毕业设计（论文）电动汽车传动机构设计.doc

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1、目 录摘 要IAbstractsII目 录III第一章 绪论1第二章 变速器的概述及其方案的确定32.1 变速器的功用和要求32.2 变速器结构方案的确定32.2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择32.2.2 倒挡传动方案42.3 变速器主要零件结构的方案分析52.3.1 齿轮型式52.3.2 换挡结构型式52.3.3 变速器轴承5第三章 变速器主要参数的选择63.1 挡数和传动比63.1.1 挡数63.1.2 传动比范围63.2 中心距A63.3 外形尺寸73.4 齿轮参数7第四章 变速器主要零件的设计及校核114.1 各挡齿轮齿数的分配114.1.1 确定一挡的齿数114.1.2 确

2、定常啮合传动齿轮副的齿数124.1.3 确定其他各挡齿数：124.2 齿轮的损坏形式144.3 齿轮强度验算154.3.1 直齿轮弯曲应力154.3.2 斜齿轮弯曲应力164.3.3 轮齿的接触应力164.4 轴的设计及强度计算184.4.1 轴的设计184.4.2 确定轴的尺寸194.4.3 第二轴校核214.4.4 中间轴的校核：24第五章 同步器的设计及校核275.1 同步器的结构275.2 同步环主要参数的确定285.2.1 同步环锥面上的螺纹槽285.2.2 锥面半锥角295.2.3 摩擦锥面平均半径R295.2.4 锥面工作长度b295.2.5 同步环径向厚度305.3 同步器的尺

3、寸计算及校核315.3.1 同步环结构参数及尺寸的确定：315.3.2 一倒挡，二三挡同步器校核32第六章 变速器的操纵机构33结 论34致 谢35参考文献36摘 要电动汽车作为一种常用的家、商用车，已在现代的社会中占有举足轻重的地位。人们的衣食住行的便利，都有汽车运行方面的功劳。社会经济的发展，人们生活水平的提高更需要汽车的便利，电动汽车已成为一个国家乃至整个世界不可缺少的一样出行交通工具。变速器是汽车传动系统结构中最重要的部分之一，汽车的前进、后退，增速、减速都要靠变速器传动来实现。而且变速器在汽车的动力性和燃油经济性上也有很重要的影响。本设计主要是齿轮的尺寸计算及校核，轴的尺寸计算和位置

4、的确定，选择设计满足其承载能力的同步器。另外，针对齿轮作用力的不同，在不同的轴上选择合适的轴承。利用软件AUTCAD完成变速器总成图、第一轴、第二轴、中间轴、各个挡齿轮及同步器的设计。随着我国汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的需求也越来越高。通过对人们对电动汽车变速器要求的设计，我了解到变速器在汽车结构中具有着重要的作用，因此变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义。关键词：汽车；变速器；齿轮；AutocadAbstractsElectric cars as a kind of common house, commercial vehicle, already in the mod

5、ern society plays a very important role. Peoples shelter and food is convenient, have the car runs aspects of the credit. The development of social economy, the improvement of peoples living standard need more convenient, car electric car has become a national and even the whole world as indispensab

6、le to travel transport.Transmission auto transmission system structure is one of the most important parts of the forward, backward, automobile, growth, deceleration all must depend on the transmission drive to achieve. And the transmission in a cars fuel economy performance and there is also a very

7、important influence.This design is mainly gear size calculation and checking, shaft dimension calculation and positioning, selection of design meet its carrying capacity synchronizer. In addition, based on the different, in gear forces on different axis to choose the appropriate bearings. Using the

8、software AUTCAD complete transmissions figure, first axis, the second shaft, each block oart, the design of gear and synchronizer.With the rapid development of Chinas automobile industry, people on the car needs more and more is also high. Through the people to the design of electric automobile tran

9、smission requirements, I learned that the transmission in car structure has an important role, so the transmission of the structure of the development of automobile industry improvement with progress has a profound significance.Keywords: car; Transmission; Gear; Autocad第一章 绪论改革开放以来,中国汽车工业的发展驶入了快车道，汽

10、车产量不断飙升,1971年、1988年、1992年和 2000年分别突破10万辆、50万辆、100万辆和 500万辆，己成功跻身世界汽车四强之列。随着汽车工业的飞速发展，人民生活水平的提高，高速公路高等级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活的一部分。19802001年，我国汽车消费量年均增长高达18，特别是进入九十年代以后，国内汽车产量以l2年递增10万辆的速度高速增长，目前在汽车市场的比重己超过30，成为我国汽车需求增长的重要拉动力量。大力发展公共交通，“鼓励汽车进入家庭”己经被党中央写入“十五计划”。电动汽车更是必须发展的项目之一。国家经贸委提出，“十五”期末我国汽车产量要达3

11、20万辆左右，力争到2010年使之成为国民经济的支柱产业。规划预计到2010年，轿车产量为 110万辆左右；汽车工业增加值为 1300亿元，占国内生产总值 1左右，汽车产品基本满足国内市场需求。电动汽车发展现状： 1国外主要国家电动汽车发展情况 世界各国著名的汽车厂商都在加紧研制各类电动汽车，并且取得了一定程度的进展和突破。 第一，日本一直以来，出于对能源危机和环境保护的关注及占领未来世界汽车市场的考虑，日本十分重视电动汽车的研制与开发。从目前世界范围内的整个形势来看，日本是电动汽车技术展速度最快的少数几个国家之一，特别是在混合动力汽车的产品发展方面，日本居世界领先地位。目前，世界上能够批量产

12、销混合动力汽车的企业，只有日本的丰田和本田两家汽车公司。1997年12月，丰田汽车公司首先在日本市场上推出了世界上第一款批量生产的混合动力轿车PRIUS。该轿车于2000年7月开始出口北美，同年9月开始出口欧洲，现在已经在全世界20多个国家上市销售。目前推出的产品已经是多次改进后的第二代产品，其生产工艺更为成熟。根据丰田汽车公司的测试，PRIUS轿车在城市工况下比同等排量的花冠轿车节油44.4%；在市郊节油29.7，综合节油40.5。有关统计数据显示，丰田汽车公司已占有全球混合动力汽车市场90的份额。2004年9月15日，一汽集团与日本丰田汽车公司在北京举行了混合动力汽车合作项目签字仪式，宣布

13、双方在2005年内。共同生产丰田PRIUS混合动力轿车。PRIUS混合动力轿车将在同年进入中国市场。继PRIUS混合动力轿车之后，丰田汽车公司还推出了ESTIMA混合动力汽车和搭载软混合动力系统的CROWN轿车。丰田汽车公司在普及混合动力系统的低燃耗、低排放和改进行驶性能方面已经走在了世界的前列。此外。本田汽车公司开发的Insight混合动力电动汽车也已投放市场.供不应求。2002年4月，本田汽车公司在美国市场上投放了Civic混合动力汽车。日产汽车公司近日宣布，将于2006年向美国市场销售Ahima牌混合动力汽车，这是其于2002年与丰田汽车公司签署联合生产混合动力汽车协议的第一个产品。 第

14、二，美国。美国的汽车公司在电动汽车产业化方面比来自日本的同行逊色不少，三大汽车公司仅仅小批量生产、销售过纯电动汽车，而混合动力和燃料电池电动汽车目前还未能实现产业化，来自日本的混和动力电动汽车在美国市场上占据了主导地位。 美国能源部与三大汽车公司于1993年签订了混合动力电动汽车开发合同，其中通用汽车公司投入1.48亿美元。福特汽车公司投入1.38亿美元，克莱斯勒汽车公司投A.8 480万美元，进行为期5年的研制开发工作，并于1998年北美国际汽车展上展出了样车。在此基础上。现已推出三款混合动力概念车GM Precept、Ford Prodigy、Daimler chrysler Dodge

15、ESX3。2004年12月14日。通用汽车公司与戴姆勒一克莱斯勒汽车公司对外宣布。双方将在开发混合动力电动汽车的技术领域携手，共同推进此项技术的发展。 2我国电动汽车发展情况 与世界其他国家一样。电动汽车研发工作在我国也正在如火如荼的进行着：“十五”期间，国家从维护我国能源安全、改善大气环境、提高汽车工业竞争力、实现我国汽车工业的跨越式发展的战略高度考虑。设立“电动汽车重大科技专项”，通过组织企业、高等院校和科研机构，集中国家、地方、企业、高校、科研院所等方面的力量进行联合攻关：为此，从2001年10月起，国家共计拨款8.8亿元作为这一重大科技专项的经费。 我国电动汽车重大科技专项实施4年来，

16、经过200多家企业、高校和科研院所的2 000多名技术骨干的努力，目前已取得重要进展：燃料电池汽车已经成功开发出性能样车，燃料电池轿车累计运行4 000km，燃料电池客车累计运行8 000km；混合动力客车已在武汉等地公交线路上试验运行超过14万km；纯电动轿车和纯电动客车均已通过国家有关认证试验。燃料电池汽车。均采用电一电混合驱动方案，在整车操控性能、行驶性能、安全性能、燃料利用率等方面均已得到较大提高。2004年5月在北京召开的世界氢能大会上，我国自主研发的燃料电池轿车和客车样车与世界领先的奔驰公司样车同堂展示，引起了世界的惊赞。在10月举行的必比登世界清洁汽车挑战赛上，我国自主研发的燃料

17、电池轿车在7个单项奖中获得5个A（在高速蛇行障碍赛、噪音、排放、能耗、温室气体减排5个单项指标方面的最高等级）的好成绩，燃料电池城市客车也以较高的技术性能和可靠性在挑战赛中取得了良好的成绩。混合动力汽车。一汽、东风、长安、奇瑞等汽车公司对此都投入了较大的人力、物力。各车型均已完成功能样车开发。2003年11月8日，湖北省启动武汉电动汽车试验示范运行工作，先后投A.6辆由东风电动车辆股份有限公司研制的混合动力客车，已累计运行14万km，载客15万人次；混合动力轿车按ECE城市工况与基本车型进行的对比试验显示，其燃料经济性提高40左右，达到了节油的目的。长安汽车公司采用同轴ISG轻度混合方案，成功

18、开发了第二轮功能样车和第三轮性能样车，并在国内率先开展了混合动力专用发动机开发。经过国家检测机构测试。动力性能接近参考车的水平，综合油耗降低接近17，排放达到欧标准。 纯电动汽车。目前纯电动轿车和纯电动客车均已通过国家质检中心的型式认证试验，各项指标均满足有关国家标准和企业标准的规定：天津清源电动车辆有限公司等单位研发的纯电动轿车。其整车的动力性、经济性、续驶里程、噪声等指标已超过法国雪铁龙公司赠送的纯电动轿车和箱式货车，初步形成了关键技术的研发能力：北京理工大学等单位初步完成了北京理工科凌电动车辆股份有限公司密云电动车辆产业化生产基地的建设。并于2003年12月30日顺利通过北京市公共交通总

19、公司组织的示范运行车组验收。小批量研发生产的4种车型、近40辆公交车即将投入北 本论文将根据汽车变速性能的特点以及实际的需求设计一个手动式载货车变速器。第二章 变速器的概述及其方案的确定2.1 变速器的功用和要求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。对变速器的基本设计要求：1、保证汽车有必要的动力性和经济性。2、设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3、设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4

20、、设置动力输出装置。5、换挡迅速、省力、方便。6、工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7、变速器应有高的工作效率。8、变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求1。2.2 变速器结构方案的确定变速器由传动机构与操纵机构组成。2.2.1 变速器传动机构的结构分析与型式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（=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、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接

21、影响。在本次设计中，已经给出传动比的相关参数：，=2.995，=1.671，=1，=0.786。 在本次设计中有5个前进挡，1个倒挡。优点实现迅速、无声换挡。采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比为0.786的超速挡，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。本设计采用的中间轴变速器，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是中间轴式变速器的主要优点。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挡传动比，这是中间轴轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接挡外其他各挡的传动效率有所下降。2.2.2 倒

22、挡传动方案图2.1为常见的倒挡布置方案。本设计采用图2.1f所示的传动方案。因为图2.1f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。图2.1b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2.61c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2.1d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.1c所示方案。图2.1e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。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2.1g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使

23、变速器上盖中的操纵机构复杂一些。图2.1 变速器倒挡传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，变速器的低挡与倒挡，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2。2.3 变速器主要零件结构的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、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。2.3.1 齿轮型式本设计即除倒挡外，均采用斜齿轮传动。因为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。2.3.2 换挡结构型式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器

24、三种。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。2.3.3 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。在本设计中第一轴后轴承采用球轴承。变速器第二轴后轴承按直径系列采用圆柱滚子轴承。中间轴前轴承采用圆锥滚子轴承。中间轴后轴承也采用圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承具有直径较小、宽度较宽因而容量大可承受高负荷等优点2。第三章 变速器主要参数的选择3.1 挡数和传动比3.1.1 挡数本次变速器设计为5个前进挡，1个倒挡。5个挡多适用于商用车变速器

25、。增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。3.1.2 传动比范围本设计任务书中已给的传动比为： 传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。3.2 中心距A对中间轴式变速器，中间轴与第二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、轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。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2。初选中心距A时，可根据下

26、述经验公式计算 （3.1）式中，A为变速器中心距（mm）；KA为中心距系数，乘用车：KA =8.99.3，商用车：KA=8.69.6，多挡变速器：KA =9.511.0；此设计中取KA=9.1, 为发动机最大转矩（Nm）；任务书中已给出，为变速器一挡传动比；，g为变速器传动效率，取96%。 轿车变速器的中心距在6580mm范围内变化，而货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。本设计是轻型载货汽车的变速器，经过计算在所要求的范围内。3.3 外形尺寸轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用： 四挡 （2.22.7）A 五挡 （2

27、.73.0）A 六挡 （3.23.5）A 所以本设计壳体的轴向尺寸为:3.4 齿轮参数3.4.1 模数的选取“模数”是指相邻两轮齿同侧齿廓间的齿距t与圆周率的比值(mt/)，以毫米为单位。模数是模数制轮齿的一个最基本参数。应该指出，选取模数的时候要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，要选取较小的模数，因为可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减小齿轮噪声，所以为了减小噪声应合理减小模数同时增加齿宽，从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑各挡齿轮应该选用不同的模数，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

28、重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。变速器齿轮模数范围大致如下：微型、普通级轿车 2.252.75 中级轿车 2.753.00 中型货车 3.504.50 重型货车 4.506.00本设计为：一挡 二挡 3.4.2 压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对于商用车，为提高齿轮承载能力应选用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

29、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。本设计中压力角选为，同步器的压力角选为30。3.4.3 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，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；从而提高高挡齿轮的接触强度

30、和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少负荷提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。中间轴上的齿轮螺旋方向一律取为右旋，则第一轴、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。倒挡设计为直齿时，在这个挡位上工作时，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为挡位使用的少，所以也是允许的），而此时第二轴上没有轴向力作用。根据图3.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： Fa1=Fn1tan1 （3.2） Fa2=Fn2tan2 （3.3）由于，为使

31、两轴向力平衡，必须满足 式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；Fn1、Fn2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；r1、r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。斜齿轮螺旋角选用范围： 轿车变速器： 两轴式为2025 中间轴式为2234 货车变速器：1626 所以选各挡螺旋角： 图3.1 中间轴轴向力的平衡3.4.4 齿宽在选择齿宽时，应该注意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齿宽受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因

32、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m（mn）的大小来选定齿宽b：直齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为4.58.0 斜齿：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取为（24）mm。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。 本设计各挡齿宽为：一挡 取值为26mm二挡 取值为26mm三挡 取值为23mm 四挡 取值为23mm五挡 取值为21mm3.4.5 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。

33、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，并认为齿轮上受到的载荷集中作用到齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00本设计齿顶高系数选为1.00第四章 变速器主要零件的设计及校核4.1 各挡齿轮齿数的分配 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。 图4.1 变速器简图4.1.1 确定一挡的齿数一挡传动比： 中间

34、轴上小齿轮的最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的影响，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸和齿轮齿数都要统一考虑。因本设计是轻型载货汽车中间轴一挡齿轮齿数选为14，螺旋角选为22。一挡为斜齿 4.1.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数常啮合齿轮传动比: 得出 4.1.3 确定其他各挡齿数：1、 二挡 得出 得出 重新确定螺旋角 2、 三挡 得出 根据 得出 重新确定螺旋角3、 五挡 m n=3.25 得出 得出 重新确定螺旋角 4、 倒挡倒挡选用直齿圆柱齿轮。取中间轴倒挡齿轮 倒挡轴齿轮 得 倒挡轴与中间轴的中心距 第二轴与倒挡轴的中心距 4.2 齿轮的损坏形式齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥

35、落和移动换挡齿轮端部破坏。轮齿折断分以下两种情况：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，这是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挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏3。4.3 齿轮强度验算4.3.1 直齿轮弯曲应力1、 直齿轮弯曲应力 （4.1）

36、式中：-弯曲应力（MPa）； -一挡齿轮10的圆周力（N）， ；其中为计算载荷（Nmm），d为节圆半径 -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；b-齿宽（mm），取20 t-端面齿距（mm）； y-齿形系数，如图4.1所示。 图4.1 齿形系数图因为齿轮节圆直径d=mz，式中z为齿数，所以将上述有关参数带入（4.1）后得 （4.2）1、 倒挡轴齿轮弯曲应力（从动齿轮）4.3.2 斜齿轮弯曲应力 （4.2）式中，圆周力（N）, =2/d；为计算载荷（N.mm）；d为节圆直径（mm），d=（z）/cos，为法向模数；为斜齿轮螺旋角；为应力集中系数，

37、=1.50；b为齿面宽（mm）；t为法向齿距（mm），t=；y为齿形系数，可按当量齿数在图4.1中查得；为重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数代入（4.2），整理后得到斜齿轮弯曲应力为 （4.3）当计算载荷 取作用到变速器第一轴的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，需用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。一挡：(主动齿轮)依据计算最低挡齿轮的弯曲应力，符合要求，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。4.3.3 轮齿的接触应力 （4.4） 式中， -齿轮的接触应力（MPa）； F-齿面上的法向力（N），； -圆周力在（N）， -节点处的压力角（25）；-齿轮螺旋角

38、（）；E-齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取；b-齿轮接触的实际宽度，20mm；-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮： （4.5） （4.6）斜齿轮： （4.7） （4.8） 其中，分别为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下表：表4.1 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 19002000 9501000常啮合齿轮和高挡 13001400 6507001、 齿轮接触应力因为常啮合齿轮的接触应力是最大的，若常啮合齿轮满足需用接触应力的话，其他档齿轮接触应力均满足：所以四档齿轮接触应力为

39、： 经过计算得出的接触应力在变速器齿轮的许用接触应力范围内，所以都满足要求。所以其他各档位均满足。4.4 轴的设计及强度计算4.4.1 轴的设计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。轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算是仅算轴的挠度和转角。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，可以不计算。第一轴如图4.2所示：图4.2 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

40、旋转轴式传动方案。由于一挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。如图4.3 图4.3 变速器中间轴 4.4.2 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：第二轴和中间轴的直径初步选定 （4.9）取中部直径为55mm。第一轴： （4.10）式中，K为经验系数，K=4.04.6；-发动机的最大扭矩， Nm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：中间轴： d/L=0.160.18； L=(306344)mm10第二轴： d/L=0.180.21； L=(262306)mm。 第一轴传递的转