哈佛H6变速箱设计-前置四驱轿车三轴六挡手动变速器含16张CAD图

哈佛H6变速箱设计-前置四驱轿车三轴六挡手动变速器含16张CAD图,哈佛,H6,变速箱,设计,前置,轿车,三轴六挡,手动,变速器,16,CAD 目录 1 绪论 1 1.1 选题的目的与意义以及国内外研究现状 1 1.2 变速器的功用和要求 2 2 变速器传动机构布置方案的确定 2 2.1 固定轴式变速器 2 2.2 倒挡传动方案 3 2.3 齿轮形式的选择 3 2.4 换挡机构型式 4 2.5 轴承形式的选择 4 3 变速器主要参数的选择 4 3.1挡数和传动比 5 3. 2 中心距 6 3. 3 轴向尺寸 6 3. 4 齿轮参数 7 3. 4 .1齿轮模数 7 3. 4 .2 压力角 8 3. 4 .3螺旋角 8 3. 4 .4齿宽 8 3. 4 .5 齿轮变位系数的选择 9 3. 4 .6齿顶高系数 10 3.5各挡传动比及其齿轮齿数的确定 10 3.6齿轮材料的选择与强度校核 14 3.6.1齿轮的损坏形式与材料的选择 14 3.6.2齿轮材料的选择 15 3.6.3齿轮的强度计算 15 3.7轴的设计计算 21 3.7.1轴的结构与尺寸设计 21 3.7.2 轴的刚度验算 23 3.7.3轴的强度计算 29 3.8轴承的选择与校核 31 3. 8 .1轴承的选择 31 3.8.2轴承的校核 32 结论 37 致谢 37  哈弗H6变速器设计 摘要 变速器是汽车上很重要的一部分，变速器可以改变发动机的转矩和转速，使汽车在任意时间都获得最合适的牵引力和速度。变速器也可以通过倒档改变汽车的行驶方向以满足倒车的行驶要求。变速器在近年有了飞速发展，涌现出许多先进的变速器如液力自动变速器（AT）、电控机械式自动变速器（AMT）、双离合式自动变速器（DCT）、机械无级式变速器（CVT）。虽然现在自动变速器很流行，但是从市场的需求来说，手动变速器仍然是必不可少的存在。变速器按照不同的分类方法可以分为两轴式，三轴式变速器；手动变速器，自动变速器。本设计课题是对哈弗h6三轴六挡手动变速器进行设计，通过根据车型的具体参数进行齿轮的设计并进行校核，轴的设计并进行校核；轴承的设计并进行校核。 关键词：齿轮，三轴六档变速器，轴，轴承； Abstract The transmission is an essential part of the car, the transmission can change the torque and speed of engine, so that the car at any time to get the most appropriate traction and speed. The transmission can also change the direction of the car by reverse to meet the reversing travel requirements. In recent years, transmissions have developed rapidly, with many advanced transmissions such as hydraulic automatic transmission (AT), electronic control mechanical automatic transmission (AMT), dual clutch automatic transmission (DCT), mechanical continuously variable transmission (CVT). Although the automatic transmission is very popular now, but from the market demand, the manual transmission is still essential to exist. Transmission can be divided into different types by using different classification methods. They are two-axis, three-axis transmission; manual transmission, automatic transmission. The project of my design is the Haver h6 three-axis six-speed manual transmission design. From the specific parameters of the vehicle ,I design the gear and shaft then check ; bearing selection and check. Key words: gear, three - six - speed transmission, shaft, bearing IV 1 绪论 1.1 选题的目的与意义以及国内外研究现状 我选择研究变速器，变速器的主要功能是改变发动机的转矩和转速，使汽车在任何工况都获得最合适的牵引力和速度。汽车在行驶的过程中难免会遇到各种因素的影响，比如不平的道路，多变的交通，还有一些人为因素，这些都会通过车轮反映到汽车上，驱使汽车速度还有牵引力变化。因此这就需要用变速器改变发动机的速度来适应外界的变化。倒车这也是汽车行驶必不可少的功能，变速器还可以通过倒档改变汽车的行驶方向以满足倒车的行驶要求。衡量变速器好坏的2个要素是经济性和方便性。从手动变速器到液力自动变速器再到电子控制机械式自动变速器，双离合自动变速器等等，人们通过不断地努力，实验发明出越来越好的变速器来满足人们对高舒高动力适行驶的要求。 国外早在20世纪40年代就已经开始进行自动变速器的研究了，到了90年代，采用电子技术，使变速器有了飞速发展。现在我国生产的汽车也普及了自动变速器。特别是近几年政府投入加大，中国在变速器的研究上取得了很大的进步。现在汽车的设计方法不再是依据经验公式而是开发软件和数据库。因为传统的经验公式较为固定，不能根据参数的变化而变化，满足不了人们对高舒适高动力性汽车的要求。现在的主流变速器主要是手动变速器、液力式自动变速器、电子控制机械式自动变速器、双离合自动变速器、机械无级变速器。 手动变速器(MT):手动变速器由三部分组成，分别是传动机构、壳体、换挡机构。可以根据前进档数和轴是否旋转进行不同的分类。其中根据前进挡数的不同可以分为四档，五档，多档变速器。根据轴的旋转与否可以分为固定轴式变速器和旋转轴式变速器，其中固定轴式变速器中齿轮所在的轴线固定不动，旋转轴式变速器与之相反。固定轴式变速器又可以分为四类，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。手动变速器工艺较成熟，成本低，结构简单，可靠性高。在现在的汽车市场中，手动变速器还是有一席之地的。 液力自动变速器（AT）：液力自动变速器通常由液力变矩器和旋转轴式变速器串联组成。早期液力自动变速器的应用范围较窄，因为它的传动效率低，油耗高，价格贵。20世纪70年代后，随着汽车行业与科技的发展，自动变速器有了跨越式的发展。20世纪90年代后，AT已经发展为机电液一体的自动变速器，应用范围得到了更大的提高。20世纪末，美国城市客车全部应用AT。 电子控制机械式自动变速器(AMT): AMT结构相对简单，重量轻。相对AT，AMT移除了离合器踏板。 机械无级变速器（CVT）:机械无级变速器通的主要组成部件为滑轮和钢带。CVT可以使传动比可以任意变化。这样汽车可以进行平稳换挡，也可以降低油耗，改善燃油经济性。除此之外，CVT不需要切断动力，舒适性更好，超车加速性好。 双离合自动变速器（DCT）：DCT由湿式多片离合器，齿轮变速器，自动换挡机构，电控液压系统组成。装有DCT的汽车换挡更时间非常短，但是成本相对而言比较高。 虽然现在自动变速器很流行，但是从市场的需求来说，手动变速器仍然是必不可少的存在。手动变速器成本低，制造工艺熟练，可靠性高，我研究6档手动变速器。 1.2 变速器的功用和要求 变速器主要是作用的根据驾驶员的需求改变扭矩还有转速以使汽车达到最合适的行驶工况。变速器还提供了空档和倒档。变速器可以功率的输出。 对于变速器提出的要求如下： 1选择合适合理的传动比和档数来提高汽车的燃油经济性和动力性。 2 变速器工作可靠，在变速器工作的过程中不会产生脱档。 3操纵轻便，换挡轻松并且在换挡过程中的冲击小 4质量轻，体积小，成本低 5 传动效率高。通过合理的进行润滑或者提高齿轮的精度来提高传动效率。 6 噪声小。选择合理的齿轮类型，合适的加工工艺可减小噪声。 7 使用寿命长，制造方便 8 设置动力输出装置 2 变速器传动机构布置方案的确定 2.1 固定轴式变速器 固定轴式变速器中两轴式变速器和中间轴式变速器应用较为广泛。 两轴式变速器具有结构简单，结构尺寸小等优点。由于两轴式变速器档位的传递都是通过一对齿轮传递动力，因此两轴式变速器的传动效率较高，噪声较低。但是两轴式变速器和中间轴式变速器相比存在一定的缺陷。两轴式变速器没有直接档，高档工作时工作噪声大。另外考虑到变速器箱体在汽车中所占空间的大小不能很大，两轴式变速器的一档速比不能设计的很大以满足变速器箱体的尺寸要求。另外两轴式变速器和中间轴式变速器相比，两轴式变速器的输入轴和输出轴转动方向相反，而中间轴式变速器的输入轴和输出轴的转动方向相同。[1] 中间轴式变速器在发动机前置前驱或后置后驱的汽车上应用广泛。变速器第一轴左端安装在飞轮上，轴上的花键处装离合器，第二轴和万向节相连接传动系统。与两轴式变速器相比，中间轴式变速器传动效率高，噪声低。特别是在直接档位，变速器的齿轮和轴承还有中间轴均不承受载荷。所以一般来说中间轴式变速器比两轴式变速器的使用寿命长。另外中间轴式变速器通过2对齿轮传递动力，和2轴式变速器相比，大大的减小了变速器箱体的尺寸，一档也可以有更大的传动比。但是中间轴式变速器也有不足之处，除直接档的其他各个挡位传动效率相对偏低。 图2-1 中间轴式六挡变速器传动方案 由于哈弗h6是前置四驱轿车，我采用中间轴式变速器布置方案。由于当变速器处于一挡或倒挡工作时，传动比会很大，齿轮上的作用力也会很大，因此中间轴式变速器的低挡与倒挡应该设计在靠近轴的支承处附近，这样轴的受力变形会大大减小，保证变速器正常工作。然后其他各个档位的齿轮依次装配在轴上，这样既提高了变速器的使用寿命，保证了变速器的正常工作，又可以方便变速器齿轮的装配。 我采用图2-1b的方案。 2.2 倒挡传动方案 下面7种设计是一些常见的换挡方案。 方案b倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，减小了中间轴的长度，但是换挡时需要2对齿轮啮合，增加了换挡的难度。 方案c倒档时可以有很大的传动比但是换挡顺序不好。 方案d在方案c的基础上进行了改善。 方案e将一档和倒档齿轮做成一体。 方案f全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档方便。 方案g 一档和倒档各需要一跟拨叉，使变速器的操纵机构变得复杂。 结合本设计，采用图2-6f所示的传动方案。 图2-2 变速器倒挡传动方案 2.3 齿轮形式的选择 本设计中一档和倒档采用直齿圆柱齿轮。其他各个挡位齿轮采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮具有制造简便，没有轴向力等有点。但是与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有更大的重合度，并且寿命长，工作时噪声相对较低。通常在现代的变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。在低挡和倒挡时用直齿轮。在本设计中，除一挡和倒档外，均采用斜齿轮传动。 2.4 换挡机构型式 换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换挡结构简单，但换挡时齿齿轮受到很大冲击，损坏快、容易脱挡、噪声大。在变速器中很少采用支持滑动齿轮换挡。 采用同步器换挡时换挡平稳，噪声低，并且缩短了换挡时间。但是同步器结构较复杂，难于制造。目前，同步器在变速器中应用广泛。 通过啮合套进行换挡，换挡路程短，齿轮不参加换挡，但换挡冲击很大。目前通常在重型货车变速器上使用。。 本设计换挡机构采用锁环式同步器.。 2.5 轴承形式的选择 轴承的主要用途是支撑轴，减小摩擦。轴承根据摩擦类型的不同分为滑动轴承和滚动轴承，其中滚动轴承根据类型的不同又分为圆锥滚子轴承，深沟球轴承，角接触球轴承，滚针轴承等。滚动轴承和滑动轴承相比，滚动轴承有以下优点。 1摩擦系数小，效率高 2轴向宽度较小。 3润滑简单 根据轴受到的轴向力和径向力，本设计中采用深沟球轴承和圆锥滚子轴承。 3 变速器主要参数的选择 长/宽/高：4640/1825/1690(mm) 发动机最大功率为110KW / 5600r/min；最大扭矩为210 N.m / 2200-4500r/min 最高车速：180km/h 轴距：2680mm；前/后轮距：1565/1565 mm 轮胎规格：225/65R17 整车整备质量：1588kg；座位数：5个 驱动桥速比：4.222 其他相关参数可参考哈弗H6 2016款1.5T MT车型 3.1挡数和传动比 变速器的档位数一般在3~20之间，6挡以下。随着档位数的增多，汽车的动力性和燃油经济性都会得到相应的提高。档位增加意味着需要更多的换挡拨叉，使换挡机构变得复杂，也增加了成本。近年来，随着环保越来越被重视，变速器有档位数增多的趋势，我设计的哈弗h6变速器是六挡手动变速器。 选择最低挡传动比时，应考虑汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速，主减速比和驱动轮的滚动半径，汽车传动系的传动效率等因素。 当汽车爬陡坡时车速不高时，空气阻力可忽略，最大驱动力等于滚动阻力及爬坡阻力之和。[2] (3.1) (3.2) 其中 m----汽车总质量(kg)； g----重力加速度(m/s)； ψmax----道路最大阻力系数； rr----驱动轮的滚动半径(m)； Temax----发动机最大转矩(N.m)； i0----主减速比； η----汽车传动系的传动效率。 由已知数据，满载质量=整车整备质量+驾驶员及乘客质量+行李质量 其中整车整备质量为1588 预估乘客质量为70kg一人，一共5人，行李质量预估为50kg 因此满载质量为1988kg 根据产品手册可知设计车型的轮胎为225/65 R17轮胎，滚动半径rr =225×65%+17×25.4÷2=0.362m ψmax =0.5 ,i0 =4.222, η=0.96 由公式1.2得 ig≥4.143 又由驱动车轮与路面的附着条件： (3.3) 由上式可知变速器一档的限制条件： (3.4) 其中，G2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。 由已知条件：m=1988kg； rr=0.362m； Te max=210Nm； i0=4.222； η=0.96； φ=0.6 由式1.4可得 ig1≤4.972 取直接档传动比ig6=1 传动比的计算公式为[2]： (3.5) 其中igmax =1 igmin =4.5 根据式1-5 ，得q=0.740 因此 ig2 =3.331 ig3 =2.466 ig4 =1.825 ig5 =1.351 ig6 =1 3. 2 中心距 中心距越小，齿轮接触应力越大，相应地齿轮的寿命越短。因此根据齿轮的接触强度确定最小中心距。从轴承的布置方便和轴承之间的距离影响壳体强度方面考虑，中心距应该取大一些。初选中心距可以根据经验公式进行设计。[1] A= (3.6) 其中， K A为中心距系数。乘用车，K A =8.9~9.3；对商用车，K A =8.6~9.6；多挡变速器:K A =9.5~11；取k=10 η为变速器的传动效率 Te max 为发动机的最大转矩. 由1.6可得初始中心距A=96.81mm。 3. 3 轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响轴向尺寸的因素主要由档数，换挡机构形式和齿轮形式。 乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为（3.0-3.4）A 商用车变速器壳体的轴向尺寸可以参考以下数据： 四挡(2.2-2.7)A 五挡(2.7-3.0)A 六档（3.2-3.5）A 其中如果变速器中的档数和同步器较多，中心距系数应取所在范围内的最大值。为了更利于检测，A最好取整数。 取中心距系数为3.5于是L=3.5×97=339mm 3. 4 齿轮参数 3. 4 .1齿轮模数 用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。此外，乘用车变速器模数取值范围为2.25-3.00 对于高档位 (3.7) 对于低档位 mm (3.8) 一轴常啮合齿轮模数 六档 其中=201.6Nm =2.79 根据汽车设计表3-2 取2.75 一档直齿轮模数 其中= 为传动比取4.5 为传动效率取0.96 =3,19 根据汽车设计表3-2 得=3 二档齿轮模数 =2.89 根据汽车设计表3-2 得=3 三档齿轮模数 =2.61根据汽车设计表3-2 得=2.5 四档齿轮模数 =3.37根据汽车设计表3-2 得=3 五档齿轮模数 =3.01根据汽车设计表3-2 得=2.75 倒档m和1档接近 本次设计m取3 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都取相同，轿车和轻型货车取2~3.5。本设计取2.5。 3. 4 .2 压力角 压力角较小时，重合度增大，轮齿刚度减小，可以减小齿轮啮合时的动载荷，传动会更加平稳，也减小了噪声。压力角较大时，齿轮的抗弯强度和接触强度会提高。其中直齿轮的压力角为28度时齿轮强度达到最大值，超过28度强度的基本不变，斜齿轮的压力角为25度时齿轮强度最大，超过25度强度基本不变。所以就乘用车而言，压力角应取小压力角，对于商用车，压力角应取大一些。本设计取所有齿轮压力角为20度。 3. 4 .3螺旋角 斜齿轮的螺旋角影响着齿轮的噪声，强度，轴向力。当螺旋角较大时，齿轮的重合度增加，齿轮工作更加平稳，噪声更低，齿轮强度也会增加。但是当齿轮螺旋角大于30度时，齿轮的抗弯强度会急剧下降，接触强度会上升。所以如果想提高齿轮的抗弯强度，一般螺旋角选15度到25度；如果增加齿轮的接触强度和重合度，螺旋角应该取大一些。另外斜齿轮在工作时会产生轴向力，这些轴向力会作用到轴承上。因此在中间轴上斜齿轮的设计上，应该使不同档位的螺旋角旋向相反。这样轴向力可以抵消。但是，如果中间轴上的轴向力不大时，可以将齿轮的螺旋角的旋向设计成一致的，这样就简化了工艺。一档和倒档时，中间轴轴上的轴向力不能抵消。但一档和倒档的使用频率很小，所以是允许的，并且此时第二轴上没有轴向力。中间轴式乘用车的螺旋角一般取22度到34度。 3. 4 .4齿宽 齿宽影响着变速器的轴向尺寸，质量，齿轮强度等因素。齿宽小可以减小变速箱的长度，但会造成传动不平稳，齿轮工作应力增加等影响。而宽的齿宽不但会使变速器的长度增加，而且会使齿轮受力不均，造成齿轮的承载能力下降等影响。对于齿宽的大小，通常根据下式来选。 直齿 b=(4.5~8.0)m，mm (3.9) 斜齿 b=(6.0~8.5)m，mm (3.10) 对于第一轴，齿宽可以去大一些以降低接触应力。对于模数相同的档位，低档位的齿轮齿宽可以取大一些。 3. 4 .5 齿轮变位系数的选择 齿轮的变位是变速器齿轮的设计中必不可少的环节。通过齿轮的变位不但可以避免齿轮产生根切现象还可以用来配凑中心距，另外可以提高齿轮的强度，使齿轮的工作更加平稳，耐磨、有更高的抗胶合能力，降低齿轮的噪声。 变位齿轮主要有两种类型：齿轮的高度变位和角度变位。对于高度变位齿轮副，齿轮副的总变位系数的为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使小齿轮的齿根强度达到和大齿轮强度相接近。但是高度变位齿轮副有不足之处:高度变位不能同时增加一对齿轮的强度，降低噪声的能力也不是很强。对于角度变位，它的齿轮副总变位系数之不等于零。角度变位继承了高度变位的优点，又避免了其缺点。 变速器是由几对齿轮副安装在轴上构成的。各个档位的齿轮副总齿数不一样，会造成各个挡位的中心距不一样。为保证各对齿轮有用样的中心距，需要对齿轮进行变位。当对齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，应该在同时进行对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得更好的啮合性能并且更容易达到传动质量指标，因此角度变位在齿轮的设计中采用的较多。另外对斜齿轮传动，可以选择合适的螺旋角来满足各个挡位中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作时，还承受冲击负荷。对于高挡位齿轮，齿轮主要损坏状况主要是是齿面疲劳剥落，因此应该选择合适的变位系数来保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损。为提高接触强度，应使总变位系数取的大一些，这样两齿轮的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。对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。因此小齿轮的变位系数应大于0。如果设计小齿轮时，小齿轮齿数取的很小会发生根切现象。此时小齿轮的抗弯强度会下降，重合度也会减小进而提高噪声。 总变位系数越小，齿轮的总厚度越薄，抗弯强度越低。但是小的变位系数有利于降低轮齿的刚度，使齿轮更加容易吸收冲击振动，降低齿轮工作时产生的噪声。另外，小的总变位系数还可以使齿形的重合度增加，利于降低噪声。此外高的重合度会使齿轮工作时齿轮间力的作用点接近齿根，弯曲力矩减小，进而提高齿根强度。[1] 3. 4 .6齿顶高系数 齿顶高系数主要影响齿轮的重合度，噪声，齿轮强度等。小的齿顶高系数会使齿轮的重合度降低，导致齿轮工作时产生更大的噪声，但此时齿轮的弯矩会减小，抗弯强度会增加。随着加工工艺精度的提高，现在一般齿轮采用细高齿轮（包括中国），齿顶高系数一般规定为1.00。 3.5各挡传动比及其齿轮齿数的确定 在初选中心距、齿轮的模数和螺旋角以后，可根据已经设计过的变速器档位数、传动比和结构方案来合理分配各个档位齿轮的齿数。 1确定一档齿轮的齿数 一档传动比 ’ ’ (3.11) (3.12) 其中A=96.81 m=3 乘用车中间轴式变速器一档传动比可取=3.5-3.8 时中间轴上一档齿轮可取=15-17 =4.5 得 =65 取=15 则=50 2对中心距进行修正 因为计算完齿数和以后，齿数取整之后使得中心距发生了变化，因此要对中心距进行修正。根据式1.12对中心距进行修正 得A=97.5 取整A=98 3对啮合角进行修正 4对齿轮进行变位 总变位系数 Inva'=0.019817+0.000237=0.00199 Inva=0.0149 查根据机械设计手册表8.24进行变位置[4] 变位系数图8.24 5 确定常啮合传动齿轮副的齿数 (3.13) (3.14) 将A=98 =50 =15 =4.5 初选β=30 m=2,75代入求解式1.13 1.14得=26 =36 对一档传动比进行修正得 (3.15) 得=4.61 合格 对螺旋角β进行修正得 对一档齿轮进行变位 查机械设计手册表得 6 确定其他各个档位的齿数 二档齿轮齿数的确定 初选二档螺旋角β=22 (3.16) (3.17) 其中A=98 m=3 β=22 =26 =36 =3.331联立式1.16 1.17得 对传动比进行修正 得=3.308 合格 对螺旋角β进行修正得 轴向力平衡 从抵消或减少中间轴上的轴向力出发 1.968-1.48=0.488<0.5 当上两式之差小于0.5时可认为轴向力平衡 轴向力平衡 合格 对二档齿轮进行变位 查机械设计手册表得 三四五档齿轮齿数确定的方法和二挡相同 5确定倒挡齿轮的齿数 倒档齿轮（惰轮Z15）一般为21~23，取Z15=22 Z14的齿数通常比一档中间轴齿轮齿数略小取z14=14 并且为了保证倒档齿轮与二轴齿轮啮合时不产生运动干涉，齿轮13和齿轮14的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，于是 (3.18) (3.19) (3.20) 其中=1 m=3 =14根据式1.18 1.19 1.20 得=47 第二轴和倒挡轴之间的距离 其中m=3=47 Z15=22得A=103.5 取104 中间轴和倒挡轴之间的距离其中m=3=14 Z15=22得A=54 对齿轮14 15进行变位 查机械设计手册表得 对齿轮13 15进行变位 取整A=104 Inva=0.0149 Inva'=0.01777+（0.0017996-0.017777）=0.0180 查机械设计手册表得 综上所述 倒挡齿轮变位为 经计算各个档位齿轮参数如下表 模数 b 变位系数 齿根圆直径 齿顶圆直径 分度圆半径 齿数 螺旋角 压力角 传动比 一档 Z11 3 6 18 0.146 144.14 155.96 75.38 50 0 20 4.61 Z12 3 6 18 0.3 39.54 51.37 22.62 15 0 20 二档 Z9 3 6 18 -0.12 129.94 143.43 69.08 43 20.99 20 3.308 Z10 3 6 18 0.12 51.06 64.55 28.92 18 20.99 20 三档 Z7 2．5 6 15 -0.1 118.47 130.17 62.61 46 23.31 20 2.450 Z8 2．5 6 15 0.1 65.03 75.83 35.39 26 23.31 20 四档 Z5 3 6 18 -0.03 103.84 117.34 55.76 33 27.41 20 1.828 Z6 3 6 18 0.03 77.16 90.66 42.24 25 27.41 20 五档 Z3 2.75 6 16.5 0.01 89.62 102.00 48.22 31 27.88 20 1.341 Z4 2.75 6 16.5 -0.01 92.63 105.01 49.78 32 27.88 20 六档 Z1 2.75 6 16.5 0.05 75.60 87.98 41.10 26 29.55 20 1 Z2 2.75 6 16.5 -0.05 106.65 119.03 56.90 36 29.55 20 倒档 Z13 3 8 24 0.1 134.78 148.66 70.84 47 0 20 4.65 Z14 3 8 24 0.1 35.1 48.02 21 14 0 20 Z15 3 8 24 0.0045 58.53 72.40 33 22 0 20 3.6齿轮材料的选择与强度校核 3.6.1齿轮的损坏形式与材料的选择 变速器齿轮的损坏形式主要分四种情况：轮齿折断，齿面疲劳剥落（点蚀），移动换挡齿轮端部破坏，齿面胶合。[7] 齿轮折断主要是由于齿轮在重复载荷的作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹在载荷不断作用的情况下扩展的越来越大，弯曲折断。 在齿轮工作时，由于齿面的相互挤压使得存在于齿面细小裂缝中的润滑油油压提高，导致裂缝扩展，齿面上出现块状剥落而成的麻点，这就是齿面点蚀。由于齿面点蚀的存在，齿形误差越来越大，最后使齿轮折断。 当采用移动齿轮换挡时，由于换挡时两个啮合的齿轮转速不一样，齿轮端部会产生冲击载荷，使齿轮损坏。 在齿轮工作时，一对啮合齿轮之间高温，齿面相对滑动大的地方的润滑油膜会被破坏，这时，这对齿轮会直接接触，齿面相互融合粘连，齿面沿滑动方向产生划痕，这就是齿面胶合。 在变速器中，齿面胶合损坏的情况很少。 3.6.2齿轮材料的选择 齿轮材料的选择基本要满足以下三个条件 （1）满足工作条件的要求 （2）合理选择材料配对 （3）考虑加工工艺及热处理工艺 不同用途的汽车变速器齿轮使用条件相似，齿轮所采用的材料，热处理，加工，精度级别，支撑方式基本一致。本设计汽车齿轮材料采用40Cr，加工工艺为剃齿或磨齿精加工。 齿面进行渗碳淬火，齿轮精度大于等于7级。 3.6.3齿轮的强度计算 （1）齿轮弯曲强度的计算 对于直齿轮弯曲应力 (3.21) 其中，----弯曲应力（MPa）； ----一圆周力（N）， ----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）； t----端面齿距（mm）；t=πm ，m为模数 y----齿形系数；可查下图 齿形系数图 通过齿形系数图可知各个档位的齿形系数如下 一档y11=0.162 y12=0.147 倒挡 y13=0.157 y15=0.13 y14=0.140 四挡y5=0.139 y6=0.136 五档 y3=0.141 y4=0.140 六档y1=0.135 y2=0.130 各个档位计算载荷计算如下： 一轴计算载荷 中间轴计算载荷 一档齿轮 二档齿轮 三挡齿轮 四挡齿轮 五档齿轮 中间轴到倒挡 倒挡到第二轴 对一档直齿轮弯曲应力进行校核 将有关参数带入1.21得 当计算载荷作用在第一轴上的最大转矩时，一档齿轮和倒挡齿轮的许用应力为400-850MPa 所以一档的弯曲应力合格 对倒挡齿轮弯曲应力进行校核 倒挡齿轮弯曲应力合格 对于斜齿轮弯曲应力 （3.22） 其中： ——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，可按当量齿数在齿形系数图中查得； ——重合度影响系数，=2.0。 对常啮合档齿轮进行校核 将有关参数代入公式1.22得 当计算载荷作用在第一轴上的最大转矩时，乘用车常啮合齿轮和高档齿轮许用应力取值范围为180-350MPa 所以常啮合档的弯曲应力合格 对五档齿轮进行校核 合格 对四挡齿轮进行校核 合格 （2）轮齿接触应力 （3.23） 其中， ----齿轮的接触应力（MPa）； F----齿面上的法向力（N），； ----圆周力（N）， ； ----节点处的压力角（°） 取20°； ----齿轮螺旋角（°）； E----齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取； b----齿宽 ----主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）； 直齿轮 （3.24） （3.25） 其中 为主动齿轮节圆半径 为从动齿轮节圆半径 斜齿轮 （3.26） （3.27） 对一档直齿轮进行校核 当将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表： 齿轮 MPa 渗碳齿轮 液体渗氮共渗齿轮 一档和倒档 1900——2000 950——1000 常啮合齿轮和高档 1300——1400 650——700 当作用在一轴上载荷时，各个档位计算载荷如下： 一轴计算载荷 中间轴计算载荷 一档齿轮 二档齿轮 三挡齿轮 四挡齿轮 五档齿轮 中间轴到倒挡 倒挡到第二轴 经计算其他各个档位接触应力如下表 齿轮 接触应力/MPa 齿轮 接触应力/MPa Z1 常啮合齿轮 694.34 Z13 倒档齿轮 1040.36 Z2 673.61 Z14 1472.87 Z3 五档齿轮 706.26 Z15 1428.53 Z4 727.91 Z5 四档齿轮 750.23 Z6 773,.63 各齿轮的接触应力表 倒挡齿轮接触应力小于1900MPa 常啮合档接触应力小于1300MPa 符合要求 3.7轴的设计计算 3.7.1轴的结构与尺寸设计 根据经验公式初选第一轴花键部分直径 （3.28） 将已知参数代入K=4.0-4.6 =210Nm 得d=23.78-27.34mm 取d=25mm 第二轴和中间轴中部直径可按下式选取 d=0.45A （3.29） 将A=98带入得d=0.45A =0.4598=44.1mm 又知轴的最大直径d和支撑间距离L 比值： 对于中间轴和第一轴dL=0.16-0.18 （3.30） 取298mm 取120mm 对于第二轴 dL=0.18-0.21 （3.31） 取268mm 根据下式初选第二轴各个档位的直径： （3.32） 其中 C通常取100 =210Nm I为传动比 为传递效率取0.96 =30.47mm =30.58mm =37.26mm =41.18mm =45.99mm =46.13mm 考虑到轴的强度 第二轴上各个档位轴的直径设计如下 =40mm =42mm =45mm =48mm =45mm =42mm 中间轴上各个档位齿轮轴的直径如下 =35mm =38mm =40mm =42mm =45mm =37mm =32mm 3.7.2 轴的刚度验算 变速器在工作时受圆周力，径向力，轴向力的作用，因此轴要同时时承受弯矩和扭矩。轴要有一定的刚度，因为刚度强度不足会引起轴弯曲变形，导致齿轮不能正常啮合，降低齿轮的使用寿命。需要对轴的刚度强度进行校核。 轴的刚度验算 由于第一轴常啮合齿轮副离支点很近，负荷小，因此不需要校核一轴的刚度。 可以根据下列公式进行轴的刚度校核[7] （3.33） （3.34） （3.35） 其中： ——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）； ——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）； ——弹性模量（MPa），=2.1×MPa； ——惯性矩（mm4），对于实心轴，； ——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； ——支座间的距离（mm）。 轴的全挠度为mm。 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 变速器一档时二轴和中间轴的刚度校核 第二轴上一档直齿轮： 圆周力 （3.36） 径向力 （3.37） 轴向力 中间轴上常啮合齿轮 圆周力 （3.38） 径向力 （3.39） 轴向力 （3.40） 中间轴上一档齿轮 圆周力 径向力 轴向力 二轴强度校核 =10652.4N =3877.16N a=191mm b=77mm L=268mm d=45mm 一档时二轴强度符合要求 中间轴一档处校核 =11322.67N =4121.15N a=221mm b=77mm d=37mm L=298mm 中间轴常啮合档处校核 =4477.22N =1873.23N a=23.25mm b=274.75mm d=35mm l=298mm 中间轴强度校核合格 运用matlab进行计算各个挡位 下面为二档二轴matlab运算过程 其他档位计算方法与一档相同，通过matlab计算结果如下 二档 8287.85N 3230.93N 3179.75N 0.023 0.061 0.065 0.000009 8809.44N 3434.26N 3379.86N 0.043 0.111 0.119 0.00006 三档 6772.83N 2684.20N 2918.24N 0.025 0.062 0.067 0.00007 7198.95N 2853.08N 3101.85N 0.049 0.124 0.133 0.00004 四挡 5673.97N 2326.32N 2942.36N 0.012 0.039 0.041 0.0003 6030.92N 2472.67N 3127.47N 0.039 0.095 0.102 0.0004 五档 4815.00N 1982.64N 2547.26N 0.009 0.022 0.024 0.0002 5117.95N 2107.39N 2707.53N 0.031 0.075 0.081 0.0004 倒挡 10737.73N 3908.21N 0 0.006 0.016 0.017 0.0002 12131.43N 4415.48N 0 0.019 0.052 0.055 0.0008 二三四五倒挡时第二轴和中间轴刚度符合要求 3.7.3轴的强度计算 变速器轴的强度校核从第二轴开始。第二轴前部分通过轴承支撑在一轴上，后端也用轴承安装在壳体上。可将二轴简化成两端铰支的梁，前后支点各为轴承的中心。 一档时二轴强度校核： 通过受力分析得水平面上最大弯矩： （3.41） 垂直面上最大弯矩： （3.42） 合弯矩也是两条直线，其最大值： （3.43） 一档时二轴上的受力扭矩为 T=798.93Nm 由于是单向旋转，可以把转矩当成脉动循环 因此，二轴上的当量弯矩最大值为： （3.44） 一档时二轴的危险截面在二轴齿轮中心处，此处抗弯截面系数为[8]： （3.45） 于是应力为： （3.46） 一档时二轴强度合格 中间轴一档齿轮处强度校核： 通过受力分析得水平面上最大弯矩： 垂直面上最大弯矩： 合弯矩也是两条直线，其最大值： 一档时中间轴上的受力扭矩为： T=254.76Nm 由于是单向旋转，可以把转矩当成脉动循环 因此，二轴上的当量弯矩最大值为： 一档时中间轴的危险截面在一档轴齿轮中心处或常啮合齿轮中心处，一档齿轮处抗弯截面系数为： 于是应力为： 中间轴一档齿轮处强度合格 中间轴常啮合齿轮处强度校核： 通过受力分析得水平面上最大弯矩： 垂直面上最大弯矩： 合弯矩也是两条直线，其最大值： 一档时中间轴上的受力扭矩为： T=254.76Nm 由于是单向旋转，可以把转矩当成脉动循环 因此，二轴上的当量弯矩最大值为： 一档时中间轴的危险截面在一档轴齿轮中心处或常啮合齿轮中心处，常啮合齿轮处抗弯截面系数为： 于是应力为： 中间轴常啮合齿轮处强度合格 至此，一档时中间轴强度合格 二档 三档时第二轴和中间轴强度计算结果如下 第二轴（MPa） 中间轴（MPa） 二挡 98.28 82.50 三档 79.22 96.54 倒挡 73.54 108.53 由上表可知，二挡三档倒挡时第二轴和中间轴强度合格 3.8轴承的选择与校核 3. 8 .1轴承的选择 轴承的主要用途是支撑轴，减小摩擦。轴承根据摩擦类型的不同分为滑动轴承和滚动轴承，其中滚动轴承根据类型的不同又分为