捷达两轴手动变速器设计.docx

本设计的任务是设计一台10款捷达两轴手动变速器。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间档位传动效率高和噪声低等优点。根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些轿车的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。它功用是：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；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，中间轴，第二轴，齿轮ABSTRACTThedutyofthisdesignistodesignaFRtypemanualtransmissionusedinthesaloon,It,sthecountershaft-typetransmissiongearbox.Thistransmissionhastwoprominentmerits：Firstly,thetransmissionefficiencyofthedirectdrivekeepsoffhigh,theattritionandthenoisearealsoSlightestjSecondly,it,sallowedtoobtaininthebigergearratioofthefirstgearwhenthecenterdistanceissmaller.Accordingtothecontour,track,wheelbase,thesmallestgroundclearance,thesmallestturningradium,thevehiclesweight,theall-upweightaswellasthehighestspeedandsoon,unionthechoosingenginemodelwecanobtaintheimportantparametersofthemaxpower,themaxtorque,thedisplacementandsoon.Accordingtothebasicparametersofthecertainsaloon,choosethesuitablefinaldriveratio.Accordingtotheaboveparameters,combiningtheknowledgeofautomobiledesign,automobiletheory,machinedesignandsoon,calculatethecorrelatedparametersofthegearboxandprooftherationalityofthedesign.Itsfunctionis：Changinggearratio,expandingthetorqueofthedrivingwheelandtherangeoftherotationalspeed,toadaptthetravelconditionwhichfrequentlychanges,likestart,acceleration,climbingandsoon,simultaneouslycausestheenginetoworkundertheadvantageousoperatingmode；©Underthepremiseoftheinvariablerotation,enablestheautomobiletotravelback；USingneutral,severancesthepowertransmission,tomaketheenginestart,idle,andisadvantageousfortheenginetoshiftgearsortocarryonthedynamicoutput.Thisgearboxhasfive(includingoverdrive-fifthgear)andareversegear,andthroughtheinertialtypeofsynchronizertorealizeshiftgears.KEYWORDS:transmission,inertialtypeofsynchronizer,gearratio,countershaft,secondaxis,gear毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作者签名：0期：指导教师签名：0期：使用授权说明本人完全了解大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名：日期：年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期：年月日导师签名:日期： 年 月指导教师评阅书指导教师评价：一、撰写（设计）过程1、学生在论文（设计）过程中的治学态度、工作精神优口良中口及格口不及格2、学生掌握专业知识、技能的扎实程度优口良中口及格口不及格3、学生综合运用所学知识和专业技能分析和解决问题的能力优口良中口及格不及格4、研究方法的科学性；技术线路的可行性；设计方案的合理性优口良中口及格口不及格5、完成毕业论文（设计）期间的出勤情况优口良中口及格口不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优良中及格不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优良中及格不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优口良中口及格口不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？优口良中口及格口不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平优口良中口及格不及格建议成绩：口优口良中口及格口不及格（在所选等级前的内画“）评阅教师评阅书评阅教师评价：一、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优良中及格不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优良中口及格不及格二、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优口良中口及格口不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优口良中口及格口不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平口优口良中口及格口不及格建议成绩：口优口良中口及格口不及格（在所选等级前的口内画“）评阅教师:教研室（或答辩小组）及教学系意见教研室（或答辩小组）评价：一、答辩过程1、毕业论文（设计）的基本要点和见解的叙述情况 优口良中口及格口不及格2、对答辩问题的反应、理解、表达情况 优口良中口及格口不及格3、学生答辩过程中的精神状态 优口良中口及格口不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？口优口良中口及格口不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优口良中口及格口不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优良中及格不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优良中及格不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优良中及格不及格评定成绩：口优口良中口及格口不及格（在所选等级前的口内画“）教研室主任（或答辩小组组长）：（签名）年月日教学系意见:系主任：年（签名）0摘要IABSTRACTII第一章绪论11.1课题的目的和意义11.2研究现状11. 3变速器的设计思想21.4研究的主要工作内容2第二章变速器主要参数的选择和主要零件的设计.32.1变速器主要参数的选择32. 2各档传动比及其齿轮齿数的确定42.2.1档数和传动比确定42.2.2变速器中心距的确定52.2.3变速器轴尺寸的确定62. 3本章小结6第三章变速器主要部件计算与材料的选择63.1齿轮的设计及校核63. 1.1齿轮参数确定及各档齿轮齿数分配63.1. 2轮齿强度的计算143.1 .3变速器齿轮的材料及热处理173.2 轴的设计及校核173.2.1初选轴的直径183.2.2轴的设计183.2.3轴的校核223.3轴承的选用及校核283.3.1变速器轴承型式的选择283.3.2轴承的校核293. 3.3轴承的润滑和密封313.4本章小结31第四章变速器同步器的设计324. 1同步器的结构324.2 同步环主要参数的确定334.3 本章小结35第5章主减速器和差速器设计365. 1主减速齿轮计算载荷的确定365.2主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算385.3主减速器齿轮的材料及热处理435.4主减速器轴承的计算及润滑445.5 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算475.6 本章小结51结论52参考文献52致谢54附录155附录257第一章绪论1.1 课题的目的和意义变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性和燃油经济性，是汽车的重要组件之一。汽车在使用过程中需要获得不同的牵引力和速度，同时为了使发动机在最有利的工况范围内工作，汽车上应搭载合适的变速器。而且变速器应在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。因此为了满足消费者对汽车高性能、安全、可靠、舒适性的需求，设计一种适合我国国情的轿车的变速器具有十分重要的意义。本次毕业设计以10款捷达车为参考车型，设计两轴式变速器。实现手动五档、横向布置，可较宽范围内实现变速，满足不同工况下的使用，同时设计合理的操纵装置。通过在对汽车变速器的学习和设计实践过程中，更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识，强化我们的开发和设计能力，锻炼自己利用所学知识分析问题和解决问题的能力，树立严谨的科学态度和工作作风，培养不断思考和学习的能力。1.2 研究现状众所周知，中国国内市场的微型系列车型，90%都来自日本技术，更确切地说，是来自于日本铃木技术。国内的许多微型车厂在研发、生产方式上，或是购买日本技术，或是与日方联合经营，自主独立开发的能力相对欠缺。因此，在微型车型及所属关紧部件的研发方面的发展相对滞后，进而造成国内的许多老型产品一干就是十几年，甚至二十几年的尴尬局面。同时，由于国际市场的导向，微型车的根据地日本在此方面的投入也没有更大、更新的研究与发展。所以从微型汽车后驱动变速器的发展来看，并没有特别新的技术在产品中应用。但是根据我们国家的实际现状，目前中国市场对微型车的需求，在短时间内，甚至相当长的一段时间内微型车仍然具有一定的发展的空间。国内的中、小城市，及山区，从居民的购买能力及所需看，微型车由于其价格低、经济适用，仍然具有广阔的市场份额。近几年来，微型车的销售占中国汽车总销售量约25%。尤其以生产微型车为主的长安集团在内，2005年内的整车销售排在全国第三位的良好势头。据了解国内生产微型汽车如长安、柳洲五菱等车厂，后驱动发动机所配的变速器结构先进、合理，在满足同等排量发动机匹配所需的同时，市场反映效果也较好。汽车变速器发展经历了100多年，从最初采用侧链传动到手动变速器，到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再向无级自动变速器方向发展。变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。手动变速器(MT)主要采用齿轮传动的降低原理，变速器内有多组传动比不同的齿轮副，汽车行驶时的换档就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。我国汽车工业采用CAD技术，从无到有，至今已有十多年的历史。与其他机械产品相比，汽车行业在计算机应用的投入比较多。各汽车厂纷纷引进软硬件并逐步建立了计算机辅助系统。AUtoCAD在用户的心目中也变成了二维设计软件的缩影。1.3 变速器的设计思想根据发动机匹配的微型车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项横置前驱的变速器。横置前驱变速器应满足：(1)发动机排量L6升；(2)五个前进档，一个倒档；(3)输入、输出轴保证两点支承；(4)采用同步器，保证可靠平稳换档；(5)齿轮、轴及轴承满足使用要求。1.4 研究的主要工作内容1 .确定合适的布置结构变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换档方式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。2 .进行主要参数的选择确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。3 .进行主要零部件及其他结构的设计齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核;轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取。4 .绘制图纸根据设计方案，通过CAD完成装配图及零件图的绘制。第二章变速器主要参数的选择和零件的设计2.1变速器主要参数的选择表2-1基本性能参数名称数据总质量mM=2000kg最大道路阻力系数maXmax=0-417最大扭矩4ma%max=1403500rpm最大功率P/nP=70kw5600rpm传动系机械效率=0.93最大爬坡度Omax小=16.5。最高车速“max=175前、后轮胎规格185/60R16确定主减速器传动比根据(2-UamaX=O.377也15101)式中：UamaX最高车速，175kmh;np发动机最大功率下的转速，5600rmin;r车轮半径，0.288m；/5变速器最高档传动比，0.89；io变速器主减速比。由公式(2-1)得：Zo=037w=3.811oUttmax152.2各档传动比及其齿轮齿数的确定2.2.1档数和传动比确定近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个档位的变速器。本设计也采用5个档位。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。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有"Lmg(fcosqnax+sinmax)=mg%r,则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为i(2-2)式中m汽车总质量；g重力加速度；一一道路最大阻力系数；n一一驱动轮的滚动半径；JX一一发动机最大转矩；16主减速比；n汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件M%G*rr求得的变速器I档传动比为：j"-11u%(2-3)式中彷-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；路面的附着系数，计算时取=0.5"0.60由已知条件：满载质量2000Ag;rr=288mm;北皿二140Nln；ZF3.811；二0.95o根据公式(2-3)可得：=3.2由于汽车传动系各档的传动比大体上是按等比级数分配的，且15=0.89,q为各档公比，则M=q,h=q,12=c3J=q49故q=%=L337,z41.337,4=L789,i2=2.39,1=3.2。2.2.2变速器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。二轴式变速器的中心局4(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：A=KAm(2-3)式中Kk一一中心距系数。对轿车,¢=8.99.3;对货车，式=8.69.6;对多档主变速器，a=9.5"11；Ti变速器处于一档时的输出扭矩:TTvmxigi77=628.3Nm故可得出初始中心距/1=70.196mm。2.2.3变速器轴尺寸的确定变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸参照下式初选。乘用车变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A,<3.2A=224mm2. 3本章小结本章主要通过分析整车和发动机、底盘参数，对新型后驱动变速器的总体方案进行确定。其中包括：变速器传动方案的布置，中心距的确定,档位的设置，各档传动比的确定及轴向尺寸的确定等。通过确定变速器的基本参数，便于其他零部件的设计选用，为下一步的设计计算奠定基础。第三章变速器主要部件计算与材料的选择2.1 齿轮的设计及校核1.1齿轮参数确定及各档齿轮齿数分配1.模数m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。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在1.814.Ot的货车为2.03.5mni,取m=2.5mm。2 .压力角0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20o3 .螺旋角夕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。螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。乘用车中间轴式变速器为2234,选/=26。4 .齿宽b齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽bob=Km,其中K<为齿宽系数。变速器中一般倒档采用直齿圆柱齿轮Kc=4.58.0；常啮合及其他档位用斜齿圆柱齿轮K.=6.08.5。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。一般齿轮的齿顶高系数6=1.0,为一般汽车变速器齿轮所采用。6 .各档齿轮齿数的分配分配齿数时应注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。(1)确定一档齿轮的齿数由于一档采用斜齿轮传动，所以齿数和Z,=2Acos=50,修正后得mn=26.77oZ1=12Z2=38.齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节，采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距以外，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。凑配中心距心”等*7。.A；斜齿端面模数m=m"=2.80?加；cos/7啮合角CoSa=-L(Z9+Zo)cos=0.9397,得=20；2A即为高度变位。一档齿轮参数如表3-1。表3-1一档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tana11八tanat=0.408,at=22.18COS02分度圆直径d=zitnl=34d=z2ml=106.43齿顶高均=(%+0)？=3.528ha=(f0+2)m,=2.0724齿根高hf=(fo+c8)m,=3.8%=(f0+cY2)rnt=5.2785齿顶圆直径da=d+2ha=40.6da=d+2ha=110.546齿根圆直径dfd-2hf=26df=d-2hf=957当量齿数Zn=T-=17cosZIt=-¾-=53.37ncos"8齿宽b=kcm=l.5b=k(jn=175(2)对中心距进行修正因为计算齿轮和4后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的Z.重新计算中心距A作为各档齿轮齿数分配的依据。A=Z"""=70mmo2cos/7(3)确定其他各档的齿数根据，z.+zwl=22彗3mntailAZm(4)求出Z3=39Z4=16=11.9oo再把Z7、Z8及夕8代入式(3.5),检查近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距A=0+Z8)=70.105根根A；2CGS08斜齿端面模数m="即=2.10mm；COS凤啮合角COSa=t(Z7+Z8)cos=0.93957,故。=20.02,正角度2A变位。根据齿数比N='=1.48,查得尤=0.002,招=0.12弧7=-0.118。二档齿轮参数如表3-2。序号计算项目计算公式1端面压力角tana.=>血%=o.371a.=2().36cos/72分度圆直径d=z3wr=40.48d=z4ml=98.673齿顶高ha=(fo+i)ml=3.O=(+>r=2.0244齿根高%=(fo+c一。)叫=3.6hf=(f0-c-2)mt=3.6055齿顶圆直径da=d+2ha=46.48da=t+2=102.696齿根圆直径df=d-2hf=33.28df=d-2hf=91.467当量齿数z,j=17.1cosz=41.71"COS»8齿宽b=kcm=17.5b=kcm=Yl.5同理：三档齿轮Z5=19z6=35与=524。，近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距A=(Zs+Z6)3=70.105相机A；2cos¾s斜齿端面模数加=竺一=2.70mm；COS风啮合角COSa=N(Z5+Z6)cos=0.93957,故=20.02,正角度2A变位。根据齿数比W=马=1.08,查得XS=0.002,X6=0.06故5=-0.058。三档齿轮参数如表3-3。表3-3三档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tana.=%=0.331a.=20.66,cos/7'2分度圆直径d=zsmt=49.21d=z5mt=90.653齿顶高4=(o+Qs=32儿=(fo+虞)S=184齿根高hf=(f0+c-l)ml=3.4hf=(f0+c-2)ml=4.765齿顶圆直径da=d+2=54.61da=d+2ha=94.256齿根圆直径df=d-2hf=42.49df=d-2hf=81.137当量齿数z=-4=21.15"COS3Zft=38.97"COS38齿宽b=kcm=17.5b=kcm=M.5同理：四档齿轮，z7=22z8=30分=15.24。近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距A=(Z3±Z也吗=90.79>A；2cosy¾斜齿端面模数加=2.63mm；COS用啮合角cosa='-(Za÷Za)cosa=0.94,故=20'。2A查得象=0.97,心=0.56,故¥3=0.41°四档齿轮参数如表3-4。表3-4四档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角fOZVtan=0.312%=21.17cos£2分度圆直径d=z7ml=58.52d=ZM=90.653齿顶高ha=(%+。)叫=2.7ha=(÷2>/=234齿根高%=CZo+c-=3.86hf=(f0+c-2)ml=4.265齿顶圆直径da=d+2ha=63.92da=d+2hl,=84.46齿根圆直径df=d-2hf=50df=d-2hf=71.247当量齿数z=T-=26.54"cos3zw=z；=%.i88"COS38齿宽b=kcm=17.5b=kcm=17.5同理：五档齿轮，Zg=26z10=2362=2872°近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距A'=（Z'+Z）2=90.79如>A；2cos¾斜齿端面模数加="一=2.63mm；CoS04啮合角cosa=(Z3+Za)cosa=0.94,故=20°2A五档齿轮参数如表3-5表3-5五档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tana,=3°"=0.356a=22.54cos/72分度圆直径d=z9mt=74.1d=z10w=65.553齿顶高ha=(o+>/=25ha=(f0+2)ml=2A54齿根高=(f0+c-l)mt=4.01hf=(f0+c-2)ml=4.115齿顶圆直径=J+2=79.2da=d+2ha=10A56齿根圆直径df=d-2hf=66.08df=d-2hf=57.337当量齿数zn='=38cosz=34.11"cos尸8齿宽b=kcm=l.5b=kem=17.5(5)确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档相近。倒档齿轮Z3的齿数，一般在223之间，初选Z3=23,计算出输入轴与倒档轴的中心距A'。设Z2=21,贝IjA=-W(Z12+Zu)=55mm。2为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，故取Zu=34,满足输入轴与中间轴的距离。假设当齿轮11和12啮合时，中心距A-=Lm(ZU+Z合)=68.75<A,2且A-A>0.5mm。故倒档轴与中间轴的中心距Aa=n(Z÷Zu)=7.25mm,圆整后得4i=IOfnm。2根据中心距A'求啮合角a：cosa=r(Zi2+Zi3)cosa=0.9397,故=20,高度变位。2A根据齿数比=包=1.10,查得篇MO,%?=。'故=一0。5。=交4=2.73。倒档齿轮参数如表3.6。Z12Z1表3-6倒档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1分度圆直径d=Znm=52.5wd=Z3zn=51.5mm2齿顶高h<t=(4+。)机=2.625mmha=(人+4)ZM=2.375"M3齿根高hf=(/)+c-)m=3.9375mmhf=(f0+c-2)n=4.1875加74齿顶圆直径da=d+2%=57.75mmda=d+2ha=62.25Dn5齿根圆直径df=d-2hr=44.625wndf=d-2hf=49.125mm6基圆直径db=dcosa-49.33mmd>=dcosa54.03"7w7齿宽b=Kctn=6×2.5=15nnb=Kctn=6×2.5=5nm序号计算项目计算公式1分度圆直径d=Zm=85aw%2齿顶高ha=f0m=2.5mm3齿根高hf=(o+c)m=4.06257w4齿顶圆直径da=d+2%-90"Un5齿根圆直径df=d-2h-Q6815mtn6基圆直db=dcosa=79.87/nw7齿宽b=Kcm=6×2.5=5mm3. 1.2轮齿强度的计算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）、移动换档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的极少，而后者出现的多些。变速器抵档小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。1 .轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力灯(3-1),=2TgK°K/trZKcy式中：TR计算载荷(Nmm)；K应力集中系数，可近似取K=1.65;Kf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K=l.l,从动齿轮K=0.9;KC齿宽系数；y齿形系数。倒档主动轮12,查手册得y=0.133,代入（3-1）得=45（）.33p<m）Mpa；倒档传动齿轮13,查手册得y=0.128,代入（3-1）得=349.56><400Mpa；倒档从动轮11,查手册得y=0.144,代入（3-1）得=210.19Mpa<SOOMpa；当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩TegX时，倒档直齿轮许用弯曲应力在400800Mpa,承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。故<%/，弯曲强度足够。(2)斜齿轮弯曲应力,（3-2）2Tf,cosKa"Z7yK,K:式中：Tf,计算载荷（Nrn）；一一斜齿轮螺旋角()；K应力集中系数，可近似取Kty=L50；Z齿数；mlt法向模数(mm)；y齿形系数，可按当量齿数在图中查得;KC齿宽系数；Kc重合度影响系数，K2.0。一档齿轮10,查图得y=0.152,代入(3-2)得外,=153.93MPa；一档齿轮9,查图得y=0. 139, 二档齿轮8,查图得y=0. 145, 二档齿轮7,查图得y=0. 141, 三档齿轮6,查图得尸0. 146, 三档齿轮5,查图得产0. 141, 四档齿轮4,查图得y=0. 155, 四档齿轮3,查图得y=0. 131,代入（3-2）得bj86. 71Mpa;代入（3-2）得名,=158. 26MPa；代入（3-2） t,=110. 25Mpa;代入（3-2）得by=132.03Mpa;代入（3-2）得b126. 58Mpa;代入（3-2）得Cy=IO7. 82MPa； 代入（3-2）得162.37MPa；常啮合齿轮1,查图得y=0.151,代入(3-2)得/=141.41Mpa;常啮合齿轮2,查图得y=0.137,代入(3-2)得区广92.54Mpa;当计算载荷7；取作用到变速器第一轴上的最大转矩改3x时，对乘用车常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350Mpa范围，所有斜齿轮满足.<4,故弯曲强度足够。2 .轮齿接触应力计算G=O.418/(+)(3-3)Nb.ph式中：j轮齿的接触应力(Mpa)；F齿面上的法向力(N),F=-；cosacos/72TFi圆周力(N),FI=-Tg计算载荷(Nmm)；d节圆直径(nun)；a节点处压力角()；齿轮螺旋角()；E齿轮材料的弹性模量，合金钢取E=2.06×1057；b齿轮接触的实际宽度(mm)；pz、Pb主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮l#如仁Sina与Sina工：pz=rzsna,ph=rhsna,斜齿轮夕工=?必=,；，；、%为王、coscos从动齿轮的节圆半径(mm)。将上述有关参数代入式(3.8),并将作用在变速器第一轴上的载荷Te11三2作为计算载荷时，得出：一档接触应力%二808.99MPa<900Mpa；二档接触应力3=801.21Mpa<130。MPa；三档接触应力%=721.15M%V1300吸。；四档接触应力%=744.27MPa<1300MPa；常啮合接触应力%=1273MPCl<13U()Mpa；倒档接触应力%=996.68Mp<19()()M%(齿轮12主动，13从动)；y=851.S9Mpa<1900Mpa(齿轮13主动，11从动);对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力3,一档和倒档.=1900"2000Mpa,常啮合齿轮和高档=13001400Mpa0故所有齿轮满足?<%,接触强度足够。3.1.3变速器齿轮的材料及热处理变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为5863HRC,心部硬度为3348HRC°淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲