二轴五档变速器设计说明书

1、?汽车设计实践?课程设计经济型轿车机械式手动变速箱设计计算说明书目录1. 设计任务书22. 总体方案论证23. 变速器主要参数及齿轮参数的选择54. 变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析15 4.1变速器齿轮154.2变速器的轴194.3变速器轴承245.驱动桥主减速器齿轮局部参数的设计与校核316.普通锥齿轮差速器的设计377.设计参数汇总优化后45*参考文献481 设计任务书根据给定汽车车型的性能参数，进行汽车变速箱总体传动方案设计，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和局部零件图。表1-1 轿车传动系统的主要

2、参数组别发动机主要参数11.6L横置前驱FF，MT 5挡 ，m0=1285kg，Temax=155Nm，T=3800r/min，Pemax=77kw，np=5000r/min2 总体方案论证变速器的根本功用是在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到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。此外，应保证汽车能倒退行驶和在滑行时或停车时使发动机和传动系保持别离。需要时还应有动力输出的功能。变速器设计应当满足如下根本要求：F 具有正确的档数和传动比，保证汽车有需要的动力性和经济性指标；F 有空档和倒档，使发动机可以与驱动轮长期别离，使汽车能倒车；F 换档迅速

3、、省力，以便缩短加速时间并提高汽车动力性自动、半自动和电子操纵机构；F 工作可靠。汽车行驶中，变速器不得跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生；F 应设置动力输出装置，以便必要时进行功率输出；F 效率高、噪声低、体积小、重量轻便于制造、本钱低。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。在已经给出的设计条件中，具体的参数说明如下：表2-1 汽车传动系统主要参数发动机1.6L横置变速器MT 5挡发动机最大扭矩Nm/rpm155/3800发动机最大功率kw/rpm7

4、7/5000驱动形式FF汽车装备质量kg12852.1 传动机构布置方案分析1传动方案的选取根据提供的参数及设计需求，变速器传动方案的选择如下：1输入轴 2输入轴一档齿轮 3输入轴倒档齿轮 4倒档轴 5倒档轴倒档齿轮 6输入轴二档齿轮 7输入轴三档齿轮 8三、四档同步器 9输入轴四档齿轮 10支撑 11输入轴五档齿轮 12五档同步器 13输出轴 14输出轴五档齿轮 15输出轴四档齿轮 16输出轴三档齿轮 17输出轴二档齿轮 18一、二档同步器 19输出轴倒档齿轮 20差速器半轴齿轮 21差速器星行星齿轮图2-1 变速器传动方案该方案的的特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，由于发动机

5、横置，故主减速器不需要有改变转矩方向的作用，主减速器齿轮选用斜齿圆柱齿轮。因考虑到滑动齿套换挡对齿轮齿端不利，故使倒档齿轮与其它传动齿轮一样为常啮合直齿轮，并用同步器换挡，同步器与倒档的布置如下图。2倒挡布置方案根据选取的传动方案，倒挡的布置形式如下所示：图2-2 倒挡方案由上图可知，该方案能使换挡更加轻便。3变速器结构图图2-3 五挡变速器结构图该图主减速器为锥齿轮如上图所示，为了提高轴的刚度，变速器轴增加了中间支承。2.2 零部件结构方案分析1齿轮形式变速器两轴传动齿轮采用斜齿常啮合齿轮，优点是使用寿命长、运转平稳、工作噪声低。D倒档齿轮采用直齿常啮合圆柱齿轮，主减速器采用斜齿圆柱齿轮。2

6、换挡机构形式变速器采用同步器换挡，其优点是换挡迅速、无冲击、换挡噪声小，提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶平安性。3变速器轴承初选输出端为短圆柱滚子轴承，其余为向心球轴承具体选型与计算在轴承的寿命计算中详细分析。3 变速器主要参数及齿轮参数的选择3.1 挡数按设计要求，变速器档位数为5挡，其中最高档位超速挡。3.2 传动比范围的选择变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常为直接挡，而本次设计为了提高汽车的燃油经济性，将最高挡设为超速挡，档位数为五挡。超速档的传动比一般为0.70.8。最低挡的传动比那么要求考虑发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能

7、力、驱动桥与地面的附着率、主减速器比和驱动轮的滚动半径以及所要求到达的最低行驶车速等而对于乘用车，其范围一般在3.04.5之间。表1是国内外一些变速器的速比设置，可以发现，多数变速器的各档速比值符合偏置等比级数。首先在满足要求的情况下令最小传动比i5=0.8。3.2.1 主减速器传动比的初选主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响，可通过燃油经济性加速时间曲线来确定。而在设计计算中，i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡图来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设

8、计，对发动机与传动系参数作最正确匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得最正确的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储藏的轿车、长途公共汽车尤其是赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速uamax，这时i0值应按下式来确定：i0=0.377rnpuamaximax 3-1式中：r车轮的滚动半径,对于1.6排量的汽车，考虑到汽车的经济性，一般轮胎不宜过宽，以195/65 R15轮胎为例，即其车轮滚动半径为r=195×0.65×2+15×25.42×1000=0.317mimax变速器量高档

9、传动比，即i5。对于其它汽车来说，为了得到足够的功率储藏而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择：i0=(0.3770.472)rnpuamaximax 3-2根据所选定的主减速比i0值，就可根本上确定主减速器的减速型式单级、双级等以及是否需要轮边减速器，并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。令uamax=187km/h，把np=5000r/min，r=0.317m，i5=0.8代入式3-2中最后取主减速器传动比i0=4.3。3.2.2 最小传动比的选择整车传动系的最小传动比可根据最高车速及其功率平衡图来确定，且在选择时要注意有利于汽车的燃油经济性。选择的结果

10、为i5=0.8。3.2.3 最大传动比的选择汽车变速器最大传动比的选择需要考虑三方面的因素：最大爬坡度、附着率、汽车的最低稳定车速。得： i1G(fcosmax+sinmax)rTtqmaxi0T 3-3式中max为汽车的最大爬坡度，取max=20°。 f为滚动阻力系数，取f=0.015。 T为整车的机械传动效率，取变速器传动效率g=95%，主减速器传动效率0=96%，那么有T=g×0=95%×96%=91.2%其它参数与最小传动比选择时相同。i1G1rTemaxi0T 3-4式中G1为地面提供应驱动轮的法向作用力取平均前轴负荷61.5%G1=bLm0g=0.61

11、5×1285×9.8N=7745N 为地面附着系数，对与路况良好的混凝土或沥青路面，取0.85。 i1=0.377nminruamini0 3-5式中nmin为发动机最低稳定转速，取nmin=400r/min。 uamin为汽车最低稳定车速。G=m0g=12593N，r=0.317m，Ttqmax=Temax=155Nm，i0=4.5 综合上述要求，可得2.339i13.434，根据设计要求，取i1=3.23.2.4 各挡传动比的初选在挡位数为5与i1=3.2、i5=0.8的情况下，可知，假设传动比分配为等比级数现实中高挡传动比间隔可以比低挡稍小，那么q=4i1i5=1.4

12、14。各挡传动比的初选结果如下表所示：表3-1 汽车变速器传动比初选挡数12345R传动比i3.22.01.41.00.83.5003.3 中心距A变速器的中心距A系指变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离。其主要由传递的扭矩、结构和工艺情况决定，而其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，还关系到齿轮的接触强度：中心距过大将使变速器的质量增加较多；中心距过小那么会使齿轮的接触强度变大，寿命变短，且影响变速器壳体的性能。因此最小允许的中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定，而且最小中心距要同时满足最低挡的传动比要求。而对于发动机前置前轮驱动(FF)的乘用车，其中心距A也可以根据发动机

13、排量与中心距的统计数据初选。统计数据说明，乘用车变速器的中心距一般在6080mm范围内变化。原那么上来说，车越轻，中心距也越小。设计中用下述经验公式初选中心距AA=KA3Temaxi1g 3-6式中A为变速器中心距mm KA为中心距系数，对于轿车，取KA=8.99.3 g变速器传动效率，取g=95% Temax=155Nm，ig1=3.2，最后取A=76mm。3.4 外形尺寸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挡机构的布置来初步确定。对于四挡的乘用车，其变速器壳体的轴向尺寸为3.03.4A。对于设计要求的五挡变速器，初步估计其壳体横向尺寸为250mm。3.5 齿轮参数斜齿轮齿

14、形参数3.5.1模数齿轮模数与齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等因素有关，而在设计中主要考虑对齿轮强度的影响。齿轮模数大那么其弯曲应力小，但齿轮齿数会随之减少，并减小齿轮啮合的重合度，增加啮合噪声。因此，在弯曲强度允许的条件下应使齿轮模数尽量小。设计中已确定变速器不包括主减速器齿轮均为圆柱斜齿轮，即斜齿轮应满足以下的强度要求：mn=32TgcosKZKcKgYw在选择模数时，假设从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选择同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应选用不同的模数。一般来说，变速器低挡齿轮应选用较大的模数，其它挡位选用另一种模数。变速器用齿轮模数范围见表3-2。表3-2 汽车变速器齿轮的法向模

15、数车型发动机排量V/L模数2.252.75mm2.503.00mm另外，变速器齿轮所选的模数应符合国家标准，见表3-3。表3-3 汽车变速器常用的齿轮模数摘自GB/T13571987 mm一1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.55.50根据以上要求，初选1、3、5挡齿轮法向模数mn1=mn3=mn5=2.25mm，2、4挡齿轮法向模数mn2=mn4=2.5mm倒挡齿轮模数m=2.25mm3.5.2 压力角齿轮压力角有14.5°，15°,17.5°,20°,22

16、.5°,25°等多种。压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，有利于降低齿轮传动的噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和外表接触强度。对于斜齿轮，压力角为25°时强度最高，而对于乘用车，为加大重合度以降低噪声，理论上应取较小的压力角。本次设计各挡齿轮压力角均选为=20°。3.5.3 齿宽b在变速器齿轮的设计中，齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿：b=kc×m，其中取齿宽系数kc=4.58.0；斜齿：b=kc×mn,其中取齿宽系数kc=6.08.5；啮合套或同

17、步器，b=24mm。对于啮合的一对齿轮，小齿轮的齿宽应比大齿轮的稍大，一般为510mm；对于采用同一模数的各挡齿轮，低挡齿轮的齿宽也应当比高挡齿轮稍大一些。齿宽的选取结果见表3-4。表3-4 汽车变速器齿轮的模数选择结果挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡法向模数mm2.252.502.252.502.252.25齿宽mm输入轴齿轮202018151418输出轴齿轮1818161716163.5.4 螺旋角由于变速器的设计中不包括主减速器的齿轮均采用了斜齿轮，故存在螺旋角。采用具有螺旋角的斜齿轮可以加大重合度，提高强度，降低噪声，但有轴向力作用在轴承上，需要计算确认。螺旋角确定根据以下原那么：（1）

18、使齿轮的纵向重合度1，这样在运转的过程中，齿面螺旋线上始终有齿接触，可以保证运转平稳。具体设计时，螺旋角可按3-7式确定：sin=（0.81.2）×mbe 3-7（2） 由于斜齿轮工作时会产生轴向力，为此在设计时应自在理论上使螺旋角的选择正好能使一根轴上的齿轮产生的轴向力相互抵消，如图3-1所示。 图3-1中间轴轴向力的平衡即满足下式：tan1tan2=r1r2 3-8对于两轴式变速器，由于轴向力较难抵消，也可参考同种车型的数据。（3） 斜齿轮的轮齿强度会随着螺旋角的增大而提高，且螺旋角的增大会使齿轮的接触强度与重合度增大，但当螺旋角大于30°时其弯曲强度将明显的下降。因此

19、，对于轿车来说，为求传动平稳，往往将螺旋角取的稍大。螺旋角的初选结果见表3-5。表3-5 汽车变速器齿轮螺旋角的初选结果挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡20°20°25°25°25°0°3.5.5 齿顶高系数与顶隙系数本次设计取斜齿轮的法向齿顶高系数han*=1，法向顶隙系数cn*=0.25。3.6 变速器传动齿轮齿数分配和实际传动比的校正在以上参数确定后即可确定传动齿轮的具体分配齿数。在确定齿数时，为了使齿轮齿面磨损均匀，各挡齿轮的齿数比一般不取整数。如图3-2所示，五挡变速器外加倒挡，共13个齿轮，齿数分别记为z1z13。 图3-2变

20、速器齿轮齿数的分配3.6.1 确定一挡齿轮的齿数对于乘用车，一挡小齿轮齿数可在1217之间选取一挡传动比为i1=z2z1 3-9且有A=(z1+z2)×mn12cos1 3-10i1=3.2，mn1=2.25mm，1=20°，A=76mm，将数据带入上式，得：z1=15.11，取z1=15z2=48.37，取z2=49。那么有修正后的i1=z2z1=3.267，满足要求。3.6.2 对中心距A及一挡齿轮螺旋角进行修正1根据一挡齿轮齿数的分配，修正后有A=(z1+z2)×mn12cos1=76.62mm，取整为A=76mm。修正后的A可作为各挡齿轮的分配依据。2A=

21、(z1+z2)×mn12cos1，由条件取修正后的一挡齿轮螺旋角1=18°。3.6.3确定二挡齿轮的齿数同理于一挡，i2=2.0，mn2=2.5mm，2=20°，A=76mm，得：z3=19.04，取z3=19；z4=38.09，取z4=37。那么有i2=z4z3=1.947，满足要求。修正后取二挡齿轮螺旋角2=22.9°。3.6.4确定三挡齿轮的齿数i3=1.4，mn3=2.25mm，3=25°，A=76mm，得：z5=25.51，取z5=26；z6=35.71，取z6=37。那么有i3=i6i5=1.423，满足要求。修正后取三挡齿轮螺旋角

22、3=21.16°。3.6.5确定四挡齿轮的齿数i4=1.0，mn4=2.50mm，4=25°，A=76mm，得：z7=z8=27.55，取z7=29，z8=28那么有i4=z8z7=0.966，满足要求。修正后取四挡齿轮螺旋角4=20.36°。3.6.6确定五挡齿轮的齿数i5=0.8，mn5=2.25mm，5=25°，A=76mm，得：z9=34.01，取z9=35；z10=27.21，取z10=27。那么有i5=z10z9=0.771，满足要求。修正后取五挡齿轮螺旋角5=23.40°。3.6.7确定倒挡齿轮的齿数同理与以上分析，最后取z11=

23、14，z13=46，修正后取倒挡齿轮螺旋角n0=0°，iR=z11z12=3.286。3.6.8变位系数为了防止齿轮产生跟切、更好的与中心距匹配，以及调整齿轮的各种属性，需要使齿轮变位。变位齿轮有两种：高度变位和角度变位。其中高变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数和为零，角变位那么不为零。设计时选取角度变位。变位系数的选择一般考虑一下几点：1防止根切 防止根切的最小变位系数Xnmin可由3-11式确定Xnmin=ha*×(1-zzmin) 3-11式中ha*为齿顶高系数，ha*=1；为未变位又不发生根切的最小齿数，可取zmin=17(=20°)。由此可得：对一挡齿轮

24、有 X1min=ha*×1-z1zmin=1-1517=0.1176 X2min=1-4917=-1.8824对二挡齿轮有 X3min=1-1917=-0.1176 X4min=1-3717=-1.1765对三挡齿轮有 X5min=1-2617=-0.5294 X6min=1-3717=-1.1765对四挡齿轮有 X7min=1-2917=-0.7059 X8min=1-2817=-0.6471对五挡齿轮有 X9min=1-3517=-1.0588 X10min=1-2717=-0.5882对倒挡齿轮有 X11min=1-1417=0.1765X12min=1-4617=-1.705

25、9。2防止齿顶变尖 齿顶法面弦齿厚San大于等于0.3mn。San可由3-12式确定： San=Sacosa0.3mn 3-12式中a为齿顶螺旋角，a=tan-1(datanzmt)；Sa为齿顶端面弦齿厚，Sa=dasin(Snmnz+invt-invat)。上述公式中，da为齿顶圆直径，da=zcos+2ha*+2Xmn。3齿根壁厚不要小于1.2倍齿全高。4主、从动齿的弯曲应力应当平衡，以保证二者的弯曲疲劳寿命相等。变位系数的选择主要由以上几点考虑，而为了降低噪声，一对啮合齿轮的变位系数之和可适度取小。精确的计算，可由计算机编程来完成。一挡齿轮的程序计算截图如图3-3所示。图3-3齿轮的程序

26、计算截图齿轮角度变位系数结果如下表所示。表3-6齿轮变位系数选择结果挡位变位系数X一挡二挡三挡四挡五挡倒挡输入轴齿轮0.2000.0000.0000.0000.0000.300输出轴齿轮-0.0670.0040.0000.0010.000-0.3003.6.10齿轮精度的选择各类机器所用齿轮传动的精度等级范围列于表3-7中，按载荷及速度推荐的齿轮传动精度等级如图3-4所示。具体的精度选择结果见设计参数表。表3-7各类机器所用齿轮传动的精度等级范围机 器 名 称 精 度 等 级机 器 名 称精 度 等 级汽轮机 36拖拉机 68金属切削机床 38通用减速器 68航空发动机 48锻压机床 69轻型

27、汽车 58起重机 710载重汽车 79农业机器 811注：主传动齿轮或重要的齿轮传动，偏上限选择；辅助传动齿轮或一般齿轮传动，居中或偏下限选择。图3-4齿轮传动精度等级3.6.10齿轮的后处理齿轮在设计与制造中还需进行齿形的修正，材料的选择，热处理以及强化等步骤，在此不详细论述。3.6.11补充说明以上得到的设计数据并没有到达最优设计结果，以齿轮的变位系数为例，假设为理想情况，对于变速器中较低挡位与倒挡，为了获得高强度的齿轮副，变位系数之和应该取得较大，而为了获得低噪声传动，高挡齿轮副的变位系数之和应该取得较小。由3.6.8中得出的结果可知，倒挡齿轮的变位系数并没有很好的满足设计的理想要求。在

28、这种条件下可以通过对要求的目标函数确实定，并选择约束条件，并通过数学工具如MATLAB中的优化工具箱FMINCON函数来进行最优化设计。具体的设计过程不在此详述。4 变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析4.1 变速器齿轮4.1.1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本次设计时无需考虑以及齿面胶合。4.1.2齿轮的强度计算与其它机械行业比拟，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也根本一致。因此，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

29、可以获得较为准确的结果。1） 轮齿弯曲强度计算斜齿轮假定载荷作用在齿顶=20°，f0=1，齿形系数的选择如图4-1所示。图4-1齿形系数图斜齿轮弯曲应力为ww=F1KbtyK 4-1式中为圆周力，F1=2Tgd，Tg为计算载荷，d为节圆直径，d=mnzcos， K为应力集中系数，K=1.5， t为法向齿距，t=mn， y为齿形系数，可按当量齿数zn=zcos3在齿形系数图4-1中查得， K为重合度影响系数，K=2.0。 其它未说明参数同上将上述有关参数整理后可得式4-2w=2TgcosKzmn3yKcK 其中齿宽系数Kc=6.08.5 4-2在发动机输出最大转矩Temax=155Nm

30、和其它相关参数的情况下，由许用应力w=180350MPa可得：对一挡小齿轮，根据zn1=15(cos18°)3=17.64 查图4-1得y1=0.152,那么有 wmax1=2Temaxcos1Kz1mn13y1KcK=317.78MPa<w，满足强度要求。对一挡大齿轮，根据zn2=49(cos18°)3=57.63 查图4-1得y2=0.148 ，那么有 wmax2=2Temaxi1cos1Kz2mn13y2KcK=326.39MPa<w对二挡小齿轮，根据zn3=19(cos22.9°)3=23.30 查图4-1得y3=0.133,那么有 wmax3

31、=2Temaxcos2Kz3mn23y3KcK=206.11MPa<w，满足强度要求。对二挡大齿轮，有根据zn4=37(cos22.9°)3=45.38 查图4-1得y4=0.154 ，那么有 wmax4=2Temaxi2cos1Kz4mn23y4KcK=178.00MPa<w，满足强度要求。对于各挡齿轮的强度计算，由斜齿轮弯曲应力的公式与齿轮参数易知，在同等条件下，一挡小齿轮所受的弯曲应力比其它挡位不包括倒挡均要大，即在一挡小齿轮满足轮齿弯曲应力要求的情况下，其它各挡齿轮也能满足要求。同理对于倒挡小齿轮，有w=2TgcosKzmn3yKcK=233MPa<w，满足

32、强度要求。综上所述，变速器传动齿轮满足弯曲强度要求。2） 轮齿接触强度计算斜齿轮斜齿轮接触应力为j=0.418FEb(1z+1b) 4-3式中F为齿面上的法向力，F=F1coscos，F1为圆周力，F1=2Tgd，d为节圆直径， E为齿轮材料的弹性模量，对于渗碳钢，可取E=210GPa，b为齿轮接触的实际宽度，z和b为主、从动齿轮节点处的曲率半径，对斜齿轮z=rzsincos2，b=rbsincos2，rz与rb为主、从动齿轮节圆半径。将作用在输入轴的载荷Temax2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见下表。 表4-1变速器齿轮许用接触应力根据上述分析可知，对变速器一挡齿轮，有rz1=

33、Az1z1+z2=76×1515+49=17.81mm，rb1=Az2z1+z2=76×4915+49=58.19mm，z1=rz1sin1cos21=17.81×sin20°cos218°=6.79mm，b1=rb1sin1cos21=58.19×sin20°cos218°=22.17mm，对于一挡小齿轮输入轴，有圆周力F1=2Temax2d=155×1032×rz1=4351.49N，法向力F=F1cos1cos1=4351.49cos20°cos18°=4887.99N

34、，齿宽b1=20mm，对于一挡大齿轮输出轴，有F1'=2Temax2×i1d=155×103×3.2672×rb1=4351.49N，法向力F'=F1'cos1cos1=4351.49cos20°cos18°=4887.99N，齿宽b1'=18mm，由以上数据可得，对于一挡小齿轮，有：j1max=0.418FEb1(1z1+1b1)=1239.3MPa<j=19002000MPa，对于一挡大齿轮，有：j2max=0.418F'Eb1'(1z1+1b1)=1306.32MPa<

35、j=19002000MPa。故一挡齿轮接触强度满足要求。同理于一挡，可知对变速器二挡齿轮，有rz2=76×1919+37=25.79mm，rb2=76×3719+37=50.21mm，z2=rz2sin2cos22=25.79×sin20°cos222.9°=10.11mm，b2=rb2sin2cos22=50.21×sin20°cos222.9°=19.68mm，对于一挡小齿轮输入轴，有圆周力F2=2Temax2d=155×1032×rz2=3005.04N，法向力F=F2cos2cos2=3

36、005.04cos20°cos22.9°=3423.12N，齿宽b2=20mm，对于一挡大齿轮输出轴，有F2'=2Temax2×i2d=155×103×1.9472×rb2=3005.23N，法向力F'=F2'cos2cos2=3005.23cos20°cos22.9°=3423.34N，齿宽b2'=18mm，由以上数据可得，对于一挡小齿轮，有：j3max=0.418FEb2(1z2+1b2)=1029.86MPa<j=13001400MPa，对于一挡大齿轮，有：j4max=0

37、.418F'Eb2'(1z2+1b2)=1085.60MPa<j=13001400MPa。故二挡齿轮接触强度满足要求。同理于弯曲强度的分析，易知变速器其它挡位齿轮不包括倒挡也能符合接触强度的要求。j12max=0.418F'Eb12(1z+1b)=1133.68MPa<j=19002000MPa。j13max=0.418F'Eb13(1z+1b)=1133.68MPa<j=19002000MPa。j11max=0.418F'Eb11(1z+1b)=1243.75MPa<j=19002000MPa。综上所述，变速器齿轮满足接触强度要

38、求。4.1.3齿轮材料的选择变速器齿轮选用渗碳合金钢，20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5等常用材料均可。选择20CrMnTi 4.2 变速器轴变速器工作时，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。因为刚度缺乏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。设计阶段可根据经验和条件先初选轴的直径，然后再进行可靠性分析。4.2.1初选轴的直径在变速器中心距时可根据经验公式取变速器两轴中部直径，取支承间距离，轴的最大直径和

39、支承间距离的比值。4.2.2轴的可靠性分析1轴的刚度计算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，如图4-2所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。轴的挠度和转角可按?材料力学?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。变速器齿轮在轴上的位置如图4-3所示时，假设轴在垂直面内的挠度为，在水平面内的挠度为和转角为，可分别用下式计算：式中为齿轮齿宽中间平面上的径向力，为齿轮齿宽之间平面上的圆周力，为弹性模量，对于渗碳钢，取，为惯性矩，对于实心轴，为轴的直径，花键初按平均直径计算，、为齿轮上的作用

40、力距支座、的距离，为支座距离。轴的全挠度为。轴在垂直面和水平面内的挠度允许值为，。齿轮所在平面的转角不应超过。图4-2变速器轴的变形简图a为轴在垂直面内的变形，b为轴在水平面内的变形图4-3变速器轴的挠度与转角，计算时令两轴，两支承A、B之间的距离，为方便计算，齿轮的分布初选如图4-4所示。 图4-4齿轮在轴上的分布根据以上参数，具体刚度校核过程如下：对一挡齿轮处，有, , 取，得：，。同理，对于二挡齿轮处，有, , 取，得：，。对于三挡齿轮处，有, , 取，得：，。对于四挡齿轮处，有, , 取，得：，。对于五挡齿轮处，有, , 取，得：，。由以上分析可知，轴在五挡齿轮处均能满足刚度要求。而由

41、一挡齿轮的刚度分析易知，由于离支承点的距离近，故实际上在高挡齿轮的刚度时可以不用校核，同理可确定，倒挡齿轮能满足齿轮的刚度要求。在实际的二轴式变速器中，与输入轴常啮合的输出轴上的齿轮常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，这样也能增加轴的刚度。2轴的强度计算作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩同时作用下，其应力为 4-4式中，为抗弯截面系数，取，在低挡工作时，取。由轴的刚度校核中，对一挡齿轮处，有, ,，由以上数据可知在一挡齿轮处有说明轴在一挡齿轮处满足强度要求，同理与刚度分

42、析，易知轴在其它齿轮处亦能满足强度要求。而在实际制造时，由于输出轴上的齿轮通过青铜衬套装在轴上，所以轴径要比上述设计的小，具体尺寸见主减速器主动锥齿轮轴图。4.3 变速器轴承4.3.1轴承形式的选择变速器轴承多采用向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承。左图为单列的深沟球轴承的示意图。对于本次设计的两轴变速器，输入轴前轴承可采用向心球轴承1，对于一般汽车，此轴承都安置在发动机飞轮内腔中。输入轴后端轴承选用外座圈上有止动槽的向心球轴承2，用来承受径向负荷以及输入轴上的轴向负荷，为方便输入轴的拆装，后端轴承的外圈直径应比输入轴齿轮的齿顶圆直径大。输出轴前段可采用短圆柱滚子轴承3，后端采用带止动槽

43、的单列向心球轴承4。轴上的轴向力由后端轴承承受。向心球轴承除了径向载荷，也能承受双向的轴向载荷，而且由于摩擦力矩较低，能适用于高速旋转场合以及低噪音，低振动的场合。并能满足高精度的应用要求。4.3.3轴承尺寸的选择1输入轴前端的向心球轴承图4-5向心球轴承尺寸示意图根据变速器轴的直径与中心距要求,根据轴承手册，如图，初选内径d=22mm，外径D=56mm，宽B=16mm的轴承，轴承代号为63/22NR。2输入轴后端外座圈上有止动槽的向心球轴承图4-6外座圈上有止动槽的向心球轴承尺寸示意图初选内径d=25mm，外径D=62mm，宽B=17mm的轴承，轴承代号为6305-N。3输出轴前端的圆柱滚子

44、轴承图4-7圆柱滚子轴承尺寸示意图同理于输入轴轴承，初选内径d=30mm，外径D=55mm，宽B=13mm的轴承，轴承代号为NU 1006。4输出轴后端外座圈上有止动槽的向心球轴承输出轴后端外座圈上有止动槽的向心球轴承，初选内径d=28mm，外径D=52mm，宽B=12mm的轴承，代号为60/28-N。4.3.4轴承寿命的计算变速器轴承一般是根据结构布置并与同类型汽车比照后，按轴承标准选用。最后进行轴承寿命的验算。对于使用五挡变速器的轿车，相对于四挡轿车，由于没有了直接挡而多了超速挡，轴承受载的时间明显增加，具体比拟如表4-2所示。表4-2轴承受载时间的比拟由于轴承的实际使用寿命受到许多条件的

45、影响，例如制造精度、钢材质量、润滑条件工作情况等，都极大地影响轴承的使用寿命。即使同一批生产的轴承，其使用寿命往往相差几倍，甚至几十倍，上百倍。而计算却是以10损坏率为根底的，所以计算结果与实际情况相差很大。在计算轴承寿命时，必须结合实际使用经验参考目前同类产品中同部位的轴承使用寿命加以调整。轴承的寿命公式为：L10=（CP） 4-5式中C轴承根本额定动载荷，P为轴承担量动载荷，为指数，对于球轴承，=3；对于滚子轴承，=103。汽车行驶里程数公式为： S=L102rk106igh 4-6式中rk为轮胎滚动半径，rk=0.317m，igh为汽车传动比，igh=ig×i0。对于实际工况，

46、轴承能够保证的总行驶里程公式为：Sa=100iSi 4-7式中i为汽车各挡行驶里程百分数，Si为汽车各挡的行驶里程数。对于滚动轴承的寿命计算参数如表4-3所示。表4-3动载荷系数表以下的计算暂不考虑轴承的温度系数与载荷系数，但由结果可知不影响校核。比拟变速器中已选择的轴承，寿命校核时可选额定载荷最小的轴承，即输出轴后端轴承校核，即单列的向心球轴承，轴承代号为60/28 NR，由轴承手册可知，对其有根本额定静载荷C0=7.4kN,根本额定动载荷Cr=12.5kN。1） 由轴的强度分析，变速器处于一挡时有Ft=Temaxmnz2cos=2750.23N，Fr=Fttancos=1052.52N，F

47、a=Fttan=893.60N，得：FaC0=893.607400=0.121易知FaFr=893.601052.52=0.849>e，由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数X=0.56，轴向动载荷系数Y=1.43，其当量动载荷为P=XFr+YFa=0.56×1052.52+1.43×893.60=1867.26N，轴承寿命L10=（CP）=(125001867.26)3=300.00(106r)，汽车行驶里程数S=L102rk106igh=300×2×3174.33×3.267=42218.53km。2变速器

48、处于二挡时有Ft=Temaxmnz2cos=3940.52N，Fr=Fttancos=1535.24N，Fa=Fttan=1504.74N，得：FaC0=1504.747400=0.2033易知FaFr=1504.741535.24=0.98>e，由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数X=0.56，轴向动载荷系数Y=1.28，其当量动载荷为P=XFr+YFa=0.56×1535.24+1.28×1504.74=2785.80N，轴承寿命L10=（CP）=(125002785.80)3=90.34(106r)，汽车行驶里程数S=L102rk1

49、06igh=90.34×2×3174.33×1.947=21332.67km。3变速器处于三挡时有Ft=Temaxmnz2cos=4861.53N，Fr=Fttancos=1897.38N，Fa=Fttan=1881.76N，得：FaC0=1881.767400=0.254易知FaFr=1881.761897.38=0.992>e，由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数X=0.56，轴向动载荷系数Y=1.20，其当量动载荷为P=XFr+YFa=0.56×1897.38+1.20×1881.76=3320.64N

50、，轴承寿命L10=（CP）=(125003320.64)3=53.34(106r)，汽车行驶里程数S=L102rk106igh=53.34×2×3174.33×1.423=17234.11km。4变速器处于四挡时有Ft=Temaxmnz2cos=5993.17N，Fr=Fttancos=2326.70N，Fa=Fttan=2224.08N，得：FaC0=2224.087400=0.301易知FaFr=2224.082326.70=0.956>e，由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数X=0.56，轴向动载荷系数Y=1.15，其当量

51、动载荷为P=XFr+YFa=0.56×2326.7+1.15×2224.08=3860.64N，轴承寿命L10=（CP）=(125003860.64)3=33.94(106r)，汽车行驶里程数S=L102rk106igh=33.94×2×3174.33×0.965=16171.65km。5变速器处于五挡时有Ft=Temaxmnz2cos=6650.06N，Fr=Fttancos=2637.33N，Fa=Fttan=2877.74N，得：FaC0=2877.747400=0.389易知FaFr=2877.742637.33=1.091>e，由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数X=0.56，轴向动载荷系数Y=1.09，其当量动载荷为P=XFr+YFa=0.56×2637.33+1.09×2877.74=4613.64N，轴承寿命L10=（CP）=(125004613.64)3=19.89(106r)，汽车行驶里程数S=L102rk106igh=19.89×2×3174.33×0.771=11859.75km。6由于变速器处于倒挡的行驶里程百分数只占0.1%，故可