两轴式变速器的设计

汽车设计课程设计说明书设计题目： 两轴式变速器的设计院系： 专业班级： 姓名： 指导教师： 日期： 目目录TOC\o"1-5"\h\z概述 1变速器传动机构布置方案 2\o"CurrentDocument"传动机构布置方案分析 2\o"CurrentDocument"2.1.1固定轴式变速器 2\o"CurrentDocument"倒挡布置方案 2\o"CurrentDocument"2.1.3其他问题 2\o"CurrentDocument"2.2零部件结构方案分析 3\o"CurrentDocument"2.2.1齿轮形式 3\o"CurrentDocument"换挡机构形式 3变速器主要参数的选择 3\o"CurrentDocument"3.1档数 3\o"CurrentDocument"3.2传动比范围 3\o"CurrentDocument"中心距 4外形尺寸 5齿轮参数 5\o"CurrentDocument"3.6各档齿轮齿数的分配 8\o"CurrentDocument"3.6.1确定一挡齿轮的齿数 8\o"CurrentDocument"对中心距A进行修正 9\o"CurrentDocument"3.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数 9\o"CurrentDocument"3.6.4确定其他各挡的齿数 9变速器的设计与计算 11\o"CurrentDocument"4.1齿轮的损坏形式 11\o"CurrentDocument"4.2齿轮强度计算 114.2.1齿轮弯曲强度的计算 11\o"CurrentDocument"4.2.2轴的强度计算 12同步器的设计 13\o"CurrentDocument"5.1惯性式同步器 13\o"CurrentDocument"5.2主要参数的确定 13\o"CurrentDocument"摩擦因数f 13变速器结构兀件 14\o"CurrentDocument"变速器齿轮 14\o"CurrentDocument"变速器轴 14\o"CurrentDocument"变速器壳体 15七、总结 15概述变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转速和扭矩，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使得汽车获得不同的牵引力和车速，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器需要设置有空档，可在启动发动机、汽车滑行或者停车时中断发动机对驱动轮的动力传输。同时，变速器也需要设置倒挡，能够使汽车获得倒退行驶的能力。对变速器的基本要求：保证汽车有良好的动力性和经济性。设置空档，使汽车有切断动力传输的能力。设置倒挡，使汽车有倒退行驶的能力。设置动力传输装置，需要时能进行功率输出。换挡迅速、省力、方便。工作可靠。汽车在行驶过程中不得有跳档、乱档、以及换挡冲击的情形出现。变速器应该有较高的工作效率。保证变速器在运行过程中工作噪声低。除此之外，变速器还应该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。满足汽车必要的经济性和动力性指标，这与变速器的档位数、传动比范围和各档传动比有关。汽车的工作环境越是复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。变速器由变速传动装置、操纵装置组成。按照档数和轴的布置形式，变速机构的分类如下：中间轴式中间轴式变速器传动机构布置方案由于此次设计的是旅行轿车，故这里我们有两种布置方案的选择2.1传动机构布置方案分析2.1.1固定轴式变速器两轴式变速器固定轴式变速器中的中间轴式变速器和两轴式变速器应用最为广泛。其中，两轴式变速器主要应用于前置前驱的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点。此外，各中间档位只经过一对齿轮传递动力，故传递效率高同时噪音也低。但是，因为两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作是齿轮以及轴承均承载，不仅噪声增大，而且容易损坏。同时，受结构的影响，两轴式变速器不能设计的很大。中间轴式变速器中间轴式变速器常用于前置后驱的汽车和后置后驱的货车上。变速器的第一轴的前端经轴承支撑在飞轮上，第一轴的花键用来装离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节相连接。2.1.2倒挡布置方案与前进挡档位相比，倒挡使用效率不高，而且都是在停车状态下实现换挡，故多数方案均采用直齿滑动滑档。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴中间齿轮路线中加入一个中间传动方案。2.1.3其他问题常用档位的轮齿因接触应力过高而引起表面点蚀损坏。将高档布置在靠近轴的两端支撑中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可以保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高齿轮寿命。Z某些汽车变速器仅在路或空车行驶时才使用的超速档。使用传动比小于1的超速档能够充分利用发动机功率，使汽车行驶一千米的转速减少，因而有助于减少发动机的磨损和降低燃油消耗量。但是与直接档相比较，使用超速档会使传动效率降低，运转噪声增加。2.2零部件结构方案分析2.2.1齿轮形式关于齿轮的选择，变速器一般使用两种结构形式，包括直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。但是由于斜齿轮相比于直齿轮，斜齿轮一般有寿命较长、运转平稳、噪声低的优点，故此处我们选用圆柱斜齿轮。但是圆柱斜齿轮也有不足之处，比如制造较为困难、工作时有轴向力，会对轴承造成破坏。2.2.2换挡机构形式变速器换挡机构主要有三种形式，包括直齿滑动换挡、啮合套换挡、同步器换挡。考虑到高速行驶时发动机转速较高，如果采用直齿滑动换挡的话，会在齿轮端面产生冲击，并且还伴随着噪声。这样，不仅会使齿轮端面磨损加剧，还会使得驾驶员精神紧张，使舒适性降低。类似的，啮合套换挡也不能消除换挡冲击，也需要驾驶员有足够的经验、熟练度。然而，使用同步器换挡就可以解决这一问题。使用同步器换挡能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与技术的熟练度无关。从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。但相比以上两种换挡机构，它结构复杂、精度要求高、轴向尺寸大等缺点。综上论述，我们1~5档选用同步器换挡的方式，而倒挡由于发动机的转速较低，换挡冲击不大，故选用轴向直齿滑动换挡。变速器主要参数的选择3.1档数变速器的档位一般在3~20个档位之间变化。通常的档位数在六个一下，在档位超过六档以后，一般在其后增加副变速器，通过两者的组合配置从而获得更多的传动档位。增加变速器的档位，可以提高变速器的动力性以及燃油经济性，同时也能改善车辆的平均车速。但是档位越多，变速器结构就越复杂并且尺寸和质量均会增加，同时操纵机构也就更加复杂，而且换挡频率高增加了操纵的难度。近年来，为了降低油耗，变速器的档位有了增加的趋势。目前乘用车一般用4~5个档位的变速器。档数太高会使操纵机构变得复杂繁琐，而档位太少又会导致汽车的燃油经济性变得不理想，综合考量之下，我们选择了五档的变速器。这样既兼顾了燃油的经济性同时又不会使得变速器尺寸和操纵机构过于复杂。3.2传动比范围变速器的传动比的范围是指变速器最低档的传送比与最高档的传动比的比值。最高档的传动比一般是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档为超速档，传动比的值小于1。影响最低档传动比的因素有：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力，驱动力与路面的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求的最低稳定车速等。目前乘用车的传动比在3.0~4.5之间，总质量较轻的商用车在5.0~8.0之间，其他商用车更大。综上考量，由于我们设计的旅行乘用车属于乘用车范畴，故我们选择传动比在3.0~4.5之间的传动比。最终选用总传动比为4的传动比。3.3中心距对于中间轴式的变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距A;对于两轴式的变速器，将变速器输入轴与输出轴线之间的距离称为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小均有关系，而且对齿轮的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的相对寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大一些。此外，受到一档小齿轮不能过小的影响，中心距也应该取大一些。另外中心距若是取的过小，将会使得变速器的壳体长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使啮合状态变坏等等。确定中心距的方案主要有两种，包括公式方法和根据排量与变速器中心距的统计数据选择。我们这里考虑到简单方便的原则，选择统计数据法。统计数据如下图所示：根据总体布局的要求，我们选择的发动机是一款2.0L的发动机，根据上图所示，选择中心距A=75mm。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挡中间（过度）齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换挡机构以及齿轮形式。乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸为s=（3.0~3.4）A。为了检测的方便性，A的值最好为整数，A=75符合要求挡系数取3.0时，3.5齿轮参数3.5.1模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。应该指出，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以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，同时减小齿宽;从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数;减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选得小些；对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿轮多数采用渐开线齿形。由于工艺原因，同一变速器中的接合齿的模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量ma在1.8~14.0t的货车为2.0~3.5mm；总质量ma大于14.0t的货车为3.5~5.0mm。选取较小的模数可以使齿数增多，有利于换挡。所以我们在这里选择的模数为mn=2.85。3・5・2•压力角a齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进人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。试验证明:对于直齿轮，压力角为28°时强度最高，超过28°强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为25°时强度最高。因此，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。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°啮合套或同步器的接合齿压力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。3・5・3螺旋角B斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于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，以15°到25°为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度来看，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。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、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。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为这些挡位使用得少，所允许的），而此时第一轴没有轴向力作用。欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件由于 ,为使两轴向力平衡，必须满足———式中，F’、F2为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力汗“、F2为作用在中a1a2n1n2间轴齿轮的圆周力；⑴、r2小为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等的现象得以消除。斜齿轮螺旋角可以在下面的提供范围内进行选用：乘用车变速器：两轴式：20°~25°中间轴式：22°~34°货车变速器：18°~26°综上，我们选择的螺旋角为=223.5.4齿宽b在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一.方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽太窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，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造成偏载，导致承载能力降低，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：直齿匕=汕kc为齿宽系数，取为4-5-8-0斜齿b=km,k取为6.0-8.5(此次设计前进档的齿轮类型)cncb为齿宽(mm)。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2-4mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数k可取大些，使接触线长度增加，接触应力降c低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各档齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。由于我们设计的旅行轿车，这里我们前进档齿轮的齿宽初步定为b=3.0mm,将齿宽系数定为7.0。5.齿轮变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要白的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。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相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加-对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于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。对斜齿轮传动，还可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此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。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大些，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲、断裂的现象。为提高小齿轮的抗弯强度，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，此时小齿轮的变位系数大于零。由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如挡主动齿轮）会造成轮齿根切。这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减小。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。总变位系数zc=Z1+Z2越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度减小，易于吸收冲击振动，故噪声要小一些。另外，zc值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降噪有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷时的着力点距齿根近，弯曲力矩减小，相当于齿根强度提高，对由于齿根减薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。根据上述理由，为了降低噪声，对于变速器中除去、一挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高挡和轴齿轮副的zc可以选为-0.2-0.2。随着挡位的降低，zc值应该逐档增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的z值，以便获得高强度齿轮副。一挡齿轮的zc值可以选用1.0以上。3.5.5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。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，并认为轮齿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0.75~0.80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。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大于100的细高齿制。采用细高齿制时，必须通过验算保证齿项厚度不得小于0.3m.和齿轮没有根切和齿顶干涉。目前，对于细高齿制的齿顶高系数，还没有制定统的标准由各企从小至1.05到大至1.90的都有，且许多变速器的一对主、从动齿轮的齿顶高业自行确定，系数不同。3.6各档齿轮齿数的分配3.6.1确定一挡齿轮的齿数由于，带入数据n=6000rmp/min,r=0.31m, =4.43, =190km/h,i=4.0可得：最小传动比i即i: 0-85g5又因为i1/i5=i,一挡传动比为齿数和：Z= 48.65h计算后取Z为整数为49，然后进行大、小齿轮齿数的分配。第一轴常啮合齿轮的齿数多些，我们选择的是第一轴齿数为Z,以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度。考虑到壳体上的第1一轴轴承孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。一挡大齿轮齿数用计算求得Z6。63.6.2对中心距A进行修正因为计算齿数和Zh=49后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的齿数和Zhhh和齿轮变位系数重新计算中心距A,再以修正后的中心距A作为各档齿轮齿数分配的依据。3.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数由式上面求出常啮合传动齿轮的传动比而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即解上两个方程组，求得Z1与乙6，求出的召、Z6都应取整数，结果为zi=11,z6=38;然后161616核算一挡传动与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿数即可;最后根据所确定的齿数，计算出精确的螺旋角的值。3.6.4确定其他各挡的齿数二挡齿轮是斜齿轮，模数与一挡齿轮相同时，则得解上两式方程式求出Z2=18、Z7=35。用取整数后的齿数计算中心距，若与中心距A有偏差，可通过齿轮变位来调整。三档齿轮同样是斜齿轮，模数均相同，按照上述步骤，则：联立以上两个方程，可以解得Z8=37,Z3=27。用取整数后的齿数计算中心距，若与中心83距A有偏差，则可通过齿轮变位来调整。四档齿轮同样是斜齿轮，模数均相同，按照上述步骤，则：联立以上两个方程，可以解得Z9=32,Z4=31。用取整数后的齿数计算中心距，若与中心距A有偏差，则可通过齿轮变位来调整。五档齿轮同样是斜齿轮，模数均相同，按照上述步骤，则：联立以上两个方程，可以解得Z5=4O,Z10=34。用取整数后的齿数计算中心距，若与中心距A有偏差，则可通过齿轮变位来调整。（5、）确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档相接近联立以上两个方程式，解得zi1=38,zi3=12;再根据zii和zi3的值合理选择在两者之间的z12的值，经检验计算，我们此处的选值为zi2=20。这里的倒挡传动iR比较大，接近于一档的传动比，主要是考虑到安全的因素，希望倒车R时速度应该低一些。变速器的设计与计算4.1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以及齿面胶合。轮齿折断发生在下述几种情况下:轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断;轮齿在重复载荷作用下，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得极少，而后者出现得多些。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于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剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的低挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进人啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现较少。4.2齿轮强度计算与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，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。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化公式。4.2.1齿轮弯曲强度的计算斜齿的弯曲应力式中，F1为圆周力（N）F1=2Tg/dT为计算载荷（N）gd为节圆半径（mm）d=（mz/cos）nmn为法相模数n

z为齿数为斜齿轮旋转角（°）=1.50;y为齿形系数，可以按照当量齿数可查表得到，为为应力集中系数b=1.50;y为齿形系数，可以按照当量齿数可查表得到，为当计算T取作用到变速器第一轴上的最大转矩T时，对乘用车的长啮合齿轮和较为高档的齿轮，许用应力在180-350MPa范围。。齿轮的接触应力式中，为齿轮的接触应力（MPa）F为齿面上的法相力（N），F=F1/（ ）F1为圆周力（N） F1=2T/d11gTg为计算载荷（N ）gd为节圆半径（mm）为节点处的压力角E为齿轮材料的弹性模量（MPa）为主、从动齿轮的节圆半径齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒挡1900~2000950~1000长啮合齿轮和高档1300~1400650~7004.2.2轴的强度计算变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。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和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。4.2.2.1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~0.45A，轴的最大直径d和支承间距离L的比值:对中间轴，d/L=0.16~0.18;对第二轴，d/L〜0.18~0.21。第一轴花键部分直径d（mm）可按下式初选式中，K为经验系数，K=4.0-4.6;Temax为发动机最大转矩（N.m）为280 。4.2.2.2轴的强度验算轴的强度验算：作用在轴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内的支反力Fc和Fs之后，计算相应的弯矩Me、Ms。式中， （ ）；d为轴的直径（mm），花键取内径；W为抗弯曲截面系数（）。在抵档工作时， 。除此之外，对轴上的花键，应该验算齿面的挤压应力。变速器的轴用于齿轮相同的材料。同步器的设计同步器有常压式，惯性式和惯性增力式三种。目前得到广泛应用的是惯性式5.1惯性式同步器惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。5.2主要参数的确定5.2.1摩擦因数f汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面租糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短已遭淘汰。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.1。摩擦因数f对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换挡省力或缩短同步时间;摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。变速器结构元件6.1变速器齿轮变速器齿轮可以与轴设计为一体或者与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开时，其内孔直径到齿根圆处的厚度b影响齿轮强度。要求尺寸b应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸C,在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸C=(1.2~1.4)d2,d2为花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度5应在满足强度条件下设计得薄些。图中的尺寸D可取为花键内径的1.25~1.40倍。齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面相糖度应在R0.80-R0.40um范围内选用。要求传轮创造精度不低7级.aa6.2变速器轴变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内，第一轴前端和中间轴式变速器的第二轴前端，分别装在飞轮内腔、第一轴常啮合齿轮的内腔里。当变速器中心距小，此时，同一端面布置两个滚动轴承有困难时，中间轴可以直接压人壳体孔中，并固定不动。此时，中间轴上的齿轮应采用全部齿轮连为一体的整体式齿轮，它有结构简单的优点，个齿圈制造不合格或工作损坏而使全部齿轮报废的缺点。用移动齿轮方式实现换挡的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定有动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易。两轴式变速器输人轴和中间轴式变速器中间轴上的高挡齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。网拍式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第一轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低于Ra0.8“m,壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。a为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为