喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有請放心下載，.dwg格式文件為原稿CAD圖紙，可自行編輯修改【QQ：1304139763可咨詢交流】==================
喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有請放心下載，.dwg格式文件為原稿CAD圖紙，可自行編輯修改【QQ：1304139763可咨詢交流】==================
喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有請放心下載，.dwg格式文件為原稿CAD圖紙，可自行編輯修改【QQ：1304139763可咨詢交流】==================
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1 選題的背景及目的意義
隨著社會的快速發(fā)展和人們生活水平的迅速提高，汽車（尤其是轎車）作為一種必不可少的交通工具已走進千家萬戶。在發(fā)達國家里，汽車已形成了一種文化，即所謂的“汽車文化”，這種文化影響著人們的生活，改變著人們的觀念?？傊嚬I(yè)的發(fā)展水平直接代表著一個國家基礎工業(yè)和國民經濟的實力。汽車工業(yè)在一個國家的發(fā)展經歷著不同的階段，據(jù)目前國家統(tǒng)計局的統(tǒng)計數(shù)字，家用經濟型轎車的比重占消費總數(shù)的20%，據(jù)國外同期經濟型轎車的比重45%測算，中國未來10年，經濟型轎車至少應翻一番。因此設計一種適合我國國情的經濟型轎車的變速器具有十分重要的意義，而且也符合全球對環(huán)境保護的要求，小排量低排放的經濟型轎車肯定是未來汽車的主力。變速器設計一直是汽車設計中最重要的環(huán)節(jié)之一，它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標。從汽車誕生時起，汽車變速器在汽車傳動系中扮演者至關重要的角色?，F(xiàn)在的汽車上廣泛采用活塞式內燃機，起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變化。例如在高速路上車速贏能達到100KM/H，而在市區(qū)內，車速通常在50km/h左右；空車在平直路面上行駛時，行駛的阻力很小，而當滿載上坡時，行駛阻力便很大。為了解決這一矛盾，在傳動系中設置了變速器。變速器的作用表現(xiàn)位：改變汽車的傳動比，擴大驅動車輪轉矩和轉速的范圍，是車輛適應各種變化的工況，同時使發(fā)動機在最理想的工況（動力性教高且經濟性較好）下工作；在發(fā)動機轉矩方向不變的情況下，實現(xiàn)汽車的倒退行駛；實現(xiàn)空擋，中斷發(fā)動機傳遞給車輪的動力，以便發(fā)動機能夠啟動，怠速。由此可見，變速器的存在具有必然性，隨著科技的告訴發(fā)展，人們對汽車的性能要求越來越高，汽車的性能，使用壽命，能源消耗，震動噪聲等在很大程度上取決于變速器的性能，因此必須重視對變速器的研究。按傳動比的變化方式劃分，變速器可分為有級式，無級式，綜合式3種；按操縱方式劃分，可分為強制操縱式，自動操縱式和半自動操縱式3種。近年來，隨著車輛技術的進步和車輛密度的加大，對變速的性能要求也越來越高。眾多的汽車工程師在改進汽車變速器的性能的研究中傾注了大量的心血，使變速器得到飛速的發(fā)展。隨著城市車輛密度的加大，自動變速器已逐漸成為汽車的必備裝備，而不僅僅是豪華的標志。因為有了自動變速器，改變車速變得輕松自如，角度變化而實現(xiàn)傳動比的連續(xù)而且不必頻繁地踩踏板。如今，幾乎所有的現(xiàn)代汽車廠家都生產配備自動變速器的汽車，原因之一是自動變速器可以幫助發(fā)動機降低對環(huán)境的污染。自動變速器可實現(xiàn)最佳轉速比，即使發(fā)動機低速運轉，也能保障車輛隨駕駛者的意愿正常行駛，油耗降低了，污染也就受到控制。雖然自動變速器不斷地演變進步，但始終有缺點，即車速的反應與踏板的動作之間總有一定的差距，駕駛中缺乏直覺的印象。近年，保時捷公司又發(fā)明了一種“手控／自動變速器”，憑靠一組復雜的電子裝置，可以使駕車者在自動與手動變速之間任意選擇。例如，在市內行駛時，由于需要頻繁地變換速度，使用自動變速器便顯得非常方便；而一旦來到高速公路或其它開闊的地方，則又可將自動變速的功能關掉，轉為由手控制，以此來領略駕車中的多種樂趣。這一點已逐漸成為高檔車的特性。
目前手動變速器依然在汽車界應用非常廣泛，自動變速器是個趨勢，但手動變速器確是駕駛樂趣的極大體現(xiàn)者。而本設計的目的就是以我國現(xiàn)今汽車的發(fā)展情況探討開發(fā)一種適合我國國情、滿足家庭使用的中小型、經濟實用、發(fā)動機前置前驅動的一種變速器。要求設計方法簡單、可靠、實用，設計出的變速器具有較高的安全性、可靠性、實用性、經濟性，滿足當前經濟性家庭用車的消費群體，并在方案實施上具有一定的可行性。
1.2 選題的主要研究內容
本課題的主要內容是研制開發(fā)前輪驅動轎車變速器的方案和各系統(tǒng)的設計，計算和校對。結合國外汽車設計的一些先進技術和國內專家們做過的一些工作，對前驅動轎車變速器的設計給出了詳細的方法和較為合理的理論，本文主要預計做的工作包括以下內容：
根據(jù)所開發(fā)車型的關鍵所在，要全面考慮所有方面，包括可行性、經濟性、安全性、舒適性、操縱穩(wěn)定性、平順性、動力性、高速性等一系列問題，才能使你開發(fā)出的車在市場上有競爭力，才能被人們所接受。
總體方案出臺后，就要對變速器進行總體布置，確定各系統(tǒng)參數(shù)，根據(jù)各系統(tǒng)性能的需要開始設計各系統(tǒng)。
傳動系統(tǒng)的布置和組成取決于發(fā)動機的結構形式、布置位置和車輛的驅動形式。因為該車型采用前置前驅動形式，發(fā)動機的動力通過離合器和變速器并直接帶動前橋，這樣傳動系省去了一根傳動軸，同時離合器和變速器可以與發(fā)動機制成一體，從而使總體結構非常緊湊，這種結構的關鍵在于等速萬向節(jié)的設計與選取.本文對此加以探討，給出合理的設計原則。
變速器用來改變發(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)動機再最有利工況范圍內工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。
第2章 變速器總體方案設計
2.1 變速器的設計要求
汽車傳動系是汽車的核心組成部分。其任務是調節(jié)、變換發(fā)動機的性能，將動力有效而經濟地傳至驅動車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動系任務的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的結構要求對汽車的動力性、燃料經濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽車變速器的設計工作開始之前，首先要根據(jù)變速器運用的實際場合來對一些主要參數(shù)做出選擇。主要參數(shù)包括中心距、變速器軸向尺寸、軸的直徑、齒輪參數(shù)、各檔齒輪的齒數(shù)等。
（1）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)優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性與經濟性；
（2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸；
（3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛；
（4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出；
（5）換擋迅速、省力、方便；
（6）工作可靠；
（7）變速器應有高的工作效率；
（8）變速器的工作噪聲低。
除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。
2.2 變速器的現(xiàn)狀與發(fā)展方向
變速器作為傳遞動力和改變車速的主要裝置，國內外對其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來愈高，目前，4檔特別是5檔變速器的用量已日漸增多。同時，6檔變速器的裝車量也在上升。電子控制式自動變速器是人們關注的焦點。它是在機械變速器的基礎上，通過運用電子技術實現(xiàn)自動換檔、自動控制離合器及油門動作的一種先進的變速裝置。它能以模擬控制與數(shù)字控制兩種方式作用。能連續(xù)不斷地把車量的實際行駛狀況與希望實現(xiàn)的狀況進行比較，如果兩者不吻合，該控制器就會命令操縱機構，改變變速器的檔位、離合器的分離與接合以及油門的開度。通過實現(xiàn)自動選擇最佳檔位和最佳換檔時間，電控變速器可直接改善整車的操縱性，并使車輛在經濟性最佳的范圍內行駛。隨著電子設備廣泛的應用，電控發(fā)動機的類型也越來越多。目前國內外轎車的電控自動變速器，主要有三種操縱方式，即電子控制氣動操縱、電子控制液壓操縱、電子控制馬達操縱。
2.3 變速器的設計內容
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，以及所設計車輛的特點，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：檔數(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
對于軸的強度計算則是對軸的剛度和強度分別進行校核。
2.4 變速器傳動機構的布置方案
2.4.1變速器傳動方案分析與選擇
機械式變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。
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。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結構簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結構限制其一檔速比不能設計的很大。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時直接輸出動力。
而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。
對不同類型的汽車，具有不同的傳動系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同[5]。而傳動系的檔位數(shù)與汽車的動力性、燃油經濟性有著密切的聯(lián)系。就動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經濟性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產率，降低運輸成木。不過，增加檔數(shù)會使變速器機構復雜和質量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。
綜上所述，此次設計變速器是驅動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅動，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運行噪聲小，設計車速高，故選用二軸式變速器作為傳動方案。選擇5檔變速器，并且五檔為超速檔。大體結構可參考如圖2.1所示的結構。
圖2.1 發(fā)動機前置前輪驅動布置示意圖
2.4.2倒檔布置方案
常見的倒檔布置方案如圖2.2所示。圖2.2b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖2.2c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖2.2d方案對2.2c的缺點做了修改；圖2.2e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖2.2f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。
圖2.2 倒檔的布置方案
綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用圖2.2f所示方案。
2.5 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，即設計兩軸式變速器，倒擋布置方案如圖2.2（f）所示，前進擋皆為斜齒圓柱齒輪，倒擋為直齒圓柱齒輪，采用全同步器式換擋形式，軸承選取深溝球軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。
第3章 變速器主要零件的結構方案分析
3.1變速器齒輪
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、
倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，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，所以本設計全部選用斜齒輪。
變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。
齒輪尺寸小又與軸分開，其內徑直徑到齒根圓處的厚度（圖3.1）影響齒輪強度。要求尺寸應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸，在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸要求：
（3.1）
式中 ——花鍵內徑。
為了減小質量，輪輻處厚度應在滿足強度條件下設計得薄些。尺寸可取為花鍵內徑的1.25～1.40倍。
圖3.1 變速器齒輪尺寸控制圖
齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應在μm范圍內選用。要求齒輪制造精度不低于7級。
3.2 軸
變速器軸多數(shù)情況下經軸承安裝在殼體的軸承孔內。當變速器中心距小，在殼體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動。
用移動齒輪方式實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，應選用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側的磨削比漸開線花鍵要容易。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過軸與齒輪內孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設置有滾針軸承、滑動軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上。此時，軸的表面粗糙度不應低與μm，硬度不低于58～63HRC。因漸開線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。
倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸，并由螺栓固定。
由上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應當可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關問題。
3.3 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。滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，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。
由于本設計的變速器為兩軸變速器，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。
3.4操縱機構布置方案
3.4.1概述
根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求[9]：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。
變速器操縱機構通常裝在頂蓋或側蓋內，也有少數(shù)是分開的。變速器操縱機構操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。
用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。
直接操縱式手動換檔變速器當變速器布置在駕駛員座椅附近時，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檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來 ，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各檔換檔行程相等。
3.4.2典型的操縱機構以及鎖止裝置
圖3.2 典型的操縱機構圖
定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機構。
1、換檔機構
變速器換檔機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。
采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。
常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用。
使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。
通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設計全部檔位均選用同步器換檔。
2、防脫檔設計
互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速叉軸互被鎖住，該機構的作用是防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。常見的互鎖機構有：
（1）互鎖銷式
圖3.3是汽車上用得最廣泛的一種機構，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。
圖3.3，a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖3.3，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。
圖3.3 互鎖銷式互鎖機構
（2）擺動鎖塊式
圖3.4為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。
（3）轉動鉗口式
圖3.5為與上述鎖塊機構原理相似的轉動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉動。選檔時操縱桿轉動鉗形板選入某一變速叉軸槽內，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。
操縱機構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產生明顯的手感。
鎖止機構還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構。
自鎖機構的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止
圖3.4 擺動鎖塊式互鎖機構 圖3.5轉動鉗口式互鎖機構
脫檔和掛檔。自鎖機構有球形鎖定機構與桿形鎖定機構兩種類型。
倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。本次設計屬于前置前輪驅動的轎車，操縱機構采用直接操縱方式，鎖定機構全部采用，即設置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖，通過互鎖銷實現(xiàn)互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來實現(xiàn)，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。
3.5 本章小結
本章主要介紹了變速器齒輪，軸及軸承的選擇。并且對操縱機構做了詳細的介紹。說明了常用的鎖止機構的結構及原理。
第4章 變速器主要參數(shù)的選擇
本次變速器設計的主要參數(shù)如下表所示。
表4.1 主要參數(shù)
發(fā)動機最大功率
74kw
車輪型號
195/65R15
發(fā)動機最大轉矩
145N·m
最大功率時轉速
6000r/min
最大轉矩時轉速
3800r/min
最高車速
189km/h
總質量
1712kg
整備質量
1162kg
4.1檔數(shù)
近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用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。商用車變速器采用4～5個檔或多檔。載質量在2.0～3.5t的貨車采用五檔變速器，載質量在4.0～8.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。
4.2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。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.8。影響最低檔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。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。
傳動比范圍的選擇要求：
1、相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。
2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。
因此，本次設計的轎車變速器為5檔變速器，最高檔傳動比初定為0.8左右
4.3各檔傳動比的確定
（1）主減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：
（4.1）
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。
由上文可知最高車速==189km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.75；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格195/65R15得到=317.25（mm）；發(fā)動機轉速==3800（r/min）；由公式（4.1）得到主減速器傳動比計算公式：
（2）最低檔傳動比計算：
按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。用公式表示如下：
（4.2）
式中 G ——車輛總重量（N）；
——坡道面滾動阻力系數(shù)（對瀝青路面μ=0.01~0.02）；
——發(fā)動機最大扭矩（N·m）；
——主減速器傳動比；
——變速器傳動比；
——為傳動效率（0.85~0.9）；
R ——車輪滾動半徑；
——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）
由公式（4.2）得：
（4.3）
已知：m=1712kg；；；r=0.31725m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（4.3）式：
滿足不產生滑轉條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下：
（4.4）
式中 ——驅動輪的地面法向反力，；
——驅動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面可取0.5~0.6之間。
已知：kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（4.4）式得：
同時也應該滿足汽車最低穩(wěn)定車速的要求，則有
（4.5）
所以，一檔轉動比的選擇范圍是：
初選一檔傳動比為3.8。
（3）各檔傳動比的選定：
變速器的Ⅰ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，有時用超速擋，在本設計中最高檔即為超速擋。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，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。
（4）中心距的選擇：
初選中心距可根據(jù)經驗公式計算[1]：
（4.6）
式中 ——變速器中心距（mm）；
——中心距系數(shù)，乘用車=8.9~9.3；
——發(fā)動機最大輸出轉距為145（N·m）；
——變速器一檔傳動比為3.778；
——變速器傳動效率，取96%。
（8.9~9.3）=（8.9-9.3）7.925=71.83~75. 07mm
轎車變速器的中心距在60～80mm范圍內變化。初取A=78mm。
（5）變速器的外形尺寸：
變速器殼體的尺寸要盡可能小，同時質量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜。變速器橫向斷面尺寸應保證能布置下齒輪，而且設計時還應當注意到殼體側面的內壁與轉動齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導致產生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。
為了加強變速器殼體的剛度，在殼體上應設計有加強肋。加強肋的方向與軸支承處的作用力方向有關。變速器殼壁不應該有不利于吸收齒輪振動和噪聲的大平面。采用壓鑄鋁合金殼體時，可以設計一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪聲。
為了注油和放油，在變速器殼體上設計有注油孔和放油孔。注油孔位置應設計在潤滑油所在平面處，同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應設計在殼體的最低處。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞，可以吸住存留于潤滑油內的金屬顆粒。為了使從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤滑油再流回變速器殼體內，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設回油孔。為了保持變速器內部為大氣壓力，在變速器頂部裝有通氣塞。
為了減小質量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁后取3.5～4mm 。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5～6mm。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，但會使質量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構形式以及齒輪形式。
乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：
mm
初選長度為255mm。
4.4齒輪參數(shù)的選擇
（1）模數(shù)
選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(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，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔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；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些；變速器抵擋齒輪應該選用大些的模數(shù)，其它檔位的齒輪選用另一種模數(shù)。在少數(shù)情況下，汽車變速器的各檔齒輪均選用相同模數(shù)。
表4.2 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
14
模數(shù)
/mm
2.25~2.75
2.75~3.00
3.50~4.50
4.50~6.00
轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表2.2選取各檔模數(shù)為左右，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。
（2）壓力角
壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。
對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。
另外還應該指出，國外有些企業(yè)生產的乘用車變速器齒輪采用的壓力角不一致，即高檔齒輪采用小些的壓力角以減少噪聲；而低檔和倒檔齒輪采用較大的壓力角，以增加強度。必須指出的是齒輪采用小壓力角和小模數(shù)時，除必須采用較大的齒頂高系數(shù)外，還應該采用大圓弧齒根，這樣可以提高彎曲強度在30%以上。
（3）螺旋角
齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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。
試驗證明，隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于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；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。
（4）齒寬
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。
考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
斜齒，取為6.0～8.5。
（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小，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，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細高齒。
4.5各檔齒輪齒數(shù)的分配以及傳動比的計算
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，各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。
（1）一檔齒數(shù)及傳動比的確定
一檔傳動比為：
取整得43。轎車取9，則。則一檔傳動比為：
（2）對中心距A進行修正
（4.7）
取整得mm，為標準中心矩。
（3）二檔齒數(shù)及傳動比的確定
已知：=80mm，=2.147，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，齒數(shù)取整得：，，所以二檔傳動比為：
（4）計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比
已知：=80mm，=1.512，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，齒數(shù)取整得：，，所以三檔傳動比為：
（5）計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比
已知：=80mm，=1.065，=2，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，齒數(shù)取整得：，，所以四檔傳動比為：
（6）計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比
已知：=80mm，=0.75，=1.75，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，齒數(shù)取整得：，，所以五檔傳動比為：
（7）計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比
則倒檔傳動比
輸入軸與倒檔軸之間的距離
mm
輸出軸與倒檔軸之間的距離
mm
（8）計算各檔齒輪變位系數(shù)
一檔：
法面模數(shù)
=3.5
端面模數(shù)
==≈3.83
法面壓力角
=25°
端面壓力角
=arctg=≈27.4°
理論中心距
A==3.83=82.34 mm
中心距變動系數(shù)
===-0.6109
===-0.6109=-0.0284
則總變位系數(shù)=-0.6670
根據(jù)齒數(shù)比==3.777，按線圖分配變位系數(shù)得=0.2，則
=－=-0.6670－0.2=0.8670
二檔：
法面模數(shù)
=2.75
端面模數(shù)
==≈3.03mm
法面壓力角
=20°
端面壓力角
=arctg=≈21.52°
理論中心距
A==3.03=80.295mm
中心距變動系數(shù)
===－0.0973
===－0.0973=－0.00367
總變位系數(shù)=－0.1462
根據(jù)齒數(shù)比==2.118，按線圖分配變位系數(shù)得=0.2134，則
=－=－0.1462－0.2134=－0.3596
按上述方法同理可算出三檔：=0.0198，=-0.2984；四檔：=0.5902，=0.6013；
五檔： =0.9325，=1.0282
表4.3 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm)
端面模數(shù)
3.84
3.83
3.03
3.03
2.74
2.74
2.25
2.25
1.95
1.95
端面壓力角
27.1
27.1
21.8
21.8
21.7
21.7
22.3
21.8
22.0
22.0
螺旋角
24.11
24.11
25
25
23.58
23.58
27.30
27.30
26
26
分度圓直徑
34.5
130.4
51.6
109.2
68.4
93.0
76.6
77.2
70.1
83.7
齒頂高
4.045
0.311
3.330
1.754
2.529
1.733
3.008
3.789
3.042
3.209
齒根高
3.675
7.410
2.851
4.427
3.075
3.871
1.319
0.179
0.556
0.388
齒全高
7.72
7.72
6.181
6.181
5.604
5.604
4.327
3.968
3.598
3.598
齒頂圓直徑
42.6
131.1
58.2
112.7
73.4
96.5
82.7
84.8
76.1
90.1
中心距
80
80
80
80
80
基圓直徑
30.7
116.1
47.9
101.3
63.5
86.4
70.9
71.6
64.9
77.6
變位系數(shù)
0.2
-0.8670
0.2134
-0.3596
0.0198
-0.2984
0.5902
0.6013
0.9325
1.0282
4.6 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。這些為之后齒輪、軸的設計計算做好了準備。
第5章 變速器齒輪及軸的強度校核
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）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，經正火或調質處理后，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，故可適用于內齒輪等無法磨齒的齒輪[18]。
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。
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。
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，經正火或調質處理后，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，故可適用于內齒輪等無法磨齒的齒輪[12]。
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。為消除內應力，還要進行回火。
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。
5.3變速器齒輪彎曲強度校核
齒輪彎曲強度校核（斜齒輪）
（5.1）
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5.1中查得；
——重合度影響系數(shù)，=2.0。
圖5.1 齒形系數(shù)圖
將上述有關參數(shù)據(jù)代入公式（5.1），整理得到
（5.2）
1、計算各齒輪傳遞的軸的轉矩
Ⅰ軸 ==145×0.98×0.96=136.416N·m
Ⅱ軸 一擋
＝136.416×0.96×0.98×3.778
＝484.869N·m
二擋
＝136.416×0.96×0.98×2.118＝271.824N·m
三擋
＝136.416×0.96×0.98×1.360
＝172.543N·m
四擋
＝136.416×0.96×0.98×1.029
＝132.06N·m
五擋
＝136.416×0.96×0.98×0.814
＝104.469N·m
（1）一檔齒輪校核
主動齒輪：
已知： N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖5.1得：y=0.78，把以上數(shù)據(jù)代入（5.2）式，得：
MPa
從動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；，查齒形系數(shù)圖5.1得：y=0.182，把以上數(shù)據(jù)代入（5.2）式，得：
MPa
（2）二檔齒輪校核
主動齒輪：
已知： N·mm；；；mm；
；，查齒形系數(shù)圖5.1得：y=0.168，把以上數(shù)據(jù)代入（5.2）式，得：
MPa
從動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；，查齒形系數(shù)圖5.1得：y=0.175，把以上數(shù)據(jù)代入（5.2）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5.1得：y=0.148，把以上數(shù)據(jù)代入（5.2）式，得：
MPa
從動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；，查齒形系數(shù)圖5.1得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入（5.2）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5.1得：y=0.176，把以上數(shù)據(jù)代入（5.2）式，得：
MPa
從動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；，查齒形系數(shù)圖5.1得：y=0.178，把以上數(shù)據(jù)代入（5.2）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5.1得：y=0.195，把以上數(shù)據(jù)代入（5.2）式，得：
MPa
從動齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；，查齒形系數(shù)圖5.1得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入（5.2）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。
5.4齒輪接觸應力校核
（5.3）
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5.2：
表5.2 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
（1）一擋主動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=1329.801143＜[]
（2）一擋從動齒輪接觸應力
=0.418
=0.418
=1323.135431＜[]
2、 二擋主從動齒輪接觸應力
（1）二擋主動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=958.7645712＜[]
（2）二擋從動齒輪接觸應力
=0.418
=0.418
=953.9586648＜[]
3、三擋主從動齒輪接觸應力
（1）三擋主動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=819.2942094＜[]
（2）三擋從動齒輪接觸應力
=0.418
=0.418
=815.1874457＜[]
4、四擋主從動齒輪接觸應力
（1）四擋從動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=700.0522232＜[]
（2）四擋從動齒輪接觸應力
=0.418
=0.418
=696.5431674＜[]
5、 五擋主動齒輪接觸應力
（1）五擋主動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=644.8566928＜[]
（2）五擋從動齒輪接觸應力
=0.418
=0.418
=641.6243081＜[]
5.5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，軸會產生過大的變形，影響齒輪的經常嚙合，產生過大的噪聲，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。
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選取：對輸入軸，=0.16～0.18；對輸出軸，0.18～0.21。
輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選取：
（5.4）
式中 ——經驗系數(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
=21.04～23.64mm
初選輸入、輸出軸支承之間的長度=255mm。
按扭轉強度條件確定軸的最小直徑為
（5.5）
式中 d——軸的最小直徑（mm）；
——軸的許用剪應力（MPa）；
P——發(fā)動機的最大功率（kw）；
n——發(fā)動機的轉速（r/min）。
將有關數(shù)據(jù)代入（5.5）式，得：
mm
所以，選擇軸的最小直徑為25mm。
5.6軸的強度驗算
5.6.1軸的剛度的計算
對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產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，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。
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。如圖5.3所示：
圖5.3 變速器軸的撓度和轉角
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
（5.6）
（5.7）
（5.8）
式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；
——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；
——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa；
——慣性矩（mm4），對于實心軸，；
——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；
、——齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）；
——支座間的距離（mm）。
軸的全撓度為mm。
軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。
1、 計算變速器上個齒輪的圓周力、切向力、軸向力
輸入軸：
2、 變速器輸入軸的剛度計算
（1）一檔工作時的計算
已知：a=43mm；b=171mm；L=214mm；d=28mm，則有
mm
mm
mm
（2）二檔工作時的計算
已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，則有
mm
mmmm
（3）三檔工作時的計算
已知a=77；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，則有
=mm
mmmm
由于四、五檔距離支撐處只有20mm左右，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉角相對于一、二、檔可以忽略。
3、 變速器輸出軸的剛度計算
（1）一檔工作時的計算
已知：a=61mm；b=162mm；L=223mm；d=40mm，則有
mm
mm
mm
（2）二檔工作時的計算
已知：a=106mm；b=117mm；L=223mm；d=34mm，則有
mm
mm
（3）三檔工作時的計算
已知a=69；b=154mm；L=223mm；d=34mm，則有
=mm
mmmm
由于四、五檔距離支撐處只有20mm左右，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉角相對于一、二、檔可以忽略。
5.6.2