汽车设计课程设计 五档变速器设计

汽车设计课程设计 五档变速器设计,汽车设计课程设计,五档变速器设计,汽车,设计,课程设计,五档,变速器 倒挡轴与第2轴的中心距 中间轴与倒挡轴的中心距 模数m 模数mn 齿顶高 齿根高 中心距 变速器壳体的轴向尺寸 中间轴两支撑间距离 第二轴支撑间的距离 第一轴与中间轴常啮合齿轮 一挡齿轮副中间轴上的齿轮 二挡齿轮副中间轴上的齿轮 三挡齿轮副中间轴上的齿轮 四挡齿轮副中间轴上的齿轮 144 斜齿 76.5 Z1 4.5 17 4 4 2 5 27 121 ig1 363 6.86 350 299 19.079546 分度圆直径 76.318184 齿顶圆直径 84.318184 齿根圆直径 66.318184 标准中心距 121.2112334 a b 33 330 96 267 150 213 163 200 93 270 弯曲强度计算w 第一轴常啮合齿轮 199 一档齿轮 467.6 二档齿轮 201.7 三档齿轮 166.0 四档齿轮 175.6 (一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa;斜齿轮许用弯曲应力在100250MPa) 对轴的刚度验算 fc(0.050.10mm) 第一轴常啮合齿轮 0.0036 一档齿轮 0.05 二档齿轮 0.06 三档齿轮 0.047 四档齿轮 0.023 斜齿 斜齿 斜齿 斜齿 Z2 Z3 Z4 Z5 37 23 32 32 4 6 8 25 20 22 ig2 ig3 ig4 ig5 4.24 2.6 1.56 1 32.808093 31.55369 37.308093 36.05369 41.52607071 25.377692 35.308093 34.05369 166.1042828 101.51077 141.23237 136.2147 174.1042828 109.51077 149.23237 144.2147 156.1042828 91.510768 131.23237 126.2147 121.37157 123.4446 接触应力计算j 810.0 685.5 599.8 479.5 447.9 对轴的强度验算(400MPa)fs(0.100.15mm) 转角(0.002rad） fz(0.20mm) 0.0046 0.00012 0.006 21.5 0.14 0.00034 0.15 108.7 0.063 0.00012 0.097 53.9 0.048 0.00005 0.067 33.9 0.023 0.0002 0.033 27 (一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa;斜齿轮许用弯曲应力在100250MPa) 对轴的刚度验算 斜齿 斜齿 斜齿 直齿 Z6 Z7 Z8 Z9 26 37 19 41 iR（倒档） 6.27 25.1686191 37.4057854 17.99216 43.3125 29.6686191 41.9057854 22.49216 48.375 27.6686191 39.9057854 20.49216 46.125 110.674476 159.623141 81.96864 184.5 118.674476 167.623141 89.96864 193.5 100.674476 149.623141 71.96864 173.25 120.795891 121.5 11.25 直齿 直齿 直齿 直齿 Z10 Z11 z12 Z13 13 13 23 21 齿顶圆 4.5 齿根圆 5.625 11.8125 11.8125 23.0625 20.81 16.875 16.875 28.25 25.88 14.625 14.625 25.875 23.63 58.5 58.5 103.5 94.5 67.5 67.5 113 103.5 47.25 47.25 92.25 83.25 11.8 16.9 机械学院2012年暑假夏令营录取学员名单 序号 姓名 性别 本科学校 序号 姓名 性别 本科学校 1张泽 男 大连理工大学 26赵丁藏 男 重庆大学 2肖培 男 电子科技大学 27刘浩 男 长安大学 3袁胜 男 东北大学 28杨洁 男 东北林业大学 4田宽 男 哈尔滨工业大学 29黄纪强 男 东北农业大学 5张恒伟 男 哈尔滨工业 大学（威海 ） 30陈思曼 女 福州大学 6项升 男 哈尔滨工业 大学（威海 ） 31宛仕枨 男 广西大学 7黄伟 男 华南理工大学 32周海涛 男 贵州大学 8曾灿 男 华南理工大学 33申辉 男 海南大学 9邓骏鸿 男 华南理工大学 34丰成杰 男 海南大学 10林旭伟 男 华南理工大学 35王涛 男 海南大学 11郑振群 男 华南理工大学 36杨洁 女 合肥工业大学 12黄天仑 男 吉林大学 37叶日良 男 合肥工业大学 13李会荣 女 吉林大学 38邱利宏 男 合肥工业大学 14安秀哲 女 吉林大学 39张坤 男 合肥工业大学 15朱建阳 男 兰州大学 40吕鑫 男 河北工业大学 16翟鲁鑫 男 山东大学 41刘路 男 南昌大学 17张炯 男 山东大学 42李俊雄 男 南京航空航天大学 18丁洪福 男 西北农林科技大学 43张泉 男 上海大学 19刘旺林 男 西北农林科技大学 44左义顺 男 武汉理工大学 20何燕妮 女 中国海洋大学 45蒋静 女 西南大学 21胡良 男 中国农业大学 46钱士才 男 西南交通大学 22刘强 男 中南大学 47胡跃强 男 西南交通大学 23巫升银 男 中南大学 48李志鹏 男 中国地质大学（武汉） 24宋剑 男 中南大学 49高元 男 中国矿业大学 25张睿之 男 中南大学 50李玉杰 男 中国石油大学（华东） 本科课程设计说明书题目：汽车设计课程设计 变速器设计 学 院 机械与汽车工程学院 班 级 09级车辆3班 指导教师 赵克刚 学生姓名 郑振群 学 号 200930081500 提交日期 2012年07月 06日 车辆工程专业课程设计设计任务书机械与汽车学院 班级 姓名一设计任务：商用汽车变速器设计(I)二基本参数：协助同组总体设计同学完成车辆性能计算后确定三设计内容主要进行变速器总成设计，设计的内容包括：1查阅资料、调查研究、制定设计原则2根据给定的设计参数(发动机最大力矩，传动系传动比，驱动轮类型与规格，汽车总质量和使用工况)，选择变速器总成的传动方案及零部件方案，协同设计完成一套完整的变速器装置，设计过程中要进行必要的计算。3变速器结构设计和主要技术参数的确定（1）主要参数的选择和计算中心距，外形尺寸，档位数(不少于5挡)，各挡齿数等（2）输入轴(一轴)及输出轴(二轴)主要零部件的设计与计算齿轮强度计算，轴的强度计算，3结合同组“商用汽车变速器设计(II)”设计结果，绘制变速器装配图及主要零部件的零件图四设计要求 1变速器总成的装配图，1号图纸一张。装配图要求表达清楚各部件之间的装配关系，标注出总体尺寸，配合关系及其它需要标注的尺寸，在技术要求部分应写出总成的调整方法和装配要求。2主要零部件的零件图，3号图纸4张。要求零件形状表达清楚、尺寸标注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技术要求应标明对零件毛胚的要求，材料的热处理方法、标明处理方法及其它特殊要求。3编写设计说明书。五设计进度与时间安排本课程设计为3周 明确任务，分析有关原始资料，复习有关讲课内容及熟悉参考资料0.5周。 设计计算 1.0周 绘图 1.0周 编写说明书、答辩 0.5周六、主要参考文献1成大先 机械设计手册（第三版）2汽车工程手册 机械工业出版社3陈家瑞 汽车构造（下册） 人民交通出版社4王望予 汽车设计机械工业出版社5余志生 汽车理论 机械工业出版社七注意事项（1）为保证设计进度及质量，设计方案的确定、设计计算的结果等必须取得指导教师的认可，尤其在绘制装配图前，设计方案应由指导教师审阅。图面要清晰干净；尺寸标注正确。（2）编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通达，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点部分，应有分析论证，要能反应出学生独立工作和解决问题的能力。（3）独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或雷同按不及格处理。八成绩评定出勤情况（20%）设计方案与性能计算（40%）图纸质量（20%）说明书质量（20%）评 语总 成 绩指导教师注意：此任务书要妥善保管，最后要装订在设计说明书的第一页。 目录概 述4中间轴式变速器设计5一、传动方案和零部件方案的确定51传动方案初步确定52零部件结构方案6二、主要参数的选择和计算71先确定最小传动比72确定最大传动比83挡位数确定104中心距A105外形尺寸设计116齿轮参数11三、轮齿设计计算161齿轮弯曲强度计算162轮齿接触应力20四、轴的设计计算241轴的结构242确定轴的尺寸243轴的强度验算25参考文献32概 述变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：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，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器挡数及传动比，来满足这一要求。2.工作可靠，操纵轻便。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。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用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，采用合理的热处理，设计合适的齿形，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，应有直接挡。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。5.噪声小。采用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。中间轴式变速器设计一、 传动方案和零部件方案的确定作为一辆前置后轮驱动的货车，毫无疑问该选用中间轴式多挡机械式变速器。中间轴式变速器传动方案的共同特点如下：（1） 设有直接挡；（2） 1挡有较大的传动比；（3） 挡位高的齿轮采用常啮合传动，挡位低的齿轮（1挡）可以采用 或不采用常啮合齿轮传动；（4） 除1挡外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡；（5） 除直接挡外，其他挡位工作时的传动效率略低。1 传动方案初步确定（1）变速器第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第2轴前端经滚针轴承支撑在第1轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经同步器将它们连接后可得到直接挡。挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，1挡采用滑动直齿齿轮传动。（2）倒挡利用率不高，而且都是在停车后再挂入倒挡，因此可以采用支持滑动齿轮作为换挡方式。倒挡齿轮采用联体齿轮，避免中间齿轮在最不利的正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，提高寿命，并使倒挡传动比有所增加，倒挡的输出轴从动齿轮与1挡的输出轴从动齿轮相同。图1 中间轴式五挡变速器传动方案 根据以上要求，选择图1-a方案作为本设计的中间轴式五挡变速器的传动方案。2 零部件结构方案1齿轮形式齿轮形式有直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造工艺复杂，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。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。2换挡机构形式此变速器换挡机构有直齿滑动齿轮和同步器换挡两种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴有噪声，不宜用于高挡位。为简化机构，降低成本，此变速器1挡、倒挡采用此种方式。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。虽然结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大，但为了降低驾驶员工作强度，降低操作难度，2挡以上都采用同步器换挡。3变速器轴承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。变速器第1轴、第2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。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承受径向力。滚针轴承、滑动轴套用于齿轮与轴不固定连接，有相对转动的地方，比如高挡区域同步器换挡的第2轴齿轮和第2轴的连接，由于滚针轴承滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合，在不影响齿轮结构的情况下，应尽量使用滚针轴承。二、 主要参数的选择和计算目前，货车变速器采用45个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。因此挡位数大致在45个，需要通过计算传动比范围后最后确定。1 先确定最小传动比传动系最小传动比可由变速器最小传动比ig和主减速器传动比i0的乘积来表示itmin=igmini0 3-1通常变速器最小传动比igmin取决于传动系最小传动比it0和主减速器传动比i0，而根据汽车理论，汽车最高车速时变速器传动比最小，则根据公式ua=0.377rnigmini0 3-2式中：ua为汽车行驶速度，km/h; n为发动机转速，r/min; r为车轮半径，m; igmin特指为最高挡传动比。可得 itmin=0.377rnvuamax 3-3 指最高车速时发动机的转速，一般=（091.1），其中为发动机最大功率时对应的转速，本车取=3800r/min , r/min中型车轮胎尺寸根据GB/T 19047-2003增强型载重汽车轮胎系列可选用后轮9.0R20型号，负荷下静半径为471mm。汽车给定的最大车速为95km/h,后经过主减速器校核修正之后得到另外，为了满足足够的动力性，还需要校核最高挡动力因数D0max。一般汽车直接挡或最高挡动力因数取值范围如下表所示动力因数取值中型货车微型货车轿车0.040.080.080.10.10.2本设计中取D0max=0.05，最小传动比与最高挡动力因数D0max有如下关系D0max = TtqmaxitmintrG-CDAuat221.15G 3-4式中：uat为直接挡或最高挡时，发动机发出最大扭矩时的最大车速，km/h，此时可近似取uat=uamax。其它参数见下表。参数说明tTtqmax(N.m)最大转矩对应转速（r/min）空气阻力系数CD迎风面积A(m2)uamax(km/h)0.9366.520370.64.23495根据3-4式可得itmin=8.856.86,从满足最高挡动力因数兼顾燃油经济性，取传动系最小传动比为itmin=6.86。若按直接挡igmin=1，则i0=6.86该车采用单级主减速器，主减速器传动比i07，满足要求。2 确定最大传动比确定传动系最大传动比，要考虑三方面问题，最大爬坡度或1挡最大动力因数D0max、附着力和汽车最低稳定车速。传动系的最大传动比通常是变速器1挡传动比ig1与主减速器传动比i0的乘积，即itmax=ig1i0 3-5当汽车爬坡时车速很低，可以忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为Ftmax=Ff+Fimax 3-6各表达式展开为Ttqmaxitmintr=Gfcosmax+Gsinmax 3-7则ig1G（fcosmax+sinmax）rTtqmaxi0t 3-8各参数见下表计算参数表tfi0r(m)ma(kg)Ttqmax(N.m)max0.90.026.750.47110440366.5167(30%)代入3-8式计算可得ig16.6。1挡传动比还应满足附着条件Ftmax=Ttqmaxig1i0trF 3-9对于后轮驱动汽车，最大附着力有如下公式F=FZ2=G2=m2g 3-10式中：m2为后轴质量，m2=66.4%ma，取=0.8将式3-10代入式3-9求得ig1m2grTtqmaxi0t=11.5取ig1=6.8。此时校核的最大爬坡度为31%，即 。因此，变速器传动比范围是16.8，传动系最大传动比itmax=46。3 挡位数确定增加变速器挡位数能够改善汽车的动力性和经济性。挡位数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的情况下，增加变速器的挡位数会使变速器相邻的低挡和高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。在确定汽车最大和最小传动比之后，应该确定中间各挡的传动比。实际上，汽车传动系各挡传动比大体上是按照等比级数分配的。此货车暂定挡位数为5，则相邻挡位传动比的比值为Q=4ig1=46.8=1.6151.8一般挡数选择要求如下：1） 为了减小换挡难度，相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。2） 高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比抵挡相邻挡位之间的比值小。满足要求，确定挡位数为5，则ig1=6.86，ig2=q3=4.21，ig3=q2=2.61，ig4=q=1.61，ig5=1。4 中心距A对于中间轴式变速器，中间轴与第2轴之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、齿轮的接触强度都有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算A=KA3Temaxig1g 3-11式中：KA为中心距系数，货车为8.69.6;Temax为发动机最大转矩，N.m；ig1为变速器1挡传动比；g为变速器传动效率，取96%。货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。对于本轻型货车，可取KA=9.0，其余取值按照已有参数计算3-11式可得A120.37mm。5 外形尺寸设计货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，5挡为（2.73）A。当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。本车5挡变速器壳体的轴向尺寸取3A，取整得L=361mm。6 齿轮参数1模数的选取齿轮模数选取的一般原则如下1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用同一种模数；4）从强度方面考虑，各挡齿轮应该选用不同模数；5）对于货车，减少质量比减小噪声更加重要，因此模数应该选得大一些；6）低挡齿轮选用大一些的模数，其他挡位选用另一种模数。中型货车（6tma14t）变速器齿轮法向模数范围为3.54.5，所选模数应该符合国家标准的规定。优先选用第一系列的模数，尽量不选括号内的模数。遵照以上原则，1挡直齿齿轮选用模数m=4.5mm，其余挡位斜齿齿轮选mn=4mm。同步器与啮合套的结合齿多采用渐开线齿形，出于工艺性考虑，同一变速器中的结合齿模数相同，其选取范围为：中型货车（1.8tma14t）取23.5。选取较小的模数可使齿数增多，有利于换挡，在此取2.0。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，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。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。啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。遵照国家规定取齿轮压力角为20，同步器的接合齿压力角为30。3螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、齿轮强度、轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，可使齿轮啮合的重合度增加，因而平稳工作、噪声降低。从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，以1525为宜，从提高高挡齿轮的接触强度和重合度出发，应当选用大些的螺旋角。斜齿轮螺旋角选用范围为货车变速器是1826。4齿宽b齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿轮可以缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点削弱，齿轮工作应力增加；选用较大的齿宽，工作时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，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来确定齿宽b。直齿为b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为4.58.0。斜齿为b=Kcmn，Kc取为6.08.5。啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可选为24mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。因此，第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数为8，齿宽为32mm； 第一档直齿齿轮副的齿宽系数为7，齿宽为31.5mm； 其他各斜齿齿轮副的齿宽系数为7，齿宽为28mm。 5齿轮变位系数的选择原则采用变位齿轮的原因为：配凑中心距；提高齿轮的强度和寿命；降低齿轮的啮合噪声。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。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接近的程度。角度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，故采用得较多。变位系数的选择原则如下。1）对于高挡齿轮，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）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险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。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去1、2挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。1、2挡和倒挡齿轮应该选用较大的值。6齿顶高系数齿顶高系数取值为1.0。7各挡齿轮齿数的分配（1）确定一挡齿轮齿数1挡传动比ig1=z2z9z1z10 3-111挡采用直齿滑动齿轮传动z=2Am=z9+z10 3-12其中模数m=4.5，中心距A=120.37mm，代入3-12式得z=53.5，z取整为54，中间轴上1挡齿轮z10的齿数应该尽量少些，以便使z9z10的传动比大些，货车可在1217之间选取，因此取z10=13，则z9=z-z10=41。（2）修正中心距AA=mz/2=121.5（mm）通过选用正角度变位系数，可以凑出新的中心距为A=121mm。（3）确定常啮合齿轮副的齿数由式3-11可知z2z1=ig1z10z9 3-13常啮合传动齿轮z1、z2中心距和1挡齿轮的中心距相等，即A=mn(z1+z2)2cos2 3-14其中，常啮合齿轮z1、z2采用斜齿圆柱齿轮，模数mn=4，初选螺旋角2=26，代入3-13和3-14，解得z117.37，取整得z1=17，则z2取整为37。根据所确定的齿数，修正螺旋角2=27。本例ig1=z2z9z1z10=6.866.8，则齿数分配合适。（4）确定其他各挡齿轮的齿数a) 2挡齿轮齿数。2挡常啮合齿轮采用斜齿轮。计算如下：z7z8=ig2z1z2 3-15A=mn(z7+z8)2cos8 3-16 tan2tan8 = z1ig2+z2z1+z2 3-17初选8=18，将ig2=4.21和A=121代入3-15和3-16可求得z8=19.1，分别取整为z7=37，z8=19。根据所确定的齿数，核算传动比ig2=4.244.21，满足设计要求。根据所确定的齿数，修正螺旋角8=22。b) 3挡齿轮齿数。3挡常啮合齿轮采用斜齿轮。计算如下：z5z6=ig3z1z2 3-18A=mn(z5+z6)2cos6 3-19tan2tan6 = z1ig3+z2z1+z2 3-20其中ig3=2.61，初选螺旋角6=19，计算式3-19左右两端得z1ig3+z2z1+z2=1.51 tan2tan6=1.481.51相差不大，满足基本要求。将6=19代入3-18和3-19可求得z5=31，z6=26。根据所确定的齿数，核算传动比ig3=2.602.61，满足设计要求。根据所确定的齿数，修正螺旋角6=20。c) 4挡齿轮齿数。4挡常啮合齿轮采用斜齿轮。计算如下：z3z4=ig4z1z2 3-21A=mn(z3+z4)2cos4 3-22tan2 tan4 = z1ig4+z2z1+z2 3-23其中ig4=1.61，初选螺旋角4=23，计算式3-23左右两端得z1ig4+z2z1+z2=1.19 tan2tan4=1.20相差不大，满足基本要求。将4=23代入3-21和3-22可求得z3=23，z4=32。根据所确定的齿数，核算传动比ig4=1.561.61，根据所确定的齿数，修正螺旋角4=25。d) 5挡为直接挡。（5）确定倒挡齿轮齿数及中心距倒挡选用的模数与1挡齿轮相同，中间轴上倒挡齿轮z11的齿数已经确定为13，倒挡轴上的倒挡齿轮z12一般在2133之间选取。初选z12=23，m=4.5，则中间轴与倒挡轴的中心距为A=m(z11+z12)2=81(mm)倒挡齿轮z13与1挡齿轮z9啮合，初选z13=21，则可计算倒挡轴与第2轴的中心距为A=m(z13+z9)2=140(mm)iR=z2z12z9z1z11z13=6.27因此，变速器所有挡位的传动比确定如下：ig1=6.86 ig2=4.24ig3=2.6 ig4=1.56 ig5=1 iR=6.27三、 轮齿设计计算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以及齿面胶合。变速器在工作时，齿轮受到较大的冲击载荷作用；一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压造成齿面点蚀；换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷。所以需要对齿轮进行计算和校核。与其它机械设备用变速器比较，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。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，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。1 齿轮弯曲强度计算 （1）一挡直齿轮弯曲应力： 3-23式中： 弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）； 应力集中系数， 取=1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； 齿宽(mm)； 端面齿距，； 齿形系数，=0.208因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数带入式3-23后得 3-24当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa。对于本设计，取作用到变速器第一轴上的最大转距根据传动比换算到1挡的值，前面已经得出=366500Nmm，代入下式得=797676 Nmm由公式3-24得： 22 =27976761.651.1（4.5）31380.208=467.57MPa满足设计要求。倒档上的倒档直齿齿轮与一档齿轮相同，且不承受交变载荷，所以同样适应。（2）二挡斜齿轮弯曲应力： 3-25弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）； ； 斜齿轮螺旋角( )，8=22； 应力集中系数， =1.50； 齿宽(mm)； 法向齿距，； 齿形系数，=0.18 重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数带入公式3-25，整理后得到斜齿轮弯曲应力为： 3-26当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，斜齿轮许用弯曲应力在100250MPa。由公式3-26得：2TgcosKZmn3KcK=2797676cos221.519430.1882= 201.7MPa满足设计要求。（3）三挡斜齿轮弯曲应力： 斜齿轮螺旋角( )，6=20； 齿形系数，=0.162 由公式3-26得：=2797676cos201.526430.16282= 166.0MPa满足设计要求。（4）四挡斜齿轮弯曲应力： 斜齿轮螺旋角( )，4=25； 齿形系数，=0.12 由公式3-26得：=2797676cos251.532430.1282= 175.6MPa满足设计要求。（5）五挡斜齿轮弯曲应力： 斜齿轮螺旋角( )，2=27； 齿形系数，=0.09 由公式3-26得：=2797676cos271.537430.0982= 199MPa满足设计要求。2 轮齿接触应力 3-27式中： 轮齿的接触应力（MPa）； 齿面上的法向力（N），；为圆周力； 斜齿轮螺旋角( )； 齿轮材料的弹性模量（MPa）, 齿轮接触的实际宽度(mm)； 主动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮；从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮； 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 变速器齿轮的许用接触应力(MPa)齿 轮常啮合齿轮和高挡齿轮渗 碳 齿 轮650700130014009501000一挡和倒挡齿轮19002000液体碳氮共渗齿轮1.计算第一轴常啮合齿轮接触应力b = Kcmn =84.0=32(mm)由公式3-27得： =810MPa满足设计要求。2.计算一挡直齿轮接触应力b = Kcm =74.5=31.5(mm)由公式3-27得： =685.5MPa 满足设计要求。3. 计算二挡常啮合齿轮接触应力b = =74=28(mm) 由公式3-27得： =599.8MPa 满足设计要求。4. 计算三挡常啮合齿轮接触应力b = =74=28(mm) 由公式3-27得： =479.5MPa 满足设计要求。5. 计算四挡常啮合齿轮接触应力b = =74=28(mm) 由公式3-27得： =447.9MPa 满足设计要求。6. 计算倒档齿轮接触应力b = Kcm =74.5=31.5(mm) 由公式3-27得： =352MPa 满足设计要求。本设计变速器齿轮材料采用20CrMnTi，并进行渗碳处理，大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。渗碳齿轮表面硬度为5863HRC，芯部硬度为3348HRC四、 轴的设计计算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。 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计的中间轴采用的是旋转轴式传动方案。倒挡轴采用固定轴式，倒挡轴上的齿轮采用联体齿轮，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换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、换挡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，也可由下列经验公式初步选定：第二轴和中间轴中部直径： 第一轴花键部分： 式中 -发动机的最大扭矩，Nm K-经验系数，K=4.04.6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=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。前面算过，5挡变速器壳体的轴向尺寸取3A，则L=363mm，中间轴两支撑间距离略小于变速器壳体的轴向尺寸L，可近似取L=350mm进行计算。中间轴d/L=55/363=0.150.16，过小了，将d取大一点，取d=58mm，则d/L=0.16，满足设计要求。第二轴支撑间的距离通常由经验公式确定：Lz=Lk-2b2=363-232=299第二轴d/L=58/299=0.19，满足设计要求。3 轴的强度验算（1）轴的刚度验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。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支反力。挡位不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时将轴看做链接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取Temax。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。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图2所示时，若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为，则可分别用下式计算图2 全挠度 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N；）弹性模量（MPa）,惯性矩(mm)，对于实心轴，；轴的直径，花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。A. 对于第一轴与中间轴常啮合齿轮：变速器轴向尺寸L=363mm，取a=33mm，则b=L-a=330mm代入上式得：满足设计要求。B. 一挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=363mm，取a=3b2=33296（mm），b=L-a=267（mm）代入上式得：满足设计要求。C. 二挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=363mm，取a=150（mm）， b=L-a=213（mm）代入上式得：满足设计要求。D. 三挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=363mm，取a=163（mm）， b=L-a=200（mm）代入上式得：满足设计要求。E. 四挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=363mm，取a=93（mm）， b=L-a=270（mm）代入上式得：满足设计要求。（2）轴的强度验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和弯矩的共同作用下，其应力为：式中：计算转矩，Nmm; 轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm；弯曲截面系数，mm；在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm；在计算断面处轴的垂向弯矩，Nmm；许用应力。变速器轴采用与齿轮相同的材料制作。A 对于第一轴与中间轴常啮合齿轮：支点A的水平面内和垂直 面内支反力为： 强度满足设计要求。B 一挡齿轮副中间轴上的齿轮：支点A的水平面内和垂直面内支反力为： 强度满足设计要求。C 二挡齿轮副中间轴上的齿轮：支点A的水平面内和垂直面内支反力为： 强度满足设计要求D 三挡齿轮副中间轴上的齿轮：支点A的水平面内和垂直面内支反力为： 强度满足设计要求。E 四挡齿轮副中间轴上的齿轮：支点A的水平面内和垂直 面内支反力为： 强度满足设计要求。参考文献 1 吉林大学 陈家瑞 主编.汽车构造(下册).北京:机械工业出版社，20112 清华大学 余志生 主编.汽车理论(第五版).北京:机械工业出版社，20113 吉林大学 王望予 主编.汽车设计(第四版).北京:机械工业出版社，20114 清华大学 张铁 李旻 主编.互换性与测量技术.北京:清华大学出版社，201032汽车设计课程设计变速器设计学 院 机械与汽车工程学院 班 级 09级车辆3班 指导教师 赵克刚 学生姓名 邓国明 学 号 200930083139 提交日期 20 年 月 日 中间轴式变速器概 述变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：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，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器挡数及传动比，来满足这一要求。2.工作可靠，操纵轻便。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。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用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，采用合理的热处理，设计合适的齿形，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，应有直接挡。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。5.噪声小。采用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。中间轴式变速器设计一、传动方案和零部件方案的确定作为一辆前置后轮驱动的货车，毫无疑问该选用中间轴式多挡机械式变速器。中间轴式变速器传动方案的共同特点如下：（1） 设有直接挡；（2） 1挡有较大的传动比；（3） 挡位高的齿轮采用常啮合传动，挡位低的齿轮（1挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；（4） 除1挡外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡；（5） 除直接挡外，其他挡位工作时的传动效率略低。（一） 传动方案初步确定（1）变速器第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第2轴前端经滚针轴承支撑在第1轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，1挡采用滑动直齿齿轮传动。（2）倒挡利用率不高，而且都是在停车后再挂入倒挡，因此可以采用支持滑动齿轮作为换挡方式。倒挡齿轮采用联体齿轮，避免中间齿轮在最不利的正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，提高寿命，并使倒挡传动比有所增加，倒挡的输出轴从动齿轮与1挡的输出轴从动齿轮相同。图1 中间轴式五挡变速器传动方案 根据以上要求，选择图1-a方案作为本设计的中间轴式五挡变速器的传动方案。（二）零部件结构方案1齿轮形式齿轮形式有直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造工艺复杂，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。直齿圆柱齿轮仅用于抵挡和倒挡。2换挡机构形式此变速器换挡机构有直齿滑动齿轮和同步器换挡两种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴有噪声，不宜用于高挡位。为简化机构，降低成本，此变速器1挡、倒挡采用此种方式。常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。因此不适合用于本设计中的变速器，不采用啮合套换挡。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。虽然结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大，但为了降低驾驶员工作强度，降低操作难度，2挡以上都采用同步器换挡。3变速器轴承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。变速器第1轴、第2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。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承受径向力。滚针轴承、滑动轴套用于齿轮与轴不固定连接，有相对转动的地方，比如高挡区域同步器换挡的第2轴齿轮和第2轴的连接，由于滚针轴承滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合，在不影响齿轮结构的情况下，应尽量使用滚针轴承。二、主要参数的选择和计算目前，货车变速器采用45个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。因此挡位数大致在45个，需要通过计算传动比范围后最后确定。（一）先确定最小传动比传动系最小传动比可由变速器最小传动比ig和主减速器传动比i0的乘积来表示itmin=igmini0 3-1通常变速器最小传动比igmin取决于传动系最小传动比it0和主减速器传动比i0，而根据汽车理论，汽车最高车速时变速器传动比最小，则根据公式 ua=0.377rnigmini0 3-2式中：ua为汽车行驶速度，km/h; n为发动机转速，r/min; r为车轮半径，m; igmin特指为最高挡传动比。可得 itmin=0.377rnuamax 3-3轻型车轮胎尺寸根据GB/T2977-1977载重汽车轮胎系列可选用6.5R16LT，即轮胎的名义宽度为6.5in，轮辋名义直径16in，货车轮胎扁平率为90100，在此取90，则轮胎滚动半径可以计算为：r=(6.590%+16)25.410000.352(m)汽车给定的最大车速为80km/h,发动机转速为3403r/min，代入3-3式得itmin=5.08另外，为了满足足够的动力性，还需要校核最高挡动力因数D0max。一般汽车直接挡或最高挡动力因数取值范围如下表所示动力因数取值轻型货车微型货车轿车0.040.080.080.10.10.2本设计中取D0max=0.06，最小传动比与最高挡动力因数D0max有如下关系D0max=TtqmaxitmintrG-CDAuat221.15G 3-4式中：uat为直接挡或最高挡时，发动机发出最大扭矩时的最大车速，km/h，此时可近似取uat=uamax。其它参数见下表。参数说明tTtqmax(N.m)最大转矩对应转速（r/min）空气阻力系数CD迎风面积A(m2)uamax(km/h)0.9235.5816400.83.5180根据3-4式可得itmin=5.85.08,从满足最高挡动力因数兼顾燃油经济性，取传动系最小传动比为itmin=5.14。若按直接挡igmin=1，则i0=5.14，该车采用单级主减速器，主减速器传动比i07，满足要求。（二）确定最大传动比确定传动系最大传动比，要考虑三方面问题，最大爬坡度或1挡最大动力因数D0max、附着力和汽车最低稳定车速。传动系的最大传动比通常是变速器1挡传动比ig1与主减速器传动比i0的乘积，即itmax=ig1i0 3-5当汽车爬坡时车速很低，可以忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为Ftmax=Ff+Fimax 3-6各表达式展开为Ttqmaxitmintr=Gfcosmax+Gsinmax 3-7则ig1G（fcosmax+sinmax）rTtqmaxi0t 3-8各参数见下表计算参数表tfi0r(m)ma(kg)Ttqmax(N.m)max0.90.025.140.3524500235.58167(30%)代入3-8式计算可得ig14.25。1挡传动比还应满足附着条件Ftmax=Ttqmaxig1i0trF 3-9对于后轮驱动汽车，最大附着力有如下公式F=FZ2=G2=m2g 3-10式中：m2为后轴质量，m2=65%ma，取=0.8将式3-10代入式3-9求得ig1m2grTtqmaxi0t=7.41取ig1=6。因此，变速器传动比范围是16，传动系最大传动比itmax=30.84。（三）挡位数确定增加变速器挡位数能够改善汽车的动力性和经济性。挡位数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的情况下，增加变速器的挡位数会使变速器相邻的低挡和高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。在确定汽车最大和最小传动比之后，应该确定中间各挡的传动比。实际上，汽车传动系各挡传动比大体上是按照等比级数分配的。此货车暂定挡位数为5，则相邻挡位传动比的比值为Q=4ig1=46.0=1.5651.8一般挡数选择要求如下：1） 为了减小换挡难度，相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。2） 高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比抵挡相邻挡位之间的比值小。满足要求，确定挡位数为5，则ig1=6，ig2=q3=3.83，ig3=q2=2.45，ig4=q=1.565，ig5=1。为了满足要求2）各挡取值修正如下：ig1=6，ig2=3.7，ig3=2.34，ig4=1.51，ig5=1(四)中心距A对于中间轴式变速器，中间轴与第2轴之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、齿轮的接触强度都有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算A=KA3Temaxig1g 3-11式中：KA为中心距系数，货车为8.69.6;Temax为发动机最大转矩，N.m；ig1为变速器1挡传动比；g为变速器传动效率，取96%。货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。对于本轻型货车，可取KA=9.3，其余取值按照已有参数计算3-11式可得A102.96mm。（五）外形尺寸设计货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，5挡为（2.73）A。当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。本车5挡变速器壳体的轴向尺寸取3A，取整得L=309mm。（六）齿轮参数1模数的选取齿轮模数选取的一般原则如下1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用同一种模数；4）从强度方面考虑，各挡齿轮应该选用不同模数；5）对于货车，减少质量比减小噪声更加重要，因此模数应该选得大一些；6）低挡齿轮选用大一些的模数，其他挡位选用另一种模数。微型货车（ma6t）变速器齿轮法向模数范围为3.003.50，所选模数应该符合国家标准的规定。优先选用第一系列的模数，尽量不选括号内的模数。遵照以上原则，1挡直齿齿轮选用模数m=3.5mm，其余挡位斜齿齿轮选mn=3.5mm。同步器与啮合套的结合齿多采用渐开线齿形，出于工艺性考虑，同一变速器中的结合齿模数相同，其选取范围为：乘用车和中型货车取23.5。选取较小的模数可是齿数增多，有利于换挡，在此取2.0。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，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。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。遵照国家规定取齿轮压力角为20，啮合套或同步器压力角为30。3螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、齿轮强度、轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，可使齿轮啮合的重合度增加，因而平稳工作、噪声降低。从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，以1525为宜，从提高高挡齿轮的接触强度和重合度出发，应当选用大些的螺旋角。斜齿轮螺旋角选用范围为货车变速器是1826。4齿宽b齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿轮可以缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点削弱，齿轮工作应力增加；选用较大的齿宽，工作时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，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来确定齿宽b。直齿为b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为4.58.0。斜齿为b=Kcmn，Kc取为6.08.5。啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可选为24mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。因此，每挡主动轮齿宽系数Kc取8，从动轮齿宽系数Kc取7。5齿轮变位系数的选择原则采用变位齿轮的原因为：配凑中心距；提高齿轮的强度和寿命；降低齿轮的啮合噪声。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。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接近的程度。角度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，故采用得较多。变位系数的选择原则如下。1）对于高挡齿轮，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）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险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。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去1、2挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。1、2挡和倒挡齿轮应该选用较大的值。6齿顶高系数齿顶高系数取值为1.0。7各挡齿轮齿数的分配（1）确定一挡齿轮齿数1挡传动比ig1=z2z9z1z10 3-111挡采用直齿滑动齿轮传动z=2Am=z9+z10 3-12其中模数m=3.5，中心距A=102.96mm，代入3-12式得z=58.83，z取整为60，中间轴上1挡齿轮z10的齿数应该尽量少些，以便使z9z10的传动比大些，货车可在1217之间选取，因此取z8=13，则z7=z-z8=47。（2）修正中心距AA=mz/2=105（mm）通过选用正角度变位系数，可以凑出新的中心距为A=105mm。（3）确定常啮合齿轮副的齿数由式3-11可知z2z1=ig1z10z9 3-13常啮合传动齿轮z1、z2中心距和1挡齿轮的中心距相等，即A=mn(z1+z2)2cos2 3-14其中，常啮合齿轮z1、z2采用斜齿圆柱齿轮，模数mn=3.5，初选螺旋角2=26，代入3-13和3-14，解得z120.3，取整得z1=20，则z2取整为34。根据所确定的齿数，修正螺旋角2=25.8。本例ig1=z2z9z1z10=6.1466，则齿数分配合适。（4）确定其他各挡齿轮的齿数1）2挡齿轮齿数。2挡采用直齿轮传动z7z8=ig2z1z2 3-15A=m(z7+z8)2 3-16将ig2=3.7和A=105代入3-15和3-16可求得z7=41.1，z8=18.9，分别取整为z7=41，z8=19。根据所确定的齿数，核算传动比ig2=3.6683.7，满足设计要求。2）3挡齿轮齿数的计算。3挡常啮合齿轮采用斜齿轮。计算如下：z5z6=ig3z1z2 3-17A=mn(z5+z6)2cos6 3-18tan2tan6=z1ig3+z2z1+z2 3-19其中ig3=2.34，初选螺旋角6=22，计算式3-19左右两端得z1ig3+z2z1+z2=1.496 tan2tan6=1.21.496相差较大，尽量缩小差距，取6=18，已是极限，代入计算，得tan2tan6=1.49，相差不大，满足基本要求。将6=18代入3-17和3-18可求得z5=33，z6=24。根据所确定的齿数，核算传动比ig3=2.338=2.34，满足设计要求。按式3-18算出精确的螺旋角6=18.2。3）4挡常啮合齿轮为斜齿轮z3z4=ig4z1z2 3-20A=mn(z3+z4)2cos4 3-21tan2tan4=z1ig4+z2z1+z2 3-22其中ig4=1.51，初选螺旋角4=22，计算式3-22左右两端得z1ig4+z2z1+z2=1.185 tan2tan4=1.2相差不大，满足基本要求。将4=22代入3-20和3-21可求得z3=26，z4=29。根据所确定的齿数，核算传动比ig4=1.524=1.51，满足设计要求。按式3-21算出精确的螺旋角4=25.8。4）5挡为直接挡。（5）确定倒挡齿轮齿数及中心距倒挡选用的模数与1挡齿轮相同，中间轴上倒挡齿轮z11的齿数已经确定为14，倒挡轴上的倒挡齿轮z12一般在2133之间选取。初选z12=23，m=3.5，则中间轴与倒挡轴的中心距为A=m(z11+z12)2=64.75(mm)倒挡齿轮z13与1挡齿轮z9啮合，初选z13=21，则可计算倒挡轴与第2轴的中心距为A=m(z13+z9)2=119(mm)iR=z2z12z9z1z11z13=6.25因此，变速器所有挡位的传动比确定如下：ig1=6.146 ig2=3.668ig3=2.338 ig4=1.524ig5=1 iR=6.25变速器的设计计算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以及齿面胶合。变速器在工作时，齿轮受到较大的冲击载荷作用；一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压造成齿面点蚀；换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷。所以需要对齿轮进行计算和校核。1、轮齿设计计算与其它机械设备用变速器比较，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。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，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。1.1齿轮弯曲强度计算 （1）一挡直齿轮弯曲应力： 3-23式中： 弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）； 应力集中系数， 取=1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； 齿宽(mm)； 端面齿距，； 齿形系数，=0.2因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数带入式3-23后得 3-24当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa。对于本设计，取作用到变速器第一轴上的最大转距根据传动比换算到1挡的值，前面已经得出=235580Nmm，代入下式得=400486 Nmm由公式3-24得： =24004861.651.13.53138.50.2=488.37MPa满足设计要求。（2）三挡斜齿轮弯曲应力： 3-25弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）； ； 斜齿轮螺旋角( )，=18.2； 应力集中系数， =1.50； 齿宽(mm)； 法向齿距，； 齿形系数，=0.165 重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数带入公式3-25，整理后得到斜齿轮弯曲应力为： 3-26当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，斜齿轮许用弯曲应力在100250MPa。由公式3-26得：=2235580cos18.21.5243.530.16582= 72.5MPa满足设计要求。1.2轮齿接触应力 3-27式中： 轮齿的接触应力（MPa）； 齿面上的法向力（N），；为圆周力； 斜齿轮螺旋角( )； 齿轮材料的弹性模量（MPa）, 齿轮接触的实际宽度(mm)； 主动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮；从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮； 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 变速器齿轮的许用接触应力(MPa)齿 轮液体碳氮共渗齿轮渗 碳 齿 轮950100019002000一挡和倒挡齿轮65070013001400常啮合齿轮和高挡齿轮计算第一轴常啮合齿轮接触应力b = Kcmn =73.5=24.5(mm)由公式3-27得： =759MPa满足设计要求。计算第二轴一挡直齿轮接触应力b = Kcm =73.5=24.5(mm)由公式3-27得： =1163.6MPa 满足设计要求。本设计变速器齿轮材料采用20CrMnTi，并进行渗碳处理，大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。渗碳齿轮表面硬度为5863HRC，芯部硬度为3348HRC2、轴的设计计算2.1、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。 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计的中间轴采用的是旋转轴式传动方案。倒挡轴采用固定轴式，倒挡轴上的齿轮采用联体齿轮，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换2.2、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、换挡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，也可由下列经验公式初步选定：第二轴和中间轴中部直径： 第一轴花键部分： 式中 -发动机的最大扭矩，Nm K-经验系数，K=4.04.6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=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。前面算过，5挡变速器壳体的轴向尺寸取3A，则L=315mm，中间轴两支撑间距离略小于变速器壳体的轴向尺寸L，可近似取L=310mm进行计算。中间轴d/L=47/310=0.150.16，过小了，将d取大一点，取d=50mm，则d/L=0.16，满足设计要求。第二轴支撑间的距离通常由经验公式确定：Lz=Lk-2b2=315-224.5=266第二轴d/L=0.19，满足设计要求。2.3、轴的强度验算（1）轴的刚度验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。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支反力。挡位不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时将轴看做链接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取Temax。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。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图2所示时，若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为，则可分别用下式计算 全挠度 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N；）弹性模量（MPa）,惯性矩(mm)，对于实心轴，；轴的直径，花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。 对于中间轴常啮合齿轮：变速器轴向尺寸L=315mm，取a=29mm，则b=L-a=286mm代入上式得：满足设计要求。一挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=315mm，取a=3b2=324.574（mm），b=L-a=241（mm）代入上式得：满足设计要求。（2）轴的强度验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和弯矩的共同作用下，其应力为：式中：计算转矩，Nmm; 轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm；弯曲截面系数，mm；在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm；在计算断面处轴的垂向弯矩，Nmm；许用应力。变速器轴采用与齿轮相同的材料制作。对于本例支点A的水平面内和垂直面内支反力为：强度满足设计要求。