实用微型客车变速器、传动轴及操纵机构设计

I实用微型客车变速器、传动轴及操纵机构设计摘要本次设计中密切联系总体整体布置、离合器、传动轴、驱动桥设计人员，以实现变速器与发动机及其他传动机构的最佳匹配，力求整车结构更加合理。变速器的结构对汽车的动力性，经济性，操纵的可靠性与轻便性，工作噪声等都有直接影响。变速器主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况下范围工作，设有空档和倒档。本次设计按照传统设计方法，本着半经验半理论的设计原则通过类比法确定方案，参照已有车型变速器结构，最后以机械零件的强度和刚度理论对确定的形状和尺寸进行必要的计算和校核，以满足约束条件，进而缩短设计周期，降低设计成本。通过对传动轴的传动类型、结构的分析；对万向节的十字轴、滚针轴承、万向节差的设计；对传动轴的临界转速和计算载荷的确定，对传动方式、传动轴和十字轴滚针轴承，确定了所设计车辆使用的这些部件的具体尺寸，确定了传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核了其扭转强度和临界转速，确定了合适的安全系数。关键词变速器，传动轴，操纵机构THEDESIGNOFPRARECTICALMINIATURECARTRANSMISSION、TRANSMISSIONSHAFTANDMANIPULATINGBODIESDESIGNIIABSTRACTTHEDESIGNCONNECTSWITHTHEOVERALLLAYOUT、CLUTCH、TRANSMISSIONSHAFTANDDRIVEBRIDGEOFDESIGNERSTOGETTHEBESTMATCHOFTRANSMISSIONWITHENGINEANDOTHERDRIVES,ANDTOMAKETHEVEHICLESTRUCTUREMOREREASONABLETHESTRUCTUREOFTRANSMISSIONHAVETHEDIRECTINFLUENCEONTHEPOWERANDFUELECONOMYOFAUTOMOBILES,THERELIABILITYANDPORTABILITYOFMANIPULATIONTRANSMISSIONISMAINLYUSEDTOCHANGETHEDRIVINGWHEELSTORQUEANDSPEEDWHICHAREFROMTHEENGINETHEPURPOSEIS,UNDERTHESTARTING、THECLIMBING、THETURNING、THEACCELERATIONANDOTHERTRAFFICCONDITIONS,TOMAKECARGETDIFFERENTTRACTIONANDSPEED,ANDMAKEENGINESETUPFREEGEARANDREVERSEGEARACCORDINGTOTHETRADITIONALDESIGNMETHODOLOGY,ANDCONSULTINGTHETRANSMISSIONSTRUCTURESWHICHEXISTEDCARSHAVE,THEDESIGNESTABLISHESPROGRAMBYANALOGYWITHTHESEMIEMPIRICALTHEORYOFDESIGNPRICIPLES,CALCULATSANDCHECKTHESHAPEANDSIZEWITHSTRENGTHANDSTIFFNESSOFMECHANICALPARTSTHEORYTOMEETTHERESTRICTIVECONDITIONS,THENSHORTSTHEDESIGNCYCLEANDREDUCESDESIGNCOSTSBASEDONTHEANALYSISOFTHETYPEANDTHESTRUCTUREOFTHEDRIVESHAFT,THEDESIGNOFTHECROSSSHAFT、THENEEDLEROLLERBEARINGSANDTHEUNIVERSALJOINTOFTHEGIMBALTHECONFIRMOFTHECRITICALSPEEDANDLOADCALCULATIONOFTHEDRIVESHAFT,THESPECIFICSIZESOFDRIVEMANNER、DRIVESHAFTANDCROSSNEEDLEROLLERBEARINGSARECONFIRMEDTHEIRSTRENGTHANDREVERSEARECHECKEDATLASTTHEAPPRORIATESAFETYFACTORISDETERMINEDKEYWORDSTRANSMISSION，POWERTRANSMISSIONSHAFT，MANIPULATEBODIES目录第一章前言1第二章传动轴的设计221传动轴的设计标准222万向传动的计算载荷2III23十字轴设计计算324十字轴滚针轴承计算425万向节叉的设计计算526传动轴临界转速计算727轴管强度计算928传动轴花键轴的计算10第三章变速器的结构分析1231概述1232变速器的总体结构1333变速器操纵机构14第四章变速器主要参数的确定1541挡数选择1542主减速器传动比1543分配各挡传动比1544初定中心距1545齿轮模数的选取1646压力角1647螺旋角的选择1648齿宽的选择16第五章齿轮参数的选择计算1851变速器各挡齿数的确定1852齿轮的设计计算19第六章变速器齿轮的强度计算及材料的选择2361齿轮的材料选择2362齿轮的破坏形式2363强度的校核24第七章变速器轴的设计计算2671估算轴的直径2672变速器轴的强度校核计算26第八章轴承的设计计算30第九章结论32IV参考文献33致谢34附录351第一章前言万向传动轴在汽车上应用比较广泛。在发动机前置后轮或全轮驱动的汽车上，由于弹性悬架的变形，变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴的轴线相对位置经常变化，所以普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，内、外半轴之间的夹角随行驶需要而变，这时多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立悬架时，也必须采用万向传动轴。变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车获得在不同使用工况下不同的牵引力和速度，使发动机在最有利的工况范围下工作。变速器的设计需要在整车设计的总体原则下结合变速器要满足的具体功能展开。因此本着好用、好造、好修的总原则，力求产品通用化、标准化、系列化。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。变速器操纵机构分为直接操纵式和远距离操纵式。直接操纵结构简单，在各种类型的汽车上得到广泛的应用。但只有在当变速器布置在驾驶座位附近时直接操纵的方案才能实现。但要把变速器布置在驾驶室附近会给总体布置带来极大限制。远距离操纵机构用于当变速器布置得离驾驶座椅较远时，在客车、货车、轿车上都有广泛的应用。因仅需杆系、绳索等换档传动机构操纵变速器，使总体布置有很大的灵活性，也易于实现整车结构的优化设计。考虑到变速器操纵机构与总体布置密切相关，为了协调驾驶室、总体布置等问题，本次设计采用双拉变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车获得在不同使用工况下不同的牵引力和速度，使发动机在最有利的工况范围下工作。第二章传动轴设计计算万向传动轴由万向节和传动轴组成，有时还加装中间支承。它主要用来在工2作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。万向传动轴在汽车上应用比较广泛。在发动机前置后轮或全轮驱动的汽车上，由于弹性悬架的变形，变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴的轴线相对位置经常变化，所以普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，内、外半轴之间的夹角随行驶需要而变，这时多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立悬架时，也必须采用万向传动轴。21传动轴的设计标准传动轴外观及零件加工表面不得有毛刺、碰伤、锈蚀、折痕、扭曲变形及裂纹等缺陷。传动轴装配前零部件应符合以下要求1保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。2保证所连接两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。3传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。22万向传动的计算载荷万向节传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。本次设计传动轴布置在变速器与驱动桥之间。计算载荷的设计方法有三种1）按发动机最大转矩和一挡传动比来确定；2）按驱动轮打滑来确定；3）按日常平均使用转矩来确定。在此设计中采用根据发动机最大转矩和一挡传动比来计算。由公式（21）NIKTKFEDSE1MAX式中传动轴计算载荷，单位；SEMN猛接离合器所产生的动载系数，在此取2；DDK发动机最大转矩，单位NM；MAXETK液力变矩器变矩系数，K1变速器一挡传动比，；1I3504I分动器传动比，；FF3发动机到万向传动轴之间的传动效率，；98N计算驱动桥数，为1。由公式（21）53049835721SETNM对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷取，安全系数一般取25STE30。23十字轴设计计算十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过015MM时，十字轴万向节便应报废。十字轴的主要失效形式是轴颈根部的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。本次设计参考底盘设计（吉林工业大学出版），根据不同吨位载重汽车的十字轴总成初选其尺寸十字轴H90MMD18MMH16MM201设各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为F，则（22）COS2RTF式中万向传动的计算转矩，；357128STNR合力F作用线到十字轴中心之间的距离，R37MM；万向传动的最大夹角，取。049则由式（12）可得0357184756COS92FN十字轴轴颈根部的弯曲应力应满足W（23）3421WD式中十字轴轴颈根部弯曲应力，单位；AMP十字轴轴颈直径，；1MD184十字轴油道孔直径，；2DMD82S合力F作用线到轴颈根部的距离，S8MM；弯曲许用值，为。WAMP350由公式（13）可得42817506829WA满足强度要求。十字轴轴颈的切应力应满足（24）421DF则由已知数据可得475068931AMP满足切应力许用范围。12024十字轴滚针轴承的计算滚针轴承中的滚针直径一般不小于16MM，以免压碎。而且差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性。公差带一般控制在0003MM以内。滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙过小时，有可能出现所热卡住或因赃物阻滞卡住，合适的间隙为00090095MM滚针轴承得轴向总间隙以008030MM为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度。使其既有较高的承载能力，又不致因滚针果场发生歪斜而造成应力集中。滚针得轴向间隙一般不超过0204MM。十字滚针轴承的接触应力为（25）BNJLFD1270式中滚针直径，；0M30十字轴轴颈直径，；1D18滚针工作长度，。BB4其中，为合力F作用下一个滚针所受的最大载荷（N），可有下式求N5得26IZFN64式中I滚针列数，I1；Z每列中滚针数，Z22。则46175039412NFN由公式（15）可得1731265834J当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC以上时，许用接触应力为30003200，即满足接触强度要求。AMP计算结果滚针直径；MD30工作高度；LB14列数I1；单列滚针数Z2225万向节叉的设计计算由于十字轴万向节主、从动叉轴转矩、的作用，在主、从动万向节叉1T2上产生相应的切向力、2TF和轴向力、。1TAF6（27）2111221112TANSIINCOSTACOS/2IRTFAT式中R切向力作用线与万向节叉轴之间的距离；转向节主动叉轴之转角；1转向节主、从动叉轴之夹角。在十字轴轴线所在平面内并作用于十字轴的切向力与轴向力的合力为（28）21TANSI2RQ图（A）为主动叉位于与初始位置的受力状况，此时，达最021AF大值（29）SIN212TFA图（B）为主动叉轴转角时的受力状况，这时、及均达最019OT1A大值（210）图TAN2/COS1MAX12ARTFOT21万向节叉危险截面示意图万向节叉在力作用下承受弯曲和扭转载荷，在截面BB处，弯曲应力MAXO和扭转应力分别为WT7（211）TTWWAOEMX式中、抗弯截面系数和抗扭截面系数，对于本设计中矩形截面T（212）6/2BH2KHBT根据相关设计参数可知H60MMB18MMK0246A16MME45MM则28/HW0957KTNRTO1467342COS37210COS/1MAXAWMPE184636TT590957/AX万向节叉由45钢制造，其弯曲应力不应大于，扭转应力WA不应大于。而设计计算所得结果满足条件要求。TAMP160826传动轴临界转速计算万向传动轴的结构与其所连接的万向节的结构有关。通常，万向传动轴由中间部分和端部组成，中间部分可为实心轴或为空心轴管。本次设计采用空心轴管。空心的轴管具有较小的质量但能传递较大的转矩，且较实心轴具有更高的临界转速，故用作汽车传动系的万向传动轴。传动轴管由低碳钢板卷制的电焊钢管制成，轴管外径及内径是根据所传递最大转矩、最高转速及长度按有关标准（YB24263）选定，并校核临界转速及扭矩强度。传动轴的临界转速与其长度及断面尺寸等有关。由于沿轴管表面钢材质量分布的不均匀性以及在旋转使其本身质量产生的离心力所引起的静挠度，使轴管产生弯曲应力，后者在一定的转速下会导致轴管的断裂。所谓传动轴的临界转速是指旋转轴失去稳定的最低转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其支撑情况。为了确定临界转速，可研究一下两端自由支撑与刚性球铰上的轴（见下图）8图22传动轴临界转速计算示意图设轴的质量M集中于O点，且O点偏离旋转轴线的量为E，当轴以角速度旋转时，产生的离心力为YEF式中Y轴在其离心力作用下产生的挠度。与离心力相平衡的弹性力为CP式中C周的侧向刚度，对于质量分布均匀且两端自由地支撑于球形铰接的轴，其侧向刚度为/53843LEJE材料的弹性模量，可取；AMPE5102J轴管截面的抗弯惯性矩。64/4DDJ因CYPEMF2故有/2Y认为在达到临界转速的角速度时，传动轴将破坏，即，则有CY0M（213）C传动轴管LDDM2502式中D、D轴管的外径及内径，MMD50MM,D46MM9L传动轴的支撑长度，取两万向节之中心距，MM；轴管材料的密度，对于钢；35/108KG将上述C、J及M的表达式代入（313），令CN则得传动轴的临界转速为IN/RC（214）2810LDDNC由于传动轴动平衡的误差，伸缩花间联接的间隙以及支承的非刚性等，传动轴的实际临界转速要低于所计算的临界转速。因此引进安全系数K，并取021/MAXNKC式中相应于最高车速时传动轴最大转速，R/MIN传动轴临界转速,R/MINC在本次设计中，已知D50MM，D46MM,L32765MM283504611870/ICNR已知发动机额定转速。MAXNN安全系数。3/K27轴管强度计算万向传动轴的尺寸除了要有足够的扭转强度，传动轴的最大扭转应力可按下式计算AMP（215）TDGEWKIT/1MX式中发动机最大转矩，NMA变速器一挡传动比；1GI动载系数；D抗扭截面系数。T传动轴采用空心结构，则（216）164DDT式中T传动轴计算转矩，T357128NMM；DD传动轴管的外径和内径，D50MM,D46MM1041635728130AMP传动轴管扭转应力不大于，安全系数。A0302147K28传动轴花键轴的计算对于传动轴上的花键轴，应保证在传递转矩时有足够的扭转强度。通常以底径计算其扭转且应力。（217）316HDTS轴的许用扭转切应力为，可初取花键轴直径计算，然后进行强度校AMP30核。取，则MH62135781640A安全系数为，安全系数一般在23左右。即满足要求。43K传动轴滑动花键采用矩形花键，齿侧挤压应力为（218）024NLDDTHHHSY式中花键处转矩分布不均匀系数。1314；KK花键外径，取；HMH43花键内径，取；DD6花键的有效工作长度，；HLLH9花键齿数，；则0N150N9137282466YAMP对于齿面硬度大于35HRC的滑动花键，齿侧许用挤压应力为。AMP502故安全系数，满足要求强度。25/1K11根据以前计算传动轴管强度，可取滑动叉轴直径为46MM。第三章变速器的结构分析31概述变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车获得在不同使用工况下不同的牵引力和速度，使发动机在最有利的工况范围下工作。12变速器的设计需要在整车设计的总体原则下结合变速器要满足的具体功能展开。因此本着好用、好造、好修的总原则，力求产品通用化、标准化、系列化。对变速器提出如下的基本要求（1）正确选择挡数和传动比，保证汽车有必要的动力性和经济性指标；（2）设置空挡，以使发动机能启动怠速、换档、切断发动机动力向驱动轮的传输；在滑行或停车时使发动机和传动系彻底分离；（3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶；（4）设置动力输出装置，能进行功率输出；（5）换档迅速、省力、方便，以便缩短加速时间并提高汽车的动力性能；（6）工作可靠，汽车行驶中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生；（7）变速器还应当满足效率高，噪声低，体积小，质量轻，制造容易，成本低等要求、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。32变速器的总体结构有级变速器与无级变速器相比具有传动效率高（096098），造价低廉，因此在各类汽车中均得到广泛采用，此次设计也采用有级变速器。有级变速器传动机构分为固定轴式和旋转轴式两类。固定轴式又分为中间轴式，两轴式和多中间轴式变速器。固定轴式应用最广泛。两轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。由于中间轴式变速器直接档工作时，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮啮合，且第一，二轴均不承受径向载荷载荷，第一，二轴只起传递扭矩的作用。因此直接档的传递效率高，磨损及噪声也最小，这是中间轴式变速器的突出的优点。速器的。13从结构上讲两轴式变速器与中间轴式变速器相比，其传动系结构简单，紧凑且除最高档外其他各档的传动效率都比较高，噪声也低，但多用于前置前驱的轿车布置。综合对比后选用中间轴式。一般情况下，变速器的档位数与汽车的动力性，燃油经济性有着密切的关系。就汽车的动力性而言，档位数多，增加了发动机在底燃油消耗率区工作的可能性，降低了油耗；同时有利扩大传动比范围，以适应各种使用条件下动力性经济性的要求。主、副变速器主要用于空、满载质量变化大、使用条件复杂、加之柴油机转矩变化平稳、适应性差而需要扩大传动比范围、增加挡位数以适应各种使用条件下的动力性与经济性要求的重型车。为使变速器的结构不致过于复杂和便于系列化，多以四档或五档的变速器与三档、四档的副变速器组合，副变速器装在主变速器之前之后或前后。倒档的布置方式参考中间轴式变速器倒档布置方式。从动力性、加工工艺性考虑宜使倒档轴传动比接近于一挡传动比。考虑到微客的使用条件和要求，此次设计所选用的变速器结构方案为采用中间轴式，41前置后驱的变速方案。Z123456789Z10图11变速器传动结构简图1433变速器操纵机构变速器操纵机构分为直接操纵式和远距离操纵式。直接操纵结构简单，在各种类型的汽车上得到广泛的应用。但只有在当变速器布置在驾驶座位附近时直接操纵的方案才能实现。但要把变速器布置在驾驶室附近会给总体布置带来极大限制。远距离操纵机构用于当变速器布置得离驾驶座椅较远时，在客车、货车、轿车上都有广泛的应用。因仅需杆系、绳索等换档传动机构操纵变速器，使总体布置有很大的灵活性，也易于实现整车结构的优化设计。考虑到变速器操纵机构与总体布置密切相关，为了协调驾驶室、总体布置等问题，本次设计采用双拉杆式远距离换档操纵机构和单杆式高低档换档操纵机构。第四章变速器主要参数的确定41挡数本设计选用41挡。42主减速器传动比由式UANR/IGIO有UMAXNMAXR/IGMINIO若变速器最小传动比IGMIN取1；发动机的最高转速NMAX当取发动机在额定功率下的转速，即NMAX4000R/MIN已知滚动半径R0382M,最高车速UMAX100KM/H求得IO5599。同时考虑的总体布置要求，驱动桥设计等问题，综合分析后IO取5599合适15。43分配各档传动比已知最小传动比IGMIN1,最大传动比IG13647；按等比数列分配各档传动比，设相邻两档公比为Q；在41的变速器中则有IG8IGMIN1,IG8IG1Q7代入IG81，IG13647所以I2IG1Q2369I3IG1Q21539I4IG1Q31注IG1IG8一到八档传动比I01、I02分别为倒档一、二档传动比44初定中心距初定中心距A时可根据下面经验公式计算AK（MEMAX）1/3MEMAX是发动机输出最大扭矩，即MEMAXTEMEX52NMK是经验系数对商用车K在1417之间。代入数据求的A56716886MM主箱中心距A取60MM。45齿轮模数的选取齿轮模数的选取由轮齿的弯曲或最大载荷作用下的静强度所决定，选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时，能有效降低变速器的噪声，而从减小变速器的质量考虑，则应增大模数并减小齿宽和中心矩，初选模数M2。46压力角压力角的大小对传动的平稳性，工作噪声，齿轮的弯曲强度和表面的接触强度为都有影响。为提高齿轮的承载能力应选用大的压力角。实际国家标准压力角为20O，所以变速器齿轮普遍采用20O。按国家标准选取20O。47螺旋角的选择16增大角可以使齿轮啮合的重合度系数增加，工作平稳噪声降低，随着角的增大齿抗弯的强度也相应的提高，不过当螺旋角大于30O时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升，故从提高齿轮的接触强度考虑可取较大的角，但从保证齿轮的弯曲强度着眼不应大于30O。一般商用车选180260。角选择应力求使中间轴上的轴向力平衡，因此角的最终确定应根据中心距、轴向力、传动比综合选择。主箱第一轴常啮合齿轮定为右旋，中间轴上各齿轮定为左旋，则主箱第二轴各档齿轮为右旋。48齿宽的选择选择齿宽时应综合考虑，变速器的轴向尺寸，齿轮的强度以及齿轮工作时受力均匀程度度等因素的影响。由经验公式KC为齿宽系数直齿宽BKCMKC4580B916MM斜齿BKCMNKC7086B1416MM17第五章齿轮参数的确定51变速器各挡齿数的确定详细DWG图纸三二1爸爸五四0六全套资料低拾10快起一、确定一挡齿轮的齿数IG1Z2Z7/Z1Z83504ZH2ACOS/MN260COS25/254初选Z839，Z715Z2/Z1I1Z7/Z8364715/39140ZHZ1Z260取Z123，Z231I13139/23153504ARCOSZHMN/A258420故取Z839，Z715，Z123，Z231二、确定二挡齿轮齿数IG2Z2Z5/Z1Z62369Z5/Z6I2Z1/Z2236923/31169ZH2ACOS/MN260COS25/25418取Z619，Z535为减少或抵消中间轴的轴向力TG1/TG2Z2/Z1Z21Z5/Z6由Z123，Z231，Z619，Z535算出224860I23135/2319248三、确定三挡的齿数IG3Z2Z3/Z1Z41539Z5/Z6I2Z1/Z2236923/311099ZH2ACOS/MN260COS25/254取Z426，Z331为减少或抵消中间轴的轴向力由Z123，Z231，Z426，Z331TG1/TG3Z2/Z1Z21Z3/Z411算出322970I33131/2619156四挡的传动比为1五、确定倒挡齿轮的齿数挡齿轮选用的模数往往与一挡的相近。初选I倒34，Z917，可得Z103752齿轮的设计计算1计算Z1，Z2的几何尺寸已知Z123，Z231计算中心距A60MM故采取标准齿轮传动1端面模数MTMN/COS2/COS258420222MM2端面压力角TANTTANN/COS0411T223460193分度圆直径D1232/COS25842051MMD2312/COS25842069MM4齿顶高HAMNHAXN2MM5齿根高HFMNHAXNCN25MM6齿顶圆直径DA1D12HA53MMDA2D22HA71MM7齿根圆直径DF1D12HF485MMDF2D22HF665MM8中心距A60MM2计算Z3，Z4的几何尺寸已知Z331，Z426计算中心距A60MM故采取标准齿轮传动1端面模数MTMN/COS2/COS229702312端面压力角TANTTANN/COS0478T2347503分度圆直径D3312/COS2297064MMD4262/COS2297056MM4齿顶高HAMNHAXN2MM5齿根高HFMNHAXNCN25MM6齿顶圆直径20DA3D32HA66MMDA4D42HA58MM7齿根圆直径DF3D32HF615MMDF4D42HF535MM8中心距A60MM3计算Z5，Z6的几何尺寸已知Z535，Z619计算中心距A60MM故采取标准齿轮传动1端面模数MTMN/COS2/COS248602312端面压力角TANTTANN/COS0478T2347503分度圆直径D5352/COS2486078MMD6192/COS2486042MM4齿顶高HAMNHAXN2MM5齿根高HFMNHAXNCN25MM6齿顶圆直径DA5D52HA80MMDA6D62HA44MM7齿根圆直径DF5D52HF755MMDF6D62HF395MM8中心距A60MM4计算Z7，Z8的几何尺寸21已知Z739，Z815计算中心距A60MM故采取标准齿轮传动1端面模数MTMN/COS2/COS2584202222端面压力角TANTTANN/COS0411T2234603分度圆直径D7312/COS25842086MMD8262/COS25842034MM4齿顶高HAMNHAXN2MM5齿根高HFMNHAXNCN25MM6齿顶圆直径DA7D72HA88MMDA8D82HA36MM7齿根圆直径DF7D72HF835MMDF8D82HF315MM8中心距A60MM在变速器各齿轮齿数确定后实际传动比如下表51表51挡数一挡二挡三挡四挡倒挡传动比350424815613422第六章变速器齿轮的强度计算与材料选61齿轮的材料选择变速器齿轮多采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的耐磨及抗弯疲劳的能力。在选用钢材及热处理是时，对切削加工的性能及成本也应该考虑。国内变速器齿轮的材料主要有,INRTMC20BIN21050RNGM52RN本次设计各齿轮材料选用，渗碳淬火，表面硬度5863HRC,芯部I硬度3348HRC62齿轮的破坏形式齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过度圆角处有应力集中，所以齿轮受到足够大的载荷作用时其根部弯曲应力超过材料的许用应力，轮齿就会断裂。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生，而常见的断裂是由于在重复载荷作用下，使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，而逐渐扩展到一定深度而产生折断其破坏断面在疲劳裂缝部位呈光滑表面，而突然断裂部位呈粗粒状表面。齿面点蚀是常见的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压使充满润滑油的裂缝处有油压增高导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面产生大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。通常是靠近节圆根部齿面处的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较严重。在局部高温，高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。综上所述，在汽车变速器中齿轮的破坏形式主要有弯曲疲劳断裂和点蚀两种。应对齿轮的弯曲强度和接触强度进行重点校核。63强度的校核计算23三挡齿轮强度计算（1）斜齿轮的弯曲应力W1FKBTYK式中为弯曲应力（N/）；F1圆周力，F12TG/D；2M为模数,M3；Y为齿形系数，查齿形系数图取Y012为集中应力系数，MK取15，为重合度影响系数20KK代入数据260MPAW对于采用20CRMNTI的材料，齿轮的许用弯曲应力在180350之间，因260350N/，故三档齿轮满足弯曲疲劳强度要求W2（2）轮齿接触应力J1048ZBFE式中，为轮齿的接触应力，F为齿面上的法向力，FF1/（COSCOS）,F1J为圆周力，F12T/D,T为计算载荷，D为节圆直径，为节点出压力角，为齿轮螺旋角，E为材料的弹性模量，B为齿轮接触的实际宽度,为主、从动齿轮节ZB点处的曲率半径，斜齿轮,2/COSZRIA2/COSBRIA32216451010480189760176/JZBFENM由于渗碳高档齿轮的许用接触应力为13001400N/J2M可得齿轮接触强度满足设计要求。第七章变速器轴的设计与校核2471估算轴的直径由经验公式得第二轴和中间轴直径D045A由A60MM则D045A275MM变速器输入轴花键部分直径DK14931717MM3MAXET轴的结构尺寸确定应参考经验公式得到的估计值结合轴的结构布置，在草图的绘制中最终确定。选D20MM72变速器轴的强度校核计算轴的强度校核应考虑扭矩弯矩对轴的影响，因此应选择承受弯矩、扭矩都较大的轴进行校核。综合分析最危险的应是中间轴和第二轴1对第二轴变速器工作在一档工作时主箱第二轴有最大扭矩和弯矩其的结构简图如下图71主箱第二轴结构在竖直平面内图72竖直平面第二轴受力简图由力的平衡条件有FZ1FZ2FRFZ1166FZ297综合以上两式得FZ297328N,FZ156872NFRY12FTXFRX225在水平面上FRFRY1FRY2图63水平面第二轴受力简图由力的平衡条件有FX1FX2FRFX1166FX297综合以上两式得FX2267456N,FX1156284N有以上计算可得到弯矩、扭矩图如下竖直面内图74竖直面内弯距图水平面内940816NM图75水平面内弯距图扭矩图182208NMM26图76扭距图根据弯矩、扭矩图知危险截面出现在一档齿轮所在的位置。由WM即33582223325941081608/14MPA402对中间轴变速器在一档工作时中间轴有最大的弯矩和扭矩。将中间轴看成简支梁其受力如下在水平面内图77水平面内主箱中间轴受力简图由力的平衡条件有FR2FR1FZ1FZ22123917397390ZRZF综合以上两式解之得FZ127652N,FZ233781N在竖直面内图78竖直面内主箱中间轴受力简图由力的平衡条件有FT1FT2FZ1FZ20FX23912797FT139FT212739027综合以上两式解之得FX122063N,FX268574N有以上计算可得弯矩、扭矩图如下竖直面10784283276757图79竖直面内弯距图水平面8604576651678图710水平面内弯距图扭矩图图711主箱中间轴扭距图根据弯矩、扭矩图知危险截面出现在一档齿轮所在的位置。由WM即3697MPA22233276516783950/1454028第八章轴承的寿命计算轴承的选取是根据结构布置并参考同类；车型的相应轴承以按国家规定的轴承标准选定，再进行其使用寿命计算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据。承受动载荷是其工作的基本特征。考虑到变速器经常在三档时工作，故应校核轴承在三档工作时寿命。1变速器第二轴受用轴承计算轴承可以由公式来