毕业设计（论文）某型轿车变速器设计

1、某型轿车变速器设计摘要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。变速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能1。本次设计任务是设计一款用于中型轿车的前置后驱式机械式五挡变速器。手动变速器具有结构简单、效率高、功率大、制造成本低等显著优点，所以在中国乘用车市场一直占据着汽车变速器的主导地位。本次设计拟采用中间轴式变速器，其显著优点是直接挡利用率较高，在其他前进挡位工作时一

2、挡仍然有较大的传动比。但在其他前进挡位工作时其传动效率略有降低，同时由于其操作复杂，会使驾驶员产生疲劳感，噪声较大，这是它的缺点。首先要选择发动机型号，确定发动机的最大功率、最大扭矩、最高转速等重要参数，然后根据上述参数选择最大及最小传动比，合理分配各挡传动比。结合运用汽车设计、汽车理论、机械设计、机械原理等知识，计算出变速器各个齿轮及轴的参数并校核其强度，论证设计方案的合理性，最后要画出变速器齿轮和轴的零件图。关键词：变速器，中间轴，传动比，齿轮，轴some vehicle tranmission gearbox designabstractthe transmission gearbox

3、is used to change torque and the rotate speed from engine to driving gear, in-situ start, the hill climbing, the curve, the acceleration and so on under each kind of travel operating mode, the goal is to obtain the different force of traction and the speed, meanwhile makes the engine to work in the

4、most advantageous operating mode scope.the transmission gearbox is equipped with the neutral which can stop the power from the engine to the driving gear transmission when starting engine, the automobile glide or parking,the transmission gearbox is equipped with the reverse gear, makes the automobil

5、e to obtain reversing travel ability.when needed, the transmission gearbox also has the dynamic output function.the task is to design one five-gear manual transmission used in the front engine rear drive intermediate.the manual transmission gearbox has many advantages including simple structure, hig

6、h efficiency, big power, low production cost, therefore which is always occupying the automobile transmission gearbox dominant position in vehicle market of china.this design plans to use the middle shaft-type transmission gearbox which has the merit of high efficiency in the positive gear,and when

7、working in the other forward gears position still has the great velocity ratio,but reduces the transmission efficiency, because of its complicated operation, it can make the pilot to have the weary feeling, the big noise, this is its shortcoming.first we must choose the engine type, gain the maximum

8、 power, the maximum torque, the highest rotate speed, the important parameter and so on , then according to above parameter choose the biggest and the smallest velocity ratio, distribute all the velocity ratio rational.using the knowledge about automobile design, automobile theory, machine design, m

9、echanism and so on, we can calculate the parameter of each gear and the axis and examine its intensity, prove the papers rationality, finally must draw the part drawing of an gear and an axis.key word: transmission gearbox, intermediate shaft, velocity ratio, gear, ax1 引言变速器是汽车动力系统中仅次于发动机的重要部件，直接涉及操

10、控乐趣和驾乘舒适性。变速器位处离合器和传动轴之间，它将发动机的动力和转速输出进行调节后，再传给驱动轮，起到调配作用。现代汽车的动力装置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有相当多的优点，如体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。如在坡道上行驶时，所需的牵引力往往是发动机所能提供的牵引力的数倍。而且一般发动机如果直接与车轮相连，其输出转速换算到对应的汽车车速上，将达到现代汽车极限速度的数倍。上述发动机牵引力、转速与汽车牵引力、车速要求之间的矛盾，单靠现代汽车内燃机本身是无法解决的。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力使驱动轮的扭矩增大到

11、发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一2。纵观变速器发展历史长河，我们做一简单比较:从1894年犹如走楼梯的mt手动变速器批量应用，到1908年at自动变速器的应用，如同乘坐上了自动扶梯；1995年出现了全新的手自一体变速器，既可以手动又可以自动操控几个固定挡位切换速比。我们经历了变速器发展过程中有挡位的几个时代发展。直到1997年cvt无级变速器应运而生，从而将变速器的发展带入了无挡位时代，这种变速器无齿轮传动，实现无缝加速，好比乘坐普通升降电梯，成为变速器发展史的里程碑。随着2004年日产研发的最新一代cvt-xtronic面世，就好比是乘坐了高速升降电梯。车辆行驶

12、过程中，从低速到高速就如同从商场一楼到五楼，不同的变速器给我们带来了不同的到达方式，让我们体会到不同的舒适性、操控性和经济性。乘用车市场上最常用的五种变速器mt、传统at、amt、cvt和dct。按变速器功能可分为两类:手动变速器和自动变速器。手动变速器即mt，自动变速器包括传统at, amt、cvt及dct。如果按变速结构可分为三类:圆柱齿轮、行星齿轮及锥盘。圆柱齿轮类包括mt、amt、dct；行星齿轮类包括传统at及使用了多片湿式离合器替代液力变矩器的at。锥盘类包括金属钢带cvt及半环面锥轮无级变速器等。 mt的优势是传动效率高及成本低，但换挡复杂。amt传动效率也高，且具备自动换挡功能

13、，但换挡冲击性有待解决。传统at换挡舒适，但效率及经济性较差。cvt的关键零部件完全依赖进口且传动带寿命相对较短，且由于采用了液力变矩器也未必省油。综合来说dct兼顾了经济性、动力性、舒适性于一体，是将来各大厂商发展的重点对象。控制技术和电子信息技术的高速发展，使得自动变速器得到快速发展，手动变速器向自动变速器发展的趋势越发明显。新技术的发展一方面仍在不断改善现有变速器的性能，如自动变速器的多段化、电控化及液力变矩器低速区域的低速化等，另一方面新军凸起，双离合变速器已在市场上得到小范围应用。总体来看，变速器技术朝着兼顾舒适性、动力性、经济性三个方向发展。本次设计将根据自己能力及中国国情设计一款

14、用于中高档轿车的五挡手动变速器。2 变速器概述2.1 变速器功能及基本要求变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求：1) 变速器的挡位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；2) 设置空挡以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒挡使汽车可以倒退行驶；3) 操纵简单、方便、迅速、省力；4) 传动效率高，工作平稳、无噪声；5) 体小、质轻、承载能力强，工作可靠；6) 制造容易、成本低廉、维修方

15、便、使用寿命长；7) 贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；8) 需要时应设置动力输出装置。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、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。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速器传动机构可按前进挡数或轴的形式不同分类，按前进挡数可分为：三挡、四挡、五挡、多挡变速器；按前进挡数可分为固定轴式和旋转轴式变速器，其中固定轴式变速器又可划分为两轴式、中间轴式、双中间轴式、多中间轴式变速器。在原有

16、变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动化方向发展的趋势。2.2 变速器基本参数选择根据所要设计的变速器选择汽车基本参数如下表2-1：表2-1 轿车基本参数参数发动机型号2.0lv6满载质量（kg）1860kg最高转速(r/min)6000r/min最大扭矩（nm/）185/3500最大功率（kw）1526主减速比i0驱动车轮的滚动半径rr（mm）4.83403 变速器传动机构布置方案3.1 传动机构布置方案分析3.1.1 固定轴式变速器 有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，因此在各种类型的汽车上均得到

17、了广泛的应用。其中两轴式和中间轴式变速器得到了最广泛的应用。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。由于两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传动比取值的上限(ig14.04.5)也受到较大限制，所以本设计选择中间轴式变速器。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。中间轴式变速器第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接挡。此时，齿

18、轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩因此，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是中间轴式变速器的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距(影响变速器尺寸的重要参数)较小的情况下仍然可以获得大的一挡传动比，这是中间轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接挡外其他各挡的传动效率有所降低。在挡数相同的条件下，各中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数、轴的支承方式、换挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上有差别。图3-1所示为中间轴式五挡变速器传动方案示例。图3-1a所示方案中，除一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图3-1b、c、d所示方案的

19、各前进挡，均采用常啮合齿轮传动。图3-1d所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度、减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。图3-1 中间轴式五挡变速器传动方案以上各方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。本设计采用图3-1b的传动机构布置方案，前进挡均为常啮合齿轮传动。3.1.2 倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换

20、倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。图3-2为常见的倒挡布置方案。图3-2b中所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴上的长度；但换挡时要求有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图3-2c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图3-2d所示方案针对前者的缺点作了修改。因而取代了图3-2d的方案。图3-2e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，使其齿宽加长。图3-2f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图3-2g所示方案，；其缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器

21、上盖中的操纵机构复杂一些。本设计中综上考虑采用图3-2d的倒挡布置方案。图3-2 倒挡布置方案变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，本次设计采用的中间轴式变速器的一挡和倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样做既可以使轴具有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，轮齿磨损与噪声

22、在短时间内略有增加，而在一挡工作时轮齿的磨损与噪声有所减少。倒挡设置在变速器的左侧或右侧，在结构上都能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向变了。除此之外，倒挡中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响，如图3-3所示。图3-3 倒挡轴位置与受力分析3.1.3 其他问题常用挡位的轮齿因接触应力过高而易造成表面点蚀损坏。本次设计将高挡布置在靠近轴的两端支承中部区域较为合适，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高危险。某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于1的超速挡，能够更好的利用发动机功率，使汽车行驶1

23、km所需发动机曲轴的总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速挡会使传动效率降低，噪声增大。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的制造精度等。本次设计的变速器传动效率将达到95%。3.2 零、部件结构方案分析3.2.1 齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。本设计变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮

24、，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。一挡和倒挡我均采用直齿齿轮。3.2.2 换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时，由于变速器内各传动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿断面产生冲击，并伴有噪声，既使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员技术熟练才能使换挡无冲击，但是换挡时驾驶员注意力分散，影响了行车安全。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因，

25、除一挡、倒挡外很少采用。由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。啮合套换挡型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套又分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的挡位上常被使用。使用同步器

26、能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换挡，换挡行程比上述两种都短。为了操纵方便，要求换入不同挡位的变速杆行程也应尽可能一样，如利用同步器换挡，就很容易实现这一点，本设计除倒挡均采用同步器换挡。3.2.3 自动脱挡自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取的有效措施有以下几种：1）将两接合齿的啮合位置错开

27、，见图3-4。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中接触部分受到挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，用来阻止接合齿自动脱挡。图3-4 防止自动脱挡的结构措施2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.6mm），这样，换挡后啮合套后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡。如图3-5所示。图3-5 防止自动脱挡的结构措施3）将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜2。到3。），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图3-6所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计成台阶形状，也有阻止自动脱挡的效果。图3-6 防止自动脱挡的结构措施3.2.4 变

28、速器轴承变速器轴承通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。本次设计拟采用圆锥滚子轴承，用于支承变速器第一轴第二轴以及中间轴，同时承受较大的轴向力，圆锥滚子因有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向间隙及轴向窜动等优点，故在一些变速器得到应用。圆锥滚子轴承也有装配后需要调整预紧，使装配麻烦且磨损后轴易歪斜，从而影响齿轮正确啮合等一些缺点。当采用锥轴承时，要注意轴承的预紧，以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙而使中间轴歪斜，导致齿轮不能正确啮合而损坏。因此，锥轴承不适合用在线胀系数较大的铝合金壳体上。滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接

29、，并要求两者有相对运动的地方。本设计在第二轴齿轮与轴的连接中采用滚针轴承，滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大、易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。4 变速器主要参数设计与计算4.1 挡数变速器的挡数可在320范围内变化。通常变速器的挡数在6挡以下，增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。保证最低传动比不变的前提下，增

30、加变速器的挡数会使相邻挡位的传动比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比值在1.8以下，该值越小换挡更容易进行。由于高挡使用率较高，所以要求高挡区相邻挡位之间的传动比值，要比低挡区相邻挡位之间的传动比值小。近年来，为了降低油耗，变速器挡位有增加的趋势。目前的乘用车一般用45挡的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。本设计将设计一款中高档豪华轿车，排量较大，所以采用5个挡位的变 速器。4.2 传动比范围选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，

31、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挡传动比为 （4-2）式中m汽车的总质量； g重力加速度； f道路阻力系数； max最大爬坡度； rr驱动车轮的滚动半径； temax发动机最大转矩； i0主减速比；t汽车传动系的传动效率。根据驱动轮与路面的附着条件 （4-3）求得变速器1挡传动比为： （4-4）式中g2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 道路的附着系数，计算时取=0.5。根据已知条件，g2=mg=18228n，rr=340mm，temax=185nm,i0=4.8, t=0.95,可得ig1=3.67。本车型最高挡为

32、直接挡，其传动比ig5=1.0。中间挡的传动比理论上按公比为： （4-5）的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式得q=1.38。所以，各挡传动比分别为：ig1=3.67，ig2=2.66，ig3=1.93，ig4=1.40，ig5=1.01（圆整为1.0）。4.3 中心距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。其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且a对轮齿的接触强度有影响。最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。从布置轴承的可能性和不因同一垂直面上的两轴承

33、孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮不能过少的限制，要求中心距也要取大些。三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： （4-6）式中，a为中心距（mm）；ka为中心距系数，乘用车：ka =8.99.3；temax为发动机最大转矩（nm）；i0为变速器一挡传动比；g为变速器传动效率，取0.96。乘用车变速器的中心距一般在6080mm范围内变化。4.4 外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车四挡变速器壳体

34、的轴向尺寸为（3.03.4）a。当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数k应取给出系数的上限。为检测方便，a取整。变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。初定为变速器壳体轴向尺寸为265mm。4.5 齿轮参数4.5.1 模数选取齿轮模数时要遵循的一般原则是：在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数,同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面讲，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；对轿车而言，减少工作噪声具

35、有更重要的意义，故齿轮应该选用大些的模数，所以本设计除了一挡和倒挡齿轮外，其他齿轮都选用同一种模数。变速器用齿轮模数的范围见表4-1。表4-1 汽车变速器齿轮的法向模数mn车 型乘用车的发动机排量v/l货车的最大总质量ma/t1.0v1.61.6v2.56.014.0模数mn/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00所选模数要符合国家标准gb/t13571987的规定，见表4-2。选择齿轮模数时要优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。 表4-2 汽车变速器常用的齿轮模数第一系列1.001.251.52.002.503.00第二系列1.752.252.75第一系列

36、4.005.006.00第二系列（3.25）3.50（3.75）4.505.50根据已知汽车基本参数表2-1，选用一挡和倒挡直齿轮模数m为3.0，其他各挡斜齿轮模数mn为2.75。4.5.2 压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。实际上，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。同步器采用的接合齿压力角普遍为30。本设计变速器齿轮采用20。压力角。4.5.3 螺旋角根据图4-1可知汽车变速器都采用渐开线齿形。斜齿齿轮的螺旋角选择应使中间轴

37、上的轴向力相互抵消，应满足条件： （4-7） （4-8）由于t=fn1r1=fn2r1，为使两轴向力平衡，必须满足 （4-9）式中，fa1，fa2为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力，fn1，fn2为作用在中间轴齿轮1、2上的圆周力；r1，r2为齿轮1、2的节圆半径；t为中间轴传递的转矩。图4-1 中间轴向力的平衡最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等的现象消除。一般来说，斜齿轮的螺旋角可在下面提供的范围内选用：乘用车变速器：两轴式变速器为20。25。中间轴式变速器为22。34。本设计采用的是中间轴式，所以初选变速器斜齿轮螺旋角25。同时为了抵消轴向力

38、，规定中间轴斜齿轮为右旋，第一轴和第二轴斜齿轮均为左旋。4.5.4 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，又要保证齿轮强度和工作平稳性。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽过窄又会使齿轮的工作应力增加。使用较宽的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮歪斜，使齿轮偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m（mn）的大小来选定齿宽：直齿b=kcm，kc为齿宽系数，取为4.58.0，选7.0。 斜齿b=kcmn，kc取为6.08.0，选6.5。第一轴常

39、啮合齿轮副的齿宽系数kc可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数要稍大一些。由上可得，一挡和倒挡直齿的齿宽b=kcm=7.03=21mm，其余各挡斜齿b=kcmn=6.52.75=18mm4.5.5 齿轮变位系数的选择原则采用变位齿轮，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相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能

40、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，又避免了其缺点。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，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，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。对于高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落

41、，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，这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。对于低挡齿轮，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曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。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。4.5.6 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有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大：但因齿轮受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。现在包括我

42、国在内，规定齿顶高系数为1.00。4.6 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。要注意的是，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。本次设计选定的方案如图4-2。图4-2 中间轴式五挡变速器传动方案4.6.1 确定一挡齿轮的齿数一挡传动比为 （4-10）为了求各齿轮的齿数，先求其齿数和zh 直齿zh=2a/m=（278）/3.0=52 （4-11）中间轴上的一挡小齿轮的齿数尽可能取少些，以便使z9/z10的传动比大些，在i1已定的条件下，z2/z1的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内

43、腔设置第二轴的前轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴承孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮又不宜取多。中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，既受刚度的限制。乘用车中间轴式变速器一挡传动比i1=3.53.8时，中间轴上一挡小齿轮可在z10=1517之间选取，由i1=3.67初步选择z10=17，一挡大齿轮齿数z9=zh-z10=5217=35。4.6.2 对中心距a进行修正由于zh恰好为整数，所以对中心距a没有影响，不需要修正。如果为小数，则需要根据取定的zh重新计算中心距a，再以修正后的中心距a作为各挡齿轮齿数分配的依据。4.6.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数

44、（4-12） （4-13）由上可得z1=18，z2=33（经取整后），于是一挡传动比i1=（3335）（1817）=3.77，与原来的一挡传动比相差不大，所以不需要调整齿数。精确螺旋角为25.97。4.6.4 确定其他各挡的齿数二挡斜齿轮： （4-14） （4-15）求得z7=30，z8=21。三挡斜齿轮： （4-16） （4-17）求得z5=26，z6=25。四挡斜齿轮： （4-18） （4-19）求得z3=22，z4=29。五挡为直接挡，只需用同步器将第一轴，第二轴连接起来即可。4.6.5 确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮采用的是双联直齿轮，则z12=z10=17，可由得z11=35。倒挡齿轮选用

45、的模数往往与一挡相近。z13的齿数，一般在2123之间，初选z13为21，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距a （4-20）为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和14的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮14的齿顶圆直径de14为 （4-21） （4-22） 为1，则由上面三两式联立可得z14=17。由于以上算出的各挡齿轮齿数都满足最小不根切的齿数要求，且逆推回去的中心距与原中心距相差不大，所以不需要使用变位齿轮。4.7 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： 对中间轴： 对第二轴： 三轴式变速器

46、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： （4-23） 则中间轴的长度初定为219mm，第二轴的长度为195mm。第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩temax (nm)按下式初选： （4-24）5 变速器强度校核5.1 齿轮的损坏形式变速器的齿轮损坏形式主要有：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得极少，而后者出现得多些。轮齿工作时，一对齿轮互相啮合，齿面相互挤压，

47、这时存在于齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小斑点，称之为齿面点蚀，它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的低挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。5.2 轮齿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条件仍然是相似的。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，采用剃齿和磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度为jb17983，6级 和7级。因此，用于计算

48、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。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。5.2.1 轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力 （5-1）式中，弯曲应力；f1为圆周力，f1 =2tg/d；tg为计算载荷（nmm）；d为节圆直径（mm）；k为应力集中系数，可近似取k=1.65；kf为摩擦力影响系数，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kf =1.1，从动齿轮kf =0.9；b为齿宽（mm）；t为端面齿距（mm），t =m，m为模数；y为齿形系数，如图5-1所示。图5-1 齿形系数图因为齿轮节圆直径d=mz

49、，z为齿数，代入式（5-1）得 （5-2）kc为齿宽系数，直齿齿轮取4.47.0，本设计取为6.5。当计算载荷tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩temax时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850mpa。y由图5-1查得为0.125，由上式可得1挡主动齿轮 1挡从动齿轮的齿宽b要加宽5mm，以防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷。y 由图5-1查得为0.145。 同理，计算出倒挡直齿轮弯曲应力w10=w12=w14=573.4mpa，w13=560.5mpa，w11=227.9mpa。（2）斜齿轮弯曲应力 （5-3）式中，f1为圆周力，f1为圆周

50、力，f1 =2tg/d；tg为计算载荷（nmm）；d为节圆直径（mm），d=mnz/cos，mn为法向模数；z为齿数；为斜齿轮螺旋角；k为应力集中系数，k =1.50；b为齿面宽（mm）；t为法向齿距（mm），t =m；y为齿形系数，可按当量齿数zn =z/cos3在图5-1中查得；k为重合度影响系数，k =2.0。将上述有关参数代入式（5-5），整理后可得斜齿轮弯曲应力为 （5-4）当计算载荷tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350mpa范围，由上式可以看出取齿数最小的斜齿轮进行校核，如果满足强度要求，则其他斜齿轮也满足要求，所以

51、取z1为18进行校核，则zn=24，在图5-1中查得y为0.134代入上式得齿数最少的常啮合斜齿轮都满足强度要求，则其他斜齿轮也均满足强度校核要求。所有斜齿轮的弯曲应力计算可得w1=236.5mpa，w2=210.3mpa，w3=230.3mpa，w4=220.6mpa，w5=225.0mpa，w6=226.7mpa，w7=215.2mpa，w8=232.4mpa。 5.2.2 轮齿接触应力j （5-5）式中，j为轮齿的接触应力（mpa）；f为齿面上的法向力(n)，f =f1/ (coscos)；f1为圆周力（n），f1 =2tg/d ；tg为计算载荷（nmm），取；d为节圆直径（mm）；为节

52、点处压力角，为齿轮螺旋角；e为齿轮材料的弹性模量（mpa），查资料可取e为2.1105mpa；b为齿轮接触的实际宽度；z、b为主、从动齿轮节点处的曲率半径，直齿轮z =rzsin、b=rzsin，斜齿轮z =rzsin/cos2，b=rbsin/cos2；rz、rb为主、从动齿轮节圆半径（mm）。由公式（5-5）及齿数分析可知，使用直齿齿轮的挡位中，倒挡直齿轮接触应力最大，倒挡直齿轮接触应力 在使用斜齿轮的挡位中，结合公式（5-5）并进行齿数分析后得三挡轮齿接触应力最大，则三挡斜齿轮接触应力 将作用在变速器第一轴上的载荷temax/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见表5-1表5-1 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挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700可见所有校核均满足变速器齿轮的强度要求。其他所有挡位齿轮的接触应力计算得一挡：1156.7mpa；二挡：530.5mpa；三挡：520.6mpa；四挡：506.