【導讀】轎車作為一種最常用汽車，已在現代的社會中占有舉足輕重的地位。要靠變速器傳動來實現。而且變速器在汽車的動力性和燃油經濟性上也有很重要。尺寸計算和位置的確定，選擇設計滿足其承載能力的同步器。另外，針對齒輪作。用力的不同，在不同的軸上選擇合適的軸承。利用軟件AUTCAD完成變速器總成。圖、第一軸、第二軸、中間軸、各個擋齒輪及同步器的設計。隨著我國汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，人們對汽車的需求也越來越高。結構的改進對汽車行業(yè)的發(fā)展與進步具有著深遠的意義。師的指導下進行的研究工作及取得的成果。而使用過的材料。究所取得的研究成果。不包含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫的成果作品。究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權大學可以將本學位。涉密論文按學校規(guī)定處理。

　　

【正文】 2 24 3 0 上 海 理 工 大 學 本 科 畢 業(yè) 論 文 18 第四章 變速器的設計與計算 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 齒輪折斷發(fā)生在以下幾種情況：齒輪收到足夠大的沖擊載荷作用，造成齒輪彎曲折斷；齒輪在重復載荷作用下，齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中極其少見，而后者出現的多些。 齒輪工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在于齒面細小裂紋中的潤滑油壓升高，并導致裂紋擴展，然后齒面表層出現塊狀剝落而形成小麻點，稱之為齒面點蝕。它使齒形誤差加大，產生動載荷，并可能導致齒輪折斷。 用移動齒輪的方法完成的換擋的低檔和倒檔出論，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪的存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 負荷大、齒面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸處產生高溫作用下的情況使齒面間的潤滑油膜遭到破壞，導致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，稱之為齒面膠合。變速器齒輪的這種破壞出現的較少。 （ 1）直齒輪彎曲應力? W ? W= （ 41） 式中，? W為彎曲應力（ MPa）； F1為圓周力（ N）， F1=2Tg/d； Tg為計算載荷（ ）； d為節(jié)圓直徑（ mm）； K? 為集中應力系數，可取近似值 K? =； Kf為摩擦力影響系數，主、從動輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪 Kf= Kf=；b為齒寬（ mm）； t為端面齒距（ mm） t=π m， m為模數； y為齒形系數，如圖 （ 41） 所示。 應為齒輪的節(jié)圓直徑為 d=mz，式中 z為齒數，所以將上述有關參數帶入（ 41）后得到當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒檔得許用彎曲應力在400~850MPa，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限。 上 海 理 工 大 學 本 科 畢 業(yè) 論 文 19 圖 41 齒形系數圖（假定載荷作用在齒頂α =20176。， f0=10） ? W = （ 42） 已知發(fā)動機的最大轉矩為 Temax=155N. m=， 輸入軸上的齒輪其 Tg=Temax，輸出軸上的齒輪其 Tg=iTemax 計算一檔主動齒輪：齒數 z1=15，已知其正變位為 ，根據上圖，取得 y=系數 Kc=8， 帶入式（ 42），一擋的許用彎曲應力為 400~850Mpa。 ? w= =。 故 滿足許用彎曲應力要求。 計算一檔從動齒輪：齒數 z2=39，已知其負變位為 ，根據上圖，取得 y=系數 Kc=8， 帶入式（ 42），一擋的許用彎曲應力為 400~850Mpa。 ? w= = 滿足許用彎曲應力要求。 計算倒 主動 齒輪 Z9：齒數 Z9=11， 已知其 正 變位為 ，根據上圖，取得 y=系數 Kc=,8， 倒擋的許用彎曲應力為 400~850Mpa。 ? w= = 滿足許用彎曲應力要求。 計算倒 從動 檔齒輪 Z10：齒數 z10=35 已知其 負 變位為 ，根據上圖，取得 y= 上 海 理 工 大 學 本 科 畢 業(yè) 論 文 20 寬系數 Kc=8， 的許用彎曲應力為 400~850Mpa。 ? w= = 滿足許用彎曲應力要求。 （ 2）斜齒輪彎曲應力? w ? W = （ 43） 式中，式中，? W為彎曲應力（ MPa）； F1為圓周力（ N）， F1=2Tg/d； Tg為計算載荷（ ）； d為節(jié)圓直徑（ mm） d=（ mnz） /cosβ， mn為法向模數（ mm）； K? 為集中應力系數，可取近似值 K? =； b為齒寬（ mm）； t為法向齒距（ mm） t=π mn； y為齒形系數，可按當量齒數 Zn= Z/cos3β在上圖中查得； Kε 為重合度影響系數， Kε =。 將上述有關參數帶入（ 43）后得到 ? W = （ 44） 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合和高檔齒輪，許用應力在 180~350MPa 的范圍。 在計算常嚙合齒輪時由于沒有采用變位，所以主、從動齒輪的彎曲應力大小只差在 y上，而 y隨著當量齒數的增大而減小，所以計算時只要計算該對齒輪中彎曲應力大的，即齒數小的那個齒輪即可。 計算 二擋 常嚙合齒輪齒輪的彎曲應力 已知 Z3=17， Kc=6，β =176。， Zn=， 從表中查的 y= 帶入式（ 44） ? w= = 。 滿足許用彎曲應力要求。 計算 三 檔 常嚙合 齒輪的彎曲應力 已知 Z5=22， Kc=6，β =176。， Zn= y= 帶入式（ 44） ? w= = 滿足許用彎曲應力要求。 計算 四 檔 常嚙合 齒輪的彎曲應力 已知 Z8=22， Kc=6，β =176。， Zn= y= 帶入式（ 44） ? w= = 滿足許用彎曲應力要求。 j 上 海 理 工 大 學 本 科 畢 業(yè) 論 文 21 ? j= (45) 式中，? j為齒輪的接觸應力（ MPa）； F 為齒面法向力（ N）；α為節(jié)點處壓力角（176。）； E 為齒輪材料的彈性模量（ MPa）； b 為齒輪接觸的實際寬度； ρ Z、 ρ b 為主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm），直齒輪 ρ Z = rzsinα 、 ρ b = rbsinα ，斜齒輪 ρ Z = （ rzsinα ） /cos2β 、 ρb = （ rbsinα ） /cos2β ； rz、 rb為主、從動輪節(jié)圓半徑（ mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷 Temax/2作為計算載荷時，變速器的許用接觸應力見下表所示： 表 41 變速器齒輪的接觸應力 齒輪 ? j/MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2020 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 F=F1/cosα .cosβ F1=2Tg/d 輸出軸上的齒輪其 Tg= Temax/2 正常嚙合齒輪的節(jié)圓直徑 d等于分度圓直徑所以 d=mz，齒輪所選用的材料為 20GrMnTi，表面滲碳處理，彈性模量 E=210000(Mpa) 將各參數帶入式（ 45）后計算得出： 一擋齒輪的接觸應力為： 倒擋齒輪的接觸應力為： 二擋齒輪的接觸應力為： 三擋齒輪的接觸應力為： 四擋齒輪的接觸應力為： 參照上表，計算所得出的數據滿足齒輪的許用接觸應力。 綜合齒輪的彎曲應力和接觸應力，此次設計的齒輪均基本滿足強度要求。 變速器齒輪多數采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度和心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性和抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用剛才及熱處理時，可對加工性及成本予以考慮。 國內汽車常用的變速器齒輪材料有 20GrMnTi、 20GrMn2TiB、 15MnCr 20MnCr 25 MnCr28 MnCr5。滲碳齒輪的表面硬度為 58~63HRC，心部硬度為 33~48HRC。 本次設計中齒輪的材料選用 20GrMnTi，一般設計中軸與齒輪的材料選取應相同，所以此次設計中軸的材料也選用 20GrMnTi。 軸的強度計算 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸承受轉矩和 上 海 理 工 大 學 本 科 畢 業(yè) 論 文 22 彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會發(fā)生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲的均有不利影響。因此，在設計變速器軸時，器剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據經驗和已知條件來初選軸的直徑 ，然后根據公式進行相關的剛度和強度方面的驗算。 此次設計的變速器為兩軸式四檔變速器，重強度的方面考慮，一擋齒輪處的輸入軸，輸出軸部分器受力最大，所以此次的軸的直徑應該是最粗的地方，直徑初選 30mm 輸入軸 花鍵部分直徑 d（ mm）可按下式初選 d = K 式中， K為經驗系數， K=~； Temax為發(fā)動機的最大轉矩（ ），計算后得出d=~，先取 d=23mm (1)軸的剛度驗算 對齒輪工作的影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和周在水平面內產生的轉角。前者是齒輪的中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正常嚙合；后者是齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 在計算時可以按照下式計算： fc= fs= δ = F1= F2= Fa= 式中， fc為軸在垂直面上內的撓度， fs為軸在水平面的撓度，δ為轉角； F1為齒輪齒寬中間平面的徑向力（ N）； F2為齒輪齒寬中間平面的圓周力（ N） Fa為軸向力； i為傳動比， d為齒輪節(jié)圓直徑；α為節(jié)點處壓力角；β為螺旋角； E為彈性模量（ MPa）， E= 105MPa； I為慣性矩（ mm4），對于實心軸， I=π d4/64； d為軸的直徑（ mm），花鍵處按平均直徑計算； a、b為齒輪上的作用力距支座 A、 B的距離（ mm）； L為支座間的距離（ mm）。 上 海 理 工 大 學 本 科 畢 業(yè) 論 文 23 軸的全撓度 f= ≤ 。 軸在垂直面和水平面撓度的允許值為 [fc]=~， [fs]=~。齒輪所在平面的轉角不能超過 。 (2)軸的強度計算 作用在齒輪是上的徑向力和軸向力，是軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力是軸在水平面內彎曲變形。其盈利為 ? = 式中， M= ()。d為軸的直徑 (mm)，花鍵取內徑； W為抗彎截面系數（ mm3）。 上 海 理 工 大 學 本 科 畢 業(yè) 論 文 24 在低檔工作時 ,[? ]≤ 400MPa。 在本次設計中，由于是兩軸式變速箱，正常工作時只有一對齒輪嚙合，所以對其總彎矩的計算可用以下公式： 對于直齒輪 M 總 =F 合 ab/L 其中 F 合 = M= 對于斜齒輪，由于多了一項軸向力，且軸向力產生的彎矩為 Ma=1/2Fad 上 海 理 工 大 學 本 科 畢 業(yè) 論 文 25 M= 此次設計中，各檔齒輪在軸上的分布情況如下圖所示： 圖 42 各擋齒輪在軸上的分布狀況及其分度圓半徑 各擋齒輪出軸的直徑如下所示： 上 海 理 工 大 學 本 科 畢 業(yè) 論 文 26 一擋齒輪處軸的直徑 倒檔齒輪處軸的直徑 二檔齒輪處軸的直徑 三檔齒輪處軸的直徑 四檔齒輪處軸的直徑 平均 ，花鍵內徑 平均 ，花鍵內徑 1）校核一擋齒輪處軸的強度和剛度， 一擋為一對直齒圓柱齒輪的嚙合， 已知 d= 2=33mm， Temax= ， 壓力角α =20176。，螺旋角β =0176。傳動比i=， a=191mm， b=24mm， L=215mm， E=210000MPa， I=π d4/64= 計算徑向力： F1= = 2 155000 tg20176。 /（ 33 cos0176。） = 計算圓周力： F2 = = 2 155000/33 = 計算軸向力：本次設計中由于一擋齒輪是直齒，故沒有軸向力。 計算水平面撓度： fc = = 1912 242/（ 3 210000 215） = ＜ [fc] 計算垂直面撓度： fs = = 1912 242/（ 3 210000 215） = ＜ [fs] 上 海 理 工 大 學 本 科 畢 業(yè) 論 文 27 軸的全撓度： f = = =＜ [f] 計算轉角： δ = = 191 24（ 19124） /（ 3 210000 215） = ＜ [δ ] 校核剛度： F 合 = = 上 海 理 工 大 學 本 科 畢 業(yè) 論 文 28 = M 總 =F 合 ab/L