六档6+1手动变速器设计【毕业论文+CAD图纸全套】

购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 1 - 摘 要 汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的设计水平对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。本设计以现有企业正在生产的车型 马自达 6 等车型 为基础，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，着 重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算；并对变速器的传动方案和结构形式进行设计；同时对操纵机构和同步器的结构进行设计；从而提高汽车的整体性能。 关键词 ：变速器；齿轮 ；设计；结构 ；热处理； 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 2 - is of is to of to so as to of is an of of of of s of of of is to to in on of of at of 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 3 - 目录 第 1 章，绪论 5 述 9 车变速器的设计要求 9 内外汽车变速器的发展现状 10 计的内容及方法 11 第 2 章 ， 变速器传动机构与操纵机构 12 速器传动机构布置方案 13 速器传动方案分析与选择 13 档布置方案 14 部件结构方案分析 15 第 3 章 ， 变速器的设计与计算 17 速器主要参数的选择 17 数 17 动比范围 17 速器各档传动比的确定 18 心距的选择 21 速器的外形尺寸 21 轮参数的选择 24 档齿轮齿数的分配及传动比的计算 24 速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的 调整 27 结各档齿轮参数 29 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 4 - 速器齿轮强度校核 30 轮材料的选择原则 31 选轴的直径 31 的强度验算 32 的刚度计算 32 的强度计算 40 承选择与寿命计算 44 入轴轴承的选择与寿命计算 45 出轴轴承的选择与寿命计算 46 章小结 48 结论 51 附录 50 参考文献 52 致谢 54 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 5 - 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 6 - 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 7 - 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 8 - 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 9 - 第 1 章 绪 论 述 随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，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范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计不 合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。 车变速器的设计要求 汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节、变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求1。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变 速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 10 - 数、各档齿轮的齿数等。 变速器的基本设计要求 2： 保证汽车有必要的动力性和经济性；设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；设置倒档，使汽车能倒退行驶；换档迅速、省力、方便；工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档，以及换档冲击等现象出现；工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长；除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造 成本低、维修方便等要求。 变速器传动机构有两种分类方法。 根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器 ，五档变速器，六档变速器。根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 内外汽车变速器的发展现状 目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器 ，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性 3。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 11 - 高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前， 4 档特别是 5 档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时， 6 档变速器的装车率也在日益上升4。 计的内容及方法 本次设计的变速器是在原有 7220 变速器的基础上，在给定发动机输出转 矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。 1、对变速器传动机构的分析。 通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。 2、变速器主要参数的选择 变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。 3、变速器齿轮强度的校核 变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。 4、轴的基本尺寸的确定及强度计算。 对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。 5、轴承的选择与寿命计算。 对变速器轴的支撑部分选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为 30 万公里。 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 12 - 第 2 章变速器传动机构 速器传动机构布置方案 机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。 速器传动方案分析与选择 机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。 此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。 而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、 轴承的磨损减少。 对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同 5。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 13 - 会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 综上所述，由于此次设 计的变速器是中档轿车变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高， 要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。 6 档变速器，并且五 、六 档为超速档。 档布置方案 常见的倒档布置方案如图 示。图 案的优点是倒档利用了一档齿轮， 缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图 案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图 案对 缺点做了修改；图 示方案是将一、倒档齿轮做成一 体，将其齿宽加长；图 示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。 综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 14 - 图 档布置方案 部件结构方案分析 1、齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计全部选用斜齿轮。 变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，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，其内径直径到齿根圆处的厚度 b（图 响齿轮强度 6。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，至少满足尺寸要求 ： C=(2d （ 式中： 2d 花键内径 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 15 - 为了减小质量，轮辐处厚度 应在满足强度条件下设计得薄些。图 的尺寸 1D 可取为花键内径之 。 图 速器齿轮尺寸控制图。 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。求齿轮制造精度不低于 7 级。 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。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布 置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。 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 7。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二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，少数情况下齿购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 16 - 轮直接装在轴上。此时，m，硬度不低于 58 63渐开线花键定位性能良好， 承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。 倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。 由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。 3、变速器轴承的选择 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方 8。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。 章小结 章主要简要分析了各类型机构的优缺点，并针对所设计的变速器的类型特点和 功用，对变速器的传动方式及主要零件的形式，做出了购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 17 - 初步的选择，为后期的设计工作打下基础。 第 3 章 变速器的设计与计算 速器主要参数的选择 本 次设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，整车主要技术参数在参考了马自达 6 等车型之后，选用如下如下 ： 最大输出扭矩 200N M 发动机排量 动机输出功率 100动机空载最大转速 m in/r a 7 59 5 5 0/m a x 扭矩p 车轮型号 05/55R 16V 设计最高车速 220km/h 主减速器传动比 档数 档数选择的要求： 1、相邻档位之间的传动比比值在 下。 2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。因此，本次设计的轿车变速器为 6 档变速器。 动比范围 变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 18 - 高档通常是直接档，传动比为 的变速器最高档是超速档，传动比为 六档变速器有两个超速挡，第六档的传动比甚至达到了 影响最低档传动比选取的因素有：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、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在 间，总质量轻些的商用车 在 间，其它商用车则更大。 本设计最高档传动比为 速器各档传动比的确定 1、一 档传动比 的 计算 按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计） 13。用公式表示如下： 0m a xm a （ 上式中： m 汽车总质量； g 重力加速度； 道路最大阻力系数； r 驱动车轮的滚动半径； 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 19 - 发动机最大转矩； 0i 主减速器传动比； T 传动效率； 最大爬坡读； 1 变速器的一档传动比； 已知00N M； T =i=r =632=g=9.8;m=1340由公式得0i 据驱动车辆与路面的附着条件有： （ 式 中： 汽车满载静止于地面时，驱动桥给地面的载荷。 道路的附着系数，计算时取 = 取340； =一档传动比的选择范围是： 0i 买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 20 - 故，初选传动比为 2、变速器各档速比 的配置 按等比级数分配其它各档 传动比，即得出各档位的公比。 1 1 式中， n 为档位数。 q=初定传动比为： 1 中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算 14： （ 式中： A 变速器中心距（ 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 21 - 中心距系数，乘用车 发动机最大输出转距为 200（ N m）； 1i 变速器一档传动比为 g 变速器传动效率，取 96%； = 初取 A=100 速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可以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。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： L=(=(100=300340选长度为 320 轮参数的选择 1、模数 选取齿轮模数时一般要遵守的 原则是：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，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 22 - 轿车模数的选取以发动机排量作为依据，各个齿轮统一选取模数为 于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。 2、压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度 和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用 15、 16、 小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 25等大些的压力角 15。 国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、 25、 30等，普遍采用 30压力角。 本变速器为了 减伤噪音，全部选用 压力角 15。 3、螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。 试验证明：随着螺旋 角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。 本设计初选螺旋角全部为 45。 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 23 - 4、齿宽 b 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。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中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：斜齿 b=cK nm， 8 b=cK 8、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齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，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 系数大与 细高齿。 本设计取为 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 24 - 档齿轮齿数的分配及传动比的计算 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是， 相互啮合的两对齿轮齿数之和 Z ，以使齿面磨损均匀 16。根据 下 图确定各档齿轮齿数和传动比。 两轴式六档变速器传动方案简图 1 输入轴； 2 输入轴四档齿轮 1Z ； 3 三、四档同步器； 4 输出轴三档齿轮 2Z ； 5输出轴二档齿轮3Z； 6 一、二档同步器； 7 输出轴一档齿轮 4Z ； 8 输出轴倒挡齿轮5Z； 9 倒挡同步器； 10 输出轴六档齿轮6Z； 11 输出轴五档齿轮7Z； 12 输出轴；13 中间轴 ； 14 中间轴五档齿轮 14Z ； 15 五、六档同步器 ； 16 中间轴六档齿轮13Z；17 倒档 惰轮 ； 18 中间轴倒挡齿轮 12Z ； 19 中间轴一档齿轮 11Z ； 20 中间轴二档齿轮10Z； 21 中间轴三档齿轮9Z； 22 中间轴四档齿轮8Z； 档齿数及传动比的确定： 如传动方案简图所示，一档所啮合的齿轮分别是 1Z 、 4Z 和 4Z 、 11Z ，其中 11Z 属于最低档的小齿轮，齿数在 1217 间选取。 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 25 - 114811 现取初选值： 11Z =17 =45 i =100 则据上式可得 62Z ； 4Z =45； 1Z =23；8Z=39 一档传动比为 ： 1i =据上述步骤可以求得确定的一至六档传动比，并对中心距进行修正。 一至六档修正后的变速比分别为： 1 5速器内除倒挡以及倒挡惰轮之外的各齿轮，其齿数分别为： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 26 - 1Z =23； 2Z =29； 3Z =37； 4Z =45； 6Z =17； 7Z =20； 8Z =39； 9Z =33 10Z =25；11Z =17； 13Z =45； 14Z =42； 2、对中心距 A 进行修正 =62 经修正得0A= 7、计算倒档齿轮齿数及传动比 初选中间 轴上 倒挡 齿轮齿数为 12Z =17，输出 轴 倒档 齿轮齿数5Z， 倒档轴上的倒档惰轮 19 为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮 5 和齿轮 12 的齿顶圆之间应保持有 上的间隙，即满足以下公式： ( 5120 nn 已知 ： 则可求的5Z=68 则倒挡传动比为： 6817512 入轴与倒档轴之间的距离 ： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 27 - A =2中： Z =17+19=36 取 A =出轴与倒档轴之间的距离 ： A =2中： Z =68+19=87 取用 A =98 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声 17。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。 本次设计螺旋角定为：一档至六 档 倒档 0 根据设计手册及相关图表得 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 28 - 一档齿轮的变位 当0A= = 4Z =45； 11Z =17；时， 查得总变位系数x =位系数分配为 4x =11x = 二档齿轮的变位 当0A= =3Z=37；10Z=25 时，查得总变位系数x =位系数分配为 3x =10x = 三档齿轮的变位 当0A= = 2Z =29；9Z=33 时，查得总变位系数x =位系数分配为 2x =9x = 四档齿轮的变位 当0A= =、 1Z =23；8Z=39； 时，查得总变位系数x =位系数分配为 1x =8x = 五档齿轮的变位 当0A= =、7Z=20； 14Z =42； 时，查得总变位系数x =位系数分配为 7x =14x = 六档齿轮的变位 当0A= =、6Z=17；13Z=45； 时，查得总变位系数x =位系数分配为 6x =13x = 倒档齿轮的变位 输入轴与倒档轴之间 ： 当0A= =0 、 12Z =17； 19； 查得总变位系数 x =2x = 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 29 - 倒档与输出轴之间： 当0A= =0 、 19；5Z=68； 查得总变位系数 x = x =x= 结各档齿轮参数 一档 二档 三档 四档 五档 六档 倒挡 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 输入齿轮 倒挡惰轮 输出齿轮 齿数 17 45 25 37 33 29 39 23 42 20 45 17 17 19 68 分度圆直径 53 齿顶高 齿高 顶直径 根直径 买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 30 - 速器齿轮强度校核 轮材料的选择原则 （ 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 350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 50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。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度 350采用低碳 合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮 18。 由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用 20碳后表面淬火处理，硬度为 58 62 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 31 - 的结构和尺寸设计 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、耐磨性等均有不利影响。 选轴的直径 在已知两轴式变速器中心距 A 时，轴的最大直径 d 和支承距离 对输入轴， 输出轴， 输入轴花键部分直径 d（ 按下式初选取： 式中： K 经验系数， K= 发动机最大转矩（ 输入轴花键部分直径： 初选输入、输出轴支承之间的长度 L=270 按扭转强度条件确定轴的最小直径： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 32 - 式中： 代入有关数据，得： d=，选用直径为 25的强度验算 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，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。 图 速器轴的挠度和转角 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 33 - 轴的挠度和转角如图 示，若轴在垂直面内挠度为水平面内挠度为分别用下式计算： 1、变速器输入轴和输出轴的刚度校核 （ 1）轴上受力分析 一档工作时 ： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 34 - 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=23b=L=d=有关数据代入上式中得 ： 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=23b=L=d=有关数据代入 得到： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 35 - 二档工作时： 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=b=L=d=有关数据代入 得到 ： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 36 - 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=79b=L=d=40有关数据代入 得到： 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=b=154L=d=38有关数 据代入得到： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 37 - 四档工作时： 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=b=L=d=有关数据代入 得到 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 38 - 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=b=L=d=35有关数据代入 得到 ： 倒档工作时： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 39 - 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=b=L=d=30有关数据代入得到： 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=b=23L=d=28有关数据代入得到 ： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 40 - 由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。 的强度计算 变速器在一档工作时： 对输入轴校核： 计算输入轴的支反力： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 41 - 已知： a=23b=L=d= 3、计算垂直面内 的弯矩 轴上各点弯矩如图 示： 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之后，计算相应的弯矩 。轴在转矩 T 和弯矩的同时作购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 42 - 用下，其应力为 ： 将数据代入（ ，得： 在低档工作时， 400合要求。 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 43 - 对输出轴校核： 计算输出轴的支反力： 齿轮受力如下 ： 已知： a=b=L=d=43买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 44 - 2、水平面内的支反力 图 出 轴弯矩图 承选择与寿命计算 轴承的使用寿命可按汽车以平均速度 驶至大修前的总行驶购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 45 - 里程 S 来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万公里，货车和大客车 25 万公里。 入轴轴承的选择与寿命计算 初选轴承型号根据机械设计手册选择 30205 型号轴承7KN， 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 46 - 出轴轴承的选择与寿命计算 1、初选轴承型号 根据机械设计手册选择轴承型号为： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 47 - 于是 ： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 - 48 - 所以轴承寿命满足要求。 章小结 本章主要对变速器的主要参数进行了选择，基本上完成了变速器主要尺寸的计算；同时对变速器各档齿轮进行弯曲疲劳强度和接触疲劳强度校核、对输入轴、输出轴的基本尺寸进行了设计