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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第一章 緒 論
1.1 選題的目的和意義
汽車變速器是汽車傳動系的重要組成部分。由于汽油機額定轉矩對應的速度范圍很小,而復雜的使用條件則要求汽車的驅動力和車速能在相當大的范圍內變化，因此要用齒輪傳動來適應駕駛時車速的變化。變速器是傳動系的主要部件,它的性能對整車的動力性、燃油經濟性以及乘坐舒適性等方面都有十分重要的影響。手動機械變速器可以完全遵從駕駛者的意志，且結構簡單、傳動效率高、故障率相對較低、經濟性好、環(huán)保性強、物美價廉,因此在市場上仍占有一席之地，開發(fā)手動機械變速器也適應當代世界經濟的發(fā)展和需要。隨著科技的高速發(fā)展，節(jié)能與環(huán)境保護、應用新型材料、高性能及低成本都可將作為汽車新型變速器的研究方向。
1.2 變速器發(fā)展和國內外研究現(xiàn)狀
在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）、雙離合變速器（DCT）五種型式。
它們各有優(yōu)缺點：MT的節(jié)能效果最好、經濟性娛樂性強，但對駕駛技術要求高；AT的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單、舒適性好、元器件可靠性高；AMT具備前兩者的優(yōu)點，但在換擋時會有短暫的中斷，舒適性差一些；CVT結構簡單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷；DCT結合了手動變速器的燃油經濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術。
在我國，據(jù)調查2007年手動變速器的市場比重為74%，占據(jù)較大的市場份額。從2002到2007年間自動檔變速器市場占有率從9%增長到26%，Global Insight公司預計到2012年自動檔變速器將占據(jù)33%的份額，而乘用車市場自動檔所占的比例可能達到44%。從2002-2006年間，女性用戶從20.3%增長到30.9%，而自動檔變速器使用方便特點深受女性用戶群的喜愛。另外在消費者調查中最受關注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動檔的變速器。在中國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。同時手動檔變速器的節(jié)能型，經濟性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。
世界最大的手動變速器制造商德國ZF公司預測說，到2012年北美市場出售的汽車中將只有6%是手動擋，歐洲與美國的情況不同，有機構預測，到2013年歐洲有52%的汽車還是手動擋，配備自動手動的變速器將只有10%,配備無級變速器的將占2%,配備雙離合變速器的將占16%，歐洲人崇尚節(jié)能 環(huán)保，喜歡開小型車，更青睞手動變速器的經濟燃油性。而在日本變速器市場，CVT的市場占據(jù)絕對優(yōu)勢。
1.3變速器設計的要求
保證汽車有必要的動力性和經濟性;設置不同檔位,滿足用來調整與切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸并使汽車能倒退行駛;工作可靠,汽車行駛過程中,變速器不得有跳檔、亂檔,以及換檔沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn);工作效率高,噪聲小;結構簡單、方案合理;在滿載及沖擊載荷條件下,使用壽命長。
1.4研究的基本內容
本次設計的具體內容是結合設計要求，在保證汽車有必要的動力性和經濟性的前提下，利用所選定的發(fā)動機參數(shù)，完成變速器結構布置和設計。需要解決的主要問題包括：使變速器能有效的防止脫檔，跳檔，亂擋并方便掛檔；減小噪音并盡量能達到輕量化、高承載、低噪聲、換檔操縱性好和經濟實用性；使變速器具有良好的動力性與經濟性，換擋迅速、省力、方便；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。
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。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類，而前者又分為兩軸式，中間軸式和多軸式變速器[4]。
2.1.1兩軸式和中間軸式變速器
現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用三軸式變速器，而發(fā)動機前置前輪驅動的轎車，若變速器傳動比小，則常用兩軸式變速器。在設計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個方面：
1、 結構工藝性
兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體。當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪；而發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。
2、變速器的徑向尺寸
兩軸式變速器輸出軸的前進擋均為一對齒輪副，而中間軸式變速器則有兩對齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。
3、變速器齒輪的壽命
兩軸式變速器的低檔齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多。因此，小齒輪的壽命比大齒輪的短。中間軸式變速器的各前進擋均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因而壽命較接近。在直接擋時，齒輪只空轉，不影響齒輪壽命。
4、變速器的傳動效率
兩軸式變速器雖然有等于1的傳動比，但仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。而中間軸式變速器可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接擋，因而傳動效率較高，磨損小，噪聲也較小。轎車尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，而中、重型載重汽車則采用中間軸式變速器。
2.1.2多中間軸結構
當變速器安裝在轉矩高于1200～1300N·m的大功率柴油即時，其齒輪軸和軸承都要承受很大的載荷。為防止過早被破壞，所以才采用多中間軸式[5]。
2.1.3倒擋的形式和布置方案
圖2.1 倒檔傳動方案
圖2.4為常見的倒擋布置方案。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。圖2.1（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2.1（d）所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2.1（c）所示方案。圖2.1（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2.1(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。
本設計采用圖2.1(f)所示的傳動方案。因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承。
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低檔和倒擋[6]。
2.2.2換擋的結構形式
如圖2.2所示，變速器換擋機構形式分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種。
（a）滑動齒輪換擋 （b）嚙合套換擋 （c）同步器換擋
圖2.2 換擋機構形式
1、滑動齒輪換擋
通常采用滑動直齒輪換擋，也有采用斜齒輪換擋的?；瑒又饼X輪換擋的優(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，所以這種換擋方式一般僅用于一擋和倒擋。
2、嚙合套換擋
用嚙合套換擋，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。用嚙合套換擋，因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，它們都不會
過早損壞，但不能消除換擋沖擊，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，這種換擋方法目前只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。
3、同步器換擋
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，無噪聲換擋，而與操縱技術熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行車安全性。同上述兩種換擋方法相比，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。如瑞典的薩伯-斯堪尼亞（SAAB-Scania）公司，用球墨鑄鐵制造同步器的關鍵部件，并在其工作表面上鍍上一層鉬，不僅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系數(shù)，這種同步器試驗表明，它的壽命不低于齒輪壽命，法國的貝利埃（Berliet）。德國擇孚（ZF）等公司的同步器均采用了這種工藝。
上述三種換擋方案，可同時用在一變速器中的不同擋位上，一般倒擋和一擋采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式；對于常用的高擋位則采用同步器或嚙合套。轎車要求輕便性和縮短換擋時間，因此采用全同步器變速器。
2.2.3防止自動脫檔的措施
自動脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導致自動脫擋。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：
1、將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖2.3所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。
2、將嚙合齒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，從而阻止自動脫擋，如圖2.4所示。
3、將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°），使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力，如圖2.5所示。這種方案比較有效，應用較多。將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。
圖2.3 防止倒擋的措施Ⅰ 圖2.4 防止倒擋的措施Ⅱ 圖2.5 防止倒擋的措施Ⅲ
2.2.4軸承形式
過去，變速器軸的支承廣泛采用滾珠軸承、滾柱軸承和滾針軸承，近年來，變速器的設計趨勢是增大其傳遞功率與質量之比，并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述軸承形式已不能滿足對變速器可靠性和壽命提出的要求，故使用圓錐滾柱軸承的增多。其主要優(yōu)點如下：滾錐軸承的接觸線長，如果錐角和配合選擇合適，可提高軸和齒輪沿縱向平面分開或沿中心線所在平面分開，這樣可使裝拆和調整軸承方便。由于上述特點，滾錐軸承已在歐洲一些轎車、貨車和重型貨車變速器上得到應用。
2.2.5組合式變速器
近年來，增加汽車變速器的擋位，是一個重要的發(fā)展趨勢，這與許多因素有關，如載貨汽車上更多地使用柴油發(fā)動機，平均車速和汽車總質量增加，以及要求降低燃料耗量等。
本次設計初步選擇的齒輪形式是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。
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，即設計兩軸式變速器，倒擋布置方案如圖2.1（a）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。
第三章 變速器齒輪的設計與校核
設計要求：采用兩軸式機械式變速器。1.傳動比為3～4.5；2.中心距60～80mm；3.擋數(shù)為4。
根據(jù)要求，兩軸式機械式變速器四檔的車多為發(fā)動機前置的轎車。本設計選的乘用車為轎車。
轎車汽油機的np大多為4000～6000r/min，轉矩適應系數(shù)a=Temax/Tp，a值大則換擋次數(shù)可減少，從而油耗也可降低。汽油機的a值多為1.2～1.35，但近年來汽油機高速化結果使其轉矩適應系數(shù)a值也有所下降，有的低至1.1左右。車用柴油機的a值多為1.1～1.25（帶校正器時）和1.05～1.10（不帶校正器時）
當發(fā)動機的最大功率Pemax及相應轉速np確定后，可按下式求發(fā)動機的最大轉矩Temax（單位Nm）
Temax=aTp=7019aPemax/ np式中a——發(fā)動機的轉矩適應系數(shù)；
Tp——最大功率時的轉矩，N·m
Pemax——最大功率，kW
np——最大功率的相應轉速，r/min
發(fā)動機最大轉矩的相應轉速nT的選擇原則，是使nT與np保持適當關系。因為nT過于接近nP，則會使直接檔最低穩(wěn)定車速偏高，導致在通過繁忙的交叉路口時換檔次數(shù)變多，甚至需要增多變速器的檔位數(shù)。因此，成為轉速適應系數(shù)的np與nT之比不宜小于1.4，通常np/nT=1.4～2.0，并由發(fā)動機設計保證。
發(fā)動機適應性系數(shù) Φ
上述的轉矩適應系數(shù)a與轉速適應系數(shù)np/nT之乘積，能表明發(fā)動機適應汽車行駛工況的程度，稱為發(fā)動機適應性系數(shù)，并表達Φ=a·np/nT=Temax/Tp·np/nT
Φ值愈大，則發(fā)動機的適應性愈好。采用Φ值大的發(fā)動機可減少換檔次數(shù)，減輕司機的疲勞，減小傳動系的磨損和降低油耗?，F(xiàn)代發(fā)動機的適應性系數(shù)值對汽油機Φ=1.4～2.4；對柴油機Φ=1.6～2.6.
根據(jù)查找資料，轎車一般總質量在1.7～1.9t之間。整備質量1～1.3t之間。車輪滾動半徑0.3m左右。
根據(jù)以上內容，自行選擇設計參數(shù)為依據(jù)，所選參數(shù)全部符合要求。某車參數(shù)如下：
發(fā)動機最大功率Pemax
97kw
發(fā)動機最大轉矩Temax
170N·m
最大功率時轉速np
5200r/min
最大轉矩時轉速nT
3200r/min
最高車速Umax
160km/h
汽車總質量ma
1820kg
變速器形式
手動四檔
汽車整備質量m0
1350kg
主減速器傳動比i0
4.15
車輪半徑rr
0.3m
1、檔數(shù)的確定
近年來，為了降低油耗，變速器的檔位有增加的趨勢。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，發(fā)動機排量小的可選用4個檔。本設計采用4個檔。
2、傳動比范圍的確定
選擇最低檔傳動比時，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。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，其他商用車更大。
3.1 變速器各檔傳動比的確定
1、變速器最高傳動比的確定
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
（3.1）
則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為
（3.2）
已知：m=1820kg；；；r=0.3m； N·m；；g=9.8N/kg；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.2）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： （3.3）
求得的變速器I檔傳動比為：
（3.4）
已知：m0=1350kg， N·m，，g=9.8N/kg；，g=9.8N/kg；取0.6，rr=0.3m。
根據(jù)公式（3.4）可得：ig13.55，綜上所述，ig1初選3.5。
由已知式中 ：m ——汽車總質量；
m0——汽車整備質量
g——重力加速度；
rr——驅動輪的滾動半徑；
Temax——發(fā)動機最大轉矩；
i0——主減速比；
ηt——汽車傳動系的傳動效率。
——道路的附著系數(shù)，計算時可取0.5~0.6之間。
G2——汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷，G2=m0g
——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）
2、變速器各檔傳動比的確定
發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系為
（3.5） 式中： ——汽車行駛速度，=160km/h;
n ——發(fā)動機轉速，n=5200r/min;
——變速器傳動比，最高檔傳動比為，最低檔傳動比為；
——主減速器傳動比。
（3.6）
計算得 。
中間檔的傳動比理論上按公比為q的等比數(shù)列分配：
（3.7）
實際上與理論上略有出入，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。根據(jù)上式可的出：=1.58。
計算的各檔傳動比為：
2=2.21 3=1.40
3、中心距A的確定
中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。初選中心距A時，可根據(jù)下述經驗公式計算
（3.8）
式中： ——中心距系數(shù)。對轎車， =8.9～9.3；對貨車， =8.6～9.6。
——發(fā)動機最大轉矩。
——變速器一檔傳動比。
——變速器的傳動效率，取0.96。
計算得： A=73.84～77.16 mm
取 A=77mm
4、軸向尺寸的確定
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檔機構的布置初步確定。
轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸(3.0～3.4)A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關：
四檔(2.2～2.7)A
五檔(2.7～3.0)A
六檔(3.2～3.5)A
當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。
本次設計為轎車四檔變速器，其殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A=213～241.4mm變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。
3.2 齒輪參數(shù)的確定
變速器四個前進擋采用斜齒圓柱輪，倒檔采用直齒圓柱齒輪。
1、模數(shù)的選取
齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，影響它的選取因素有很多，如齒輪的強度、質量、噪音、工藝要求等。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸近線。由于工藝上的原因同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.8-14.0t的貨車為2.0～3.5。
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
表3.2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù) （mm）
一系列
1.00
1.25
1.5
2.00
2.50
3.00
4.00
5.00
6.00
二系列
1.75
2.25
2.75
（3.25）
3.50
（3.75）
4.50
5.50
—
所有齒輪的模數(shù)定為2.5mm。
2、 壓力角的選取
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。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為200，所以在本設計中變速器齒輪壓力角定為。
3、 螺旋角的確定
斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。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。斜齒輪傳遞轉矩時，為使工藝簡便，可將螺旋角設計成一樣的，中間軸上全部齒輪的螺旋方向應一律取為右旋。
兩軸式變速器為200250
中間軸式變速器為；
貨車變速器：；
所以初選斜齒輪螺旋角。
4、齒寬的確定
齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
直齒 b=(4.5~8.0)m，mm
斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm
5、 齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)對重合度、齒輪強度、工作噪音、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。規(guī)定齒頂高系數(shù)取1.00。
6、 齒輪材料的選擇
變速器齒輪可以與軸設計成一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支撐等方式之一與軸連接。
齒輪尺寸小又與軸分開，其內徑直徑到齒頂圓處的厚b影響齒輪強度。要求尺寸b應該大于或等于齒輪危險斷面處的厚度。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大一些，至少滿足尺寸，為花鍵內徑。為了減小質量，輪輻處厚度應滿足強度條件下設計得薄些。
齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪音減小，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范圍內選用。要求齒輪制造精度不低于7級。
國內汽車變速器齒輪材料主要采用、、、、、。滲碳齒輪表面硬度為。心部硬度為。值得指出的是，采用噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施能使齒輪得到強。
3.3各檔齒輪齒數(shù)的分配
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。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。
1、2——一檔齒輪，3、4——二檔齒輪，5、6——三檔齒輪
7、8——四檔齒輪，9、10、11——倒檔齒輪。
圖3.1 傳動方案
本設計變速器四個前進擋采用斜齒圓柱輪，倒檔采用直齒圓柱齒輪。
（1）直齒
=
（2）斜齒
=
1、確定一檔齒輪的齒數(shù)和傳動比
一檔傳動比為：
取整58，轎車可在之間取，取，則。
對中心距A進行修正
取整得，為標準中心距。
，，帶入上公式得：
2、 確定二檔齒輪的齒數(shù)和傳動比
取整，取
則有 帶入公式得：。
3、確定三檔齒輪的齒數(shù)和傳動比
取整，取
，
4、確定四檔齒輪的齒數(shù)和傳動比
取整，取
，
5、確定倒檔齒輪的齒數(shù)和傳動比
倒檔采用直齒圓柱齒輪，且傳動比與一檔相近，取其為3.2
則有 ：
試?。海?
則有：
倒檔齒輪的齒數(shù)一般在之間，取。
則二軸與倒檔軸的中心距有：
3.4變位系數(shù)的確定
齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。
變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。
由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各擋傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒數(shù)副采用標準齒輪傳動或高度變位時，對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。對斜齒輪傳動，還可以通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。
變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高擋齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此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)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大些，這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲、斷裂的現(xiàn)象。為提高小齒輪的抗彎強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇來選擇大小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)大雨零。由于工作需要，有時齒輪齒數(shù)取得少（如一擋主動齒輪）會造成輪齒根切。這不僅削弱了輪齒的抗彎強度，而且使重合度減少。此時應對齒輪進行正變位，以消除根切現(xiàn)象。
總變位系數(shù)減少，一對齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動故噪聲要小一些。另外，值越小，齒輪的齒形重合度越大，這不但對降噪有利，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷時的著力點距齒根近，彎曲力矩減小，相當于齒根強度提高，對由于齒根減薄而產生的削弱強度的因素有所抵消。
根據(jù)上述理由，為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。一般情況下，最高擋和一軸齒輪副的可以選為－0.2～0.2。隨著擋位的降低，值應該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值，以便獲得高強度齒輪副。一擋齒輪的值可以選用1.0以上。
圖3.2 選擇變位系數(shù)線圖
嚙合角：
計算得：
查圖得：，，
同理計算得：，
，，
3.5齒輪尺寸的確定
本次設計所有齒輪的幾何尺寸如下所示。
表3.3直齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm)
齒數(shù)
13
41
23
模數(shù)
2.5
2.5
2.5
變位系數(shù)
0.23
0.23
-0.23
分度圓直徑
33
103
58
齒頂高
3.08
3.08
1.93
齒根高
3.49
3.49
4.64
齒全高
6.56
6.56
6.56
齒頂圓直徑
38.7
108.7
63.7
齒根圓直徑
25.53
95.53
50.53
中心距
80
表3.4 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm)
齒數(shù)
13
45
19
40
25
34
31
27
模數(shù)
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
變位系數(shù)
0.6
0.85
0.42
0.18
0
0
0
0
螺旋角
250
250
22.80
22.80
22.80
22.80
22.80
22.80
壓力角
200
200
200
200
200
200
200
200
端面模數(shù)
2.66
2.66
2.68
2.68
2.71
2.71
2.76
2.76
分度圓直徑
35
120
51
117
68
92
86
74
齒頂高
3.22
3.85
3.05
2.45
2.5
2.5
2.5
2.5
齒根高
2.56
1.94
3.01
3.61
4.06
4.06
4.06
4.06
齒全高
5.79
5.79
6.06
5.79
6.56
6.56
6.56
6.56
齒頂圓直徑
41.03
127.41
56.98
112.01
72.80
97.21
90.51
79.48
齒根圓直徑
29.46
115.84
44.85
99.88
59.67
84.08
77.80
66.35
中心距
80
3.6齒輪的校核
1、齒輪的損壞原因及形式
齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。
輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。
齒輪工作時，輪齒相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。
用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。
2、齒輪材料的選擇原則
齒輪材料的選擇原則是：（1）滿足工作條件的要求；
（2）合理選擇材料匹配；
（3）考慮加工工藝及熱處理工藝。
3、齒輪的強度計算與校核
與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于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。在這里所選擇的齒輪材料為。
（1）齒輪彎曲強度計算
直齒輪彎曲應力
（3.13）
式中，——彎曲應力（MPa）；
——計算載荷（）；
——應力集中系數(shù)，可近似取=1.65；
——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動=0.9；
圖3.3齒形系數(shù)圖
——齒寬，=18，=15，=18；
——齒形系數(shù)。
將所得出的數(shù)據(jù)帶入式（3.13）得：
= 672Mpa
= 239Mpa
=436Mpa
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，直齒輪的彎曲應力在400~850MPa之間。
以上結果都符合要求。
斜齒輪彎曲應力
（3.14）
——計算載荷；
——斜齒輪螺旋角；
——應力集中系數(shù)；
——齒數(shù)；
——法向模數(shù)，取=2.5；
——齒形系數(shù)；當量齒數(shù) ;
——重合度影響系數(shù)，=2.0；
——齒面寬，斜齒 。
將所得出的數(shù)據(jù)帶入式（3.14）得：
= 309Mpa
= 97Mpa
= 225Mpa
= 110Mpa
=193Mpa
= 138Mpa
= 151Mpa
= 154Mpa
當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180~350MPa范圍，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。
（2） 齒輪接觸應力
輪齒接觸應力
=0.418=0.418 （3.15）
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。
1、 一擋主從動齒輪接觸應力
（1）一擋主動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=965.2＜[]
（2）一擋從動齒輪接觸應力
=0.418
=0.418
=960.3＜[]
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
=727.5＜[]
（2）二擋從動齒輪接觸應力
=0.418
=0.418
=723.8＜[]
3、 三擋主從動齒輪接觸應力
（1）三擋從動齒輪接觸應力
=0.418
= 0.418
=589.3＜[]
（2）三擋從動齒輪接觸應力
=0.418
=0.418
=572.9＜[]
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
=530.3＜[]
（2）四擋從動齒輪接觸應力
=0.418
=0.418
=590.9＜[]
以上四個檔都符合設計要求。按上邊步驟，通過計算倒擋也符合要求，此處略去倒擋的步驟。
3.7變速器殼體材料的選用
變速器殼體的尺寸要盡可能小些，同時質量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證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，而且設計時還應只一刀殼體側面的內壁與轉動齒輪頂之間留有5~8mm的間隙，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導致產生噪音和使變速器過熱。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音的大方面。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音。
為了注油和放油，在變速器殼體上設計有注油孔放油孔。注油孔位置應設計在潤滑油所在的平面處，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。為了是第一軸或第二軸后支撐的軸承間隙處流出的潤滑油再留回變速器殼體內，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，壁厚取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，提高成。
3.8 本章小結
本章主要對變速器的相關參數(shù)以及齒輪的主要參數(shù)進行確定，包括傳動比的確定，中心距的確定，齒輪參數(shù)的確定，各檔齒輪齒數(shù)的分配，各檔齒輪的外形尺寸，同時對變速器齒輪進行相關的校核，使之滿足在許用應力下進行工作，以及變速器外形尺寸的確定，殼體材料的選擇。為下一步的設計奠定基礎。
第四章 變速器軸及軸承的設計與校核
4.1 變速器軸的設計
變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。
為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。?
第一軸： d/L=0.160.18；
第二軸： d/L=0.180.21。
1、第一軸的設計
圖4.1 第一軸尺寸的確定
如圖4.1，第一軸為齒輪軸，第1段安裝軸承，d1=20mm，L1=15mm；第2段安裝齒輪，且通過滾針軸承連接，d2=25mm，L2=37mm；第3段為花鍵軸，用以安裝同步器，；第4段通過滾針軸承安裝齒輪，；第5段為軸間，d5=38mm，L5=3mm；第6段為齒輪，；第7段為光軸，；第8段為齒輪，；第9段為光軸，；第10段為齒輪，；第11段安裝軸承，。
2、 第二軸的設計
圖4.2 第二軸尺寸的確定
如圖4.2，第1段安裝軸承，；第2段為花鍵軸，安裝雙聯(lián)齒輪，；第3段通過滾針軸承安裝齒輪，；第4段為安裝同步器的花鍵軸，；第5段用滾針軸承安裝齒輪，；第6段安裝雙列圓錐滾子軸承，；第7段為圓柱齒輪d?7=38mm ，L?7=57mm。
3、倒檔軸的設計
圖4.3 倒檔軸尺寸的確定
如上圖，第1段為固定端，；第2段通過滾針軸承安裝齒輪，且要留有齒輪的滑動間隙，則有；第3段為固定端與箱體連接。
4.2 變速器軸的校核
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。因為剛度不足會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性均有不利影響。
變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核
1、計算各檔齒輪的受力
（1）斜齒圓柱齒輪的受力
齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：
圓周力： （4.6）
徑向力： （4.7）
軸向力： （4.8）
——發(fā)動機最大轉矩；
——齒輪分度圓半徑；
——齒輪壓力角；
——螺旋角。
將各斜齒輪參數(shù)帶入式（4.6）、（4.7）、（4.8）可得：
一檔： Ft1= 8.7×103
Fr1= 3.4×103
Fa1 = 3.3×103
二檔： Ft2=6.2×103
Fr2= 2.4×103
Fa2 = 2.4×103
三檔： Ft3= 4.5×103
Fr3= 1.8×103
Fa3 = 1.7×103
四檔： Ft4=3.7×103
Fr4= 1.5×103
Fa4 = 1.4×103
（2）直齒圓柱齒輪的受力
齒輪嚙合的圓周力、徑向力及法向力可按下式求出：
圓周力： （4.9）
徑向力： （4.10）
法向力： （4.11）
——發(fā)動機最大轉矩；
——齒輪分度圓半徑；
——齒輪壓力角；
——螺旋角。
將倒檔參數(shù)帶入式（4.9）、（4.10）、（4.11）可得：
FtR= 8.6 ×103
FrR= 3.1×103
FaR = 9.2×103
2、軸的剛度校核
對齒輪工作影響最大的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。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個檔位都進行驗算。驗算時，將軸看作鉸接支撐的梁。作用在第一軸上的轉矩應取。
計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。
（4.12）
（4.13）
（4.14）式中：
——齒輪齒寬中間平面的徑向力（）；
——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（）；
——彈性模量（），=；
——慣性矩（），對于實心軸，；
——軸的直徑（），花鍵處按平均直徑計算；
、——齒輪上的作用力距支座、的距離（）；
——支座間的距離（）。
軸的全撓度為。
軸在垂直面和水平面內撓度的許用值為，。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002。
（1）一軸的剛度校核
將一檔處數(shù)值帶入公式可得出：
一檔處：；；
且有：
fs1<
一檔時滿足剛度要求。
二檔處：；；
且有：
二檔時滿足剛度要求。
三檔處、四檔用同步器與軸相連，因此，只校核花鍵處即可。三檔與四檔齒輪受力相比較，三檔的徑向力、圓周力都大于四檔，因此，只要三檔滿足要求即可。
三檔：；；
且有：
三檔時滿足剛度要求。
倒檔：；；；
倒檔時滿足剛度要求。
一軸各檔處都滿足剛度要求，因此，一軸滿足要求。
（2）二軸的剛度校核
第二軸為花鍵軸，有哪次指教和花鍵處即可。將兩處花鍵的數(shù)值帶入公式（4.12）、（4.13）、（4.14）可得：
第一處：
；；
且有：
第二處：；；
且有：
二軸各花鍵處都滿足剛度要求，因此，二軸滿足要求。
3、軸的強度計算
作用在齒輪上的徑向力和軸向力使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形，在求取支點的垂直面和水平面內的支反力和之后，計算相應的彎矩和，軸在轉矩和彎矩的作用下，其應力為： （4.15）
式中： ； （4.16）
——軸的直徑；
——抗彎截面系數(shù)。
在低檔工作時。
（1）一軸強度計算
一檔時：
圖4.5 一軸一檔受力圖
面：
圖4.6 面受力分析圖
FA=334N
FB=3068N
彎矩圖：
圖4.7 面彎矩圖
MA=FA a=63.6N·m
MB=FB b=58.3N·m
面：
圖4.8 面受力分析圖
F?A+F?B=Ft F?A=789N
F?B=7923N
彎矩圖：
圖4.9 面彎矩圖
轉矩： Tn=Fa·d1/2=33N·m
將所得數(shù)值帶入公式（4.16）得出：M=101426N·m
將值帶入公式（4.17）得出：
一軸一檔工作時滿足強度要求，合理。
同理：
二檔處：M=324875N·m
一軸二檔工作時滿足強度要求，合理。
花鍵處： M=293660N·m
一軸三、四擋工作時滿足強度要求，合理。
(2)二軸強度計算
第二軸需要校核的是兩處花鍵軸
第一處：
圖4.10 二軸花鍵處受力圖
面：
圖4.11 面受力分析圖
彎矩圖 ：
圖4.12 面受力彎矩圖
面：
圖4.13 面受力分析圖