微型汽车变速器总成设计毕业设计论文.doc

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1、论文编号： 微型汽车变速器总成设计The Design of Miniature Auto Transmission Assembly 院系名称：机电学院班 级：车辆 学 号： 学生姓名： 指导教师： 2011年5月摘 要本次设计的任务是设计一台用于微型汽车上的FF式的手动变速器，采用中间轴式变速器。其有两个突出的优点：一是使用直接挡，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时传动效率高，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少；二是在变速器中间轴和第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比。本次设计依据现有生产企业生产的变速器作为设计原型.根据汽车的速比、额定功率、最大转矩等重要

2、参数，结合汽车设计、汽车工程手册等相关知识，查出齿轮模数、压力角等相关数据。计算出变速器齿轮的齿数、轴的尺寸等相关参数，并通过校核齿轮的接触应力、弯曲应力、轴的刚度与强度等论证设计的合理性。变速器的设计综合了大部分基础机械知识，如机械设计基础，机械制图，机械原理，形位公差与互换性，金属工艺学，机械工程材料等等。同时需要查阅大量与本设计相关的专业基础书籍，对设计不断的加以分析改进，不仅在技术结果上要满足要求，也要在实际运用中能保证要求。关键词：变速器，轴，传动比，齿轮AbstractThis task is to design a manual transmission used for the

3、 FR miniature type vehicle，it is the countershaft-type transmission. This transmission has two advantages: firstly, when you use the direct drive, the first and second shaft of the transmission output the engine torque directly, the transmission efficiency is very high in this case, the noise and th

4、e attrition of the gears and the bearings are slight; Secondly, the first drive also has bigger transmission ratio when the distance between the counter and second shaft (centre distance) is smaller.This task uses the production which having existed in many enterprise as a design model. According to

5、 the drive ratio、the power rating、the maximum torque and so on, combining the Automotive design、the Automobile Engineering Manual and other related knowledge, search out modulus、pressure angle and other related daters, and calculate the size of the pinions、shaft related parameters. Checking gear con

6、tact stress、bending stress、shaft rigidity and strength to proof the rationality of the design.Transmission design includes most basic mechanical knowledge, such as Basis of Mechanical Designing, Mechanical drawing, Principle of Machinery, Geometric Tolerance and Exchangeability Measurement, Metal Te

7、chnology, Materials for Mechanical Engineering and so on. Whats more, consulting a large number of professional books relating this design, analyzing and improving this design constantly to ensure requirements not only in technology but also in practical application.Key Words: transmission, shaft, t

8、ransmission ratio, gear目录摘 要IAbstractII引言11 绪论21.1 本课题研究的目的和意义21.2 本课题研究现状和发展22 变速器传动机构布置方案42.1 变速器类型的选择42.2 倒挡型号选择52.3 齿轮型式选择62.4 轴的结构分析62.5 轴承型式62.6 换挡机构形式63 变速器主要参数的选择与主要零件的设计83.1 中心距83.2 齿轮模数 83.3 轴向尺寸83.4 齿型、压力角 及螺旋角 93.5 齿宽 b93.6 各挡齿轮齿数的分配103.6.1 确定一挡齿轮的齿数103.6.2 确定常啮合齿轮副的齿数113.6.3 确定其他挡位的齿数11

9、4 变速器的设计与计算134.1 齿轮的损坏形式134.2 计算各轴的转矩134.3 轮齿弯曲强度计算144.3.1 直齿弯曲应力 144.3.2 斜齿轮弯曲应力 154.4 轮齿接触应力 174.5 计算各挡齿轮的受力195 轴的强度计算225.1 轴的工艺要求225.2 初选的轴的直径225.3 轴的刚度验算225.3.1 第一轴235.3.2 二轴的刚度235.3.3 中间轴的刚度265.4 轴的强度计算295.4.1 第一轴295.4.2 第二轴的强度校核305.4.3 中间轴强度校核316 变速器同步器的设计346.1 同步器概述346.2 同步器主要参数的确定356.2.1 摩擦因

10、数 356.2.2 锥面半锥角 356.2.3 摩擦锥面平均半径 356.2.4 锁止角 357 变速器操纵机构设计368 经济技术分析37结论38致谢39参考文献40引言世界上第一台汽车是由德国工程师卡尔.苯茨(Kart Benz)在1886年发明的，当时并没有变速器。目前被广泛承认的第一台汽车变速器则出现在1894年。法国工程师路易师雷纳本哈特和埃米尔拉瓦索尔在其制造的本哈特拉瓦索尔汽车上准备了他们发明的变速器。直到1904年，本哈特拉瓦索手操作滑动齿轮变速器被汽车界普遍采用，从此改变了汽车的传动系统，变速器也正式踏进历史舞台。而当时变速器的原理，和现在手动变速器的原理几经基本相同了。汽车

11、在起步的时候，需要大的扭矩推动，小的转速即可；而在高速公路巡航的时候，汽车需要一个比较小的扭矩，和一个比较高的转速，利用惯性就能一直在高速上飞奔；而在超车的时候，汽车既需要大的扭矩作为加速之用，又需要很快的速度攀升。扭矩和转速综合起来就是发动机的功率，因此，只有当汽车在很高的速度运动时，才有可能迫使发动机输出最大功率。发动机的输出转速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。就是由于发动机和汽车需求之间的矛盾，才有了变速器生存的原因。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换

12、挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。如果用一句话来概括变速器的作用，那就是：改变发动机的扭矩和转速，使其适应车辆瞬时的需求。为了满足汽车和发动机在不同的速度下都能协调工作，变速器往往被设计成具有多个挡位可以选择。变速器的挡位设计也是随着发动机不断地进步而进步的，早期的发动机功率不足，因此变速器能起到的都是减速增扭，传动比都是大于1的。但随着发动机功率越来越强劲，现代轿车一般都具备传动比小于1的挡位。由于变速器的作用就是将发动机的转速变成车型行驶需要的转速(姑且忽略传动系统上另一个相对简单很多的减速部件)，因此变速范围和档位数量就显得格外重要。争论和分歧也是从此而来。不过电动机具有和内燃

13、机完全不一样的特点，现在甚至已经出现了直接套上轮子就可以驱动的电动机。而就在这个电驱时代全面来临之前，变速器正在进行一场史无前例的大战。1 绪论1.1 本课题研究的目的和意义随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无经变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一段时期，经过反复改进，成为现在的形式，制造技术趋于成熟化，与其它种变速器相比较，具有以下优点：1. 手动变速器结构简单，制造工艺成熟，制造成本低，性价比高。2. 靠驾驶员直接操纵变速杠杆进行抵挡，

14、抵挡机构简单，工作可靠。3. 手动变速器传动效率高，理论上比自动变速器更省油。4. 维修方便，维修成本低。在市场经济形势下，特别是当前国家对汽车变速器产品还拿不出完整规划的情况下，寻求引进更先进的汽车变速器，改进现有的变速器，从市场广度开发转变为深度开发，使产品系列化，通用化，标准化，组织好精益生产，降低成本，提高产品质量，才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。1.2 本课题研究现状和发展变速器作为汽车传动系统的重要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项重要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器

15、技术的发展。目前国内外的变速器主要向着自动变速器方向发展，自动变速器在实际中所占的比例越来越大，目前有一半以上的轿车和部分重型载货汽车上使用的是自动变速器。变速器作为汽车传动系统的重要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项重要依据。手动变速器的优势建立在机械传动效率高和驾驶员良好的驾驶技术之上，以操纵轻便和缩短抵挡时间为改进方向。自动变速器则以提高传动效率为努力方向，通过变速器与整车发动机的智能优化匹配达到安全、舒适、可靠和节能的目标。变速器技术的发展动向如下：1 节能与环境保护。变速器的节能与环境保护既包括传动系统本身，又包括与发动机的智能优化匹配。因此，研究高效率的传动系统来节约

16、能源，采用零污染的工作介质来避免污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行，是目前变速器技术的主要发展方身。2 应用新型材料。材料科学与信息技术是21世纪重点发展的科学技术领域。各种新型材料在变速器中的应用已经推动了汽车技术的发展和性能的提高。铝镁合金、陶瓷材料、高分子聚合物、纳米材料、梯度材料、表面镀膜技术等独特的性能特点，将对变速器的性能产生重要影响。3 高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪音、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向。要达到上述要求，可以进行变速器结构创新的研究，探索变速器的新类型：对传动材料和

17、机理进行研究，提高寿命，减小质量；进行变速器动力学特性和振动研究，以求提高特性、降低噪音、采用先进的制造技术来提高变速器的性能和降低成本。4 智能化、集成化。变速器智能化、集成化是信息、电子集成技术和控制技术与变速器技术的结合。其特点是根据发动机的特性和汽车的行驶工况，通过计算机智能控制，实现对变速器传动比的实时控制，使发动机工作在最佳状态。将变速器智能化，并且普及到大众化的汽车上。这样的汽车可以根据驾驶者的性情、路面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种因素，挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，确保安全。随着科技的发展和汽车工业的不断向前进步，汽车自动变速器会越来

18、越多的得到应用。 2 变速器传动机构布置方案2.1 变速器类型的选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。通常，有级变速器具有3、4、5个前进挡；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多挡变速器，其前进挡位数多达616个甚至20个。根据前进挡的不同，变速器有三、四、五和多挡几种。根据轴的形式不同，可分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者分为两轴式、中间轴（三轴式）式、两中间轴式和多中间轴式变速器。其中两轴式和三轴式应用最广泛。两轴式变速器如图 1 所示。多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮会动。图1f 中的倒挡齿轮为常啮

19、合齿轮，并用同步器换挡；图1d 所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。在两轴式变速器中，作为动力输入轴的第一轴与作为输出轴的第二轴为平行布置而省去中间轴，即各前进挡均由一对齿轮传递动力。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑，且除最高挡（无直接挡）外，其它各挡的传动效率均较高、噪声较低。两轴式变速器与离合器、主减速器的壳体连成一体，且主减速器主动齿轮就装在变速器第二轴的输出端。当发动机横置时，主减速器还可以采用斜齿圆柱齿轮。三轴式变速器如图 2 所示。图2 中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别为图 2a、b 所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡，图 2 c所示传动方案的二

20、、三、四挡用常啮合齿轮会动，而一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡。三轴式变速器第一、二轴同心并与中间轴平行。第一轴后端以与其成一体的常啮合齿轮及第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，同步器或换挡齿轮装在第二轴上，由变速杆推动拨叉进行操纵换挡。将第一、二轴直接连接起来传递转矩时称为直接挡，此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩。因此，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其它前进挡需要依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距（是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挡传动比，这是三轴式的另一优点。其缺点是除直接挡外其他各挡的传

21、动效率有所降低。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损。由于所设计的汽车是微型汽车，发动机为前置后驱形式，因此采用四挡中间轴式变速器。2.2 倒挡型号选择与前进挡比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，本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。变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡

22、与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。2.3 齿轮型式选择变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。在工作中，多以常啮合斜齿轮的传动形式配以同步器或啮合套换挡。直齿圆柱齿轮仅用于一些变速器的一挡和倒挡。本方案除倒挡用直齿轮处，其它各齿均用斜齿轮。2.4 轴的结构分析第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向心寸，其花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一

23、考虑，一般都是采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的，以便于齿轮的安装，但各截面尺寸不应相差悬殊。用弹性挡圈定位各挡齿轮虽简单，但不能承受大的轴向力，且旋转件端面有滑磨，故仅用于轻型及以下的汽车变速器上。当一、倒挡采用滑动齿轮挂挡时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，且要求磨削定心外径及键齿侧。中间轴多为旋转式的并支承在其两端的滚动轴承上。其上的一挡齿轮常与轴做成一体，而其它齿轮则用键与轴连接，以便于更换。固定式中间轴为仅起支承作用的光轴。2.5 轴承型式第一轴前轴承采用向心球轴承；后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它既承受径向负荷，也受向外的轴向负荷。后轴承的

24、座孔应能使第一轴齿轮通过，以便于工作于拆装。第二轴前轴承多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承。某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵消，未抵消部分由后轴承承受。第二轴的常啮合齿轮多由滚针轴承支承，也有用滑动轴套的。2.6 换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾

25、驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡外已很少使用。本方案中，由于只有在停车时才使用倒挡，而且不经常使用，故倒挡采用直齿滑动齿轮。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。增设啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某此要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且

26、与同步器换挡比较还有结构简单、制造容易、能够降低制造成本及减小变速器长度等优点。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。本方案中，除倒挡外，采手同步器换挡。3 变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.1 中心距对三轴式变速器面言，其中心距系指第一、二轴中心线与中间轴中心线之间的距离。变速器中心距对其尺寸及质量的大小有直接影响。它也代表着变速器的承载能力。三轴式变速器的中心距A，可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

27、（mm) （31）式中：KA中心距系数，轿车取 KA=14.516.0,货车取 KA=17.019.5. 发动机最大转矩，则 = 62.6271.84 (mm)初选中心距 A = 66mm.3.2 齿轮模数 变速器齿轮的法向模数由下表给出的范围按国标 GB137578规定选取。 汽车变速器齿轮的法向模数 （mm）车型微型、普通级轿车中级轿车中型货车重型车2.252.752.753.003.504.504.506.00从轮齿应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，一个变速器的齿轮模数应尽量统一，多采用折衷方案。出于工艺性考虑，同一变速器的接合齿采用同一模数，其选取范围为：

28、轿车及轻、中型货车取 2.03.5；重型货车取3.55.0；选取较小模数并增多齿数有利于换挡。综上所述：齿轮的模数定为 2.5mm.3.3 轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。轿车四挡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挡数有关：四挡（2.22.7）A 五挡（2.73.0）A 六挡（3.23.5）A本次设计微型汽车 4+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是 3*66mm = 198mm.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。3.4 齿型、压力角 及螺旋角 汽车变速器及分动器齿轮都采用渐开线齿廓。为

29、改善啮合状态、降低噪声和提高强度，现代轿车变速器齿轮多采用高齿且修形的齿形。国家规定的齿轮标准压力角为 ，压力角 增大使根圆齿厚及节圆处渐开线曲率半径都加大，从而使齿轮的弯曲强度与接触强度都会提高，但不根切的最小齿数减小，重合度减小，噪声高亦随之增大。螺旋角 也应选择适宜，太小，发挥不出斜齿轮的优越性；太大，会使轴向力过大。增大螺旋角使齿轮啮合的重合系数增大，工作平稳、噪声降低，齿的强度也相应提高。但当 时，虽然接触强度会继续提高，而弯曲强度则会骤然下降。因此，从提高低挡齿轮的弯曲强度考虑， 角也不宜过大。齿型、压力角 及螺旋角 车型齿型压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形14.5，15，16，1

30、6.52545一般货车GB1356 规定的标准齿形202030重型车GB1356 规定的标准齿形22.5，25 低挡、倒挡齿轮小螺旋角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、第二轴上的斜齿轮取左旋，第一、第二轴的轴向力经轴承盖由壳体承受。变速器各对齿轮之间会因模数或齿数不同等原因而使它们的中心距不等，设计时可用调整螺旋角的方法使中心距一致起来。综上所述：齿轮的模数定为 2.5 mm； 压力角定为 螺旋角为 3.5 齿宽 b 选择时既要考虑质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证强度及工作平稳性的要求。通常可按下式确定： 式中：齿宽系数，直齿轮取

31、 =4.47.0，斜齿轮取 =7.08.6； 齿轮的法向模数。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。3.6 各挡齿轮齿数的分配本设计变速器结构示意图如下图所示：图3-1 变速器结构示意图3.6.1 确定一挡齿轮的齿数一挡传动比为： 。 （32）为了确定 和 的齿数，先求其齿数和 ：。 （33）其中 A = 66mm，= 2.5mm，故得 = 45.7。当轿车三轴式的变速器 =3.53.9时，则可在1517范围内选择，此处选 =17，则可得出 =29。上面根据初选的 A 及 计算出的 不是整数，将其调整为整数后，从式（33）看出中心距有了变化，这时应从 及齿轮变位系

32、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。将 修正为46，则根据式（33）反推出 A = 66.40mm。3.6.2 确定常啮合齿轮副的齿数由式（32）求出常啮合齿轮的传动比 （34）由已经得出的数据得 =0.59。 而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等 （35）由此可得： += 46 （34）、与联立可得：=15.2，=30.8。取整为 =15，=31。3.6.3 确定其他挡位的齿数二挡： （36） 又= 2.02。= 1.06。 += 46。 （37）由式（36）、（37）得：=18.4，=22.3。 取整得：=24，=22。三挡： （38） 又=2.02。

33、=0.667。 += 46. (39)由式（38）、（39）得：=18.4，=27.6。 取整得：=18，=28。倒挡：倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同。一般情况下，倒挡齿轮 的齿数一般在 2123 之间，此处取 =22。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮 略小，取 =15。由 得 =26.1，取整 =26。可以计算出中间轴与倒挡轴的中心距 = 46.25mm，倒挡轴与第二轴的中心距= 60.00mm.4 变速器的设计与计算4.1 齿轮的损坏形式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。轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受

34、到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，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得极少，而后者出现得多些。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于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剥落而形式小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的低挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，

35、导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现较小。4.2 计算各轴的转矩发动机最大转矩 = 50，转速 3500，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 轴 中间轴 轴一挡 二挡 三挡 倒挡 4.3 轮齿弯曲强度计算4.3.1 直齿弯曲应力 （41）式中：弯曲应力 （MPa）；计算载荷（）；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。齿宽系数，直齿轮取=4.47.0。模数（mm

36、）；齿形系数，如下图 4 所示：图 4-1 齿形系数图当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400850 MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮 9，10，11 的弯曲应力： 400850MPa 400850MPa 400850MPa4.3.2 斜齿轮弯曲应力 （42）式中：弯曲应力 （MPa）；计算载荷（）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角；应力集中系数，可近似取=1.50；齿形系数，可按当量齿数 在图 4 中查出；齿宽系数，取=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

37、时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在基础上180350MPa 范围，对货车为 100250MPa。计算一挡齿轮 1，5 的弯曲应力： 180350MPa 180350MPa计算二挡齿轮 2，6 的弯曲应力： 180350MPa 180350MPa计算三挡齿轮 3，7 的弯曲应力： 180350MPa 180350MPa计算常啮合齿轮 4，8 的弯曲应力： 180350MPa 180350MPa4.4 轮齿接触应力 （41）式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（）；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）,取 =2.06*105 ；齿轮接触的实际宽度

38、（mm）,取=7*2.5=17.5mm；、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）；计算一挡齿轮 1，5的接触应力 19002000MPa 19002000MPa计算二挡齿轮 2，6的接触应力 13001400MPa 13001400MPa计算三挡齿轮 3，7的接触应力 13001400MPa 13001400MPa计算常啮合齿轮 4，8的接触应力 13001400MPa 13001400MPa计算倒挡齿轮 9，10，11的接触应力 19002000MPa 19002000MPa 19002000MPa变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳

39、氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡130014006507004.5 计算各挡齿轮的受力一挡齿轮 1，5的受力 一挡齿轮 2，6的受力 一挡齿轮 3，7的受力 常啮合齿轮 4，8的受力 倒挡齿轮 9，10的受力 5 轴的强度计算5.1 轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体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 。对于采用高频或渗

40、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。5.2 初选的轴的直径已知中间轴式变速器的中心距 A=66.40mm ，第二轴和中间轴中部直径 d(0.450.60)A ，轴的最大直径d 和支承距离 L 的比值：对中间轴：d/L=0.160.18.对第二轴：d/L=0.180.21。第一轴花键部分直径 d(mm) 可按下式初选 式中：K 经验系数，K =4.04.6； 发动机最大转矩，。 第一轴花键部分直径 =（4.04.6） = 14.7416.95 mm。第二轴最大直径 (0.450.60)66.40 = 29.8839.84 mm。中间

41、轴最大直径 (0.450.60)66.40 = 29.8839.84 mm。 第二轴：/ = 0.180.21，第一轴及中间轴 /L = 0.160.18。 第二轴支承之间的长度 = 142.29221.33 mm。 中间轴支承之间的长度 L = 166.00249.00 mm。 第一轴支承之间的长度 = 122.89158.94 mm。5.3 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 ，可分别按下式计算： 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力，（）； 齿轮齿宽中间平面上的圆周力，（）；弹性模量，（MPa）， = 2.1 MPa ； 惯性矩，（），对于实心轴， ；d 为轴的直

42、径（mm）,花键处按平均直径计算；a、b齿轮上的作用力距支座 A、B 的距离（mm）；L支座间的距离（mm）。轴的全挠度为 0.2 mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 = 0.050.10 mm, = 0.100.15 mm.齿轮所在平面的转角不应超过 0.002 rad。与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承直接装在轴上，这就能够增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。5.3.1 第一轴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。5.3.2 二轴的刚度图5-1 二轴尺寸示意图二轴受力弯曲示意图：图5-2 二轴腕力弯曲示意图一挡时 0.050.1