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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
隨著科學技術的不斷進步，汽車工業(yè)相應得到了迅速發(fā)展。特別是從汽車的大批量生產(chǎn)及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車已為世界經(jīng)濟的發(fā)展、為人類進入現(xiàn)代生活，產(chǎn)生了無法估量的巨大影響， 為人類社會的進步做出了不可磨滅的巨大貢獻，掀起了一場劃時代的革命ElI。
1.1選題目的及意義
自從汽車采用內(nèi)燃機作為動力裝置開始，變速器就成為了汽車重要的組成部分， 現(xiàn)代汽車上廣泛采用的往復活塞式內(nèi)燃機具有體積小、質(zhì)量輕、工作可靠和使用方便等優(yōu)點，但其轉矩和轉速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化，故其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾，這對矛盾靠現(xiàn)代汽車的內(nèi)燃機本身是無法解決的。因此，在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器，以達到減速增矩的目的。
變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。本次設計車型變速器可以在汽車行駛過程中在發(fā)動機和車輪之間產(chǎn)生不同的變速比，換檔可以使得發(fā)動機工作在其最佳的動力性能狀態(tài)下。變速器通過離合器與發(fā)動機相連，變速器的輸入軸就可以和發(fā)動機達到同步轉速。通過本次變速器的設計可以使我們更好的了解變速器的構造和設計方法，把我們大學所學的知識連成線，穿在一起，讓我們運用的更加熟練；并根據(jù)所確定的參數(shù)設計出了變速器的結構，在設計的過程中注重了變速器的合理性與實用性，最后畫出了變速器的工程圖，同時也為我們以后的工作打下了良好的基礎，鍛煉了我們的動手和實踐能力，讓我們的學習生活變的更有意義。
1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
近年來，隨著微電子技術的飛速發(fā)展，電子控制自動變速器的問世，給汽車帶來了更理想的傳動系統(tǒng)。機電一體化技術進入汽車領域，推動汽車變速器裝置的重大變革。自動變速器裝置出現(xiàn)了電子化趨勢，特別是大規(guī)模集成電路技術的發(fā)展，使由微機控制發(fā)動機和變速器換擋成為可能。目前，在汽車上所使用的自動變速器主要有以下幾類：液力自動變速器、電子控制機械自動變速器和機械無級自動變速器。液力自動變速器（Automatic Transmission 或Automatic Transaxle，AT）的基本形式是液力變矩器與動力換檔的旋轉軸式機械變速器串聯(lián)。從50年代起，裝備液力自動變速器的轎車開始增多，但由于其效率明顯低于機械變速器，而且結構復雜，成本高，從而限制了它的發(fā)展。60年代的研究重點是采用多元件工作輪來提高液力變矩器的效率。70年代是使用閉鎖離合器提高變速器在高速時的效率。80年代則采用增加行星齒輪變速器檔位的方法及使用電子控制。90年代，大量電子技術的應用，使液力自動變速器的發(fā)展進入了一個新的時期，綜合性能有了較大的提高。如今，液力自動變速器在汽車上的裝備率，美國為90%，日本為80%[11]。電子控制機械自動變速器是一種由普通齒輪式機械變速器組成的有級機械自動變速器。作為汽車關鍵總成之一，變速器技術在汽車誕生的百年歷史中在不斷地與時俱進。手動變速器由于其傳遞動力的直接與高效性，加上制作技術的成熟與低成本，現(xiàn)代汽車中裝備手動變速器的汽車仍然占有很大比例。但隨著人們對汽車舒適性要求越來越高，現(xiàn)代汽車自動變速器裝備率越來越高卻是一個不爭的事實，尤其是當自動變速器也逐漸能夠兼顧操控性的時候。但，傳統(tǒng)自動變速器技術卻由于其效率的低下而在等待一場革命[4]。
1.3國內(nèi)外研究方法
我國的汽車及各種車輛的零部件產(chǎn)品在性能和質(zhì)量上和發(fā)達國家存在著一定的差距，發(fā)達國家再機械產(chǎn)品設計上早已進入了分析階段，他們利用計算機輔助設計技術，將現(xiàn)代設計方法，如有限元分析、優(yōu)化設計、可靠性設計等應用到產(chǎn)品設計中，采用機械CAD系統(tǒng)在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查、實現(xiàn)三維設計，大大地提高產(chǎn)品設計的一次成功率，減少了試驗費用，縮短了產(chǎn)品更新周期。而我們的設計手段仍處于以經(jīng)驗設計為主的二維設計階段，設計完成后在投產(chǎn)中往往要進行很大的改動，使得產(chǎn)品開發(fā)周期很長，性能質(zhì)量低等。為改變我國的車輛零部件的生產(chǎn)和設計手段的落后狀況，縮短新產(chǎn)品的開發(fā)周期，提高市場競爭力，有必要開發(fā)一些適合中國國情的汽車及零部件的CAD系統(tǒng)，對已開發(fā)的CAD系統(tǒng)需進一步提高和完善。
美國的CAD技術一直處于領先地位，其主要目標就是建立完善的CAD/CAM集成系統(tǒng)。美國汽車工業(yè)最早應用了CAD系統(tǒng)。美國通用汽車公司、福特汽車公司等都已廣泛應用CAD技術。他們將結構、強度、剛度等計算、三維實體造型應用于汽車的設計開發(fā)中，將CAD、CAM、CAPP、CAE集成，是生產(chǎn)效率提高，產(chǎn)品質(zhì)量得到保證，市場響應速度提高，從而大大地提高了他們的競爭力，為他們帶來了巨大的經(jīng)濟效益。他們應用的CAD軟件主要有PRO/E、UG、CATIA、IGES等[11]。
手動變速器的許多最近的發(fā)展集中在為降低成本和體積的新制造方法上。傳統(tǒng)來說，變速器制造包含大量昂貴的機器，以及為機械加工和裝配操作所需留出的空間限制的設計[15]。最新的技術包括，如在最新的Ford／Getra96檔變速器中可以看到的激光焊接沖壓鋼滑動齒輪選擇軸套。為替代前一代變速器的鑄鐵撥叉，這種精致而堅固的設計方案可以導致更少的對內(nèi)部的損害。齒輪盤片的激光和摩擦焊接同時保證了所需機器設計空間的降低，這是一種由雷諾公司在5檔副軸圓型變速器設計中發(fā)明的技術，命名為EMI，曾在2000年展出并因為它的簡單和輕便僅22公斤卻能提供140N·m的轉矩而出名。另一方面，設計人員也在其齒輪提供轉矩輸出的設計上進行了認真的研究，提高了耐久性和低噪聲水平[14]。
1.4設計內(nèi)容及方法
根據(jù)車輛的已知條件，運用汽車理論的知識進行設計。主要內(nèi)容如下：圖1.1
齒輪變位系數(shù)確定
參數(shù)選擇、零件設計
強度計算
軸的設計
同步器的設計
操縱機構、箱體設計
完成工程圖紙
變速器的功用
結構方案的確定
變速器主要參數(shù)選擇
傳動比及齒數(shù)確定
布置方案的確定
齒輪的損壞原因及形式
齒輪強度計算與校核
布置形式與主要參數(shù)
剛度和強度校核
圖1.1 設計系統(tǒng)
（1）對變速器傳動機構的分析與選擇
通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點，以及所涉及車輛的特點，確定傳動機構的布置形式。
（2）變速器主要參數(shù)的選擇
變速器主要參數(shù)的選擇：擋數(shù)、傳動比、中心距、齒輪參數(shù)等。
（3）變速器齒輪強度的校核
變速器齒輪強度的校核主要是針對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度進行校核。
（4）軸的基本尺寸的確定及強度計算
對于軸的強度計算原則是對軸的剛度和強度分別進行校核。
（5）軸承的選擇和同步器的設計
對變速器軸的支撐部分選用圓錐滾子軸承，根據(jù)車輛的載質(zhì)量和使用要求選擇鎖銷式同步器，并確定同步器的尺寸參數(shù)。
（6）設計變速器的操縱機構
參考多方資料，設計了典型的操縱機構及其互鎖裝置。
（7）對變速器進行三維建模
利用利用AutoCAD軟件完成裝配圖、零件圖的繪制。
1.5汽車變速器的設計要求
汽車變速器的基本設計要求：保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性；設置空檔，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸；設置倒擋，使汽車能倒退行駛；換擋迅速、省力、方便；工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋，以及換擋沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn)；工作效率高，噪聲?。唤Y構簡單、方案合理；在滿載及沖擊載荷條件下，使用壽命長；除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。
第2章 變速器總體方案設計
2．1變速器傳動機構布置方案分析
按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。其中固定軸式應用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。
2.1.1變速器選擇
（1） 兩軸式變速器
兩軸式變速器如圖2-1所示：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，故傳動效率高同時工作噪聲小。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易受損。對與前進擋，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。當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒擋常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動；各擋的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋的同步器也可以裝在第一軸的后端[1]。
圖2.1 兩軸式變速器
（2）中間軸式變速器
三軸式變速器如圖2.2所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。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擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降[3]。
圖2.2 轎車三軸式四檔變速器
由于本次設計的東方之子變速器是中檔轎車變速器，驅動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅動，且設計車速高，要求運行噪聲低，故選用二軸式變速器作為傳動方案。
2.1.2檔位布置
二軸式變速器傳動方案的特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或準雙面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案得倒擋傳動常采用滑動齒輪，其他擋位均采用常嚙合齒輪傳動。圖2-3f）中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并采用同步器換擋；同步器多數(shù)裝在輸出軸上，這是因為一擋主動齒輪尺寸小，同步器裝在輸入軸上又困難，而高擋的同步器可以裝在輸出軸后端，如圖2-3d）、e）所示；圖2-3d）所示方案的變速器有輔助支撐，用來提升軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲[3]。
圖2.3 兩軸式變速器傳動方案
綜上所述，本次設計選擇五擋變速器如圖2-3f)所示。
2.2倒擋布置方案
常見的倒擋結構方案有以下幾種：
圖2-4（a）為常見的倒擋布置方案。在前進擋的傳動路線中，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四擋全同步器式變速器中。
圖2-4(b)所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。某些輕型貨車四擋變速器采用此方案。
圖2-4(c)所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。
圖2-4(d)所示方案針對前者的缺點做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。
圖2-4(e)所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。
圖2-4(f)所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。
為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-4(g)所示方案。其缺點是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。
(a) 小客車常用 (b) 直齒滑動嚙合四擋 (c) 多數(shù)五擋采用 (d) c方案的改進
(e) 前進擋常嚙合 (f) 前進擋常嚙合 (g) 一、倒擋各用一跟撥叉軸
圖2.4 倒擋布置方案
綜合以上因素，為了換擋輕便，減小噪聲，倒擋傳動采用圖2-4（f）所示方案。
2.3零、部件結構方案分析
2.3.1齒輪形式
齒輪形式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，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。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，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。但是，在本設計中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動方案，各擋均采用斜齒輪傳動[3]。
2.3.2變速器軸承的選擇
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。
滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定鏈接，并要求兩者有相對運動的地方。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點[12]。
由于本設計的變速器為兩軸式變速器，具有較大的軸向力，所以設計中變速器輸入軸輸出軸的前后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。
2.3.3操縱機構的布置
1．直接操縱手動換擋變速器
當變速器布置在駕駛員座椅附近，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。
2．遠距離操縱手動換擋變速器
平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅動汽車的變速器，受總體布置限制變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換擋手力經(jīng)過這些轉換機構才能完成換擋功能。這種手動換擋變速器稱為遠距離操縱手動換擋變速器。
3．電控自動換擋變速器
80年代以后，在固定軸式機械變速器基礎上，通過應用計算機和電子控制技術，使之實現(xiàn)自動換擋，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動完成換擋時刻的判斷，接著自動實現(xiàn)收油門、離合器分離、選
擋、換擋、離合器接合和回油門等一系列動作，使汽車動力性、經(jīng)濟性有所提高，簡化操縱并減輕了駕駛員的勞動強度。
由于本設計的變速器為兩軸式變速器，采用發(fā)動機前置前輪驅動，變速器離駕駛員座椅較近，所以采用直接操縱式手動換擋變速器。
2.3.4 換擋機構形式
換檔機構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。
直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。
嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。
采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中[1]。
在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。
2.3.5自動脫擋
目前在結構上采取措施比較有效的方案有以下幾種：
1.將兩接合齒的嚙合位置錯開，這樣在嚙合時，使接合齒端部超
過被接合齒約1～3mm。使用中接觸部分擠壓和磨損。
2.將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔。
3.將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力[7]。
2.4本章小結
本章主要介紹了變速器傳動機構和操縱機構的類型，并簡要分析各類型機構的優(yōu)缺點，針對本次設計變速器類型、特點及功用，對變速器的傳動機構操縱機構的布置方案，主要零件的形式進行選擇，為后期的設計工作打下基礎。
第3章 變速器的設計與計算
3.1變速器主要參數(shù)的選擇
本次設計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設計，東方之子1.8L 5擋手動變速器整車主要技術參數(shù)如表3.1所示：
表3.1 整車主要技術參數(shù)
發(fā)動機最大功率
97kw
車輪型號
205/65R15
發(fā)動機最大轉矩
170N·m
最大功率轉速
5750r/min
最大轉矩轉速
4500r/min
最高車速
190km/h
總質(zhì)量
1440kg
前軸載荷
864kg
3.1.1傳動比范圍
變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其他商用車則更大。
1、變速器傳動比的確定
發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為：
（3.1）
式中：----汽車行駛速度(km/h)；
----發(fā)動機轉速（r/min）；
----車輪滾動半徑（m）；
----變速器傳動比；
----主減速器傳動比；
車輪半徑由所選用的輪胎規(guī)格所得r=0.324（mm）為0.7～0.8，本設計最高檔傳動比選為0.8.
=4.621
2、最低檔、最高檔傳動比的確定
選擇最低檔傳動比，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定[2]。
汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有
（3.2）
式中 m ----汽車總質(zhì)量；
g----重力加速度；
f----滾動阻力系數(shù)；
rr----驅動輪的滾動半徑；
Temax----發(fā)動機最大轉矩；
i0----主減速比；
η----汽車傳動系的傳動效率。
ψmax=0.7～0.8
η取0.95
f=0.0076+0.000056 （3.3）
=0.018
根據(jù)則由最爬坡度要求的變速Ⅰ檔傳動比為
igI≥1.866
驅動車輪與路面的附著條件:
求得的變速器I檔傳動比為：
igI （3.4）
式中:G2----靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷；
φ ----著系數(shù)(良好干燥路面0.7～0.8)取0.8
本設計傳動比范圍為1.866≤ igI ≤2 .94 ig1取2.8
3、變速器各擋傳動比的確定
按等比級數(shù)分配其它各擋傳動比，即：
式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為
，，，，
=1.368 （3.5）
所以各擋傳動比與Ι擋傳動比的關系 :
==2.048，==1.497，==1.094，==0.8
3.1.2 初選中心距
A= （3.6）
=
=71.6mm
中心距圓整為72mm
式中：A為中心距（mm）；為中心距系數(shù)，轎車：=8.9~9.3；
為發(fā)動機最大轉矩（）；
為變速器一擋傳動比；
為變速器傳動效率0.96；
轎車變速器的中心距在60~80mm變化范圍。初取A=72mm
3.1.3變速器的外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。影響變速器殼體的軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。
轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。
即L=（3.0~3.4）×72=216～244.8mm
3.1.4齒輪參數(shù)選擇
1、齒輪模數(shù)選取的一般原則[13]：
1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；
2）為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；
3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)；
4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。
對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；
綜上所述：一擋二擋倒擋模數(shù)為3，三擋四擋五擋模數(shù)為2.75；
2、壓力角
壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20°；
3、螺旋角
斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。
乘用車變速器：
兩軸式變速器為 20°~25°
中間軸式變速器為 22°~34°
商用車車變速器：18°~26°
斜齒輪螺旋角β取25°；
4、齒寬
應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬：
斜齒：b=Kcmn，Kc取6.0~8.5
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)KC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。
一擋b=21mm
二擋b=18mm
三擋b=16.5mm
四擋b=16.5mm
五檔b=16.5mm
倒擋b=21mm
5、齒頂高系數(shù)
現(xiàn)在規(guī)定取1.00或更大
3.2各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算
在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。
3.2.1一擋齒數(shù)及傳動比的確定
（3.6）
取整得43，轎車取12，則=31。則一擋傳動比為：
（3.7）
對中心距A進行修正
（3.8）
取整得mm，為標準中心矩。
3.2.2二擋齒數(shù)及傳動比的確定
已知：=72mm，=2.048，=3，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以二擋傳動比為：
3.2.3計算三擋齒輪齒數(shù)及傳動比
已知：=72mm，=1.497，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以三擋傳動比為：
3.2.4計算四擋齒輪齒數(shù)及傳動比
已知：=72mm，=1.094，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以四擋傳動比為：
3.2.5計算五擋齒輪齒數(shù)及傳動比
已知：=72mm，=0.80，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以五擋傳動比為：
3.2.6計算倒擋齒輪齒數(shù)及傳動比
初選倒擋軸上齒輪齒數(shù)為=22，輸入軸齒輪齒數(shù)=12，為保證倒擋齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式：
（3.9）
已知：，，，把數(shù)據(jù)代入（3.9）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒擋傳動比為：
輸入軸與倒擋軸之間的距離：
mm
輸出軸與倒擋軸之間的距離：
mm
3.3齒輪變位系數(shù)選擇和螺旋角的修正
變位系數(shù)的選擇原則 ：
1）對于高擋齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。
2）對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。
3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。
為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值。
采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲[17]。
為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值。
為了減小軸向力，低擋選用較小的螺旋角，一檔、倒擋選，二擋選；為了增加重合度，減小噪聲，三擋、四擋、五擋選用較大的螺旋角，都選為。
3.3.1計算一擋齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
修正中心距
mm （3.10）
螺旋角的修正
（3.11）
端面壓力角
=arctan==22.11° （3.12）
端面嚙合角
（3.13）
齒輪總變位系數(shù)為
（3.14）
經(jīng)查表： =0.471
=－=0.9－0.471=0.429
3.3.2計算二擋齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：
修正中心距
mm
螺旋角的修正
端面壓力角
=arctan==22.11°
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.35
=－=0.69－0.35=0.34
3.3.3計算三檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：
修正中心距
mm
螺旋角的修正
端面壓力角
=arctan==22.07
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.223
=－=0.368－0.223=0.145
3.3.4計算四檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：
修正中心距
mm
螺旋角的修正
端面壓力角
=arctan==22.07
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.192
=－=0.368－0.192=0.176
3.3.5計算五檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：
修正中心距
mm
螺旋角的修正
端面壓力角
=arctan==22.07
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.19
=－=0.368－0.19=0.178
3.3.6計算倒檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：
輸入軸與倒擋軸中心距修正
mm
螺旋角的修正
端面壓力角
=arctan==21.78
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.233
=－=0.3558－0.233=0.1228
輸出軸與倒擋軸中心距修正
mm
端面壓力角
=arctan==21.78
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.1228
=－=0.672－0.1228=5492
3.4各擋齒輪主要參數(shù)的確定
3.4.1一擋齒輪參數(shù)
理論中心距 (3.15)
中心距變動系數(shù) (3.16)
齒頂降低系數(shù) (3.17)
分度圓直徑 =40.18mm (3.18)
=103.81mm
齒頂高 =1.722mm (3.19)
=1.597mm
齒根高 =2.337mm (3.20)
=2.463mm
齒頂圓直徑 =43.624mm (3.21)
=107.004mm
齒根圓直徑 =35.506mm (3.22)
=98.884mm
當量齒數(shù) (3.23)
基圓直徑 ==37.76mm (3.24)
==97.55mm
節(jié)圓直徑 ′==40.18mm (3.25)
′==103.81mm
3.4.2二擋齒輪參數(shù)
根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得
理論中心距
中心距變動系數(shù)
齒頂降低系數(shù)
分度圓直徑 =46.88mm
=97.11mm
齒頂高 =1.898mm
=1.959mm
齒根高 =2.7mm
=2.73mm
齒頂圓直徑 =50.858mm
=101.028mm
齒根圓直徑 =41.48mm
=91.65mm
當量齒數(shù)
基圓直徑 ==44.05mm
==91.25mm
節(jié)圓直徑 ′==46.88mm
′==97.11mm
3.4.3三擋齒輪參數(shù)
根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得
理論中心距
中心距變動系數(shù)
齒頂降低系數(shù)
分度圓直徑 =58.21mm
=85.79mm
齒頂高 =2.376mm
=2.162mm
齒根高 =2.824mm
=3.31mm
齒頂圓直徑 =62.962mm
=90.114mm
齒根圓直徑 =52.562mm
=79.173mm
當量齒數(shù)
基圓直徑 ==50.47mm
==80.62mm
節(jié)圓直徑 ′==58.21mm
′==85.79mm
3.4.4四擋齒輪參數(shù)
根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得
理論中心距
中心距變動系數(shù)
齒頂降低系數(shù)
分度圓直徑 =70.47mm
=73.53mm
齒頂高 =2.289mm
=2.246mm
齒根高 =2.909mm
=2.954mm
齒頂圓直徑 =75.049mm
=78.022mm
齒根圓直徑 =64.651mm
=67.623mm
當量齒數(shù)
基圓直徑 ==66.22mm
==69.10mm
節(jié)圓直徑 ′==70.47mm
′==73.53mm
3.4.5五擋齒輪參數(shù)
根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得
理論中心距
中心距變動系數(shù)
齒頂降低系數(shù)
分度圓直徑 =79.66mm
=64.34mm
齒頂高 =2.28mm
=2.25mm
齒根高 =2.915mm
=2.948mm
齒頂圓直徑 =84.22mm
=68.84mm
齒根圓直徑 =73.83mm
=58.44mm
當量齒數(shù)
基圓直徑 ==74.86mm
==60.46mm
節(jié)圓直徑 ′==79.66mm
′==64.34mm
3.4.6倒擋齒輪參數(shù)
根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得
理論中心距
中心距變動系數(shù)
齒頂降低系數(shù)
分度圓直徑 =39.53mm
=72.47mm
=88.94mm
齒頂高 =2.899mm
=2.569mm
=3.045mm
齒根高 =3.051mm
=3.382mm
=3.045mm
齒頂圓直徑 =45.33mm
=76.00mm
=95.03mm
齒根圓直徑 =33.43mm
=64.71mm
=84.00mm
當量齒數(shù)
節(jié)圓直徑 ′==39.53mm
′==72.47mm
′==88.94mm
3.5齒輪的校核
3.5.1齒輪材料的選擇原則
1、滿足工作條件的要求
不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
2、合理選擇材料配對
如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料[3]。
3、考慮加工工藝及熱處理工藝
大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪[3]。
由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。
3.5.2變速器齒輪的材料及熱處理
變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒斷裂、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。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(zhì)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)，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，提高齒面硬度，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[3]。
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），也是采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMoB的。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMo，20CrNiMo，12Cr3A等鋼材，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[7]。
變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下：
≤3.5 滲碳層深度0.8～1.2 mm；
3.5＜＜5 滲碳層深度0.9～1.0 mm；
≥5 滲碳層深度1.0～1.6 mm 。
滲碳齒輪在淬火、回火后要求齒輪的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33。
3.5.3變速器齒輪彎曲強度校核
齒輪彎曲強度校核（斜齒輪）
（3.26）
式中 ——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）；
——斜齒輪螺旋角（°）；
——應力集中系數(shù)，=1.50；
——齒面寬（mm）；
——法向齒距，；
——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.2中查得；
——重合度影響系數(shù)，=2.0。
圖3.1 齒形系數(shù)圖
將上述有關參數(shù)據(jù)代入公式（3.9），整理得到
（3.27）
1、計算各齒輪傳遞的軸的轉矩
Ⅰ軸 ==170×N·mm
Ⅱ軸 一擋 ＝170××2.58＝438.6×N·mm
二擋 ＝170××2.07＝351.9×N·mm
三擋 ＝170×1.47＝249.9×N·mm
四擋 ＝170×1.043＝177.31×N·mm
五擋 ＝170×0.8＝104.469×N·mm
倒擋 ＝170×2.25＝382.5×N·mm
2、一檔齒輪校核
主動齒輪：
已知： N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.168，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.173，把以上數(shù)據(jù)代入（3.10）式，得：
MPa
3、二檔齒輪校核
主動齒輪：
已知： N·mm；；；mm；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.168，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.167，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
3、三檔齒輪校核
主動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.153，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.156，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
4、四檔齒輪的校核
主動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.155，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
N·mm
5、五檔齒輪的校核
主動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.195，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.159，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
6、倒檔齒輪的校核
主動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.142，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.177，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
倒擋齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.147，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
對于轎車當計算載荷取變速器輸入軸最大轉距時，其許用應力不超過180~350MPa，以上各檔均合適。
3.5.4齒輪接觸應力校核
（3.28）
式中 ——輪齒接觸應力（MPa）；
——齒面上的法向力（N），；
——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角；
——齒輪材料的彈性模量（MPa）；
——齒輪接觸的實際寬度（mm）；
，——主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，；
、——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作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力[]見表3.2：
表3.2 變速器齒輪許用接觸應力
齒輪
/Mpa
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900-2000
950-1000
常嚙合齒輪和高檔齒輪
1300-1400
650-700
變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結合能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。對齒輪進行強力噴丸處理以后，輪齒產(chǎn)生殘余壓應力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。
1、 一檔齒輪接觸應力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動齒輪：
=0.418
=1297.39＜[]
從動齒輪：
=0.418=0.418
=1323.135431＜[]
2、二檔齒輪接觸應力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動齒輪：
=0.418
=1146.48＜[]
從動齒輪：
=0.418=0.418
=1144.99＜[]
3、三檔齒輪接觸應力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動齒輪：
=0.418
=1028.18＜[]
從動齒輪：
=0.418=0.418
=1026.86＜[]
4、四檔齒輪接觸應力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動齒輪：
=0.418
=917.14＜[]
從動齒輪：
=0.418=0.418
=916.95＜[]
5、五檔齒輪接觸應力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動齒輪：
=0.418
=865.90＜[]
從動齒輪：
=0.418=0.418
=867.14＜[]
6、倒檔齒輪接觸應力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動齒輪：
=0.418
=1296.40＜[]
從動齒輪：
=0.418=0.418
=766.15＜[]
倒擋齒輪：
=0.418
=1296.41＜[]
3.6本章小結
本章主要介紹了變速器主要參數(shù)的選擇，包括確定擋數(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擋傳動比和五擋傳動比，進而確定其它各擋傳動比，選擇中心距、外形尺寸以及齒輪參數(shù)，根據(jù)變速器的傳動示意圖確定各擋齒輪齒數(shù)，進行各擋齒輪變位系數(shù)的分配。最后列出了各擋齒輪的幾何尺寸，以及各擋齒輪的接觸應力和彎曲應力的校核。這些為之后齒輪、軸的設計計算做好了準備。
第四章 軸的設計及軸的強度校核
4.1軸的結構尺寸設計
變速器軸在工作時承受轉矩、彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不足，在負荷的作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的經(jīng)常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。設計變速器時主要考慮的問題有： 軸的結構形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度等[6]。
在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩斎胼S，=0.16～0.18；對輸出軸，0.18～0.21。
輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。?
（4.1）
式中 ——經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6；
——發(fā)動機最大轉矩（N.m）。
輸入軸花鍵部分直徑為
=22.15～25.48mm
初選輸入、輸出軸支承之間的長度=242.5mm。
按扭轉強度條件確定軸的最小直徑為
（4.2）
式中 d——軸的最小直徑（mm