承的转速.30 （3）轴承的周心性能.31 （4）轴承的安装和拆卸.31 3.5.4 轴承的计算.31 （1）计算轴承在各档位时的反力.32 （2）中间轴受力分析.33 （3）一轴受力分析.34 （4）计算挂入X档.35 3.5.5 计算各齿轮所受切向力轴向力 经向力.36 3.5.6 计算各轴承的总当量动载荷.36 （1) 计算各轴承在各档位时的径向载荷.36 （2）计算轴承在各档位总动量载荷.36 (3) 计算轴承的总当量动载荷.36 （4）计算二轴后轴轴承的总当量动载荷.36 3.5.7 校核轴承寿命.36 (1) 计算各轴承1到3档时寿命.36 (2) 计算各轴承在1.2.3档时所需要的寿命.36 3.6.1 同步器的设计.38 3.6.2 惯性式同步器.38 3.6.3 同步器工作原理.38 (1) 摩擦因数.38 (2) 同步器主要尺寸的确定.38 第四章 变速器总成的拆装顺序.42 4.4.1 变速器的装配顺序.42 (1) 领料.42 （2） 零件清洗.42 （3） 部件总成装.42. 4.4.2 变速器的拆卸.42 4.4.3 变速器总成装配应注意的问题.43致谢.44参考文.451、 第一章 变速器的功用和要求 现代汽车采用的活塞式内燃发动机转矩变化范围较小，不能适应汽车在各种条件下阻力变化的要求，因此在汽车传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速器。变速器不但可以扩大发动机传到驱动车轮上的转矩和转速的变化范围，以适应汽车在各种条件下行驶的需要，而且能在保持发动机转动方向不变的情况下，实现倒车，还能利用空挡暂时地切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。1.1.1 变速器的功用：（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作。（2）在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶。（3）利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。因此变速器通常还设有倒档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设有空挡，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应能进行动力输出。1.1.2 为保证变速器具有良好的工作性能，设计变速器必须满足以下的使用条件和基本要求：（1）应该合理地选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性。（2）工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档、脱档和换档冲击现象发生；此外，还不允许出现误挂倒档的现象。（3）操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度。（4）传动效力高、噪音小。为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接档。此外合理地齿轮形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减小噪声的有效措施。 （5）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。（6）制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长。（7）贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定。 (8）需要时应设置动力输出装置。 第二章 变速器的方案论证2.1.1 变速器类型选择及传动方案设计变速器的种类很多，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（行星齿轮）式和综合式的。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。现代汽车大多都采用三轴式变速器。对发动机前置前轮驱动的轿车，如变速器传动比小，则常采用两轴式变速器。以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：2.1.2 结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。2.1.3 变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进档均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。2.1.4 变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低档齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进档均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。在直接档时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。2.1.5 变速器的传动效率两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传动效率高，磨损小，噪声也较小。 轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，这样可将变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用得比较多。而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速器。这次设计的变速器是轻型货车使用，所以采用三轴式变速器。2.2.1 变速器传动机构的分析根据第一节所述，采用中间轴式变速器，在各档数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换档方案和倒档传动方案。2.2.2 换档结构形式的选择目前，汽车上的机械式变速器的换档结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种。1、滑动齿轮换档通常是采用滑动直齿轮换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在一档和倒档上。2、啮合套换档用啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮，制造成常啮合的斜齿轮。用啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，因此它们都不会过早损坏，但是不能消除换档冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯量增大。因此，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命太短，维修不便）。3、同步器换档现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已得到基本解决。上述三种换档方案，可同时用在同一变速器中的不同档位上，一般倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高档位则采用同步器或啮合套.本次设计方案一、二档和三、四档采用同步器换档，倒档使用倒档轴上滑动直齿轮换档。2.2.3 倒档的形式及布置方案倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。图2.1常见的倒档结构方案有以下几种：方案1.（如图2.1a）所示）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。方案2.（如图2.1b）所示）此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。方案3.（如图2.1c）所示）此方案能获得较大的倒档传动比，突出的缺点是换档程序不合理。方案4.（如图2.1d）所示）此方案针对前者的缺点作了修改，因而经常在货车变速器中使用。方案5.（如图2.1e）所示）此方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。方案6.（如图2.1f）所示）此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档方便。方案7.（如图2.1g）所示）为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些，一般3、4、5、6、7五种方案用于五档变速器。综合考虑，本次设计采用输出轴上直齿滑动换入倒档换档方式。其优点是：结构简单，直齿轮加工要求不太高，无轴向力，成本低。但换档时容易发生冲击，产生噪声大寿命短。2.2.4 变速器操纵机构方案分析 1、变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。 2、设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求 （1）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁。 (2）要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度。 (3）应使驾驶员得到必要的手感。 3、换档位置设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点： (1）按换档次序来排列 。 (2）将常用档放在中间位置，其它档放在两边。 (3）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时于1档组成一排。2.2.5 变速器传动方案的设计各齿轮副的相对安排位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排，应考虑以下四个方面的要求： 1、 整车总布置根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。比如说是该车是采用发动机前置前驱动还是发动机前置后驱动等等，这些问题都牵连着变速器的设计方案。 2、 驾驶员的使用习惯人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档，如下图b和c。值得注意的是倒档，虽然它是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。例如在四档变速器中采用的基本序列组合方案有三种，见图2.2。其中b和c是倒档与序列不结合的方案，即挂档时，需先换位再挂倒档。倒档与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者如布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。按习惯，倒档最好与序列不结合。否则，从安全考虑，将倒档与一档放在一起较好。 图 2.2根据以上的要求，本次设计的档位布置方案如图2.3所示： 图 2.33、 提高平均传动效率为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位实际成直接档。4、 改善齿轮受载状况各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。 本次设计传动方案如图2.3所示传动路线：档：一轴12中间轴87二轴5、7齿轮间的同步器输出档：一轴12中间轴655、7齿轮间的同步器二轴输出档：一轴12中间轴431、3齿轮间同步器二轴输出档：一轴11、3齿轮间同步器二轴输出R档：一轴12中间轴10119二轴输出 图2.4 第三章 变速器设计计算3.3.1 变速器主要参数的选择3.3.2轴的直径第一轴花键部分直径d(mm)初选 d=式中： 经验系数，4.04.6，取4.3；发动机最大转矩（Nm）；d=23.34mm ，取d32mm。3.3.3传动比的选择汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时： （3.1） 式中：最大驱动力；即 = / Error! No bookmark name given.滚动阻力；即 =cos 最大上坡阻力。即 =sin 把以上参数代入（3-1）得： (3.2) 以上是根据最大爬坡度确定一档传动比，式中：发动机最大扭矩，=160 Nm；变速器一档传动比；主传动器传动比，=4.5；汽车总质量，2200kg；道路滚动阻力系数取0.020；传动系机械效率，取0.84；重力加速度；取=9.8；驱动轮滚动半径，取0.42 m；汽车最大爬坡度为30，即=4.3 取=4.8 由 式中，为常数，也就是各档之间的公比，一般认为不宜大于1.71.8。 由中等比性质；得：档位数，取=2,3,4,档数，n=4 ；=4.82/3=2.846=4.81/3=1.687=1.0(直接档)=1.687=1.687=1.687符合q的要求。=4.8, =2.864, =1.687, =1.00。3.3 4中心矩A对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A初选中心矩A时，可根据经验公式计算= (3.3) 中心距系数：=9.511.0,取9.8； 变速器一档传动比； 变速器传动效率：取96； 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）；A=9.8(1604.80.96)1/3取=89mm3.3.5齿轮参数选择1、模数的选择影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数。对货车，减轻质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。 初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即： = =2.52 高档齿轮K=1 = =2.935 一档齿轮式中： 为斜齿轮法向模数； 为直齿轮模数； 发动机最大扭矩；=160 Nm 变速器一档传动比； 变速器传动效率：取96；该设计选用同一模数进行，故斜齿轮法向模数取=3；直齿轮模数取=32、压力角的选择压力角较小时，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，为提高重合度以降低噪声，应采用14.5,15，16，16.5等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5或25等大些的压力。实际上，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。3、螺旋角选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿轮啮合重合度增加，工作平稳，噪声降低。随着增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30时，抗弯强度急剧下降，会使轴向力及轴承载荷过大。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围：1826。初选1,2=25，4、齿宽b齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿强度和齿轮工作时受力的均匀程度。通常根据模数（）来选择齿宽：直齿：=,为齿宽系数，取4.58.0斜齿：=，取为6.08.5； 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约510，所以有5、直齿 =(4.58.0)3=13.524(mm)=20mm, =22mm, =20mm6、斜齿 =(6.08.0)3=19.525.5(mm) 因为本设计中间轴上预定用宝塔齿轮，所以取:=22mm, =20mm, =22mm, =20mm=18mm, =20mm, =18mm, =20mm3.3.6 各档齿数Z齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数无公约数。1、一档齿轮齿数 斜齿=2 (3.4)选取20，=289cos20/3=55.76 取=56由进行大小齿轮齿数分配，为使的传动比更大些，取=38,=18；=(+)/(2cos) (3.5)=2.5(3818)/(2 cos20)=89.39mm取90mm；/ (3.6)=4.818/38=2.274； 由= (+)/(2cos) (3.7)+290cos25/3=54.38取=17，=37（圆整）； 修正=/() (3.8)=3738/（1728）=4.59%=|4.59-4.8|/4.8=4.3%5% (合格)； 修正由(+)/（2cos） (3.9)得arccos(+)/（2A）= 25.842同理arccos(+)/（2A）= 21.0392、确定二档齿轮齿数（取20）/=/ (3.10)=2.84617/37=1.3076+=2cos/ (3.11) =290cos20/3 = 56.38取=24, =32(圆整)；修正/（） (3.12)3732/（1724）2.90|2.90-2.846|/2.846100%1.966%5% (合格)；修正5.6arccos(+)/（2A）=21.039 (3.13) 从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：tg /tg=/(+)(1+/)tg /tg=1.2571/(+)(1+/)=1.5988|1.5988 -1.2571|=0.34170.5 两者相差不大，近似认为轴向力平衡。3、确定三档齿轮齿数（3.420） / (3.14) 1.6817/37 0.775 由(+)/2cos (3.15)取20,得2cos/ =290cos20/3=56.38取24，32（圆整）； 修正=/（） (3.16)=3724/（1732）=1.632i3%=|1.632-1.687|/1.687100%=3.26%5%(合格) 修正arccos(+)/（2A） (3.17)=21.039;从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：tg/tg=/(+)(1+/)tg/tg=1.257/(+)(1+/)=1.102|1.257-1.102|=0.123=90mm齿轮9和齿轮10的齿顶圆之间的间隙 =90-3(38+17)/2.0-213 =1.50.5 所以齿轮能正常啮合且不发生运动干涉。修正后各档的传动比为：i1 =4.590, i2 =2.902,i3 =1.632,i4 =1.000, ir =4.8653.3.7 齿轮精度的选择根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取Z1Z4为6级，Z5Z11为7级。3.3.8螺旋方向由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。关于螺旋角的方向，第一、二轴齿轮采用左旋，这样可使第一、二轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性档圈传递。中间轴齿轮全部采用右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。3.3.9齿轮变位系数的选择及计算采用变位系数，除了避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距以外，还因为变速器不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别予以兼故。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。对实际中心距等于已知中心距时，采用高度变位，反之采用角度变位。由于角度变位可获得良好的齿合性能及传动质量,故较多被采用.变速器齿轮是断续工作的,各档使用条件不同,齿轮经常承受循环负荷,有时还承受冲击负荷。使用表明,变速器齿轮大多是因为齿面剥落和疲劳断裂而损坏的,因此,变位系数只要应按提高接触强度、弯曲强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。对于常用的高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，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。为提高接触强度,应使所选用的变位系数尽可能取大些,这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于齿轮的齿根强度较低，加之传递的载荷较大，有时会出现小齿轮的弯曲强度，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，此时小齿轮的变位系数大于零。为提高耐磨性及抗胶合能力，应使所选用的变位系数能降低两齿合齿轮的相对滑动系数，并使两齿轮齿根外的滑动系数趋于平齐。利用变位系数封闭图分配变位系数是目前较好的一种方法，它比较全面地综合了各种限制条件和各种传动质量指标。使用该图分配变位系数可不必校核是否干涉，根切，齿顶变尖以及重合系数过低等情况。变位系数的计算： 已知实际中心距A，mn，Z 标准中心距A=mn(Z1+Z2)/(2*cos) 端面压力角t: tgt=tgn/cos 端面齿合角t : invt=invt+2*(Xt1 +Xt2)*tgt /(Z1 +Z2) (invt =tgt t) A =A*cost /cost t =arccos(A*cost /A ) 代入式并整理得： X=Xt1+Xt2 =(invt invt )*(Z1 +Z2 )/2*tgt 根据以上各式计算得： X(1,2) = 0.198 X(3,4) =-0.3001 X(5,6) =0.120 X(7,8) =0.120 X(9,11) =0 X(10,11) =0 表 3.1ZiZ1Z2Z3Z4Z5Z6Z7XI0.25-0.250.125-0.125-0.1250.125-0.25Z8Z9Z10Z110.25000表2为计算所得齿数： 表 3.2 Z1737243232243818381722b222022201820182020222025.84221.03921.03921.03903.333.213.213.2133333320202020203.752.253.3752.252.633.3752.253.7533334.53.3754.54.133.3754.5303.753.753.75d56.67123.3377.14102.85102.8577.14122.1457.86114516664.17127.8383.89108.11108.1183.89126.6465.36120577250.67114.3370.3994.6194.6170.39113.1451.86106.543.558.5 y0.1450.1300.1420.1350.1350.1510.1320.1480.1480.1190.132（1）直齿圆柱齿轮： (2) 斜齿圆柱齿轮：分度圆直径：d=Zm 端面模数=cos齿顶高ha=m（+） 分度圆直径：d=Zmt齿根高hf=(ha*c*-Xt)m 齿顶高：ha=ha*mt+Xtmt齿顶圆直径：da=d+2ha 齿全高：h=(2ha*+C*)mt齿高h=ha+hf 齿顶圆直径da=d+2ha齿顶高系数ha*=1.0齿根高系数c*=0.253.3.10 材料选择现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，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。本次设计的齿轮的材料选用40Cr。 齿轮的强度校核1、齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏有以下几种形式：（1）轮齿折断齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。 为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。（2）齿面点蚀 齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。 提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。（3）齿面胶合 高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。 防止胶合的措施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。2、圆柱齿轮强度的简化计算方法（1）接触强度计算 用下列公式计算接触应力 （N/mm2） (3.21)式中：法面内基圆周切向力，=；端面内分度圆切向力，=；计算转矩，Nmm；节圆直径；节圆压力角；螺旋角；轮齿材料的弹性模量；齿轮接触的实际宽度；、主、被动齿轮节圆处齿廓曲率半径；=，=；、主、被动齿轮节圆半径；计算转矩=时的许用应力为： 常啮合齿轮：13001400 MPa 一档及倒档齿轮：19002000 MPa这里是发动机最大转矩。（2）弯曲强度计算直齿轮用下式计算弯曲应力： = （MPa） (3.22)斜齿轮用下列公式计算： = （MPa） (3.23)式中：圆周力，=，N； 应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5； 摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9； b 齿面宽 端面周节，=； 法面周节，=； 齿形系数； 重合度影响系数，=2.0。许用应力为400-850 MPa（直齿轮），倒档齿承受双向交变载荷作用，取下限；100-250 MPa（货车斜齿轮）。(齿轮的接触强度和弯曲强度的计算程序及结果见附录)3.4.1 变速器轴的设计计算3.4 2 轴的功用及设计要求变速器轴在工作时承受转矩，弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度、轴上花键型式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺、装配工艺而最后确定。3.4.3 轴尺寸初选在变速器结构方案确定以后，变数器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大。为满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。轴的直径与支承跨度长度之间关系可按下式选取： 第一轴及中间轴：=0.160.18 第二轴： =0.180.21 轴直径与轴传递转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，可按以下公式初选轴直径：中间轴式变速器的第二轴和中间轴最大轴径： =（0.450.6）（mm）第一轴花键部分直径(为mm)可按下式初选： =（4.04.6）式中：变速器中心距，mm； 发动机最大转矩，Nm。轴的尺寸还与齿轮、花键、轴承有一定联系，要根据具体情况，按其标准进行修正。以下是轴的计算尺寸：第二轴： （C是由轴的材料和承载情况确定的常数） (3.24) T=9.55106P1/n1T=Temaxi 因发动机最大扭矩不大，故C取较小值，由机械设计（第八版）表15-3选取C100 P1/n1=T/9.55106dmin=C(Temaxi/9.55106)1/3 （mm）齿轮1处： dmin=100（1.61051.0000.96/9.55106）1/325.24(mm)；齿轮3处： dmin=100（1.61051.6320.96/9.55106）1/329.72(mm);齿轮5处： dmin=100（1.61052.9020.96/9.55106）1/336.00(mm);齿轮7处： dmin=100（1.61054.5900.96/9.55106）1/341.95(mm);齿轮9处： dmin=100（1.61054.8650.96/9.55106）1/342.77(mm);中间轴：齿轮2、4处：dmin=100（1.61052.1760.96/9.55106）1/332.71(mm); 当轴截面上开着键槽时，应增大轴径以考虑对轴的强度减弱，同步器花键增加5。修正后，轴径如下：齿轮9处： d=42.77（1+5）45.00（mm） 齿轮2、4处：d=32.71（1+5）35.50（mm）与档同步器轴径：d小径32mm与档同步器轴径：d小径40mm 其它尺寸查看标准构件来定。3.4.4 轴的结构形状 轴的结构形状应保证齿轮、同步器及轴承等的安装、固定。并与工艺要求有密切关系。 除前置发动机前轮驱动、后置发动机后轮驱动的汽车变速器采用两个轴外，绝大多数汽车变速器都是三轴式。 在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其轴径根据前轴承内径确定。第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总成轴向尺寸确定。确定第一轴后轴径时，希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，以便于装拆第一轴。 第二轴前轴颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针。第二轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好，承载能力大，花键齿短，其小径相应增大，可提高轴的刚度。选用渐开线花键时以大径定心更合适。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承，衬套（滑动轴承）还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不应低于0.8，表面硬度不应低于HRC5863。在一般情况下轴上应开螺旋油槽，以保证充分润滑。在低档的滑动挂档齿轮处，轴上花键采用矩形花键，因为挂档时，齿轮须轴向滑动，要求定心好，滑动灵活。所以除要求定心的外径磨削外，一般键齿侧面也需要磨削，而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。 第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺寸要避免相当悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽产生应力集中，易造成轴折断。轻型汽车变速器各档齿轮常用弹性挡圈轴向定位，弹性挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件端面油相对摩擦，同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力，这是很不利的，因此只在轻型汽车变速器中采用。 变速器中间轴有旋转式和固定式两种。 固定式中间轴是根光轴，仅起支承作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承或长、短圆柱滚子轴承。轴常轻压于壳体中。固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。轻型汽车变速器中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖，因而多采用固定式中间轴。 旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一档齿轮尺寸较小，常与轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换。 本次设计轻型货车变速器，由于轻型汽车变速器中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖，因而采用固定式中间轴。3.4.5 轴的受力分析 计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力。这些力取决于齿轮轮齿上的作用力。 不同档位时，轴所受的力及支承反力是不同的，须分别计算。 齿轮上的作用力认为作用在有效齿面宽中点。轴承上支承反力作用点，对于向心球轴承取宽度方向中点；对向心推力轴承，取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承，取滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。 求支承反力，先从第二轴开始，然后计算第一轴。中间轴是根光轴，仅起支承作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证，无需进行强度分析。轴的受力分析，根据轴的受力情况，可画出轴的弯矩图和转矩图，再确定轴的危险截面，从而可对轴进行强度和）刚度校核。（1)齿轮的受力分析：圆周力：Ft2M/d (3.25)径向力：Fr=Fttann/cos (3.26)轴向力：Fa=Fttan (3.27)其中：M计算转矩n法向压力角分度圆压力角(2) 方向Ft：主动轮与旋转方向相反，从动轮与旋转方向相同。Fr：分别指向各齿轮中心Fa：受力方向通常用“主动轮左、右手法则”来判定，左旋齿轮用左手，右旋齿轮用右手，拇指指向轴向力Fa的方向，从动轮Fa与主动轮Fa方向相反。不同档位时，轴所承受力及支承反力是不同的，须分别计算。 二轴 图 3.1 一轴 齿轮上的作用力认为作用有效齿面宽中心。轴承支承反力作用点，对于向心轴承取宽度方向中点：对于向心推力轴承取滚动体负荷响亮与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承取滚动体宽中心点滚动中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。（3）各力的作用点齿轮上的作用力，均为作用在有效齿宽中心，轴承上支承反力作用点取轴承宽度方向中点。 3.4.6 轴的强度计算及校核由变速器结构布置并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。求出不同档位时的各支承反力，可计算轴的各截面的弯曲力矩： 表 3.3轴轴支点水平面内支承反力垂直面内支承反力二轴CC1=Px*mx/lC2=(Rx*mx-Qx*rx)/lDD1=Px*nx/lD2=(Rx*nx+Qx*rx)/l一轴BB1=C1*(g+k) Pc* (h+g)/gB2=Rc*(h+g)-C2*(k+g)-Qc*rc/gAA1=( C1*k-PC*h)/gA2=( Rc*h -C2*k -Qc*rc)/g画出轴的弯矩图，确定危险断面，取危险处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭曲应力以及合成应力。求出不同档位时的各支承反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩 (3.28)式中：支承中心至计算断面距离。 画出轴的弯矩图，确定危险断面，取危险断面处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭转应力以及合成应力。 弯曲应力： (3.29) 扭转应力： (3.30) 合成应力： (3.31)式中：轴截面抗弯截面系数； 轴截面抗扭截面系数。对圆截面： (3.32) (3.33)对外径为D,内径为的空心轴： = =花键按小径计算。当以发动机最大转矩计算轴的强度时，其安全系数(按金属材料的屈服极限计算)在510范围内选取。第一轴取上限，中间轴和第二轴取下限。安全系数：s=s/ 取s=5 中间轴：20CrMnTi s=850Mpa第二轴：20CrMnTi s=850Mpa所以中间轴和第二轴 =170 Mpa二轴应力的计算设， 得：水平弯矩： (3.34)垂直弯矩： (3.35)合成弯矩： (3.36)扭矩： (3.37)弯曲应力： (3.38)扭转应力： (3.39)合成应力： (3.40)注： 其弯矩和扭矩图如下：如图3.2中间轴的应力计算：由受力分析图，设（a=a2，cx=a1，ex=l-cx，b=l-a2）得：水平弯矩：Ms=(Pxa1Pca2)ex/l （3.41）垂直弯矩：Mc=(Rca2Rxa1Qxrx+Qcrc)ex/l （3.42）合成弯矩：Mh=(Ms2Mc2)1/2 （3.43）弯矩应力：w=Mh/Ww （3.44）扭矩：Mn= Temaxic （3.45）扭转应力：n=Mn/Wn （3.46）合成应力：=(w2+4n2)1/2 （3.47）其弯矩和扭矩图如下：如图3.33.4.7 轴的刚度计算和校核 变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更重要。对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角，前者使齿轮中心距发生变化，并破坏了齿轮的正确啮合。轴有转角使大、小齿轮相互歪斜，结果沿齿长方向的压力分布不正确。轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。 应分别计算轴在水平面内和垂直面内的挠度，然后用下列公式计算总挠度。 (3.41) 变速器第二轴的刚度最小。按发动机最大转矩计算时，第二轴齿轮处轴截面的总挠度不得大于0.130.15mm。对于低档齿轮处轴截面的总挠度，由于低档工作时间较短，又接近轴的支承点，因此允许不得大于0.150.25mm。齿轮所在的平面的转角不应超过0.0002弧度；两轴的分离不得超过0.2mm。 斜齿轮对轴和支承的变形较直齿轮敏感。变速器刚度试验表明，中心距的变化及齿轮的倾斜，不仅取决于轴的变形，而且取决于支承和壳体的变形。 计算中间轴时，通常只计算与第二轴上齿轮相啮合的齿轮处的轴截面的挠度。常啮合齿轮副处轴的挠度不必计算，因为距离之承点较近，负荷较小，挠度值不大。计算轴的挠度根据材料力学的公式得：二轴和一轴的刚度： 水平转角：=Pxab(b-a)/(3EIl) (3.43) 水平挠度：fs=Pxa2b2/(3EIl) (3.44)垂直挠度：fc=Rxa2b2/(3EIl)+Qxrxa(-3a+2a2/l+l)/(3EI) (3.45) 总挠度：fz=(fs2+fc2)1/2 (3.46)轴的刚度许用值fc=0.050.10mm fs=0.0100.15mmfz =0.002 = 0.002rad （齿轮强度校核、二轴和一轴的强度和刚度校核程序及结果见附录）3.4.8 轴上花键的设计计算 变速器轴与齿轮及其他传递转矩的部件一般通过键和花键联接。普遍采用的是矩形花键和渐开线花键。渐开线花键应用日趋广泛。这是由于渐开线花键较矩形花键有许多优点，如齿数多、齿端，齿根部厚，承载能力强，易自动定心，安装精度高。相同外形尺寸下花键小径大，有利于增加轴的刚度。渐开线花键便于采用冷搓、冷打、冷挤等无切屑加工工艺方法，生产效率高，精度高，并且节约材料。 变速器的花键尺寸可以根据初选的轴颈按花键的工作条件及花键标准选取。一般渐开线花键，随无切屑加工工艺的采用而选用小模数和大压力角（30甚至45）。滑动齿轮处花键长度L不应低于工作直径的1.2倍，否则，滑动件工作不稳定。 花键传递转矩时，齿侧面受挤压作用，齿根部受剪切及弯曲作用。当采用标准的花键时，花键的强度计算主要验算挤压应力。 （MPa） (3.47)式中：齿侧面所受的挤压应力，MPa ； 传递转矩（按发动机最大转矩计算），Nmm； 键的工作长度，mm； 键的平均工作直径（工作齿高中部处直径），mm； 转矩在花键上分配不均匀系数，一般取0.75； 花键齿数。 许用挤压应力按机械设计手册推荐，当各轴承所需寿命所以：选用的轴承合格。3.6.1 同步器的设计同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛使用的是惯性同步器。3.6.2 惯性式同步器惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换档，因而能完善的完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁环式、锁销式、滑块式、多片式和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径的较大，使转矩容量增大。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。滑块式同步器本质上是锁环式同步器，它工作可靠、零件耐用；但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面再同步锥环的结合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于轿车和轻型货车变速器中。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器及分动器中。综合以上考虑，本次设计选择锁环式同步器。3.6.3 同步器工作原理同步器的换档过程由三个阶段组成。第一阶段：同步器离开中间位置，作轴向移动并靠在摩擦面上；第二阶段：来自手柄传至换档拨叉并作用在滑动齿套上的力，经过锁止元件又作用到摩擦面上；第三阶段：角速度差为零，摩擦力矩消失，而轴向力仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁止销上的斜面相对移动，从而使滑动套占据了换档位置。3.6.4 主要参数的确定1、 摩擦因数f摩擦因数f对换档齿轮和轴的角速度能达到相同有重要作用，摩擦因数大，换档省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用，为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因素，但又因为螺纹垂直的泄油槽会削弱同步环，所以本次设计不予考虑。2、 同步器主要尺寸的确定（1）同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计的窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。 （2）锥面半锥角摩擦锥面半角越小，摸擦力矩越大，但过小则摩擦锥面将产生自锁现象。避免自锁的条件是tanf。一般取=6o8o, =6o时，摩擦力矩较大，但锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7o时就很少出现咬住现象。因此取=7o(3）摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则摩擦力矩越大，R往往受结构的限制，包括变速器中心矩及相关零件的尺寸和布置的限制以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下尽可能将R 取大些。(4) 锥面工作长度b缩短锥面工作长度b，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下面公式计算确定b: b=Mm/2pfR2 （3.57） 式中：p摩擦面的许用压力（MPa）,对黄铜与钢摩擦副，p1.01.5Mpa；Mm摩擦力矩（N）；f为摩擦因数；R摩擦面平均半径（）。(5) 同步环径向厚度同步环的径向厚度要受结构布置上的限制，包括变速器中心矩及相关零件，特别是锥面平均半径R和布置上的限制，不宜取厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。（6） 锁止角锁止角选取得正确，可以保证只有在换档的两个部分之间的角速度差达到零值才能进行换档影响锁止角选取的主要因素有摩擦因数f、摩擦锥面平均半径R、锁止面平均半径和锥面半角。利用满足锁止条件的方程： （3.58） 所得结构锁止角在26 o42o范围内变化。（7） 同步时间t同步器工作时，要连接的两部分达到同步的时间越短越好除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步器时间有影响以外。变速器输入轴、输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间少。轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关为此，同步时间与车型有关。对货车，变速器高档取0.300.80，低档取1.00s1.50s。3.6.5 花键的校核矩形花键定心精度高，定心的稳定性好，能用磨削的方法消除热处理引起的变形，容易加工，应用广泛。而渐开线花键工艺性较好，制造精度较高，传递转矩较大，但定位性没矩形花键稳定。综合考虑，由于花键传递载荷较小，本次设计故选用轻型列矩形花键。平键联接传递扭矩时，对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在平键上的工作面均匀分布，普通平键联接的强度条件为p=2T103 /（zhldm ） （3.59）T=Tei （3.60） 式中：T传递的转矩，单位为N.m； Te发动机最大扭矩，160N.M; 变速器传动效率，取0.96；i变速器传动比载荷分配不均匀系数，与齿数多少有关，取=0.70.8，齿数多时取偏小值；z花键的齿数；l键的工作长度，单位为mm；h花键齿侧面的工作高度，矩形花键，h=(D-d)/2-2C,此处D为外花键的大径，d为内花键的小径，C为倒角尺寸，单位mm；dm花键的平均直径，dm=（D+d）/2；p 键、轴、毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa 。(1） III和IV档处花键取=0.78;z=6;l=26;D=32;d=28;C=0.3;i3=1.632;代入上式，得Qp =27MPp =140MP满足强度要求。（2） I和II档处花键取=0.
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