中间轴式变速器课程设计

第一章变速器传动机构布置方案1.1 变速器传动方案的选择与分析机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。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汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同5 。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。综上所述，由于此次设计的汽车为：中间轴式五档（五档为直接档）商用车1.2 倒档方案的确定倒档布置选择方案适用于全部齿轮均为常啮合的齿轮，换挡轻便。如下图1.3 换挡操纵装置方案的确定倒档设置在变速器左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂到当时驾驶员移动变速杆的方向改变了，为防止无挂倒档，一般在挂倒档时设有一个挂到当时克服弹簧所产生的力，来提醒驾驶员本次设计选的变速器档杆换挡位置与顺序如下图：1.4 变速器总传动方案的确定由以上的内容可以基本设计出档位布置，如下图：1- 一轴常啮合齿轮2- 中间轴常啮合齿轮3- 二轴四挡齿轮4- 中间轴四挡齿轮5- 二轴三挡齿轮6- 中间轴三挡齿轮7- 二周二挡齿轮8- 中间轴二挡齿轮9- 二轴一挡齿轮10- 中间轴一挡齿轮11- 二轴倒挡齿轮12- 中间轴倒挡齿轮13- 倒挡中间齿轮。第二章变速器的设计与计算2.1 汽车基本参数的确定商用车（中间轴式）最高车速 (km/h)95总质量（ kg）4000额定功率 (kW)62.5最大功率转速 (r/min)3350最大转矩 (N?m)196最大转矩转速 (r/min)1850轮胎6.50R202.2 主要参数的选择和计算2.2.1 挡数的确定不同类型的汽车的档数也不是相同的，主要决定于汽车的类型燃油经济性总质量等等。轿车轿车变速器传动比变化范围较小，过去常采用三个或四个挡位。但近年来为了提高燃油经济性多采用五个挡。轻型货车变速器总质量在3.5t 以下多用四档，为了降低油耗经常也会增加一个挡位总质量在3.5t10t多用五档变速器；大于10t 的汽车用六个或者个更多挡位的变速器。本次设计汽车为商用车总质量为 4t所以档数初选为五个挡位2.2.2.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0.7 0.8 。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到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.0 4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0 8.0 之间，其它商用车则更大。?本设计最高档传动比为1。2.2.3. 变速器各档传动比的确定1）确定主减速器传动比的发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为 12：ua 0.377rn）（3.1i g i 0式中：u a 汽车行驶速度 （ km/h）；n 发动机转速（ r/min ）；r 车轮滚动半径（ m）； i g 变速器传动比；i 0主减速器传动比 。已知：最高车速 ua max =va max =95 km/h；最高档为超速档，传动比i g =0.78 ；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格6.50R20 得到 r =420(mm)；发动机转速n = np =3350（ r/min ）；由公式（ 3.1 ）得到主减速器传动比计算公式：2）最抵档传动比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max 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） 13 。用公式表示如下：Temax i 0 i g tG sin max（3.2 ）Gf cosmaxr式中：G 车辆总重量 (N) ；f 坡道面滚动阻力系数 ( 对沥青路面 =0.010.02) ；Te max 发动机最大扭矩 (Nm)；i 0主减速器传动比；i g变速器传动比；t 为传动效率（ 96%）；R 车轮滚动半径；m ax 最大爬坡度（商用车要求能爬上30%的坡，大约 16.7 ）由公式（ 3.2 ）得：(G cosmax G sinmax )r（3.3 ）i g 1Te max i 0 t已 知 ： m=4000kg；f0.015；max 16.7；r=0.42me max196 N m； Ti 0 5.58 ； g=9.8m/s 2； t0.88 ，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：G r（3.4 ）i g1Temax i 0t式中：G 驱动轮的地面法向反力， G0.7m1 g （满载时轴荷分配75%）；驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面可取 0.50.6之间。已知：前轮轴荷m11300 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6。3）变速器各档速比按等比级数分配其它各档传动比，即：2.2.4. 中心距的选择中间轴式变速器初选中心距可根据经验公式计算14：AK A 3 Te max i1 g（ 3.5）式中：A 变速器中心距（ mm）；K A 中心距系数，商用车K A =8.69.6；Te max 发动机最大输出转距为196（Nm）；i1 变速器一档传动比为6；g 变速器传动效率，取 96%。A（ 8.69.6）3 19660.96 =（8.6-9.6）10.41=89.54899.936mm轿车变速器的中心距在8697mm 范围内变化。也可以由发动机最大转矩来确定式中：A 变速器中心距（ mm）；KA 中心距系数，商用车K A =1619；Te max 发动机最大输出转距为196（Nm）；A（ 1619）3196 =（17-19）5.838=98.749110.927mm综上所述初取A=100mm 。2.2.5.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：L(2.7 3.0) A(2.7 3.0)100270 300 mm初选长度为285mm 。2.2.6.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 3.2汽车变速器齿轮法向模数乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量 ma /t车型1.01.61.6 V2.56.0 m14.0 Vma 14.0a模数 mn /mm2.25 2.752.75 3.003.50 4.504.50 6.00表 3.3 汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.03.004.005.006.002.500二系列1.752.252.75（3.2（3.74.505.503.505）5）根据表 3.2 及 3.3.一挡和倒档定为 4.0mm,其他挡定位 3.5。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 15 。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25。4、齿宽 b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 m mn 的大小来选定齿宽：斜齿 bkc mn ， kc 取为 6.08.5，取 7.0bkc mn74.028 mm直齿 bkc m ， kc 为齿宽系数，取为 4.5 8.0 ，取 7.0 ，bkc mn74.028 mm采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2 4mm，取 4mm。5、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0.75 0.80 的短齿制齿轮。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。2.2.7. 各挡齿轮齿数的分配及齿轮变位计算在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。一、二、三、四、五挡选用斜齿轮，倒挡选用直齿轮。1、确定一挡齿轮的齿数中间轴一挡齿轮齿数，货车可在1217 之间选用，最小为1214，取 Z10 =14，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为 i g1Z2Z9（1.4 ）Z1Z10为了求 Z 9 ， Z10 的齿数，先求其齿数和Z h ，斜齿 Z h2 Acos（1.5）mn= 2 100cos25 =45.3 取整为 464即 Z 9 = Zh - Z10 =46-14=322、对中心距 A 进行修正因为计算齿数和Zh 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的Zh 和齿轮变位系数重新计算中心距A ，再以修正后的中心距A 作为各档齿轮齿数分配的依据。A 0mn Zh= 4 （14 32）=101.5mm取整为 A=102mm。2cos2cos25对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角t22.01o端面啮合角,tcost ,A,cost =101.5cos 22.01A102Uz9322.28, =22.19 z1014查变位系数线图得：n=0.31中心变动系数nAA0102101.50.125mn4齿顶降低系数n =-n0.31 0.1250.185计算精确值： A= mn Z ho=25.5o2cos 10一挡齿轮参数：分度圆直径d9z9 mn / cos1 =324/cos25.5=141.9mmd10z10 mn / cos 1 =14 4/cos25.5=62.08mm齿顶高ha 9f o9n mn = 1.00.40.1854 =4.86mmha10f o10nmn = 1.0 - 0.090.1854 =3.62mm齿根高h f 9f oc9 mn = 1 0.250.4 4 =3.4mmh f 10foc10 mn = 1.00.250.094 =5.36mm齿全高h2 f ocnmn 2 1.00.250.1854 =9.74mm齿顶圆直径d a9d92ha9 =141.9+2 4.86 =151.62mmda 10d102ha10 =62.08+2 3.62=69.32mm齿根圆直径d f 9d 92h f 9 =141.9 2 3.4 =135.1mmd f 10d102h f 10 = 62.0825.36=51.36mm当量齿数Z n9Z9=32=43.54cos31cos3 25.5Z1014Z n10=19.05cos31cos325.52、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（ 1.4 ）求出常啮合传动齿轮的传动比Z2i1 Z10 =614=2.625（2.6 ）Z1Z 932常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即Amn Z1Z2（2.7 ）2 cos0Z1Z 22A cos0 =2102cos25.5 =52.61mn3.5由式（ 2.6 ）、（ 2.7 ）得 Z1 =14.51 ， Z2=38.1 取整为 Z1 =15， Z2 =38，则：i1Z2Z9 =3832 =5.79Z1Z101514对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距mnZ1Z 23.515 38=102.83mmAo2 cos=2 cos25.50端面啮合角tant=tan=0.398cos0t =21.98啮合角cos t, Ao cost =102.83cos 21.98 =0.935A102t, =20.8变位系数之和z1 z2 inv2 tan= 0.4810 .255,tinvt20.73中心距变动系数nA A0 = 102 102.830.237mn3.5齿顶降低系数n =-n =-0.243分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数d1z1mn =153.5 =58.20mmcos0cos25.5d 2z2 mn = 383.5 =147.45mmcos0cos25.5ha1fo1nmn =1.00.250.2433.5 =5.23mmha2fo2nmn =1.00.730.2433.5 =1.79mmh f 1foc1mn = 1.0 0.250.253.5 =3.5mmh f 2foc2mn = 1.00.250.733.5=6.93mmh 2 f ocn mn = 21.00.25 0.2433.5 =8.73mmda1d12ha1 =58.20 +25.23=68.66mmd a2d22ha 2 =147.45 +21.79=151.03mmd f 1d12hf 1 =58.20-2 3.5=51.20 mmd f 2d 22hf 2 =147.45- 26.93=133.59mmzn1z1=15=20.41cos325.5cos30zn 2z2=38=51.7cos325.5cos303. 确定二挡啮合传动齿轮副的齿数齿轮的模数为 3.5 ，螺旋角2 与常啮合齿轮的0 不同时，Z2Z 7（3.8 ）i 2Z1Z8Z7i 2Z1=3.83415Z8Z 2=1.51338mnZ7Z8（3.9 ）A2 cos2此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式tantan0Z 2(1Z 7)（3.10 ）2Z1 Z2Z8由式（ 3.8 ）、（ 3.9 ）、（ 3.10 ）得2=15o，Zh，取7，8=22=56Z=34 Zi 2Z2Z7=3834=3.91Z1Z81522对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距Aomn Z7Z83.5 3422=101.45mm2 cos=2 cos152端面啮合角tant = tan=0.376cos2t =20.72啮合角变位系数之和中心距变动系数齿顶降低系数分度圆直径齿顶高齿根高cos t, Ao cost =101.45 cos20.72 =0.93A102t,=21.98z7z8 inv t ,inv t2 tan=0.3770 .3180.06n AA0 =102 101.45 0.16 3.5mnn =- n =0.21d7z7 mn / cos2 =343.5/ cos15 =123.188mmd8z8 mn / cos2 =223.5 / cos15=79.71mmha 7f o7nmn = 1.00.310.213.5 =3.85mmha8fo8nmn =1.00.060.213.5 =2.975mmh f 7foc7mn = 1.00.250.313.5 =3.29mmh f 8foc8mn = 1.00.250.063.5=4.16mm齿全高h 2 f ocnmn = 2 1.0 0.25 0.01 3.5 =7.84mm齿顶圆直径d a7d72ha7 =123.188+23.85=130.89mmd a8d82ha8 =79.71 +22.975=85.66mm齿根圆直径d f 7d 72h f 7 =123.188- 23.29=116.6mmd f 8d82h f 8 =79.71- 24.16=71.39mm当量齿数z7=34=37.73zn7cos32cos3 15z8=22=24.42zn8cos32cos3 154. 确定三挡啮合传动齿轮副的齿数三挡齿轮为斜齿轮，齿轮的模数为3.5 ，螺旋角3 与常啮合齿轮的0 不同时，Z5i3Z1=0.967（3.11 ）Z6Z2AmnZ5Z 6（3.12 ）2cos3此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式tantan0z21z5=1.41（3.13 ）z1 z2z63由式（ 3.11 ）、（ 3.12 ）、（ 3.13 ）得3 =18.8o，Z5，=28=27 Z6i3Z2Z53827=2.443Z1Z6=2815对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距AomnZ5Z 6=3.5 2728 =101.74mm2 cos32 cos18.8端面啮合角tant = tan=0.38cos 3t =21.05啮合角变位系数之和中心距变动系数齿顶降低系数分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数cos t, Ao cost =101.74 cos 21.05 =0.937A102t, =20.42z5z6invt ,invt2 tan=050 .1160.11n AA0 =102 1.1.74 0.07 3.5mnn =- n =-0.07d5z5 mn/ cos3 =27 3.5 / cos18.8 =99.89mmd6z6 mn / cos3 =28 3.5 / cos18.8 =103.59mmha 5f o5nmn = 1.00.110.073.5 =3.36mmha6f o6nmn =1.00.110.073.5 =4.13mmh f 5foc5mn = 1.00.250.113.5 =4.76mmh f 6f oc6mn = 1.00.250.113.5 =3.99mmh2 f ocn mn = 21.00.250.073.5 =8.12mmd a5d 52ha5 =99.89 +23.36=104.61mmd a6d62ha 6 =103.59+24.13=111.85mmd f 5d52h f 5 =99.89- 24.76=90.37mmd f 6d 62hf 6=103.59- 23.99=95.61mmzn 5z5=27=31.84cos3cos3 18.83zn 6z6=28=33.02cos3cos3 18.83（3）四挡齿轮为斜齿轮，螺旋角4 与常啮合齿轮的0 不同时，Z3i 4Z1 =0.617（3.14 ）Z4Z 2AmnZ3Z 4（ 3.15 ）2 cos4tan0z1z21z3=1.16（3.16 ）tan4z2z4由（ 3.14 ）、（ 3.15 ）、（ 3.16 ）得4 =22.4o，Z 3，则：=21Z4 =33i 4Z2Z3 =3821=1.612Z1Z 41533对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距AomnZ3Z 4=3.5 2133 =102.27mm2 cos42cos22.4端面啮合角tant = tan=0.39cos4t =21.30啮合角cos,Aocost =102.27=0.94tAcos 21.30102t, =20.1z3z4,inv t变位系数之和inv t2 tan=0.0830 .2240.30中心距变动系数AA0102 102.24nmn=3.50.07齿顶降低系数n =-n =0.15分度圆直径d3z3 mn / cos4 =213.5 / cos22.4 =79.55mmd 4z4 mn / cos4 =333.5 / cos22.4 =125mm齿顶高ha 3f o3nmn = 1.00.220.153.5=2.205mmha4fo4nmn =1.00.30.153.5=4.025mm齿根高h f 3foc3mn = 1.0 0.250.223.5=5.145mmh f 4foc4mn = 1.00.250.303.5=3.325mm齿全高h2 f ocn mn = 21.00.250.153.5 =7.35mm齿顶圆直径d a3d 32ha3 =79.55 +22.205=83.96mmd a4d42ha4 =125+24.025=133.05mm齿根圆直径d f 3d32h f 3 =79.55- 25.145=69.26mmd f 4d 42h f 4 =125-23.325=118.35mm当量齿数zn 3z3=21=26.58cos3cos322.44zn 4z4=33=41.77cos3cos322.445、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Z13 的齿数一般在2123 之间，初选Z12 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A，。初选 Z13 =22， Z12 =15，则：A， 1 m Z13Z12 =1415 22 =74mm2212 和 11 的齿顶圆之间应保持有为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮0.5mm以上的间隙，则齿轮11 的齿顶圆直径 D e11 应为=2 1024（ 15+2） 4=132mmD e112 =1352=31.75mmZ114mZ11取 31为了保证齿轮 11 和 13 的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取 Z11 为 31计算倒挡轴和第二轴的中心距AA,m z13z11= 42231 =106mm22计算倒挡传动比i 倒z2z13z11382232=5.4z1z12z13=152215对齿轮进行变为：z1322U=z11311.454,=20U1.466z1322z1215查变位系数线图得：n=0中心变动系数nAA0=0mn齿顶降低系数n = -n =0一挡齿轮参数：分度圆直径d11z11 mn =124mmd12z12 mn =60mmd13z13mn =88 mm齿顶高ha11f o11nmn =4.1mmha12f o12nmn =3.6mmha13f o13nmn =4.4mm齿根高h f 11foc11 m n =4.1mmh f 12foc12mn =4.1mmh f 13f oc13mn =4.1齿全高h2 f ocnmn =9.74mm齿顶圆直径d a11d112ha 11 =132mmda 12d122ha12 =68mmd a13d132ha 13 =96mm齿根圆直径ddf 11d112h11 =104.73mmf 12d122h f 12 =41.02mmd f 13d132h f 13 =78.8当量齿数Z n11 =31Z n12 =15Z n13 =22本节首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各 +. 挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。2.3 变速器齿轮的校核2.3.1. 齿轮材料的选择速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿这段、齿面疲劳剥落、移动换挡轮齿端部破坏以及齿面胶合。所以变速器齿轮必须进行校核：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变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：m法3.5 时渗碳层深度 0.8 1.2m法3.5 时渗碳层深度 0.9 1.3m法5 时渗碳层深度1.0 1.3表面硬度 HRC5863；心部硬度 HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2 ；表面硬度 HRC485312 。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13 。2.3.2. 各轴的转矩计算发动机最大扭矩为196N.m，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率 98%。 轴Temax离承. mT1 =196 99%98%=190.16N中间轴T2 =T1承齿 i 2 1=176.576 0.9 8 0.99 38/15=467.38N . m轴一挡 T31T2承齿 i910=467.38 0.9 8 0.99 32/14=1036.45N. m二挡 T32T2承齿 i 7 8 =467.38 0.9 8 0.99 34/22=700.78N . m三挡 T33T2承齿 i56 =467.38 0.9 8 0.9927/28=437.25 . m四挡 T34T2承齿 i 34 =467.38 0.9 8 0.9921/33=288.55N. m倒档轴T倒档轴T2 齿i13 12 =467.38 0.99 22/15=678.64 N . m倒挡T倒 T倒档轴承齿 i11 13 =678.64 0.9 8 0.99 32/22=957.69N . m2.3.3轮齿弯曲强度校核1、斜齿轮弯曲应力w图4.1齿形系数图w2Tg cos K3zmn yK c K（4.1 ）式中： Tg 计算载荷（N mm）；mn 法向模数（ mm）；z 齿数；斜齿轮螺旋角（）；K 应力集中系数， K =1.50 ；y 齿形系数，可按当量齿数znz cos3在图 4.1 中查得；K c 齿宽系数 K c =7.0K 重合度影响系数，K=2.0 。当计算载荷 Tg 取作用到变速器第一轴上的最大转矩Te max 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。（1）计算一挡齿轮9， 10 的弯曲应力w9 ，w10z9 =32， z10 =14， y9 =0.154 ， y10 =0.162 ， T31 =1036.45N. m， T2 =467.38N. m1 =25.5 = 2 1036.451.5cos 25.510343327.00.1572=202,.287MPa100250MPa= 2 467.381.5 cos25.510343147.00.1522.=198.2MPa100250MPa（2）计算常啮合齿轮 1，2 的弯曲应力z1 =15， z2 =38， y1 =0.12 ， y2 =0.115 ， T1 =190.16N. m， T2 =467.38N. m， 0 =25.5=151.67MPa100 250MPa=153.55MPa100250MPa（3）计算二挡齿轮 7， 8 的弯曲应力w 7 ，w8z7 =34 ， z8 =22 ， y7 =0.167 ， y8 =0.135 ， T32 =700.78N. m， T2 =467.38N. m，2 =15=189.76MPa100250MPa=241.96MPa100250MPa（4）计算三挡齿轮 5， 6 的弯曲应力.z5 =27， z6 =28， y5 =0.135 ， y6 =0.149 ， T33 =437.25N m，T2 =467.38N m， 3