汽车六档变速器项目设计方案

汽车六档变速器工程设计方案选题的背景及意义其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较大的冲突。例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大围变化，以适应各种使用要求；此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不行能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、行驶方向等之间的冲突，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器应运而生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的假设干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。/自动变速器、无级变速器。手动变速器手动机械式变速器承受齿轮组，每挡的齿轮组的齿数是固定的，所以各驾驶工作强度大，但具有本钱低、起速快、传递扭矩大等特点，从目前市场实际需求和适用角度来看，手动变速器还不能被其它型汽车变速器所完全替代。自动变速器速变化，自动地进展变速。而驾驶者只需操纵加速踏板掌握车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分别或合闭，从而到达自动变速的目的。手动/自动变速器其实通过对一些车友的了解，他们并不期望摒弃传统的手动变速器，而/速器在德国保时捷911车型上首先推出，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动挡束缚，让驾驶者也能享受手动换挡的乐趣。此型车在其挡位上设有D挡一样。无级变速器当今汽车产业的进展，是格外快速的，用户对于汽车性能的要越来越高的。无级变速器最早由荷兰人·多尼斯制造。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换挡的突跳感觉。它能抑制一般自动变速器“突然换挡虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换挡是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的挡，一般自动变速器有4～8肯定围实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“挡技术的发动机可在任何转速下自动获得最适宜的传动比。国外争论状况手动变速器的很多最近的进展集中在为降低本钱和体积的制造方法上。传统来说，变速器制造包含大量昂贵的机器，以及为机械加工和装配操作所需留出的空间限制的设计。最的技术包括，如在最的Ford／Getra96档变速器中可以看到的激光焊接冲压钢滑动齿轮选择器轴套。为替代前一代变速器的铸铁拨叉，这种精巧而结实的设计方案可以导致更少的对部的损害。齿轮盘片的5档副轴圆型变速器设计中制造的技术，命名为EMI，曾在2023年展出并由于它的简洁和轻松仅22公斤却能供给140N·m的转矩而知名。另一方面，设计人员也在都存在着优点和某些缺乏，所以对于一款设计出的变速器进展适当的优化是必不行少的。传统的汽车变速器设计是承受很多阅历公式计算和测绘同类型变速器来初步确定其参数，这样设计出来的变速器盲目性比较大，常过于保守。减小体积和质量，提高传扭力量，是当前汽车变速器优化设计的主要目的，因使汽车的总体布置更为便利和敏捷。当发动机选定时，就要求设计的变速器在如何到达此要求，如何合理地安排传动比，合理选择各档的模数、齿数、螺旋角、齿轮变位系数等，传统设计方法是依据阅历类比、估算或试凑的方式初步确定这些参数，然后再进展刚度与强度等校核，假设不适宜，就对其中某参数进行修改，再进展重复计算，直到满足为止。这种设计方法在肯定程度上伴随着主观性，而通过变速器专业软件的优化功能，可适当的消退这种盲目性和主观性[8]目前汽车兴旺国家的汽车开发力量越来越依靠于汽车自动开发设计软的开发软件和数据库来评价。当前对轿车设计中动力性与经济性要求日渐提高的状况下，对零部件的限制条件也越来越多，越来越简单。传统的阅历公式已经无法满足型变速器设计的要求。而总结的阅历公式又需要丰富的设计阅历与学问，是一个大量使用的阅历公式已不具备长期生存有用的必要性和可能性。来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅仅在于得到一个能使性能到达较高水平的设计方案，而且由于学问工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个简单的要求引入到设系统和过程将是一个简单的工作。承受前置后驱形式的轿车始终被认为是极具驾驶乐趣的车型。目前用这种驱动布置的主要有华晨宝马、丰田锐志、皇冠等少数车型。以宝马为例，除其中某几款四驱车型以外，其余车型均承受前置后驱的形式。在这种布置中，发动机的位置通常较前置前驱车型靠后，甚至直接位于前轴之上，同时发动机承受纵置布置，这就使得变速器要承受三轴形式，变速器距离驾驶员位置较近，从而简化了操纵机构的简单程度。而前置后驱的布置，使得宝马汽车的前后轴与驾驶乐趣；而增加变速器的挡数，又能够改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速，因此目前宝马汽车的手动变速器均承受六挡形式。争论的容本文主要参考同类齿轮软件的设计，结合变速箱设计的实际状况，对手动变速器的构造、工作原理及工作过程进展肯定的争论。首先确定汽车手动变速其次依据所配发动机的根本参数以及考虑到整车动力性和经济性要求的传动以及同步器同步过程的分析。2变速器构造方案确实定变速器由传动机构与操纵机构组成。变速器传动机构的构造分析与型式选择效率〔η=0.96~0.98，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。数及各挡的传动比，由于它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比围是变速器低挡传动比与高挡传动比的比值。汽车行驶的道路状目前，轿车变速器的传动比围为3.0~4.5通常，有级变速器具有4、5、6个前进挡。变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输本钱。但承受手动的机械式操纵机构时，要实现快速、无声换挡，对于多于6说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为65挡将使操纵机构简单化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于肯定行驶工况。某些轿车的变速器，承受仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。承受1〔0.7~0.8〕的超速挡，可以更充分地利用发动机功率，降低单1副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器如图2-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与其次轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、其次轴同心。将第一、其次轴而第一、其次轴也传递转矩。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三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〕较小的状况下仍旧可以获得大的一挡传动比，这是三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下降。1；2—其次轴；3—中间轴2-1轿车中间轴式四挡变速器两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其构造简洁、紧凑且除最到挡外其他各挡的传动效率高、噪声低。轿车多承受前置发动机前轮6%~10%。两轴式变速器则便利于这种布置且传动系的构造简洁。如下图，两轴式变速器的其次轴〔即输出轴〕与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了本钱。除倒挡常用滑动齿轮〔直齿圆柱齿轮〕外，其他挡均承受常啮合斜齿轮传动；个挡的同步器多装在其次轴上，这是由于一挡的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高挡的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传动比取值的上限〔i

=4.0~4.5〕也受到较大限制，但这一缺点可通过减小各挡传动比同时gⅠ1—1—；2—其次轴；3—同步器2-2两轴式变速器齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍简单些且在因此也承受斜齿轮。所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，承受中间轴式变速器。图2-3、图2-4、图2-5分别是几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。特点是：变速器第一轴和其次轴的轴线在同始终线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。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其次轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达 90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损削减由于直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和其次轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与其次轴之间的距离〔中心距〕不大的条件下，一挡仍旧有较大的传动比；挡位高的齿轮承受常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮〔一挡〕可以承受或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均承受同步器或啮合套换挡，少数构造的一挡也承受同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数状况下装在其次轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到挡传动方案上有差异。2-3中间轴式四挡变速器传动方案2-31-3a、b1-3c的二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一挡和倒挡用直齿滑动齿轮换挡。2-4中间轴式五挡变速器传动方案图2-4a所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮2-4中间轴式五挡变速器传动方案2-5a所示方案中的一挡、倒挡和图b齿轮换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。2-5中间轴式六挡变速器传动方案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，那么肯定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。发动机前置后轮驱动的轿车承受中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图2-3a、b承上，其最终一个支承位于加长的附加壳体上。假设在附加壳体，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能削减变速器主体局部的外形尺寸。2-4c在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问置在变速器壳体的中间跨距里，而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。倒挡传动方案2-6b了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同2-6c是换挡程序不合理。图2-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了2-6f为轻松。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动承受2-6g上盖中的操纵机构简单一些。本设计承受图2-6f所示的传动方案2-6变速器倒挡传动方案还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以削减轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后依据从低挡到高挡挨次布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证简洁装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但由于使用倒挡的时间格外短，从这点动身有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。变速器主要零件构造方案的分析求。在确定变速器构造方案时，也要考虑齿轮型式、换挡构造型式、轴承型式、润滑和密封等因素。齿轮型式缺点是制造时稍简单，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均承受斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。案，即除一挡外，均承受斜齿轮传动。换挡机构型式换挡构造分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换挡的特点是构造简洁、紧凑，但由于换挡不轻松、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、除一挡、倒挡外很少承受。承受同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻松，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，所以他们都不会过早损坏，但因不能消退换挡冲击，仍旧要求驾驶员有娴熟的操作技术。此外因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转局部的总惯性力矩增大，因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。承受同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻松，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。步的。但它可以从构造上保证结合套与待啮合的花键齿圈在到达同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的构造如图2-7所示：步环;2-同步器齿7-止动球;8-卡环;9—输出轴;10、11-齿轮2-9锁环式同步器3变速器主要参数的选择3.1相关参数主减速比主减速比最高时速最大扭矩最大功率最高转速3.64215km/h200//Nm/3600rpm115kw/6400rpm6500r/min挡数和传动比4~55汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有T i iemaxgI0Trr

mg(fcos

maxsin

max

max则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ挡传动比为mg ri maxrg T i

〔3-1〕式中，m 汽车总质量(kg)；g

emax0ψ 道路最大阻力系数；maxr 驱动轮的滚动半径(m)；rT 发动机最大转矩(N·m)；emaxi 主减速比；0η 汽车传动系的传动效率。依据驱动车轮与路面的附着条件：T iemaxgIrr

TG2

Gr

〔3-2〕i gI

2iremax0T式中，G 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；2由条件：满载质量1800kg；r=307mm；rT=200N·m；emaxi=3.64；0η=0.95；〔3-2〕可得：igI

=3.91本设计取六挡传动比为1，中间挡的传动比理论上按公比为：in1in1igmaxgmin〔3-3〕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q=1.314ig2=2.979ig3=2.267ig4=1.725ig5=1.313ig6=1中心距3T1max0i3T1max0iA=KA

η (3-4)K

----中心距系数。对轿车，KA

=8.9~9.3；对货车，KA

=8.6~9.6；

=9.5~11；ATImax

----变速器处于一挡时的输出扭矩：T=T iη=743.85N﹒mImax emax gI故可得出初始中心距A=81.55mm。轴向尺寸的布置初步确定。轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关：五挡(2.7~3.0)A六挡(3.2~3.5)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KA

应取给出系数的上限。为检测便利，A取整。3.581.55mm=285.43mm，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的构造尺寸链确定。齿轮参数齿轮模数JB111-60的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mnm0.473Tn emax

mm (3-5)其中T

=170Nm，可得出m=2.749，取2.75。n一挡直齿轮的模数mm=2.993。

m0.333T1max

mm (3-6)同一变速器中的结合套模数都去一样，轿车取2~3.52.5。齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。3-1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角工程工程车型齿形压力角α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形14.5°，15°，16°16.5°25°~45°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外表接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。在本设计中变速器齿轮压力角°,啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角β30°。应当留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去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。b高。但试验说明，在齿宽增大到肯定数值后，由于载荷安排不均匀，反而使齿轮的承载力量降低。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。通常依据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿b=(4.5~8.0)m，mm 斜齿 b=(6.0~8.5)m，mm第一轴常啮合齿轮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。4各档传动比机器齿轮齿数确实定比和构造方案来安排各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明安排各挡齿数的方法。确定各挡齿轮的齿数一挡传动比 z zi 1g1 z

11z

〔3-7〕Z11

Z的齿212 2A

，12求其齿数和Z :z 〔3-8〕h m其中A=81.55，m=3，故有Z =54.367，取54igI

Z

可在15~17范围内选择，此12处取Z12

=17，则可得出Z11

=37。上面依据初选的A及m计算出的Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式〔3-8〕看出中心距有了变化，这时应从Z 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54，则依据式〔3-8〕反推出A=81mm。确定常啮合齿轮副的齿数由式〔3-7〕求出常啮合齿轮的传动比Z2Z

Z2iZ 1

Z 〔3-9〕 10〔3-10〕由此可得：

m(Z ZA n 1 22cos

) 〔3-11〕Z Z 1 2

2Acosmn

(3-12)而依据已求得的数据可计算出：Z Z1 2

52 。 〔3-13〕〔3-10〕和〔3-13〕Z1

=19Z2

=33。则依据式〔3-7〕ig1确定其他挡位的齿数

3.78。二挡传动比

2 9Z g Z 1

Z10 〔3-13〕而i 2.979，故有g

Z9 1.655 〔3-14〕Z10Z

2AcosZ m

〔3-15〕故有：Z Z9 10

n52 〔3-16〕〔3-14〕联立〔3-16〕Z9

10

21。按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮Z7

29、Z8

23；四挡齿轮Z Z5

27，Z3

23、Z4

29。确定倒挡齿轮的齿数igr取3.6。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮10略小，取Z 14。14而通常状况下，倒挡轴齿轮Z15

21~23，此处取Z15

=23。由 Z Z Zi 13 15 2可计算出Z13

gr29。

Z Z Z15 14 1

〔3-17〕故可得出中间轴与倒挡轴的中心距A”

1m(Z2 n 14

Z 15

(3-18)=58mm而倒挡轴与其次轴的中心:m(z z )A n 13 15

(3-19)齿轮变位系数的选择

=81.00mm2cos避开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、抗胶合力量及齿轮的啮合噪声。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度变位既具有高度变位的优点，有避开了其缺点。挡传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有一样的中心距，此时应对齿轮进展变位。当齿数和多的齿轮副承受标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应承受正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故承受的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择适宜的螺旋角来到达中心距一样的要求。于高挡齿轮，其主要损坏形势是齿面疲乏剥落，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，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，小齿轮可能消灭齿根弯曲断裂的现象。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸取冲击振动，故噪声要小些。挡主动齿轮12的齿数Z=17，因此一挡齿轮不需要变位。12变速器齿轮的强度计算与材料的选择齿轮的损坏缘由及形式破坏。轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲乏裂纹，裂纹扩展深度渐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中消灭的很少，后者消灭的多。的润滑油油压上升，并导致裂缝扩展，然后齿面表层消灭块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵抗和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。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，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相像的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也根本全都。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，承受剃齿或齿轮精加工，齿轮外表承受渗碳淬炽热处理工艺，齿轮精度不低于 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40Cr。直齿轮弯曲应力WF KK t10 f

〔3-20〕W bty式中，W

----弯曲应力(MPa)；Ft10

----一挡齿轮10的圆周力(NFt10

g

/d Tg

为计算载荷为节圆直径。K1.65；K 1.1，0.9；f----齿宽〔mm，取t 端面齿距〔mm；y 齿形系数当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为：Z T T 11 2Z

〔3-18〕g emax Z Z12 1=20010002.181.782T故由F 12 d

F

t12

=659668Nm；再将所得出的数据代入式〔3-17〕可得w12

651.3MPa 533.01MPaw11当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩Temax

应力在400~850MPa之间。斜齿轮弯曲应力FK 1 w btyK

〔3-19〕式中K2.0〔3-19K1.50，选择齿形系数yzn

z/cos3在图〔3-19〕中查得。

2TF F g

〔3-20〕t10 t9 dt10

F =6798.8Nt910zn

z/cos3=47.7，可查表〔3-20〕y10

0.153。故w10

6798.81.5207.850.1532

212.28MPa同理可得：w9231.99MPa。下：三档三档σ=276.2w7σ=211.5w5σ=218.8w3σ=266.4w8σ=197.4w6σ=216.98w4六挡σ=494.11σ=496.93w14 w15许用应力在180~550MPa围，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。齿轮接触应力FE1FE11bzbj

〔3-21〕式中，j

----齿轮的接触应力(MPa)；F----齿面上的法向力(N)，FF1

/(coscos)；F ----圆周力在(N)，F1

2Tg

/d； 节点处的压力角； 齿轮螺旋角；E----齿轮材料的弹性模量MPa，E190103MPa；b 齿轮接触的实际宽度，20mm；z b

----主、从动齿轮节点处的曲率半径mm；直齿轮：

rz

sin

〔3-22〕rb b

sin 〔3-23〕斜齿轮：

rsin/cos2

〔3-24〕rzzr

sincos2

〔3-25〕b br、r

分别为主从动齿轮节圆半径〔mm。z b将作用在变速器第一轴上的载荷Temax

触应力 j

3-2变速器齿轮的许用接触应力dkmcoscos rsin rsing(11)c z b直齿：j

0.418/MPa齿轮j渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡常啮合齿轮和高挡1900~20231300~1400950~1000650~700斜齿：j

0.418dkm coscos rsin rsing(cos2cos2)c n z b一档一档σ=1998.6j11σj12σj10=1325.17二档σj9=1233.1=1208.5三档σ=1015.78j7σ=1904.32j8四档σ=1308.72j5σj3σj6σj4=1279.68五档=1357.68=1367.57倒档σ =1904.37j13σj14=1765.17σ=1502.63j15比照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力根本符合要求。变速器轴的强度计算与校核变速器轴的构造和尺寸轴的构造第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮腔的轴承上，其轴径合器从动盘毂的花键统一考虑。第一轴如图3-1所示：3-1变速器第一轴由于一挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。轴的尺寸装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换挡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速器轴的尺寸选定，也可由以下阅历公式初步选定：第一轴和中间轴：d(0.4~0.5)A,mm 〔3-26〕第一轴花键局部直径d(mm)初选3Temax3Temax式中：K＝4.3；

〔3-27〕Temax

——发动机最大转矩N m；d=23.34mmd＝32mm。dL的关系可按下式选取：第一轴和中间轴： 其次轴： 以下是轴的计算尺寸：其次轴：dmin

C3

P1〔C是由轴的材料和承载状况确定的常数〕 〔3-28〕P1P1n11T=9.55×106T=T ×i×emax g因发动机最大扭矩不大，故C取较小值，由机械设计取C＝100d

C3

T iemax

(mm)min

9.55106代入数据可得各挡位齿轮处的轴径为：dd=24.32d=27.53z1 z3d34.67z5d=37.27d=37.67d =38.83z7 z9 z11d =40.56z13此处还应依据阶梯轴的构造特点与标准件要求进展轴径调整。轴的校核一轴和其次轴进展校核。第一轴的强度与刚度校核受扭矩。此中状况下，轴的扭矩强度条件公式为9550000P T T WT

0.2d3

T〔3-29〕式中：T

----扭转切应力，MPa；T 轴所受的扭矩，N·mm；W mm3；TP 轴传递的功率，kw；d 计算截面处轴的直径，mm；[] 许用扭转切应力，MPa。TP=115kw，n=6400r/min,d=24mm；代入上式得：9550000

115650050.5MPaT 0.2253由查表可知[T

]=55MPa，故T

[T

]，符合强度要求。轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为：5.73104 TGIP式中，T 轴所受的扭矩，N·mm；

〔3-30〕G----轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G=8.1104MPa；I ----轴截面的极惯性矩，mm4，I d4/32；P p2001000将数据代入上式可得：5.731048.1104

3.1425432

0.9 。对于一般传动轴可取[]0.5~1()/m；故也符合刚度要求。轴的强度校核Ft

Fr

Fa

可按下式求出：〔3-31〕2T iF t d emax F 2T i emax r dcos2T itanF emaxa 式中2.267；d----计算齿轮的节圆直径，mm，90mm；16°；30°；

〔3-33〕Temax

----发动机最大转矩，为202300N·mm。代入上式可得： FtFrFa

12466.7N，4127.8N，7197.6N 。危急截面的受力图为：3-2危急截面受力分析FA

〔160+75〕=Fr

75 FA

=1317.4N；Mc

160FA

103210.78Nm垂直面： Fd

F160F a2 t

=6879.9N

〔3-34〕A 16075M

160F1031100.78Nms A该轴所受扭矩为：T 1703.85654.5Nj故危急截面所受的合成弯矩为：M2M2M2T2c s j(210.78(210.781000)2(110.781000)2(654.51000)26.9105Nmm则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力 ,MPa:

〔3-35〕32Md3

〔3-36〕将M代入上式可得：136.16MPa，在低挡工作时[]=400MPa，因此有：]；符合要求。轴的刚度校核其次轴在垂直面的挠度fc

和在水平面的挠度fsFa2b2

可分别按下式计算：f 1c 3EIL 〔3-37〕Ff 2F

a2b2s 3EIL 〔3-38〕式中,F1F2

----齿轮齿宽中间平面上的径向力〔N〕,F；t----齿轮齿宽中间平面上的圆周力〔NF；r----弹性模量〔MPaE2.1105〔MPa，E2.1105MPa；----惯性矩〔mm4Id4/64，d为轴的直径〔mm；、b----、B的距离〔mm；支座之间的距离〔mm。〔3-37〕和〔3-38〕得：f 0.13cf2f2f2c sf轴承的选择与校核

0.198mms0.2mm，符合刚度要求。轴承选择轴承类型的选择型，下面是正确选择轴承类型时应考虑的几大因数：轴承的载荷大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件是线接触，适宜用于承受较大的载荷，承载后的变形也较小。而球轴承中主要为点接触，适宜用于承受较轻的或中等的载荷。故在载荷较小时，应优先选用球轴承。依据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。在轴承在承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承一起的构造，分别担当径向载荷和轴向载荷。轴承的转速高时，才会有比较显著的影响。从工作转速对轴承的要求看，可以确定以下几点：承。宽系列的轴承，或者把两个轻系列的轴承并装在一起使用。保持架的材料与构造对轴承的转速影响极大。实体保持架比冲压保持架允许更高一些的转速。可以承受角接触球轴承承受纯轴向力。制的高速转动轴承。便于拆装也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。使用要求、游动要求等。沟球轴承支撑在轴承盖。轴承的校核初选轴承，代号7206AC〔46206〕α=25oA/R≤e时，x=1 y=0A/R＞e时，x=0.41 e=0.68RxA——轴向载荷，二轴受力分析图3-3二轴受力分析图图中：C──二轴前轴承对二轴作用力的作用点；D──二轴后轴承对二轴作用力的作用点；CC1x

──二轴前轴承对二轴的水平、垂直作用力；2xDDD1x 2x FFFax rx

──二轴后轴承对二轴的水平、垂直、轴向作用力；──x挡二轴齿轮所受轴向力、径向力、切向力；R──x挡齿轮节圆半径；x各支承力的计算公式：C mxF

C mxF

RxF

D nxF

D nxF

RxF1x L tx

2x L

L

1x L

2x L

L ax轴向载荷：D F3x ax中间轴受力分析3-4中间轴受力分析图图中：E──中间轴前轴承对轴作用力的作用点；F──中间轴后轴承对轴作用力的作用点；EE1x FF1x

──中间轴前轴承对轴的水平、垂直作用力；──中间轴后轴承对轴的水平、垂直作用力FFax rx

、F──x挡齿轮所受轴向力、径向力、切向力txFacx

、Frcx

、Ftcx

──中间轴常啮合齿轮所受轴向力、径向力、切向力。R──x挡中间轴齿轮节圆半径；xR──中间轴常啮合齿轮节圆半径；cFacx

F大致相等，故E、FaxF bFexE 1x F

txbF

exF R F R2x F

rcx rx ax cxF a L

acx c tx

tcx1x F a

cxF

R F RF rcx2x

rx acx L

ax xF≈03x一轴受力分析3-5一轴受力分析图图中：A──B──C──F、F、Facx

rcx

tcxAA1x 2xBBB1x 2x 3xCC1x 2xR──一轴常啮合齿轮齿轮节圆半径。c各支承力的计算公式：C kF hA 1x tcx 1x gF rexF

hC2x

kF Racx c2x gC 1x1xC

(gk)Ftexg

(gh)FB rcxF

(gh)C2x

(gk)F Racx c2x g轴向载荷：B3x

=FacxX〔非直接挡〕时各轴所受扭矩发动机输入的扭矩为T=Tef，一轴所受扭矩为Tx Mx xT=Ti(i为该挡位传动比)。2x x x x计算各齿轮所受切向力、轴向力、径向力T常啮合齿轮：切向力FacxFzcx

x;Rc tcx ;tanF

F

tan

cn;rcx

tan〔β为齿轮螺旋角，αc T

为齿轮法面啮合角。xFtxFax

x;TxF txtanx径向力F

F

tannxrx tanx〔βx挡齿轮螺旋角；αx

为x挡齿轮法面啮合角。计算各轴承的载荷代入上式，可求得各轴承在１～3挡时的载荷。计算各轴承的总当量动载荷计算各轴承在各挡位时的径向载荷Pr

PaB21xB22x例如：一轴后轴承B在B21xB22xrBx轴向载荷：P BaBx 3x计算轴承在各挡位时的当量动载荷：依据所选轴承型号，查表得到径向系数XY。计算公式：P XPx rx

YPax计算轴承的总当量动载荷：直接挡时各轴承的动载荷均为零，因此只计算１～3挡的当量动载荷，并以１～3计算二轴后轴承的总当量动载荷：二轴后轴承Ｄ在１～3挡的当量动载荷分别为PD1

D2

，各挡转数的安排f、f、f、fu1 u2 u3

。依据损伤积存假说，轴承Ｄ的总当量动载荷为：PPf P f P fD1 u1f f f fD2 u2D3 u3u1 u2 u3 u4mDε——轴承寿命指数球轴承ε≈3计算一轴的后轴承的总当量动载荷一轴的后轴承B的总当量动载荷为：P mB校核轴承寿命

Pf iPf iPf iPf iB1u11f ifif if iB2u22B3u33

u44核步骤如下：计算各轴承1~3挡时寿命计算公式： 其中C——轴承的额定动载荷。计算各轴承在1~3挡时所需寿命汽车轴承一般以汽车大修里程Ls(km)总转数：N L×io/(2πRr)(L=2.5×105km)D总= S siR0

为车轮滚动半径。1~3ND

N )D总 u41~3NB

N fD总

iu11

f i

f iu33扭矩系数： fM1

f f fM2 M3 M450％ 60％ 70％ 80％路程系数： fu1

f f fu2 u3 u41％ 3％ 13％ 依据上述公式计算结果如下：P：x二轴后轴承Ⅰ Ⅱ Ⅲ ⅣP： 3788 2766 2249 0x中间轴前轴承Ⅰ Ⅱ Ⅲ ⅣP： 844 885 1261 0x中间轴后轴承Ⅰ Ⅱ Ⅲ ⅣP： 811 741 905 0x一轴后轴承Ⅰ Ⅱ Ⅲ ⅣP： 2881 2515 2029 0xPm

3.3二轴后轴承二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承一轴后轴承14007685761551

3.4二轴后轴承二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承一轴后轴承473737846897181513

3.5二轴后轴承二轴后轴承中间轴轴承一轴后轴承12968225变速器同步器的设计在前面已经说明，本设计所承受的同步器类型为锁环式同步器，其构造如以下图所示：在前面已经说明，本设计所承受的同步器类型为锁环式同步器，其构造如以下图所示：1、9-变速器齿轮2-滚针轴承3、8-结合齿圈4、7-锁环〔同步环〕5-弹簧6-定位销10-花键毂11-结合套3-6锁环式同步器如图〔3-7，此类同步器的工作原理是：换挡时，沿轴向作用在啮合套速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转随之消逝，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁合齿啮合〔3-7d，完成同步换挡。3-7锁环同步器工作原理同步环主要参数确实定(1)同步环锥面上的螺纹槽假设螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面削减，增加磨损速度。图3-8a6～123～4mm。图3-8同步器螺纹槽形式锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避开自锁的条件是tan f。一般=6°～8°。=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的外表粗糙度掌握不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7°时就很少消灭咬住现象。本次设计中承受的锥角均为取7°。摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受构造限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将 取大些。本次设计中承受的R为50～60mm。b的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计中考虑到降低本钱取一样的b取5mm。同步环径向厚度包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必需保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或周密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲乏寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢协作的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼〔厚约 0.3～0.5mm，使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副围，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空外表喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3倍以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取10.5mm。锁止角选取的正确，可以保证只有在换挡的两个局部之间角速度差到达角选取的因素，主要有摩擦因数f、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角 。已有构造的锁止角在26°～46°围变化。本次设计锁止角取30。同步时间t同步器工作时，要连接的两个局部到达同步的时间越短越好。除去同步器的构造尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间削减。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用对轿车变速器高挡取0.15～0.30s，低挡取0.50～0.80s；对货车变速器高挡取0.30～0.80s，低挡取1.00～1.50s。5NVH在开发初期6MT就把NVH性能优化列为一项重要工作容。NVH性能优化设计主要从发下几个方面进展。摇构造的NVH速器倒档噪声大的问题。齿轮的NVH器最主要的NVH齿轮的NVH齿轮传动产生的振动噪声是变速器最主要的NVH之有效的方法是提高重合度以及合理地修形。提高重合度可以通过增加齿宽,对于减小齿轮拍击噪声的设计,主要考虑优化系统的匹配和适当减小齿轮侧隙的方案飞轮。结论基于其具体车型与使用条件，主要对本变速箱的构造与根本零部件进展的齿轮构造均符合要求，其强度经过核算也满足要求。本变速器的特点是：扭矩变化围大可以满足不同的工况要求，构造简洁，易于生产、使用和修理，价格低廉，而且承受结合套换挡，可以使变速器换挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中承受了6+1挡手动变速器，通过较大的变速器传动比变化围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而到达其经济性和动力性的要求；变速器换挡时用结合套，虽然增加了本钱，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳致节的毕业设计，也将接近尾声。在这次毕业设计中，我不但稳固了以前所学这两门课程中的学问有了更深的理解。在这里，我向那些在这四年里给于过我巨大帮助的教师和同学们表示诚意的感。在这次设计的过程中，指导教师XX教师始终都关注着我的每一步进展，并给了我很多好的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺当地完成毕业设计任务，这与雷同飞教师的指导是分不开的，在此，我对他表示感。我也要向他们表示感。最终更要心感我的父母，他们不计回报的将我抚养成人，制造了如此安促使我完成了本科阶段的学习和论文，再次对他们表达我最真诚的意。参考文献[1]2023：158～200[2]2023：255～289[3]2023：40～61[4]2023：70～83[5]2023：96～138[6]2023：32～81[7]2023：20～30[8]1997：254～259[9]周一明，毛恩荣.车辆人机工程学.：理工大学，1999：154～174[10]〔美〕J1998：49～65[11]2023：182～196[12]1985：14～16，113～115[13]2023：184～223[14]1995：47～49[15]侯洪生，王秀英.机械工程图学.：科学，2023：225～333[16]JoohyungKim，DukhwanSung,ChangsungSeokandHyunsooKim。DevelopmentofShiftFeelingSimulatorforaManualTransmission．SAE2023．．01．．2202Kiuger’Long．AnOverviewofCurrentAutomaticManualandContinuouslyVariableTransmissionEfficienciesandTheirProjectedFutureImprovements．SAEl999．01．1259Computer-AidedDesign，1995．27(11)余志生．汽车理论．：机械工业，20231变速箱齿轮的设计准则：速、噪声要求等状况，应当将它们分为高挡工作区和低挡工作区两大类。齿轮的变位系数、压力角、螺旋角、模数和齿顶高系数等都应当按这两个工作区进展不同的选择。行车利用率较高，由于它们是汽车的经济性挡位。在高挡工作区的齿轮转速都比较高，因此简洁产生较大的噪声，特别是增速传动，但是它们的受力却很小，强度应力值都比较低，所以强度裕量较大，即使减弱一些小齿轮的强度，齿轮匹配寿命也在适用的围。因此，在高挡工作区齿轮的主要设计要降低噪声和保证其传动平稳，而强度只是其次位的因素。行车利用率低，工作时间短，而且它们的转速比较低，因此由于转速而产生的噪声比较小。但是它们所传递的力矩却比较大，轮齿的应力值比较高。所以低挡区齿轮的主要设计要提高强度，而降低噪声却是次要的。较小的正角度变位系数和较大的齿顶高系数。通过掌握滑动比的噪声指标和掌握摩擦力的噪声指标以及合理选用总重合度系数、合理安排端面重合度和轴向重合度，以满足现代变速箱的设计要求，到达降低噪声、传动平稳的最正确效果。而在低挡工作区，通过选用较大的模数、较大的压力角、较小的螺旋角、较大的正角度变位系数和较小的齿顶高系数，来增大低挡齿轮的弯曲强度，以满足汽车变速箱低挡齿轮的低速大扭矩的强度要求。以下将具体阐述怎样合理选择这些设计参数。变速箱各挡齿轮根本参数的选择：合理选用模数：曲强度也越大，它的承载力量也就越大。反之模数越小，齿厚就会变薄，齿轮的弯曲强度也就越小。对于低速挡的齿轮，由于转速低、扭矩大，齿轮的弯曲应力比较大，所以需选用较大的模数，以保证其强度要求。而高速挡齿轮，由于转速高、扭矩小，齿轮的弯曲应力比较小，所以在保证齿轮弯曲强度的前提下，一般选用较小的模数，这样就可以增加齿轮的齿数，以得到较大的重合度，从而到达降低噪声的目的。在现代变速箱设计中，各挡齿轮模数的选择是不同的。例如，某变速箱一挡齿轮到五挡齿轮的模数分别是：3.5；3；2.75；2.5；2；从而转变了过去模数一样或模数拉不开的状况。合理选用压力角：轮的渐开线齿形取决于基圆的大小，基圆大小又受到压力角的影响。对于同一分度圆的齿轮而言，假设其分度圆压力角不同，基圆也就不同。当压力角越大时，基圆直径就越小，渐开线就越弯曲，轮齿的齿根就会变厚，齿面曲率半径增大，从而可以提高轮齿的弯曲强度和接触强度。当减小压力角时，基圆直径就会变大，齿形渐开线就会变的平直一些，齿根变薄，齿面的曲率半以满足其降低噪声的要求。33017.5所以增大压力角可以增加其弯曲强度。合理选用螺旋角：点。现在的变速箱由于带同步器，换挡时不再直接移动一个齿轮与另一个齿轮啮合，而是全部的齿轮都相啮合，这样就给使用斜齿轮带来便利，因此带同步器的变速箱大多都使用斜齿轮。由轮齿的一端进入啮合，随着轮齿的传动，沿齿宽方向渐渐进入啮合，直到全部齿宽都进入啮合，所以斜齿轮的实际啮合区域比直齿轮的大。当齿宽肯定时，斜齿轮的重合度随螺旋角增加而增加。承载力量也就越强，平稳性也就越好。从理论上讲，螺旋角越大越好，但螺旋角增大，会使轴向分力也增大，从而使得传递效率降低了。全部齿轮都要选择较大的螺旋角，一般都在30左右。对于高速挡齿轮由于转速较高，要求平稳，少冲击，低噪声，因此承受小模数，大螺旋角；而低速挡齿轮则用较大模数，较小螺旋角。合理选用正角度变位：环交变应力作用下，齿根的疲乏裂纹渐渐扩造成齿根断裂而失效。变速箱中齿轮失效正是属于这一种。为了避开轮齿折断，应尽量提高齿根弯曲强度，值就越小，轮齿上弯曲应力越小，轮齿弯曲强度就越高。可降低齿面间的接触应力和最大滑动率，能大大提高抗点蚀力量。而增大啮小，这会影响齿顶的强度。大限度发挥其优点。主要有以下几个设计准则：对于低速挡齿轮副来说，主动齿轮的变位系数应大于被动齿轮的变位系主动齿轮的变位系数随挡位的上升而渐渐xiajiang于转速低、扭矩大，齿轮强度要求高，因此需承受较da〔属于角变位修正而渐渐减小。总变位系数越小，一对齿轮副的齿根总的厚度就越薄，齿根故可降低噪声。而且齿形重合度会增加，这使得单齿承受最大载荷时的着力点距齿根近，使得弯曲力矩减小，相当于提高了齿根强度，这对由于齿根减薄而消弱强度的因素有所抵消。所以总变位系数越大，则齿根强度越高，但噪声则有可能增大。因此高速挡齿轮要选择较小的总变位系数，而低速挡齿轮则必需选用较大的总变位系数。提高齿顶高系数：面重合度。由端面重合度的公式可知，当齿数和啮合角肯定时，齿顶圆压力角是受齿顶高系数影响的，齿顶高系数越大，齿顶圆压力角也越大，重合度也就越大，传动也就越平稳。但是，齿顶高系数越大，齿顶厚度就会越薄，从而影响齿顶强度。同时，从最少不根切齿数公式来看，齿顶高系数越大，最少不根切齿数就会增加，否则的话，就会产生根切。因此，在保证不根切和齿顶强度足够的状况下，增大齿顶高系数，对于增加重合度是有意义的。因此在现代变速箱的设计中，各挡齿轮的齿顶高系数都选择较大的值，一般都大于1.0，称为细高齿，这对降低噪声，增加传动平稳性都有明显的效果。对于低速挡齿轮，为了保证其具有足够的齿根弯曲强度，一般选用较小的齿顶高系数；而高速挡齿轮，为了保证其传动的平稳性和低噪声，一般选用较大的齿顶高系数。独立分析齿轮设计趋势。实际上各个参数之间是相互影响、相互牵连的，在选择变速箱的参数时，既要考虑它们的优缺点，又要考虑它们之间的相互关系，从而以最大限度发挥其特长，避开短处，改善变速箱的使用性能。2Gearboxdesigncriteria:Astheautomobilegearboxstalltheworkgearisnotthesame,soaccordingtogearforce,speed,noiserequirements,etc.,theyshouldbedividedintohighandlow-endworkareaworkareatwobroadcategories.Gearmodificationcoefficient,pressureangle,helixangle,modulusandAddendumcoefficientandsoonshouldbebasedontheworkareasofthesetwodifferentoptions.High-gradeworkarea:usuallyreferstothethree,four,theyworkinthisareaischaracterizedbyahigherutilizationrateoftraffic,becausetheyareeconomicalcarstalls.Inthehigh-endgearworkingareathanthehigherspeed,soeasytohaveagreaternoise,especiallythegrowthrateoftransmission,buttheirforcewassmall,theintensityofstressvaluesarerelativelylow,sostrengthmargin,soevenafterweakenthestrengthofsomesmallgear,gearmatchingisalsoapplicablewithintheframeworkoflife.Therefore,inhighgeartheworkofthemajordesignrequirementsfortheregionistoreducenoiseandensureasmoothtransmission,whiletheintensityisonlythesecondfactor.Low-gradeworkarea:usuallyreferstothefirst,secondandreversegears,theyworkinthisareaischaracterizedbylowutilizationrateoftraffic,workingtimeisshort,andtheirspeedisrelativelylow,sothenoisegeneratedduetorotationalspeedisrelativelysmall.Butthemomenttheyaretransmittedislarger,toothstressvaluesarerelativelyhigh.Therefore,themaingearlowareadesignrequirementsistoimprovethestrength,whilethenoisereductionissecondary.Inthehigh-endworkarea,throughtheuseofsmallermodulus,thesmallerthepressureangle,thelargerthehelixangle,thesmalleristheanglevariablecoefficientandalargerAddendumcoefficient.Noiseratiobycontrollingtheslidingfrictionofindicatorsandcontrolofnoiseindicators,andareasonableselectionofthetotalcoincidence coefficient, reasonable distribution of end-ofcoincidencedegreeandaxialcoincidencedegree,inordertomeetthedesignrequirementsofmoderntransmissions,toreducethenoise,transmissionofthemoststablegoodresults.Inthelow-gradeworkarea,throughtheselectionofthelargermodulus,thelargerpressureangle,thesmallerhelixangle,thelargeristheanglevariablecoefficientandasmallerAddendumcoefficient,Toincreasethelow-endgearbendingstrengthtomeetthelow-speedautogearboxgearhigh-torquelowstrengthrequirements.Thefollowingwillspecificallysetoutwhatareasonableselectionofthesedesignparameters.Transmissiongearbasicparametersofthefileoptions:AreasonablechoiceModulus:Modulusisanimportantbasicparametersofgears,thegreaterthemodulus,thegreaterthetooththickness,thegreaterthegearbendingstrength,thegreateritscarryingcapacity.Onthecontrarymodulussmallertooththicknesswillbethinner,thusthesmallerthegearbendingstrength.Forthelow-profilegear,duetothelowrotationalspeed,torque,gearbendingstressrelativelylarge,soweneedtousealargermoduleinordertoensureitsstrengthdemands.Thehighgeargear,duetohighspeed,torqueissmall,gearbendingstressisrelativelysmall,soensurethatthepremiseofgearbendingstrength,generallyuseasmallermodulus,sothatyoucanincreasethenumberofteethinordertoobtainalargercoincidencedegreeSoastoachievenoisereductionpurposes.Inmoderntransmissiondesign,eachgearmodulefileoptionisexample,atransmissiongeartofileafive-speedgear3;2.75;2.5;2;thuschangingthemodulusofthesameoramoduleoverthepastfewpullnotopensituation.2rationalselectionpressureangle:Whenageartoothmodulusanddetermined,gearpitchcirclediameteralsoidentified,whilethegearinvolutebasecircledependsonthesizeofthebasecirclesizeoftheimpactangleunderpressureagain.Forthesamepitchcircleofgear,ifitisthepressureanglecircleisdifferentfromthebasecircleisdifferent.Whenthepressureangle,thelarger,thebasecirclediameterofthesmaller,morecurvedinvolute,toothtoothrootwillbethickerandlargerradiusofcurvatureoftoothsurface,whichcanincreasethetoothbendingstrengthandcontactstrength.Whenreducingthepressureangle,thebasecirclediameterwillbelarger,theinvoluteprofilewillchangesomeoftheflat,toothrootthinning,toothsurfaceradiusofcurvaturesmaller,Whichmakesthetoothbendingstrengthandcontactstrengthwilldecrease,butasthepressureangledecreases,increasethedegreeofcoincidencegears,reducingthetoothstiffness,andcanreducethetimeofentryandexitmeshdynamicload,Allofthesearebeneficialtoreducethenoise.Therefore,forlow-profilegear,oftenwithalargerpressureangle,inordertomeetthestrengthrequirements;whilethehighgeargearoftenusedasmallerpressureangle,inordertomeettheirnoisereductionrequirements.Forexample:agearmodule3,teeth30,whenthepressureangleof17.5degreestooththicknessof5.341basecircle;whenthepressureangleof25degrees,thebasecirculartooththicknessof6.716;itsbasecircletooththicknessincreasedabout25%,soincreasethepressureanglecanincreaseitsbendingstrength.Areasonablechoiceofthreehelixangle:Comparedwiththespurgear,helicalgearwithatransmissionsmooth,coincidencedegree,theimpactofsmallandlownoiseadvantages.Aswiththecurrenttransmissionsynchronizer,theshifterisnolongerdirectlymovingagearmeshingwithanothergear,butallofthegearsaremeshingphase,disturbingtheconvenientuseofthetransmissionwithasynchronizerMostofallusehelicalgears.Becausethecharacteristicsofhelicalgearsanddecidedtheisnotthesametime,allenteredthemesh,butfirstbeenteredatoneendoftoothmeshingwiththetoothofthedrive,alongthetoothwidthdirectionisgraduallyenterthemesh,untiltheentiretoothwidthhavetoenterintomesh,sotheactualmeshinghelicalgearspurgearthanalargearea.Whenthetoothwidthisconstant,helicalgearwithhelixangledegreeofcoincidenceincreases.Carryingcapacityofthestronger,thebettersmoothness.Intheory,thehelixanglethebiggerthebetter,butthehelixangleincreases,theaxialpitchwillalsoincrease,makingthetransferefficiencydecreased.design,inordertoensuresmoothgeardrive,lownoiseandlowimpact,allthegearsshouldchoosealargerhelixangle,generallyinabout30 .Forhigh-speedstallspeedduetoahighergear,forastable,lowimpact,low-noise,soasmallmodulus,largehelicalangle;whilelow-profilegearyouusealargermodulus,thesmallerspiralangle.4isareasonablechoiceoftheangledeformation:Forthegoodofthehardenedgearlubricationconditionisgenerallybelievedthatthemaindangerisintheloopundertheactionofalternatingstress,thetoothrootfatiguecrackscausedbythegr