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湖南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文）
摘 要
本次設計以五檔三軸手動檔汽車的一些整車參數(shù)和發(fā)動機參數(shù)為設計依據(jù)，進行手動檔變速器的設計。設計的主要內容包括變速器傳動機構布置方案的確定，變速器主要參數(shù)如擋數(shù)、傳動比范圍、中心距、各擋傳動比、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)的選擇，齒輪、軸的設計校核，同步器、操縱機構及箱體的設計。
關鍵詞：變速器；齒輪；軸；設計；計算機輔助設計
ABSTRACT
The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of Five?of three axis?manualin this text. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, gear parameters and the numble of each gear, the design and verification of gears and shafts, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox.
Keywords: Transmission；Gear；Shaft；Design；Computer Aided Design
目 錄
第 一 章 緒論……………………………………………………………………………1
1.1 課題研究的現(xiàn)狀………………………………………………………………1
1.2 課題研究的目的和意義………………………………………………………2
1.3 設計完成的主要內容…………………………………………………………2
1.4 車型基本參數(shù)…………………………………………………………………2
第 二 章 變速器傳動機構布置方案…………………………………………………4
2.1 傳動機構布置方案分析………………………………………………………4
2.1.1兩軸式和中間軸式變速器………………………………………………4
2.1.2倒檔的形式和布置方案…………………………………………………4
2.2 零、部件布置方案分析…………………………………………………………5
2.2.1齒輪形式…………………………………………………………………5
2.2.2換檔的結構形式…………………………………………………………6
2.2.3變速器軸承………………………………………………………………6
2.3本章小結…………………………………………………………………………7
第 三 章 變速器主要參數(shù)的選擇及設計計算……………………………………8
3.1變速器的檔位數(shù)、傳動比和中心距的確定……………………………………8
3.1.1檔數(shù)………………………………………………………………………8
3.1.2傳動比范圍………………………………………………………………8
3.1.3確定最低檔傳動比………………………………………………………8
3.1.4初步確定其他各檔傳動比……………………………………………11
3.1.5初選中心矩……………………………………………………………11
3.2齒輪參數(shù)的確定………………………………………………………………11
3.2.1齒輪的模數(shù)……………………………………………………………12
3.2.2壓力角………………………………………………………………12
I
3.2.3螺旋角………………………………………………………………12
3.2.5 齒輪的變位系數(shù)的選擇原則…………………………………………12
3.2.6齒頂高系數(shù)……………………………………………………………13
3.2.7 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定……………………………………13
3.2.8變速器齒輪的幾何尺寸計算…………………………………………18
3.3本章小結………………………………………………………………………21
第 四 章 變速器主要結構元件的設計與計算…………………………………22
4.1 齒輪損壞的原因及形式………………………………………………………22
4.2 輪齒強度計算…………………………………………………………………22
4.2.1輪齒彎曲強度計算……………………………………………………23
4.2.2輪齒接觸應力計算……………………………………………………27
4.3 變速器齒輪材料的選擇及熱處理……………………………………………31
4.4軸的設計計算…………………………………………………………………31
4.4.1初選軸的直徑…………………………………………………………32
4.4.2軸的剛度驗算…………………………………………………………32
4.4.3 軸的強度計算…………………………………………………………40
4.5本章小結………………………………………………………………………43
第 五 章 同步器的選擇………………………………………………………………44
5.1 慣性式同步器…………………………………………………………………44
5.1.1 鎖環(huán)式同步器的結構…………………………………………………44
5.1.2鎖環(huán)式同步器的工作原理……………………………………………44
5.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定………………………………………45
5.2主要參數(shù)的確定………………………………………………………………46
5.2.1摩擦因數(shù)f ……………………………………………………………46
5.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定……………………………………………………46
5.2.3鎖止角……………………………………………………………………48
5.2.4同步時間………………………………………………………………48
5.2.5轉動慣量的計算………………………………………………………48
II
5.3本章小結………………………………………………………………………48
結論………………………………………………………………………………………49
致謝…………………………………………………………………………………………50
參考文獻…………………………………………………………………………………51
III
湖南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文）
第一章 緒 論
1.1 課題研究的現(xiàn)狀
汽車變速器是汽車的重要部件之一，用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空檔，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒檔，使汽車獲得倒退行使能力。
汽車變速器技術的發(fā)展歷史：
手動變速器（MT：Manual Transmisson）主要采用了齒輪傳動的降速原理。變速器內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作，也就是通過操縱機構使變速器內不同的齒輪副工作。
自動變速器（AT：Automatic Transmisson）是由液力變矩器，行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力變矩器和齒輪組合的方式來達到變速變矩。
AMT是在傳統(tǒng)干式離合器和手動齒輪變速器的基礎上改造而成，主要改變了手動換擋操縱部分。即在MT總體結構不變的情況下改用電子控制來實現(xiàn)自動換擋。
無級變速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又稱為連續(xù)變速式機械變速器。金屬帶式無級變速器主要包括主動輪組，從動輪組，金屬帶和液壓泵等基本部件。主要靠主動輪，從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化，傳動帶一般用橡膠帶，金屬帶和金屬鏈等。
無限變速式機械無級變速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用的是一種摩擦板式變速原理。IVT的核心部分由輸入傳動盤，輸出傳動盤和Variator傳動盤組成。它們之間的接觸點以潤滑油作介質，金屬之間不接觸，通過改變Variator裝置的角度變化而實現(xiàn)傳動比的連續(xù)而無限的變化。
計算機輔助設計（Computer Aided Design,簡稱CAD），泛指設計者以計算機為主要工具，對產(chǎn)品進行設計、繪圖、工程分析與編撰技術文檔等設計工作的總稱，是一項綜合性的技術。其中工程分析泛指包括有限元分析、可靠性分析、動態(tài)分析、優(yōu)化設計及產(chǎn)品的常規(guī)分析等內容，亦稱計算機輔助工程分析（Computer Aided Engineering,簡稱CAE）。
Pro/ENGINEER (簡稱Pro/E)是美國Paramatric Technology Corporation公司開發(fā)的機械設計自動化軟件，也是最早實現(xiàn)參數(shù)化技術商業(yè)化的軟件。其功能是非常強大的，利用它可以進行零件設計、產(chǎn)品裝配、數(shù)控加工、鈑金件設計、鑄造件設計，機構分析、有限元分析和產(chǎn)品數(shù)據(jù)庫管理、應力分析、逆向造型和優(yōu)化設計等。
1.2 課題研究的目的和意義
為了縮短設計周期和降低開發(fā)成本，通過CAD軟件平臺實現(xiàn)汽車變速器的輔助設計。使產(chǎn)品的設計階段以較少的時間和精力進行虛擬裝配并對裝配結果進行驗證，得到了可靠的裝配檢驗結果。減少建模時間，增加模型可信度，提高產(chǎn)品質量，加快產(chǎn)品上市的時間。
變速器是汽車的重要部件之一，主要是在汽車行進過程中改變傳動比，從而改變汽車的行駛速度和驅動輪上的轉矩，以適應變化的行駛條件；或利用倒檔實現(xiàn)汽車的倒向行駛；在發(fā)動機不熄火的情況下利用空擋中斷動力傳遞，便于汽車起動、怠速、換擋、和動力輸出。它由幾十個零件組成，零件之間的裝配關系復雜。因此變速器的設計需要較長的時間和反復的實驗。為了縮短設計周期和降低成本，基于CAD軟件平臺實現(xiàn)變速器的輔助設計是現(xiàn)代制造技術的必要手段。通過本畢業(yè)設計可以充分復習所學知識，能提高計算機及軟件使用水平，為以后的工作打下堅實基礎。
1.3 設計完成的主要內容
1、了解汽車變速器的研究現(xiàn)狀；
2、掌握汽車變速器結構及工作原理，繪出結構原理簡圖；
3、確定主要零部件（齒輪、軸等）主要設計參數(shù)，并對關鍵部位進行校核；
4、確定零部件結構尺寸；
5、使用AutoCAD完成工程圖紙；利用Pro/E建立體圖；
6、編寫設計說明書。
1.4 車型基本參數(shù)
根據(jù)五檔三軸手動檔重型貨車汽車的一些主要技術參數(shù)來設計變速器。通過網(wǎng)絡查找此車型的基本參數(shù)，見表1.1 。
表1.1 車型基本參數(shù)
名 稱
數(shù) 據(jù)
總質量m
m=9000kg
最大道路阻力系數(shù)
=0.417
最大扭矩
=700/1500rpm
最大功率P/n
P = 155kw/3000rpm
傳動系機械效率
η=0.93
最大爬坡度
=16.5
最高車速
前、后輪胎規(guī)格
215/65 R16
第二章 變速器傳動機構布置方案
2.1 傳動機構布置方案分析
變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進檔數(shù)或軸的不同分類，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類，而前者又分為兩軸式，中間軸式和多中間軸式變速器等。
2.1.1 兩軸式和中間軸式變速器
現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用固定軸式變速器，而兩軸式和中間軸式應用最為廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。在設計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，還要考慮以下幾個方面：
與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在高檔工作是齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結構限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設計的很大。對于前進檔，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉動方向相同。
中間軸式變速器可以設置直接檔，在使用直接檔時，變速器的齒輪和軸承及軸承均不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90％以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命。在除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。
對于本設計，采用如圖2.1所示的傳動方案，即中間軸式變速器。
2.1.2 倒檔的形式和布置方案
圖2.2為常見的布置方案。通過對汽車設計資料的查找總結以下方案：
圖2.2（b）方案的優(yōu)點是倒擋利用中間軸上的1檔齒輪，縮短了中間軸的長度，但換檔時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換檔困難；圖2.2（c）方案能獲得較大的倒檔速比，缺點是換檔程序不合理；圖2.2（d）方案針對前者的缺點做了修改；圖2.2（e）方案中，將中間軸上的一檔和倒檔齒輪做成一體，其齒寬加大；圖2.2（f）方案采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便；
綜合考慮以上因素，為了換擋輕便舒適，減小噪聲，倒擋傳動采用圖2.2（f）所示方案。
圖2.1 中間軸式變速器傳動方案
圖2.2 倒檔布置方案
2.2 零、部件布置方案分析
2.2.1 齒輪形式
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。
與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的質量和轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于一檔和倒檔。
2.2.2換檔的結構形式
變速器換檔機構形式分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種。
1、滑動齒輪換檔
通常采用滑動直齒輪換檔，也有采用斜齒輪換檔的?；瑒又饼X輪換檔的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換擋時齒面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用于一檔和倒檔。
2、嚙合套換檔
用嚙合套換檔，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。用嚙合套換檔，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換檔，它們都不會過早損壞，但不能消除換檔沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操縱技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器的軸向尺寸和旋轉部分的總慣性力矩增大。因此，這種換檔方法目前只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用。
3、同步器換檔
現(xiàn)代大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器能保證迅速，無沖擊，無噪聲換檔，而與操縱技術熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行車安全性。同上述兩種換檔方法相比，雖然它有結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸大。同步環(huán)使用壽命短缺等缺點，但仍然得到廣泛應用。由于同步器的廣泛應用，壽命問題已得到基本解決。
上述三種換檔方案，可同時用在一變速器中的不同檔位上，一般倒檔和一檔采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式；對于常用的高檔位則采用同步器換擋。
2.2.3 變速器軸承
作為旋轉運動的變速器軸支承在殼體或其他部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應安置軸承。變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應當采用何種類型的軸承，受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。
近年來，變速器的設計趨勢是向輕量化方向發(fā)展。圓錐滾子軸承在一些變速器上得到應用。其主要優(yōu)點如下：直徑較小，寬度較寬，因而容量大，可承受高負荷和通過對軸承預緊能消除軸向間隙及軸向竄動等。
滾針軸承主要用于齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點。
2.3 本章小結
本章對變速器傳動機構的布置方案和零、部件結構方案進行了系統(tǒng)的分析，并給出了此次設計的具體方案，即設計中間軸式變速器，倒檔布置方案如圖2.1（f）所示，前進檔除了一檔外皆為斜齒圓柱齒輪，倒檔為直齒圓柱齒輪，采用全同步器換擋和嚙合套形式，軸承選取滾針軸承、圓錐滾子軸承。
第三章 變速器主要參數(shù)的選擇及設計計算
3.1 變速器的檔位數(shù)、傳動比和中心距的確定
3.1.1 檔數(shù)
變速器的檔數(shù)可在3～20個檔位范圍內變化，通常變速器的檔數(shù)在6擋以下，當檔數(shù)超過6檔以后，可在6檔以下的主變速器基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多檔變速器。
增加變速器的檔數(shù)，能夠改變汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。檔數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且使輪廓尺寸和質量加大，同時操縱機構復雜，而且在使用時換檔頻率增高并增加了換檔難度。
在最低檔傳動比不變的條件，增加變速器的檔數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。要求相鄰檔位之間的傳動比值在1.8以下，該值越小換檔工作越容易進行。因高檔使用頻繁，所以又要求高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值，要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值小。
近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，商用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。
對于皮卡汽車，選用5個前進檔和1個倒檔的變速器。
3.1.2 傳動比范圍
變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常是1.0，有的變速器最高擋是超速擋,傳動比為0.7～0.8。影響最低擋傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。
本次設計的變速器最高檔位超速檔。
3.1.3 確定最低檔傳動比
應依據(jù)汽車最大爬坡度，驅動車輪與路面間的附著力，汽車的最低穩(wěn)定車速，以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等綜合考慮確定。
汽車在最大上坡路面上行駛時，最大驅動力應能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行駛時車速不高，故忽略空氣阻力。這時，
≥ + （3.1）
=
=
=
式中， ——最大驅動力；
——滾動阻力；
——最大上坡阻力；
——汽車總質量；
g ——重力加速度；
——驅動車輪滾動半徑；
——發(fā)動機最大轉矩；
——主減速器傳動比；
——傳動系傳動效率；
——滾動阻力系數(shù)；
——變速器一檔傳動比；
——道路最大上坡角；
——分動器傳動比。
代入式（3.1）：
≥=
式中 ——最大道路阻力系數(shù)
由發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式：
求得：
==4.8
所以 ≥
==3.8
所以，由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比為：=3.9
根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件：
≤ （3.2）求得變速器一檔傳動比為：
≤=6
式中， ——汽車滿載靜止于水路平面時驅動橋給地面的載荷
——道路的附著系數(shù)，計算時取=0.7～0.8
所以 3.8≤≤6
在一般汽車的傳動比范圍內3.8～4.6之間。
3.1.4 初步確定其他各檔傳動比
變速器的最高檔位直接檔，所以=0.75，取=5.7。
根據(jù)經(jīng)驗公式，按等比級數(shù)分配，
（3.3）
——幾何級數(shù)的公比
所以，=3.43，=2.06，=1.24。
3.1.5 初選中心矩
對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離成為變速器的中心矩。它的大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度
有影響，所以，最小允許的中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。
中間軸式變速器初選中心距時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算：
= （3.4）
式中， ——中心距系數(shù),對商用車=8.6～9.8，所以，=154mm
乘用車變速器的中心距約在80～170范圍內變化，經(jīng)過圓整后取中心距=154mm。
3.2 齒輪參數(shù)的確定
3.2.1 齒輪的模數(shù)
齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。
應該指出，選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：
在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可以使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪模數(shù)對工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選得小些；變速器低檔齒輪應選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)，變速器用齒輪法向模數(shù)的范圍如表3.1。
表3.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)
車型
乘用車的發(fā)動機排量V/L
貨車的最大總質量/t
1.0＞V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14.0
＞14.0
模數(shù)/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50～6.00
所選模數(shù)值應符合國家標準GB/T1357—1987的規(guī)定。
故本設計選取模數(shù)為：常嚙齒輪Mn=5，一檔Mn=4，二檔Mn=5，三檔Mn=5，五檔Mn=5，倒擋Mn=4。
3.2.2 壓力角
齒輪壓力角較小時，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，但是超過28°強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為25°時強度最高。因此，理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。
3.2.3 螺旋角
斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15°～25°為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大的螺旋角。
斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用：
兩軸式變速器為20°～25°
中間軸式變速器為22°～34°
貨車變速器：18°～26°
3.2.4 齒寬
在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。
通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定的。
直齒 為齒寬系數(shù), 取=4.5～8.0
斜齒 為齒寬系數(shù), 取=6.0～8.5
b為齒寬（mm）。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4 mm。
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數(shù)相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。
齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性要求。
3.2.5 齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小、工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減少，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中作用到齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。
在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數(shù)為1.00。
3.2.6 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各檔相互嚙合的齒輪的齒數(shù)最好為質數(shù)，以使齒面磨損均勻。如圖3.1是本次設計的變速器的傳動方案。
1、確定一檔齒輪齒數(shù)
一檔的傳動比為：
== （3.5）
又因為，，所以，所以，為了使/盡量大些，應將取得盡量小些，這樣，在已定的條件下，/的傳動比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多的齒數(shù)，以便在其內腔設置第二軸的前軸承，的最少齒數(shù)受到中間軸軸頸的限制，因此，的選定應與中間軸軸頸的確定因素統(tǒng)一考慮。
為避免發(fā)生根切，增強剛度，一檔小齒輪應為變位齒輪。
商用車中間軸式變速器的=3.8～6時，則在15～18內選擇。取=18。則
圖3.1 中間軸式變速器傳動方案
2、修正中心矩A
因為 A=m（z9+z10）/2
所以 A=m（z9+z10）/2=3（18+59）/2=154mm
初定中心矩應為： =154mm
3、確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式 == 求得常嚙合傳動齒輪的傳動比：
（3.6）
而常嚙合齒輪中心距與一檔齒輪的中心距相等，
= （3.7）
初選=
解聯(lián)立式（3.6）和式（3.7）得：=19.98，= 34.56
取整后：= 20，=35
所以，一檔實際傳動比為==5.74，與原傳動比相差不大，符合要求。
螺旋角=arcos=
4、確定其他各檔位的齒數(shù)
二檔齒輪：
二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，由
= （3.8）
= （3.9）
初選=
解聯(lián)立式（3.8）和式（3.9）得：=38.1，= 21.3
取整后：= 38，=21
所以，二檔實際傳動比為==3.16，與原傳動比相差不大，符合要求。
螺旋角=arcos=
從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，必須滿足下列關系式：
（3.10）
把 ，及 分別代入式（3.10）的左右兩邊：
=1.21
=1.7
方程左右兩邊近似滿足軸向力平衡關系，所以符合條件。
三檔齒輪：
三檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，由
= （3.11） = （3.12）
初選=
解聯(lián)立式（3.11）和式（3.12）得：=29.93，= 28.7
取整后：= 29，=29
所以，三檔實際傳動比為==1.75，與原傳動比相差不大，符合要求。
螺旋角=arcos=
從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，必須滿足下列關系式：
（3.13）
把 ，及 分別代入式（3.13）的左右兩邊：
=1.21
=1.27
方程左右兩邊近似滿足軸向力平衡關系，所以符合條件。
四檔齒輪，即為常嚙齒輪
五檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，由
== （3.14）
= （3.15）
初選=
解聯(lián)立式（3.14）和式（3.15）得：=16.7，= 38.3
取整后：= 16，=37
所以，四檔實際傳動比為==0.76，與原傳動比相差不大，符合要求。
螺旋角=arcos=
從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，必須滿足下列關系式：
（3.16）
把 ，及 分別代入式（3.16）的左右兩邊：
=1.21
=0.91
方程左右兩邊近似滿足軸向力平衡關系，所以符合條件。
通常倒檔采用直齒輪，模數(shù)=4mm。
倒檔傳動比與一檔傳動比比較接近，因為=5.7，取=5.2。
中間軸倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10相近，取=18，倒檔軸齒輪13的齒數(shù)取，取=21。
由 = （3.17）
所以=53.4，取整后=53。
由此，中間軸與倒檔軸之間的中心距：
（3.21）
倒檔軸與輸出軸之間的中心距：
（3.22）
3.2.7 變速器齒輪的幾何尺寸計算
表3.3 直齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算
序號
計算項目
計算公式（高度變位齒輪）
1
變位系數(shù)
2
分度圓直徑
3
齒頂高
4
齒根高
5
齒全高
6
齒頂圓直徑
7
齒根圓直徑
8
中心距
9
周節(jié)
10
基節(jié)
11
分度圓弧齒厚
12
基圓直徑
表3.4 直齒圓柱齒輪的幾何尺寸
齒數(shù)
53
18
35
18
59
中心矩
=106mm =176mm
變位系數(shù)
0
0
0
0
0
分度圓直徑
212mm
72mm
140mm
72mm
236mm
齒頂高
4mm
4mm
4mm
4mm
4mm
齒根高
5mm
5mm
5mm
5mm
5mm
齒全高
9mm
9mm
9mm
9mm
9mm
齒頂圓直徑
220mm
80mm
148mm
80mm
244mm
齒根圓直徑
199.21mm
62mm
130mm
62mm
226mm
周節(jié)
12.56mm
12.56mm
12.56mm
12.56mm
12.56mm
基節(jié)
11.79mm
11.79mm
11.79mm
11.79mm
11.79mm
分度圓弧齒厚
6.28mm
6.28mm
6.28mm
6.28mm
6.28mm
基圓直徑
202mm
67.6mm
131.56mm
67.6mm
221.77mm
表3.5 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算
序號
計算項目
計算公式（高度變位齒輪）
1
理論中心距
2
分度圓直徑
3
齒頂高
4
齒根高
5
齒全高
6
齒頂圓直徑
7
齒根圓直徑
8
法向基節(jié)
9
基圓直徑
10
法面分度圓弧齒厚
表3.6 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸
齒數(shù)
20
35
16
37
29
29
38
21
理論中心距
155mm
155mm
155mm
155mm
端面嚙合角
22.17°
22.93°
21.13°
20.80°
中心距
154mm
154mm
154mm
154mm
變位系數(shù)
0
0
0
0
0
0
0
0
分度圓直徑
112
mm
196
mm
92.98mm
215
mm
154
mm
154
mm
198.4
mm
109.63
mm
齒頂高
5
mm
5
mm
5
mm
5
m
5
mm
5
mm
5
mm
5
mm
齒根高
6.25
mm
6.25
mm
6.25
mm
6.25
mm
6.25
mm
6.25
mm
6.25
mm
6.25
mm
齒全高
11.25
mm
11.25
mm
11.25
mm
11.25
mm
11.25
mm
11.25
mm
11.25
mm
11.25
mm
齒頂圓直徑
122
mm
206
mm
102.98mm
225
mm
164
mm
164
mm
208.4
mm
119.63
mm
齒根圓直徑
99.5
mm
183.5
mm
80.48
mm
202.5
mm
141.5
mm
141.5
mm
182.87
mm
97.13
mm
3.3 本章小結
本章主要介紹了變速器主要參數(shù)的選擇，包括確定檔數(shù)、傳動比范圍，根據(jù)最大爬坡度和驅動輪與地面的附著力確定一檔傳動比，進而確定其它各檔傳動比，選擇中心距以及齒輪參數(shù)，根據(jù)變速器的傳動示意圖確定各檔齒輪齒數(shù)，進行各檔齒輪變位系數(shù)的分配。最后列出了各檔齒輪的幾何尺寸。為以后齒輪、軸的設計計算做了準備。
第四章 變速器主要結構元件的設計與計算
4.1 齒輪損壞的原因及形式
變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、齒面膠合以及移動換檔齒輪端部破壞。
齒輪在嚙合過程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應力，過渡圓角處又有應力集中，故當齒輪受到足夠大的載荷作用，其根部的彎曲應力超過材料的許用應力時，輪齒就會斷裂。這種由于強度不夠而產(chǎn)生的斷裂，其斷面為一次性斷裂所呈現(xiàn)的粗粒狀表面。在汽車變速器中這種破壞情況很少發(fā)生。而常見的斷裂是由于在重復載荷作用下使齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫而逐漸擴展到一定深度后產(chǎn)生的折斷，其破壞斷面在疲勞裂縫部分呈光滑表面，而突然斷裂部分呈粗粒狀表面。變速器低檔小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少、齒根較弱，其主要的破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。
齒面點蝕是常用的高檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。齒面長期在脈動的接觸應力作用下，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時由于齒面的相互擠壓，使充滿了潤滑油的裂縫處油壓增高，導致裂縫的擴展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面上形成大量的扇形小麻點，即所謂點蝕。點蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。
對于高速重載齒輪，由于齒面相對滑動速度高、接觸壓力大且接觸區(qū)產(chǎn)生高溫而使齒面間的潤滑油膜破壞，使齒面直接接觸。在局部高溫、高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱為齒面膠合。在一般的汽車變速器中，產(chǎn)生膠合損壞的情況較少。
增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時嚙合的輪齒對數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質材料等，都是提高輪齒彎曲強度的措施。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應力，提高齒面硬度等，可提高齒面的接觸強度。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，選擇適當?shù)凝X面表面處理和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。
4.2輪齒強度計算
與其它機械設備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件相似，此外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理的方法，加工的方法，精度級別，支承方式也基本一致。因此，比用計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結果［3］。
4.2.1 輪齒彎曲強度計算
直齒輪彎曲應力
= （4.1）
式中，——彎曲應力（M）；
——計算載荷（N·mm）；
——應力集中系數(shù)；=1.65；
——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合上的摩擦力的方向不同，對彎曲應力影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；
m——模數(shù)；
y——齒形系數(shù)，如圖4.1所示；
——齒寬系數(shù)：直齒=4.5～8.0。
斜齒輪彎曲應力
= （4.2）
式中， ——計算載荷（N·mm）；
——斜齒輪螺旋角（°）；
——應力集中系數(shù)；=1.50；
z ——齒數(shù)；
——法面模數(shù)；
y——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)=在圖4.1中查得；
——重合度影響系數(shù)，=2.0；
——齒寬系數(shù)：斜齒=6.0～8.5，取=7。
圖4.1 齒形系數(shù)圖
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對商用車常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180～350M范圍，即[]=180～350M，一檔、倒檔直齒輪許用應力在400～850 M，即[]=400～850M［3］。
1、一檔主從動齒輪彎曲應力
一檔主動齒輪彎曲應力
=
=
=627.19 M＜[]
一檔從動齒輪彎曲應力
=
=
=178.92M＜[]
2、二檔主從動齒輪彎曲應力
二檔主動齒輪彎曲應力
=
=
=104.41M＜[]
二檔從動齒輪彎曲應力
=
=
=60.34 M＜[]
3、 三檔主從動齒輪彎曲應力
三檔主動齒輪彎曲應力
=
=
=79.58 M＜[]
三檔從動齒輪彎曲應力
=
=
=79.58 M＜[]
4、四檔主從動齒輪彎曲應力
四檔主動齒輪彎曲應力
=
=
=65.94 M＜[]
四檔從動齒輪彎曲應力
=
=
=116.94 M＜[]
5、五檔主從動齒輪彎曲應力
五檔主動齒輪彎曲應力
=
=
=59.87 M＜[]
五檔從動齒輪彎曲應力
=
=
=129.09 M＜[]
6、倒檔主從動齒輪彎曲應力
倒檔主動齒輪彎曲應力
=
=
=842.3 M＜[]
倒檔從動齒輪彎曲應力
=
=
=401.01 M＜[]
=
=
=240.98 M＜[]
4.2.2 輪齒接觸應力計算
輪齒接觸應力
=0.418 （4.3）
式中，——輪齒的接觸應力（M）；
F——齒面上的法向力（N），F(xiàn)=；
——圓周力，=；
——計算載荷（N·mm）；
d ——節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點處壓力角（°）；
——齒輪螺旋角（°）；
E——齒輪材料的彈性模量（M），鋼材E=2.1×10M；
b——齒輪接觸的實際寬度（mm）；
、為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪=,=,斜齒輪=，=；、為主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力如下：滲碳齒輪：一擋和倒擋[]=1900～2000M，常嚙合齒輪和高檔[]=1300～1400M。
一檔主從動齒輪接觸應力
一檔主動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=354.73 M＜[]
一檔從動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=195.92 M＜[]
二檔主從動齒輪接觸應力
二檔主動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=273.39M＜[]
二檔從動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=203.39 M＜[]
三檔主從動齒輪接觸應力
三檔主動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=221.38 M＜[]
三檔從動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=221.38 M＜[]
四檔主從動齒輪接觸應力
四檔主動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=237.42 M＜[]
四檔從動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=314.08 M＜[]
五檔主從動齒輪接觸應力
五檔主動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=203.88 M＜[]
五檔從動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=310.08 M＜[]
倒檔主從動齒輪接觸應力
倒檔主動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=382.46M＜[]
倒檔從動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=274.26 M＜[]
=0.418
= 0.418
=222.88 M＜[]
4.3 變速器齒輪材料的選擇及熱處理
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用材料是20CrMnTi（過去的鋼號是18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMOB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，細化材料晶面粒。為消除內應力還要進行回火。
變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦范圍如下：
≤3.5，滲碳深度0.8～1.2mm；
3.5＜＜5，滲碳深度0.9～1.3mm；
≥5，滲碳深度1.0～1.6mm。
滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。
對于本設計中的齒輪材料，選用20CrMnTi。
4.4 軸的設計計算
變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設計變速器軸時，其剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關剛度和強度方面的驗算。
4.4.1 初選軸的直徑
軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調，變速器軸的最大直徑與支承間的距離可按下列關系式初選：
對第一軸及中間軸： = 0.16～0.18， （4.4）
對輸二軸: = 0.18～0.21 （4.5）
中間軸式變速器第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A(mm)按下式初選:
d≈(0.45～0.60)A （4.6）
第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機最大轉矩按下式初選
d≈(4～4.6) （4.7）
初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵，彈性檔圈等標準以及軸的剛度與強度驗算結果進行修正［2］。
經(jīng)過計算得：
第一軸花鍵部分直徑： d=42mm
中間軸的最大直徑： =66mm
支承間的距離： =420mm
第二軸的的最大直徑： =67.5mm
支承間的距離： =380mm
4.4.2 軸的剛度計算
對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖4.2所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。
(a)軸在垂直面內的變形 (b)軸在水平面內的變形
圖4.2 變速器軸的變形示意簡圖
軸的撓度和轉角可按《材料力學》的有關公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4.3所示時，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，可分別用下式計算
（4.8）