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1、三轴五档手动变速器设计毕业设计 毕业设计 题 目 三轴五档手动变速器设计 专 业 机械设计制造及其自动化 学 号 学 生 指导老师 答辩日期 2014 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。变速传动机构的主要作用是变更转距和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是限制传动机构，实现变速器传动比的变更，即实现换挡，以达到变速变距。 本文参阅了国内外大量文献，首先简洁地叙述了机械式变速器的发展历史、变速器的地位和作用，探讨了其现状以及将来发展趋势。进而探讨了机械式变速器的基本结构和变速原理，其中重点
2、探讨了传动机构（主要是轴和齿轮）的基本结构、特点及工作原理，对机械式变速器各挡传动路途进行了简要分析。文章包括大量的计算过程，详细内容有：变速器的布置方案分析、变速器回转件结构参数的确定、同步器的结构及工作原理、各挡齿轮的强度校核、轴的强度校核、轴承的运用寿命计算等。关键词 齿轮、同步器、变速器 Abstract This design task is to design a car for five manual shift transmission. Reasonable design and decorate transmission can make the engine power
3、to get the most reasonable use of, so as to improve the dynamic performance and fuel economy cars. Variable speed transmissions main function is to change the torque and speed of numerical and direction; Operation is the main purpose of control transmission mechanism, realize the transmission ratio
4、of the gearbox change, which realize the shift, in order to achieve the change from the speed. This article refer to the domestic and foreign many papers, and first simply describes the mechanical transmission of the history, the status and effect of the transmission, and discussed its present situa
5、tion and future development trend. And then we study the basic structure of the mechanical transmission and variable speed principle, which focus on the transmission mechanism (mainly shaft and gear) the basic structure, characteristic and work principle, mechanical transmission of each block transm
6、ission line are briefly analyzed. The articles included a large amount of calculation process, and the specific contents: the layout of transmission analysis, the transmission structure paramete determination of turning a synchronizer, the structure and the working principle, each block of the gear
7、axis strength check, the intensity, the service life of the bearings calculations, etc. Keywords Gear, Shaft, Synchronizer, Three axis five gear 目 录 摘 要 I Abstract II 第1章 绪论 1 1.1 本设计的目的和意义 1 1.2 变速器的发展 1 1.3变速器的设计要求 3 1.4设计内容与思路 3 1.4.1设计内容 3 1.4.2设计思路 4 1.5本章小结 4 第2章 变速器的整体结构方案设计 5 2.1变速器传动机构的型式选择
8、与结构分析 5 2.1.1变速器传动方案的比较 5 2.1.2倒档的布置方案 6 2.2本章小结 7 第3章 变速器主要参数的选择与齿轮设计 9 3.1变速器主要参数的选择 9 3.1.1档位数和传动比 9 3.1.2中心距 10 3.1.3齿轮模数 11 3.1.4压力角、螺旋角和齿宽b 12 3.1.5齿轮的变位系数 13 3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定 13 3.2.1确定一档齿轮的齿数 13 3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数 14 3.2.3确定其他档位的齿数 15 3.2.4确定倒档齿轮的齿数 15 3.2.5确定齿轮轮齿尺寸 15 3.3本章小结 16 第4章 变速器齿轮的强度
9、计算与材料选择 17 4.1齿轮的主要失效形式 17 4.2齿轮的强度计算及材料接触应力 17 4.2.1齿轮弯曲强度计算 17 4.2.2齿轮材料接触应力 19 4.3本章小结 21 第5章 变速器轴的设计与校核 22 5.1变速器轴的结构和尺寸 22 5.1.1轴的结构 22 5.1.2轴的尺寸 22 5.2轴的校核 23 5.2.1第一轴的强度与刚度校核 23 5.2.2其次轴的强度与刚度校核 24 5.3本章小结 26 第6章 变速器同步器与操纵机构的设计 27 6.1同步器设计 27 6.1.1同步器的工作原理 27 6.1.2同步环主要参数的确定 28 6.2变速器的操纵机构 30
10、 6.2.1操纵机构的功用 30 6.2.2操纵机构的设计要求 31 6.2.3变速器的换档位置 32 6.3本章小结 32 第7章 轴承的选用与寿命计算 33 7.1 第一轴轴承选用与计算 33 7.2其次轴轴承选用与计算 33 7.3本章小结 34 结 论 41 致 谢 42 参考文献 43 第1章 绪论 1.1 本设计的目的和意义 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，工作牢靠，性能优良汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。为了发挥发动机的最佳性能，就必需有一套传动效率高，修理保养成本低，能够带来驾驶乐趣变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度
11、。该课题针对机械专业学生，使学生了解变速器的设计，通过本课题的探讨使学生完成理论课程的实践总结，获得肯定的工程设计工作方法，可以更好的学习并驾驭现代汽车设计与机械设计的全面学问和熬炼学生利用所学学问分析问题和解决问题的实力。1.2 变速器的发展 在汽车变速箱100多年的历史中，主要经验了从手动到自动的发展过程。目前世界上运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。（1）手动变速器(MT) 手动变速器（Manual Transmission）采纳齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是
12、个定值。曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久被淘汰，从事物发展的角度来说，这话的确有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，手动变速器不会过早的离开。首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于一般工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量始终在车市名列前茅。（2）自动变速器（AT） 自动变速器（AutomaticTransmissio
13、n），利用行星齿轮机构进行变速，它能依据油门踏板程度和车速改变，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板限制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有许多离合器，这些离合器能随车速改变而自动分别或合闭，从而达到自动变速的目的。（3）手动/自动变速器（AMT） 此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，犹如手动档一样。自动手动变速系统向人们供应两种驾驶方式为了驾驶乐趣运用手动档，而在交通拥挤时运用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是特别适合的。（4）无级变速器（CVT） 当今汽车产业的发展，是特别快速的，用户对于汽车性能的要求是越来越
14、高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意改变，没有换档的突跳感觉。它能克服一般自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。（5）双离合变速器（DCT） 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化而来，目前代表变速器的最高技术。双离合变速器(Dual Clutch Transmission) DCT有别于一般的自动变速器系统，它基于手动变速器而又不是自动变速器，除了拥有手动变速器的敏捷性及自动变速器的舒适性外，还能
15、供应无间断的动力输出。而传统的手动变速器运用一台离合器，当换挡时，驾驶员须踩下离合器踏板，使不同挡的齿轮做出啮合动作，而动力就在换挡期间出现间断，令输出表现有所断续。 针对中国变速器市场发展趋势，Global Insight的亚洲区技术分析师段诚武博士阐述了几点自己的见解： （1）在短期内，手动档变速器仍旧占据主要份额，而自动档变速器将有更大的增长空间。 （2）鉴于中国市场状况的困难性，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终的赢家。（3）在中国市场，从技术支持、目前的市场份额以及设备供应这几个方面来看AMT与LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合动力以及DCT和柴
16、油都具有相像性。（4）从长远来看，中国本土的企业应当更加关注DCT这个产品，因为它将有特别好的前景。1.3变速器的设计要求 （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，依据汽车载重量、发动机参数及汽车运用要求，选择合理的变速器挡数及传动比，来满意这一要求。（2）工作牢靠，操纵轻巧。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳挡、乱挡、换挡冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲惫强度，提高行驶平安性，操纵轻巧的要求日益显得重要，这可通过采纳同步器和预选气动换挡或自动、半自动换挡来实现。（3）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，采纳合理的热处理，设计合适的
17、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。（4）传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有干脆挡。提高零件的制造精度和安装质量，采纳适当的润滑油都可以提高传动效率。（5）噪声小。采纳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。1.4设计内容与思路 1.4.1设计内容 1、齿轮主要参数的选择设计与校核计算 2、齿轮轴的设计与校核计算 3、同步器的设计计算 4、轴承的选择设计与校核计算 5、用CATIA软件进行三维建模 1.4.2设计思路 查看变速器相关资料，理解变速器的结构组成与工作原理，先对变速器进行整体布置，包括整体的传动方案和倒档的布置。其次次变速器中的
18、齿轮和轴进行设计计算，只要确定了齿轮和轴的尺寸就可以用CAD进行草图的绘制，在此基础上对同步器进行设计计算，进一步完善草图。对各个部分进行校核计算，查看其尺寸是否满意运用要求，假如不正确可以对其进行修改。着重分析同步器和操纵机构的工作原理，对其进行细化处理，并出一张的操纵机构图纸。当CAD二维图纸绘制完成后，用CATIA软件进行三维建模，并仿真运动，立体结构能更直观的把变速器呈现出来，也能把内部机构的协作看的更清晰。1.5本章小结 本章对变速器的发展历史和将来的方向进行了初步了解，我还是对手动变速器的将来比较乐观，因为它有巨大的市场。本章还明确了该设计的目的和意义，设计会严格根据目的去做，保证
19、了不会偏离方向。变速器的设计要求是须要严格遵守的，因为这干脆关系到变速器的平安性和舒适性；最终还对本次设计的设计内容和设计思路进行了绽开，进一步明确了设计方案。 第2章 变速器的整体结构方案设计 2.1变速器传动机构的型式选择与结构分析 变速器的种类许多，按其传动比的变更方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器按依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。 2.1.1变速器传动方案的比较 图2-3是
20、三轴式五档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和其次轴的轴线在同始终线上，经啮合套将它们连接得到干脆档。运用干脆档，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其次轴干脆输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损削减因为干脆档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的运用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力须要经过设置在第一轴，中间轴和其次轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与其次轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍旧有较大的传动比；档位高的齿轮采纳常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采纳或不采纳常啮合齿轮传动；多数传动
21、方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采纳同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采纳同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数状况下装在其次轴上。再除干脆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，削减齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不须要超速
22、档的条件下，形成一个只有四个前进档的变速器。 图2-3 以上各种方案中，凡采纳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，那么肯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。本设计采纳2-3b的布置方案。2.1.2倒档的布置方案 常见的倒档结构
23、方案有以下几种： 图2-4a为常见的倒挡布置方案。在前进档的传动路途中，加入一个传动，使结构简洁，但齿轮处于正负交替对称改变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纳此方案。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，因而常常在货车变速器中运用。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
24、为常啮合齿轮，换挡更为轻巧。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纳图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困难一些。图2-4 综合考虑，本次设计采纳图2-4f所示方案的倒档换档方式。2.2本章小结 本章分析比较了变速器传动机构形式和结构，着重分析了动力布置形式和倒档形式。经过分析和与别的结构进行对比，明确了动力传递路途，可以更合理的布置各个档位的，选取了传动更加简洁牢靠的倒档布置方式，为后面的设计计算打下了基础。 第3章 变速器主要参数的选择与齿轮设计 本设计是依据 Polo 2011款劲取 1.6 MT实酷版而开展的，设计中所
25、采纳的相关参数均来源于此种车型，如表3-1所示： 表3-1 主减速比 3.16 最大扭矩 155Nm/3750rpm 最高时速 188km/h 最大功率 77kw/5000rpm 轮胎型号 185/60R15 发动机型号 EA111 整备质量 1155Kg 3.1变速器主要参数的选择 3.1.1档位数和传动比 为了降低油耗，提高燃油利用率，变速器的档数应当适当增加。目前，乘用车一般用4-5个档位的变速器。本设计也采纳5个档位。 选择最低档传动比时，应依据汽车最大爬坡度、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，空气阻力可忽视
26、，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 （3-1） 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比 （3-2） 式中 m汽车总质量； g 重力加速度； max 道路最大阻力系数； 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。依据驱动车轮与路面的附着条件 求得的变速器I档传动比为： （3-3） 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=0.5-0.6。由已知条件：满载质量 1530kg；rr=286mm；=0.95；f=0.03。依据公式（3-3）可得：igI =3.48。超速档的的传动比： (3
27、-4) 由已知条件： 中间档的传动比理论上按公比为： （3-5） 的等比数列，事实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。依据上式可得出：=1.398。故有：、（修正为1）。3.1.2中心距 中心距对变速器的尺寸及质量有干脆影响，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，可依据对已有变速器的统计而得出的阅历公式进行初选。 （3-6） 式中K A 中心距系数，对轿车取K A =8.99.3（取9.2）； TI max 变速器处于一档时，输出轴的输出扭矩： TI max=Te max igI =517.8Nm 故可得出初始中心距
28、A=73.88mm。 3.1.3齿轮模数 齿轮模数选取的一般原则： (1)为了削减噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； (2)为使质量小些，应当增加模数，同时削减齿宽； (3)从工艺方面考虑，各挡齿轮应当选用一种模数； (4)从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。 对于轿车，削减工作噪声较为重要，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 （3-7） 其中=155Nm，可得出mn=2.52。一档直齿轮及倒档齿轮的模数m mm （3-8） 通过计算m=2.6。表3-2渐
29、开线齿轮的标准模数m （摘自GB/T1357-1987）mm 第一系列 1 1.25 1.5 2.0 2.5 3 4 5 6 8 10 其次系列 1.75 2.25 2.75（3.25）3.5（3.75）4.5 5.5（6.5） 7 9 注：优先采纳第一系列，括号内的模数尽可能不用 由上可得： 3.1.4压力角、螺旋角和齿宽b 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国家规定的标准压力角20。变速器斜齿轮螺旋角一般范围是。螺旋角增大使齿轮啮合的重合度
30、系数增加、工作平稳、噪声降低，另外齿轮的强度也有所提高。但螺旋角太大，会使轴向力及轴承载荷过大。轿车变速器齿轮转速高，又要求噪声小，故螺旋角取较大值。还应当留意，在选取斜齿轮螺旋角的时候，应当使中间轴上的轴向力平衡。第一、二轴上的轴向力经轴承盖由壳体承受，因此，中间轴上全部齿轮的螺旋方向应当一律做成右旋，第一、二轴上的齿轮做成左旋。齿轮宽度b的大小干脆影响着齿轮的承载实力，b加大，齿的承载实力增高。但试验表明，在齿宽增大到肯定数值后，由于载荷安排不匀称，反而使齿轮的承载实力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，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。通常依据齿轮模数的大小来
31、选定齿宽： 直齿 b=(4.5-7.5)m，mm 斜齿 b=(6.5-8.5)，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。已知： m=2.6 得：常啮合齿轮齿宽取20mm，2、3、5、档齿轮齿宽取17.5mm，倒档和一档齿轮齿宽取13mm。（注：为了保证装配后的接触宽度b，通常取小齿轮的宽度b比大齿轮的宽度b大2-10mm。强度计算时b=） 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
32、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，故采纳得较多。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，应依据危急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。但易于汲取冲击振动，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。一般状况下，随着档位的降低，总变位系数应当逐档增大。一、二档和倒档齿
33、轮，应当选用较大的值。 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 已知一档动比： （3-9） 为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和： （3-10） 其中 A =73.88mm，m =3；故有。选择齿轮的齿数时应留意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以削减因大、小齿轮的齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面的不匀称磨损。则取=57。当轿车三轴式的变速器时，则，此处取=18，则可得出=39。 上面依据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，中心距有了改变，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57，则依据式
34、（3-10）反推出A=75mm。3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数 由式（3-8）求出常啮合齿轮的传动比 （3-11） 由已知数据可得： 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 （3-12） 由此可得： （3-13） 依据已知数据可计算出：。联立方程式可得：=20、=33。可计算出一档实际传动比为，实际螺旋角= 3.2.3确定其他档位的齿数 二档传动比 （3-14） （3-15） 故有： 联立方程式得：。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 ；五档齿轮。3.2.4确定倒档齿轮的齿数 取Z=22， A= （3-16） 得Z+Z=58，安排Z=17，Z=40， 倒挡轴与中间轴的中心
35、距=50.7mm 为了防止干涉，11、12齿轮齿顶圆保持0.5mm以上间隙 则有，d=90.6mm 3.2.5确定齿轮轮齿尺寸 齿顶高：， 斜齿轮齿顶高为2.5mm，直齿轮齿顶高为2.6mm 齿根高：， 斜齿轮齿根高为3.1mm，直齿轮齿根高为3.25mm 3.3本章小结 本章对变速器齿轮的主要参数进行了设计计算，确定了齿轮的模数、齿数、压力角，斜齿轮的螺旋角等。齿轮参数的确定为后来的CATIA参数化建模供应了依据，可以利用渐开线画法进行三维制图，也为草图的绘制确定了分度圆的直径。 第4章 变速器齿轮的强度计算与材料选择 4.1齿轮的主要失效形式 齿轮的主要失效形式有：轮齿的折断、齿面点蚀、齿
36、面磨损、齿面胶合和塑性形变。 4.2齿轮的强度计算及材料接触应力 与其他机械设备运用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮运用条件仍是相像的。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、支撑方式也基本一样。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采纳剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采纳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、可以获得较为精确的结果。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 （4-1） 式中 弯曲应力（MPa）； 一档齿轮10的圆周力（N） ；其中为计算载
37、荷（Nmm），d为节圆直径。应力集中系数，可近似取1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9； b 齿宽（mm）， t 端面齿距（mm）； y 齿形系数，如图4-1所示。 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） 可求得 =139500N 故由可以得出；再将所得出的数据代入式（4-1）可得 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在400-850MPa之间。 （2）斜齿轮弯曲应力 （4-3） 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，按模数在图（4-1）中查得。二档齿轮圆周力
38、： （4-4） 依据斜齿轮参数计算公式可得出：=5370.1N 齿轮8的齿数z=22，可查表（4-1）得：。故可求得： 同理可得： 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： ； 五档： ； 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180-350MPa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 （4-5） 式中齿轮的接触应力（MPa）； F 齿面上的法向力（N），； 圆周力在（N）； 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
39、可取； B 齿轮接触的实际宽度； 主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）； 直齿轮： （4-6） （4-7） 斜齿轮： （4-8） （4-9） 其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。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4-1： 表4-1 齿轮 /MPa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 1900-2000 950-1000 常啮合齿轮和高档 1300-1400 650-700 通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下： 一档：=1849MPa；二档：=1206.4MPa；三档：=1191.5MPa 五档：=1239.7MPa 比照上表4-1可知，所设
40、计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。4.3本章小结 本章分析了齿轮的主要失效形式，并对所设计的齿轮进行了强度和接触应力的计算，通过计算发觉齿轮符合设计要求，能够保证运用要求。齿轮的校核计算时特别关键的一步，因为它可以检测以前的选取和计算正确与否，防止最终更多错误的产生。 第5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，其轴径依据前轴承内径确定。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：
41、 图5-1 变速器第一轴 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采纳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。 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，也可由下列阅历 第一轴和中间轴： （5-1） 其次轴： （5-2） 式中发动机的最大扭矩，Nm 为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有肯定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取： 第
42、一轴和中间轴：d/L=0.160.18； 其次轴：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，仅对其危急断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有肯定的余量，所以，在进行校核时只须要校核一档处即可；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。由于其次轴结构比较困难，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和其次轴进行校核。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，可以忽视，可以认为其只受扭矩。此中状况下，轴的扭矩强度条件公式为: （5-
43、3） 式中 扭转切应力，MPa； T 轴所受的扭矩，Nmm； 轴的抗扭截面系数，； P 轴传递的功率，kw； d 计算截面处轴的直径，mm； 许用扭转切应力，MPa。其中P =77kw，n =5000r/min,d =30mm；代入上式得： 由查表可知=55MPa，故，符合强度要求。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） 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； 轴截面的极惯性矩，； 将已知数据代入上式可得： 对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。5.2.2其次轴的强度与刚度校核 （1）轴的强度校核 计算用的齿
44、轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出： （5-5） （5-6） （5-7） 式中 至计算齿轮的传动比，此处为一档传动比3.48； d 计算齿轮的节圆直径为101.4mm； 节点处的压力角为20； 螺旋角为30； 发动机最大转矩为155000Nmm。代入上式可得： ； ； 。 危急截面的受力图为： 图5-3 危急截面受力分析 水平面：（160+83）=83 ，可得出=1527.2N； 水平面内所受力矩： 垂直面： （5-8） 可求出 =5723.6N 垂直面所受力矩：。 该轴所受扭矩为：。故危急截面所受的合成弯矩为： （5-9） 得M= 则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）： （5-10） 将代入上式可得：，在低档工作时=400MPa，因此有： ，符合要求。