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1、精选优质文档-倾情为你奉上附22：2013届 分 类 号： 单位代码：10452 毕业论文（设计）帝豪轿车5档变速器设计姓 名 学 号 年 级 专 业 车辆工程 系（院） 汽车学院 指导教师 年 月 日专心-专注-专业摘 要 随着我国汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的需求也越来越高。回顾变速器技术的发展可以清楚地知道, 变速器作为汽车传动系统的重要组成部分, 其技术的发展是衡量汽车技术水平的一项重要依据。如果说发动机是汽车的心脏，那么变速器就是汽车的灵魂。 变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的设计水平对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动
2、平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展,轿车变速器的设计趋势为增大变速器传递功率与重量之比,并要求变速器具有较小的尺寸和良好性能。本文阐述了发动机的选择、变速器方案的确定、变速器设计、变速器同步器设计、变速器箱体设计。在给定发动机排量、最高车速、最大扭矩等条件下,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。关键词：轿车;变速器；齿轮；同步器；设计；结构AbstractAlong with our country automobile profession rapid development，the people are also g- etting higher and
3、higher to automobiles demand. Recalling the development of transmission technology can be clearly aware that the total transmission as a motor drive system are integral parts of its technology, is a measure of the level of automotive technology to be a general basis. if the heart of the engine, then
4、 the transmission is the car Soul.Transmission is the important part of drivetrain components to complete the tasks. as well as one of the main factor to decide the whole performance of vehicle. The standards of Transmission designing can directly impact the vehicle dynamics, fuel economy, the relia
5、bility and portability of shifting, the smoothness and efficiency of Transmiting. Along with the development of the automobile industry, the trend of car transmission designing is to increase its transmission power and decrese its weight ,and hope have smaller size and excellent performance. This th
6、esis are expounded the engine choice, transmission solution, transmission design , design for transmission the synchronizer, design for transmission the first axis ,design for transmission box.In conditions that knowing the engine displacement ，speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum
7、degree, focus on the designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design.Key words: Automobile;Transmission；Gear；Synchronizer ；Design；Structure 目录1 绪论1.1 课题背景随着汽车工业的迅猛发展，人们越来越最求汽车的舒适性和操作稳定性。而变速器设计是汽车设计
8、中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，保证在各种行驶工况下都能获得良好的动力性和燃油经济性，因此变速器如果设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。1.2变速器的发展现状在汽车变速箱100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。2变速器的总体方案设计2.1变速器的功用及设计要求变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获
9、得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的范围内工作。变速器设有空挡，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有空挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。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，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5）换挡迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。7）变速器应当有高的工作效率。8）变速器的工作噪声低除此以外，变速器还
10、应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。2.2变速器传动机构布置方案机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。2.2.1三轴式变速器与两轴式变速器现代汽车变速器中两轴式和中间轴式变速器应用广泛。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。三轴式变速器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
11、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：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用发动机前置前轮驱动，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。两轴式变速器的第二轴（即
12、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。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。综上所述，由于此次设计的是家庭经济型变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，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，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择5档变速器，并且五档为超速档。2.2.2倒档
13、的布置方案常见的倒档结构方案有以下几种：图2-1a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2-1b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2-1c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2-1d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2-1e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2-1f所示
14、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2-1g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2-1f所示方案的倒档换档方式。2.3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。2.3.1齿轮型式齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。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
15、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，在本设计中由于各档采用的是常啮合方案，因此全部采用斜齿轮传动方案。2.3.2换档结构型式变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声
16、，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。2.3.3自动脱档自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种1）将啮合套做得长一些或者两接合齿的啮合位置错开，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约1-3mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.3-0.6mm），这
17、样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档。3）将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜20-30），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。这种结构方案比较有效，采用较多。 2.3.4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。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输
18、入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。2.3.5变速器操纵机构布置方案根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。1、直接操
19、纵式手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。2、远距离操纵手动换档变速器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。3、电动自动换档变速器20
20、世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档，这种变速器成为电动自动换档变速器。由于所设计的变速器为两轴变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换档变速器。2.4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所示。其传动路线： 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿
21、轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮3变速器主要参数的选择与齿轮设计本设计是根据帝豪EC7手动进取型而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：主减速比：5.7 最高时速：165km/h轮胎型号：205/65R15最大扭矩：140Nm/4400rpm最大功率：80kw/6000rpm最高转速：6250r/min整备质量：1258kg 3.1 档数近年来，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。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用45个档或多档。载质
22、量在2.03.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。档数选择的要求：1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此，本次设计的轿车变速器为5档变速器。3.2 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。影响最低档传动比选取的因素有：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、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达
23、到的最低稳定行驶车速等。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。本设计最高档传动比为0.77。3.3变速器各档传动比的确定1、主减速器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： （3-1）式中：汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器传动比； 主减速器传动比。已知：最高车速=165 km/h；最高档为超速档，传动比=0.77；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格205/65R15得到取r=0.323m,发动机转速=6000（r/min）；由公式（3-1）得到主减速器传动比 2、最抵档传动比
24、计算按最大爬坡度设计，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，空气阻力忽略不计）。用公式表示如下： （3-2）式中：G 车辆总重量(N)；Ft 驱动力 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面=0.010.02)；发动机最大扭矩(Nm)； 主减速器传动比； 变速器传动比； 为传动效率（0.850.9）；R 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）由公式（3-2）得： （3-3）已知：m=1625kg(总质量m由整备质量m0、乘员和驾驶员质量以及行李三部分构成）；r=0.323m；=140Nm；=5.7；g=
25、9.8m/s2；，把以上数据代入（3-3）式：满足不产生滑转条件。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： （3-4）式中：驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.50.6之间。已知：kg；取0.6，把数据代入（3-4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为3.4。3、变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即： 3.4中心距的选择轿车变速器的中心距在6080mm范围内变化。初取A=75mm。3.5变速器的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。影响变速器壳体轴向
26、尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：mm初选长度为240mm。3.6齿轮参数的选择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。表3-1 汽车变速器齿轮的法向模数车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014模数/mm2.252.75
27、2.753.003.504.504.506.00轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3-1选取各档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。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。对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。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，故全部选用标准压力角20。3、螺旋角齿轮的
28、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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为21。4、齿宽齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加
29、齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：斜齿，取为6.08.5，取6.05、齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮
30、。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。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。本设计取为1.00。3.7 各档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、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，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3-1确定各档齿轮齿数和传动比。1、一档齿数及传动比的确定一档传动比为： （3-5）取整得56。轿车可在1217之间选取，取13，则。则一档传动比为： 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4
31、-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮图3-1 五档变速器传动方案简图2、对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。3、二档齿数及传动比的确定 （3-6） （3-7）已知：=76mm，=2.345，=2.50，；将数据代入（3-6）、（3-7）两式，齿数取整得：，所以二档传动比为：4、计算三档齿轮齿数及传动比 （3-8） （3-9）已知：=76mm，=1.618，=2.50，；将数据代入（3-8）、（3-9）两式，齿数取整得：，所以三档传动比为
32、：5、计算四档齿轮齿数及传动比 （3-10） （3-11）已知：=76mm，=1.116，=2.50，；将数据代入（3-10）、 （3-11）两式，齿数取整得：，所以四档传动比为：6、计算五档齿轮齿数及传动比 （3-12） （3-13）已知：=76mm，=0.77，=2.50，；将数据代入（3-12）、（3-13）两式，齿数取整得：，所以五档传动比为：7、计算倒档齿轮齿数及传动比初选倒档轴上齿轮齿数为=25，输入轴齿轮齿数=13，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： （3-14）已知：，把数据代入（3-14）式，齿数取整
33、，解得：，则倒档传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离：mm取=51输出轴与倒档轴之间的距离：mm取=863.8 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声。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。本次设计螺旋角定为：一档至五档 倒档根据设计手册及相关图表得：一档齿轮的变位当 A0=76 Z1=13 Z2=43时，查得总变位系数X=0.71 变位系数分配为X1=0.36 X2=0.35二档齿轮
34、的变位 当 A0=76 Z3=18 Z4=38 时，查得总变位系数X=0.53 变位系数分配为X3=0.35 X4=0.18三档齿轮的变位当 A0=76 Z5=22 Z6=34 时，查得总变位系数X=0.522变位系数分配为X5=0.296 X6=0.226四档齿轮的变位 当 A0=70 Z7=27 Z8=29 时，查得总变位系数X=0.522变位系数分配为X7=0.270 X8=0.252五档齿轮的变位 当 A0=76 Z9=32 Z10=24 时，查得总变位系数X=0.522变位系数分配为X9=0.234 X10=0.288倒档齿轮的变位输入轴与倒档轴之间： 当 =51 Z11=13 Z1
35、2=25 时，查得总变位系数X=0.200变位系数分配为X11=0.17 X12=0.03输出轴与倒档轴之间： 当 =86 Z12=25 Z13=39时，查得总变位系数X=0.12 变位系数分配为X12=0.03 X13=0.154变速器的设计与计算4.1 齿轮材料的选择原则（1）满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对。如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗
36、胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。（3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所
37、受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为5862HRC。4.2 变速器齿轮强度校核4.2.1齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (4-1)式中：圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm）， ，为法向模数（mm）；斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，=1.50；齿面宽（mm）； 法向齿距，； 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图4-1中查得； 重合度影响系数，=2.0。图4-1 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（4-1），整理得到 (4-2)（1）一档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；0mm；X1=0.36；，查齿形系数
38、图4-1得：y=0.153，把以上数据代入(4-2)式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；X2=0.35；，查齿形系数图4-1得：y=0.161，把以上数据代入(4-2)式，得：MPa（2）二档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；X3=0.35；，查齿形系数图4-1得：y=0.157，把以上数据代入(4-2)式，得： MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；X4=0.18；，查齿形系数图4-1得：y=0.175，把以上数据代入(4-2)式，得：MPa (3)三档齿轮校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；X5=0.296；，查齿形系数图4-1得：y=0.159，把以上数据代入(4-2)式，得：
39、MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；X6=0.226；，查齿形系数图4-1得：y=0.155，把以上数据代入(4-2)式，得：MPa（4）四档齿轮的校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；X7=0.27；，查齿形系数图4-1得：y=0.161，把以上数据代入(4-2)式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；X8=0.252；，查齿形系数图4-1得：y=0.151，把以上数据代入(4-2)式，得：Nmm（5）五档齿轮的校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；X9=0.234；，查齿形系数图4-1得：y=0.162，把以上数据代入(4-2)式，得：MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；X10=0.288；，
40、查齿形系数图4-1得：y=0.159，把以上数据代入(4-2)式，得：MPa对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力在180350MPa，以上各档均合适。4.2.2 轮齿接触应力校核 （4-3）式中：轮齿接触应力（MPa）；齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度（mm）；，主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；、 主从动齿轮节圆半径（mm）。表4.3 变速器齿轮许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-10
41、00常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700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见表4.3：1、一档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mmN由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（4-3）可得：MPa2、二档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（4-3）可得：MPa3、三档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（4-3）可得：MPa4、四档齿轮接触应力校核已知
42、：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（4-3）可得：MPa5、五档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（4-3）可得：MPa以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力，所以各档均合格。4.3轴的结构和尺寸设计变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。4.3.1初选轴的直径在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。输入轴花键部分直径（m