二轴五档变速器设计说明书

1、经济型轿车机械式手动变速箱设计计算说明书目录1,设计任务书22 .整体方案论证23 .变速器要紧参数及齿轮参数的选择 54 .变速器要紧零部件的几何尺寸计算及靠得住性分析154.1 变速器齿轮154.2 变速器的轴194.3 变速器轴承 245 .驱动桥（主减速器齿轮）部份参数的设计与校核316 . 一般锥齿轮差速器的设计 377 .设计参数汇总（优化后） 45*参考文献481设计任务书依照给定汽车车型的性能参数， 进行汽车变速箱整体传动方案设计，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确信各总成部件的要紧参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部份零件图。表1-1轿车传动系统的要

2、紧参数组别发动机主要参数1FF, MT 5 挡,mo = 1285kg , Qmax= 155N?m,刀 t = 3800r/ min , Pemax = 77kw , np = 5000r/ min2整体方案论证变速器的大体功用是在不同的利用条件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车取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。另外，应保证汽车能倒退行驶和在滑行时或停车时使发动机和传动系维持分离。需要时还应有动力输出的功能。变速器设计应当知足如下大体要求：具有正确的档数和传动比，保证汽车有需要的动力性和经济性指标；有空档和倒档，使发动性能够与驱动轮长期分离，使汽车能

3、倒车；换档迅速、省力，以便缩短加速时刻并提高汽车动力性（自动、半自动和电子操纵机构）；工作靠得住。汽车行驶中，变速器不得跳挡、乱挡和换挡冲击等现象发生；应设置动力输出装置，以便必要时进行功率输出；效率高、噪声低、体积小、重量轻便于制造、本钱低。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。依照前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。依照轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。在已经给出的设计条件中，具体的参数说明如下:表2-1汽车传动系统要紧参数发动机L横置变速器MT 5挡发动机最大扭矩?/ ?155/3800发动机最大功率?/?77/5000

4、驱动形式FF汽车装备质量(kg)12852.1 传动机构布置方案分析(1)传动方案的选取依照提供的参数及设计需求，变速器传动方案的选择如下：1输入轴2 输入轴一档齿轮3 一输入轴倒档齿轮4 一倒档轴5 倒档轴倒档齿轮6一输入轴二档齿轮7 一输入轴三档齿轮8 三、四档同步器9 输入轴四档齿轮10支撑11 输入轴五档齿轮12 五档同步器 13 输出轴14 一输出轴五档齿轮 15 输出轴四档齿轮16输出轴三档齿轮17 输出轴二档齿轮18 一、二档同步器19一输出轴倒档齿轮20 差速器半轴齿轮21差速器星行星齿轮图2-1变速器传动方案该方案的的特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，由于发动机

5、横置，故主减速器不需要有改变转矩方向的作用，主减速器齿轮选用斜齿圆柱齿轮。因考虑到滑动齿套换挡对齿轮齿端不利，故使倒档齿轮与其它传动齿轮一样为常啮合直齿轮，并用同步器换挡，同步器与倒档的布置如下图。(2)倒挡布置方案依照选取的传动方案，倒挡的布置形式如下所示:图2-2倒挡方案由上图可知，该方案能使换挡加倍轻便。(3)变速器结构图图2-3五挡变速器结构图(该图主减速器为锥齿轮)如上图所示，为了提高轴的刚度，变速器轴增加了中间支承。2.2 零部件结构方案分析(1)齿轮形式变速器两轴传动齿轮采纳 斜齿常啮合齿轮，优势是利用寿命长、运转平稳、工作噪声低。D倒档齿轮采纳直齿常啮合圆柱齿轮，主减速器采纳斜

6、齿圆柱齿轮。(2)换挡机构形式变速器采纳 同步器换挡，其优势是换挡迅速、无冲击、换挡噪声小，提高了汽车的加速性、 燃油经济性和行驶平安性。(3)变速器轴承初选输出端为短圆柱滚子轴承，其余为向心球轴承具体选型与计算在轴承的寿命计算中详细分析。3变速器要紧参数及齿轮参数的选择3.1 挡数按设计要求，变速器档位数为5挡，其中最高级位超速挡。3.2 传动比范围的选择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。最高挡一样为直接挡,而本次设计为了提高汽车的燃油经济性，将最高挡设为超速挡，档位数为五挡。超速档的传动比一样为 。最低挡的传动比那么要求考虑发动机的最大转矩和最低稳固转速所要求的

7、汽车最大爬坡能力、驱动桥与地面的附着率、主减速器比和驱动轮的转动半径和所要求达到的最低行驶车速等而关于乘用车，其范围一样在之间。表1是国内外一些变速器的速比设置，能够发觉，多数变速器的各档速比值符合偏置等比级数。表1国内外一整变速器的速比受逮器3S- 号各料速 比一档二档*fl |四抬1KM13O（三疆 I9S5）4.331%L刃IXKM1知手弟曜司4022*L641L0 R4WJL日产年3您2.36I.S4UjR4WT1B（日产哪）4.221.6£1.CMenudQ Bmr市内大客车用4 24工芋1.0KM前二费 g3.741*1J01" T非州内控灯节用X66L 2.9

8、2（X835第一在知足要求的情形下令最小传动比i5= 0.8。主减速器传动比的初选主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小和当变速器处于最高级位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接阻碍，可通过燃油经济性一加速时刻曲线来确信。而在设计计算中，i 0的选择应在汽车整体设计时和传动系的总传动比i一路由整车动力计算来确信。可利用在不同i 0下的功率平稳图来研究i 0对汽车动力性的阻碍。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最正确匹配的方式来选择i0值，可使汽车取得最正确的动力性和燃料经济性。关于具有专门大功率储蓄的轿车、远程公共汽车尤其是赛车来讲，在给定发动机最大功率Pema及其车速n p的情形下

9、，所选择的i 0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速Uamax,这时i 0值应按下式来确信：gouft；（3-1）式中：r一车轮的转动半径，对于排量的汽车，考虑到汽车的经济性，一样轮胎不宜过宽，以195/65R15轮胎为例，即其车轮转动半径为0.317m195 X0.65 X2+ 15 X25.42 X 1000imax变速器量高级传动比，即i 5。关于其它汽车来讲，为了取得足够的功率储蓄而使最高车速稍有下降，i 0一样选择比上式求得的大10%25%,即按下式选择：i 0 = （0.3770.472） , rnP（3-2 ）uamaX max依照所选定的主减速比i 0值，就可大体上确信主减速

10、器的减速型式（单级、双级等和是不是需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。令Uamax= 187knYh,把np= 5000r/min, r = 0.317m, i5 = 0.8代入式（3-2）中最后取主减速器传动比i 0=4.3。最小传动比的选择整车传动系的最小传动比可依照最高车速及其功率平稳图来确信，且在选择时要注意有利于汽车的燃油经济性。选择的结果为i 5=0.8。最大传动比的选择汽车变速器最大传动比的选择需要考虑三方面的因素：最大爬坡度、附着率、汽车的最低稳 固车速。得:(3-3).、Gf cos a max+sin a maJri 1 >：Ttqmaxi 0

11、 T1 T式中a maM汽车的最大爬坡度，取a max = 20 °。f为转动阻力系数，取f = 0.015。刀T为整车的机械传动效率，取变速器传动效率刀g= 95%,主减速器传动效率引0=96%, 那么有Y t= Y g X 刀 0 = 95%X96%= 91.2%（其它参数与最小传动比选择时相同。）61.5%)(3-4).G d ri 1 & 7；-Temax 011T式中G 1为地面提供给驱动轮的法向作用力（取平均前轴负荷bG = m0g = 0.615 X 1285 X9.8N= 7745N为地面附着系数，对与路况良好的混凝土或沥青路面，取5。ii= 0.377黑（3

12、-5）式中n min为发动机最低稳固转速，取n min = 400r / min。Uamin为汽车最低稳固车速。已知G = mog = 12593N r = 0.317m T tqmax = Temax= 155N?m, i0 = 4.5综合上述要求，可得2 .339 <i 1 < 3.434 ,依照设计要求，取i 1 = 3.2各挡传动比的初选在已知挡位数为 5与i1 = 3.2、i5= 0.8的情形下，可知，假设传动比分派为等比级数（现实中高挡传动比距离能够比低挡稍小），那么q = V-= 1.414。i 5各挡传动比的初选结果如下表所示：表3-1汽车变速器传动比（初选）挡数1

13、2345R传动比i3.23.5003.3中心距A变速器的中心距A系指变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离。其要紧由传递的扭矩、结构和工艺情形决定，而其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有阻碍，还关系到齿轮的接触强度：中心距过大将使变速器的质量增加较多；中心距过小那么会使齿轮的接触强度变大，寿命变短，且阻碍变速器壳体的性能。因此最小许诺的中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确信，而且最小中心距要同时知足最低挡的传动比要求。而关于发动机前置前轮驱动 （FF）的乘用车，其中心距A也能够依照发动机排量与中心距的统计数据初选。统计数听说明，乘用车变速器的中心距一样在 6080mm围内转变。原那么

14、上来讲，车越轻，中心距也越小。设计顶用下述体会公式初选中心距3 =： ，一 一、A= KA VTemaxi 1r1 g（3-6 ）式中A为变速器中心距（mmKA为中心距系数，关于轿车，WK a= 8.99.3T g变速器传动效率，取刀g = 95%已知Temax= 155N?m, igi = 3.2,最后取A = 76mmi外形尺寸变速器的横向外形尺寸可依照齿轮直径和倒档中间齿轮和换挡机构的布置来初步确信。关于四挡的乘用车，其变速器壳体的轴向尺寸为（）A。关于设计要求的五挡变速器，初步估量其壳体横向尺寸为250mm3.5齿轮参数（斜齿轮齿形参数）模数齿轮模数与齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等

15、因素有关，而在设计中要紧考虑对齿轮强 度的阻碍。齿轮模数大那么其弯曲应力小，但齿轮齿数会随之减少，并减小齿轮啮合的重合度， 增加啮合噪声。因此，在弯曲强度许诺的条件下应使齿轮模数尽可能小。设计中已确信变速器（不包括主减速器）齿轮均为圆柱斜齿轮，即斜齿轮应知足以下的强度要求：mn =3 2Tg cos 3 KaVZKcKgY w在选择模数时，假设从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选择同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应选用不同的模数。 一样来讲，变速器低挡齿轮应选用较大的模数，其它挡位选用另种模数。变速器用齿轮模数范围见表3-2 。表3-2汽车变速器齿轮的法向模数车型发动机排量V/L1.0<

16、V1.61.6<V2.5模数2.25mm2.50mm另外，变速器齿轮所选的模数应符合国家标准，见表 3-3。表3-3汽车变速器经常使用的齿轮模数（摘自GB/T13571987 ）(mm一一一一3.00一一一一一二一一一一一一(3.25)(3.75)一一一依照以上要求，初选1、3、5 挡齿轮法向模数m n1 = mn3 = mn5 = 2.25mm,2、4挡齿轮法向模数m n2 = m）4 = 2.5mm倒挡齿轮模数m = 2.25mm压力角a齿轮压力角有14 .5° , 15° ,175 ,20° ,22.5° ,25°等多种。压力角较小

17、时，重合度较大并 降低了齿轮刚度，有利于降低齿轮传动的噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接 触强度。关于斜齿轮，压力角为25。时强度最高，而关于乘用车，为加大重合度以降低噪声，理论上 应取较小的压力角。本次设计各挡齿轮压力角均选为a= 20°。3.5.3 齿宽b在变速器齿轮的设计中，齿宽的选择应知足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。通常依照齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿：b = kcXm,其中取齿宽系数k c= 4.58.0;斜齿：b = kc X mn,其中取齿宽系数k c = 6.08.5;啮合套或同步器，b = 2 4mm570mm关于采纳同一模关

18、于啮合的一对齿轮，小齿轮的齿宽应比大齿轮的稍大，一样为 数的各挡齿轮，低挡齿轮的齿宽也应当比高挡齿轮稍大一些。齿宽的选取结果见表 3-4 。表3-4汽车变速器齿轮的模数选择结果挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡法向模数(mm2.252.502.252.25(mrm输入轴齿轮202018151418输出轴齿轮1818161716163.5.4 螺旋角3由于变速器的设计中(不包括主减速器)的齿轮均采纳了斜齿轮，故存在螺旋角3。采纳具 有螺旋角的斜齿轮能够加大重合度，提高强度，降低噪声，但有轴向力作用在轴承上，需要计算 确认。螺旋角3确信依照以下原那么：(1) 使齿轮的纵向重合度e 0 =1,如此在运转的

19、进程中，齿面螺旋线上始终有齿接触，能够保证运转平稳。具体设计时，螺旋角3可按(3-7)式确信：，、 兀xm,、Sin 3 = (0.81.2)(3-7)be(2) 由于斜齿轮工作时会产生轴向力，为此在设计时应自在理论上使螺旋角3的选择正好能使一根轴上的齿轮产生的轴向力彼此抵消，如图 3-1所示。图3-1中间轴轴向力的平稳即知足下式:(3-8)tan 6 1r1;-=一tan 02 2关于两轴式变速器，由于轴向力较难抵消，也可参考同种车型的数据。(3) 斜齿轮的轮齿强度会随着螺旋角3的增大而提高，且螺旋角3的增大会使齿轮的接触强度与重合度增大，但当螺旋角3大于30。时其弯曲强度将明显的下降。因此

20、，关于轿车来讲，为求传动平稳，往往将螺旋角3取的稍大。螺旋角3的初选结果见表3-5 。表3-5汽车变速器齿轮螺旋角3的初选结果挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡320°20°25°25°25°0°3.5.5 齿顶高系数与顶隙系数本次设计取斜齿轮的法向齿顶高系数han? = 1,法向顶隙系数c n? = 0.25。3.6变速器传动齿轮齿数分派和实际传动比的校正在以上参数确信后即可确信传动齿轮的具体分派齿数。在确信齿数时，为了使齿轮齿面磨损均匀，各挡齿轮的齿数比一样不取整数。如图3-2所示，五挡变速器外加倒挡，共 13个齿轮，齿数别离记为z i

21、Z13。）一图3-2变速器齿轮齿数的分派确信一挡齿轮的齿数（关于乘用车，一挡小齿轮齿数可在1217之间选取）挡传动比为.z2i1 = Z1(3-9)且有(Z1+Z2)刈相2 cos 0 1(3-10)已知i 1 = 3.2, mn1 = 2.25mm, 31 = 20，,A = 76mm,将数据带入上式，得:zi =15.11 ,取zi = 15Z2 = 48.37,取Z2 = 49。那么有修正后的i 1 = Z2= 3.267 ,知足要求。对中心距A及一挡齿轮螺旋角进行修正1）依照一挡齿轮齿数的分派，修正后有A(妥: J1 = 76.62mm,取整为 A =2 COS p 176mmt修正后

22、的A可作为各挡齿轮的分派依据。2 ）已知A = 0p2）p,由已知条件取修正后的一挡齿轮螺旋角31 = 18。2 cos p 1确信二挡齿轮的齿数同理于一挡，已知 i 2= 2.0, mn2= 2.5mm 3 2 = 20，, A = 76mm,得:Z3= 19.04,取Z3 = 19;Z4 = 38.09,取Z4 = 37。那么有i 2= T= 1.947 ,知足要求。 z3修正后取二挡齿轮螺旋角32 = 22.9。3.6.4确信三挡齿轮的齿数已知i 3 = 1.4, mn3 = 2.25mm, 33 = 25，, A = 76mm,得：Z5= 25.51 ,取z5 = 26;Z6 = 35

23、.71 ,取Z6 = 37。那么有i 3= 1.423,知足要求。i 5修正后取三挡齿轮螺旋角33 = 21.16° o3.6.5 确信四挡齿轮的齿数已知i 4 = 1.0, mn4 = 2.50mm, 34 = 25， , A = 76mm,得：Z7= Z8 = 27.55 ,取Z7= 29, Z8= 28那么有i 4 =e=0.966 ,知足要求。 z7修正后取四挡齿轮螺旋角34 = 20.36 ° o3.6.6 确信五挡齿轮的齿数已知i 5 = 0.8, mn5 = 2.25mm, 3s = 25， , A = 76mm,得：Z9= 34.01 ,取Z9 = 35;Z

24、10= 27.21 ,取Z10= 27。那么有i 5 =父°= 0.771 ,知足要求。 z9修正后取五挡齿轮螺旋角35 = 23.40 °。确信倒挡齿轮的齿数z12同理与以上分析，最后取z ii =14, Z13 = 46 ,修正后取倒挡齿轮螺旋角3n0= 0° , iR=勺= 3.286。3.6.8变位系数为了幸免齿轮产生跟切、更好的与中心距匹配，和调整齿轮的各类属性，需要使齿轮变位。变位齿轮有两种：高（度）变位和角（度）变位。其中高变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位 系数和为零，角变位那么不为零。设计时选取角度变位。变位系数的选择一样考虑一下几点：1）幸免根切幸

25、免根切的最小变位系数X nmin可由（3-11 ）式确信Xnmin =ha X(1 -min(3-11 )式中ha.为齿顶高系数，已知h a?= 1；Zmin为未变位又不发生根切的最小齿数，可取Zmin = 17( a = 20° )。由此可得：对一挡齿轮有X1min = ha?X(1 - 7) = 1 - y5 = 0.1176、，49X2min = 1 -5=-1.8824* 19对二挡齿轮有X3min= 1 - 17= - 0.117637X4min = 1- 17= - 1.1765对三挡齿轮有X5min = 1 - 26 = - 0.529437X6min = 1 -方=-

26、1.1765 ,一29对四挡齿轮有X7min = 1 - 17 = - 0.705917X8min = 1 -= - 0.6471计真给要对五挡齿轮有"in = 1 - 15 = - 1 .058827 X10min = 1 - 17 = - 0.588214对倒后的轮有 Xnmin = 1- 17 = 0.176546X12min = 1 -方=-1.7059。2）避免齿顶变尖齿顶法面弦齿厚S an大于等于0 .3mn。San可由（3-12）式确信:San = SaCOS 3 a > 0.3mn（3-12 ）式中3 a为齿顶螺旋角，3 a= tan-1（"黑）；SS

27、a 为齿顶骊面弦齿厚，S a = da ?sin （ + inv at - inv a at）。 mn上上述公式中，d a为齿顶圆直径，d a =+ 2?ha?+ 2?为？中。 cos p3）齿根壁厚不要小于倍齿全高。4）主、从动齿的弯曲应力应当平稳，以保证二者的弯曲疲劳寿命相等。变位系数的选择要紧由以上几点考虑，而为了降低噪声，一对啮合齿轮的变位系数之和可适3-3所示。度取小。精准的计算，可由运算机编程来完成。一挡齿轮的程序计算截图如图1.3axl,X2: DNg, -o.oe72，WS那LN2： 3 OTO . 7.0003,公法摊度依1阳七17,459,44B534分度遁径口LD2： 3

28、MB7 . 115 9245百技回国役81口必40,879 r 120.1136苫曦圆包&30.762 1的上先中酎。：70.000民后告黑数2.242虫宵想案致Elp三潢L7.437 . 56 =61图3-3齿轮的程序计算截图齿轮角（度）变位系数结果如下表所示。表3-6齿轮变位系数选择结果'、挡位位 系数X 挡挡挡四挡五挡倒挡输入轴齿轮0.2000.0000.0000.0000.300输出轴齿轮-0.06740.0010.000-0.300齿轮精度的选择各类机械所用齿轮传动的精度品级范围列于表3-7中，按载荷及速度推荐的齿轮传动精度品级如图3-4所示。具体的精度选择结果见设计

29、参数表。表3-7各类机械所用齿轮传动的精度品级范围机器名称精度等级机器名称精度等级汽轮机36拖拉机68金属切削机床38通用减速器68航空发动机48锻压机床69轻型汽车58起重机710载重汽车79农业机器811（注：主传动齿轮或重要的齿轮传动，偏上限选择；辅助传动齿轮或一样齿轮传动，居中或偏下限选择。）二匚三 二一746 X X（，55 M X80100 J 32i二匚三sTtf100圈住构怆传动图3-4齿轮传动精度品级3.6.10 齿轮的后处置齿轮在设计与制造中还需进行齿形的修正，材料的选择，热处置和强化等步骤，在此不详细论述。3.6.11 补充说明以上取得的设计数据并无达到最优设计结果，以齿

30、轮的变位系数为例，假设为理想情形，关于变速器中较低挡位与倒挡，为了取得高强度的齿轮副，变位系数之和应该取得较大，而为了取得低噪声传动，高挡齿轮副的变位系数之和应该取得较小。由3.6.8中得出的结果可知，倒挡齿轮的变位系数并无专门好的知足设计的理想要求。在这种条件下能够通过对要求的目标函数的确信，并选择约束条件，并通过数学工具（如MATLA井的优化工具箱 FMINCONB数）来进行最优化设计。具体的设计进程不在此详述。4变速器要紧零部件的几何尺寸计算及靠得住性分析4.1 变速器齿轮4.1.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式要紧有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀） 、移动换挡齿轮端部破坏 （本次

31、设计时无需考虑）和齿面胶合。4.1.2 齿轮的强度计算另外，汽车变速器与其它机械行业比较，不同用途汽车的变速器齿轮利用条件仍是相似的。齿轮用的材料、热处置方式、加工方式、精度级别、支承方式也大体一致。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，一样能够取得较为准确的结果。1）轮齿弯曲强度计算（斜齿轮）假定载荷作用在齿顶a= 20。，f 0 = 1,齿形系数的选择如图4-1所示。图4-1齿形系数图已知斜齿轮弯曲应力为（TF1(btyK?(4-1 )mnzcos 0 '式中F1为圆周力，F 1 = _dg, Tg为计算载何，d为节圆直径，dKb为应力集中系数，K a

32、 = 1.5,t为法向齿距，t =兀？n,y为齿形系数，可按当量齿数Zn = 三在齿形系数图4-1中查得,n cos3 0K£为重合度阻碍系数，K £ = 2.0。（其它未说明参数同上）将上述有关参数整理后可得式（4-2 ）(4-2)2TZ；o3XI(其中齿宽系数K c= 6.08.5)zmn yy'x£在已知发动机输出最大转矩Temax= 155N?0f口其它相关参数的情形下，由许用应力 b w=180 350MPOT得： .、一15对一挡小齿轮，依照z ni = （cosl8。）3 = 17.64 查图4-1得yi = 0.152，则有2Temaxco

33、s 8 小斤乙 m 、一,、° wmax1=兀 zmi'y i.K =317.78MPa< <r，知足强度要求。49.对一挡大齿轮，依照z n2 = （cos18。）3 = 57.63查图4-1得y2= 0.148 ,那么有2Temaxi 1 cos B 1K<r-八 ccn _ r i°wmax2=7tz2m113y2KcKe = 326.39Mpa< （Twl19.对二挡小齿轮，依照zn3 =（8S229。）3 = 23.30 查图4-1得y 3 = 0.133,那么有2Temaxcos B 2（bwmax3= 7tz3ml冽3E- =

34、206.11MPa< bwl,知足强度要求。37.对二挡大齿轮，有依照zn4= （cos229。）3 = 45.38查图4-1得y4= 0.154 ,那么有bwmax4= TaKS；=178.00MPa< bj 知足强度要求。关于各挡齿轮的强度计算，由斜齿轮弯曲应力的公式与齿轮参数易知，在一样条件下，一挡小齿轮所受的弯曲应力比其它挡位（不包括倒挡）均要大，即在一挡小齿轮知足轮齿弯曲应力要 求的情形下，其它各挡齿轮也能知足要求。同理对于倒挡小齿轮，有b w= 2Tgeo；= 233MPa< bwl,知足强度要求。兀 zmn yKc Kl ，综上所述，变速器传动齿轮知足弯曲强度要

35、求。2）轮齿接触强度计算（斜齿轮）已知斜齿轮接触应力为j式中F为齿面上的法向力，FF1为圆周力，F 1 = "dgE 为齿轮材料的弹性模量,* = 0.418点(E+TF1cos a cos B 'd为节圆直径,关于渗碳钢，可取E= 210GPa(4-3)r b；in ab = "eosv，b为齿轮接触的实际宽度,p z和P b为主、从动齿轮节点处的曲率半径，对斜齿轮pz =，Pcos p卷与屋为主、从动齿轮节圆半径。将作用在输入轴的载荷 Tmx作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力bj见下表。表4-1变速器齿轮许用接触应力变速器齿轮许用接触应力：R齿轮oj （N

36、/）港嵯齿轮II化齿鸵一档和倒档190。- 2Mo沉0常啮合和高档1300 -1i00650 -700依照上述分析可知，对变速器一挡齿轮，有rz1 =-Az1_ 76X15=17.81mm,z1+ z2=15+49rb1 =Az2_ 76X49=58.19mm,z1+ z215+49P z1 =r z1 sina 117.81 xsin 20°1 _COS21cos218. mmmrbisin a i58.19Xsin 20°P bi = BJ7 = cos2 18。= 22.17mm关于一挡小齿轮（输入轴），有圆周力F 12Temax2_155 X103:4351.49N

37、,d =2 一F14351.49cos 6 1 = COS2。COS18。 = 4887.99N，法向力F齿宽 b 1 = 20mm,. _ /关于一挡大齿轮（输出轴），有F 1法向力F2号X Xi 1155X103x3.2672b=4351.49N,一' _ _匕4351.491= -；7-= 4887.99N,COS a 1 COS B 1 COS20 cos 18)齿宽 b 1 = 18mm,由以上数据可得，关于一挡小齿轮，有：bj1max= 0.418VFE(+ ) = 1239.3MPa< (rj = (19。 2000)MPa, b1 P z1 p b1关于一挡大齿轮

38、，有：bj2max= 0.418VF-E(+ ) = 1306.32MPa< (r j = (19002000)MPa。b1 P z P b1故一挡齿轮接触强度知足要求。同理于一挡，可知对变速器二挡齿轮，有r76 X19 z2 = 25.79mm,19+3/76X37r b2 = 77- = 50.21mm,19+ 3 7rz2 sin a 225.79 Xsin 20°P z2 = 77 =cos2 229= 10.11m项rb2Sin a 250.21 Xsin 20°P b2=cos2 22.9。= 19所成关于一挡小齿轮(输入轴)，有圆周力F 2 = 字=T

39、= 3005.04N,d2 Xr z21F23005.04法向力F = cos a 2cos 0 2 = COS2。C0S229 = 3423.12N，齿宽 b 2 = 20mm,关于一挡大齿轮（输出轴）2粤父xi 2155X103 X1 947="=2英23005.23N,法向力FF23005.23cos 民 2 cos 0 2cos 20° cos 22.9°3423.34N,齿宽 b2 = 18mm,由以上数据可得，关于一挡小齿轮，有：bj3max= 0.418点(二 + 白)=1029.86MPa< bj = (1300 1400)MPa,关于一挡大

40、齿轮，有：bj4max= 0.418vFbE(4 + =) = 1085.60MPa< j = (1300 1400)MPa。故二挡齿轮接触强度知足要求。同理于弯曲强度的分析，易知变速器其它挡位齿轮 （不包括倒挡）也能符合接触强度的要求。°j12max= 0.418 卷(£+ 士)=°j13max= 0.418*(±+ 0)=° j11max =F E 11口418%- -) =1133.68MPa< *=1133.68MPa< bj=1243.75MPa< w =(19002000)MPa。(19002000)MPa。

41、(19002000)MPa。综上所述，变速器齿轮知足接触强度要求4.1.3齿轮材料的选择变速器齿轮选用渗碳合金钢，20CrMnTi、20Mn 2TiB、15MnCr繇经常使用材料都可。选择20CrMnTi4.2变速器轴变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要经受转矩和弯矩。变速 器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，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阻碍。因此设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。设计时期可依照体会和已知条件先初选轴的直径，然后再进行靠得住性分析。初选轴的直径在已知变速器中心距 A

42、=76mm时可依照体会公式取变速器两轴中部直径d 34mm ,取支承间距离L=200mm，轴的最大直径d和支承间距离L的比值： 0.1610.18。轴的靠得住性分析1）轴的刚度计算对齿轮工作阻碍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转变，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮彼此歪斜，如图 4-2所示，致使沿齿长方向的 压力散布不均匀。轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和 转角。变速器齿轮在轴上的位置如图4-3所示时，假设轴在垂直面内的挠度为，在水平面内的挠度为和转角为，可别离用下式计算:fcFia2b23EIL一 2 2fs

43、F2a b3EILFab b a3EIL式中F为齿轮齿宽中间平面上的径向力,F2为齿轮齿宽之间平面上的圆周力，E为弹性模量，关于渗碳钢，取 E=210GPa,d4I为惯性矩，关于实心轴，i= -64,d为轴的直径，花键初按平均直径计算，a、b为齿轮上的作使劲距支座 A、B的距离，L为支座距离。轴的全挠度为f=&+f；0.2mm。轴在垂直面和水平面内的挠度许诺值为fc=0.050.10mm , fs=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不该超过 0.002rad 。图4-2变速器轴的变形简图（a为轴在垂直面内的变形，b为轴在水平面内的变形）图4-3变速器轴的挠度与转角已知E=210G

44、Pa，计算时令两轴d=dmin 34mm,两支承 A B之间的距离L=200mm ,d4I= 65563.99mm4 ,为方便计算，齿轮的散布初选如图4-4所示。64图4-4齿轮在轴上的散布依照以上参数，具体刚度校核进程如下:对一挡齿轮处，有F2FtTemaxrTemaxmnZ2cos1552.25 152 cos20；2783.45N ,fcF1a2b23EILfs2.2F2a b3EILfc2fs2F| ab(b a)3EIL_ _ tan _ _E Fr Ft 2783.45cos取 a=22mm , b=178mm ,得:1077.9422 2 1782tan 20cos201077.

45、94N ,3 210000 65563.992002_22783.45222 17823 210000 65563.993.9.033 10 mm f1077.94 22 178 1563.262310 mmfc，8.423 2000.2 mm ,3 210000 65563.99 200同理，关于二挡齿轮处，有fcF1a2b23EILfs2 2F2a b3EILF1ab(b a)3EIL310 mmfs，1.142 104 0.002rad 1.131。Tmaxn- 155 e max ,2cosF1 FT eJ 3940.52cos取 a=64mm , b=136mm221535.24 6

46、42 13623 210000 65563.99 200_223940.52642 13623 21000065563.992000.0603 mm f 0.2 mm1535.24 64 136 (136 64)3 210000 65563.99 200关于三挡齿轮处，有历TemaxmnZ1552.5 192 cos20.903940.52N ,tan 20cos20.90-1535.24N ,2.188 102 mm fc,0.0562 mm fs,1.714104 1.131。4861.53N ,2cos2 cos21.16tanF FT 4861.53costan20，cos21.16.

47、1897.38N ,取 a=140mmb=60mm ,得:取 a=86mm , b=114mm ,得:fc2 2F1a b3EIL221897.38 862 11423 210000 65563.99 2000.0350 mm fc,fs2 2F2a b4861.53 862 11423EIL3 210000 65563.99 2000.0898 mm fs,Fab(b a)3EIL关于四挡齿轮处，有F2TemaxmnZ 2cos1552.50 292 cos20.36：5993.17 N ,tanFT-cos5993.17tan 20：cos20.36；2326.70N ,fJ%2fs于0.

48、0964 mm f 0.2 mm ,f _ 5_ p9.928 101.131。1897.38 86 114 (114 86)3 210000 65563.99 200取 a=118mm , b=82mm ,得:fc_2 2Ra b3EIL_ _2_ 22326.70 118823 210000 65563.99 2000.0496 mm fc,fs2 2F2a b3EIL_225993.17 1182 8223 210000 65563.992000.1107 mm fs,Fab(a b)3EILfJfc2fs* 0.1213 mm f 0.2mm,t 4,1.217 101.131。232

49、6.70 118 82 (118 82)3 210000 65563.99 200关于五挡齿轮处，有 F2 Temax mnz1552.25 356650.06 N ,2 2cos2 cos23.40，RFT ta 6650.06costan 20,cos23.40,2637.33N ,fcF1a2b23EIL2637.33 1402 6023 210000 65563.99 2000.0376 mmfc，fs一 2 2F2a b3EIL226650.06140603 21000065563.992000.0948 mmfs，.Lfs20.102 mm f 0.2 mm ,F1ab(a b)3

50、EIL2637.33 140 60 (140 60)3 210000 65563.99 20042.944 1041.131。由以上分析可知,轴在五挡齿轮处均能知足刚度要求a=25mmb=200mm故事实上在已知高挡齿轮的刚度时而由一挡齿轮的刚度分析易知，由于离支承点的距离近, 能够不用校核，同理可确信，倒挡齿轮能知足齿轮的刚度要求。在实际的二轴式变速器中， 与输入轴常啮合的输出轴上的齿轮常通过青铜衬套或滚针轴承装 在轴上，如此也能增加轴的刚度。2）轴的强度计算作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力Fc和FS以后，计算相应的弯矩 Mc、Ms。轴在转矩Tn和弯矩同时作用下，其应力为32M(4-4)式中，M= Jm2+m2+T： (N mm),3W为抗弯截面系数，W=,取d = dmin3234mm,在低挡工作时，取400MPa 。由轴的刚度校核中已知，对一挡齿轮处，有F Temax mnz 2783.45NT 2cos,FR FT a 1077.94N , c