1、河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）11 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，自动变速器和无级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个时期,经过反复改进,成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，汽车变速器具有这样几个功能：（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利(功率较高而油耗较低)的工况下工作；（2）在发动机旋转方向不变情况下，是汽车能倒退行驶；（3）利用空挡，中断
2、动力传递，以发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。而且手动变速器与其它种类变速器相比较，具有以下优点：1.手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。2.手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。3.手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）24.维修方便，维修成本便宜。5.可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。1.2 本课题研究现状和发展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
3、变速器（MT） 、自动变速器（AT） 、手动/自动变速器（AMT） 、无级变速器（CVT） 。一、手动变速器(MT)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” )。比如，一档变速比是 3.85,二档是 2.55,再到五档的 0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有 5 个值(即有 5 级)，所以说它是有级变速器。曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课” ，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动
4、变速器不会过早的离开。首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力” ，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲” ，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）3其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾
5、车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞
6、、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是 5 档手动变速。二、自动变速器（AT）自动变速器（AutomaticTransmission） ，利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市
7、来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）4要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。三、手动/自动变速器（AMT）其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂 9
8、11 车型上首先推出，称为 Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+” 、 “-”选择档位。在 D 档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档” 。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽
9、车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度 1.3L CVT 两厢、南京菲亚特 2004 派力奥 1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那 Speedgear EL这些“二合一”的车型价格均在 10 万元左右，这个价格层面还比较低的。所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）5套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。四、无级变速器当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界
10、” 。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（VanDoornes）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档” 、油门反应慢、油耗高等缺点。河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）6河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）72 机械式变速器设计2.1 变速器基本参数设计2.1.1 变速器的功用及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。在有动力输出需要时，还应有功率
11、输出装置。对变速器的主要要求是：1. 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。2. 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。3. 重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。4. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失
12、，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）85. 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。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。2.1.2 变速器的传动布局和结构设计的选择变速器由传动机构与操纵机构组成。变速器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、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。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（=
13、0.960.98） ，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。其中三轴式变速器其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合， 且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）9图 2-1 三轴五档变速因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。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档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率
14、有所下降。两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。图 2-1 为发动机前置前轮驱动轿车的变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；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的传动。图 2-2 变速器倒档传动方案河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）10倒挡布置方案： 图 2-2 为常见的倒挡布置方案。图 2-b 方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，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-c 方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不
15、合理。图 2-d 方案对 2-c 的缺点做了修改。图 2-e 所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2-f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图 2-g 所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。图 2-3 变速器倒档传动方案综述以上，传动方案本设设计优先选用 2f 方案，倒档方案本设计河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）11优先选用 2f 方案2.1.3 变速器主要参数选择本设计的数据准备主要参数最高车速 130km/h发动机转矩 200Nm汽车总质量 1700kg额定转速 2
16、800r/min车轮滚动半径 0.35m1、变速器基本参数的选择1、本设计是针对某轻型乘用车变速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，选择传动比为 4.5。最高档为超速档，次高档为直接挡，传动比为 1.0。2、倒档形式选择与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。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。河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）12max0maxaxmax(cosin)egITrif g4、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尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动
17、盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。2、变速器各挡传动比的确定选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为GifriTgtq0Ttqmanrgifi 0ax1sco式中：G作用在汽车上的重力，G=mg ， 汽车质量， 重力g加速度， Nmg160Ttq2ax传动系效率， =0.95；车轮半径， =0.35m；rr河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）13滚动阻力系数，干砂路面 （0.100 0.300）取 ；f f 150.
18、f坡度， =16.7。ii96.295.0.420)7.16sinco1(35.160 gi 1满足附着条件。 21maxGriTge求得的变速器 I 档传动比为： 0max21iTrig式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；在沥青混凝土干路面， =0.50.6，取 =0.5 4.395.0418.7ig 2一般汽车各挡传动比大致符合如下关系qiigg54321式中： 常数，也就是各挡之间的公比；q超速档的的传动比一般为 0.70.8，本设计去五档传动比 75.0gi因此，各挡的传动比为0.75， 3.25gi1gi河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）14即 437.1
19、q所以各挡传动比与一挡传动比的关系为满足条件2.31gi 1 2所以 ， 750.3gi,09.4gi 7.（实际）54433221 gggg iiii 列出变速器传动比如表 2-1：表 2-1 传动比分配表档位 一 二 三 四 五 倒档传动比 3.2 2.2 1.5 1.0 0.75 3.23、中心距的确定中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。初选中心距时，可根据下述经验公式：31maxgeAiTK式中： 变速器中心距（ mm） ；A 中心距系数，商用车： =8.993；KA河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）15 发动机最大转矩（N.m） ；maxe
20、T 变速器一挡传动比， =3.2 ；1i 1gi 变速器传动效率，取 96% ；g 发动机最大转矩， =200N.m 。 则 :maxeTmaxgT31axgeAiK= 396.02).98(=75.40878.932（ mm）初选中心距 =78mm。A4、变速箱轴向尺寸的确定变速器的横向外形尺寸，可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。轿车五档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档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 KA 应取给出系数的上限。本次设计采用 5+
21、1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）163.4 78mm=265mm，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。2.2 齿轮参数的设计计算2.2.1 模数确定齿轮模数选取的一般原则：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。低档齿轮选用大一些的模数，其它档位选用另一种模数变速器用齿轮模数范围大致如下：微型和轻
22、型轿车为 2.252.75；中级轿车为 2.753.0；重型货车为 4.256.0 。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一 变速器中的接合齿模数相同。轿车和轻型货车取 23.5，选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。表 2-2 汽车变速器齿轮法向模数河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）17表 2-3 汽车变速器齿轮模数根据表 2-2 及 2-3，一二档齿轮的模数定为 3mm，三四五档及倒档的模数定为 2.75mm,啮合套和同步器的模数定为 2.5mm。2.2.2 压力角 a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 202.2.3 螺旋角
23、实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮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。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 /tam车型1.0V 1.6 1.6V 2.5 6.0 14.0a14.0a模数/mmnm2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.56.00一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）1
24、8计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，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。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。变速器螺旋角：232.2.4 齿宽 b直齿 ， 为齿宽系数，取为 4.58.0，取 7.0；mkcc斜齿 ， 取为 6.08.5，取 7.0。nb变速器基本参数列入表 2-4：表 2-4 变速器参数参数 模数 压力角 螺旋角 齿宽系数 齿顶高系数值 3-2.75 20 23 7 12.2.5 各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档数、传
25、动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。如图 4-3 所示为变速器的传动示意图。河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）19图 2-4 变速器传动示意图各档的传动步骤a、一档输入轴第一轴常啮齿轮中间轴中间轴第一档齿轮第二轴一档齿轮一档同步器接合齿圈接合套第二轴输出 b、二档输入轴第一轴常啮齿轮中间轴中间轴第二档齿轮第二轴二档齿轮二档同步器接合齿圈接合套第二轴输出 c、三档输入轴第一轴常啮齿轮中间轴中间轴第三档齿轮第二轴三档齿轮三档同步器接合齿圈接合套第二轴输出 d、四档输入轴一档常啮齿轮第一轴上四档齿轮接合齿圈三、四档同步器接合套第二轴输出（直接档） e、
26、五档输入轴第一轴常啮齿轮中间轴中间轴第五档齿轮第二轴五档齿轮五档同步器接合齿圈接合套第二轴输出（超速档）河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）20f、倒档输入轴第一轴常啮齿轮中间轴中间轴倒档齿轮倒档轴上的倒档齿轮第二轴上倒档齿轮第二轴倒档齿轮接合齿圈倒档同步器接合套第二轴输出 应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。图 2-6 变为系数图确定一挡齿轮的齿数取模数 =3mm 螺旋角 齿宽系数nm237kcnmAzcos12.312gizz1=11 z2=35 河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）21mmzAn958.7423cos)1(cos2)(1, 确定
27、二挡齿轮的齿数取模数 3mm 螺旋角 =23 齿宽系数 =7n kcnmAzos2437.23gizz3=15 z4=33 mmmAn18.2cos)15(cos2)(1, 确定三挡齿轮的齿数取模数 =2.75mm 螺旋角 =23 齿宽系数 =7nmkcnmAzcos265=1.550 35giz即 z5=20 ， z6=32 mm67.23cos5.)0(cos2)(65, nmA确定四挡齿轮的齿数取模数 =2.75mm 螺旋角 =23 齿宽系数 =7n kcnmAzcos287079.147gizz7=25 z8=27 河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）22mm675.23cos.
28、)75(cos2)(87, nmzA确定五挡齿轮齿数取模数 =2.75mm 螺旋角 =23 齿宽系数 =7n kcnZmAzcos210975.59giz即 z9=30 ，z10=22 mm6.23cos.)0(cos2)(109, nA确定倒档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12Z2123 之间，初选 =2212Z9.1312izzi倒为了保证齿轮 11 和 13 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙705.013Ada34,2,111 zzz9.413i倒计算倒挡轴和第一轴的中心距mmza 4275.)(2)(1 计算倒挡轴和第二轴的中心距 z 6.75.)
29、34()(132河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）2310tfWFKby2.2.6 齿轮强度的核算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。变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度 0.81.2。5.3法m时渗碳层深度 0.91.3。法时渗碳层深度 1.01.3。 5法表面硬度 HRC5863；心部硬度 HRC3348。与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，
30、齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为 40Cr 或 20CrMnTi。1. 齿轮弯曲强度计算：（1） 直齿轮弯曲应力 河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）24102/tgFTdKgT式中， -弯曲应力（MPa） ；W-一档齿轮 10 的圆周力（N）， ；图 2-7 齿形系数10tF图其中 为计算载荷（Nmm） ， d为节圆直径。-应力集中系数，可近似取 1.65；-摩擦力影响系数，主动f齿轮取 1.1，从动齿轮取 0.9；b-齿宽（mm） ，取
31、20t-端面齿距（mm） ；y-齿形系数，如图所示。当计算载荷 取作用到变速器第gT一轴上的最大转矩 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力maxe在 180350MP a范围，对货车为 100250MP a。btyKFfw1式中， 为弯曲应力； 为圆周力， ；1 dTFg/21为计算载荷；d 为节圆直径； 为应力集中系数，可近似取gT=1.65； 为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方Kf河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）25向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮 =1.1，从动齿轮fK=0.9；b 为齿宽；tfK此处删除好多字，详细的图纸说明书联系 qq65641
32、76793、轮齿接触应力的核算：bzgjbdET1cos418.0式中： 轮齿的接触应力（MP a） ；j计算载荷（N .mm） ；gT河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）26节圆直径(mm)；d节点处压力角， 齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（ MPa） ；E齿轮接触的实际宽度(mm)；b、 主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)， zb四档： 五档： 倒档： 其他档位齿轮接触应力按同样方法计算变速器齿轮的许用接触应力见下表： j表 2-5 变速器齿轮的许用接触应力/MPaj齿轮渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮一档和倒档 19002000 9501000常啮合齿轮和高档 13001400 650
33、700对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）272.3 轴的设计计算2.3.1 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。2.3.3 轴的校核计算1
34、、计算齿轮的受力 选择一档齿轮进行轴的刚度和强度校核一挡齿轮 1， 2 的圆周力 21F、z35mmdn86.2cos17.11zn5.043.2cs12190.08N.m, 327.88N.m1T1T河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）28N06.82716.320931dTFt.5.04732t N79.20cos38.6tan costan11 rF5.4s27.t st12rNFta 28.31tan06.8n1 t 4.6.2712 2、轴的校核计算1、初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距 =78mm，第二轴和中间轴中部直径A，轴的最大直径 和支承距离 的比值：Ad60.45.
35、dL对中间轴， =0.160.18 ；对第二轴， 0.180.21。Ld/ d/第一轴花键部分直径 （mm）可按式（4-1）初选:3maxeTKd式中： 经验系数， =4.04.6；发动机最大转矩（N .m） 。maxe第一轴花键部分直径 =22.1225.43mm；第二轴31169.40d河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）29最大直径 =33.7545.0mm；中间轴最大直径7560.4.max2d=33.7545.0mm.05.ax第二轴： ；第一轴及中间轴：21.82maxLd。1.06max1d第二轴支承之间的长度 =238.10277.78mm；中间轴支承之间的2L长度 =2
36、77.78312.5mm，第一轴支承之间的长度L=133.43 151.0mm。12.轴的刚度的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cf sf别用下列式计算 EILbaFfc321Ifs2EILabF31式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N） ；1F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ；2河南理工大学万方科技学院毕业设计 （论文）30弹性模量（MPa） ， =2.1105MPa；EE惯性矩（mm4） ，对于实心轴， ； 轴的直I 64dI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） ；abAB支座间的距离（mm） 。L轴的全挠度为
37、 mffsc2.02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cf sf过 0.002rad。变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，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。所以设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜计算：轴颈 =25mm， =17.75mm， =156mm, =2.1105N ，1d1aLE，NFt06.8271NFr79.32004.1654dI
