二轴五档变速器设计说明书

1、二轴五档变速器设计说明书作者：日期: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 .总体方案论证23 .变速器主要参数及齿轮参数的选择 54 .变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析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）部分参数的设计与校核316 .普通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设计任务书根据给定汽车车型的性能参数，进行7车变速箱总体传动方案设计，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；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分零件图。

2、表1- 1轿车传动系统的主要参数组别发动机主要参数11.6L横置前驱FF, MT 5 挡，m0 = 1285kg , Temax = 155N ?m , 卬=3800r/min , Pemax = 77kw , np = 5000r/min2总体方案论证变速器的基本功用是在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到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。此外，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保持分离。需要时还应有动力输出的功能。变速器设计应当满足如下基本要求：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，

3、使发动机可以与驱动轮长期分离，使汽车能倒车；换档迅速、省力，以便缩短加速时间并提高汽车动力性（自动、半自动和电子操纵机构） 工作可靠。汽车行驶中，变速器不得跳挡、乱挡以及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、成本低。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多 挡几种。根据轴的不同类型 ，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汽车传动系统主要参数发动机1 .6L横置变速器MT 5挡发动机最大扭矩?

4、/?155/3 80 0发动机最大功率?/?77/ 5 000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)传动方案的选取根据提供的参数及设计需求，变速器传动方案的选择如11109 R 7654%MIliI/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1 0一支撑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15一输出轴四档齿轮16一输出轴三档齿轮17 一输出轴二档齿轮1 8一、二档同步器1 9输出轴倒档齿轮2 0差速器半轴齿轮2 1差速器星行星齿

5、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图所示。(2)倒挡布置方案根据选取的传动方案，倒挡的布置形式如下所示：由上图可知，该方案能使换挡更加轻便。(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用 斜齿常啮合齿轮，优点是使

6、用寿命长、运转平稳、工作噪声低。D 倒档齿轮采用直齿常啮合圆柱齿轮，主减速器采用斜齿圆柱齿轮。(2)换挡机构形式变速器采用 同步器换挡，其优点是换挡迅速、无冲击、换挡噪声小，提高了汽车的加速性、 燃油经济性和行驶安全性。(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变速器主要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，其中最高档位超速挡。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。最高挡通常为直接挡，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。

7、超速档的传动比一般为 0.70. 8。最低挡的传动比则要求考虑发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动桥与地面的附着率、主减速器比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低行驶车速等而对于乘用车，其范围一般在3. 04.5之间。表1是国内外一些变速器的速比设置，可以发现，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爱逐番型号KM130(二基 1985各粒速 比一档4.J3二档136L刃四鞘-i.oKM1期行差值司402150L641.0 R4WMC日产1啪)14613*I.MjH 产 1900)<221.6£l.flMenndEi Bnu

8、市内大客车用4 24i.fa"1.»K.MP5.三菱3.741141*1J00xH56控籽率用*廊L工值L/LC首先在满足要求的情况下令最小传动比i5 = 0.8。3. 2 .1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、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的 动力性和燃料经济性都有直接影响，可通过燃油经济性一加速时间曲线来确定。而在设计计算中，i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡图来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机 与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得

9、最佳的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax 及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速uamax,这时i0值应按下式来确定：rni0 = 0.377 p(3-1)u amax imax式中：r一车轮的滚动半径，对于1.6排量的汽车，考虑到汽车的经济性，一般轮胎不宜过宽，以19 5 /65 R1 5轮胎为例，即其车轮滚动半径为195 X0.65 X2 + 15 X25.40.317mr =2 x 1000imax 变速器量高档传动比，即i5。对于其它汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有

10、下降，i。一般选择比上式求得的大10%25%,即按下式选择：rni0 = （0.3770.472） -_P（3 -2）uamax i max根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。令Uamax = 187km/h，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i0 = 4.3。3 .2.2 最小传动比的选择整车传动系的最小传动比可根据最高车速及其功率平衡图来确定，且在选择时要注意有利于汽车的燃油经济性。选择的Z果为i5 =

11、0.8。3.2 . 3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: 定车速。得：最大爬坡度、附着率、汽车的最低稳G(f cos omax +sin °miax )r(3-3)则有式中加ax为汽车的最大爬坡度，取“max = 20 °。f为滚动阻力系数，取f= 0.015。加为整车的机械传动效率，取变速器传动效率% = 95%,主减速器传动效率 w = 96% ,F = Yg X（其它参数与最小传动比选择时相同。w = 95% X96% = 91.2% )i1Gi $ r< z:-T emax i 0 71T(3-4)式中G为地面提供给驱动轮的法向作

12、用力（取平均前轴负荷bG1 = -m0g = 0.615 X1285 X 9.8N =为地面附着系数，对与路况良好的混凝土或沥青路面，61.5%)7745N取 0.8 5。i1 = 0.377nmin rUamin i 0(3-5)式中nmin为发动机最低稳定转速，取 nmin = 400r/min 。Uamin为汽车最低稳定车速。已知 G= m0g = 12593N ,r = 0.317m , Ttqmax = Temax = 155N ?m,io = 4.5综合上述要求，可得 2.339 <ii w 3.434 ,根据设计要求，取ii = 3.23.2 . 4各挡传动比的初选在已知挡

13、位数为 5与ii = 3.2、i5 = 0.8的情况下，可知，若传动比分配为等比级数（现实中 高挡传动比间隔可以比低挡稍小），则q = V-= 1.414。i5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12345R传动比i3. 22 . 01.41.00.83.5003 . 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。其主要由传递的扭矩、结构和工艺情况决定，而其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，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；中心距过小则会使齿轮的接触强度变大，寿命变短，且影响变速器壳体的性能。因此最小

14、允许的中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定，而且最小中心距要同时满足最低挡的传动比要求。而对于发动机前置前轮驱动（FF）的乘用车，其中心距A也可以根据发动机排量与中心距的统计数据初选。统计数据表明，乘用车变速器的中心距一般在6 0 80mm范围内变化。原则上来说，车越轻，中心距也越小。设计中用下述经验公式初选中心距A3 A 一 KA VTemax 11rg（36）式中A为变速器中心距（mm）KA为中心距系数，对于轿车，取 KA = 8.99.3坨变速器传动效率，取力 = 95%已知 Temax = 155N ?m,ig1 = 3.2,最后取 A = 76mm。3 .4外形尺寸变速器的横向

15、外形尺寸可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换挡机构的布置来初步确定。对于四挡的乘用车，其变速器壳体的轴向尺寸为（3.03. 4）A。对于设计要求的五挡变速器，初步估计其壳体横向尺寸为250mm。3.5齿轮参数（斜齿轮齿形参数）3.5.1 模数齿轮模数与齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等因素有关，而在设计中主要考虑对齿轮强度的影响。齿轮模数大则其弯曲应力小，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，在弯曲强度允许的条件下应使齿轮模数尽量小。设计中已确定变速器（不包括主减速器）齿轮均为圆柱斜齿轮，即斜齿轮应满足以下的强度 要求：mn产 cos 3Ka 兀 ZKKgY ow

16、在选择*II数时，若从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选才i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。一般来说，变速器低挡齿轮应选用较大的模数，其它挡位选用另一种模数。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<V1.61.6<V 2.5模数2. 2 52 .75mm2. 503.00mm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 汽车变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T1 3 57-1 9 87）(mm)一1.001 . 251 . 5一2.00一2. 5 0一3.00一一一4.00一5 .00一6.0

17、0二一一一1 .75一2.25一2 . 75一(3 .25)3 .50(3 .75)一4 . 5一5.50根据以上要求，初选1、3、5 挡齿轮法向模数 mni = mn3 = mn5 = 2.25mm ,2、4挡齿轮法向模数 mn2 = mn4 = 2.5mm倒挡齿轮模数m = 2.25mm3. 5 . 2压力角a齿轮压力角有14.5°, 15° 17.5° 2。° 22.5° 25°等多种。压力角较小时，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。对于斜齿轮，压力角为 25

18、。时强度最高，而对于乘用车 ，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，齿宽的选择应满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。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿：b = kc Xm,其中取齿宽系数kc = 4.58.0 ;斜齿：b = kc xmn，其中取齿宽系数kc = 6.08.5 ;啮合套或同步器，b= 24mm 。对于啮合的一对齿轮，小齿轮的齿宽应比大齿轮的稍大， 一般为510mm;对于采用同一模数 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

19、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(mm)2 .2 52.502. 252.502. 252.25(m m)输入轴 齿轮2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)的齿轮均采用了斜齿轮，故存在螺旋角3。采用具有螺旋角的斜齿轮可以加大重合度，提高弓II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确定根据以下原则：(1)使齿轮的纵向重合度 邓忆1,这样在运转的过程中，齿面螺旋线上始终有齿接触，可以保证运转平稳。具体设计时，螺旋角3可按(3-7)式确定：sin 3 =(0.81.2

20、)冗Xmbe(3-7)(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相互抵消，如图3-1所示。8)图3-1中间轴轴向力的平衡即满足下式：tan 01 _ ri-=一tan 02r 2(3对于两轴式变速器，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，对于轿车来说，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

21、结果挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡320°20 °25°25°2 5°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cn?= 0.25。3.6变速器传动齿轮齿数分配和实际传动比的校正在确定齿数时，为了使齿轮齿面磨损在以上参数确定后即可确定传动齿轮的具体分配齿数。 均匀，各挡齿轮的齿数比一般不取整数。如图3-2所示，五挡变速器外加倒挡，共13个齿轮，齿数分别记为ziz 13。图3-2变速器齿轮齿数的分配3.6.1 确定一挡齿轮的齿数（对于乘用车，一挡小齿轮齿数可在1217之间选取）一

22、挡传动比为- Z2i1 Y(39)且有(Z1+Z2)Xmni2 cos 01(3-10),A = 76mm ,将数据带入上式，得:15.11，取 z1 = 15已知 i = 3.2 , mm = 2.25mm ,%=20Z1 =Z2 = 48.37，取 Z2 = 49。则有修正后的3.267 ,满足要求。3 . 6 .2对中心距A及一挡齿轮螺旋角进行修正1 ）根据一挡齿轮齿数的分配，修正后有A =（Z1；Z2）：111nl = 76.62mm，取整为A = 76mm 。2 cos pi修正后的A可作为各挡齿轮的分配依据。2）已知A =殁1，由已知条件取修正后的一挡齿轮螺旋角由 = 18。3.6

23、.3 确定二挡齿轮的齿数同理于一挡,已知 i2 = 2.0, mn2 = 2.5mm，& = 20 ,A = 76mm ,得：z3 = 19.04 , Mz3 = 19;Z4 = 38.09，取 Z4 = 37。则有i2 = Z4 = 1.947 ,满足要求。修正后取二挡齿轮螺旋角色 = 22.9 °。3.6.4 确定三挡齿轮的齿数已知 i3 = 1.4,mn3 = 2.25mm，饱=25 ,A = 76mm，得：Z5 = 25.51，取 Z5 = 26;z6 = 35.71 , Bz6 = 37。则有i3 = i6 = 1.423，满足要求。 i5修正后取三挡齿轮螺旋角fe

24、 = 21.16 ；3.6.5 确定四挡齿轮的齿数已知 i4 = 1.0, mn4 = 2.50mm，饱=25 ,A = 76mm，得：z7 = z8 = 27.55 ,取z7 = 29,z8 = 28则有i4 = Z8= 0.966 ,满足要求。修正后取四挡齿轮螺旋角向=20.36。3.6.6 确定五挡齿轮的齿数已知 i5 = 0.8, mn5 = 2.25mm ,比=25 ,A = 76mm ,得：Z9 = 34.01，取 Z9 = 35 ;z10 = 27.21 ,取 z10 = 27。则有i5 = z10= 0.771 ,满足要求。Z9修正后取五挡齿轮螺旋角禽=23.40 ；3.6.7

25、 确定倒挡齿轮的齿数同理与以上分析，最后取 zu = 1 4 , Z13 = 46,修正后取倒挡齿轮螺旋角的0 = 0°, iR =于=z123.286。3. 6 .8变位系数为了避免齿轮产生跟切、更好的与中心距匹配，以及调整齿轮的各种属性，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，角变位则不为零。设计时选取 角度变位。变位系数的选择一般考虑一下几点：1）避免根切避免根切的最小变位系数Xnmin可由（3-11）式确定Xnmin = ha X (1Zmin(3-11)式中ha?为齿顶高系数，已知ha? = 1;Zmin为

26、未变位又不发生根切的最小齿数，可取Zmin = 17( "= 20° J由此可得：对一挡齿轮有X1min = ha?X(1 -=1 - 15 = 0.1176' zmin '17、，49X2min = 1 -行=-1.882419对二挡齿轮有X3min = 1 - -= -0.117637X4min = 1 -万=-1.1765对三挡齿轮有X5min = 1 - 17 = -0.529437X6min = 1 -斤=-1.176529对四挡齿轮有X7min = 1 - -= -0.7059、，28,X8min = 1 -万=-0.647135对五挡齿轮有X9

27、min = 1 - 17 = -1.0588、.，27 八 X10min = 1 - 17 = -0.588214对倒挡齿轮有X11min = 1- -= 0.176546X12min =1-17= -1.7059。2)防止齿顶变尖齿顶法面弦齿厚San大于等于0.3m n。San可由(3-1 2)式确定：San = Sa cos 3a > 0.3m n-12)式中3为齿顶螺旋角，禽=tan-1 (号年);Sa为齿顶端面弦齿厚,Sa = da ?sin（mSn?z+ inv tt- inv at）°上述公式中，da为齿顶圆直径，da = 5 + 2 ?ha?+ 2?X?mn。3）

28、齿根壁厚不要小于1.2倍齿全高。4）主、从动齿的弯曲应力应当平衡，以保证二者的弯曲疲劳寿命相等。变位系数的选择主要由以上几点考虑，而为了降低噪声，一对啮合齿轮的变位系数之和可适度取小。精确的计算，可由计算机编程来完成。一挡齿轮的程序计算截图如图3-3所示。图33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、挡数X 一挡一挡三挡四挡五挡倒挡输入轴齿轮0. 2000. 0000.0000 .0 0 00. 00 00.300输出轴齿轮-0.0670 . 0040.0000.0 0 10.000-0 .30 03.6. 1 0齿轮精度的选择各类机器所用齿轮传动

29、的精度等级范围列于表3-7中，按载荷及速度推荐的齿轮传动精度等级如图3-4所示。具体的精度选择结果见设计参数表。76加 X Xv一 i nth1001()0-网柱内粒传劭8G 100v(nt/s)1（。网雒齿轮恃动表3- 7各类机器所用齿轮传动的精度等级范围机器名称精度等级机器名称精度等级汽轮机3 6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71 0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；辅助传动齿轮或一般齿轮传动，居中或偏下限选择。）图3 -4齿轮传动精度等级3.6.10 齿轮的后处理齿轮在设计与制造中还需进行齿形的修

30、正，材料的选择，热处理以及强化等步骤，在此不详细论述。3.6.11 补充说明以上得到的设计数据并没有达到最优设计结果，以齿轮的变位系数为例，若为理想情况，对于变速器中较低挡位与倒挡，为了获得高强度的齿轮副，变位系数之和应该取得较大，而为了获得 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没有很好的满足设计的理想要求。在这种条件下可以通过对要求的目标函数的确定， 并选择约束条件，并通过数学工具（如MATLAB中的优化工具箱 FMINCON函数）来进行最优化设计。具体的设计过程不在此详述。4变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析4 .1变

31、速器齿轮4.1.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏（本 次设计时无需考虑）以及齿面胶合。4.1 . 2齿轮的强度计算与其它机械行业比较，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。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。1）轮齿弯曲强度计算（斜齿轮 ）假定载荷作用在齿顶 产20 ,f0= 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ow_ fkw = btyK ?

32、（41）式中F1为圆周力，F12Tg, Tg为计算载荷 d g,d为节圆直径,mnzcosKb为应力集中系数,Kff= 1.5, t为法向齿距，t=兀？mn,y为齿形系数，可按当量齿数zn =cos 3 0在齿形系数图4-1中查得，Ke为重合度影响系数,K£= 2.00（其它未说明参数同上）将上述有关参数整理后可得式（4-2 ）-2)2Tg cosz zm/yKcKe（其中齿宽系数Kc = 6.08.5 ）(4在已知发动机输出最大转矩 Temax = 155N ?m和其它相关参数的情况下,由许用应力 ow =180350MPa 可得:15对一挡小齿轮，根据 Zni = -= 17.6

33、4 查图4- 1得yi = 0.152，则有 (cos 18 n°wmax12Temax COS BK °TtZ1mn1 3y1 KcK e=317.78MPa < 所,满足强度要求。49，一 一.对一挡大齿轮，根据Zn2 = =57.63查图4-1得y2= 0.148,则有（cos 18 ;2Temax i 1 COS 01K <t _ _ _ _ _ _ _ r I如max2 = wz2mn13y2KcKe = 326.39Mpa < w19.对二挡小齿轮，根据zn3 = 7一z- = 23.30 查图4- 1得丫3 = 0.133，则有(cOS 22

34、.9/0wmax32Temax cos 也K °兀 23 m n23y 3 KcK e=206.11MPa < ow,满足强度要求。对二挡大齿轮，有根据Zn4 = -一373 = 45.38 查图4 1得y4 = 0.154 ,则有 (cos 22.9 >.'2Temax i2cos B1K. 一 一一、一介max4 = 7tz4mn23y4Kck- = 178.00Mpa < 而,满足强度要求。对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，在同等条件下，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，即在一挡小齿轮满足轮齿弯曲应力要

35、 求的情况下，其它各挡齿轮也能满足要求。同理对于倒挡小齿轮，有厢=2Tge；sJ： = 233MPa < w,满足强度要求。兀 zmn yK c K e综上所述，变速器传动齿轮满足弯曲强度要求2）轮齿接触强度计算（斜齿轮 ）已知斜齿轮接触应力为jFE 11(43)°j= 0.418 vVa+力式中F为齿面上的法向力,F = cos F；os e,2TFi为圆周力，Fi = 7g,d为节圆直径，E为齿轮材料的弹性模量，对于渗碳钢，可取E= 210GPa,b为齿轮接触的实际宽度， rz与rb为主、从动齿轮节圆半径。生和Pb为主、从动齿轮节点处的曲率半径，对斜齿轮z sin aPz=

36、 "cos“，伽=rb sin a一 2 c 1 cos2 0将作用在输入轴的载荷 号作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见下表。表4-1变速器齿轮许用接触应力根据上述分析可知，对变速器一挡齿轮，有7-t- = 17.81mm ,15+49'对于一挡小齿轮（输入轴）,有圆周力F1法向力F =bi =Az2Z1+Z2rz1 sin a.1佐1cos2 01rb1 sin 如cos 2 0176X 49=58.19mm，17.81 Xsir20°cos218。= 6.79mm，58.19 x sir20°cos218。= 22.17mm，2T emax2

37、d155 X 1032Xrz1=4351.49N ,F1cos 41 cos 014351.49cos200cos18。= 4887.99N，齿宽 bi = 20mm ,对于一挡大齿轮（输出轴）155 x 1C3X 3,2672Xrb1=4351.49N -法向力F = Fcos 仪1 cos 014351.49- 18。= 4887.99N ,齿宽 b1 = 18mm ,由以上数据可得,对于一挡小齿轮，有:°)1max = 0.418 若(E +=1239.3MPa <j = (19CC2CCC )MPa,对于一挡大齿轮，有q2max = 0.418 vF-E(+ ) = 1

38、306.32MPab1- Pb1同=(19CC2CCC )MPa。故一挡齿轮接触强度满足要求。同理于一挡，可知对变速器二挡齿轮，有 rz276 X 19标=25.79mm，_ 76 X 37 rb2 = 19+3750.21mm ,_ r z2 sin g也2cos 2 0225.79 x sir20°2 "c 。 = 10.11mm ,cos2 22.9'rb2 sin qcos 2 也50.21 Xsir20°cos2 22.9。= 19.68mm，2T emax对于一挡小齿轮（输入轴 ，有圆周力f2 =二155 x 1032Xrz2=3005.04N

39、 ,变速器齿轮许用接触应力Im齿轮一档和倒档:司( *)港碳街轮19 D 0 2 000氧化齿轮950 TOO。常啮合和高档1 300 T 4D0650 -700rz176 x 15Az1Z1+Z 2法向力 F = - J =j：05,04尸 3423.12N ,cos o2 cos 02cos 20 cos 22,9,齿宽 b2 = 20mm ,对于一挡大齿轮（输出轴 ，有F2 =2Temax2-dX 2155 x 103x 1,9472X Ib2=3005.23N ,法向力F =F23005,23coscosl2 = cos2，cos22,9 - 3423,34N ,齿宽b2=18mm ,

40、由以上数据可得，对于一挡小齿轮，有:q3max = 0,418m (g+ 5)=1029.86MPa < j = (13001400 )MPa,对于一挡大齿轮，有:q4max = 0,418*(+ ) = 1085,60MPa < 同=(13001400 )MPa。Jb2 " 2 Pb2J（不包括倒挡）也能符合接触强度的要求。故二挡齿轮接触强度满足要求。q12max =0,418喘6+£) =:1133,68MPa< f=:(19002000)MPa。cj13max ;=0,418FE 1真(+1:1133,68MPa<同=:(19002000)MP

41、a。同理于弯曲强度的分析，易知变速器其它挡位齿轮q11max = 0,418 /(1+ f = 1243,75MPa < p = (19002000 )MPa。综上所述，变速器齿轮满足接触强度要求。4 . 1,3齿轮材料的选择变速器齿轮选用渗碳合金钢，20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5等常用材料均可。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，其轴要承受转矩和弯矩。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影响。所以设计变速器轴时，其刚度大小

42、应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后再进行可靠性分析。4.2. 1初选轴的直径在已知变速器中心距 A=76mm时可根据经验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 ; 0.16、0.18。4. 2 .2轴的可靠性分析1）轴的刚度计算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，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，如图4 -2所示，致使沿齿长方向的压 力分布不均匀。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

43、的挠度和 转角。变速器齿轮在轴上的位置如图4-3所示时，若轴在垂直面内的挠度为，在水平面内的挠度为和转角为，可分别用下式计算：fc2 2F1a b3EILfs2.2F2a b3EILF1ab b a3EIL式中R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，对于渗碳钢，取E=210GPa,d4I为惯性矩，对于实心轴，1二 一d-, 64d为轴的直径，花键初按平均直径计算，a、 b为齿轮上的作用力距支座 A、 B的距离, L为支座距离。轴的全挠度为f=qf；+f： 0.2mm。轴在垂直面和水平面内的挠度允许值为fc=0.050.10mm , fs=0.100.15

44、mm 。齿轮所在平面的转角不应超过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=210GPa ,计算时令两轴d=dmin 34mm ,两支承A、B之间的距离L=200mm ,A-I= 65563.99mm4,为方便计算，齿轮的分布初选如图44所示。64图4- 4齿轮在轴上的分布根据以上参数，具体刚度校核过程如下:对一挡齿轮处，有F2FTJr Temax募2.25 15155 2783.45N ,2 cos20，tan20cos20；1077.94N ,tanF1 FR FT2783.45cos取 a=22mm

45、 , b=178mm ,得:fcF1a2b23EIL1077.94222 17823 210000 65563.992003.26210 3mm fc,fsF2a2b23EIL2_22783.45222 178 23 210000 65563.992008.423 10 3mm fs,f/fc2fF 9.033 10 3mm f 0.2mm,F1ab(b a)3EIL1077.94 22 178 1563 210000 65563.99 2001.142 104 0.002rad 1.131。同理，对于二挡齿轮处有匚T上nz用 F2T emax 八2 cosFFt回cos2.5 19155 3

46、940.52N ,2 cos20.90.tan20：3940.52 = 1535.24N ,cos20.90取 a=64mm , b=136mm，得:fcF1a2b23EIL1535.24 642 13623 210000 65563.992002.188 10 2mm fc,2 2_22F2a2b23940.52 64 2 136 2fs2 0.0562 mm fs3EIL 3 21000065563.99200f , fc2fs20.0603 mm f 0.2mm ,Eab(b a) 1535.24 64 136 (136 64)4 1 1.714 10 4 1.131。3EIL 3 21

47、0000 65563.99 200对于三挡齿轮处，有 后 Temaxnz- 155 W ' ,4861.53N,2cos2 cos21.16_ tantan 20、F1 FT 4861.53 1897.38 N ,coscos21.16取 a=86mm , b=114mm ,得:fcF/b23EIL221897.38 862 11423 210000 65563.99 2000.0350 mm fc,fs2 2F2a b3EIL4861.53 862 114 23 210000 65563.99 2000.0898 mm fs,F1ab(b a)3EILf f 9 0.0964 mm

48、f 0.2 mm ,1897.38 86 114 (114 86)5 9.928，101.1313 210000 65563.99 200对于四挡齿轮处，有 F2 Temax mnZ1552.50 29 15993.17N ,2cos2 cos20.36；_ tantan 20'F1 Ft 5993.17 2326.70N ,coscos20.36取 a=118mm , b=82mm，得:fc2 2F1ab3EIL_222326.70 1182 8223 210000 65563.992000.0496 mm fc,fsF2a2b23EIL5993.17 1182 8223 21000

49、065563.992000.1107 mm fs,f ffy 0.1213 mm f 0.2 mm,Fab(a b) 2326.70 118 82 (118 82)4- 1.217 101.131。3EIL 3 210000 65563.99 200对于五挡齿轮处，有F2Tmnz1 emax - 2cos1552.25 352 cos23.40：6650.06N ,_ _ tan _tan 20 一F, FT 6650.06 2637.33N ,coscos23.40.取 a=140mm , b=60mm ,得:fc2 2F1a2b23EIL2-22637.33 1402 6023 21000

50、0 65563.99 2000.0376 mm fc,2 2_22F2a2b26650.06 1402 602fs-0.0948 mm fs,3EIL 3 21000065563.99200F1ab(a b)3EILf f 0.102 mm f 0.2 mm,:' 4 "12.9441 104 1.131。2637.33 140 60 (140 60)3 210000 65563.99 200由以上分析可知，轴在五挡齿轮处均能满足刚度要求。而由一挡齿轮的刚度分析易知，由于离支承点的距离近，故实际上在已知高挡齿轮的刚度时可以不用校核，同理可确定，倒挡齿轮能满足齿轮的刚度要求。在

51、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，这样也能增加轴的刚度。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之后，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(44)式中，M= M2 _ _ 2 _2c+Ms+Tn (N mm),d3W为抗弯截面系数，W= ，取d=d min 34mm ,32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FtmnZI emax 2cosFr32M2783.45N ,tanFt1077.94N ,cosFa FT tan101a=25mm,b=200mmMeca(FRr Fab)MsFiab61854N