三轴四档式手动变速器设计

=1.153

z2z1?z2(1?z3z4)?3456(1?2932)

=1.157

由于相差不大，满足设计要求，所以不需要调整。 3.5.4确定倒档齿轮齿数

倒档齿轮选用的模数往往与一档相近。图3.7所示倒档齿轮z10的齿数，一般在21~28之间，初选z10=26，计算出中间轴与倒档轴的中心距A`，查文献[2，3-3]可知：

由公式（3.18）得：

A`?1212m(z8?z10)A`?12m(z8?z10) （3.18）

??2.75?(17?26) =59 mm

为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间保持有0.5mm以上的间隙，查文献[2，3-3]可知，齿轮9的齿顶圆直径De9应为：

De8?0.5?De92?A`

2De9?2A`?De8?1

（3.19）

齿轮8的齿顶圆直径De8

d8?z8m =17×2.75 =46.75mm

mm mm

由公式（3.19）得

ha?(f0??)m?(1.0?0)2.75?2.75De8?d8?2ha?46.75?2?2.75?52.25De9?2A`?De8?1

=2×59.125-52.25-1

=65mm

由De9?d9?2ha可得：

d9?De9?2ha?65?2?2.75?59.5mm

z9?d9m?59.52.75?22.6

齿轮圆整至z9?23

变速器倒档传动比：

iR?z2z10z7z1z8z9?342642221723?4.316

计算倒档轴与第二轴的中心距A??查文献[2，3-3]可知：，

A???1212(z7?z9) （3.20）

??2.75?(42?23)=89mm

确定各档齿数后重新计算各档传动比

一档

i1?z2z7z1z8?34?4222?17?3.818

二档

i2?z2z5z1z6z2z3z1z4?34?3922?2234?3022?31?2.740

三档 四档 倒档

i3???1.496

i4?1.00

?342642221723?4.316

iR?z2z10z7z1z8z9

4 变速器的设计计算

变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。变速器在工作时，齿轮受到较大的冲击载荷作用；一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压造成齿面点蚀；换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷。 所以需要对齿轮进行计算和校荷。 4.1轮齿设计计算

与其它机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。 4.1.1齿轮弯曲强度计算

（1）一档直齿轮弯曲应力?w，查文献[2，3-4]可知：

??F1K?Kfwbty （4.1）

式中：

?w—弯曲应力（MPa）；

2TgdK

Ft—圆周力（N），F1?；Tg为计算载荷（N·mm）；d为节圆直径（mm）；

KK?—应力集中系数，

?=1.65；

f—摩擦力影响系数，主动齿轮Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9；

?m b—齿宽(mm)； t—端面齿距，t??；

?—齿形系数，?=0.46

因为齿轮节圆直径d?mz，式中z为齿数，所以将上述有关参数带入式（4.1）后得

?w?2TgK?K3f??mzKc? （4.2）

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转距Temax时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400~800MPa, 查文献[2，3-4]可知，[?w]=600 MPa。 由公式（4.2）得：

?w?2TgK?K3f??mzKc?2?196?103

=

?1.65?0.9??2.753?43?2?0.46

=225.33MPa<[?w]

满足设计要求。

（2）二档斜齿轮弯曲应力?w，查文献[2，3-4]可知：

??F1K?bt?K?w （4.3）

?w—弯曲应力（MPa）；

2Tgd

Ft—圆周力（N），F1?；Tg为计算载荷（N·mm）；d为节圆直径（mm）；

?Kd?mn?zcos?；

—斜齿轮螺旋角( °)，?=20°；

?—应力集中系数，

K?=1.50；

b—齿宽(mm)；

???mn；

t—法向齿距，t ?—齿形系数，?=0.47

K?—重合度影响系数，K?=2.0。

将上述有关参数带入公式（4.3），整理后得到斜齿轮弯曲应力为：

?w?2Tgcos?K???z?mn?K?3 （4.4）