三轴式刚性支承结构变速器设计

摘要
变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。

本设计的任务是设计一台用于微型车上的三轴式刚性支承结构变速器，以使变速器结构更加紧凑、合理，承载能力大，满足匹配微车发动机之所需。

本设计从后驱动变速器的总体方案开始，对传动系统的方案进行分析，档位的布置形式进行研究分析，变速器基本参数的选择，零部件结构方案的分析确定，同步器、操纵机构及箱体的设计选用。

根据所配车型，结合上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。

最终，用AutoCAD软件完成变速器装配图和零件图的绘制。

设计三轴式刚性支承结构变速器，以进一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱动微型车市场，满足不同层次的需求。

关键词：三轴式刚性支承；后驱动变速器；轴；齿轮；箱体；设计
ABSTRACT
Transmission is an important of automobile transmission system.Undoubtedly,it represents the development of the automobile industry,its design is also an important part of automotive design.The design mission is a three-axis rigid support transmission designing for micro car.The purpose is to enable the transmission has more compact and reasonable structure,carry capacity of large,meet the needs of mini-car engines.
In this paper,from the beginning of the overall program of rear-wheel drive transmission,analyse the program of transmission system.Choose basic parameters of the transmission,determine the structure of the program components,design the synchronizer,manipulation of body and the box.According to the model selection,combine these parameters and the related knowledge of Auto Design,Automotive Theory,Mechanical design ,calculate related parameters of transmission and prove the rationality of the design.Finally,achieve the assembly drawing and parts chart to use the soft ware of AutoCAD.
Design the three-axis rigid support transmission to upgrade the performance of rear-wheel drive transmission,increase the market of rear-wheel drive mini-cars,in order to satisfy the needs of different levels.
Key words: Three-axis Rigid Support; Rear-wheel Drive Transmission; Axle; Gear-wheel;
Box; Design
目录
摘要 (Ⅰ)
Abstract (Ⅱ)
第1章绪论 (1)
1.1 课题的目的和意义 (1)
1.2 研究现状 (1)
1.3 变速器的设计思想 (2)
1.4 研究的主要工作内容 (2)
第2章变速器设计的总体方案 (4)
2.1 设计依据 (4)
2.2 变速器传动机构布置方案 (4)
2.3 变速器基本参数的确定 (5)
2.3.1 挡数的确定 (5)
2.3.2 传动比的确定 (5)
2.3.3 变速器中心距的确定 (7)
2.3.4 变速器轴向尺寸的确定 (7)
2.4 本章小结 (7)
第3章主要零部件的设计及计算 (8)
3.1 齿轮的设计及校核 (8)
3.1.1 齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配 (8)
3.1.2 轮齿强度计算 (14)
3.1.3 变速器齿轮的材料及热处理 (17)
3.2 轴的设计及校核 (17)
3.2.1 初选轴的直径 (17)
3.2.2 轴的设计 (18)
3.2.3 轴的校核 (21)
3.3 轴承的选用及校核 (26)
3.3.1 变速器轴承型式的选择 (26)
3.3.2 轴承的校核 (26)
3.3.3 轴承的润滑和密封 (29)
3.4 花键的校核 (29)
3.5 本章小结 (30)
第4章变速器其他零件及机构的设计 (31)
4.1 同步器的设计及计算 (31)
4.1.1 锁环式同步器主要尺寸的确定 (31)
4.1.2 主要参数的确定 (32)
4.2 操纵机构的设计 (33)
4.3 变速器箱体的设计 (34)
4.4 本章小结 (34)
结论 (35)
参考文献 (36)
致谢 (37)
附录 (38)
第1章绪论
1.1 课题的目的和意义
变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作[1]。

中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。

变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。

因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。

为了近一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱微型车市场销售份额，应该建立一个适应发动机排量为1.3升的后驱动变速器新平台，以满足车厂和用户更高层次的要求。

设计方案力求实现：
（1）变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需；
（2）选挡、换挡轻便、灵活、可靠；
（3）同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡；
（4）齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。

1.2 研究现状
众所周知，中国国内市场的微型系列车型，90%都来自日本技术，更确切地说，是来自于日本铃木技术。

国内的许多微型车厂在研发、生产方式上，或是购买日本技术，或是与日方联合经营，自主独立开发的能力相对欠缺。

因此，在微型车型及所属关紧部件的研发方面的发展相对滞后，进而造成国内的许多老型产品一干就是十几年，甚至二十几年的尴尬局面。

同时，由于国际市场的导向，微型车的根据地日本在此方面的投入也没有更大、更新的研究与发展。

所以从微型汽车后驱动变速器的发展来看，并没有特别新的技术在产品中应用。

但是根据我们国家的实际现状，目前中国市场对微型车的需求，在短时间内，甚至相当长的一段时间内微型车仍然具有一定的发展的空间。

国内的中、小城市，及山区，从居民的购买能力及所需看，微型车由于其价格低、经济适用，仍然具有广阔的市场份额。

近几年来，微型车的销售占中国汽车总销售量约25%。

尤其以生产微型车
为主的长安集团在内，2005年内的整车销售排在全国第三位的良好势头。

据了解国内生产微型汽车如长安、柳洲五菱等车厂，后驱动发动机所配的变速器结构先进、合理，在满足同等排量发动机匹配所需的同时，市场反映效果也较好。

汽车变速器发展经历了100多年，从最初采用侧链传动到手动变速器，到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再向无级自动变速器方向发展。

变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。

手动变速器(MT)主要采用齿轮传动的降低原理，变速器内有多组传动比不同的齿轮副，汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。

我国汽车工业采用CAD技术，从无到有，至今已有十多年的历史。

与其他机械产品相比，汽车行业在计算机应用的投入比较多。

各汽车厂纷纷引进软硬件并逐步建立了计算机辅助系统。

AutoCAD在用户的心目中也变成了二维设计软件的缩影。

1.3 变速器的设计思想
根据发动机匹配的微型车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。

新型后驱动变速器应满足：
（1）发动机排量1.3升；
（2）五个前进挡，一个倒档；
（3）输入、输出轴保证两点支承；
（4）采用同步器，保证可靠平稳换挡；
（5）齿轮、轴及轴承满足使用要求。

1.4 研究的主要工作内容
中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。

1.确定合适的布置结构
变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。

2.进行主要参数的选择
确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。

3.进行主要零部件及其他结构的设计
齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及
校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。

4.绘制图纸
根据设计方案，通过CAD完成装配图及零件图的绘制。

第2章变速器设计的总体方案
变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。

所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。

2.1 设计依据
随着消费者对汽车安全性、舒适性、经济性和动力性需求的提高，微型汽车的技术含量不断提高。

长安汽车在微型车领域具有里程意义，长安之星是适应微车市场发展的新需求而诞生的产品。

为其设计新型后驱动变速器以使变速器结构更加紧凑、合理、承载能力强。

选择车型为长安之星SC6371进行设计，基本性能参数如表2.1。

表2.1 基本性能参数
故车轮滚动半径近似等于轮胎半径，为r=330.2/2+115.5=280.6mm。

2.2 变速器传动机构布置方案
中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。

变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。

如图2.1所示。

图2.1 传动方案图
变速器采用三轴式刚性支承，能提高轴的刚度。

第一轴后端经轴承支承在第二轴前端的孔内，第二轴前端与常啮合主动齿轮做成一体，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。

使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可高达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。

挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮不采用常啮合齿轮传动，各挡位采用同步器换挡[3]。

2.3 变速器基本参数的确定
2.3.1 挡数的确定
挡数的设置与整车的动力性和经济性有关。

就动力性而言，增加变速器的挡数，能够增加发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了整车的加速与爬坡能力。

就燃油经济性而言，挡数多，增加了发动机在低油耗区工作的可能性，降低油耗。

所以挡数设置为五档。

2.3.2 传动比的确定
1.确定主减速器传动比
根据
max 50
0.377p n r Ua i i （2.1） 式中：max Ua ——最高车速，135km/h ；
p n ——发动机最大功率下的转速，6000r/min ；
r ——车轮半径，0.281m ；
5i ——变速器最高挡传动比，1.0；
0i ——变速器主减速比。

由公式（2.1）得：0max 5
0.377p n r i Ua i ==4.708。

2.确定变速器一挡传动比1i
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：max 10max max max (cos sin )e T r T i i mg f mg r ηααψ≥+=，则由
最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为[1]：
m a x 1m a x 0r T
m g r i T e i ψη≥ （2.2） 式中：m ——汽车总质量，1580kg ；
g ——重力加速度，9.8N kg ；
max ψ——道路最大阻力系数，由于一般沥青或混凝土路面滚动阻力系数f=0.018~0.020，故取f=0.019；最大爬坡度max tan 0.32i α==，故坡角max α=017.74，所以max ψ为0.323；
r r ——驱动车轮滚动半径，0.281mm ；
max Te ——发动机最大转矩，102N·m ；
0i ——主减速比，4.708；
T η——汽车传动系的传动效率，轿车可取0.9~0.92，故选T η为0.9。

由公式（2.2）得：1 3.252i ≥； 根据驱动车轮与路面的附着条件
max 102T r Te i i G r ηϕ≤，求得变速器一挡传动比为[1]： 21m a x 0r T
G r i Te i ϕη≤ （2.3） 式中：2G ——汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于发动机前置后轮驱动的乘用车，满载时后轴占50%~55%，故取2G =55%mg ；
ϕ——道路的附着系数，计算时取ϕ=0.5~0.6，故选ϕ为0.6；
r r ，max Te ，0i ，T η——见式（2.2）下说明。

由公式（2.3）得：1 3.322i ≤；最终取1 3.320i =。

3.确定其他挡传动比
由于汽车传动系各挡的传动比大体上是按等比级数分配的，且5i =1，q 为各挡公
比，则2344321,,,i q i q i q i q ====，故4321.35, 1.35, 1.82, 2.46q i i i ====。

2.3.3 变速器中心距的确定
对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距A ，初选中心距时，可根据下述经验公式计算[3]：
A K = （2.4）
式中：A K ——中心距系数，乘用车：A K =8.9~9.3，取A K =9.3；
max Te ——发动机最大转矩，102 N·m ； 1i ——变速器一挡传动比，3.32；
g η——变速器传动效率，取96%。

由公式（2.4）得：A=63.95mm ；
乘用车变速器的中心距在60~80mm 范围内变化，圆整后得变速器中心距A=70mm 。

2.3.4 变速器轴向尺寸的确定
变速器的轴向尺寸与挡位数、齿轮型式、换挡机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A 的尺寸参照下式初选。

乘用车变速器壳体的轴向尺寸为（3.0~3.4）A ，取3.2A=224mm 。

2.4 本章小结
本章主要通过分析整车和发动机、底盘参数，对新型后驱动变速器的总体方案进行确定。

其中包括：变速器传动方案的布置，中心距的确定，挡位的设置，各挡传动比的确定及轴向尺寸的确定等。

通过确定变速器的基本参数，便于其他零部件的设计选用，为下一步的设计计算奠定基础。

第3章主要零部件的设计及计算
3.1 齿轮的设计及校核
3.1.1 齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配
1.模数m
齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。

对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在
1.8~14.0t的货车为
2.0~
3.5mm，取m=2.5mm。

2.压力角α
国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。

3.螺旋角β
选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。

螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。

轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。

乘用车中间轴式变速器为22~34，选26
β=。

4.齿宽b
齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽b。

c
b K m
=，其中c K为齿宽系数。

变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮c K=4.5~8.0；常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮c
K=6.0~8.5。

5.齿顶高系数
齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿
顶厚度等有影响。

一般齿轮的齿顶高系数
01.0
f=，为一般汽车变速器齿轮所采用。

6.各挡齿轮齿数的分配
分配齿数时应注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。

（1）确定一挡齿轮的齿数
由于一挡采用斜齿轮传动，所以齿数和
2cos
h
n
A
Z
m
β
==50，修正后得26.77
β=。

齿轮的变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凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及
齿轮的啮合噪声[6]。

凑配中心距910'()702cos n
Z Z m A mm A β+=
≈=；
斜齿端面模数 2.80cos n
t m m mm β
==； 啮合角'910cos ()cos 0.93972t
m Z Z A
αα=
+=，得'20αα==； 故总变位系数0x ε=，即为高度变位。

根据齿数比9
10
1.94Z u Z =
=查得：1090.22,0.22x x ==-故。

两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。

一挡齿轮参数如表3.1。

表3.1 一挡齿轮基本参数
因为计算齿轮和h Z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的h Z 重新计算中心距A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。

702cos h n
Z m A mm β
=
=。

（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数 由一挡传动比29
1110
Z Z i Z Z =
求出常啮合传动齿轮的齿数比：
210
119
Z Z i Z Z = （3.1） 而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即：
12()
2cos m Z Z A β
+=
（3.2）
由公式（3.1）（3.2）得：1219,32Z Z ==。

核算29
1110
Z Z i Z Z =
=3.27，与前1 3.32i =相差较小，故由（3.2）式得：齿轮1、2精确的螺旋角224.40β=。

凑配中心距12'()702cos n
Z Z m A mm A β
+=
≈=；
斜齿端面模数 2.75cos n
t m m mm β
==； 啮合角'12cos ()cos 0.94192t
m Z Z A
αα=+=，故'19.7α=，角度变位。

根据齿数比2
1
1.68Z u Z ==，查得120.02,0.210.23x x x ε=-==-故。

常啮合齿轮参数如表3.2。

表3.2 常啮合齿轮基本参数
二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角8β与常啮合齿轮2β不同，由72
281
Z Z i Z Z =得：
71
282
Z Z i Z Z = （3.3）
而788
()
2cos m Z Z A β+=
（3.4）
此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
27
2128
8tan (1)tan Z Z Z Z Z ββ=++ （3.5）
联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角822β=，解式（3.3）（3.4）求出
7831,21Z Z ==。

再把788Z Z β、及代入式（3.5），检查近似满足轴向力平衡关系。

凑配中心距78'8
()70.1052cos n
Z Z m A mm A β+=
=>；
斜齿端面模数8
2.70cos n
t m m mm β==； 啮合角'78'cos ()cos 0.939572t
m Z Z A
αα=+=，故'20.02α=，正角度变位。

根据齿数比7
8
1.48Z u Z ==，查得870.002,0.120.118x x x ε===-故。

二挡齿轮参数如表3.3。

表3.3 二挡齿轮基本参数
同理：三挡齿轮566272522Z Z β===，，，近似满足轴向力平衡关系。

凑配中心距56'6
()70.1052cos n
Z Z m A mm A β+=
=>；
斜齿端面模数6
2.70cos n
t m m mm β==； 啮合角'56'
cos ()cos 0.939572t m Z Z A αα=+=，故'
20.02α=，正角度变位。

根据齿数比5
6
1.08Z u Z ==，查得650.002,0.060.058x x x ε===-故。

三挡齿轮参数如表3.4。

表3.4 三挡齿轮基本参数
同理：四挡齿轮344222825.8Z Z β===，，，近似满足轴向力平衡关系。

凑配中心距34'4
()69.422cos n
Z Z m A mm A β+=
=<；
斜齿端面模数4
2.78cos n
t m m mm β==； 啮合角'34'cos ()cos 0.94082t
m Z Z A
αα=+=，故'19.81α=，负角度变位。

根据齿数比4
3
1.27Z u Z ==，查得430.018,0.12,0.138x x x ε=-==-故。

四挡齿轮参数如表3.5。

表3.5 四挡齿轮基本参数
（5）确定倒挡齿轮齿数
倒挡齿轮选用的模数往往与一挡相近。

倒挡齿轮13Z 的齿数，一般在21~23之间，初选1323Z =，计算出输入轴与倒挡轴的中心距'A 。

设'1212131
21,()552
Z A m Z Z mm ==
+=则。

为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙，故取1134Z =，满足输入轴与中间轴的距离。

假设当齿轮11和12啮合时，中心距''11121
()68.752
A m Z Z A =+=<，且''0.5A A mm ->。

故倒挡轴与中间轴的中心距11131
()71.252
A m Z Z mm =
+=总，圆整后得70A mm =总。

根据中心距'A 求啮合角'α：
'1213'cos ()cos 0.93972m
Z Z A
αα=
+=，故'20αα==，高度变位。

根据齿数比13
12
1.10Z u Z =
=，查得12130,0.05,0.05x x x ε===-故。

112
121
2.73Z Z i Z Z =
=倒。

倒挡齿轮参数如表3.6。

表3.6 倒挡齿轮基本参数
3.1.2 轮齿强度计算
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）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。

轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，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极少，而后者出现的多些[3]。

变速器抵挡小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。

齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。

点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。

通常是靠近节圆根部齿面点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。

1.轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力ωσ
3
2g f
c T K K m ZK y
σωσπ=
（3.6）
式中：g T ——计算载荷（N·mm ）；
K σ——应力集中系数，可近似取K σ=1.65；
f K ——摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲
应力的影响也不同：主动齿轮f K =1.1，从动齿轮f K =0.9；
c K ——齿宽系数； y ——齿形系数。

倒挡主动轮12，查手册得y=0.133，代入（3.6）得450.33800Mpa Mpa ωσ=<； 倒挡传动齿轮13，查手册得y=0.128，代入（3.6）得349.56400Mpa Mpa ωσ=<； 倒挡从动轮11，查手册得y=0.144，代入（3.6）得210.19800Mpa Mpa ωσ=<； 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩max Te 时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400~800Mpa ，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。

故ωσ<[ωσ]，弯曲强度足够。

（2）斜齿轮弯曲应力ωσ
3
2c o s g n c T K Zm yK K σ
ωε
βσπ= （3.7）
式中：g T ——计算载荷（N·mm ）；
β——斜齿轮螺旋角（）；
K σ——应力集中系数，可近似取K σ=1.50； Z ——齿数；
n m ——法向模数（mm ）
； y ——齿形系数，可按当量齿数在图中查得；
c K ——齿宽系数；
K ε——重合度影响系数，K ε=2.0。

一挡齿轮10，查图得y=0.152，代入（3.7）得ωσ=153.93Mpa ； 一挡齿轮9，查图得y=0.139，代入（3.7）得ωσ=86.71Mpa ； 二挡齿轮8，查图得y=0.145，代入（3.7）得ωσ=158.26Mpa ； 二挡齿轮7，查图得y=0.141，代入（3.7）得ωσ=110.25Mpa ； 三挡齿轮6，查图得y=0.146，代入（3.7）得ωσ=132.03Mpa ； 三挡齿轮5，查图得y=0.141，代入（3.7）得ωσ=126.58Mpa ；
四挡齿轮4，查图得y=0.155，代入（3.7）得ωσ=107.82Mpa ； 四挡齿轮3，查图得y=0.131，代入（3.7）得ωσ=162.37Mpa ； 常啮合齿轮1，查图得y=0.151，代入（3.7）得ωσ=141.41Mpa ； 常啮合齿轮2，查图得y=0.137，代入（3.7）得ωσ=92.54Mpa ；
当计算载荷g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max Te 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180~350Mpa 范围，所有斜齿轮满足ωσ<[ωσ]，故弯曲强度 足够。

2.轮齿接触应力计算
j σ= （3.8）
式中：j σ——轮齿的接触应力（Mpa ）；
F ——齿面上的法向力（N ）， 1
cos cos F F αβ
=
；
1F ——圆周力（N ），12g T F d
=
；
g T ——计算载荷（N·mm ）； d ——节圆直径（mm ）；
α——节点处压力角（）； β——齿轮螺旋角（）；
E ——齿轮材料的弹性模量，合金钢取E=52.0610Mpa ⨯； b ——齿轮接触的实际宽度（mm ）；
z ρ、b ρ——主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm ），直齿轮
sin ,sin z z b b r r ραρα==，斜齿轮22sin sin ,cos cos b z z b
r r αα
ρρββ
=
=；z r 、b r 为主、从动齿轮的节圆半径（mm ）。

将上述有关参数代入式（3.8），并将作用在变速器第一轴上的载荷max Te /2作为计算载荷时，得出：
一挡接触应力808.991900j Mpa Mpa σ=<； 二挡接触应力801.211300j Mpa Mpa σ=<； 三挡接触应力721.151300j Mpa Mpa σ=<； 四挡接触应力744.271300j Mpa Mpa σ=<；
常啮合接触应力770.731300j Mpa Mpa σ=<；
倒挡接触应力996.681900j Mpa Mpa σ=<（齿轮12主动，13从动）；
851.891900j M p a M p a
σ=<（齿轮13主动，11从动）； 对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力[j σ]，一挡和倒挡[j σ]=1900~2000Mpa ，常
啮合齿轮和高挡[j σ]=1300~1400Mpa 。

故所有齿轮满足j σ<[j σ]，接触强度足够。

3.1.3 变速器齿轮的材料及热处理
变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。

国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为58~63HRC ，心部硬度为33~48HRC 。

淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。

回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定；消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求[8]。

3.2 轴的设计及校核
变速器轴在工作过程中承受着转矩和来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。

刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的硬度、耐磨性及寿命。

3.2.1 初选轴的直径
轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。

变速器轴的最大直径d 与支承间的距离l 可按下列关系式初选：
对第一轴及中间轴
0.16~0.18d l = 对第二轴 0.18~0.21d l
= （3.9） 中间轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d 可根据中心距A （mm ）按下式初选：
(0.45~0.60)d A ≈，取20.5538.5,0.642d A mm d A mm ====中；
第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩max Te （N·mm ）按下式初选：
(4~d =；
取121.03d mm ==，为满足发动机最大转矩要求，取123d mm =。

代入
（3.9）式： 第一轴取
0.16d l =，则231l mm ≈； 中间轴取
0.16d l =，则241l mm ≈； 第二轴取0.21d l
=，则200l mm ≈。

初选的轴径还需要根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性挡圈等标准以及轴的刚度与强度等结果进行修正。

3.2.2 轴的设计
初选轴的材料为45号钢，调质处理。

调质是淬火后在400~720℃进行高温回火，用来使钢获得高的韧性和足够的强度。

轴的结构设计是要尽量保证轴便于加工，轴上零件易于装拆；轴和轴上零件要有准确的工作位置；各零件要牢固而可靠地相对固定；以及改善受力情况，减少应力集中和提高疲劳强度。

1.输入轴的设计
如图3.1。

图3.1 输入轴图
第一段：接离合器从动轴轴承。

根据第一轴花键部分直径及轴承标准，取117d mm =。

查手册选用深沟球轴承6203，174012d D B ⨯⨯=⨯⨯，取115l mm =。

第二段：为花键轴段，接离合器从动盘。

第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。

花键连接比平键连接具有承载能力高，对轴削弱程度小，定心好和导向性能好等优点。

根据第一轴花键直径d=18mm ，查《汽车设计》得花键内径d=18mm ，花键外径D=23mm ，花键齿数n=10，键齿宽b=4mm ，有效齿长l=20mm ，即取229l mm =。

第三段：过渡轴，取3323,38d mm l mm ==。

第四段：轴承支承段。

这一段轴根据轴承标准取425d mm =，查《机械设计手册》选用圆锥滚子轴承32305，256225.2524d D T B ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯。

根据轴径，选择卡环对轴承进行轴向固定，查手册选用挡圈GB/T 893.1-1986 62（孔径062d mm =，材料为65Mn ，热处理硬度44~51HRC ，经表面氧化处理的A 型孔用弹性挡圈），取427l mm =。

第五段：齿轮段，一挡、倒挡、二挡主动轮与轴做为一体。

取526d mm =。

根据齿宽等因素，取573l mm =。

第六段：过渡轴，取6642,4d mm l mm ==。

第七段：通过滚针轴承接变速器三挡主动轮。

取735d mm =，根据标准选用向心 滚针和保持架组件：K 354020⨯⨯ JB/T 7918-1997，取725l mm =。

第八段：花键轴段，接同步器。

根据735d mm =，选择矩形花键630346N d D B ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯，取830d mm =，820l mm =。

第九段：通过滚针轴承接四挡主动轮，结合第七段轴选用滚针轴承K 283520⨯⨯，取928d mm =，925l mm =。

第十段：轴承支承段。

取1025d mm =，查手册选用圆锥滚子轴承32305，256225.2524d D T B ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯。

在轴承外圈开槽放卡环与箱体进行固定，查手册选用挡圈GB/T 893.1-1986 62（孔径062d mm =，材料为65Mn ，热处理硬度44~51HRC ，经表面氧化处理的A 型孔用弹性挡圈）。

D=66.2mm ，s=2mm ，b=5.2mm ，取1035l mm =。

第十一段：花键轴段，接同步器。

根据1025d mm =选用矩形花键621245N d D B ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯，取1121d mm =，1120l mm =。

第十二段：与输出轴常啮合齿轮相连，根据轴承标准取1220d mm =，选用非标准件滚针202730d D B ⨯⨯=⨯⨯，取1228l mm =。

2.中间轴的设计
如图3.2。

图3.2 中间轴图
（1）最小直径估算。