汽车变速器设计——课程设计

汽车变速器设计——课程设计

汽车设计课程设计

题目:汽车变速器设计

设计题目、要求及任务是：

金杯牌SY6474轻型客车变速器设计（4＋1）档

设计参数有：

=173 N·m ；

发动机: M

emax

车速：V

=110 Km/h ；

max

额定转速：n=4000 r/min ；

=0.35 m ；

车轮滚动半径：R

汽车总质量：2470 Kg ；

爬坡度：32﹪；

=5.375 ；

主减速比：i

驱动轮上法向反作用力：F

=1181 Kg ；

Z

设计要求：采用中间轴式，全同步器换档，要进行齿轮参数设计计算，对一档齿轮的接触强度、弯曲应力进行校核计算。

目录

目录 (3)

第一章变速器的功用和要求 (4)

第二章变速器的方案论证 (5)

第一节变速器类型选择及传动方案设计 (5)

一、结构工艺性 (5)

二、变速器的径向尺寸 (5)

三、变速器齿轮的寿命 (5)

四、变速器的传动效率 (5)

第二节变速器传动机构的分析 (5)

一、换档结构形式的选择 (5)

二、倒档的形式及布置方案 (6)

第三节变速器操纵机构方案分析 (7)

一、变速器操纵机构的功用 (7)

二、设计变速器操纵机构时，应该满足以下

基本要求 (7)

三、换档位置 (8)

第三章变速器设计计算 (9)

第一节变速器主要参数的选择 (9)

一、轴的直径 (9)

二. 传动比的选择 (9)

三、中心矩A (10)

四、齿轮参数选择 (10)

第二节齿轮的强度校核 (15)

一、齿轮的损坏形式 (15)

二、齿轮强度校核 (16)

参考文献 (19)

第一章变速器的功用和要求

现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。为了解决这一矛盾，在传动系中设置了变速器。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，使汽车具有合适的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。此外，为保证汽车倒车及使发动机和传动系能够分离，变速器应具有倒档和空档。一般的，变速器设有倒档和空档，以使在不改变发动机旋转方向的情况下，汽车能够倒退行驶和空档滑行、或停车时发动机和传动系能保持分离。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。

为保证变速器具有良好的工作性能，达到使用要求，所以变速器的设计必须要满足以下的使用条件：

（一）应该合理的选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性；

（二）工作可靠，操纵轻便。汽车行驶过程中，变速器内不应有跳档、乱档、换档等冲击等现象发生。此外，为减轻驾驶员劳动强度，提高行驶安全性操纵轻便性的要求日益突出。——可通过同步器或气动换档，自动、半自动换档来实现；

（三）传动效力高；

（四）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。

（五）噪音小、为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接档，此外，还有合理的齿轮型式以及结构参数，提高其制造和安装精度；

它的功用：

（一）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，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；

（二）在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；

（三）利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出

第二章变速器的方案论证

第一节变速器类型选择及传动方案设计

变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器根据前进档数目的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线（行星齿轮）式和综合式的。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。

现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：

一、结构工艺性

两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。二、变速器的径向尺寸

两轴式变速器的前进档均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。

三、变速器齿轮的寿命

两轴式变速器的低档齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进档均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。在直接档时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。

四、变速器的传动效率

两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传动效率高，磨损小，噪声也小。

而这次设计的变速器是轻型客车使用，所以采用三轴式变速器。

第二节变速器传动机构的分析

根据第一节所述，采用中间轴式变速器，在各档数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换档方案和倒档传动方案。

一、换档结构形式的选择

目前，汽车上的机械式变速器的换档结构形式有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换档三种。

（一）滑动齿轮换档

通常是采用滑动直齿轮换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在一档和倒档上。

（二）啮合套换档

用啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮制造成常啮合斜齿轮。用啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不参与换档，它们都不会过早损坏，但是不能消除换档冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和是、常啮合齿轮，是变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命短，维修不便）。

（三）同步器换档

现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。

一般倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高档位则采用同步器或啮合套，而该方案采用同步器换档，仅倒档使用直齿轮换档。

二、倒档的形式及布置方案

倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。

常见的倒档结构方案有以下几种：

图2.1

图2.1a）在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交

替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。

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2.1c）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1-2c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。

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。

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，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。

综上所述选择第2.1f种倒挡布置方案。

因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当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，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。

倒挡轴位置与受力分析

除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响（如图）

第三节变速器操纵机构方案分析

一、变速器操纵机构的功用

变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。

二、设计变速器操纵机构时，应该满足以下基本要求

（一）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁;

（二）要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;

（三）应使驾驶员得到必要的手感。

三、换档位置

设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点：

（一）按换档次序来排列；

（二）将常用档放在中间位置，其它档放在两边；

（三）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时于1档组成一排。根据以上三点，本次设计变速器的换档位置如下图所示：

图2.2

传动方案的设计

(本次设计传动方案如图2.3所示) 传动路线：

Ⅰ档：一轴→1→2→中间轴→10→9→5、9齿轮间的同步器→二轴→输出

Ⅱ档：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、9齿轮间的同步器→二轴→输出

Ⅲ档：一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3齿轮间同步器→二轴→输出

Ⅳ档：一轴→1→1、3齿轮间同步器→二轴→输出

R档：一轴→1→2→中间轴→8→11→7→二轴→输出

图2.3

第三章 变速器设计计算

第一节 变速器主要参数的选择

一、轴的直径

第一轴花键部分直径d （mm ）初选

d ＝K×(M emax )1/3 （3.1） K ——经验系数，K ＝4.0～4.6，取K ＝4.4;

M emax ——发动机最大转矩（N.m ）

d=19.75mm ，取d ＝20mm

二. 传动比的选择

汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，速度较慢，故可以忽略空气阻力，这时：

max max i f t F F F +≥ 式中：m ax t F ——最大驱动力； f F ———滚动阻力； m ax i F —— 最大上坡阻力。 根据最大爬坡度确定一档传动比

i 1≥m×g×(f×cosαmax +sinαmax )R 0/(??0max i T e η)

——（《汽车现代设计制造》P36） 式中：max t T ——发动机最大扭矩；为173N.m 1i ——变速器一档传动比； 0i ——主传动器传动比，0i =5.375； m ——汽车总质量＝1960kg ； f ——道路滚动阻力系数取0.02； η——传动系机械效率，取0.85； g ——重力加速度取9.8； 0R ——驱动轮滚动半径，取0.35m ；

αmax ——汽车最大爬坡度为32％，即αmax ＝17.740 i 1≥3.10，取i 1=3.84。

由 q i i i i == 3221// —（《汽车理论》第 3版P5-9） 式中，q 为常数，也就是各档之间的公比，一般认为q 不宜大于1.7-1.8。 由中等比性质；得：m i =i 1(n-m)/(n-1) m ——档位数，取m=2,3,4, n ——档数，n=4 ；

i

2=2.452；i

3

=1.566；i

4

=1.0(直接档)；

i

1/i

2

=1.566；i

2

/i

3

=1.566；i

3

/i

4

=1.566；

符合q的要求。

∴i

1=3.840, i

2

=2.452, i

3

=1.566, i

4

=1.000。

三、中心矩A

对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A 初选中心矩A时，可根据经验公式计算

A=K

a ×(T

emax

×i

1

×η

g

)1/3（3.2）

--（《汽车设计》第4版P90）

K

a

——中心矩系数：Ka=8.6~9.6,取9.0；

1

i——变速器一档传动比；

g

——变速器传动效率：取ηg＝97％；

M

emax

——发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）；

∴A＝9.0*（173*3.840*0.97）1/3＝77.74mm

初选A=78mm

四、齿轮参数选择

（一）模数的选择

影响齿轮模数的选取因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数，对客车，减小噪声比减少质量更重要，故齿轮应选用小些的模数。该设计选用同一模数进行，对于排量1.6

-- （《汽车设计》第4版P91）（二）压力角α的选择

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，为重合度以降低噪声，应采用14.5°，15°，16°，16.5°等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5°或25°等大些的压力角，实际上，因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20°。

--（《汽车设计》第4版P91）（三）螺旋角β

选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。

在齿轮选取大的螺旋角时，齿合重合度增加，工作平稳，噪声低。随着β增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30°时，抗弯强度急剧下降。乘用车中间轴式变速器斜齿螺旋角的选择范围：22-34°。

初选2721=，β°，246543==，，ββ°，24109=，

β° （四）齿宽b

齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿

强度和齿轮工作时受力的均匀程度。

通常根据模数m （m n

）来选择齿宽：

直齿：b=K c m, K c 为齿宽系数，取4.5～8

斜齿：b=K c m n ，K c 取为6.0～8.5； --（《变速器》第1版P15）

*直齿

b=(4.5～8)×2.75=12.375～22(mm) b 7=20mm, b 8=22mm, b 11=20mm

*斜齿

b=(6.0～8.5)×2.75=16.5～23.375(mm)

b 1=20mm, b 2=18mm, b 3=20mm, b 4=18mm

b 5=18mm, b 6=20mm, b 9=18mm, b 10=20mm ；

（五）各档齿数Z

齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数。

* 一档齿轮齿数

1)斜齿Z h =2×A×cosβ9.10/m n ,选取β9.10＝24°， （3.3） Z h =2×78×cos24°/2.75 =51.822 取n Z =52（圆整）

由109Z Z Z h +=进行大小齿轮齿数分配，为使109/Z Z 的传动比更大些， 取Z 9=34,Z 10=18；

2)A=m n ×(Z 9+Z 10)/(2×cosβ9.10) （3.4） =2.75×(34＋18)/(2 ×cos24°)=78.27mm 取A ＝78；

3)Z 2/Z 1＝i 1Z 10/Z 9=3.840×18/34=2.0329； （3.5） 4)由A= m n ×(Z 1+Z 2)/(2×cos 2,1β)得

Z 1+Z 2＝2×78×cos27°/2.75=50.54，取Z 1+Z 2＝51； 取Z 1=17，Z 2=34（圆整）； 5)修正i 1

i 1 =Z 2×Z 9/(Z 1×Z 10) （3.6）

=34×34/（17×18）

=3.7778

i%=(|3.840-3.7778|/3.7778)×100% =1.6%<5% (合格)；

6）修正β

由A＝m

n (Z

2

+Z

1

)/2*cosβ

1.2

得

β

1.2＝arccos［m

n

×(Z

1

+Z

2

)/2*A］=26.37°（3.7）

同理

β

9.10＝arccos［m

n

×(Z

9

+Z

10

)/2*A］=23.56°

确定Ⅱ档齿轮齿数（取β

5.6

＝24°）

1)Z

5/Z

6

=i

2

×Z

1

/Z

2

=2.452×17/34=1.2599；

2)Z

5+Z

6

=2×A×cosβ

5.6

/

n

m

=2×78×cos24°/2.75

=52.0000

取Z

5+Z

6

=52(圆整)

Z

5=29,Z

6

=23；

3)修正i

2

i

2 ＝Z

2

×Z

5

/（Z

1

×Z

6

)

＝34×29/（17×23）＝2.5217

i

2

％＝（|2.5217-2.452|/2.452）×100%

＝0.3%<5% (合格)；

4)修正β

5.6

β

5.6＝arccos［m

n

(Z

5

+Z

6

)/A*2］=23.56°

5)tgβ

1.2/tg

5.6

=1.113

Z

2/(Z

1

+Z

2

)×(1+Z

5

/Z

6

)=1.507

|1.508-1.195|=0.344<0.5

两者相差不大，近似认为轴向力平衡。确定Ⅲ档齿轮齿数（β

3.4

＝20 °）

1)Z

3/Z

4

＝i

3

×Z

1

/Z

2

＝1.566×17/34＝0.783

2)由A＝m

n ×(Z

3

+Z

4

)/2*cosβ

3.4

,取cosβ

3.4

＝24°,得

Z

3＋Z

4

＝2×A×cosβ

3.4

/m

n

=2×78×cos24°/2.75

=51.82

取Z

3＝23，Z

4

＝29 （圆整）；

3)修正i

3

i

3=Z

2

×Z

3

/（Z

1

×Z

4

)

=34×23/（17×29）

=1.586

i

3

%=（|1.586-1.566|/1.566）×100% =1.3%<5%

4)修正β

3.4

β

3.4＝arccos［m

n

×(Z

3

+Z

4

)/2*A］

=23.56°

5)tgβ

1.2/tgβ

3.4

=1.113

Z

2/(Z

1

+Z

2

)×(1+Z

3

/Z

4

)=1.200

|1.200-1.166|=0.034<0.5

两者相差不大，近似满足轴向力的平衡条件。

确定倒档传动比

倒档齿轮的模数往往与一档相同，为保证中间轴倒档齿轮不发生根切，初选Z

8

＝18，倒档齿轮一般在21～23之间选择。

初选Z

11

＝22。——（《汽车设计》第4版P96）

根据中间轴和输出轴的中心距A=78mm

那么78= m

n ×(Z

7

+Z

8

)/2+2*h

a

代入数字整圆后可求得Z

7

=34.7273

为了保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮7和齿轮8的齿顶圆之间应保

持0.5以上的间隙。假设取Z

7

=32，间隙=34.7273-32=2.73＞0.5，齿轮能正常啮合且不

发生运动干涉，所以取Z

7

=32。

修正倒档传动比： i

r =Z

2

×Z

7

/(Z

1

×Z

8

) =34×32/（18×18） =3.5556

1)中间轴与倒档轴之间的中心矩A′

A′= m

n ×(Z

11

+Z

8

)/2 （3.10）

=2.75×(22+18)/2

=55.00mm

2)第二轴与倒档轴之间的中心矩A

A′′=m

n ×(Z

7

+Z

8

)/2

=2.75×(32+18)/2 =68.750mm

A′+A′′=123.75>A=78

3)由A=m(Z

7+Z

8

+4h

a

)/2.0+间隙得

间隙＝A－m×(Z

7+Z

8

+4h

a

)/2.0

＝78－2.75×(32+18+4×1)/2.0

＝1.625＞0.5

齿轮能正常啮合且不发生运动干涉。（六）齿轮精度的选择

根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取Z

1～Z

4

为6级，Z

5

～Z

11

为7级。

（七）螺旋方向

由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。故中间轴上全部齿轮螺旋方向一律做齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。（八）齿轮变位系数的计算

选择变位系数首先要考虑到齿轮传动的使用场合和齿轮的材料和热处理等，使变位后的齿轮性能达到预期的要求，如提高承载能力，避免根切等。由于齿轮的变位影响齿轮的加工和齿轮的尺寸，因此，齿轮变位系数的选择受到一定条件的限制：外齿轮要保证加工时不根切和不顶切，保证必要的齿顶厚，保证必要的重合度以及啮合时不干涉。合理的选择是既要满足齿轮使用性能方面的要求，又满足变位的限制条件。

变位系数的计算：

已知实际中心距A’，β，m

n

，Z

1) 根据中心距求啮合角α

t cosα

t

= m

n(

Z k+ Z k+1) cosα/(2*A) 其中：9≥k≥1

则分别求出α

t

=22.12°，21.52°，21.52°，20°,21.52°。

2) 在图中，分别求出α

t

后，由o点按做射线，与Z= Z k+ Z k+1处向上引垂线相交于一点，在该点的纵坐标值即为所求的变位系数和X，该点在线图的许用区内，故可用。由也可按无侧隙啮合方程式求得X=0

3）根据齿数比u= Z k+1/ Z k，故应按线图左侧的斜线分配X，自该点做水平线与斜线交于C点，C点横坐标即为X1；

X2=X-X

1

(3.11)

查封闭图可得：

表3.1

P28）（九）计算所得齿轮参数：

表3.2

(1)

直齿圆柱齿轮： (2) 斜齿圆柱齿轮：

分度圆直径：d=Z ×m 端面模数t m =/n m cos β 齿顶高ha=m （*a h +n x ） 分度圆直径：d=Z ×m t

齿根高hf=(ha*＋c*-X t )×m 齿顶高：h a =h a *

×m t +X t ×m t 齿顶圆直径：d a =d+2×h a 齿全高：h=(2×h a *+C *)×m t 齿高h=ha+f h 齿顶圆直径齿顶高系数ha*=1.0 齿根高系数c*=0.25 齿根圆直径：f d =d-2f h 齿根圆直径：f d =d-2f h

第二节 齿轮的强度校核

一、齿轮的损坏形式

变速器齿轮的损坏有以下几种形式： （1）齿轮折断

齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。

为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部厚度；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。 （2）齿面点蚀

齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。

提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。 （3）齿面胶合

高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。 防止胶合的措施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。 二、齿轮强度校核 （1）接触强度计算

用下列公式计算接触应力 )1

1(cos 418

.02

1ρρβσ+=b E F bn j （N/mm 2） (3.11)

式中：bn F ——法面内基圆周切向力，bn F =

β

αcos cos t

F ；

t F ——端面内分度圆切向力，t F =d

M

2； M ——计算转矩，N *mm ； d ——节圆直径；

α——节圆压力角； β——螺旋角；

E ——轮齿材料的弹性模量； b ——齿轮接触的实际宽度；

1ρ、2ρ——主、被动齿轮节圆处齿廓曲率半径； 1ρ=

βα21cos sin r ，2ρ=β

α

2

2cos sin r ； 对于标准齿轮，r 1＝d 1/ 2，r 2＝d 2/2，r 1、r 2——主、被动齿轮节圆半径 计算转矩M =

2

1

max e M 时的许用应力为： 常啮合齿轮：1300~1400 N/mm 2 一档及倒档齿轮：1900~2000 N/mm 2 这里max e M 是发动机最大转矩。 最后结果:

一档齿轮的接触强度分别是（按传动顺序）：

971.25N/mm 2 686.78N/mm 2 735.88N/mm 2 921.64N/m m 2 （满足要求）

（2）弯曲强度计算

直齿轮用下式计算弯曲应力： ωσ=y

bP K K F t f t σ （N/mm 2） (3.12)

斜齿轮用下列公式计算： ωσ=ε

σ

yK bP K F tn t （N/mm 2） (3.13)

式中：t F ——圆周力，t F =

d

M e max

2，N ； σK ——应力集中系数，主动齿轮取1.65，被动齿轮取1.5； f K ——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9； t P ——端面周节，t P =πm ； tn P ——法面周节，tn P =πn m ； y ——齿形系数；

εK ——重合度影响系数，εK =2。

许用应力为400~850 N/mm 2（直齿轮）；180~350 N/mm 2（轿车斜齿轮）；100~250 N/mm 2（货车斜齿轮）。

最后结果:

一档齿轮的弯曲强度分别是（按传动顺序）：

55.84N/mm 2 55.77N/mm 2 55.64N/mm 2 56.16N/mm 2（满足要求） 第二节 变速器轴的设计计算

一、轴的功用及设计要求

变速器轴在工作时承受转矩，弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。

设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度、轴上花键型式和尺寸等。

轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺、装配工艺而最后确定。

二、轴尺寸初选

在变速器结构方案确定以后，变数器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大。为满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。轴的直径d 与支承跨度长度l 之间关系可按下式选取： 第一轴及中间轴：L

d

=0.16~0.18 第二轴：

L

d

=0.18~0.21 轴直径与轴传递转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，可按以下公式初选轴直径：

中间轴式变速器的第二轴和中间轴最大轴径： d =（0.45~0.6）A （mm ） 第一轴花键部分直径d ([d ]为mm)可按下式初选： d =（4.0~4.6）3max e M 式中：A ——变速器中心距，mm ； max e M ——发动机最大转矩，N ?m 。

轴的尺寸还与齿轮、花键、轴承有一定联系，要根据具体情况，按其标准进行修正。 以下是轴的计算尺寸：

第二轴：3/11min )/(1n P C d = （C 是由轴的材料和承载情况确定的常数） (3.24)

T=9.55×106×P1/n1

T=T emax ×i×g η

因发动机最大扭矩不大，故C 取较小值，由机械设计（第八版）表15-3选取C ＝100

∴P 1/n1=T/9.55×106

∴d min =C ×(T emax ×i×g η/9.55×106)1/3 （mm ）

齿轮1处： d min =100×（1.6×105×1.000×0.96/9.55×106）1/3

＝25.24(mm)；

齿轮3处： d

=100×（1.6×105×1.632×0.96/9.55×106）1/3＝29.72(mm);

min

齿轮5处： d

=100×（1.6×105×2.902×0.96/9.55×106）1/3＝36.00(mm);

min

齿轮7处： d

=100×（1.6×105×4.590×0.96/9.55×106）1/3＝41.95(mm);

min

=100×（1.6×105×4.865×0.96/9.55×106）1/3＝42.77(mm);

齿轮9处： d

min

中间轴：

齿轮2、4处：d

=100×（1.6×105×2.176×0.96/9.55×106）1/3＝32.71(mm);

min

当轴截面上开着键槽时，应增大轴径以考虑对轴的强度减弱，同步器花键增加5％。

∴修正后，轴径如下：

齿轮9处： d=42.77×（1+5％）＝45.00（mm）

齿轮2、4处：d=32.71×（1+5％）＝35.50（mm）

Ⅲ与Ⅳ档同步器轴径：d小径＝32mm

Ⅰ与Ⅱ档同步器轴径：d小径＝40mm

其它尺寸查看标准构件来定。

三、轴的结构形状

轴的结构形状应保证齿轮、同步器及轴承等的安装、固定。并与工艺要求有密切关系。

本次设计轻型货车变速器，由于轻型汽车变速器中心距较小，壳体上无足够位置设

置滚动轴承和轴承盖，因而采用固定式中间轴。

四、轴的受力分析

计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力。这些力取决

于齿轮轮齿上的作用力。

求支承反力，先从第二轴开始，然后计算第一轴。中间轴是根光轴，仅起支承作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证，无需进行强度分析。轴的受力分析，根

据轴的受力情况，可画出轴的弯矩图和转矩图，再确定轴的危险截面，从而可对轴进行

强度和刚度校核。

（一）齿轮的受力分析：

圆周力：F t＝2×M/d (3.25)

径向力：F r=F t×tanαn/cosβ(3.26)

轴向力：F a=F t×tanβ(3.27)

其中：

M——计算转矩

αn——法向压力角

β——分度圆压力角

（二）方向

F

：主动轮与旋转方向相反，从动轮与旋转方向相同。

t

F

r

：分别指向各齿轮中心

F

a

：受力方向通常用“主动轮左、右手法则”来判定，左旋齿轮用左手，右旋

齿轮用右手，拇指指向轴向力F

a 的方向，从动轮F

a

与主动轮F

a

方向相反。

不同档位时，轴所承受力及支承反力是不同的，须分别计算。

二轴图 3.1 一轴

齿轮上的作用力认为作用有效齿面宽中心。轴承支承反力作用点，对于向心轴承取

宽度方向中点：对于向心推力轴承取滚动体负荷响亮与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子

轴承取滚动体宽中心点滚动中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。

（三）各力的作用点

齿轮上的作用力，均为作用在有效齿宽中心，轴承上支承反力作用点取轴承宽度方

向中点。

五、轴的强度计算及校核

由变速器结构布置并考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够

的，仅对其危险断面进行验算。求出不同档位时的各支承反力，可计算轴的各截面的弯

曲力矩：

表 3.3

轴支点水平面内支承反力垂直面内支承反力

二轴C C

1

=P

x

*m

x

/l

C

2

=(R

x

*m

x

-Q

x

*r x)/l

D D

1

=P

x

*n

x

/l

D

2

=(R

x

*n

x

+Q

x

*r x)/l