三轴五档变速器设计项目说明指导书.doc

高级轿车三轴五档手动机械式变速器目录一、设计任务书4二、机械式变速器概述及总体方案论证4 2.1 变速器功用、要求、发动机部署形式分析.4 2.2 变速器传动机构部署方案.5 2.2.1 传动机构部署方案分析5 2.2.2 倒挡部署方案72.3 变速器零部件结构方案分析.8三、变速器关键参数选择和关键零件设计11 3.1 变速器关键参数选择.11 3.1.1 档数和传动比13 3.1.2 中心距14 3.1.3 外形尺寸14 3.1.4 齿轮参数15 3.2 各档齿轮齿数分配.15 3.2.1 确定一档齿轮齿数15 3.2.2 确定常啮合齿轮副齿数16 3.2.3 确定其它档位齿数18 3.2.4 确定倒挡齿轮齿数18 3.3 齿轮变位系数选择.19四、变速器齿轮强度计算和材料选择.22 4.1 齿轮损坏原因及形式.22 4.2齿轮强度计算和校核.22 4.2.1齿轮弯曲强度计算.23 4.2.2齿轮接触应力.24五、变速器轴强度计算和校核.26 5.1变速器轴结构和尺寸.26 5.1.1 轴结构.26 5.1.2 确定轴尺寸.26 5.2轴校核27 5.2.1 第一轴强度和刚度校核.28 5.2.2 第二轴校核计算.29六、变速器同时器设计及操纵机构.30 6.1 同时器结构31 6.2 同时环关键参数确实定33 6.3 变速器操纵机构35参考文件.36一、设计任务书某款四座高级轿车整备质量1458kg，拟设计最高车速203kmh-1，最大功率124kW，对应转速6000r/min；最大转矩226Nm，对应转速4000r/min，前后轮胎尺寸均为205/60 R16。第四组（1）画出手动机械式变速器总装配图（0号图纸）；（2）画出全部手动机械式变速器内零部件图纸（需要标注装配尺寸、配合公差和明细栏，撰写装配技术要求等）；（0/1/2/3号图纸）（3）选择、设计和确定手动机械式变速器内各零部件结构、尺寸等，能实现所设计零部件相关功效要求；（4）校核手动机械式变速器内关键零部件；（5）设计说明书一份（5000字左右）二、机械式变速器概述及总体方案论证2.1 变速器功用、要求、发动机部署形式分析变速器用来改变发动机传到驱动轮上转矩和转速，目标是在原地起步、爬坡、转弯、加速等多种行驶工况下，使汽车取得不一样牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空档，可在开启发动机、汽车滑行或停车时使发动机动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车取得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功效。变速器设计应该满足以下基础要求：（1）含有正确档数和传动比，确保汽车有需要动力性和经济性指标；（2）有空档和倒档，使发动机能够和驱动轮长久分离，使汽车能倒车；（3）换档快速、省力，方便缩短加速时间并提升汽车动力性（自动、半自动和电子操纵机构）；（4）工作可靠。汽车行驶中，变速器不得跳挡、乱挡和换挡冲击等现象发生；（5）应设置动力输出装置，方便必需时进行功率输出；（6）效率高、噪声低、体积小、重量轻便于制造、成本低。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。依据前进档数不一样，变速器有三、四、五和多挡多个。依据轴不一样类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速器。相比于经济型轿车，高级轿车愈加追求汽车性能。发动机纵置含有以下特点：（1）为复杂前悬架腾出足够部署空间（2）均衡轴荷，减轻前桥轴荷（3）体积庞大大排量发动机只能纵置（4）修长车头有非凡魅力所以高级轿车普遍采取发动机纵置、前置后驱形式。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客车上。所以本设计采取中间轴式机械变速器。依据给出设计条件和发动机部署形式分析，变速器具体参数说明以下：发动机纵置变速器中间轴式 MT 发动机最大扭矩226/4000发动机最大功率124/6000驱动形式FR汽车整备质量kg1458最高车速203kmh-1前后轮胎尺寸205/60 R162.2 变速器传动机构部署方案分析2.2.1 传动机构部署方案分析 有级变速器1和无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，含有高传动效率（=0.960.98），所以在各类汽车上均得到广泛应用。 设计时首先应依据汽车使用条件及要求确定变速器传动比范围、档位数及各档传动比，因为它们对汽车动力性和燃料经济性全部相关键直接影响。传动比范围是变速器低级传动比和高级传动比比值。汽车行驶道路情况愈多样，发动机功率和汽车质量之比愈小，则变速器传动比范围应愈大。现在，轿车变速器传动比范围为3.04.5；通常见途货车和轻型以上客车为5.08.0；越野车和牵引车为10.020.0。通常，有级变速器含有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采取多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档位数增多可提升发动机功率利用效率、汽车燃料经济性及平均车速，从而可提升汽车运输效率，降低运输成本。但采取手动机械式操纵机构时，要实现快速、无声换档，对于多于5个前进档变速器来说是困难。所以，直接操纵式变速器档位数上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或需要加装含有独立操纵机构副变速器，后者仅用于一定行驶工况。一些轿车和货车变速器，采取仅在好路和空载行驶时才使用超速档。采取传动比小于1（0.70.8）超速档，能够更充足地利用发动机功率，降低单位行驶里程发动机曲轴总转数，所以会降低发动机磨损，降低燃料消耗。但和传动比为1直接档比较，采取超速档会降低传动效率。有级变速器传动效率和所选择传动方案相关，包含传输动力齿轮副数目、转速、传输功率、润滑系统有效性、齿轮及轴和壳体等零件制造精度、刚度等。三轴式变速器得到最广泛应用。三轴式变速器第一轴常啮合齿轮和第二轴各档齿轮分别和中间轴对应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传输扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传输转矩。所以，直接档传输效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器关键优点。其它前进档需依次经过两对齿轮传输转矩。所以。在齿轮中心距（影响变速器尺寸关键参数）较小情况下仍然能够取得大一档传动比，这是三轴式变速器另一优点。其缺点是：除直接档外其它各档传动效率有所下降。 有级变速器结构发展趋势是增多常啮合齿轮副数目，从而可采取斜齿轮。后者比直齿轮有更长寿命、更低噪声，即使其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。所以，在变速器中，除低级及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所替换。图2-1a所表示2方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其它各档为常啮合齿轮传动。图2-4b、c、d所表示方案各前进档，均用常啮合齿轮传动；图2-4d所表示方案中倒档和超速档安装在在变速器后部副箱体内，这么部署除能够提升轴刚度，降低齿轮磨损和降低工作噪声外，还能够在不需要超速档条件下，很轻易形成一个只有四个前进档变速器。 图2-1 中间轴式五档变速器传动方案以上多种方案中，凡采取常啮合齿轮传动档位，其换档方法能够用同时器或啮合套来实现。同一变速器中，有档位用同时器换档，有档位用啮合套换档，那么一定是档位高用同时器换档，档位低用啮合套换档。变速器用图2-1c所表示多支承结构方案，能提升轴刚度。这时，如用在轴平面上可分开壳体，就能很好地处理轴和齿轮等零部件装配困难问题。图2-1c所表示方案高级从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮部署在变速器壳体中间跨距里，而中间档同时器部署在中间轴上是这个方案特点。2.2.2 倒挡部署方案图2-2为常见倒挡部署方案2。图2-2b所表示方案优点是换倒挡时利用了中间轴上一挡齿轮，所以缩短了中间轴长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-2c所表示方案能取得较大倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-2d所表示方案针对前者缺点做了修改，所以替换了图2-2c所表示方案。图2-2e所表示方案是将中间轴上一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-2f所表示方案适适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充足利用空间，缩短变速器轴向长度，有货车倒挡传动采取图2-2g所表示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中操纵机构复杂部分。图2-2 变速器倒档传动方案本设计采取图2-2f所表示传动方案。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大力，所以不管是两轴式变速器还是中间轴式变速器低级和倒挡，全部应该部署在在靠近轴支承处，以降低轴变形，确保齿轮重合度下降不多，然后根据从低级到高挡次序部署各挡齿轮，这么做既能使轴有足够大刚性，又能确保轻易装配。倒挡传动比即使和一挡传动比靠近，但因为使用倒挡时间很短，从这点出发有些方案将一挡部署在靠近轴支承处。2.3 变速器零部件结构方案分析变速器设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等原因。2.3.1齿轮型式和直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中常啮合齿轮均采取斜齿圆柱齿轮，尽管这么会使常啮合齿轮数增加，并造成变速器转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低级和倒挡。2.3.2换档结构型式换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同时器三种2。直齿滑动齿轮换档特点是结构简单、紧凑，但因为换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、造成齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外极少采取。啮合套换档型式通常是配合斜齿轮传动使用。因为齿轮常啮合，所以降低了噪声和动载荷，提升了齿轮强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构部署而选定，若齿轮副内空间许可，采取内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，现在在要求不高档位上常被使用。采取同时器换档可确保齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充足发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提升了汽车加速性、经济性和行驶安全性，另外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同时环使用寿命较短。现在，同时器广泛应用于各式变速器中。自动脱档是变速器关键障碍之一。为处理这个问题，除工艺上采取方法外，在结构上，现在比较有效方案有以下多个：1） 将啮合套做得长部分（图2-3a）或两接合齿啮合位置错开（图2-3b），这么在啮合时使接合齿端部超出被接合齿约13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，所以在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。 此段切薄 a b图2-3 预防自动脱档结构方法 图2-4 预防自动脱档结构方法图2-5 预防自动脱档结构方法2）将啮合套齿座上前齿圈齿厚切薄（0.30.6mm），这么，换档后啮合套后端面便被后齿圈前端面顶住，从而降低自动脱档（图2-4）。3）将接合齿工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（通常倾斜2030），使接合齿面产生阻止自动脱档轴向力（图2-5）。这种结构方案比较有效，用较多。在本设计中所采取是锁环式同时器，该同时器是依靠摩擦作用实现同时。但它能够从结构上确保结合套和待啮合花键齿圈在达成同时之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同时器结构图2-6所表示：图2-6 锁环式同时器l、4-同时环;2-同时器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块; 7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮2.3.3变速器轴承变速器轴承12常采取圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应该采取何种轴承，是受结构限制并随所承受载荷特点不一样而不一样。汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采取尺寸大些轴承结构受限制，常在部署上有困难。如变速器第二轴前端支撑在第一轴常啮合齿轮内腔中，内腔尺寸足够时可部署圆柱滚子轴承，若空间不足则采取滚针轴承。变速器第一轴前端支撑在飞轮内腔里，因有足够大空间常采取球轴承来承受轴向力。作用在第一轴常啮合齿轮上轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常采取轴承外圈有挡圈球轴承。第二轴后端常采取球轴承，以承受轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生轴向力，标准上由前或后轴承来承受全部能够；但当在壳体前端面部署轴承盖有困难时候，必需由后端轴承承受轴向力，前端采取圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器内采取圆锥滚子轴承即使直径小，宽度较宽所以容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴承易歪斜而影响齿轮正确啮合缺点，所以不适适用于线性膨胀系数较大铝合金壳体。变速器第一轴、第二轴后部轴承和中间轴前、后轴承，按直径系列通常选择中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承直径依据变速器中心距确定，并要确保壳体后壁两轴承孔之间距离大于620mm,下限适适用于轻型车和轿车。滚针轴承、滑动轴套13关键用在齿轮和轴不是固定连接，并要求二者有相对运动地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套优点是制造轻易，成本低。三、变速器关键参数选择和关键零件设计3.1 变速器关键参数选择3.1.1 档数和传动比多年来，为了降低油耗，变速器档数有增加趋势。现在，乘用车通常见45个档位变速器。本设计也采取5个档位。依据发动机转速和汽车行驶速度之间关系式确定主减速器传动比: 式中：汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器传动比； 主减速器传动比。已知：最高车速=203km/h；最高级为超速档，传动比=0.75 (超速档传动比通常为0.70.8，本设计取五档传动比取0.75)；车轮滚动半径由所选择轮胎规格205/60R16得到=326.2(mm)；因为发动机最大转速略大于最大功率转速6000r/min；所以依据公式，可取=4.93 。选择最低级传动比时，应依据汽车最大爬坡度、驱动轮和路面附着力、汽车最低稳定车速和主减速比和驱动轮滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时1车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎和路面间滚动阻力及爬坡阻力。故有 则由最大爬坡度要求变速器档传动比为 =1.3557 （3-1）式中 m-汽车总质量； g-重力加速度； max-道路最大阻力系数； rr-驱动轮滚动半径； Temax-发动机最大转矩； i0-主减速比； -汽车传动系传动效率。依据驱动车轮和路面附着条件 求得变速器I档传动比4为： =3.698 （3-2）式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面载荷； -路面附着系数，计算时取=0.50.6，本设计取0.6 。由已知条件：取满载质量 kg； rr=326.2mm Te max=226Nm i0=4.93 =0.95。可取igI =3.5中间档传动比理论上按公比为：（3-3）等比数列，实际上和理论上略有出入，因齿数为整数且常见档位间公比宜小些，另外还要考虑和发动机参数合理匹配。依据上式可出：=1.47 故有： 3.1.2 中心距中心距对变速器尺寸及质量有直接影响，所选中心距、应能确保齿轮强度。三轴式变速器中心局A（mm）可依据对已经有变速器统计而得出经验公式初定： （3-4）式中 K A-中心距系数。对轿车，K A =8.99.3；本设计取K A =9.0TI max -变速器处于一档时输出扭矩：TI max=Te max igI =751.45Nm故可得出初始中心距A=81.8mm。3.1.3 外形尺寸变速器横向外形尺寸，可依据齿轮直径和倒档中间齿轮和换档机构部署初步确定。轿车四档变速器壳体轴向尺寸3.03.4A。货车变速器壳体轴向尺寸和档数相关：四档(2.22.7)A，五档(2.73.0)A，六档(3.23.5)A当变速器选择常啮合齿轮对数和同时器多时，中心距系数KA应取给出系数上限。为检测方便，A取整。此次设计采取5+1手动挡变速器，其壳体轴向尺寸是3 81.8mm=245.4mm，变速器壳体最终轴向尺寸应由变速器总图结构尺寸链确定。3.1.4 齿轮参数（1）齿轮模数提议用下列各式选择齿轮模数12，所选择模数大小应符合GB1357-805要求标准值。第一轴常啮合斜齿轮法向模数mn （3-5）其中=226Nm，可得出mn=2.5。一档、倒挡直齿轮模数m mm （3-6）经过计算m=3。同时器和啮合套接合大全部采取渐开线齿形13。因为制造工艺上原因，同一变速器中结合套模数全部取相同，轿车和轻型货车取23.5。本设计取2.5。（2）齿形、压力角、螺旋角和齿宽b 汽车变速器齿轮齿形、压力角、及螺旋角按表3-1选择。表3-1 汽车变速器齿轮齿形、压力角和螺旋角项目 车型 齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形齿形14.5，15，1616.52545通常货车 GB1356-78要求标准齿形202030重型车同上 低级、倒档齿轮22.5，25小螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提升轮齿抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度以降低噪声，取小些；对货车，为提升齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同时器取30；斜齿轮螺旋角取30。应该注意是选择斜齿轮螺旋角时应努力争取使中间轴上轴向力相互抵消。为此，中间轴上全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b大小13直接影响着齿轮承载能力，b加大，齿承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，因为载荷分配不均匀，反而使齿轮承载能力降低。所以，在确保齿轮强度条件下，尽可能选择较小齿宽，以有利于减轻变速器重量和缩短其轴向尺寸。通常依据齿轮模数大小来选定齿宽14：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽系数值可取大部分，使接触线长度增加，接触应力降低，以提升传动平稳性和齿轮寿命。（3）分度圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径，齿顶高，齿根高，全齿高分度圆直径：d=mz，；齿顶高：，；齿根高：，；全齿高：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；3.2 各档齿轮齿数分配在初选了中心距、齿轮模数1和螺旋角后，可依据预先确定变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数方法。3.2.1 确定一档齿轮齿数一档传动比 （3-7） 为了确定Z9和Z10齿数，先求其齿数和: （3-8） 其中 A =81.8mm、m =3；故有54.53当轿车三轴式变速器时，则 15， 此处取=16，则可得出=39。 图3-1 档变速器示意图上面依据初选A及m计算出可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）看出中心距有了改变，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后中心距作为以后计算依据。这里修正为55，则依据式（3-8）反推出A=82.5mm，即为标准中心距。 当=20时，齿轮齿数小于17，齿轮发生根切，所以对一档齿轮进行角度变位： 变位系数 =0.06所以，可取=0.1，= - 0.13.2.2 确定常啮合齿轮副齿数由式（3-7）求出常啮合齿轮传动比 （3-9）由已经得出数据可确定 =1.4359 而常啮合齿轮中心距和一档齿轮中心距相等 （3-10）由此可得： （3-11）而依据已求得数据可计算出：=57 。 和联立可得：=23、=34。则依据式（3-7）可计算出一档实际传动比为：=3.6 。对常啮合齿轮进行变位：理论中心距：=82.28mm由中心距和啮合角函数方程： 无侧隙啮合方程： （为弧度）其中：a和a，分别为标准齿轮传动和变位齿轮传动中心距； 和，分别为其啮合角； a=m/2*（Z1+Z2）； =20； =Z1+Z2为齿数和； =X1+X2为变位系数和； =tan，=tan；所以可求棏：= - 0.065； u= =34/23=1.478； 查变位系数线图得： 计算正确值：X1=0.08；X2= - 0.145； =30.27变位系数图 3.2.3 确定其它档位齿数二档传动比 （3-12）而=2.38，故有： =1.61 对于斜齿轮， （3-13）故有：=57 联立得：=35，=22 。按一样方法可分别计算出：三档齿轮=30，=27 ；五档齿轮=20，=37 。 二档变位系数：X7=0.09，X8=0.155； 三档变位系数：X5=0.01，X6=0.075； 五档变位系数：X3=0.2，X4=0.265； 3.2.4 确定倒挡齿轮齿数通常情况下，倒档传动比和一档传动比较为靠近，在本设计中倒档传动比取3.6。中间轴上倒档传动齿轮齿数比一档主动齿轮10略小，取。而通常情况下，倒档轴齿轮取2123，此处取=23。由 （3-14）可计算出=31。故可得出中间轴和倒档轴中心距： （3-15） 而倒档轴和第二轴中心距： （3-16）3.3 齿轮变位系数选择齿轮变位是齿轮设计中一个很关键步骤。采取变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮啮合噪声。变位齿轮关键有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副一对啮合齿轮变位系数和为零。高度变位可增加小齿轮齿根强度，使它达成和大齿轮强度相靠近程度。高度变位齿轮副缺点是不能同时增加一对齿轮强度，也极难降低噪声。角度变位齿轮副变位系数之和不等于零。角度变位既含有高度变位优点，又避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并组成变速器，会因确保各档传动比需要，使各相互啮合齿轮副齿数和不一样。为确保各对齿轮有相同中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多齿轮副采取标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些齿轮副应采取正角度变位。因为角度变位可取得良好啮合性能及传动质量指标，故采取较多。对斜齿轮传动，还可经过选择适宜螺旋角来达成中心距相同要求。变速器齿轮是在承受循环负荷条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高级齿轮，其关键损坏形势是齿面疲惫剥落，所以应按确保最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利标准选择变位系数。为提升接触强度，应使总变位系数尽可能取大部分，这么两齿轮齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低级齿轮，因为小齿轮齿根强度较低，加之传输载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂现象。总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。不过因为轮齿刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。依据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外其它各档齿轮总变位系数要选择较小部分数值，方便取得低噪声传动。齿轮关键参数归纳以下表3-2。 表3-2齿轮关键参数关键参数齿数模数(mm)螺旋角变位系数分度圆直径(mm)齿根圆直径(mm)齿顶圆直径(mm)齿宽(mm)一档16300.14840.5541539-0.1117109.512315二档222.5300.0963.557.2568.51531-0.15589.583.2594.515三档272.5300.017871.75831530-0.07586.680.3591.615五档372.5300.2106.8100.55111.81520-0.26557.751.562.715常啮342.5300.089891.751032023-0.14566.46071.420倒档133003931.545152306961.575153109385.59915四、变速器齿轮强度计算和材料选择4.1 齿轮损坏原因及形式齿轮损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲惫剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再反复载荷作用下齿根产生疲惫裂纹，裂纹扩展深度逐步加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现极少，后者出现多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中润滑油油压升高，并造成裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。她使齿形误差加大，产生动载荷，造成轮齿折断。用移动齿轮方法完成换档抵挡和倒挡齿轮，因为换档时两个进入啮合齿轮存在角速度差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。4.2齿轮强度计算和校核和其它机械设备使用变速器比较，不一样用途汽车变速器齿轮使用条件仍是相同。另外，汽车变速器齿轮所用材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方法也基础一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采取剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采取渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。所以，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化部分计算公式来计算汽车齿轮，一样、能够取得较为正确结果。在这里所选择齿轮材料为40Cr。4.2.1 齿轮弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力 （4-1） 4-4-1齿形系数图 式中，-弯曲应力（MPa）； 一档齿轮10圆周力（N）， ；其中为计算载荷（Nmm），d为节圆直径。 -应力集中系数，可近似取1.65； -摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9； b-齿宽（mm），取20 t-端面齿距（mm）； y -齿形系数，图4-1所表示。当处于一档时，中间轴上计算扭矩为： (4-2)求得 334086 MPa 故由能够得出；再将所得出数据代入式（4-1）可得当计算载荷取作用到变速器第一轴上最大扭矩时，一档直齿轮弯曲应力在400850MPa之间。2）斜齿轮弯曲应力 (4-3)式中 为重合度影响系数，取2.0；其它参数均和式（4-1）注释相同，选择齿形系数y时，按当量模数在图（4-1）中查得。二档齿轮圆周力： （4-4）依据斜齿轮参数计算公式可得出：=12149N齿轮8当量齿数=33.9，可查表（4-1）得：。故可求得： 同理可得： 。依据计算二档齿轮方法能够得出其它档位齿轮弯曲应力，其计算结果以下：三档：；四档：；五档：；当计算载荷取作用到第一轴上最大扭矩时，对常啮合齿轮和高级齿轮，许用应力在180350MPa范围内。所以，上述对直齿轮和斜齿轮计算结果均符合弯曲强度要求。4.2.2 齿轮接触应力 齿轮接触应力 （4-5）式中齿轮接触应力（MPa）； F 齿面上法向力（N），； 圆周力在（N）；节点处压力角