本科毕业设计---汽车5挡手动变速器设计---.doc

毕业论文（设计）

题 目： 汽车5挡手动变速器设计
学 生：
专 业： 车辆工程
学 号：
指导老师：

2014年6月

汽车5挡手动变速器设计
摘要：变速器是连接发动机与传动系统的至关重要的部分，对它的合理设计能够保证汽车在各种不的工况下满足需求，而且他的合理与否决定了发动机的动力能否高效发挥。
本次针对前置后驱形式设计一台五档手动变速器，并且采用三轴式。这次设计主要考虑的是动力输出平顺、传动效率高、磨损消耗小、使用寿命长。同时在设计时还会尽量考虑工艺的优化和经济性的要求。
设计采用三轴式，所以其中设计了一个直接档，提高传动效率。变速器的换挡通过锁环式同步器实现，同时合理设计了一套与之相匹配的操作机构。在整个过程中，通过基本参数计算出变速器的各种数据，并且严格校核，保证能够满足设计和使用要求。
关键词：变速器 锁环式同步器 中间轴
Design on Car 5 Manual Transmission
Abstract： Transmission is connecting to the engine and transmission system is the important part with its reasonable design can ensure the normal order of the vehicle under various conditions, and he is reasonable or not determines the power of the engine can be efficient.
This design for the front drive form a three shaft five file manual mechanical transmission, the design main consideration is power output smooth consumption, high transmission efficiency, wear small, long life of service. At the same time also will try to consider in the design of process optimization and economy requirements.
Because of using three axis type, so designed a direct file, improve transmission efficiency . Transmission shift by the lock ring synchronizer, at the same time, the reasonable design a set of matching operator. Through the basic parameter to calculate the transmission of all kinds of data, another checking strictly, guaranteed to meet design ， use requirements.
Keywords：transmission synchronizer intermediate shaft

目录

1 绪 论 1
1.1本次设计的目的及意义 1
1.2变速器的发展现状 2
1.3变速器设计面临的主要问题 2
1.4毕业设计任务及要求 3
2 变速器的总体方案确定 4
2.1变速器的功用及设计要求 4
2.2变速器传动机构的型式选择 4
2.2.1三轴式变速器与两轴式变速器传动方案 4
2.2.2倒档布局方案 6
2.3零部件结构方案分析 7
2.3.1齿轮型式 7
2.3.2变速器轴 8
2.3.3变速器轴承的选择 8
3 变速器主要参数的选择与齿轮设计 9
3.1变速器各档传动比的确定 9
3.1.1主减速器传动比的确定 9
3.1.2最低档传动比计算 9
3.1.3变速器各档速比的配置 11
3.1.4中心距 11
3.1.5变速器的外形尺寸 12
3.1.6齿轮参数的选择 12
3.1.7各档齿轮计算 14
3.2齿轮设计与计算 19
3.2.1齿轮材料的选择原则 19
3.2.2变速器齿轮强度校核 19
3.3轴的结构和尺寸设计 30
3.3.1轴的工艺要求 30
3.3.2初选轴的直径 31
3.4轴的强度校核 32
3.4.1轴的刚度验算 33
3.4.2轴的强度计算 41
3.5轴承选择与寿命计算 46
3.5.1输入轴轴承的选择与寿命计算 46
4 变速器同步器与操纵机构的设计 51
4.1同步器设计 51
4.1.1同步器类型的选取 51
4.1.2接近尺寸和分度尺寸 51
4.1.3滑块宽度、内啮合套缺口宽度 51
4.1.4同步器装配间隙 52
4.2 同步锁环主要尺寸确定 53
4.3 同步器校核 54
4.3.1同步器同步时间校核 54
4.4变速器的操纵机构 56
4.4.1变速器操纵机构的功用 56
4.4.2变速器操纵机构的要求 56
4.4.3换档位置 57
5. 结 论 60
致 谢 61
参考文献 62

62

1 绪 论
1.1本次设计的目的及意义
随着经济实力和科学技术的不断的发展，汽车工业不断发展，逐渐成为我国重要的工业产业，汽车的使用已经遍布我国的大江南北。而随着中国加入WTO，老百姓生活水平和日常需求的不断增长，各类汽车及汽车用品等高级消费品已进入普通老百姓的家庭。
图1-1 00年到13年汽车生产和增长率
图1-2 00年到13年汽车销售和增长率
在我们国家，汽车算是先进行业，起步比起其他发达国家就晚了。随着我们汽车工业不断的发展，同时各式各样的汽车行业也在持续快速的发展。现如今的汽车设计师面临的紧迫问题，包括经济性，扎实工作，性能优良的设计，并契合我国汽车状况。
1.2变速器的发展现状
汽车变速箱的发展已经超过百年，其历程主要是了从单纯的手动方式成长为先进的自动。目前世界上的各个汽车公司的汽车使用各种不同类型的变速器。
它们自己独立的优点和缺点：MT最为省油、经济实用、具有很高的操控乐趣，同时也要求更高技术；AT燃油消耗最多，驾驶容易、乘坐更为舒适、零部件也很可靠；AMT融合之前二者长处，换挡时会有间歇的动力暂停，乘坐会有不舒服感；无级变速器构造简单、高效大功率、车速稳定，传动带不耐用，不能承受较大的载荷；DCT燃油消耗比较低而且乘坐舒适性良好，手动变速器进化而来的先进变速器。
在中国国，据调查2007年手动变速器占据的市场比重为74%，拥有较大的市场份额。这些年来自动变速器的市场使用情况越快越好，用户群不断提高，而且还会继续提高，尤其是针对乘用车用户这些年来女性驾驶员越来越多，动档变速器更是深受这类女性群体的追捧。我们国家，自动档变速器的客户增长是还是十分可观的。但手动档变速器的低燃油消耗，以及独特的驾驶体验和操纵快感是不容忽视的，同时中国的各大驾校在对学员的驾驶技术教学中使用的普遍还是手动档。
针对中国变速器市场发展趋势，归纳目前变速器的发展具有以下几个规律：
一、在时间内，手动档变速器还是保持市场的主流，而AT拥有广阔的增长空间。
二、中国的汽车市场情况是多样的并且具有一定的复杂因素，变速器还会保持多元化发展，短时间内不会产生最后的唯一赢家。
三、展望未来，我们的自主汽车相关企业应该更多的聚焦DCT，它一定会有有非常好的前景。
1.3变速器设计面临的主要问题
汽车，高速发展的产物，工业不断的的高速前进，随着世界燃油储备的下降和价格的日渐上涨，针对汽车的各种配件和技术更加人性化和先进，变速器还要考虑许多问题：
1．绿色节能、环保低排放、高效实用，多元丰富的变速器，必是变速器甚至汽车工业发展面临着的一个重大问题。
2．为什么AT会发展的那么迅猛，是因为有很简易的操纵。但同时也减少了驾车时驾驶员所拥有的操纵的趣味。因此，既要保证驾驶体验和操纵快感，同时，操作起来不会变的复杂，这也是一个不容忽视的问题。
3．设计更简单的结构、燃油消耗更低，效率更高，至始至终都是变速器设计要达到的目的。
1.4毕业设计任务及要求
这次毕业设计的目的是完成一台用于发动机前置后轮驱动的越野车上的五档手动变速器的设计和修正，选用长城哈弗H3作为参考。所要设计的是一台用作前置后驱手动五档机械式变速器，采用三轴式布局。
对变速器设计的主要任务有：
1、 选择变速器类型；
2、 确定变速器的基本参数；
3、 计算变速器的齿轮参数，并校核；
4、 计算变速器的轴的参数，并校核；
5、 选择并计算同步器和换挡机构；
6、 变速器三维建模。
2 变速器的总体方案确定
2.1变速器的功用及设计要求
变速器的作用就是能变换一、二轴转矩比，归属于齿轮传动。它是汽车动力系统重要的组成部分，主要用于改变从发动机的曲轴传出的动力，其中包括转矩和转速，目的是为了保证平稳起步、及时根据需求加速或减速、正常行驶、适应各种行驶工况下对动力输出的要求。
另外，变速器的作用还要求能够倒车、空挡滑行、动力中断。
变速器设计需要具备如下要求。
1. 保证汽车的动力足够，满足经济高效。在汽车统一设计时，根据汽车实际情况、发动机参数和汽车具体的使用要求，选择恰当的档数及传动比，来实行这一要求。
2. 设置空档，是为了能将发动机与传动系长时间分离用来满足实际要求；设置倒档，使发动机正常运转而车轮倒退。
3. 工作平顺，操作轻便。汽车在行驶过程中，不会发生跳档、脱档的安全隐患。
4. 质轻体小。主要有中心距决定。应采用各种有利措施降低中心距。
5. 噪声小。可选用斜齿轮，或者加以适当变位，提升制造工艺。
7. 零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求。
2.2变速器传动机构的型式选择
变速器类型丰富多样的，有不同的分类方式，大致可分为：有极、无极、不同档、两轴式、三轴式等
2.2.1三轴式变速器与两轴式变速器传动方案
如图2-1所示，就是三轴式，它的输入轴为第一轴，输出轴与中间轴的对应档位齿轮啮合，输入、输出轴同心。将一二轴直接联动，形成直接档。这个时候，齿轮、轴承及中间轴都不承受载荷，且通过第一、第二轴传递转矩。所以，该档具有很高的传动效率，同时噪音也非常小，三轴式变速器具有这样一个主要优点。当然它也有相应的缺点：只有直接档的效率比较高。

图2-1 轿车三轴式四档变速器
1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴
如图2-2所示，就是二轴式。与前者来比较，它具有结构简单、布置紧凑的优点。只有最高档外传动效率较低。
如图所示，每个档的同步器都装在二轴轴上，原因是这样装同步器很方便；但是高档的同步器可装在一轴的后端。
两轴式变速器在高档运转时，齿轮和轴承都会受到不同的负荷，故会产生较大噪声，也增加了磨损，这是它不好的地方。，低档传动比的上限（ig=4.0~4.5）会受到很大限制。

图2-2 两轴式变速器
1.第一轴；2.第二轴；3.同步器
本次考虑的汽车是将发动机放在前面，使后轮作为主动轮，所以选用三轴式变速器

图2-3 中间轴式五档变速器传动方案

2.2.2倒档布局方案
倒档常用结构方案采用如下方式：
图2-4a在所以前进档的传动中，依次添加一个传动，构造就变得相对简单，但齿轮受到相反方向的变应力作用。这种布置方式多用在轿车和轻型货车的四档变速器中。
图b方案的好处是可以降低中间轴尺寸，但此时这样换挡也变得困难了。
图2-4c的方案容易产生换挡错乱。
图2-4d的方案针对前者的不足进行了优化，所以多用在在货车变速器中。
图2-4e把中间轴上的一档和倒挡齿轮加工为一体。
图2-4f的方案就很合适于齿轮副都采用常啮合齿轮，也让换挡变得轻便。
故选用2---4F。

图2-4倒挡布置方案
2.3零部件结构方案分析
2.3.1齿轮型式
变速器的齿轮常用直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。倒档常用直齿圆柱齿轮主，对于直齿圆柱齿轮，斜齿圆柱齿轮有更长的使用寿命、平稳的运转、更低的工作噪声，故此次设计倒档为直齿轮，其余各个档用斜齿轮。
设计为一个或两个独立的齿轮和轴，通过不同的连接方式连接。
过小的齿轮尺，又要求和轴分离，它的内径直径到齿根圆的厚度b（图2-5）就会降低齿轮的强度。所以通常b大于轮齿危险面的宽度。只要轴上的齿轮运转平稳，轮毂宽度，可以尽可能取大些，至少满足要求：
（2.1）
式中：——花键内径。
质量越强越好，厚度只要满足强度，尽量设计得薄些。尺寸为D2的1.25～1.40倍。

图2-5 变速器齿轮尺寸控制图
齿轮表面粗糙度越低，噪声越少，齿面磨损越缓慢，延长了齿轮寿命。
2.3.2变速器轴
变速器轴大多通过轴承安置在变速器壳的相应孔内。也可以根据实际安装条件将输出轴直接装在壳体孔上，保证牢靠。
如果采用通过齿轮的移动来换档，连接就利用矩形花键，从而对中性良好并且滑动也方便。中间轴通过平键连接二者。输出轴与齿轮则要保持一定的相对转动。同步器一般通过矩形花键连接。
倒档轴压入壳体孔，是固定不动的光轴，用螺栓固定。
综上所述，设计变速器轴时要仔细考虑安装的方便。另外，还要关注工艺上的问题。
2.3.3变速器轴承的选择
轴承也是变速器设计中非常重要的一部分，他能保证其中各个部件的相对运动和承受各种载荷。所以设计是要综合考虑轴承的使用，包括轴承的承载、安装位置、相对运动需求等。

3 变速器主要参数的选择与齿轮设计
表3.1长城哈弗H3基本参数
主减速比
最高时速
轮胎型号
发动机型号
最大扭矩
最大功率
最高转速
车长
排量

整备质量
4.782
190km/h
35/70R16
4G63S4M

170/3000
90kw
6000r/min

4650mm
2.0L
1720kg
3.1变速器各档传动比的确定
3.1.1主减速器传动比的确定
行驶速度与转速具有如下关系：
（3.1）
式中：
——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。
查表1.1：该车极速==190km/h；超速档就是最高档；发动机转速==6000（r/min）；轮滚动半径由所选用的轮胎规格235/70 R16 得到
= 235*0.7+16*25.4/2=367.7 (mm)
此次设计选择五档作为超速档，传动比为0.75.
传动比计算公式转换为：

3.1.2最低档传动比计算
选择最低档传动比时，要综合实际车型的基本参数，如爬坡度、附着系数、承载能力和车轮半径等进行参考。
设计以当时就按照汽车在最大爬坡度时的工况下进行，这个时候该车的全部动力用来推动汽车爬坡。
用公式表示如下：
（3.2）
式中：
G ——汽车满载重量(N)；
——滚动阻力系数 μ=0.01~0.02；
——发动机最大扭矩(N·m)；
——主减速器传动比；
——变速器传动比；
——传动效率（0.85~0.9）；
R ——车轮滚动半径；
——最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）
由公式（3.2）得：
（3.3）
已知：；；r=0.367m； N·m；；g=9.8m/s2；，整备质量是1720kg，满载质量得1720+65*5+10*5=2095kg；
把以上数据代入（3.3）式：

一档是产生最大动力输出，保证驱动轮不会打滑。用公式表示如下：

（3.4）
式中：
——驱动轮路面法向反力，；
——驱动轮与地面间附着系数；一般取0.5~0.6。
更具所选车型：前轴承载kg；取0.5，代入公式3-4：

所以，一档传动比的选择范围是：

故一档传动比为4.38。
3.1.3变速器各档速比的配置
按等比级数分配五个档传动比，即：

3.1.4中心距
三轴式变速器，中心距A就是输出轴与中间轴的位置差：

式中：
A ——变速器中心距（mm）；
——中心距系数；
——发动机最大扭矩1；
——一档传动比为4.38；
——变速器传动效率，取95%。
乘用车=8.9~9.3
（8.9~9.3）=（8.9-9.3）8.91=79.30~82.87mm
通常乘用车中心距为60～80mm。
初取A=80mm。
3.1.5变速器的外形尺寸
变速器的横向尺寸，有具体的齿轮布置和操作机构确定。
轿车五档变速器外形轴向尺寸为（3.0~3.4）A
mm
初选长度为270mm。
3.1.6齿轮参数的选择
1.模数
选取齿轮模数时一般要遵循如下原则：
①为了降低噪声，则应选用小模数，大齿宽；
②如果减轻质量，与前者反之；
③从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用同一种模数；
④模数的不同有利于提高强度；
⑤低挡齿轮选用大一些的模数，其他档位选用另一个相同模数。
乘用车，更主要的是降低工作噪声；对于货车，主要的减轻重量，故该参数可选得大些。

乘用车模数以该车排量作为主要参考，通过3.2可知，选取模数为，因为乘用车主要是降低噪声，所以前进档所有档均采用斜齿轮。
为了优化制造工艺上，变速器中的各个结合套的模数是一样的，取2~3.5之间。本设计取2.5。
2.压力角
压力角越小，则重合度更高，传动平顺性更好，噪声更小；反之，轮强度更高。

国家规定的标准压力角为20°，因此通常采用的压力角是20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等不同值，一般选用30°的压力角。为了加工方便，所以全部采用标准压力角20°。
3.螺旋角
螺旋角越大，齿轮啮合的重合度越高，所以工作更加平顺、噪声更低。 螺旋角在30°以内增大时，轮齿强度相应增大，如果还持续加大，接触强度随着上升，但弯曲强度会突降。
螺旋角选用范围：
乘用车变速器：
两轴式变速器为20--30度
中间轴式变速器为22--34度
货车变速器：18--26度
本次设计螺旋角初选30°.
要注意选择斜齿螺旋角，目的是抵消轴上的对称轴向力。所以，中间轴上的所有齿轮全部为右旋，其余轴的全部斜齿轮反过来，壳体就可以通过轴承盖承受它的轴向力。
4.齿宽
齿宽则是对变速器的大部分参数都有影响。
齿轮宽度直接关系齿轮的承载能力，b越大，承载能力越高。实践证明，齿宽持续增大，达到一定值后，载荷分配会变得很不均匀，却降低齿轮承载能力。所以，只要齿轮的强度达到要求，齿宽要适当选择小的，这样也可以让变速器的质量减轻，轴向尺寸也相应变小。
齿宽一般由齿轮模数来选定：
斜齿，取为6.0～8.5，本次取6.2
mm
5.齿顶高系数
齿顶高系数直接关系着齿轮的工作情况。齿顶高系数越小，齿轮重合度越小，而工作噪声变大；轮齿受的弯矩降低，轮齿的弯曲应力同样相应的变小。
由于齿轮加工精度提高，该系数一般取为1.00。如果齿轮啮合的重合度，齿根强度要求提高，可根据实际要去大于1。
本设计取为1.00。
3.1.7各档齿轮计算
中心距、螺旋角、模数等参数初步确定后，依据档数，传动比和布置开始对各档齿轮进行计算。

图3-1 五档变速器示意图
1.一档齿数及传动比的确定
一档传动比为：

确定一档齿数，求出中间轴齿轮的传动比，首先要求齿轮和，
——一档齿数和，
直齿
斜齿 （3.5）
对于乘用车，中间轴上一挡齿数可在范围内选取，本设计取，初选，，
代入公式（3.5）得到：

取整得46，则。
2.对中心距A进行修正

取整得mm，为标准中心矩。

3、常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定

而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即：
（3.6）
已知各参数如下：
；

代入式（3.6）得到：

取整：

所以一档传动比为：

4、二档齿数的确定
已知：

由式

——由上公式变形 （3.7） （3.8）

所以二档传动比为：

5、三档齿数的确定
已知：

由式子
——由上公式变形 （3.9）
（3.10）

解得：

所以三档传动比为：

6、五档齿数的确定
已知：

由式子
——由上公式变形 （3.11）
（3.12）

解得：

所以五档传动比为：

7、倒档齿数的确定
通常，倒档和一档的传动比相似，在本设计中倒档传动比取4.29。而中间轴倒档齿轮一般略小于一档主动齿轮齿数，取。
一般，倒档轴齿轮齿数为21~-23，这里=23。
由：

可计算出
中间轴、倒档轴的距离为：

二轴与倒档轴之间的距离确定：

取整75mm.

表3-4各档齿轮的参数

一档齿轮

二档齿轮

三档齿轮

五档齿轮

常啮合齿轮

倒档齿轮
齿轮号
9
10
7
8
5
6
3
4
1
2
中间轴齿轮12
倒档齿轮13
第二轴齿轮11
齿数
30
16
25
21
20
26
12
34
14
32
14
23
26
分度圆 直径
103.92
55.42
111.6
72.74
69.28
90.06
41.57
117.78
48.50
110.85
42
69
18
齿顶高
3
3
3
3
3
3
3
3
3
3
3
3
3
齿根高
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
全齿高
6.75
6.75
6.75
6.75
6.75
6.75
6.75
6.75
6.75
6.75
6.75
6.75
6.75
3.2齿轮设计与计算
3.2.1齿轮材料的选择原则
1、满足工作条件的要求
不同的工作条件，齿轮传动有不同的要求，所以材料的选择也有不同的要求。对于一般动力传输齿轮，所用材料必须保证很高的强度和耐磨性，并且齿轮表面硬度要求很高，齿芯又比较软。
2、选择材料配对
如果硬度≤350HBS，，要求成对齿轮使用寿命差不多，大齿轮要求比小齿轮硬度略低30～50HBS。大、小轮用不同材料，可以使抗胶合能力得到提升，。
3、加工工艺及热处理工艺
根据齿轮的大小有不同的工艺要求，大尺寸通常用铸钢、铸铁；略小尺寸，用锻钢。小尺寸，要求不高，用圆钢作毛坯。根据齿面的软硬程度不同也有不同的工艺，软齿面，一般用中碳合金钢，先热处理，后切齿；硬齿面，用低碳合金钢，先切齿，后进行表面淬火，得到齿面硬，轮芯韧，最后需进行磨齿。一般进行过渗氮处理，齿面不容易变形，不需要磨齿。
常啮合齿轮因其传递转矩大于其他轴的齿轮，且持续转动，磨损多，都选择硬齿面，小的齿轮20 GrMnTi渗碳处理之后再经过淬火。大的齿轮，用40 Gr调质后表面淬火。一档，受到的冲击载荷更大，要求抗弯强度高。一档所用齿轮与常啮合齿轮相似；其他档位小的用40 Gr调质后表面淬火，大的用45号钢调质后表面淬火。
3.2.2变速器齿轮强度校核
各轴的转矩：
一轴转距 N·mm
中间轴转距=388.57N·mm
二轴各档转距：
一档齿轮N·mm
二档齿轮N·mm
三档齿轮N·mm
五档齿轮N·mm
1、斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算
（3.13）
式中：
——圆周力（N），；
——计算载荷（N·mm）；
——节圆直径（mm）；
——法向模数（mm）;为斜齿轮螺旋角；
——应力集中系数，=1.50；
——齿面宽（mm）；
——法向齿距，；
——齿形系数，按当量齿数在齿形系数图3.2中查得；
——重合度影响系数，=2.0。

图3.2 齿型系数图
以上参数代入3-13得到：
（3.13）
负荷计算选用发动机对应输入轴的最大转矩 ，通常许用应力大于180小于350MPa，而用直齿的倒档齿轮为4 00～850MPa
1）一档齿轮校核
已知参数：
，=2.0
N·mm
N·mm
查齿形系数图得：y=0.163
查齿形系数图得：y=0.156
代入公式得
MPa
MPa
，小于350Mpa，所以合格。
2）常啮合齿轮弯曲强度校核
已知参数：
；
N·mm,N·mm
查齿形系数图得：y=0.132
查齿形系数图得：y=0.146

代入公式（1.2）得
MPa
MPa
，符合180~350Mpa，故合格。
3）二档齿轮弯曲强度校核
已知参数：
，
N·mm,N·mm
查齿形系数图得：y=0.154
查齿形系数图得：y=0.151
代入公式得
MPa
MPa
，满足180~350Mpa，故合格。

4）三档齿轮弯曲强度校核
已知参数：
，
N·mm,N·mm
查齿形系数图得：y=0.154
查齿形系数图得：y=0.151；
代入公式得
MPa
MPa
，满足180~350Mpa，于是合格。
5）四档齿轮弯曲强度校核
已知参数：
，；
N·mm,N·mm
查齿形系数图得：y=0.131
查齿形系数图得：y=0..138
代入公式得

，满足180~350Mpa，故合格。
2、直齿齿轮轮齿弯曲强度计算
本设计中仅倒档为直齿轮传

式中：
——弯曲应力；
——圆周力（N），；
——应力集中系数，为1.5；
——计算载荷（N·mm）；
——节圆直径（mm）；
——摩擦力影响系数
——齿宽（mm）；
——端面齿数（mm），，为模数；
——齿形系数；
整理得：
（3.14）
已知参数：
，主动齿轮为1.1，从动齿轮为0.9；
N·mm
查齿形系数图3.2得：；
代入公式得

在400-850范围内，所以合格。
3、斜齿轮齿轮接触应力
（3.15）
式中： ——轮齿接触应力（）；
F ——齿面上的法向力（N），；
F1 ——圆周力，；
Tg ————计算载荷（N·mm）；
——节圆直径（mm）；
——节点处压力角；
——齿轮螺旋角；
E ——齿轮材料的弹性模量（）；
——齿轮接触宽度（mm）；
，——曲率半径（mm），
直齿，斜齿，；
——节圆半径（mm）。
作用载荷就是第一轴上的载荷，许用接触应力见下表3-5：
表3-5变速器的许用接触应力
齿轮

渗碳齿轮
液体渗氮共渗齿轮
一档、倒档
1900——2000
950——1000
常啮合、高档
1300——1400
650——700

1）一档齿轮接触应力校核
已知条件：
，
N·mm,N·mm
,N
mm

将已知数据代入公式3.15得：

，都小于，所以合格。
（2）常啮合齿轮接触应力校核
已知条件：
，
N·mm,N·mm

N,N
mm
将已知数据代入公式3.15得到：

，都小于1300MPa，所以合格。
3）二档齿轮
已知条件：
，
N·mm,N·mm

N
N
mm
将已知数据代入公式2.2得到：

，都小于1300——1400 ，所以合格。
4）三档齿轮
已知条件：
，
N·m,N·m

N
N
mm

将已知数据代入公式得到：

，小于1300-1400 , 所以合格。
5）四档齿轮
已知条件：
，
N·m，N·m

N
N
mm

将已知数据代入公式3.15得到：

，都小于1300——1400 ，所以合格。
4、直齿倒档齿轮接触应力校核
已知条件：

N·m
将已知数据代入公式3.15得到：
N
N
N
mm

，,,均小于1900--2000 ，所以满足设计要求。
3.3轴的结构和尺寸设计
轴是用来传递扭距的关键部件，它也关系着整个变速器的使用寿命，变速器运转时，变速器的轴要承受转矩和弯矩。所以轴要具有很高的刚度和强度以满足要求。如果刚度不足，轴会由于弯曲作用而变形， 直接影响齿轮能否正确啮合。
3.3.1轴的工艺要求
输出轴轴颈一般作为轴承滚道，必须有足够的硬度，满足HRC58～63范围内。
如果轴选用高频或渗碳钢，螺纹部分不要淬硬，防止过脆产生裂纹。
如果轴有阶梯形式，尽量使工艺简单，阶梯少。
综合考虑轴选用材料为20 CrMnTi。
3.3.2初选轴的直径
变速器的中心距明确，输出与中间两轴中部直径为0.45*A，
最大直径：输出轴，中间轴，。
输入轴花键部分直径d：
（3.16）
式中：
K ——经验系数；
——发动机转距（N·mm）。
1）第二轴和中间轴中部直径
=(0.45~0.6)mm
选取d=40mm
的取值：
2）中间轴长度初选：

3)第二轴长度初选：

4)第一轴长度初选：K=4.0-4.6

mm

5）轴最小直径的确定
对实心轴，其强度条件为：
（3.17）
式中：
——轴传递的转矩N·mm，=102N·m；
——轴的抗扭截面模量(mm3)；
——轴传递的功率（kw），=60kw；
——轴的转速，=3000；
——许用扭转剪应力（）：
表3-6 轴常用集中材料的及A值
轴的材料
Q235-A，20
Q237，35
（1C,18Ni9Ti）
45
40Cr,35SiMn,38SiMnMo,
3Cr12,20CrMnTi
/
15--25
20--35
25--45
35--55
A值
149-126
135-112
126-103
112-97
由式3.17得到轴直径的计算公式：
（3.18）
中间轴为合金钢，通过表3.6查得A为100；P为90kw；。
代入式（3.18）得取为35mm。

3.4轴的强度校核
轴的受力如图3-3所示：

图3.3变速器受力图
3.4.1轴的刚度验算
轴的尺寸已经初步确定，轴刚度和强度便可以开始验算。为了得到输入轴的支点反力，需要先求输出轴的支点反力。档位的不同，受力情况完全不同，故必须进行所有档位的验算。验算时，轴可以作为铰接支承的梁。输入轴上受到的转矩取。
轴的挠度和转角的计算，按《材料力学》的相关公式计算。只需对齿轮不同位置处轴的挠度和转角计算。轴的受力如图3-3所。
轴在垂直面内，水平面内，转角为δ，
（3.19）
（3.20）
（3.21）
式中：
——径向力（N）；
——圆周力（N）；
——弹性模量（），=2.1×105 ；
——惯性矩（mm4），对于实心轴，；
——直径（mm），花键处取平均值；
、为齿轮到支点处、的长度（mm）；
——支座间的距离（mm）。
轴的全挠度为mm。
轴的挠度为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。转角小于0.002rad。

图3.4变速器的挠度和转角
1）变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度
第一轴轴上受力分析
N
N
N
中间轴轴上受力分析
N
N
N
N
N
N
第二轴轴上受力分析
N
N
N
二轴轴刚度校核：
将各已知参数代入公式3.19得到：

N,mm,mm,mm,mm

各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：

mm
mm
rad
所以变速器第二轴在一档工作时满足刚度要求。
中间轴一档处轴刚度校核：
各已知参数代入公式（3.19）得到：

N,mm,mm,mm,mm

各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：
mm

所以变速器中间轴在一档工作时满足刚度要求。
中间轴常啮合齿处轴刚度校核：
各已知参数代入公式（3.19）得到：

N,mm,mm,mm,mm
mm
各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：
mm
mm
rad
所以变速器在一档时中间轴符合刚度要求。
（2）变速器在二档工作时二轴和中间轴的刚度
第一轴轴上受力分析：
N
N
N
中间轴轴上受力分析：
N
N
N
N
N
N
第二轴轴上受力分析：
N
N
N
二轴轴刚度校核：
各已知参数代入公式（3.19）得到：

N, mm, mm, mm, mm
mm
各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：
mm
mm
mm
rad
所以变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。
中间轴二档处轴刚度校核：
各已知参数代入公式（3.19）得到：

N,mm,mm,mm,mm,
mm
各已知参数代入公式（3.20），（3.21）得到：
mm
0.1067在mm
在