毕业设计论文新能源汽车两档变速器设计.doc

1、装订线 毕业设计（论文）报告纸新能源汽车两档变速箱结构设计【摘 要】随着石油资源的日益减少和环境保护要求的提高，新能源汽车的发展越来越受到人们的重视，然而，对动力传动系统部件的设计参数进行研究是提高新能源汽车性能的重要手段之一。变速器是汽车重要的传动系组成，在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。新能源汽车的变速器与普通变速器相比，其结构有所不同。因为驱动电机的旋向可以通过电路控制实现变换，所以新能源汽车无需内燃机汽车变速器中的倒档而设置倒档轴，只需应用电机反转来实现倒车行驶。设计中利用已知参数确定变速器各参数，对轴和各挡齿轮进行校核，绘制出装配图及零件图。同时本设计对新能

2、源汽车的动力传动系统进行了匹配设计计算，计算结果表明达到性能要求。【关键词】： 新能源汽车、传动、变速箱、匹配全套图纸加V信153893706或扣 3346389411Electric vehicle transmission and drive line system design【Abstract】 With oil resources dwindling and environmental improvement, the development of electric vehicles is receiving increasing attention. However, in the

3、 motive power and other technical breakthroughs made effective before the powertrain components of the design parameters of the study is to improve the performance of electric vehicles, one of the important means. Transmission is important automotive powertrain components, a change in a wide range o

4、f size of vehicle speed and torque of the motor vehicle wheel size.The transmission of electric vehicles as compared with ordinary transmission, its structure is different. Because of the rotary drive motor circuit can be controlled to achieve the transformation, so no internal combustion engine for

5、 electric vehicles in the automubile transmission and set up reverse axis. simply the application of inversion ro achieve the reversing motor traffic.Known parameters of the design of transmission of the block to determine the transmission ratio.At the same time, the design of matching calculation r

6、esults show that the performance requirements to meet.【Key words】: electric vehicle、transmission 、gear box、 matching目录第1章 绪论41.1新能源汽车的简介41.2新能源汽车传动装置的特点41.3新能源汽车变速器的功用4第2章 新能源汽车动力传动系统匹配计算52.1计算最高车速52.2车辆加速时间的计算52.3车辆爬坡的计算5第3章 新能源汽车变速器设计方案及论证6第4章 变速器各主要参数的设计计算及校核84.1 主要参数设计84.2 齿轮强度计算114.3 确定轴的尺寸13第5

7、章 同步器的选择165.1同步器的工作原理165.2同步器的功用同步器的种类165.3同步器的参数的确定165.3.1 摩擦因数165.3.2 同步环主要尺寸确定17第6章 变速器操纵机构186.1 对变速器操纵机构的要求186.2 直接操纵手动换档变速器186.3 远距离操纵手动换档变速器186.4 变速器自锁、互锁、倒档锁装置186.4.1自锁装置186.4.2互锁装置18第7章 零件的加工工艺207.1齿轮轴加工工艺207.2齿轮加工工艺207.3端盖加工工艺217.4装配图22第十章 结论23感谢词23参考文献24第1章 绪论1.1新能源汽车的简介新能源汽车是指以车我电源为动力，用电机

8、驱动车轮行驶，符合道路交通、安全法规各项要求的车辆。新能源汽车的优点是：（1）无污染，噪声低新能源汽车无内燃机汽车工作时产生的废气，不产生排气污染，对环境保护和空气的洁净是十分有益的，有零污染的美称。新能源汽车无内燃机产生的噪声，电动机的噪声也较内燃机小（2）能源效率高，多样化新能源汽车的研究表明，其能源效率已超过汽油机汽车，特别是在城市运行，汽车走走停停，行驶速度不高，新能源汽车更加适宜。新能源汽车停止时不消耗电量，在制动过程中，电动机可自动转化为发电机，实现制动减速时能量的再利用。另一方面，新能源汽车的应用可有效地减少对石油资源的依赖，可将有限的石油用于更重要的方面。向蓄电池充电的电力可以

9、由煤炭、天然气、水力、核能、太阳能、风力、潮汐等能源转化。除此之外，如果夜间向蓄电池充电，还可以避开用电高峰，有利于电网均衡负荷，减少费用。 （3）结构简单，使用维修方便新能源汽车较内燃机汽车结构简单，运转、传动部件少，维修保养工作量小，当采用交流感应电动机时，电机无需保养维护，更重要的是新能源汽车易操纵。1.2新能源汽车传动装置的特点新能源汽车传动装置的作用是将电动机的驱动转矩传给汽车的驱动轴，当采用电动轮驱动时，传动装置的多数部件常常可以忽略。因为电动机可以带负载启动所以新能源汽车上无需传统内燃机汽车朐离合器。因为驱动电机的旋向可以通过电路控制实现变换，所以新能源汽车无需内燃机汽车变速器中

10、的倒档当采用电动机无级调速控制时，新能源汽车可以忽略传统汽车的变速器在采用电动轮驱动时，新能源汽车也可以省略传统内燃机汽车传动系统的差速器。1.3新能源汽车变速器的功用(l)改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。(3)中断动力传递，在电动机起动，怠速运转，汽车换档或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。(4)实现空档，当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如，可以保证驾驶员在电动机不熄火时松开离

11、合器踏板离开驾驶员座位。汽车变速器是通过改变传动比，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。 第2章 新能源汽车动力传动系统匹配计算 汽车的动力性是指汽车在良好的路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的，所能达到的平均行驶速度。汽车是一种高效率的运输工具，运输效率的高低在很大程度上取决于汽车的动力性。所以，动力性使汽车各种性能中最基本、最重要的性能。普通汽车的动力性能指标包括最高车速、加速时间和最大坡度,但对于新能源汽车还必须包括续驶里程。2.1计算最高车速 F=mgcos*f+mgSin+CdAu2/21.15+mdu/dt (2-1

12、)其中： F为车辆行驶的总阻力N； m为最大整车质量, kg; m =1500kg； f为滚动阻力系数；f=0.01 ； 为坡道角：=20；Cd为空气阻力系数：Cd=0.35;A为迎风面积：A=1.4*1.1=1.54;u为行驶车速km/h ；为车辆旋转质量换算系数： (2-2)1+0.06+0.04*1.7=1.1756 式中1、2主要与车型有关，轿车1在0.050.07之间（取0.06），2在0.030.05之间（取0.04）io为主减速器减速比；io =4.714为变速器传动比；=1.7为传动效率；=0.95Ft主驱动电机一最大限流工作时车辆获得的驱动力：=5329.177N nm为主驱

13、动电机的工作转速r/min； nm =4000rpmr为车轮半径：r=0.3 io为主减速比；io =4.7142.2车辆加速时间的计算 t=1/3.6 (2-3)其中 v1为加速行驶起始车速m/h，v1=0，v2为加速行驶终止车速m/h，v2=45 km/h2.3车辆爬坡的计算由公式计算得： b=Ft Cdua221.15/(ma+mb)g (2-4) i= tan= tanarcsinb -arctanf = 15.5% (2-5)2.4续驶里程的计算 s= E/e=wbmb(ma+mb)e0=113km (2-6)其中：E为电池组充满电时的总能量kwhE=16kwh; e为电动车辆单位里

14、程能耗kwh/kw; wb为电池比能量kwh/kgw=36.7 kwh/kg; e0为电动车辆行驶的比耗kwh/ km。第3章 新能源汽车变速器设计方案及论证正确选择变速器的挡位数和传动比，使之与电动机参数优化匹配，以保证新能源汽车具有良好动力性能： (1)保证汽车有必要的动力性和经济性； (2)设置空挡用来切断电动机动力向驱动轮的传输； (3)设置倒挡，使汽车能倒退行驶； (4）设置动力输出装置需要时能进行功率输出； (5）换挡迅速，省力，方便； (6)工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡及换挡冲击等现象的发生； (7)变速器应当有高的工作效率； (8)变速器的工作噪声低；除此以

15、外，变速器还应当达到轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便的目标。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。为满足以上使用性能要求，本变速器采用有级式变速器。变速器由变速传动机构和操纵机构构成。变速器传动机构包括欢动齿轮、传动齿轮、传动轴。实现操作需要避免、避免冲击不值得同步器，操作机构还要求有自锁和互锁装置。轿车多采用两轴式变速器，货车多采用三轴式变速器。同步器设计采用锁环式同步器。(1）传动机构布置方案分析 变速器传动机构有两种分类方法。根

16、据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。固定轴式又分为两轴式，中间轴式双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液压机械式变速嚣。与中间轴式变速嚣比较，两轴式具有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便。此外，因为其经过一对齿轮啮合传动动力，故传动效率高同时噪音低。三轴式变速嚣与两轴式相比各档多了一对齿轮传动因而传递效率低噪音大。所以选择本设计两轴式双挡变速器。(2）变速其主要参数选择 l）挡数 增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性，挡数越多，变速器的结构越复杂，

17、并且是尺寸轮廓和质量加大同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高由于新能源汽车的发展起步晚，受技术限制所以选用两挡变速箱，倒挡由电机反转来实现。 2)传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。 3)中心距A 对两轴式变速器，输入轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距，其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而日对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。 4）各档齿轮齿数的分配 在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后可

18、更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。两档变速器为例，说明分配齿数的方法尽可能使各档齿轮的齿数比应该不是整数。(3)变速器的设计与计算 1)齿轮的损环形式 轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏， 轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后看出现的多。 2)齿轮强度计算 与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用田间仍是相似的。此外，机车变速器齿轮用的材抖，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钢制作，采

19、用剃齿与磨齿精加工，齿轮表面采用溶碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JBI79-83，6级和7级。(4）轴承的选择 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承变速器笫一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间常采用球轴承来承受向力。(5)变速器操纵机构 根据汽车使用条件的需要驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实

20、现换挡或退到空挡的工作。 变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速轩，拨块，拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。第4章 变速器各主要参数的设计计算及校核4.1 主要参数设计(1）传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值，最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速挡，传动比为0.7-0.8本设计选用直接档，传动比为1即减速比为1； 1）

21、根据汽车最大爬坡度确定汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 (4-1)则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为=1.68式中汽车总质量；重力加速度；道路阻力系数；最大爬坡要求；驱动车轮的滚动半径；发动机最大转矩；主减速比；汽车传动系的传动效率。（2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定 (4-2)1.73式中汽车质心高度，计算时取700mm； a汽车质心位置，计算时取1200mm；L汽车前后轮中心距，计算时取2000mm；道路的附着系数，计算时取=0.5。变速器的1档传动比应根据上述条件确定。所以，新设计变速器两个档位传动比分别取1和1.7

22、2)中心距的计算中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距，应能保证齿轮的强度两轴式变速器的中心距A(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： A=KA (4-3) 式中KA为中心距系数，对轿车，KA8.9-9,3；对货车，KA8.6-9.6；对多档主变速器，KA 9.5-11；存此取K=9.3。 式中T1max为变速器处于一档时的输出扭矩： T1max =Temaxigr=210*1.7*0.95=339.15Nm 故可取得初始中心距A64.86mm,取65mm.(3)外型尺寸变速箱的横向外型尺寸，报据齿轮直径以及换挡机构的布置初步确定影响变速箱壳体轴向尺寸的因素有挡数

23、换挡机构形式以及齿轮形式另外根据变速箱在新能源汽车中的安装空间来设计。(4)齿轮参数 1)模数齿轮模数是一个重要参数并且影响它的选取因素有报多，如齿轮的强度、质量、噪声和工艺要求等。根据变速器用齿轮模数的范围（见表4-1、表4-2）及计算得本设计所用变速箱齿轮摸数如下： 斜齿轮：ma=0.47=0.47*=2.79根据汽车设计书p91的表格，进择第二系列的模数所以取ma = 2.75 直齿轮：m=3表4 -1汽车变速器齿轮的法向模数mm本型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t1.0v1.61.6v2.56.0ma14.0模数ma/mm2.252.752.753.003.504.5

24、04.506.00表4-2汽车变速器常用的齿轮模数mm第一系列1.001.251.52.02.53.0第二系列1.752.252.75 2）齿形、压力角、螺旋角和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表4-3选取，表4-3汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角齿形压力角齿宽b轿车高齿并修形的齿形14.516 250400一般货车GB1356-78规定的标准齿形200200300重型车同上低档，倒档齿轮22.50 250小螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些存本设计

25、中变速器齿轮压力角a取150 啮合套或同步器取300；斜齿轮螺旋角取200。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的斜齿轮取左旋其轴向力经轴承盖由壳体承受 齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力b加大，队的承载能力增高但试验丧明，存齿宽增大判一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(4.5-8.0)m，mm b=83=24mm 斜齿 b=(6.0 -8.5)

26、m，mm b=72.75=19.25mm第一轴常啮合齿轮硎副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。(5) 齿轮齿数的确定 存初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数，下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。图4.1变速器结构简图 1)确定一档齿轮的齿数（如图4.1）一挡传动比 igl=Z2/Z1 (4-4) 为了确定Z1和Z2的齿数，先求其齿数和Z： Z=2A/m （4-5） 其中A=65mm、m=3:故 有Z=43.33 igl= 1.7= Z2/Z1；Z1+ Z2=43.3; Z1 =

27、16.03；Z2=27.3 取Z1= 16；Z2= 27 上面根据初选的A及m计算出的Z2可能不是整数，将其调整为整数后，看出中心距有了变化，这时应从Z2及齿轮变位系数反过来计算中心距A再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里Z修正为39反推出A=64.5mm一档齿轮d1=48，d2=81；二档齿轮d1=d2=64.5mm 2)确定其他档位的齿数 二档传动比的计算 A=mn(Z1+ Z2)/2cos (4-6) Z3+ Z4=2Acos / mn=2 64.5cos200/2.75=44.08 (4-7) ig2= Z3/Z4 =1 Z3= Z4= 22 3)齿轮变位系数的选择 齿轮的变

28、位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度、使用平稳性、耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零,高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度，高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零,角度变位既具有高度变位的优点，又难免了其缺点。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮剐的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距

29、此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则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良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多;对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数，为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，同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。对于低档齿轮，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

30、曲断裂的现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，执弯强度越低但是由于轮齿的刚度较小易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 根据上述理由，为降低噪声，变速器中一、二挡的齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一挡主动齿轮的齿数Z=16因此一档齿轮需要变位变位系数 =（17 Z）/17 (4-8) 式中Z为要变位的齿轮齿数 因为曲轮1的齿数为16所以会发生根切，所以需要变位变为系数为= (17 l6)/17=0.06。4.2 齿轮强度计算 齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，有所不同。但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

31、齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，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在这里所选择的齿轮材料为45。(1）直齿轮弯曲应力ww=F1KKf/bty (4-9)式中：w为弯曲应力(MPa); F1为一档齿轮1的圆周力(N)； d为节圆直径 (mm)； K为应力集中系数，可近似取1. 65； Kf为摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9； b为齿宽( mm)，取24mm； t为端面齿距(m

32、m)， r=m=3.14x3 =9.42； y为齿形系数 齿形系数如图4.1 齿形系数图4.1当处于一档时，故由 Tg=Temaxi1=2101.71000=357000N*mm (4-10) d1=mz1=316=48mm (4-11) F1=2Tg/d1=2357000/48=14875N (4-12) W1=148751.651.1/249.420.18=663.4MPa (4-13) W2=148751.650.9/249.420.18=542.8MPa (4-14)当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩Temax时，一档直齿轮的弯曲应力在400850 MPa之间。(2）斜齿轮弯曲

33、应力 W= F1KKf/BtyKg （4-16）式中w为弯曲应力(MPa);B为齿宽( mm)，取17.5mm； t为端面齿距(mm)， r=m=3.14x2.75 =8.635； y为齿形系数如齿形系数图4.1； F2为二档齿轮圆周力(N)； d为节圆直径 (mm)； K为应力集中系数，可近似取1.5； Kf为摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9； Kg为重合度影响系数，取2.0； 选择齿形系数y时，按当量模数zn=z/cos3在齿形系数表中查的， y=0.14 Tg=TemaxZ4/Z3=210000 Nmm （4-17） D4=mz/cos=2.7522/cos20=64.

34、38 （4-18） F4=2Tg/ d4=2210000/64.38=6523.8N (4-19) W4=6523.81.5*1.1/19.258.6350.142=279.84Mpa (4-20)W3=228.91MPa 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强,度要求。(3）齿轮接触应力 （4-21） 式中为齿轮的接触应力(MPa) ； F为齿面上的法向力(N)，F=F1/（coscos）; F1为圆周力（N），F1=2Tg/d ； Tg = Temax/2 为节点处的压力角(200)；为齿轮螺旋角；

35、 E为齿轮材料的弹性模量（MPa）材料为45可取E=190103 t(MPa)； B为齿轮接触的实际宽度( mm)；直齿轮B=24mm、斜齿轮B=19.25mm， z 、b为主、从动齿轮节点处的曲率半径( mm); 直齿轮： z= rzsin (4-22) b=rbsin (4-23) 斜齿轮： z= rzsin/cos2 (4-24) b= rbsin/cos2 (4-25)其中，rz 、rb分别为主从动齿轮节圆半径( mm)，第一档rzrb分别为23.9和40.6；第二档rzrb。 都为32.25将作用在变速器第一轴上的载荷Temax作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见下表： 表4

36、4变速器齿轮的许用接触应力齿轮j/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700 通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档：1527.81MPa二档：977.20MPa对照上表4-4可知，所设计变速器队轮的接触应力基本符合要求。4.3 确定轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。存草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变进器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定： 第一轴d=(0.40.5)A =0.45A =0.45

37、64.5 =29.025 mm 第二轴花键部分直径可根据发动机最大转矩Temax (Nm)按下式初选： =4.5* =26.75mm (4-26) d与l关系： 一轴：d/l=0.l6 0.18=0.l7 二轴：d/l =0.l80.21=0.2 所以，一轴：l= d/0.17=29.025/0.17 =170.7mm 二轴：l=d/0.2=26.75/0.2=133.75 mm轴的校核是评定变速器是否满足所要求的强度、刚度等条件，是否满足使用要求，是设计过程中的重要步骤，主要是为了对设计的数据校核，达到设计的要求。变速器齿轮在轴上的位置如图4-3所示：ABabL F FF FF 图4.3轴受

38、力简图强度校核齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr、及轴向力Fa可按下式求出 (4-27)式中i至计算齿轮的传动比；d计算齿轮的节圆直径，mm；节点处压力角；螺旋角；发动机最大转矩，Nmm。在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）为 (4-28) (4-29)式中W弯曲截面系数，mm3；d轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm； Mc在计算断面处轴的垂向弯矩，Nmm； Ms在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm；许用应力，在低档工作时取400MPa。变速器在工作中产生的齿轮啮合力、轴支承反力以及轴的挠度和断面转角等见图6-25。在垂直面内第一轴的挠度及断面转角 (见图625)分别为 (4-30) (4-31)在垂直面内第二轴的挠度及断面转角分别为