高级轿车三轴五档手动机械式变速器 三轴五档变速器设计说明书

高级轿车三轴五档手动机械式变速器目录一、设计任务书4二、机械式变速器的概述及总体方案论证42.1 变速器的功用、要求、发动机布置形式分析.42.2 变速器传动机构布置方案.52.2.1 传动机构布置方案分析52.2.2 倒挡布置方案72.3 变速器零部件结构方案分析.8三、变速器主要参数的选择与主要零件的设计113.1 变速器主要参数选择.113.1.1 档数与传动比133.1.2 中心距143.1.3 外形尺寸143.1.4 齿轮参数153.2 各档齿轮齿数的分配.153.2.1 确定一档齿轮的齿数153.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数163.2.3 确定其他档位的齿数183.2.4 确定倒挡齿轮的齿数183.3 齿轮变位系数的选择.19四、变速器齿轮的强度计算与材料的选择.224.1 齿轮的损坏原因及形式224.2 齿轮的强度计算与校核.224.2.1 齿轮弯曲强度计算234.2.2 齿轮接触应力242五、变速器轴的强度计算与校核.265.1 变速器轴的结构和尺寸.265.1.1 轴的结构.265.1.2 确定轴的尺寸265.2 轴的校核275.2.1 第一轴的强度与刚度校核285.2.2 第二轴的校核计算29六、变速器同步器的设计及操纵机构.306.1 同步器的结构316.2 同步环主要参数的确定336.3 变速器的操纵机构35参考文献.363一、设计任务书某款四座高级轿车整备质量 1458kg，拟设计最高车速 203kmh-1，最大功率 124kW，对应转速 6000r/min；最大转矩 226Nm，对应转速 4000r/min，前后轮胎尺寸均为 205/60 R16。第四组（1） 画出手动机械式变速器的总装配图（0 号图纸） ；（2） 画出所有手动机械式变速器内零部件图纸（需要标注装配尺寸、配合公差与明细栏，撰写装配技术要求等） ；（0/1/2/3 号图纸）（3） 选取、设计和确定手动机械式变速器内各零部件结构、尺寸等，能实现所设计零部件的相关功能要求；（4） 校核手动机械式变速器内的关键零部件；（5） 设计说明书一份（5000 字左右）二、机械式变速器的概述及总体方案论证2.1 变速器的功用、要求、发动机布置形式分析变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获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。变速器设有空档，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。变速器设有倒挡，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。变速器设计应该满足以下基本要求：（1）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；（2）有空档和倒档，使发动机可以与驱动轮长期分离，使汽车能倒车；（3）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）；（4）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；（5）应设置动力输出装置，以便必要时进行功率输出；（6）效率高、噪声低、体积小、重量轻便于制造、成本低。4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，变速器有三、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器。相比于经济型轿车，高级轿车更加追求汽车性能。发动机纵置具有以下特点：（1）为复杂的前悬架腾出足够的布置空间（2）均衡轴荷，减轻前桥轴荷（3）体积庞大的大排量发动机只能纵置（4）修长的车头有非凡的魅力因此高级轿车普遍采用发动机纵置、前置后驱的形式。而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。因此本设计采用中间轴式机械变速器。根据给出的设计条件和发动机布置形式的分析，变速器具体的参数说明如下：发动机 纵置 变速器 中间轴式 MT 发动机最大扭矩 226/4000 发动机最大功率 124/6000驱动形式 FR 汽车整备质量 kg 1458最高车速 203kmh-1 前后轮胎尺寸 205/60 R162.2 变速器传动机构布置方案分析2.2.1 传动机构布置方案分析有级变速器 1与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=0.960.98） ，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为 3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车5为 5.08.0；越野车与牵引车为 10.020.0。通常，有级变速器具有 3、4、5 个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达 616 个甚至 20 个。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于 5 个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为 5 档。多于 5 个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于 1（0.70.8）的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为 1 的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。三轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器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。 有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。6图 2-1a 所示 2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 2-4b、c 、 d 所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图 2-4d 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，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。图 2-1 中间轴式五档变速器传动方案以上各种方案中，凡采用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，那么一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 2-1c 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 2-1c 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。2.2.2 倒挡布置方案图 2-2 为常见的倒挡布置方案 2。图 2-2b 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。图 2-2c 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 2-2d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2-2c7所示方案。图 2-2e 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 2-2f 所示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 2-2g 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。图 2-2 变速器倒档传动方案本设计采用图 2-2f 所示的传动方案。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。2.3 变速器零部件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、润滑和密封等因素。2.3.1 齿轮型式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；8缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的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。2.3.2 换档结构型式换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种 2。直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：1） 将啮合套做得长一些（如图 2-3a）或者两接合齿的啮合位置错开（图 2-3b） ，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约 13mm。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。9此段切薄a b图 2-3 防止自动脱档的结构措施 图 2-4 防止自动脱档的结构措施 图 2-5 防止自动脱档的结构措施2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm） ，这样，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（图 2-4） 。3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜 2030） ，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力（图 2-5） 。这种结构方案比较有效，用较多。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图 2-6 所示：10图 2-6 锁环式同步器l、4- 同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块; 7-止动球;8- 卡环;9输出轴;10、11- 齿轮2.3.3 变速器轴承变速器轴承 12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。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支撑在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间常采用球轴承来承受轴向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以承受轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器内采用圆锥滚子轴承虽然直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴承易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点，所以不适用于线性膨胀系数较大的铝合金壳体。变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 620mm,下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承、滑动轴套 13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。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位11max0maxaxmax(cosin)egITrif gaxm0rgeiTi及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。三、变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.1 变速器主要参数选择3.1.1 档数与传动比近年来，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。本设计也采用 5 个档位。根据发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式确定主减速器传动比:037.irnuga式中：汽车行驶速度（km/h） ；au发动机转速（r/min） ；n车轮滚动半径（m） ；r变速器传动比；gi主减速器传动比。0已知：最高车速 =203km/h；最高档为超速档，传动比 =0.75 (超速档maxu gi的的传动比一般为 0.70.8，本设计取五档传动比取 0.75)；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 205/60R16 得到 =326.2(mm)；由于发动机最大转速略大于最r大功率转速 6000r/min；所以根据公式，可取 =4.93 。0i选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、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 1车速不高，空气阻力可忽略，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。故有则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为=1.3557 （3-1）12max2egITriG2ax0gIeTiimax1ingq3IAmaxKT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。根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器 I 档传动比 4为： =3.698 （3-2）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 =0.50.6，本设计取 0.6 。由已知条件：取满载质量 2000kg；rr=326.2mmTe max=226Nmi0=4.93=0.95。可取 igI =3.5中间档的传动比理论上按公比为：（3-3 ）的等比数列，实际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。根据上式可的出： =1.47q故有： gggi=2.38i1.62i=.01) ， ， （ 修 正 为3.1.2 中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局 A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：（3-4）式中 K A-中心距系数。对轿车，K A =8.99.3；本设计取 K A =9.013TI max -变速器处于一档时的输出扭矩：TI max=Te max igI =751.45Nm故可得出初始中心距 A=81.8mm。3.1.3 外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可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。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7) A，五档(2.73.0)A，六档 (3.23.5)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 KA 应取给出系数的上限。为检测方便，A 取整。本次设计采用 5+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3 81.8mm=245.4mm，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。3.1.4 齿轮参数（1）齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数 12，所选取的模数大小应符合 GB1357-805规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn（3-3max0.47eT5）其中 =226Nm，可得出 mn=2.5。maxeT一档、倒挡直齿轮的模数 mmm （3-31max0.T6）通过计算 m=3。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形 13。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都取相同，轿车和轻型货车取 23.5。本设计取 2.5。（2）齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b14汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 3-1 选取。表 3-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目 车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 14.5°，15°，16°16.5° 25°45°一般货车 GB1356-78 规定的标准齿形 20° 20°30°重型车 同上 低档、倒档齿轮 22.5°，25° 小螺旋角压力角较小时，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，为加大重合度以降低噪声，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 20°,啮合套或同步器取 30°；斜齿轮螺旋角 取 30°。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度 b 的大小 13直接影响着齿轮的承载能力，b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。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。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽 14：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，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。（3）分度圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径，齿顶高，齿根高，全齿高分度圆直径：d=mz， ；nmzd=cos齿顶高： ， ；ahan齿根高： ， ；1.25fh1.25fn全齿高： ；af151092ZigImAZ2齿顶圆直径： ；2aadh齿根圆直径： ；ff3.2 各档齿轮齿数的分配在初选了中心距、齿轮的模数 1和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。3.2.1 确定一档齿轮的齿数一档传动比（3-7） 为了确定 Z9 和 Z10 的齿数，先求其齿数和 :（3-8） 其中 A =81.8mm、m =3；故有 54.53=当轿车三轴式的变速器时，则 9.35gIi15， 范 围 内 选 择可 在 1710Z此处取 =16，则可得出 =39。 9Z图 3-1 档变速器示意图上面根据初选的 A 及 m 计算出的 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）看出中心距有了变化，这时应从 及齿轮变位系数反过来计算中心距ZA，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 55，则根据式（3-8）反推出 A=82.5mm，即为标准中心距。Z1691012ZigIcos2)(21ZmAnn21 当 =20°时，齿轮齿数小于 17，齿轮发生根切，因此对一档齿轮 进行10Z角度变位： 变位系数 =0.0610min7-ZX所以，可取 =0.1， = - 0.110X93.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7 ）求出常啮合齿轮的传动比 （3-9）由已经得出的数据可确定 =1.4359 21Z而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等（3-10）由此可得： （3-11）而根据已求得的数据可计算出： =57 。 Z 与联立可得： =23、 =34。12则根据式（3-7）可计算出一档实际传动比为： =3.6 。gi对常啮合齿轮进行变位：理论中心距： =82.28mm21cosZmAn由中心距和啮合角函数方程： as=co， ，无侧隙啮合方程： （ 为弧度）inv-2tZX，（ ）其中：a 和 a， 分别为标准齿轮传动和变位齿轮传动的中心距； 和 ， 分别为其啮合角；a=m/2*（Z 1+Z2） ；=20 °；178712Zig=Z1+Z2 为齿数和；Z=X1+X2 为变位系数和；X=tan ， ， ， =tan；inv， inv因此可求棏： = - 0.065； u= =34/23=1.478； 21Z查变位系数线图得： 计算 精确值： n1-2m=cosZAX1=0.08；X 2= - 0.145； =30.27°1-2变位系数图3.2.3 确定其他档位的齿数二档传动比（3-12）而 =2.38，故有：gi=1.61 78Z18nmAZcos21231Zigr对于斜齿轮， （3-13）故有： =57 78Z 联立得： =35， =22 。78Z按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 =30， =27 ；5Z6五档齿轮 =20， =37 。 34二档变位系数：X 7=0.09， X8=0.155； 三档变位系数：X 5=0.01， X6=0.075； 五档变位系数：X 3=0.2， X4=0.265； 3.2.4 确定倒挡齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取 3.6。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取gri。132Z而通常情况下，倒档轴齿轮 取 2123，此处取 =23。113Z由（3-14）可计算出 =31。1Z故可得出中间轴与倒档轴的中心距：（3-15） 123A=m)54Z（而倒档轴与第二轴的中心距： （3-16）13)28（3.3 齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避19免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。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相接近的程度。高度变位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。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。20齿轮主要参数归纳如下表 3-2。 表 3-2 齿轮主要参数主要参数齿数模数(mm) 螺旋角变位系数分度圆直径(mm)齿根圆直径(mm)齿顶圆直径(mm)齿宽(mm)10z16 0.1 48 40.5 54 15一档 939 3 0° -0.1 117 109.5 123 158z22 0.09 63.5 57.25 68.5 15二档 731 2.5 30° -0.155 89.5 83.25 94.5 156z27 0.01 78 71.75 83 15三档 530 2.5 30° -0.075 86.6 80.35 91.6 154z37 0.2 106.8 100.55 111.8 15五档 320 2.5 30° -0.265 57.7 51.5 62.7 15212z34 0.08 98 91.75 103 20常啮 123 2.5 30° -0.145 66.4 60 71.4 202z13 0 39 31.5 45 151323 0 69 61.5 75 15倒档 z313 0°0 93 85.5 99 15四、变速器齿轮的强度计算与材料的选择4.1 齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。4.2 齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件22K10tfWFKby102/tgFTd仍是相似的。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、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用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、可以获得较为准确的结果。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 W（4-1） 4-4-1 齿形系数图 式中， -弯曲应力（ MPa） ； W一档齿轮 10 的圆周力（N）， ；其中 为计算载荷10tF gT（N·mm） ，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；fb-齿宽（mm） ，取 20t-端面齿距（mm） ； y -齿形系数，如图 4-1 所示。当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：(4-2)2max1gezT求得 334086 MPa g故由 可以得出 ；再将所得出的数据代入式（4-1）可得dTF/21010tF78wMPa23946wMPa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maxeT曲应力在 400850MPa 之间。2）斜齿轮弯曲应力(4-3)twFKby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，K，1.50选择齿形系数 y 时，按当量模数 在图（4-1）中查得。3/cosnz二档齿轮圆周力： （4-8782gttTFd4）根据斜齿轮参数计算公式可得出： =12149N87ttF齿轮 8 的当量齿数 =33.9，可查表（4-1）得： 。3/cosnz80.153y故可求得： 82wMPa同理可得： 。706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： ；528wPa6257wPa四档： ；134M19五档： ；w483w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 180350MPa 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 齿轮接触应力 24齿轮接触应力（4-10.48()j zbFE5）式中 齿轮的接触应力（MPa） ；jF 齿面上的法向力（N） ， ；1/(cos)F圆周力在（N） ；1节点处的压力角（°） ；齿轮螺旋角（°） ；E 齿轮材料的弹性模量（MPa） ，查资料可取 ；52.10EMPaB 齿轮接触的实际宽度，20mm；主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ；zb、直齿轮： （4-sinzr6）（4-sibr7）斜齿轮： （4-2(sin)cozr8）（4-2(si)br9）其中， 分别为主从动齿轮节圆半径（mm） 。zbr、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max/2eT用接触应力 见下表：j表 4-1 变速器齿轮的许用接触应力25/MPaj齿轮渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮一档和倒档 19002000 9501000常啮合齿轮和高档 13001400 6507001）对于本例，计算第一轴常啮合齿轮接触应力N7140coscos2cos1max1 zTdTFnegmm.32iin1zmrnzmm8.9cosicsi22nb510.EMPa b=20mm代入式（4-5）得： MPa 采用渗碳齿轮满足设计要求。249j2）计算高档五档常啮合齿轮接触应力：N438coscoscos 142max1 zzTdTFneg mm09.21inin42zmrzmm.cosicsi232nb510.EMPa代入式（3-4）得： MPa 采用液体碳氮共渗齿轮满足设计要求。49j3）计算一档和倒档直齿齿轮接触应力N7406coscs2o1102max1 zTdFegmm.8inizrzmm20sisi9b26代入式（3-4）得： 采用渗碳处理齿轮满足设计要求。a1528MPj五、变速器轴的强度计算与校核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，其轴径根据前轴承内径确定。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：图 5-1 变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用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。其结构如下图所示：一档齿轮 倒档齿轮图 5-2 变速器中间轴5.1.2 确定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273950.2TTPnWd经验公式初步选定：第一轴和中间轴： = 33mm ，系数取 0.4 （5-(0.45),dAm1）第二轴： = 65mm （5-3ax1.7,eT2）式中 -发动机的最大扭矩， N·mmaxeT为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径 d 与轴的长度 L 的关系可按下式选取：第一轴和中间轴： d/L=0.16 0.18； L 中 =194mm，L 1=185mm第二轴： d/L=0.18 0.21。 L2=226mm5.2 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，仅对其危险断面进行验算即可。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一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；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。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。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，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度 8条件公式为（5-3）式中： -扭转切应力， MPa；TT-轴所受的扭矩，N·mm；-轴的抗扭截面系数， ；W3m2845.7310PTGImaxaxmax2tncos2tetereaTiFdiTiFdP-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。T其中 P =124kw，n =6000r/min,d =24mm；代入上式得：=71MPaT由查表可知 =75MPa，故 ，符合强度要求。T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，N·mm；G -轴的材料的剪切弹性模量，MPa, 对于钢材，G =8.1 MPa；410-轴截面的极惯性矩， ， ；PI 4m32/4dIp将已知数据代入上式可得： =0.9 对于一般传动轴可取 ；故也符合刚度要求。0.51()/5.2.2 第二轴的校核计算1）轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力 、径向力 及轴向力 可按下式求出：traF（5-5）（5-6）（5-7）式中 -至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比 1.62；i29d -计算齿轮的节圆直径，mm，为 75mm；-节点处的压力角，为 20°；-螺旋角，为 30°；-发动机最大转矩，为 226000N·mm。maxeT代入上式可得： Ft=9763.3NFr=4103.4NFa=5636.8N。危险截面的受力图为：图 5-3 危险截面受力分析水平面： （175+34.5 ）= 34.5 =675.7N；AFrFAF水平面内所受力矩：Mc=175 F A 10-3 =118.25N垂直面： atAd-+1752F=34. 8N（4-8）垂直面所受力矩： 。-3sAM=175F0=42.该轴所受扭矩为：Tj=226 3.85=870.1N。故危险截面所受的合成弯矩为：3032Md23sFabfEIL21cfI(4-9)22csj 225M=+T(18.0)(43.10+87.1097NmA） （ ）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： =309.9MPa，在低档工作时 =400MPa，M因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度 和在水平面内的挠度 可分别按下式计算：cf sf（5-11）（5-12）式中, -齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N）,这里等于 ；1F tF-齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ N） ，这里等于 ；2 rE-弹性模量（ MPa） ， （MPa）;52.10EI-惯性矩（ ） ， ，d 为轴的直径（ ） ；4m4/6Ima、b-为齿轮坐上的作用力距支座 A、B 的距离（ ） ；L-支座之间的距离（ ） 。将数值代入式（5-11）和（5-12）得： csf=0.12故轴的全挠度为 ，符合刚度要求。2cf.0.2sfm六、变速器同步器的设计及操纵机构