1、§2.1 變速器主要參數的選擇一、檔數和傳動比近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用45個檔位的變速器。本設計也采用5個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩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。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 則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比為 （2-1）式中 m-汽車總質量； g-重力加速度； max-道路最大阻力系數； rr-驅動輪的滾動半徑； Temax-發動機最大轉矩； i0-主減速比； -汽車傳動系

2、的傳動效率。根據驅動車輪與路面的附著條件 求得的變速器I檔傳動比為： （2-2）式中 G2-汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； -路面的附著系數，計算時取=0.50.6。由已知條件：滿載質量 1800kg； rr=337.25mm； Te max=170Nm； i0=4.782； =0.95。根據公式（2-2）可得：igI =3.85。超速檔的的傳動比一般為0.70.8，本設計去五檔傳動比ig=0.75。中間檔的傳動比理論上按公比為： （2-3）的等比數列，實際上與理論上略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發動機參數的合理匹配。根據上式可的出：=1.51。

3、故有：二、中心距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。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據對已有變速器的統計而得出的經驗公式初定： (2-4)式中 K A-中心距系數。對轎車，K A =8.99.3；對貨車，K A =8.69.6；對多檔主變速器，K A =9.511；TI max -變速器處于一檔時的輸出扭矩：TI max=Te max igI =628.3Nm故可得出初始中心距A=77.08mm。三、軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據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3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔

4、數有關：四檔(2.22.7)A五檔(2.73.0)A六檔(3.23.5)A當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數KA應取給出系數的上限。為檢測方便，A取整。本次設計采用5+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是377.08mm=231.24mm，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。四、齒輪參數（1）齒輪模數建議用下列各式選取齒輪模數，所選取的模數大小應符合JB111-60規定的標準值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數mn (2-5)其中=170Nm，可得出mn=2.5。一檔直齒輪的模數m mm (2-6)通過計算m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工

5、藝上的原因，同一變速器中的結合套模數都去相同，轎車和輕型貨車取23.5。本設計取2.5。（2）齒形、壓力角、螺旋角和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1選取。表2-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項目 車型 齒形壓力角螺旋角轎車 高齒并修形的齒形14.5°，15°，16°16.5°25°45°一般貨車 GB1356-78規定的標準齒形20°20°30°重型車同上 低檔、倒檔齒輪22.5°，25°小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩，噪聲低；較大時可提高

6、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取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角取30°。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。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

7、的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬：直齒 b=(4.58.0)m，mm斜齒 b=(6.08.5)m，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩性和齒輪壽命。§2.2各檔傳動比及其齒輪齒數的確定在初選了中心距、齒輪的模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數。下面結合本設計來說明分配各檔齒數的方法。1.確定一檔齒輪的齒數 一檔傳動比 （2-7） 為了確定Z9和Z10的齒數，先求其齒數和: （2-8） 其中 A =77.08mm、m =3；故有。 圖2-1 五檔變速器示意圖當轎

8、車三軸式的變速器時，則，此處取=16，則可得出=35。上面根據初選的A及m計算出的可能不是整數，將其調整為整數后，從式（2-8）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。這里修正為51，則根據式（2-8）反推出A=76.5mm。2.確定常嚙合齒輪副的齒數由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 （2-9）由已經得出的數據可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （2-10） 由此可得： (2-11)而根據已求得的數據可計算出： 。 與聯立可得：=19、=34。則根據式（2-7）可計算出一檔實際傳動比為： 。 3.確定其他檔位的

9、齒數二檔傳動比 （2-12）而 ，故有： 對于斜齒輪， （2-13）故有： 聯立得：。按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 。4.確定倒檔齒輪的齒數一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取2123，此處取=23。由 （2-14）可計算出。故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A = (2-15) =50mm 而倒檔軸與第二軸的中心: (2-16) =72.5mm。§2.3 齒輪變位系數的選擇齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環節。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和

10、配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩性，耐磨性、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的和為零。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想接近的程度。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之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優點，有避免了其缺點。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則

11、對齒數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，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可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負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，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，小齒輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象?？傋兾幌禂翟叫?，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低

12、。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。根據上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪10的齒數Z1017，因此一檔齒輪需要變位。變位系數 （2-17）式中 Z為要變位的齒輪齒數。第三章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 §3.1 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，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出

13、現的很少，后者出現的多。齒輪工作時，一對相互嚙合，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茶，換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。§3.2 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

14、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40Cr。1. 齒輪彎曲強度計算（1） 直齒輪彎曲應力 （3-1）式中，-彎曲應力（MPa）； -一檔齒輪10的圓周力（N） ， ；其中 為計算載荷（N·mm），d為節圓直徑。 -應力集中系數，可近似取1.65； -摩擦力影響系數，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； b-齒寬（mm），取20 t-端面齒距（mm）； y-齒形系數，如圖3-1所示。 圖3-1 齒形系數圖 當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （3-2） =

15、17010002.181.78 =659668Nm 故由 可以得出；再將所得出的數據代入式（3-1）可得 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應力在400850MPa之間。（2） 斜齒輪彎曲應力 （3-3）式中 為重合度影響系數，取2.0；其他參數均與式（3-1）注釋相同，選擇齒形系數y時，按當量模數在圖（3-1）中查得。二檔齒輪圓周力： （3-4）根據斜齒輪參數計算公式可得出：=6798.8N齒輪8的當量齒數=47.7，可查表（3-1）得：。故 同理可得： 。依據計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下：三檔：四檔：五檔： 當計算載荷取作用到

16、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180350MPa范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。2. 齒輪接觸應力 （3-5） 式中， -齒輪的接觸應力（MPa）； F-齒面上的法向力（N），； -圓周力在（N）， ； -節點處的壓力角（°）；-齒輪螺旋角（°）；E-齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取；b-齒輪接觸的實際寬度，20mm；-主、從動齒輪節點處的曲率半徑（mm）；直齒輪： （3-6） （3-7）斜齒輪： （3-8） （3-9）其中，分別為主從動齒輪節圓半徑（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

17、見下表：表3-1 變速器齒輪的許用接觸應力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔13001400650700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下：一檔： 二檔： 三檔： 四檔： 五檔： 倒檔： 對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。第四章 變速器軸的強度計算與校核 §4.1變速器軸的結構和尺寸1. 軸的結構第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環和軸承蓋實現。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從

18、動盤轂的內花鍵統一考慮。第一軸如圖4-1所示：圖4-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪圖4-2 變速器中間軸2. 確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據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。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗公式初步選定：第一軸和中間軸： （4-1）第二軸： （4-2）式中 -發動機的最大扭矩，

19、N·m為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協調關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： d/L=0.160.18；第二軸： d/L=0.180.21。§4.2 軸的校核由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。1. 第一軸的強

20、度與剛度校核因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 （4-3）式中：-扭轉切應力，MPa； T-軸所受的扭矩，N·mm； -軸的抗扭截面系數，； P-軸傳遞的功率，kw； d-計算截面處軸的直徑，mm； -許用扭轉切應力，MPa。其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知=55MPa，故，符合強度要求。軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。其計算公式為： （4-4）式中，T -軸所受的扭矩，N·mm； G -軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MP

21、a； -軸截面的極慣性矩，； 將已知數據代入上式可得： 。對于一般傳動軸可取；故也符合剛度要求。2. 第二軸的校核計算1）軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （4-5） （4-6） （4-7）式中 -至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比3.85； d -計算齒輪的節圓直徑，mm，為105mm； -節點處的壓力角，為16°； -螺旋角，為30°； -發動機最大轉矩，為170000N·mm。代入上式可得： ， ， 。危險截面的受力圖為： 圖4-1 危險截面受力分析水平面：（160+75）=75 =1317.4N；水平面內所受力矩： 垂直

22、面： （4-8） =6879.9N垂直面所受力矩：。該軸所受扭矩為：。故危險截面所受的合成彎矩為： （4-9）則在彎矩和轉矩聯合作用下的軸應力（MPa）: （4-10）將代入上式可得：，在低檔工作時=400MPa，因此有： ；符合要求。2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內的撓度和在水平面內的撓度可分別按下式計算： （4-11） （4-12）式中, -齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； -齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E-彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I-慣性矩（），d為軸的直徑（）； a、b-為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L-支座之間的距離

23、（）。將數值代入式（4-11）和（4-12）得： 故軸的全撓度為，符合剛度要求。第五章 變速器同步器的設計1. 同步器的結構在前面已經說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環式同步器，其結構如下圖所示：圖5-1 鎖環式同步器1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結合齒圈 4、7-鎖環（同步環） 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結合套如圖（5-1），此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環移動，直至鎖環錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環相對嚙合套和滑

24、塊轉過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環齒端的鎖止面接觸（圖5-2b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態，換檔的第一階段結束。換檔力將鎖環繼續壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環力矩。齒輪與鎖環的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環力矩使鎖環回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環去與齒輪上的接合齒嚙合（圖5-2d），完成同步換檔。圖5-2 鎖環同步器工作原理2同步環主要參數的確定 (1)同步環錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線

25、的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數的影響很大，摩擦因數隨齒頂的磨損而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖5-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖5-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為612個，槽寬34mm。圖5-3 同步器螺紋槽形式(2)錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產生自鎖現象，避免自鎖的條件是tan。一般=6°8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現咬住現象。本次設計中采用的錐角均為取7°。(3)摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可