车辆工程毕业设计181设计一款三轴六档手动变速器.doc

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1、摘要随着汽车工业的发展，车用变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。本设计在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算；并对变速器的传动方案和结构形式进行设计；同时对操纵机构和同步器的结构进行设计；从而提高汽车的整体性能。关键词：变速器 齿轮 轴 同步器AbstractAlong with the development of the automobile industry,the trend of car transmission designing is to increase it

2、s transmission power and decrese its weight,and hope have smaller size and excellent performance. The design based on the FAW-Volkswagen Automotive Company, In conditions that knowing the engine output torque,speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focus on the designing of tr

3、ansmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design; Meanwhile on the structure of components to manipulation and synchronous design; thereby enhancing the overall performance of cars.Keywords: Transmission Gear Shaf

4、t Synchronizer 目录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 选题的背景、目的及意义11.2 发展趋势11.2.1 汽车变速器行业技术发展趋势11.2.2 国内变速器行业技术现状及趋势21.2.3 设计主要内容2第2章 总体方案选择42.1 设计依据42.2 变速器传动机构选择42.3 操纵机构的选择5第3章变速器主要参数的选择及计算73.1档数的确定73.2传动比的确定73.2.1各档传动比的确定73.2.2其他各档传动比初选83.3外形尺寸的初选93.4齿轮参数选择103.4.1模数103.4.2压力角103.4.3螺旋角113.4.4齿宽b123.5各档齿轮齿数的分配

5、123.5.1一档齿数及传动比的确定123.5.2对中心距A进行修正133.5.3其他齿数及传动比确定143.6变速器齿轮的变位153.6.1采用变位齿轮的原因153.6.2变位系数的选择原则：153.6.3二档齿轮的变位15第4章齿轮与轴的设计计算184.1齿轮设计与计算184.2轮齿强度计算194.2.1斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算194.2.2斜齿齿轮轮齿接触应力234.3轴的设计计算254.3.1轴的工艺要求264.3.2初选轴的直径264.3.3轴最小直径的确定274.4. 1轴的挠度验算284.4.2轴的强度计算334.5轴承的选择与校核394.5.1一轴轴承的选择与校核394.5.2

6、二轴轴承的选择与校核424.5.3中间轴轴承的选择与校核43第5章同步器设计455.1惯性式同步器455.2同步器工作原理465.3同步器的主要参数的确定465.3.1摩擦系数465.3.2 同步环主要尺寸的确定475.3.3锁止角485.3.4同步时间t48结论49致谢50参考文献51千万不要删除行尾的分节符，此行不会被打印。在目录上点右键“更新域”，然后“更新整个目录”。打印前，不要忘记把上面“Abstract”这一行后加一空行第1章 绪论1.1 选题的背景、目的及意义变速器是汽车中重要的组成部分，它是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

7、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，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。国产商用车所搭载的变速器主要以国产手动档变速器为主。汽车变速器是影响整车动力性、经济性、舒适性的重要总成，国内外的汽车制造与销售数据显示，人们对汽车驾乘的舒适性越来越重视。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度应能在很大范围内变化。内燃机曲轴转速变化范围都较小，远远满足不了车速应在很大范围内变化地要求，所以变速器应在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。同时对于所设计的方案力求实现：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

8、传输；3、设置倒档，使汽车能到推行驶；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，工作可靠；6、变速器应当有高的工作效率，噪声低。1.2 发展趋势1.2.1 汽车变速器行业技术发展趋势汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速(ContinuouslyVariableTransmission简称CVT)。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显著优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是，人们始终没有放弃寻找实现理想

9、汽车变速器的努力，各大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情，极度重视CVT在汽车领域的实用化进程。1.2.2 国内变速器行业技术现状及趋势目前，国内企业对变速器的这几种技术都有不同程度的研发，其中，CVT的产业化和科研水平走在最前面，AMT正在加速产业化。近日，在国家发改委的推动下，国内10家以上整车企业已经和美国博格华纳公司成立了一家名为中联发实业有限公司的合资企业，共同研发双离合器变速器(以下简称DCT)的关键技术。全球掌握DCT技术的公司主要就是博格华纳公司和舍弗勒公司。中国市场会在一定时期内出现多种变速器品种并存的现状，这会使中国的市场更加多元化，同时也会使竞争更加激烈。中国

10、汽车产业巨大的市场，将会使中国变成世界变速器的重要市场。CVT进入中国已经有些年头，但是并没有被中国消费者广泛接受。到2010年，中国轻型车市场对最大输入扭矩为150Nm以下范围的变速器的需求将超过350万台。其中，双离合器变速器可能会占80的市场份额。中国未来的变速器市场将会呈现两大集团的局面。即合资企业主攻自动变速器，自主品牌企业则主攻手动变速器。这两大集团的业务也会有交叉，相互之间会是一种优势互补的关系。1.2.3 设计主要内容1.总体方案分析根据车型全面考虑，包括它的可行性、经济性、安全性、舒适性、操纵稳定性、平顺性、动力性、高速性等一系列问题，才能使开发出的车在市场上有竞争力，才能被

11、人们所接受。2.变速器总体布置，确定系统的性能参数总体方案出台后，就要对变速器进行总体布置，确定各系统参数，根据各系统性能的需要开始设计各零件。3.传动系统的设计传动系统的布置和组成取决于发动机的结构形式、布置位置和车辆的驱动形式。4 .变速器结构设计与计算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，同时使发动机再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。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。最后进行变速器整体的性能分析，在对各种结构件进行了分析计算后，绘制变速器的整体装配图及各主

12、要零部件的零件图。变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。第2章 总体方案选择2.1 设计依据根据设计任务书，本次设计是在已知整车主要参数的情况下进行设计一款三轴六档手动变速器。已知的CA141整车主要技术参数如表2.1所示。表2.1 CA141整车主要技术参数发动机最大功率99.36kw车轮型号215/70R15发动机最大转矩380N.m主减速器传动比6.39额定转速3200r/min最高车速90km/h总质量9310kg爬坡度30%2.

13、2 变速器传动机构选择根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。三轴式变速器传动比范围是变速器低挡传动比与高档传动比之比值。目前，一般用途的货车为5.08.0。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可以提高汽车的运输效率，降低运输成本。但档位数增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。图2.1（a） (b)

14、是车用三轴式，各前进档均采用同步器的变速器简图。在这些简图中，一档及倒档齿轮均布置在支承附近。这种布置最合理，因为一档、倒档工作时的齿轮径向力最大，如果将他们布置得远离支承点则会引起更大的轴变形，产生更大的挠度和更大的断面转角。而将常使用的档位布置在轴断面转角最小的区段（接近轴的中间位置），以得到较好的啮合条件，从而降低噪声，减小轮齿磨损。其中，图2.1（c）的布置，是将一档齿轮布置得比倒档齿轮更靠近支承，这是由于挂倒档的时间总是很短的缘故。图2.1（d）是具有超速挡的五档变速器，其超速挡与倒档齿轮均布置在附加的壳体内。六档变速器在现代货车上得到日益广泛的应用。本设计采用图2.1（f）的结构方

15、案，可使汽车在变型时不必改变主减速比就可提高行驶速度。 （f） 图2-1 车用变速器简图2.3 操纵机构的选择变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许两个档位的齿轮、啮合套或同步器同时挂上档。设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置图的确定主要从换档方便考虑。为此，应注意以下三点：（1） 按换档次序来排列；（2） 将常用档放在中间位置，其它档放在两边；（3） 为了避免误挂倒档，往往将倒档放在最靠边的位置，有时和空档组成一排。但往往受变速器结构方案的限制，不能得到最方便的换档程序。图2-2表示了本设计用的变速器换档位置图。 图2-2 换档位置

16、图第3章变速器主要参数的选择及计算3.1档数的确定增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。档数选择的要求：（1） 相邻档位之间的传动比比值在1.8以下；（2） 高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。目前，轿车一般用45个档位变速器，货车变速器采用45个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车3。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。目前轿

17、车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其它货车则更大。文中设计结合实际，变速器选用三轴六档变速器，最高档传动比为1。3.2传动比的确定3.2.1各档传动比的确定变速器传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值。一档传动比应该满足最大驱动力能够克服汽车轮胎与路面的滚动阻力及最大爬坡阻力 (3.1) （3.2）式中：最大转矩，N.mm； 车轮半径，mm； 主减速器传动比， 传动系传动效率；mg 汽车重力，mg=43109.8；代入公式（3.2）得到：=4.5根据车轮与路面的附着条件则： （3.3） （3.4）在0.50.6之间取0.5，N代入式（3.3）得到： , 所以4.5

18、10.24由于本车为轻型货车且无超速档，一档初选传动比取7.7。3.2.2其他各档传动比初选1.各档传动比为等比分配 3 ，则： 2.中心距A的确定由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下的经验公式（3.5）计算3 。 （3.5）式中： 变速器中心距（mm）； 中心距系数，商用车=8.6-9.6；发动机最大转距=380（N.m）； 变速器一档传动比为7.7； 变速器传动效率，取96%。将各参数代入式（3.4）得到：（8.69.6）=（8.69.6）14.10=136.71152.61mm货车的变速器中心距在92102.7mm范围内变化，初取A=140mm。3.3外形尺寸的初选表3-1

19、商用车变速器壳体的轴向尺寸四档（2.22.7）五档（2.73.0）六档（3.23.5）变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换档机构的布置初步确定。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考表3-2数据选用：为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸初选为3.4=476mm。3.4齿轮参数选择3.4.1模数齿轮模数选取的一般原则：（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，各档齿轮应该选用一种模数；（4） 从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 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。所选模数

20、值应符合国家标准的规定。变速器齿轮模数范围如表3-3：表3-2 变速器齿轮的法向模数微型、普通级轿车中级轿车中型货车重型货车2.252.752.753.003.54.54.56.0选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表3.4为国标GB/T13571987，可参考表3-4进行变速器模数的选择。表3-3 变速器常用的齿轮模数第一系列11.251.52.002.503.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.5表中数据摘自（GB/T13571987）综合考虑文中设计由于低档受力较大，变速器一档及倒档为同一模数取4；其他各档也为4。3.4.2压力角压力角较小时，重合度较大，传动平

21、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。本变速器全部选用标准压力角20。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3。 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

22、高档位齿轮的接触强度来着眼，应当选用较大的螺旋角值。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。如图3-1所示：图3-1 中间轴轴向力的平衡欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： （3.6） （3.7） 为使两轴向力平衡，必须满足： （3.8）式中：作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；齿轮1、2的节圆半径；T 中间轴传递的转矩。货车变速器的螺旋角为：1826，一档齿轮的螺旋角取下限。3.4.4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

23、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选定齿宽b,式中：齿宽系数，斜齿为6.08.5。3.5各档齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图3-2所示：3.5.1一档齿数及传动比的确定1.一档传动比为： 取整得65。取46，则。1变速器壳体2第一轴 3第一轴常啮合齿轮 4第一轴齿轮5接合齿圈五档同步器锁环 6、13、20结

24、合套7四档同步器锁环 8四档同步器接合齿圈 9第二轴四档齿轮 10第二轴三档齿轮 11三档齿轮接合齿圈 12三档同步器锁环14二档同步器锁环 15二档齿轮接合齿圈 16第二轴二档齿轮17第二轴倒档齿轮 18倒档齿轮接合齿圈 19倒档同步器锁环21一档同步器锁环 22一档齿轮接合齿圈 23第二轴一档齿轮24第二轴 25中间轴一档齿轮 26中间轴倒档齿轮27倒档轴倒档齿轮（1）-28、32、35花键毂 29倒档轴30倒档轴倒档齿轮（2）31中间轴二档齿轮 33中间轴三档齿轮 34中间轴四档齿轮 36中间轴常啮合传动齿轮 37中间轴图3-2 变速器传动示意图3.5.2对中心距A进行修正 （4.7）取

25、整得mm，为标准中心矩。3.5.3其他齿数及传动比确定常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮、五档齿轮齿数及螺旋角方法与一档齿轮相同其计算结果见表3-5： 表3-5其他档位齿数及传动比常啮合齿轮五档齿轮四档齿轮三档齿轮二档齿轮倒档齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z13Z14Z15z1746234329363728422346182224.0919.9419.9419.9419.9419.94m444444i1.512.263.45.128.31中间轴与倒档轴之间的距离mm输出轴与倒档轴之间的距离mm3.6变速器齿轮的变位3.6.1采用变位齿轮的原因（1） 配凑中心距；（2） 提

26、高齿轮的强度和使用寿命；（3） 降低齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。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4。3.6.2变位系数的选择原则：1对于高档齿轮，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对于低档齿轮，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

27、一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。本设计采用角度变位来调整中心距。3.6.3二档齿轮的变位已知条件： ，由计算公式，代入得到：根据图3-3得齿轮变位系数： 图3-3选择变位系数线路图其余齿轮的变位，计算过程同上，计算结果见表3-5表3-5 变速器各齿轮的变位系数齿轮变位系数齿轮变位系数Z1常啮合齿轮0.16Z7三档齿轮0.28Z20.12Z8-0.07Z3五档齿轮0.03Z9二档齿轮0.16Z4-0.24Z100.05Z5四档齿轮-0.15Z11一档齿轮0Z6-0.21Z120Z

28、13倒档-0.14Z14倒档-0.10变速器具体计算数据见表3-6齿轮相关参数。表3-6齿轮参数zbmddadfZ1173624.9474.4682.4864.49Z24632201.48209.56191.56Z3233629.94497.75105.987.8Z44332182.75190.98172.98Z5293619.944123.25131.40113.40Z63632153161.19143.19Z7373619.944157.25165.45147.45Z82832119127.15109.15Z9423219.944178.5186.72168.72Z10233697.751

29、05.8787.87Z11462019.94476192174Z12172518419274Z13462019.944687658Z141830184192174Z152225889680第4章齿轮与轴的设计计算4.1齿轮设计与计算变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。齿轮材料的选择原则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

30、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。3、考虑加工工艺及热处理工艺大尺寸的齿轮一般采用铸造的方法来制造毛坯，毛坯的材料可以选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸，并且要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，其材料可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作为毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经过正火或调质处理以后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形

31、需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。常啮合齿轮因其传递的转矩较大，并且一直参与传动，所以磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用20GrMNTi材料渗碳后淬火，硬度为5862HRC12。大齿轮用40Gr调质后表面淬火，硬度为4855HRC。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，所以抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用20GrMNTi渗碳后淬火，硬度为5662HRC，大齿轮40Gr调质后表面淬火，硬度为4655HRC；其余各档小齿轮均采用40Gr调质后表面淬火，硬度为4855HRC，大齿轮用45钢调质后表面淬火，硬度为4050HRC。4.2各轴的

32、转矩计算一轴转距 Nm；中间轴转距Nm；二轴各档转距：一档齿轮Nm；二档齿轮Nm；三档齿轮Nm；四档齿轮Nm；五档齿轮Nm；倒档轴：五档齿轮Nm；N.m；二轴倒档：倒档齿轮N.m。4.2轮齿强度计算4.2.1斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算 （4.1）式中：圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm）；法向模数（mm）;为斜齿轮螺旋角；应力集中系数，=1.50；齿面宽（mm）；法向齿距，；齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图（图4-1）中查得； 重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数代入（4.1），整理得到： （4.2）图4-1 齿型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，一档和倒

33、档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮对货车为100200MPa5。1一档齿轮弯曲强度校核已知参数： Nm,Nm查齿形系数图4-1得：； 代入公式（4.2）得：MPaMPa对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该在400-850Mpa之间，在应力范围内，所以满足设计要求。2一档齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档、五档齿轮弯曲强度校核常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮、五档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮相同其计算结果见表4-1：表4-1各档齿轮的弯曲强度校核齿轮弯曲应力/MPa齿轮弯曲应力/MPaZ1常

34、啮合齿轮181.8Z7三档齿轮174.8Z2197.3Z81981Z3五档齿轮163.8Z9二档齿轮180.1Z4147.6Z10184.2Z5四档齿轮192.9Z6180各齿轮的弯曲应力均小于250MPa，所以满足设计要求。3倒档齿轮轮齿弯曲强度计算本设计中一档和倒档为直齿轮传动。已知参数：，Nm整理得： （4.3）式中： 弯曲应力； 圆周力（N），； 应力集中系数，为1.5； 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 摩擦力影响系数，主动齿轮为1.1，从动齿轮为0.9； 齿宽（mm）； 端面齿数（mm），为模数； 齿形系数；查齿形系数图4-1得：；代入公式（4.3）得：MPa当计算载荷取作

35、用在变速器第一轴上的最大转距时，一档，倒档直齿轮的许用弯曲应力在400-850之间，在许用范围内，所以满足设计要求。4.2.2斜齿齿轮轮齿接触应力 （4.4）式中： 轮齿接触应力（MPa）；F 齿面上的法向力（N），；F1 圆周力（N），；Tg 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 节点处压力角； 齿轮螺旋角；E 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作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表4-25 ：表4-2 变速器的许用接触应力齿轮MPa渗碳齿轮

36、液体渗氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档130014006507004.4.2.1一档齿轮接触应力校核已知条件：，Nmm,NmmN,Nmm将已知数据代入公式（4.4）得：MPaMPa，均小于2000-2500 MPa，所以满足设计要求。4.2.2.2二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮、五档齿轮、常啮合齿轮常啮合齿轮接触应力校核常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮、五档齿轮接触应力校核的方法同上，校核计算结果见表4-3：表4-3各齿轮的接触应力齿轮接触应力/MPa齿轮接触应力/MPaZ1常啮合齿轮1813.6Z7三档齿轮1829Z21815Z81826Z3五档齿轮1

37、834Z9二档齿轮1880Z41836Z101851Z5四档齿轮1980Z61834各齿轮的接触应力均小于20002500 MPa，所以满足设计要求。4.3轴的设计计算变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度8。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后

38、根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。4.3.1轴的工艺要求第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在HRC5863，表面光粗糙度不能过低。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，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。本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为20CrMnTi。4.3.2初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d为（0.45-0。60）A，轴的最大直径d和支承间距离的比值：

39、对中间轴，对第二轴，。第一轴花键部分直径d可按下式初选： （4.5）式中：K 经验系数K=4.0-4.6；发动机最大转距（Nmm）。第二轴和中间轴中部直径mm中间轴长度初选：mm459mm第二轴长度初选：mmmm第一轴长度初选：mmmmmmmm取185mm。4.3.3轴最小直径的确定按扭转强度条件计算，这种方法是根据轴所受的转矩进行计算5，对实心轴，其强度条件为： （4.6） 轴传递的转矩Nmm，=380Nm；轴的抗扭截面模量(mm3)； 轴传递的功率（kw），=180kw； 轴的转速，=3200；轴的许用扭转剪应力（MPa），见4-3表：表4-4 轴常用集中材料的及A值轴的材料Q235-A，

40、20Q237,35(1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr12,20CrMnTi/MPa15-2520-3525-4535-55A149-126135-112126-103112-97由式4.5得到轴直径的计算公式： （4.7）对中间轴为合金钢则A查表得为100；P为180kw；。代入式（4.7）得mm取为30mm。二轴为45号钢A查表得为105；P为180kw；代入式（4.6）得mm取为35mm。4.4轴的强度计算 4.4. 1轴的挠度验算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点反力。档位

41、不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取5。轴的受力如图4-2所示：图4-2变速器受力图轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。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，故可以不必计算。若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算 （4.8） （4.9） （4.10）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），=2.1105 MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），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）。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0.002rad10。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装在轴上，这就能增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。对于本设计的变速器来说，