P2构架混合动力汽车变速器的设计

P2构架混合动力汽车变速器设计目录目录 I1绪论 51.1课题研究的目的和意义 51.2变速器的发展现状 62整体设计方案 72.1设计要求 72.1.1总体设计依据 72.2本设计的内容 82.3变速器的选型设计 82.4变速器方案的确定 92.4.1变速器档位数的确定 92.4.2变速器传动方案的确定 93变速器主要参数的选择 103.1.1挡数与传动比 103.1.2中心距 113.1.3轴向尺寸 123.1.4齿轮参数 124主要零件的选择 154.1.1各档传动比机器齿轮齿数的确定 154.1.2变速器齿轮的强度计算与材料的选择 211)材料选择要求 212)计算各轴的转矩 224.1.3变速器轴的设计要求与强度计算 254.1.4变速器同步器的设计 275变速器的操纵机构 275.1变速器操纵机构的要求 27变速器操纵机构应当满足如下主要要求: 275.2变速器的操纵机构组成 276结论 28摘要P2构架混合动力是一种混合动力系统，它将发动机和电动机并联在一起，以实现同时提供动力和扭矩的目的。相比传统的串联式或并联式混合动力系统，P2构架混合动力系统具有更高的效率和更好的动力性能，且P2构架混合动力系统具有多种优点。在P2构架混合动力汽车的结构布局下，本文主要探讨了混合动力汽车变速器的设计。在混合动力汽车中，变速器起着至关重要的作用，因为它需要将电动机和内燃机的动力有效地传递到车轮上。本文首先介绍了混合动力汽车变速器的基本原理和分类，然后详细讨论了混合动力汽车AMT变速器的设计原则和步骤，最后给出了一种基于P2构架的混合动力汽车变速器设计方案。关键词：混合动力汽车，P2构架；AMT变速器，ABSTRACTP2构架混合动力汽车变速器设计设计绪论课题研究的目的和意义随着21世纪的到来，能源危机和环境污染的不断加剧。迫切需要采取一些相关的措施去缓解相关压力。在这样一种情况下，汽车行业面临新的挑战。随着不断研究，汽车工程师发现混合动力汽车能在满足减少能耗和污染的要求下，也能很好的满足人类的日常需求。混合动力汽车（HybridElectricVehicles，HEVs）是一种结合了内燃机和电动机的动力系统的汽车类型。它们旨在提高燃油效率、降低尾气排放并减少对化石燃料的依赖，较传统汽车而言，较传统汽车而言，它们具有诸多优点：(1)节能环保：混合动力汽车通常比传统汽油车更能效地使用燃油，尤其是在城市驾驶中，这有助于长期节省成本并减少温室气体排放。(2)降低油价支出：相比于传统汽油车，混合动力汽车可以减少燃油支出，尤其在城市驾驶中，这对于长期节省成本是有益的。(3)减少环境影响：混合动力汽车有助于减少温室气体排放，从而减轻对气候变化的贡献和改善空气质量。(4)平滑安静的驾驶体验：电动汽车模式下提供的平稳动力输出。混合动力汽车具有多种架构，其中P2构架脱颖而出，较其他构架而言，P2构架混合动力汽车具有许多优点。提高能源利用效率：P2构架的混合动力汽车通过内燃机和电机之间的协同工作，可以更有效地利用能源，提高能源利用效率，减少燃油消耗，从而降低运行成本。减少环境污染：P2构架混合动力汽车通过减少燃油消耗，进而减少尾气排放，对改善环境质量，减少空气污染有积极作用。提高车辆性能：P2构架混合动力汽车通过电机的辅助，可以提供更好的加速性能和更高的最大速度，同时，通过能量回收系统，可以提高制动性能和车辆稳定性。推动技术进步：P2构架混合动力汽车的研究和开发，可以推动汽车技术的进步和创新，包括电池技术、电机技术、控制技术等方面的进步，为未来的汽车行业发展提供技术支持。综上所述，研究P2构架混合动力汽车对于提高能源利用效率、减少环境污染、提高车辆性能以及推动技术进步等方面都具有重要意义。而变速器是P2构架中最为重要的结构，通过合理的设计变速器，能达到1)提高车辆性能：变速器可以通过改变传动比，使得发动机工作在最有利的工况下，以提高车辆的加速性能、行驶稳定性和燃油经济性。此外，变速器还能帮助驾驶者更好地控制车辆的动力输出和转速，从而提高车辆的行驶性能。2)降低车辆成本：相较于自动变速器，手动变速器的制造成本更低，易于维修和保养，因此可以降低车辆的总成本和维护成本。3)推动汽车技术发展：手动变速器作为汽车技术发展的重要里程碑，其研究和改进为汽车自动化和智能化技术的进步提供了基础和技术支持。4)提高安全性：通过合理的档位设置和设计，变速器能够帮助驾驶者更好地控制车辆的速度和动力输出，从而提高车辆的安全性和驾驶稳定性。5)适应不同速度和道路条件：变速器可以根据骑车者的需求和路面状况，提供合适的动力输出，以适应各种路况，提高骑行效率和舒适度。6)节省体力和增加骑行效率：合理使用变速器可以在不增加过多疲劳感的前提下，提高骑行速度，节省体力，并延长车辆和零部件的使用寿命。综上所述，变速器设计对于提升混合动力汽车性能、降低成本、推动技术发展、确保安全、提高骑行效率以及延长车辆使用寿命等多个方面都具有重要作用。基于以上种种，本次设计主要以P2构架下混合动力汽车的变速器为主，在传统设计的基础上，进行优化设计，达到更高性能的变速器结构。变速器的发展现状变速器是用来改变来自发动机的转速和转矩的机构。它能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比，又称变速箱。变速器由变速传动机构和操纵机构组成，有些汽车还有动力输出机构。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。普通齿轮传动变速机构一般用滑移齿轮和同步器等。汽车变速器的发展历史可以追溯到19世纪，最早的变速器之一可以追溯到17世纪，称为“交换齿轮”，这种装置通过改变齿轮的组合来实现不同的速度和方向。1886年，卡尔·本茨发明了世界上第一辆汽车，但当时的汽车并没有变速器，只有一个减速器，只能前进，不能倒车。1889年，法国标致发明了世界上第一台变速箱，这台变速箱只有两个挡位，需要与发动机转速配合操作才能实现换挡。1907年，福特汽车开始使用行星齿轮变速器，这种变速器可以在换挡的同时不切断动力，也就避免了手动变速器中降档需要驾驶员补油的繁琐过程。1908年，福特T型车装备了全球首款2速自动变速箱，这台变速箱已经不需要人为操作，能够自主根据发动机转速选择换挡时机。1940年，美国通用汽车研制出Hydra-Matic变速箱，这款变速箱采用液力耦合器(非液力变矩器)和三排行星齿轮，拥有四个前进挡位和一个倒挡位，真正意义上的自动变速箱是通用研制的Hydra-Matic这款变速箱，最初装配在奥兹莫比尔汽车上，不久后又被凯迪拉克和庞蒂克采用。随着电子控制技术的发展，1969年法国雷诺汽车R16TA首先使用了电子控制变速箱，从这之后电子变速箱就开始了汽车自动变速箱电控的历史，在电控的帮助下，自动变速箱的换挡平顺性和换挡速度都有了质的飞跃。目前来说变速器分为两大类:手动变速器(MT)和自动变速器，而自动变速器下面还分有液力自动变速器(AT)、电控机械式自动变速器(AMT)、无级自动变速器(CVT)。我国汽车变速器市场的产品类型主要包含手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、无级变速器（CVT）和双离合器变速箱（DCT）等。整体设计方案设计要求P2构架混合动力汽车变速器的设计要求主要包括以下几个方面：保证汽车具有高的动力性和经济性指标：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，以满足汽车的动力性和经济性要求。工作可靠，操纵轻便：变速器在行车过程中应稳定可靠，不出现跳档、乱档、换档冲击等现象。同时，操纵应轻便，以减轻驾驶员的劳动强度。体积小、重量轻：为减小变速器的体积和重量，需要优化变速器的结构，采用先进的制造工艺和材料，如选用优质钢材、提高齿轮精度等。传动效率高：为提高变速器的传动效率，应减小齿轮的啮合损失，提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油等。噪声小：为降低变速器的噪声，需要优化齿轮的齿形和啮合方式，采用减振降噪技术等。总体设计依据设计已知的初始结构和性能参数如下：滚动阻力系数0.017整备质量/满载质量（kg）1270/1650风阻系数0.29发动机功率（kW）/转速（rpm）65/5400迎风面积m22.1发动机转矩（N.m）/转速（rpm）152/4500轮胎规格287195/55R15电机额定/最大功率（kW）10/15最高车速（km/h）170；40（纯电）电机额定/最大转矩（N.m）35/85主减速器传动比3.3电机额定/最大转速（rpm）1200/6000这些要求需要在变速器设计过程中综合考虑，以确保变速器的性能达到最佳状态。本设计的内容（1）P2变速箱的总体设计。变速箱的选型、变速箱的传动方案设计、变速箱的传动比的设计、外形尺寸的设计；（2）变速器齿轮传动系统。齿轮、轴、同步器的设计；（3）变速器换挡机构的设计。换挡机构的选型、换挡机构的动力设计、换挡拨叉、拨叉轴的设计（4）进行三维图绘制并导出二维工程图纸。需要注意的是，P2构架混合动力汽车变速器的设计是一个复杂的过程，需要综合考虑多个因素，如机械结构、控制系统、制造工艺等。因此，在设计过程中需要不断进行优化和改进，以确保变速器的性能达到最佳状态。变速器的选型设计AT变速器因操作简便、技术成熟、故障率低、舒适性好、行驶平顺、可以承受较大的扭矩和转速范围、换挡冲击小、缓冲较大、行驶平稳的优点，被广泛应用，但其结构复杂、制造成本高、传动效率低、油耗高、维修困难、保养成本高，依旧需要后续的优化。CVT变速器具有驾驶更加平顺，由于没有了一般自动挡变速箱的传动齿轮，换挡顿挫感也随之消失；挡位设定更为自由，传动系统理论上挡位可以无限多；燃油经济性好，更容易达到传统传动系统中的齿轮比、速比以及性能、耗油、废气排放的平衡优点。但因其成本高，如果操作不当，出问题的概率较高；承受的扭矩有限，只能应用于1-1.5L的小型车的问题，未被广泛应用。DCT变速器是一种双离合变速器，其优点包括换挡速度快、传动效率高、燃油经济性好。然而，DCT变速器的缺点是结构复杂、成本高，且在换挡过程中也可能出现动力中断的情况。而AMT变速器较其他变速器具有以下优点：结构简单，传动效率高。AMT变速器是在手动变速器和离合器上配备一套电子调节的液压操纵系统，以达到自动切换挡位的目的，其结构与手动挡变速器十分相似。成本低廉。由于AMT变速器成本低，所以汽车价格也会相对较低。省油。因为AMT变速器本质上是手动挡，所以AMT在节油方面也延续了手动挡的优势。本次设计以AMT变速器为主要设计方向，进行设计。变速器方案的确定变速器档位数的确定变速器挡位数的确定与车辆的设计和性能需求有关，通常需要考虑以下几个因素：车辆类型：不同类型的车辆对变速器挡位数的需求不同。例如，一些高性能跑车可能需要更多的挡位数，以提供更好的加速和操控性能，而一些商用车或大型货车则可能需要更少的挡位数，以适应其重载和低速行驶的需求。发动机性能：发动机的功率和扭矩特性也会影响变速器挡位数的确定。如果发动机具有较高的功率和扭矩，那么可能需要更多的挡位数来充分利用这些性能。燃油经济性：增加变速器的挡位数可以提高燃油经济性，因为更多的挡位数可以使发动机在更广泛的转速范围内运行，从而更好地匹配车速和负载。驾驶体验：变速器的挡位数也会影响驾驶体验。更多的挡位数可以提供更平滑的加速和减速过程，使驾驶更加舒适和愉悦。在以上条件下和设计基础下，我们确定设计车辆为乘用车，故选择五个前进挡加一个倒档的传动方案。变速器传动方案的确定根据传动轴运动形式的不同，变速器传动机构主要分为固定轴式和旋转轴式两种结构。在这里，我们选择的是固定轴式中的两轴式变速器。两轴式变速器具有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置的且各挡位间传动效率的优点，被广泛应用于发动机前置前驱驱动汽车上。对于前进挡，两轴式变速器输入轴与输出轴选张方向相反。在本次设计中，我们选用的为两轴式五档传动方案。下图图1为设计方案输入轴一挡齿轮2.输出轴一挡齿轮3.输入轴二挡齿轮4.输出轴二挡齿轮5输入轴三挡齿轮6.输出轴三挡齿轮7.输入轴四挡齿轮8.输出轴四挡齿轮输入轴五挡齿轮10.输出轴五挡齿轮11.输入轴倒挡齿轮12.倒挡齿轮13.输出轴倒挡齿轮变速器主要参数的选择挡数与传动比传统汽车变速器的档数一般在5-16个档位范围内变化。针对不同类型的汽车，其使用条件不同，对整车性能要求不同，档位个数也不尽相同。对于乘用车和总车质量较小的商用车而言，设计者大多采用5个档位;对于总质量大于3.5t的商用车，档数一般超过6个。在设计过程中，处于生产制造商的角度来看，在考虑成本以及制造水平的基础上，多段式设计被广泛应用。多段式设计是指在4档或5档的主变速器基础上，再配以副变速器，进而达到多挡位的目的。增加变速器的档数，能够改善汽车的动力性和燃料经济性以及平均车速。档数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换档频率增高并增加了换档难度。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。要求相邻档位之间的传动比比值在1.8以下，该值越小换档工作越容易进行。对于商用车而言，比功率较小，因而变速器各档传动比多按等比级数进行分配，以有效避免各档位的重叠;对于乘用车，因中高档位的使用率较高，变速器多采用渐变传动比进行设计，档位越高，相邻档位之间的传动比比值越小。在本次设计中，我们选择五个前进挡和一个倒档的挡设置.最大传动比的确定，即一档传动比。①满足最大爬坡度：式中：G—作用在汽车上的重力=112700N；最大转矩，=152+32=184N.m；主减速器传动比，传动系效率=96%；车轮半径，=0.287m；滚动阻力系数=0.017；爬坡度，取=16.7°带入数值计算得≥9.098②满足附着条件：Φ为附着系数，取值范围为0.7~0.8.，取为0.8为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取60%mg=9900N计算得初选传动比为：i1=2.7i2=1.97i3=1.44i4=1.07i5=0.79iR=2.714中心距对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器中心距A。中心距是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿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，要求中心距取大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此而使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。中间轴式变速器中心距A的确定初选中心距A时，可根据下述经验公式计算A= =77mm式中,A为变速器中心距(mm);KA为中心距系数，乘用车KA=8.9-9.3，这里我们选用9.0;Temax为发动机最大转矩(N.m);在这里为184N/Mi1为变速器一档传动比;为变速器传动效率,取96%。轴向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档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、换档机构形式以及齿轮形式。 确定变速器壳体轴向尺寸的经验数据如下: 取用 乘用车五档变速器壳体的轴向尺寸一般为201mm商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选择:四档(2.2~2.7)A，五档(2.1-3.0)A，六档(3.2-3.5)A。 当变速器选用的档数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限。为了检便，中心距A最好取为整数。在这里我们选用乘用车五档变速器壳体的轴向尺寸为231mm。齿轮参数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，如齿轮的强座、蛋套声，工艺要求等。应该指出，选取齿轮模数时一般遵守的原则是：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,增加因宽;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，各档药业业选用一种模数，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车业较为重要的意义，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,轮应该选用大些的模数，变速器低档齿轮应选用大些的模数，其他档位选用另一种枢数,数情况下，汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。车型乘用车发动机排量V/L1.0<V≤1.61.6<V≤2.5模数mn/mm 2.25-2.75 2.75-3.002.压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进人啃合和退出啃合时布置,内动载荷,使传动平稳，有利于降低噪声;压力角较大时，可提高轮齿的杭驾强度和表面接独强度。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，对于抖齿轮，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20°压力角。在这里，我们选用的压力角为：20°3.螺旋角斜齿轮在变速器中得到过泛应用。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，轮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，从提高低档齿轮的数抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15°-25°为宜;而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。在这里我们选用的斜齿轮螺旋角为：乘用车变速器：两轴式变速器为20度-25度。我们定为20°-25°齿宽在选择齿宽时，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。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用度些的齿宽，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的大小来选定齿宽b:直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.5；斜齿，取为6.0～8.5.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，取2mm。采用啮合套或同步器换档时，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，接触应力降低，提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取得大些。 5.齿轮变位系数采用变位齿轮，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一对齿轮的强度，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，会因保证各档传动比的需要，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剧应采用正角度变位。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。对于高档齿轮，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。对于低档齿轮，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(如一档主动齿轮)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ζc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，总变位系数值越小，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、二档和倒档以外的其他各档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，最高档和一轴齿轮副的总变位系数ζc可以选为-0.2-0.2。随着档位的降低，总变位系数值ζc应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的总变位系数值，以便获得高强度齿轮副。一档齿轮的ζc值可以选用1.0以上。6.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。一般齿顶高系数取为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1.00的细高齿制。采用细高齿制时，必须通过验算保证齿顶厚度不得小于0.3m，和齿轮没有根切和齿顶干涉。主要零件的选择各档传动比机器齿轮齿数的确定在分配齿数时，应注意各档齿数比应尽可能不是整数，以此达到齿面磨损均匀，提高齿轮的耐久性和抗疲劳度。一挡齿轮为斜齿轮，模数为2.75，初选β=20°一挡传动比为=2.7（3.1）为了求，的齿数，先求其齿数和，斜齿=52.6取整为53取=14=39对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。==77.55mm（3.3）取整A=78mm修正螺旋角度β，分度圆直径=41.209mm=114.796mm未变位中心距a=对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角：tan=tan/cos（3.5）=啮合角：cos==0.932（3.6）=21.27°变位系数之和（3.7）=0当量齿数：=17.16,查《机械设计手册》变位系数线图得：计算一挡齿轮1、2的参数：齿顶高=3.243mm=2.253mm式中：=0.0009=0.005齿根高=2.943mm=3.933mm齿顶圆直径=47.695mm=119.302mm齿根圆直径=35.323mm=106.93mm齿全高h==6.186二挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，初选=25°=1.97=56.5取整为57=20，=37则，=1.85修正螺旋角β对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距=77.805mm端面压力角tan=tan/cos=21.72°端面啮合角当量齿数=26.238=48.54变位系数之和=0.08查《机械设计手册》变位系数线图得：=-0.02二挡齿轮参数：分度圆直径=54.6mm=101.01mm齿顶高=2.745mm =2.445mm式中：=0.078=0.002齿根高 =2.875mm =3.175mm齿顶圆直径=60.09mm=105.9mm齿根圆直径=48.85mm=94.66mm齿全高h==5.62三挡齿轮为斜齿轮，初选=23°模数为2.5=1.44==57.43,取整为58得取整为23，=35=1.52对三挡齿轮进行角度变位：理论中心距=77.72mm端面压力角tan=tan/cos=21.38°端面啮合角变位系数之和=0.1当量齿数=28.84=43.58查《机械设计手册》变位系数线图得：=0.08=0.02三挡齿轮5、6参数：分度圆直径=61.64mm=93.8mm齿顶高=2.73mm=2.58mm式中：=0.112=-0.012齿根高=2.925mm=3.075mm齿顶圆直径=67.1mm=98.96mm齿根圆直径=55.79mm=87.65mm四挡齿轮为斜齿轮，初选=24°模数=2.5=1.0757.005取整为58取整为27=31则：=1.14修正螺旋角度β=0.9294对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距=77.72mm端面压力角tan=tan/cos=21.38°端面啮合角变位系数之和=0.1当量齿数=33.61=38.59查《机械设计手册》变位系数线图得：=0.06=0.04四挡齿轮7、8参数：分度圆直径=72.36mm=83.08mm齿顶高=2.68mm=2.63mm式中：=0.112=-0.012齿根高=2.975mm=3.025mm齿顶圆直径=77.72mm=88.34mm齿根圆直径=66.41mm=77.03mm全齿高=5.655五挡齿轮为斜齿轮，初选=25°模数=2.5=0.79取整为57取整为32=25则：=0.78对五挡齿轮进行角度变位：理论中心距=78.09mm端面压力角tan=tan/cos=21.72°端面啮合角变位系数之和=-0.04当量齿数=41.98=32.79查《机械设计手册》变位系数线图得：=-0.03=-0.01五挡齿轮9、10参数：分度圆直径=87.68mm=68.5mm齿顶高=2.435mm=2.485mm式中：=-0.036=-0.004齿根高=3.2mm=3.15mm齿顶圆直径=92.55mm=73.47mm齿根圆直径=81.28mm=62.2mm确定倒挡齿轮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21～23之间，初选后，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距。初选=14，=23，则：=50.875mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮13的齿顶圆直径应为2*h38.36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，取=38计算倒挡轴和输出轴的中心距=83.875计算倒挡传动比=2.714变速器齿轮的强度计算与材料的选择材料选择要求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30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：渗碳层深度0.8～1.2时渗碳层深度0.9～1.3时渗碳层深度1.0～1.3表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。计算各轴的转矩发动机最大扭矩为184N.m，传动效率96%。输入轴==176.64N·m输出轴一挡N·m输出轴二挡=347.9808N·m输出轴三挡=254.3616N·m输出轴四挡=189.0048N·m输出轴五挡=139.5456N·m倒挡=290.194N·m=460.273N·m轮齿强度计算与其他机械设备用变速器相比，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，采用剩齿或磨齿精加工，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会式来计算汽车售轮，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采用的简化计算公式,1、轮齿抗弯强度计算1、倒档直齿轮弯曲应力齿形系数图式中：—弯曲应力（MPa）；—计算载荷（N.mm）；—应力集中系数，可近似取=1.65；—摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；—齿宽（mm）；—模数；—齿宽系数；倒档取7.5—齿形系数当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力，，=14，=23，=38，=0.132，=0.134，=0.138，=290.194N.m，=176.64N.m,=460.273N·m=677.31MPa<400～850MPa=497.233MPa<400～850MPa=4443.686MPa<400～850MPa斜齿轮弯曲应力式中：—计算载荷，N·mm；—法向模数，mm；—齿数；—斜齿轮螺旋角，°；—应力集中系数，=1.50；—齿形系数，可按当量齿数在图中查得；—齿宽系数，取7.5—重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。（1）计算一挡齿轮1，2的弯曲应力，=14，=39，=0.135，=0.143，=408.576N.m，=145.92N.m，=243.74MPa<180～350MPa=193.538MPa<180～350MPa（2）计算二挡齿轮3,4的弯曲应力=20，=37，=0.146，=0.148，=218.88N.m，=145.92N.m，=223.006MPa<180～350MPa=209.081MPa<180～350MPa（3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力=23，=36，=0.144，=0.145，=145.92N.m，=145.92N.m=196.65MPa<180～350MPa=188.83MPa<180～350MPa（4）计算四挡齿轮7，8的弯曲应力=27，=31，=0.145，=0.146，=102.14N.m，=145.92N.m=169.25MPa<180～350MPa=159.75MPa<180～350MPa（5）计算五挡齿轮9，10的弯曲应力=32，=25，=0.148，=0.142，=145.92N.m，=72.96N.m=127.49MPa<180～350MPa=117.196MPa<180～350MPa变速器轴的设计要求与强度计算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HRC58～63，表面光洁度不低于▽8。变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，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。两轴式变速器输入轴的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。倒档轴为压人壳体孔中并固定不动的光轴。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，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。轴的强度计算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:对第一轴及中间轴,dm/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)可根据发动机最大转矩Temax(N·m)进行初选d=式中,K为经验系数，K=4.0~4.6;Temax为发动机最大转矩(N.m)。轴的刚度验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，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算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。计算用齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr,和轴向力Fa.可按下式求出:若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用式计算