輕型載貨車五檔變速器總成及變速傳動機構設計

1、輕型載貨車五檔變速器總成及變速傳動機構設計目錄第一章 前言第二章 輕型載貨車主要參數(shù)的確定 2.1質(zhì)量參數(shù)的確定 2.2發(fā)動機的選型第三章 變速器的設計與計算 3.1設計方案的確定 兩軸式 三軸式 液力機械式 確定方案 3.2零部件的結構分析 3.3基本參數(shù)的確定 變速器的檔位數(shù)和傳動比 中心距 變速器的軸向尺寸 齒輪參數(shù) 各檔齒輪齒數(shù)的分配 3.4齒輪的設計計算 幾何尺寸計算 齒輪的材料及熱處理 齒輪的彎曲強度 齒輪的接觸強度第一章 前言本次設計的課題為輕型載貨車五檔變速器總成及變速傳動機構設計，該課題來源于結合生產(chǎn)實際。本次課題研究的主要內(nèi)容是： 1.進行變速傳動機構的設計（不包括同步器）

2、，完成標準件的選型。 2.完成強度計算。 3.對軸、齒輪等主要零件進行制造工藝分析。 4.對變速器裝配工藝進行分析，包括裝配順序、軸承游隙調(diào)整、潤滑等關于變速器的設計，首先要確定變速器的各檔位的傳動比和中心距，然后計算出齒輪參數(shù)以選擇合適的齒輪并且對其進行校核，接著是初選變速器軸與軸承并且完成對軸和軸承的校核，最終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。本課題所設計出的變速器可以解決如下問題： a.正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，使之與發(fā)動機參數(shù)匹配，以保證汽車具有良好的動力性與經(jīng)濟性； b.設置空檔以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設置倒檔使汽車可以倒退行駛； c.操縱簡單、方便、

3、迅速、省力； d.傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲； e.體小、質(zhì)輕、承載能力強，工作可靠； f.制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長； g.貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定。第二章 輕型載貨車主要參數(shù)確定2.1 質(zhì)量參數(shù)的確定商用貨車的總質(zhì)量ma由整備質(zhì)量m0、載質(zhì)量me和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即 ma=m0+me+65n1 1)整車整備質(zhì)量m0由ma= m0+me+65n1,得： m0=ma-(me+65n1) =3720-(1750+65×2） =1840kgm0=1840kg2)質(zhì)量系數(shù)m0 m0=me/m0=1750/1840

4、=0.951m0=0.9512.2 發(fā)動機的選型根據(jù)已知數(shù)據(jù)對發(fā)動機最大功率進行估算，由公式： 其中AB1H=1.414×2.023=2.8605m2代入數(shù)據(jù)，得： =1/0.90（3720×9.8×0.02×100/3600+0.9×2.8605×1003/71640） = 58.5kw參考數(shù)據(jù)，選用以下發(fā)動機，主要參數(shù)如下：型號一汽解放CA488額定功率/轉速（kw/r/min）65/4800最大扭矩/轉速（N.m/r/min）157/2800汽缸數(shù)4缸徑（mm）87.5第三章 變速器的設計與計算3.1 設計方案的確定輕型載貨車變

5、速器一般選用機械式變速器，它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。采用這種變速器的輕型載貨車通常有35個前進檔和一個倒檔。最近幾年液力機械變速器和機械式無級變速器在汽車上的應用越來越廣泛，根據(jù)目前廣泛使用變速器的種類，以及應用的范圍，初步擬定三種設計方案。 兩軸式兩軸式變速器結構簡單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高。兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體。當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔位均采用常嚙合齒輪（斜齒圓柱齒輪）傳動,但兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸

6、承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損。這種結構適用于發(fā)動機前置、前輪驅(qū)動或發(fā)動機后置、后輪驅(qū)動的轎車和微、輕型貨車上，其特點是輸入軸和輸出軸平行，無中間軸。 三軸式三軸式變速器的第一軸常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉矩因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小, 其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉矩。因此，在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，但除了直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低，適用于傳統(tǒng)的發(fā)動機前置、

7、后輪驅(qū)動的布置形式。 液力機械式由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成,其特點是傳動比可在最大值和最小值之間的幾個間斷范圍內(nèi)作無級變化，但結構復雜，造價高，傳動效率低。 確定方案由于輕型載貨車一般是傳統(tǒng)的發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動的布置形式，同時考慮到制造成本以及便于用戶維護等因素，再結合變速器的特點和任務書的要求，現(xiàn)選用三軸式變速器（見圖3-1）。 圖3-1 三軸式變速器與前進檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式倒檔。變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒

8、輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，一檔與倒檔，都應當布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，本課題采用如下方案（見圖3-2）。圖3-2 倒檔布置3.2 零部件的結構分析a.齒輪型式考慮到本課題采用三軸式變速器，采用同步器換檔，故選用直齒圓柱齒輪用來換檔。b.軸的結構分析變速器軸在工作時承受轉矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合，產(chǎn)生較大的噪聲，降低使用壽命。軸的結構形狀除應保證其強度與剛度外，還應考慮齒輪、軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有密切關系。第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側定心的矩形

9、花鍵，鍵齒之間為動配合。第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應增大，可增強軸的剛度。當一檔、倒檔采用滑動齒輪掛檔時，第二軸的相應花鍵則采用矩形花鍵及動配合，這時不僅要求磨削定心的外徑，一般也要磨削鍵齒側，而矩形花鍵的齒側磨削要比漸開線花鍵容易。變速器中間軸分為旋轉式及固定式兩種。旋轉式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上。其上的一檔齒輪常與軸做成一體，而高檔齒輪則用鍵或過盈配合與軸連接以便于更換。固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，與殼體呈輕壓配合并用鎖片等作軸向定位。剛度主要由

10、支承于其上的連體齒輪（寶塔齒輪）的結構保證。僅用于當殼體上無足夠位置設置滾動軸承和軸承蓋時。c.軸承型式變速器多采用滾動軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結構選定，再驗算其壽命。第一軸前軸承（安裝在發(fā)動機飛輪內(nèi)腔中）采用向心球軸承：后軸承為外圈帶止動槽的向心球軸承，因為它不僅受徑向負荷而且承受向外的軸向負荷。為便于第一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽的單列向心球軸承，因為它也要承受向外的軸向力。某些轎車往往在加長的第二軸后端設置輔助支承，并選擇向心球軸承。旋轉式中

11、間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，此軸承不承受軸向力，因為在該處布置軸承蓋困難；后軸承為帶止動槽的向心球軸承。中間軸的軸向力應力求相互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受。中間軸軸承的徑向尺寸常受中心距尺寸限制，故有時采用無內(nèi)圈的短圓柱滾子軸承。固定式中間軸采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承著連體齒輪（塔輪，寶塔齒輪）。3.3 基本參數(shù)的確定 變速器的檔位數(shù)和傳動比不同類型汽車的變速器，其檔位數(shù)也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較?。s為34），過去常用3個或4個前進檔，但近年來為了提高其動力性尤其是燃料經(jīng)濟性，多已采用5個前進檔。輕型貨車變速器的傳動比變化范圍約為56，其他貨車為7以上，其中總質(zhì)量在3

12、.5t以下者多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向于增加1個超速檔；總質(zhì)量為3.5l0t多用五檔變速器；大于l0t的多用6個前進檔或更多的檔位。選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。a.根據(jù)汽車最大爬坡度確定汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有： （3-1）則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比為： （3-2）式中 汽車總質(zhì)量；重力加速度；道路阻力系數(shù)； max道路最大阻力系數(shù)；最大爬坡要求； 驅(qū)動車輪的滾動半徑；發(fā)動機最大轉矩；主減速比；汽車傳

13、動系的傳動效率。主減速比i0的確定： （3-3）式中 rr車輪的滾動半徑，m； np發(fā)動機轉速，r/min； igh變速器最高檔傳動比； vamax最高車速，km/h。本課題變速器igh=1，一般貨車的最大爬坡度約為30%，即=16.7°，f=0.02由公式（3-3）得：由公式（3-2）得：max°+sin16.7°=0.306b.根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定變速器檔傳動比為： （3-4）式中 汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷； 道路的附著系數(shù)，計算時取=0.50.6。因為貨車4×2后輪單胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為60%68%所以G2=3

14、720×9.8×68=24790N由公式（3-3）和公式（3-4）得：綜合a和b條件得： 4.36ig15.82，取ig1=（4.36+5.82）/25.09變速器的1檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速檔。中間檔的傳動比理論上按公比為 （其中n為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列。因為1.502，所以ig4=q=1.502， ig3= ig4×q=2.256，ig2= ig3×q=3.389，實際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。在變速器結構方案、檔位數(shù)和傳動比確定后，即可進

15、行其他基本參數(shù)的選擇與計算。 中心距中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選： （3-5）式中 中心距系數(shù)。對轎車取8.99.3；對貨車取8.69.6；對多檔主變速器，取9.511；變速器處于檔時的輸出轉矩，； （3-6） 發(fā)動機最大轉矩，Nm；變速器的檔傳動比；變速器的傳動效率，取0.96。由公式（3-6）得：=157×5.09×0.96=767.165N·m由公式（3-5）得:mm初選中心距也可以由發(fā)動機最大轉矩按下式直接求出： （3-7）式中 按發(fā)動機最大

16、轉矩直接求中心距時的中心距系數(shù)，對轎車取14.516.0，對貨車取17.019.5。由公式（3-7）得:mm商用車變速器的中心距約在80170mm范圍內(nèi)變化,初選A=100mm 變速器的軸向尺寸變速器的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機構的結構型式等都有直接關系，設計初可根據(jù)中心距A的尺寸參用下列關系初選。貨車變速器殼體的軸向尺寸：四檔（2.42.8）A五檔（2.73.0）A六檔 （3.23.5）A初選軸向尺寸:（2.73.0）A=（2.73.0）×100=270300mm變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 齒輪參數(shù)a.齒輪模齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載

17、荷作用下的靜強度所決定。選擇模數(shù)時應考慮到當增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質(zhì)量，則應增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應重視減小質(zhì)量。根據(jù)圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出齒輪模數(shù)m與彎曲應力之間有如下關系：直齒輪模數(shù) （3-8）式中 計算載荷，Nmm； 應力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65； 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9； 齒輪齒數(shù)； 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0；齒形系數(shù)，見圖3-3。齒高系數(shù)相同、節(jié)點處壓力角不同時：，；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時，；輪齒彎曲應力，當時，直齒齒輪的許用應力MPa。圖3-

18、3 齒形系數(shù)y（當載荷作用在齒頂,=20°,f0=1.0）根據(jù)參考同類車型，初選第一軸的軸齒輪的齒數(shù)z=19，查圖3-3得y=0.125。由公式（3-8）得：2.7343.515從輪齒應力的合理性及強度考慮,每對齒輪應有各自的模數(shù),但出于工藝考慮，模數(shù)應盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案。表3-1給出了汽車變速器齒輪模數(shù)范圍。表3-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn車型微型、輕型轎車中級轎車中型貨車重型汽車mn2.252.752.7533.504.54.506設計時所選模數(shù)應符合國標GB1357-78規(guī)定（表3-2）并滿足強度要求。表3-2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)（mm）11.251.5-2-2

19、.5-3-1.75-2.25-2.75-4-5-6-3.253.53.75-4.5-5.5-3.25由表3-1和表3-2并且參照同類車型選取m=3.5。b.齒形、壓力角和螺旋角汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角按下表取值。表3-3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角 項目車型齒形壓力角（度）螺旋角（度）轎車高齒并修形14.5°、15°、16°、16.5°25°45°一般貨車標準齒輪GB1356-7820°20°30°重型車標準齒輪GB1356-78低檔、倒檔22.5°、25°小螺旋

20、角齒形壓力角較小時，重合度較大，并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。試 驗證明對于直齒輪壓力角為28°時強度最高，超過28°強度增加不多；實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。本課題的所有齒輪選用標準齒輪。c.齒寬齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b： （3-9）式中 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0，斜齒輪取7.08.6；法面模數(shù)。第一軸常嚙

21、合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。由公式（3-9）得：b=（4.47.0）×3.5=15.424.5mm,可以確定各擋的齒輪的齒寬。常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪b=21mm,第一軸軸齒輪b=21mm，對應第二軸齒寬b=21mm1檔：中間軸上齒輪b=31mm,對應的一檔齒輪b=21mm；倒檔：b=75mm，對應的倒檔齒輪b=21mm。d.齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被使用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒輪的齒頂高系數(shù)f01.0，為一般汽車變速器齒輪所采用?，F(xiàn)代轎車變速器多采用齒頂高系數(shù)大于1的“高齒齒輪”（或相對于短齒齒輪而言而稱為長齒齒輪），因為它不

22、僅可使重合度增大，而且在強度、噪聲、動載荷和振動等方面均比正常齒高的齒輪有顯著改善，但存在相對滑動速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于0.3）等問題。本課題的齒頂高系數(shù)f01.0。 各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選變速器的檔位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結構方案簡圖后，即可對各檔齒輪的齒數(shù)進行分配。 圖3-4 本課題變速器結構簡圖a. 確定1檔齒輪的齒數(shù)已知1檔傳動比，且 (3-10)為了確定z9、z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和：直齒齒輪： （3-11）先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給z9、z10。為了使z9/z10盡量大一些，應將z10取得盡量小一些，這樣，在ig1已

23、定的條件下z2/z1的傳動比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設置第二軸的前軸承。Z10的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此z10的選定應與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速器中間軸的1檔直齒輪的最小齒數(shù)為1217，選擇齒輪的齒數(shù)時應注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減小大、小齒輪的齒數(shù)間有共約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。由公式（3-11）得：參考數(shù)據(jù)，取=59，考慮到上述條件以及選用了標準齒輪（齒數(shù)不要小于17），故取z10=17，得出z9=60-17=42。b.修正中心距A若計算所得的z9、z10不是整數(shù)，則取為整數(shù)后需按該式反算中心距A，修正后的中心

24、距則是各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。由公式（3-11）得：A=（3.5×59）/2=103.25mmc.確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) （3-12）確定了z7、z8后由公式（3-11）和（3-12）聯(lián)立方程求解z1、z2 , 故z1=19 ；z2=40d.確定其他檔位的齒輪齒數(shù)2檔齒輪副： （3-13）由公式（3-11）和（3-13）聯(lián)立方程求解z5、z6。因為 ig2= ig3×q=3.389 ，所以先試湊z5、z6。得出z7=36、z8=23，此時ig2=3.3。3檔齒輪副： （3-14）由公式（3-11）和（3-14）聯(lián)立方程求解z5、z6。因為 ig3= ig4×q

25、 =2.256 ，所以先試湊z5、z6。得出z5=28、z6=31，此時ig3=1.9。4檔齒輪副： （3-15）由公式（3-11）和（3-13）聯(lián)立方程求解z3、z4。ig4= q=1.502，所以先試湊z3、z4。得出z3=23、z4=36，此時ig4=1.3e.確定倒檔齒輪通常1檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪齒數(shù)z12=2123。則中間軸與倒檔軸之間的中心距為： （3-16）初選z12=22,由公式（3-15）得: 為了避免干涉，齒輪10與齒輪11的齒頂圓之間應有不小于0.5mm的間隙，則 （3-17）由公式（3-16）得: mmd11=da11-2ha=76-2×3.5

26、=69mm根據(jù)d11選擇齒數(shù)，取z11=19。最后計算倒檔與第二軸的中心距： （3-18）由公式（3-17）得: mm6.02綜合上述計算修正一下各檔的傳動比（見下表）。表3-4 各檔速比檔位12345倒檔速比5.09:13.389:12.256:11.502:11:16.02:13.4齒輪的設計計算3.4.1 幾何尺寸計算10常嚙合齒輪副：Z1=19 d=mz=3.5×19=66.5 da=d+2ha=66.5+2×3.5=73.5 df=d-2hf=66.5-2×3.5×1.25=57.75 Z2=40 d=mz=3.5×40=140 da

27、=d+2ha=140+2×3.5=147 df=d-2hf=140-2×3.5×1.25=131.251檔齒輪副： Z10=17 d=mz=3.5×17=59.5 da=d+2ha=59.5+2×3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2×3.5×1.25=50.75 Z9=42 d=mz=3.5×42=147 da=d+2ha=147+2×3.5=154 df=d-2hf=147-2×3.5×1.25=138.252檔齒輪副： Z8=23 d=mz=3.5×23=80

28、.5 da=d+2ha=80.5+2×3.5=87.5 df=d-2hf=80.5-2×3.5×1.25=71.75 Z7=36 d=mz=3.5×36=126 da=d+2ha=126+2×3.5=133 df=d-2hf=126-2×3.5×1.25=117.253檔齒輪副： Z6=31 d=mz=3.5×31=108.5 da=d+2ha=108.5+2×3.5=115.5 df=d-2hf=108.5-2×3.5×1.25=99.75 Z5=28 d=mz=3.5×2

29、8=98 da=d+2ha=98+2×3.5=105 df=d-2hf=98-2×3.5×1.25=89.254檔齒輪副：Z4=36 d=mz=3.5×36=126 da=d+2ha=126+2×3.5=133 df=d-2hf=80.5-2×3.5×1.25=71.75 Z3=23 d=mz=3.5×23=80.5 da=d+2ha=80.5+2×3.5=87.5 df=d-2hf=80.5-2×3.5×1.25=71.75倒檔齒輪： Z12=22 d=mz=3.5×22=

30、77 da=d+2ha=77+2×3.5=84 df=d-2hf=77-2×3.5×1.25=68.25 Z11=19 d=mz=3.5×19=66.5 da=d+2ha=66.5+2×3.5=73.5 df=d-2hf=66.5-2×3.5×1.25=57.75見圖3-4（單位：mm）。3.4.2 齒輪的材料及熱處理現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結合,以大大提高其接觸強度,彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應考慮到其機械加工性能及制造成本。國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常

31、用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。為消除內(nèi)應力，還要進行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下4：mn3.5 滲碳深度0.81.2mm3.5mn5 滲碳深度0.91.3mmmn5 滲碳深度1.01.6mm滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC5863，心部硬度為HRC3348。本課題變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。3.4.3 齒輪的彎曲強度直齒齒輪彎曲應力： （3-19）式中 計算載荷，Nmm； 應力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65； 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9； 齒輪模數(shù)； 齒輪齒數(shù)； 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0；齒形系數(shù)，見圖3-3。齒高系數(shù)相同、節(jié)點處壓力角不同時：，；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時，；輪齒彎曲應力，當時，直齒齒輪的許用應力MPa。因為該變速器所有的齒輪采用同一種材料，所以當校核時只要校核受力最大和危險的檔位齒輪。故分別計算檔、倒檔齒輪的彎曲強度。a.1檔齒輪副：主動齒輪z10=17,從動齒輪z9=42檔主動齒輪的計算載荷Tj=Temaxi12=157×42/17387.9N·m由公式（3