1、2016屆 分 類 號:TH132.46 單位代碼:畢業論文（設計）長城C50型手動變速器設計姓 名 學 號 年 級 2012 專 業機械設計制造及其自動化 系（院） 機械工程學院 指導教師 2016年4月7日摘 要汽車在人們的日常生活中發揮著不可替代的作用，汽車行業的快速發展需要相應生產設備技術的成熟化。為了使汽車靈活地實現加速和減速等運動，必須采用高效的變速器裝置來發揮發動機的最佳性能。本文的設計對象為長城C50型變速器，其主要設計過程為：根據變速器所要調整的轉矩變動范圍，首先確定長城C50型手動變速器的基本設計方案，包括該變速器零部件的布置方式、檔位布置方案及換檔機構等；其次根據變速裝置

2、的傳動比和所需的汽車輸出軸轉速；綜合考慮對整車有著動力性和經濟性要求的傳動比和影響變速器性能的因素，根據所學知識選擇手動變速器的齒輪和軸等主要零部件的相關參數并進行強度校核，并根據上述計算和零部件的選取繪制變速器總裝圖。關鍵詞：手動變速器；結構設計；齒輪 ABSTRACT Cars play an irreplaceable role in our daily life, the rapid development of the automotive industry needs the corresponding productions maturity of equipment and t

3、echnology. When the vehicle in starting, climbing, turning, acceleration etc normal driving conditions needs to work in the most favorable working range of the engine to obtain different traction and speed. In order to make the car more flexible to achieve acceleration and deceleration and other con

4、dition, it must use the efficient transmission device to change the engine working on the drive wheel.This paper introduces a C50 car for the Great Wall on the five speed manual transmission design, the main design process conclude: according to the range of the torque transmission needed to adjust,

5、 first determine the basic design of the the Great Wall C50 type manual transmission,it includes the arrangement of the transmission parts gear layout and shift mechanism. Then according to the transmission ratio of the device and the required motor output shaft speed, use the calculation and the lo

6、ok-up table to select engine type. Considering the transmission power and economy requirements of the ratio and the factors that influence the performance of the transmission of the vehicle according to the knowledge of mechanics of materials, mechanical design, mechanical principle to choose the ma

7、nual transmission gear, bearing and shaft and other major parts of the relevant parameters and then finish the strength check, then according to the above calculation and the selected parts to finish the drawing of transmission assemble. .Key words: Manual transmission; Mechanical design; Gear目 錄1 緒

8、論11.1 論文研究的目的和意義11.2 變速器研究狀況11.2.1 變速器的分類11.2.2 變速器的研究現狀21.3 論文的主要內容22 手動變速器的機構型式與主要參數選擇32.1 手動變速器設計的基本要求32.2 手動變速器傳動機構的結構分析與型式選擇32.3 手動變速器結構分析與結構選擇42.3.1 換檔機構的結構分析與型式選擇42.3.2 齒輪和軸的結構分析與型式選擇52.4 手動變速器的主要參數52.5 各檔齒輪齒數的分配83 變速器齒輪的強度計算與材料選擇133.1 手動變速器齒輪幾何尺寸的設計計算133.2 變速器齒輪的材料選擇143.2.1 齒輪損壞形式及原因143.2.2

9、變速器齒輪材料的選擇153.3 變速器齒輪強度計算153.3.1 齒輪彎曲強度計算153.3.2 齒輪接觸疲勞強度計算164 軸的設計計算184.1 變速器軸的材料選擇和結構設計184.1.1 變速器軸的材料選擇184.1.2 變速器軸的結構設計184.2 變速器軸的校核194.2.1 軸的剛度校核194.2.2 軸的強度校核235 同步器的設計計算285.1 鎖環式同步器的結構285.2 同步環主要參數的確定28參 考 文 獻31附錄32致 謝33IV1 緒論1.1 論文研究的目的和意義在這工業發達的時代，汽車的制造工業異軍突起，具有知識密集、資金密集、市場效益高等特點。對汽車的工藝研發、制

10、造水平和銷售路徑的探求，這一切因為汽車帶來的一系列產業鏈都對國民經濟有著至關重要的影響，科學技術是第一生產力，科學技術對汽車行業的促進和發展無時無刻不在推動著我國社會經濟的建設與發展。作為汽車的重要配置，變速器關系著整車的舒適性、操作性以及節能性。選擇恰當的變速器盡可能的提高汽車的動力性能和節能指標。在不同的工作條件下，通過對傳動比的不斷變更，可以在不犧牲發動機性能情況下讓汽車獲得最佳的動力和速度。當下，一般汽車的變檔傳遞動力的手動變速器主要是通過齒輪傳動機構來完成的。因為齒輪傳動具有可靠性高、構造緊湊、傳動效率高、便于維護等特點，在力的傳遞和速度的轉變中應用非常廣泛，而且也有一整套規范和標準

11、來設計齒輪。1.2 變速器研究狀況1.2.1 變速器的分類（）根據傳動比的變換形式，一般可以分為以下這三種類型：）有級式變速器：在所有商用的變速器中，無級式變速器在汽車中的應用是比較普遍的，因為它是通過齒輪傳動機構達到變檔的目的。根據變速器中齒輪中輪系的差異，可以把變速器的類型劃分為普通齒輪和行星齒輪這兩種類型的變速器。當前，轎車上使用的變速器一般有36個前進檔和一個倒車檔；對于重型汽車，由于其裝載能力大，為了使其能在復雜的環境下更加節能地行駛，且還能保持良好的動力性，就必須增多變速器的檔位數，故在重型汽車上常采用組合式變速器來擴大變速器傳動比范圍和增多變速器檔位數。）無級式變速器：無級式變速

12、器可以分為有液力式和電力式這兩種類型的變速器。一般液力式變速器通過液力式變矩器使之達到變速的目的。而電力式變速器則不同，它是通過直流電動機使之達到變速的目的，它在傳動系統中的應用也越趨廣泛。）綜合式變速器：其傳動機構是由齒輪組成的，通過液力變矩器來換檔的，通常又稱它為液力機械式變速器。（2）根據操縱形式的差異，可以把變速器劃分為以下這三種類型：）自動操縱式變速器，行駛過程中駕駛員只踩油門就可以自動改變傳動比來自由控制車速。 ）半自動操縱式變速器是指一部分檔位由駕駛員手動操縱，其他檔位在變速器換檔機構控制系統的操縱下自動執行換擋。）大部分自動檔汽車用的是強制操縱式變速器，這種變速器只需操縱變速桿

13、就可進行換檔。 1.2.2 變速器的研究現狀從變速器的市場狀況來看，變速器市場形成了三足鼎立的情景，日韓市場使用最多的是無極變速器，北美市場是自動變速器在主導，手動變速器很受歐洲消費者的歡迎，而中國市場推崇的是手動變速器和自動變速器。近年來，歐洲企業利用已有的技術和生產設備，大批量研制生產了高性能的雙離合變速器，其有著獨特的自動換擋特性，以及對比傳統自動變速器更具有良好的燃油經濟性，使得其慢慢占據了原本屬于自動變速器和手動變速器的市場。大眾公司作為這項技術的先行使用者，已經開始在世界各地用雙離合變速器來替代一部分自動變速器。在這些公司的推動下，雙離合變速器也在不同領域的運用得到越來越廣泛地關注

14、。在北美市場，為了迎合美國消費者的喜好，美國本土各大汽車制造商依然堅持對傳統自動變速器的研究和升級，更為先進的六速變速器已經被研制出來了，這種變速器的燃油經濟性相較傳統四速自動變速器能提高5%左右，現在正逐步商用。接下來北美的手動變速器市場份額將持續減少，隨之而來的是自動變速器會被更多消費者認可，而且這種變速器的檔位數也會越來越多越多。近年來，變速器的總體研究趨勢是朝著結構緊湊化、產品系列化、節能環保化和網絡智能化發展的。我國采用的技術有很多是借鑒國外的標準或技術，隨著我國經濟的飛速發展，國產整車制造商同國外公司的競爭水平越來越高。當前變速器的幾種型式國內廠商都有研究，其中，無級變速器的科研水

15、平最高，已經批量化生產。由于歷史和技術被壟斷等原因，國產廠商先進變速器技術的研制之路依舊任重道遠。1.3 論文的主要內容本文主要參考同類齒輪和軸的設計，結合國內外手動變速器設計的實際情況，對手動變速器及其零部件的結構、工作原理及運行過程作一定的研究：首先確定長城C50型手動變速器設計方案，包括該變速器零部件的布置方式、檔位布置方案及換檔機構等；其次依靠所配置發動機的基本參數以及考慮到對整車有著動力性和經濟性要求的傳動比，設計出手動變速器主要零部件的相關參數，對這些參數進行進一步分析，找到影響變速器性能的因素。完成齒輪、軸承和軸等主要零部件以及對同步器同步過程的分析，再與理論分析進行比較。2 手

16、動變速器的機構型式與主要參數選擇2.1 手動變速器設計的基本要求（1）降低汽車的能耗和確保動力要求；（2）確保動力能從發動機傳遞給驅動輪；（3）保證汽車具有倒車運行功能；（4）變速過程須平緩、簡便、省力；（5）保證變速器工作噪音低、傳遞效率高；（6）工作可靠。變速器在工作過程中，需安全可靠1。2.2 手動變速器傳動機構的結構分析與型式選擇跟無級變速器進行比較的話，有級變速器的優勢是價格便宜，相較于其它變速器它的構造比較簡單，手動變速器的傳動效率可以達到=0.950.97，因此在各種車型上都能看見有級變速器的蹤影。本論文依據長城C50汽車的使用條件及要求進行創新設計的，提前查閱有關資料對手動變速

17、器的傳動比所在的大致范圍有所了解，然后選擇合適的檔位數，根據各檔位需求的差異，對各檔位初步選取合適的傳動比。高檔跟低檔之間傳動比的比值通常定義為變速器的傳動比范圍。汽車的運行過程越復雜，相對的手動變速器的傳動比區間就會比較大。變速器檔位數目的改變對汽車的節能性指標和發動機的利用率有直接的影響，檔位數越多，汽車行駛的能耗就越低，但檔位數的增加會使變速器的結構越來越復雜，制造成本也就越來越高。（1）兩軸式手動變速器其結構型式如圖1所示。1-輸入軸；2-輸出軸；3-同步器圖1 兩軸式手動變速器（2）中間軸式手動變速器其結構型式如圖2所示，該變速器由三根傳動軸組成，即中間軸1、輸入軸2和輸出軸32。1

18、中間軸；2輸入軸；3輸出軸；4換擋撥叉；5定位鋼球圖2 汽車的中間軸式五檔變速器為提高傳動軸的剛度，中間軸式變速器的支承方案是用多點支承結構設計。這種情況下，為了解決變速器零部件的裝配問題，可以在軸平面上選擇分型面。這種結構的特點是一檔和倒檔齒輪安放在軸的中部，同步器或嚙合套安放在中間軸上。2.3 手動變速器結構分析與結構選擇2.3.1 換檔機構的結構分析與型式選擇變速器高檔位齒輪在換檔時一般采用移動嚙合套或同步器換檔方式換檔。這種方式不但可以使換檔行程變短，而且可以同時承受多齒輪接合的換擋所產生的沖擊載荷。一般情況齒輪不參與換擋，因此這些齒輪一般受損比較輕微，但還是無法消除換擋所帶來的沖擊。

19、盡管同步器內部構造復雜、制造過程中對精度要求高、價格昂貴以及出現的使用壽命低等問題，但是它在換檔過程中對齒輪產生的換檔沖擊小，而且僅靠駕駛員掌握基本的操作技術就可以輕松控制換擋，因此在轎車上應用的最為普遍。對于低檔和倒檔，在工作過程中，由于這兩個檔位的齒輪角速度很小，為降低成本可采用直齒滑動齒輪換檔方式換檔。故在本論文中，一檔和倒車檔的換檔方式直接采用滑動齒輪換檔，其他檔位選用同步器換檔方式。2.3.2 齒輪和軸的結構分析與型式選擇（1）齒輪型式在變速器中通過直齒圓柱齒輪來達到一檔和倒擋的要求，而斜齒圓柱齒輪控制其它檔位。盡管斜齒圓柱齒輪運行過程中會有軸向力的產生，而且加成工序比較復雜，但其相

20、對于直齒輪具有較高工作可靠性3，從而廣泛的在變速器上應用。所以本論文中，一檔和倒擋使用直齒圓柱齒輪，其他檔位使用斜齒圓柱齒輪（2）軸的結構與分析輸入軸上齒輪的結構尺寸通常比較小，為保證齒輪的強度通常將輸入軸做成齒輪軸，離合器總成的結構尺寸和齒輪齒寬影響著輸入軸的長度。從軸上零部件的安置方式來考慮，可將輸出軸做成階梯軸，從制造成本及受力方面考慮，這也是必要的。各個截面間尺寸差距不能太大，使傳動軸發生斷裂是由軸上越程槽處的應力集中產生的。輸出軸上的同步器通常用漸開線花鍵放置在軸上，對于制造精度要求高的漸開線花鍵，其工作可靠性強，而且可以增加軸的剛度。當采用滑動齒輪的掛擋方式以達到倒擋、一檔換擋時，

21、應該采用相應的矩形花鍵輸入軸，齒間的配合采用動配合，因為此時要對鍵齒內側進行磨削。2.4 手動變速器的主要參數主要設計輸入參數見表1：表1 主要設計參數驅動形式42總質量（kg）1600載質量（kg）長/寬/高（mm）最高車速（km/h）主減速器傳動比最大功率（kW/r/min）汽車傳動戲傳動效率3904680/1700/14231854.44475/52000.97整備質量（kg）車輪半徑（mm）輪胎規格最大扭矩（Nm/r/min）發動機最高轉速（r/min）道路最大阻力系數1210300195/60r1485H155/350052000.27下面來初選本設計變速器的各檔檔位數、傳動比以及齒

22、輪和軸的結構參數。（1）檔數手動變速器檔數通常是在320個范圍中變化，通常是在6檔以下。增加變速器的檔位數可以提高汽車的承載能力以及降低汽車行駛所需的能耗。普通轎車用的手動變速器檔位數有46個。本論文采用5檔手動變速結構設計。（2）傳動比在上坡過程中，汽車本身車速不快，空氣對車身產生阻力可忽略，故有：TemaxigIi0Trrmgcosmax+sinmax=mgmax （2-1）則由最大爬坡度要求，變速器檔傳動比為igImgmaxrrTemaxi0T 式中 m-汽車總質量；g-重力加速度；max-道路最大阻力系數；rr-驅動輪的滾動半徑；Temax-發動機最大轉矩；i0-主減速比；T-汽車傳動

23、系的傳動效率根據車輪與路面的附著條件，TemaxigITrrG2得變速器I檔傳動比為：igIG2Temaxi0T （22）式中 G2-滿載時整車重量；-路面附著系數，計算時取 =0.50.6。將各項參數代入公式（2-2）可得：igI=3.55。超速檔的的傳動比一般為0.70.8，本設計取五檔傳動比為igV=0.75。理論上中間檔的傳動比按公比為q=n-1igmaxigmin （2-3）根據式（2-3）可求出中間檔傳動比理論值為igII=2.41，igIII=1.58，igIV=1， 則，各檔傳動比估值見于表2。表2 各檔位的傳動比估值檔位12345傳動比3.552.411.5810.75（3）

24、中心距齒輪中心距對齒輪的強度和結構尺寸有重要影響。由中間軸式手動變速器的經驗公式7初定齒輪中心距A（mm）：A=KA3TImax （2-4）式中 KA-齒輪中心距系數。對轎車，KA=8.99.3；對貨車，KA=8.69.6；對多檔主變速器，KA=9.511；TImax-輸出扭矩，TImax=TemaxigI=533.7Nm故可得出初始中心距 A=73.5mm。（4）初選軸向尺寸根據經驗公式5可知變速器軸向尺寸L與齒輪中心距A的關系為：L=（3.03.4）A本設計采用的是5+1手動擋變速器，初選殼體的軸向尺寸為L=373.5mm=220.5mm，（5）齒輪參數齒輪參數組員有齒寬、模數、壓力角和螺

25、旋角。1）齒輪模數初選齒輪模數：mn=(0.40.6)3Temax （2-5）求得mn=2.13.2選擇齒輪模數時應滿足其工作要求并符合國標GB1357-78規定5。汽車手動變速器齒輪法向模數參考值如表3所示。表3 汽車手動變速器齒輪的法向模數mn車型微型、輕型轎車中級轎車中型貨車中型汽車mn（mm） 2.252.75 2.753 3.504.5 4.506所以本設計中，對于倒檔和一檔的齒輪，選用直齒圓柱齒輪，取mn=2.75mm；對于其他檔位的齒輪，選用斜齒輪，取mn=2.5mm。2）齒輪齒形、壓力角及螺旋角表4給出了齒輪的齒形、螺旋角及壓力角參考范圍，在一些輕、中型貨車高速檔的齒輪選用小壓

26、力角6。汽車分動器和變速器都采用漸開線的齒輪輪廓9。壓力角增大會提高齒輪節圓處的曲率半徑和齒輪強度，但會減小齒輪嚙合時的重合系數，使齒輪運行不平穩而導致工作噪音大。也要選擇適宜，過大會使增大產生的軸向力，過小小發揮不出齒輪的性能。在一定范圍內，越大，重合系數就越大，從而會減小運行過程中產生的噪音并提高齒輪的強度。但當30時，增大雖然會增強齒輪抗疲勞能力，但彎曲強度會驟然下降6。因此，對于轎車，變速器齒輪宜采用較大的螺旋角及較小的壓力角來降低噪音，提高運轉平穩性。在本設計中，對于直齒輪，取=16.5；對于斜齒輪，取=15，取3035之間7。3）齒輪寬度初選齒輪齒寬b：對于直齒輪， b=(4.58

27、.0)m取各檔直齒輪齒寬b=20mm，對于斜齒輪， b=(6.08.5)m取各檔斜齒輪齒寬b=30mm。2.5 各檔齒輪齒數的分配各個檔位齒輪的齒數由前文選定的齒輪各項參數和傳動方案決定的8。圖3為五檔手動變速器的傳動方案。圖3 五檔變速器傳動方案（1）確定一檔齒輪的齒數一檔齒輪的傳動比為igI=Z2Z9Z1Z10 （2-6）一檔嚙合齒輪的齒數和Z：Z=2Am （2-7）其中A=73.5mm、m=2.75；故有Z=53.5，修正為Z=54。當轎車中間軸式的變速器igI=3.53.9時，Z10可在1416范圍內選擇，取Z10=15，則Z9=39。由式（27）可求出實際中心距為A=72.9mm（2

28、）確定常嚙合齒輪副的齒數由式（2-6）可知常嚙合齒輪的傳動比：Z2Z1=igIZ10Z9 （2-8）而常嚙合齒輪的中心距和一檔齒輪的中心距一樣，A=m(Z1+Z2)2cos2 （2-9）初取常嚙合齒輪螺旋角2=30，由此可計算出：Z1+Z2=46故，Z1=19，Z2=27。修正后其螺旋角2=30.67。由式（2-6）可求出修正后一檔傳動比為：igI=3.69。（3）確定其他檔位的齒數二檔傳動比：igII=Z2Z7Z1Z8 （2-10）而igII=2.41，故有：Z7Z8=1.70。對于斜齒輪， Z=2Acos8m （2-11）其螺旋角8與常嚙合齒輪的螺旋角滿足以下關系9：tan2tan8=Z2

29、Z1+Z2(1+Z7Z8) （2-12）解得Z7=32.56，Z8=19.44，8=21.2。修正后Z7=33， Z8=19， igII=2.47，8=21.2。同理可求得其他檔位的齒數及修正后螺旋角如下：三檔齒輪：Z5=28，Z6=25，igIII=1.45。修正后其螺旋角6=25.22。五檔齒輪：Z3=17，Z4=32，igIV=0.75。修正后其螺旋角4=33.44。（4）確定倒檔齒輪齒數五檔手動變速器倒檔軸齒輪一般情況下取Z13=2123，本設計取Z13=21。取倒檔傳動比igr=3.49。由igr=Z2Z11Z13Z1Z13Z12 （2-13）取Z11=31，故中間軸與倒檔軸的中心距

30、：A=12mn(Z12+Z13) （2-14）得：A=46.75mm。（5）各檔傳動比及齒數將計算所得各參數列于表4、表5。表4 修正后各檔位傳動比檔位123常嚙合5倒檔傳動比 3.69 2.47 1.451 0.753.4表5 各檔齒輪齒數及壓力角、螺旋角檔數主動齒輪齒數從動齒輪齒數螺旋角壓力角一檔齒輪二檔齒輪三檔齒輪常嚙合齒輪五檔齒輪15192527323933281917 0 21.2 28.66 30.67 33.44 16.5 15 15 15 15運動分析：根據分配各檔傳動比及轉速，計算各檔位各軸轉速（r/min）如表6。根據分配各檔傳動比及最大扭矩，計算各檔位各軸扭矩（Nm）如表

31、7。表6 各軸轉速表檔位轉速12345倒檔輸入軸轉速中間軸轉速輸出軸轉速倒檔轉速520036621409520036622105520036623586520036624815520036626933520036621529表7 各軸轉矩表檔位轉矩12345倒檔輸入軸轉矩中間軸轉矩輸出軸轉矩倒檔轉矩155220572155220383155220225155220155155220116155220527（6）變位系數的選擇一般采取變位齒輪是為了防止加工齒輪根切的產生和使齒輪的中心距達到配湊的目的。變位齒輪一般有以下兩種主要的類型：一般把變位系數值為零嚙合齒輪定義為高度變位齒輪，而另一種變位系

32、數值則為角度變位齒輪。而且高度變位得齒輪的優點就在于它能夠改善小齒輪對齒根強度的要求，但是這種高度變位齒輪也有其無法彌補的缺陷，它無法使一整對齒輪同時達到的增加強度的要求，同時在齒輪運行過程中，產生的噪音也很大無法減弱。而角度變位齒輪則對自身的缺陷可以有效的避免。被加工齒輪不產生根切現象的最小齒數zmin為：Zmin= 2ha*sin2 （2-15）當壓力角=16.5時，zmin=25。根據上述理由，變速器一檔檔位采用變位齒輪，其余檔為非變位齒輪，以便獲得低噪聲傳動。為了避免加工齒輪過程中出現根切現象，變位系數x應滿足：xmha*m-rsin2 （2-16）綜合式（216）可得避免被加工齒輪發

33、生根切現象的最小變位系數為xmin=ha*(zmin-z)zmin （2-17）故可取一檔齒輪變位系數為x=0.4。3 變速器齒輪的強度計算與材料選擇3.1 手動變速器齒輪幾何尺寸的設計計算表8、表9列出了直齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算公式和一檔齒輪參數表。表8 直齒圓柱齒輪幾何尺寸計算用表（mm）序號計算項目計算公式非變位齒輪 變位齒輪12345678910變位系數分度圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑齒距基節分度圓弧齒厚基圓直徑x1=x2=0 x1=-x2=x d=mz ha=f0+xm hf=f0+c-xmda=d+2ha df=d-2hf p=m pb=pcos s=1/2 m+2xm

34、tan db=dcos表9 一檔齒輪參數表序號項目數值小齒輪 大齒輪12345678910111213螺旋角(deg)模數（mm）壓力角（deg）變位系數x齒輪齒數z分度圓直徑d（mm）齒頂圓直徑da（mm）齒根圓直徑df（mm）基圓直徑db（mm）中心距A（mm）齒距p(mm)基節 pb（mm）分度圓弧齒厚s（mm）02.7516.50.415 3941.25 107.2548.95 102.5736.57 117.8339.55 108.8372.98.648.284.79表10、表11列出了斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算公式和二檔齒輪參數表。表10 斜齒圓柱齒輪幾何尺寸計算用表（mm）序號計

35、算項目計算公式12345678910111213141516基圓柱螺旋角端面模數端面壓力角分度圓直徑齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑中心距法面齒距端面齒距基節法面齒厚端面齒厚基圓直徑 tanb=tancost mt=mncos tant=tann/cosd=zmn/cos ha=f0+xmn hf=f0+c-xmn h=2f0+cmn da=d+2ha df=d-2hf A=A_0=(z_1+z_2)/2 m_n pn=mn pt=mt pb=pcos s_n=1/2 m_n+2xm_n tan_n s_t=1/2 m_t+2xm_t tan_t db=dcost3.2 變速器齒輪的材料

36、選擇3.2.1 齒輪損壞形式及原因齒輪的損壞形式多種多樣，導致變速器齒輪失效的主要形式是齒輪輪齒折斷和疲勞點蝕。導致齒輪輪齒折斷的原因有這兩種：長期使用時輪齒在載荷重復作用下齒根發生疲勞裂紋而導致齒厚減薄，造成輪齒彎曲折斷；使用不當時造成輪齒受很大的突加沖擊載荷作用，可能會出現過載折斷11。前者在變速器中出現的比較多。高速檔齒輪在嚙合過程中，在循環接觸應力的反復作用下會在其齒面上產生裂紋，長期下去這些裂紋會繼續增多，相互連接，形成疲勞點蝕12。對于低檔和倒檔齒輪，因為其換檔方式是用移動齒輪的方法換檔的，換檔過程中進入工作的兩個齒輪的角速度不一樣，齒輪在進入嚙合時齒根會受沖擊載荷作用，造成損壞。

37、3.2.2 變速器齒輪材料的選擇齒輪的材料直接影響著齒輪的力學性能13。由變速器齒輪的損壞原因可知，選擇齒輪材料時，應使齒輪表面應具有足夠高的硬度以增強齒面的耐磨性和接觸疲勞強度，輪齒芯部應具有足夠高的強度和韌性以保證齒根彎曲疲勞強度。在本設計中，變速器齒輪材料選用16MnCr514。表11 二檔齒輪參數表序號項目數值小齒輪 大齒輪1234567891011121314151617螺旋角(deg)法面模數mn（mm）端向面模數mt（mm）法面壓力角n（deg）端面壓力角t（deg）變位系數x齒輪齒數z分度圓直徑d（mm）齒頂圓直徑da（mm）齒根圓直徑df（mm）基圓直徑db（mm）中心距A（

38、mm）法面齒厚sn (mm)端面齒厚st (mm)法面齒距pn（mm）端面齒距pt（mm）基節 pb（mm）21.22.52.691516.1019 3351.11 88.7756.11 93.7749.86 87.5253.54 92.4772.93.934.227.858.447.583.3 變速器齒輪強度計算3.3.1 齒輪彎曲強度計算（1）一檔直齒輪彎曲應力WW=FtKbtyKf （3-1）式中 W-彎曲應力（MPa）；Ft-齒輪的圓周力（N），Ft=2Tg/d ；Tg-計算載荷（Nmm），取Tg=Temax2；d-節圓直徑（mm）；K-應力集中系數，可近似取1.65；Kf-摩擦力影響

39、系數，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；b-齒寬（mm）；t-端面齒距（mm）；y-齒形系數15，取y=0.133。由前面分析可知Temax=155Nm，一檔小齒輪的各項參數為d=39.55mm，b=20mm，t=8.64mm，代入式（3-1），計算可得一檔小齒輪彎曲應力為9=TemaxKbtdyKf=1551.65208.6439.550.1331.1103=256MPa由前文選用材料可知齒輪的許用彎曲應力400MPa，通過上述計算可知一檔齒輪滿足使用要求。（2）二檔斜齒輪彎曲應力WW=FtKcosbtyKf （3-2）得二檔小齒輪彎曲應力為8210.6MPa故二檔小齒輪符合設計要求。其他

40、檔位的彎曲應力可通過相同方法得到。3.3.2 齒輪接觸疲勞強度計算齒輪接觸應力j：j=0.418FEb(1z+1b) （3-3）式中 j-齒輪的接觸應力（MPa）；F-齒面上的法向力（N），F=F1coscos；F1-圓周力在（N），F1=2Tgd；-壓力角（）；-螺旋角（）；E-齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取E=200000MPa15；b-齒輪接觸的實際寬度，20mm；z-主動齒輪曲率半徑（mm）；b-從動齒輪曲率半徑（mm）。對于直齒輪，z=rzsin、b=rbsin；對于斜齒輪，z=rzsincos2、b=rbsincos2；r為節圓半徑。將二檔齒輪各個參數代入公式（3-3）計

41、算二檔齒輪接觸應力為782.6MPa。變速器輸入軸齒輪的許用接觸應力1500MPa ，故二檔齒輪的接觸應力均滿足要求。其他檔位齒輪的接觸應力可通過相同方法求出。4 軸的設計計算4.1 變速器軸的材料選擇和結構設計4.1.1 變速器軸的材料選擇傳動軸的材料選用20CrMnTi，其機械性能查表得：B=1080MPa，S=835MPa，-1=277MPa。4.1.2 變速器軸的結構設計（1）軸的結構輸入軸的一端通常通過軸承固定在發動機曲軸后端的飛輪盤上，其長度要通過裝配在軸上的離合器的結構大小和各個齒輪的齒寬確定，而軸上花鍵尺寸需與離合器內花鍵尺寸相配對。輸入軸結構如圖4所示。圖4 變速器輸入軸結構

42、其他軸的結構如圖5、圖6所示。圖5 變速器中間軸結構圖6 變速器輸出軸結構（2）確定軸的尺寸輸入軸花鍵部分直徑d1：d1=K3Temax （4-1）輸出軸和中間軸中部直徑d2：d2=（0.450.6）A （4-2）式中 K-經驗系數K=4-4.6Temax-汽車最大扭矩，Nm。輸入軸花鍵部分直徑：d1=K3Temax=44.63155=21.524.7mm取d1=24mm，輸出軸和中間軸中部直徑：d2=0.450.672.9=3344mm則輸出軸最大軸徑取44mm；中間軸最大軸徑取40mm。軸的最大直徑與支撐跨距L的關系17為，中間軸和輸入軸：dL=0.160.18 （4-3）輸出軸：dL=0

43、.180.21 （4-4）故中間軸長度初選為245，輸入軸長度初選為140mm，輸出軸長度初選為230mm。4.2 變速器軸的校核4.2.1 軸的剛度校核由經驗公式7：fs=Fta2b23EIL （4-5）fc=Fra2b23EIL （4-6）=Frab(b-a)3EIL （4-7）式中, fs-輸出軸在水平面內的撓度（mm）fc-輸出軸在垂直面內的撓度（mm）Fr-徑向力（N）；Ft-圓周力（N）；a、b-為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（mm）；E-彈性模量（MPa），E=2.1105MPa；I-慣性矩（mm4），I=d464，d為軸的直徑（mm）；L-支承座跨距（mm）。軸的全撓度為

44、f=2fc2+fs2 （4-8）由經驗值可知軸在各個平面內撓度和轉角的允許值分別為fc=0.050.10mm， fs=0.100.15mm； f 0.002rad。圖7 變速器的擾度和轉角（1）倒檔齒輪副和輸入軸常嚙合齒輪安置在軸的一側，而且受到的載荷作用小，故此段軸的剛度符合要求。（2）變速器在一檔工作時輸出軸和中間軸的剛度校核Ft=2Td （4-9）Fr=Fttancos （4-10）Fa=Ft1tan （4-11）輸入軸上受力分析:T1=155103Nmm , d1=55.27mm , =15 , =30.67Ft1=2T1d1=215510355.27=5609NFr1=Ft1tanc

45、os=5609tan15cos30.67=1747NFa1=Ft1tan=5609tan30.67=3327N中間軸上受力分析：T中=220103Nmm , d2=78.57mm , =15 , =30.67 Ft2=2T中d2=222010378.57=5600NFr2=Ft2tancos=5600tan15cos30.67=1744NFa2=Ft1tan=5600tan30.67=3321Nd10=41.25mm , =16.5 ,Ft10=2T中d10=222010341.25=10557NFr10=Ft2tan=10667tan16.5=3127N輸出軸軸上受力分析：T2=572103

46、Nmm , d9=107.25mm , =16.5 ,Ft9=2T2d9=2572103107.25=10667NFr9=Ft9tan=10557tan16.5=3160N輸出軸剛度校核：Ft9=10667N， Fr9=3160Nd=44mm，L=230mm，a9=152mm，b9=78mm將各參數代入式（4-5）、（4-6），得：fs9=Ft9a92b923EIL=64Ft9a92b923Ed4L=6410667152278232.1105444230=0.056mmfc9=Fr9a92b923EIL=64Fr9a92b923Ed4L=643160152278232.1105444230=0

47、.017mm故fs9=0.056fs=0.100.15mmfc9=0.017fc=0.050.10mm由式（4-8）可得，f9=2fc92+fs92=20.0172+0.0562=0.059mm則f9=0.059mm0.2mm由式（4-7）可得9=64Fr9a9b9b9-a93Ed4L=64316015278152-7832.1105444230=0.00013rad則9=0.00013rad0.002rad滿足剛度要求。中間軸剛度校核：Ft10=10557N， Fr10=3127Nd=40mm，L=245mm，a9=167mm，b9=78mm將各參數代入式（4-5）、（4-6），得：fs10

48、=Ft10a102b1023EIL=64Ft10a102b1023Ed4L=6410557167278232.1105404245=0.092mmfc10=Fr10a102b1023EIL=64Fr9a92b923Ed4L=643127167278232.1105404245=0.027mm故fs10=0.092fs=0.100.15mmfc10=0.027fc=0.050.10mm由式（4-8）可得，f10=20.0272+0.0922=0.096mm0.2mm由式（4-7）可得10=64Fr10a10b10b10-a103Ed4L=64312716778167-7832.1105404245=0.00019rad則10=0.00019r