资源描述
摘 要本设计的任务是设计一台用于敌国上的FR式的手动变速器。本设计采用两轴式变速器，该变速器的两个突出优点：一是传动效率高，磨损及噪声最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍可以获得较大的一挡传动比。根据敌国的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该敌国的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要参数。再结合某些敌国的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。全套图纸，加153893706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工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。本文设计研究了六挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。关键词：挡数；传动比；齿数；轴；操纵机构；壳体ABSTRACTThe duty of this design is to design a FR type manual transmission used in the saloon,Its the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits;First,the transmission efficiency of the direct drive keeps off high,the attrition and the noise are also slightest;second,its allowed to obtain in the biger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller. According to the contour,track,wheel base,the smallest ground clearance,the smallest turning radium,the vehicles weight,the all-up weight as well as the highest speed and so on,union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power,the max torque,the displacement and so on.According to the basic parameters of the certain saloon,choose the suitable final drive ratio.According to the above parameters,combining the knowledge of automobile design,automogbile teory,machine design and so on,calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the deign.Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of six block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords : block; Transmission ratio; Teeth; Axis; control mechanism;case III 目 录摘 要IAbstractII第1章 绪 论11.1 变速器的国内外发展状况及种类11.2 机械式变速器的特点21.3 变速器设计的基本要求21.4 本章主要内容3第2章 数据计算42.1 总体方案设计42.1.1 汽车参数的选择42.1.2 变速器设计应满足的基本要求42.2 传动机构布置方案分析42.2.1 固定轴式变速器42.2.2 倒挡布置方案52.3 变速器传动比分配及各档传动比确立62.3.1 档位确定62.3.2 确定最大传动比62.4 齿轮参数92.4.1 模数的选取92.4.2 压力角92.4.3 齿宽102.4.5 齿顶高系数102.5 各挡齿轮齿数的分配102.5.1 确定一挡齿轮的齿数102.5.2 确定其他各挡的齿数132.5.4 确定倒挡齿轮齿数242.6 本章小结26第3章 齿轮校核273.1 齿轮材料的选择原则273.1.1 满足工作条件的要求273.1.2 合理选择材料配对273.1.3 考虑加工工艺及热处理工艺273.2 计算各轴的转矩273.3 齿强度计算283.3.1 轮齿弯曲强度计算283.3.2 轮齿接触应力303.4 计算各挡齿轮的受力323.4 本章小结35第4章 轴及轴上支承的校核364.1 轴的工艺要求364.2 轴的强度计算364.2.1 初选轴的直径364.2.2 轴的强度验算374.2.3 轴的强度计算424.3 轴承及轴承校核444.4 本章小结48第5章 换档机构设计495.1 变速器操纵形式495.1.1 直接操纵手动换挡变速器495.1.2 远距离操纵手动换挡变速器495.2 变速杆的布置505.3 锁止装置515.3.1 互锁装置515.3.2 自锁装置525.2.3 倒档锁装置525.4 锁环式同步器535.4.1 锁环式同步器结构535.4.2 锁环式同步器工作原理535.4.3 锁环式同步器主要尺寸的确定545.5本章小结57结 论58参考文献59致 谢60第1章 绪 论由于有了内燃机，汽车才得以诞生。然而，内燃机的动力特性表现为低转速时功率小、扭矩低、耗油大。而大功率、高扭矩、低油耗的理想工作状态要在中高转速范围内才能实现。内燃机的这种动力和最大的扭矩。而为了提供最大的动力和最大的扭矩，内燃机必须在中高速的理想工作状态下工作。内燃机的特性和汽车的要求产生了矛盾。为了使汽车的要求产生了矛盾。为了使汽车顺利起步，必须要减变速，于是变速器出现了。变速器是用于改变发动机的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的汽车总成。设置变速器的目的是在各种行驶工况下，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。因此它的性能直接影响汽车的动力性和经济性。1.1 变速器的国内外发展状况及种类变速器由变速传动机构和操纵机构组成。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。DCT结合了手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变而来，目前代表变速器的最高技术。手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值 ( 也就是所谓的“级”)。所以说它是有级变速器。世界上最大的手动变速器制造商德ZF公司预测说，到2012年北美市场出售的汽车中将只有6%是手动挡。欧洲与美国的情况有很大不同。有机构预测，到2013年，欧洲52%的汽车还是手动挡，配备自动手动变速器的将占10%，配备无极变速器的将占2%，配备双离合器的变速器将占16%。欧洲人崇尚节能、环保，喜欢开小型车，更亲睐手动变速器的经济性。而在日本变速器市场，CVT的市场份额占据绝对优势。在我国，据调查2007年手动变速器的市场比重为74%，占据较大市场份额。从2002年到2007年间自动挡变速器市场占有率从9%增长到26%。在中国自动挡变速器的市场是十分乐观的。同时手动挡变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了不可替代性。针对中国Gbballnsigh公司的亚洲区技术分析师段诚武博士阐述了自己的见解:短期内，手动变速器仍然占据主要份额，而自动变速器将有更大的增长空间。1.2 机械式变速器的特点机械式变速器结构简单，维修维护方便，造价低廉，传动效率较高，工作可靠性强。机械式变速器分为两轴式和中间轴式。两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动乘用车，中间轴式发动机前置后轮驱动和发动机后置后轮驱动的中轻型货车。中间轴式机械效率低，噪声大。而两轴式轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点。根据其发动机前置前驱的特点，本设计采用两轴式结构形式，以使设计的变速器结构紧凑、优化、操作简便，并且性价比更高。1.3 变速器设计的基本要求变速器的设计应满足如下基本要求：1.保证汽车有必要的的动力性和经济性；2.设置不同挡位，满足用来调整与切断发动机动力向驱动轮的传输并使汽车能倒退行驶；3.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出现；4.工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；5.在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长。变速器的功用和要求变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。变速器都装有单向的通气阀，以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底的放油塞多置磁铁，以吸附油中铁屑。涉水车需有防水措施。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下的设计要求。1.正确的选择变速器的档位数和传动比，并使之与发动机参数及主减速比做优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性。2.设置空挡，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。3.操作简单、准确、轻便、迅捷。4.传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声。1.4 本章主要内容本章首先对机械式重型汽车变速器的技术特点进行了介绍，给出了变速器的总体设计要求，并分别确定了变速器的齿轮形式、换挡形式和倒档形式，最后确定了变速器的总体结构方案。第2章 数据计算2.1 总体方案设计2.1.1 汽车参数的选择根据变速器设计所选择的汽车基 本参数如下表2.1所示：表2.1 设计基本参数表发动机96KW最高车速200Km/h转矩220N m总质量1715Kg转矩转速1750-3500r/min车轮205/55R16S功率转速5000r/min传动效率0.962.1.2 变速器设计应满足的基本要求对变速器如下基本要求.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。除此以外，变速器还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 传动机构布置方案分析2.2.1 固定轴式变速器固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便。此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。我们设计的是乘用车，所以我选择的是两轴式的变速器。传递方案如图2.1所示。 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 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-六档主动齿轮 12-六档从动齿轮13-倒档中间轴齿轮 14-倒档输出轴齿轮 15-倒档惰轮图2.1 六档变速器传动方案简图2.2.2 倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。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，然后按照从低挡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，然后再布置倒挡2.3 变速器传动比分配及各档传动比确立 2.3.1 档位确定增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。目前轿车一般用45个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用45个挡位或多挡。装载质量在23.5T的货车采用5挡变速器，装载质量在48T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。本次设计选用的是6挡变速器。变速器各挡传动比的确定由公式2.1进行计算： = 0.377 （2.1）式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最大传动比 主减速器传动比已知：最高车速=200 km/h；最高档为超速档，传动比=0.75；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14S得到=315.65(mm)；发动机转速=4850（r/min）；由公式得到主减速器传动比计算公式：主减速器传动比=0.377=0.377=3.972.3.2 确定最大传动比 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：1.满足最大爬坡度根据汽车行驶方程式2.2 （2.2）汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 （2.3）即， （2.4）式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，前置前驱车前轴荷占整车质量比为0.6=17159.80.6=100.842N；发动机最大转矩，=220N.m；主减速器传动比，=3.97；传动系效率，=0.96车轮半径，=0.316m；滚动阻力系数，(对沥青路面=0.010.02)爬坡度，取=16.7将上述数值代入式（2.4）中=2.126 2.满足附着条件 （2.5）在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75 代入式（2.5）中即=4.233由最大爬坡度和附着条件可得2.1264.233，所以，初选一档传动比为=3.7其他各挡传动比的确定：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： （2.6）式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：，=1.376所以其他各挡传动比为：=3.7，=2.69，=1.95，=1.42，=1.03，=0.75，=3.75中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式2.7则： （2.7）式中按发动机最大转矩直接求出A时的中心距系数，对轿车取14.516.0；对货车取17.019.5 。由公式2.7可得：A=A=87.5396.59 mm初选中心距A=90mm。变速器的轴向尺寸变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮形式、换档机构的结构形式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸参数照下列关系初选。轿车变速器壳体的轴向尺寸：四档（2.42.8）A五档（2.73.0）A六档（3.23.5）A轿车变速器壳体的轴向尺寸：四档（3.03.4）A轴向尺寸为：（3.23.5）A=288306 mm2.4 齿轮参数2.4.1 模数的选取遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。如表2.1 表2.2 模数选取范围 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/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。齿轮的模数初选为3mm。2.4.2 压力角国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。螺旋角标准齿形螺旋角：2030初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为232.4.3 齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5；b=（6.08.5） 3 取20；2.4.5 齿顶高系数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。 2.5 各挡齿轮齿数的分配2.5.1 确定一挡齿轮的齿数 一挡齿轮齿数，货车可在1217之间选用，最小为1214，取=13，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为： （2.8）斜齿 （2.9） =55.23取整为56。轿车可以1217之间选取，取13，则取43则一档传动比为=3.31对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。=91.25mm （2.10）取整为A=92mm。对一挡齿轮进行角度变位：初选一档=23端面压力角 ：tan=tan/cos=tan20/cos （2.11） =21.57啮合角 ： cos= （2.12） =22.80变位系数之和 （2.13） = 0.3049 ， 由公式2.10计算精确值：A=表2.2 渐开线圆柱齿轮基准齿形 GB1356-78基本要素名称代 号标 准 齿短 齿增大齿形角齿形角a20o20o25o齿顶高系数fo1.00.81.0径向间隙系数c0.25(0.35*)m0.3m0.2m齿根圆角半径r0.38(0.25*)m0.46m0.35m*考虑到某些工艺要求，径向间隙允许增大至0.35m，齿根圆角半径允许减小至0.25m一挡齿轮参数：分度圆直径=313/cos24.08=42.71mm （2.14） =343/cos24.08=141.29mm 齿顶高 =2.875mm （2.15） =3.5 4mm 式中：=（92-91.25）/3=0.25 （2.16）=0.3049-0.25=0.0549 （2.17）齿根高=3.715m （2.18）=3.05mm齿全高=6.05mm （2.19）齿顶圆直径=48.48mm （2.20）=148.37mm齿根圆直径=34.78mm （2.21）=134.69mm当量齿数=16.66 （2.22）=55.12节圆直径 （2.23）2.5.2 确定其他各挡的齿数1.二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选=23 （2.24） （2.25）已知A=92mm =2.69，=3，=23将以上数据代入式（2.24）、（2.25）得：=15.3，=41.15。取整得：=16，=41对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距由公式2.25得： =92.88mm端面压力角由公式2.11得： tan=tan/cos =21.58端面啮合角由公式2.12得： = 变位系数之和由公式2.13得：= -0.0177，=-0.0050，=-0.0127求cos的精确值由公式2.10得：cos=22.99二挡齿轮参数：分度圆直径由公式2.14得：=52.14mm=133.61mm 齿顶高由公式2.15得：=3.92mm =3.89mm式中：=-0.311齿根高由公式2.18得：=3.77mm=3.79mm齿全高由公式2.19得：=7.69mm 齿顶圆直径由公式2.20得：=59.98mm =141.39mm齿根圆直径由公式2.21得：=44.6mm=126.03mm当量齿数由公式2.22得：=20.51=52.55节圆直径由公式2.23得： 2.计算三档齿数及传动比，初选=24 =1.95 （2.26） （2.27）由公式（2.26）、（2.27）得=18.99，=37.04，取整为=19，=37则：对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距由公式2.27得：=91.95mm端面压力角由公式2.11得：tan=tan/cos =21.72端面啮合角由公式2.12得：= 变位系数之和由公式2.13得： =0.0179，=0.0061，=0.0118求的精确值由公式2.10得：=24.01三挡齿轮参数：分度圆直径由公式2.14得：=62.40mm=121.51mm齿顶高由公式2.15得：=3mm =3.05mm式中：=0齿根高由公式2.18得：=3.73mm=3.71mm齿全高由公式2.19得：=6.73mm齿顶圆直径由公式2.20得：=68.4mm=127.61mm齿根圆直径由公式2.21得：=54.94mm=114.09mm当量齿数由公式2.22得：=24.93=48.54节圆直径由公式2.23得：3.四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=24 =1.42 （2.28） （2.29）由公式（2.28）、（2.29）得=23.15，=32.88 取整=24，=33 对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距由公式2.29得：=93.59mm端面压力角由公式2.11得：tan=tan/cos=21.72端面啮合角由公式2.12得：=变位系数之和由公式2.13得： =-0.5195，=-0.2183，=-0.3012求螺旋角的精确值由公式2.10得：=23.99四挡齿轮参数：分度圆直径由公式2.14得：=78.81m=108.36mm齿顶高由公式2.15得：=5.49mm=5.24mm式中：=-1.0495齿根高由公式2.18得：=4.4mm=4.65mm齿全高由公式2.19得：=9.89mm齿顶圆直径由公式2.20得：=89.79mm=118.84mm齿根圆直径由公式2.21得：=70.01mm=99.06mm当量齿数由公式2.22得：=31.47=43.27节圆直径由公式2.23得：4.五挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=25 =1.03 （2.30） （2.31）由公式（2.30、（2.31）得=27.38，=28.21 取整得=28，=28 对五挡齿轮进行角度变位：理论中心距由公式2.31得：=92.68mm端面压力角由公式2.11得：tan=tan/=21.90端面啮合角由公式2.12得：=变位系数之和由公式2.13得： =-0.2229 ，=-0.11145，=-0.11145求螺旋角的精确值由公式2.10得：=25.00五档齿轮参数分度圆直径由公式2.14得：=92.68mm=92.68mm齿顶高由公式2.15得：=4.01mm=4.01mm式中：=-0.4496齿根高由公式2.18得：=4.08m=4.08mm齿全高由公式2.19得：=8.09mm齿顶圆直径由公式2.20得：=100.07mm=100.07mm齿根圆直径由公式2.21得：=84.52mm=84.52mm当量齿数由公式2.22得：=30.89=30.89节圆直径由公式2.23得：5.六挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=25=0.75 （2.32） （2.33）由公式（2.32）、（2.33）得=31.76，=24.83，取=32，=25对六挡齿轮进行角度变位：理论中心距由公式2.33得：=94.34mm端面压力角由公式2.11得：tan=tan/=21.90端面啮合角由公式2.12得：=变位系数之和由公式2.13得： =-0.7211，=-0.4051，=-0.3160求螺旋角的精确值由公式2.10得：=25.00六挡齿轮参数：分度圆直径由公式2.14得：=105.92mm=82.75mm齿顶高由公式2.15得：=1.61mm=1.88mm式中：=0.0589齿根高由公式2.18得：=4.97mm=4.70mm齿全高由公式2.19得：=6.58mm齿顶圆直径由公式2.20得：=109.14mm=86.51mm齿根圆直径由公式2.21得：=95.98mm=73.35mm当量齿数由公式2.22得：=42.99=33.58节圆直径由公式2.23得：2.5.4 确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选后，可计算出输出轴与倒挡轴的中心距。初选=22，=13，由公式2.33得： （2.33） =54mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮和的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为 （2.34）初选 =21，=3，=92代入公式（2.33），齿轮取整得=39，则倒档传动比为：=2.79 （2.35）=14，=22，=39输入轴与倒档轴间的距离计算输入轴与倒档轴之间的距离由公式2.33得：=57.84mm输出轴与倒档轴之间的距离由公式2.33得： =99.61mm 节圆直径由公式2.23得：2.6 本章小结齿轮是变速器中非常重要的零件，本章确定了变速器的齿轮参数，结合设计要求选取了齿轮模数、压力角、变位系数等参数，根据齿轮参数计算了中心距并对中心距进行了修正，最后对齿轮的齿数进行了分配。第3章 齿轮校核3.1 齿轮材料的选择原则3.1.1 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。3.1.2 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。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3.1.3 考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2mm时渗碳层深度0.91.3mm时渗碳层深度1.01.3mm表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348mm对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2mm；表面硬度HRC4853。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。3.2 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为220N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。输入轴转矩，=22099%96%=209.09N.m （3.1）输出轴转矩，一挡 =209.090.960.9943/13=657.30N.m （3.2）二挡 =209.090.960.9941/16=509.22N.m （3.3）三挡 =209.090.960.9937/19=386.98N.m （3.4）四挡 =209.090.960.9933/24=273.24N.m （3.5）五挡 =209.090.960.9928/28=198.72N.m （3.6）六挡 =209.090.960.9925/32=155.25N.m （3.7）倒挡 =209.0940/14=539.61N.m （3.8）3.3 齿强度计算3.3.1 轮齿弯曲强度计算1.倒档直齿轮弯曲应力图3.1 齿形系数图 （3.9）式中：弯曲应力（MPa）； 计算载荷（N.mm）； 应力集中系数，可近似取=1.65； 摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； 齿宽（mm）； 模数； 齿形系数，如图2.1。2.斜齿轮弯曲应力 （3.10）式中：计算载荷（Nmm）； 法向模数（mm）； 齿数； 斜齿轮螺旋角（）； 应力集中系数，=1.50； 齿形系数，可按当量齿数在图中查得； 齿宽系数=7.0 重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，对货车为100250MPa。（1）计算一挡齿轮1，2的弯曲应力 ， = =299.39MPa100350MPa= =204.90MPa100350MPa（2）计算六档啮合齿轮11，12的弯曲应力= =88.59MPa100350MPa= =177.46MPa100350MPa3.3.2 轮齿接触应力 （3.11）式中：轮齿的接触应力（MPa）； 计算载荷（N.mm）； 节圆直径(mm)； 节点处压力角（），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)。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3.1弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽=74=28mm。表3.1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮1，2的接触应力=8.62mm （3.12）=28.51mm （3.13） = =1240.1MPa19002000MPa = =1208.09MPa19002000MPa（2）计算倒挡齿轮13，14，15的接触应力 =8.83mm=13.87mm=28.95mm = =1329.47MPa19002000MPa = =1292.25MPa19002000MPa = =1206.00MPa19002000MPa3.4 计算各挡齿轮的受力 1.一挡齿轮1，2的受力 （3.14） （3.15） （3.16）2.二挡齿轮3，4的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得： 3.三挡齿轮5，6的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得：4.四挡齿轮7，8的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得： 5.五挡齿轮9、10的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得： 6.六挡齿轮11、12的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得： 7.倒挡齿轮11，12的受力由公式（3.14）、（3.15）得：=811.26N.m,=209.09N.m3.4 本章小结本章分析了齿轮的损坏形式，并对齿轮进行了校核。经校核齿轮均能达到设计要求。第4章 轴及轴上支承的校核4.1 轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，表面光洁度不低于8。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。4.2 轴的强度计算4.2.1 初选轴的直径已知变速器中心距=92mm，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承距离的比值： 对第一轴，=0.160.18；对第二轴，0.180.21。第一轴花键部分直径（mm）可按式（5.1）初选 （4.1）式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径=24.1427.76mm取26mm；第二轴轴最大直径=41.455.2mm取50mm；输入轴最大直径=41.455.2mm取=46mm输出轴：；输入轴：第一轴两端支撑的长度为L=424 中间支撑到输入端的距离为L1=197，中间支撑到输出端的距离为L2=227，输出轴与输入轴支撑距离相同。4.2.2 轴的强度验算 轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式（4.2）、（4.3）、（4.4）计算 （4.2） （4.3） （4.4）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），=2.06105MPa； 惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算； 、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； 支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。abLFr图4.1 水平面挠度（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算（2）二轴的刚度一档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，mm mm。 =0.034mm =0.087 =-0.00021rad0.002rad二档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，mm，mm。 =0.033mm =0.0859 =-0.000022rad0.002rad三档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，mm mm。 =0.049mm =0.26 =0.00027rad0.002rad四档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，mm mm。 =0.031mm =0.078 =0.00048rad0.002rad倒档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，mm mm。 =0.0159mm =0.0437 =-0.00044rad0.002rad（3）一轴刚度abLFr图4.2 一轴刚度一档时由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，mm，mm。 =0.031mm
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