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摘 要
從汽車誕生時起，汽車變速器在汽車傳動系中扮演著至關(guān)重要的角色?，F(xiàn)代汽車上廣泛采用內(nèi)燃機作為動力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性能在相當大的范圍內(nèi)變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器。本文以紅旗汽車的一些整車參數(shù)和發(fā)動機參數(shù)為依據(jù)，進行變速器的設計。設計的主要內(nèi)容包括變速器傳動機構(gòu)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、外形尺寸、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)的選擇，齒輪、軸、軸承的設計校核，同步器、操縱機構(gòu)及箱體的設計。在設計的過程中，本文根據(jù)轎車變速器的設計要求和車輛動力傳動系統(tǒng)自身的特點，參考多篇文獻資料，以及國內(nèi)外變速器設計圖冊，從經(jīng)濟性和實用性方面著手進行分析,設計出一種兩軸式變速器。
關(guān)鍵詞：轎車；變速器；齒輪；軸；箱體；設計
ABSTRACT
Since automobile was born, the transmission has played a critical role in the drivetrain. Modern cars widely uses engines as the power source. The range of torque and speed are small, but complex using conditions require the automobile’s dynamic and fuel economical efficiency can change in a very large range. To solve this contradiction, transmission is set up in the drivetrain. The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of Hong Qi automobile in 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, size, gear parameters and the numble of each gear, the design and verification of gears, shafts and bearings, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts from both home and overseas,at economical efficiency and practicability angle, a small kind of two-shafted transmission is designed.
Key words: Automobile；Transmission；Shell；Gear；Shaft；Design
75
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
1緒論 1
1.1選題的目的及意義 1
1.2國內(nèi)外研究狀況 1
1.3研究方法 3
1.4研究內(nèi)容 3
2變速器傳動機構(gòu)布置方案 4
2.1傳動機構(gòu)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多中間軸結(jié)構(gòu) 5
2.1.3倒擋的形式和布置方案 5
2.2零、部件布置方案分析 6
2.2.1齒輪形式 6
2.2.2換擋的結(jié)構(gòu)形式 6
2.2.3防止自動脫檔的措施 8
2.2.4軸承形式 9
2.2.5組合式變速器 9
2.3本章小結(jié) 10
3 變速器主要參數(shù)的選擇及設計計算 11
3.1設計依據(jù)的主要技術(shù)參數(shù) 11
3.2擋位數(shù)確定 11
3.3傳動比范圍 12
3.4變速器各擋傳動比的確定 12
3.4.1確定一擋傳動比 12
3.4.2 確定五擋傳動比 14
3.4.3 確定其它各擋傳動比 15
3.5中心距A 15
3.6外形尺寸 16
3.7齒輪參數(shù) 16
3.7.1模數(shù) 16
3.7.2壓力角 18
3.7.3螺旋角 18
3.7.4齒寬b 19
3.7.5齒輪的變位系數(shù)的選擇原則 20
3.7.6齒頂高系數(shù) 21
3.8各擋齒輪齒數(shù)的分配 22
3.8.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 22
3.8.2對中心距A進行修正 23
3.8.3確定一擋齒輪變位系數(shù) 23
3.8.4確定其他擋位的齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 24
3.9本章小結(jié) 30
4 變速器主要結(jié)構(gòu)元件的設計與計算 32
4.1齒輪損壞的原因及形式 32
4.2輪齒強度計算 33
4.2.1輪齒彎曲應力計算 33
4.2.2輪齒接觸應力計算 38
4.3齒輪材料的選擇及熱處理 42
4.4軸的強度計算 44
4.4.1初選軸的直徑 44
4.4.2軸的剛度驗算 45
4.4.3軸的強度計算 48
4.5軸承校核 53
4.5.1輸入軸軸承校核 53
4.5.2輸出軸軸承校核 54
4.6本章小結(jié) 55
5 同步器設計 57
5.1慣性式同步器 57
5.1.1鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu) 57
5.1.2鎖環(huán)式同步器工作原理 58
5.1.3同步器主要尺寸的確定 59
5.2主要參數(shù)的確定 61
5.2.1摩擦因數(shù) 61
5.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定 62
5.2.3鎖止角 63
5.2.4同步時間 64
5.2.5轉(zhuǎn)動慣量的計算 64
6 變速器操縱機構(gòu)和箱體設計 65
6.1直接操縱手動換擋變速器 65
6.1.1互鎖銷式 66
6.1.2擺動鎖塊式 66
6.1.3轉(zhuǎn)動鉗口式 67
6.2遠距離操縱手動換擋變速器 68
6.2.1換擋操縱機構(gòu)（外換擋操縱機構(gòu)） 69
6.2.2換擋機構(gòu)（內(nèi)換擋操縱機構(gòu)） 70
6.3電控自動換擋變速器 72
6.4變速器箱體 73
6.5本章小結(jié) 74
結(jié) 論 75
1緒論
1.1選題的目的及意義
現(xiàn)代汽車上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機作為動力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器。它的功用是：改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進行動力輸出。
變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的主要組成部分，是汽車動力性和燃油經(jīng)濟性的重要保證。隨著科技的高速發(fā)展，人們對汽車的要求越來越高，汽車的性能、使用壽命、能源消耗、振動噪聲等在很大程度上取決于變速器的性能的設計和研發(fā)。變速器技術(shù)的發(fā)展是衡量汽車技術(shù)水平的一項主要依據(jù)。
1.2國內(nèi)外研究狀況
汽車變速器技術(shù)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(nèi)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(gòu)使變速器內(nèi)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(jié)構(gòu)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(zhì)，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[1]。
汽車的發(fā)展經(jīng)歷了三大革命，動力革命（內(nèi)燃機的使用），傳動革命（機械傳動的完善和液體傳動的使用）和控制革命（用傳感器、微機和電液閥進行信息處理）。
從先進國家來看，動力革命和傳動革命已經(jīng)完成，目前正處于控制革命階段，要解決的主要是機械太“機械”，沒有靈性的問題，過去機械全靠人來操縱控制，然而人的生理和心理能力（感覺器官的功能、頭腦分析的能力和體能）是有限的，操縱汽車這樣復雜的機械對于人來說體力和腦力負擔是很重要的，更主要的是單靠人力操縱將阻礙汽車的發(fā)展和其性能的提高。因此必須對汽車各部分（發(fā)動機、變速器、懸架、制動和轉(zhuǎn)向機構(gòu)等）進行自動控制，并從各部分的單獨控制向整車一體化控制發(fā)展，從一般控制向智能控制發(fā)展。要解決機械信息處理能力問題，機械本身是無能為力的，液壓控制在性能上也達不到要求，必須引入具有良好控制性能和信息處理能力的電子技術(shù)。但是僅僅采用機電液技術(shù)還不夠，還需要應用聲學、光學、和化學等多學科技術(shù)才能使機械具有良好的信息處理能力，實現(xiàn)高度自動化[2]。
從技術(shù)發(fā)展角度來看，汽車傳動技術(shù)中的關(guān)鍵是電子技術(shù)、電液控制技術(shù)和傳感器技術(shù)。目前，世界主要的變速器制造生產(chǎn)廠家都致力于這些關(guān)鍵技術(shù)的研究與應用，極大地促進了自動變速器的發(fā)展[3]。
1.3研究方法
根據(jù)此次設計要求，依據(jù)紅旗轎車的整車參數(shù)和發(fā)動機參數(shù)，完成變速器的結(jié)構(gòu)布置和設計。設計的主要內(nèi)容有確定變速器傳動機構(gòu)布置方案，變速器主要參數(shù)的選擇，變速器齒輪的設計計算，軸與軸承的設計校核。
查閱圖書館電子資源、館藏圖書和文獻，以及本市各大型圖書館的館藏圖書資源，了解變速器研究領域的最新發(fā)展動向；閱讀關(guān)于變速器設計方面的書籍，學習前人進行變速器設計的過程、步驟、方法和經(jīng)驗教訓；向指導教師請教；同學之間互相討論；親自去實驗室動手拆裝各種類型的變速器，了解各種變速器的結(jié)構(gòu)與工作原理進行變速器的設計和計算。
1.4研究內(nèi)容
（1） 變速器設計的目的意義、國內(nèi)外現(xiàn)狀；
（2） 變速器方案的確定、各擋傳動比等參數(shù)的確定；
（3） 各擋齒輪的設計及校核；
（4） 傳動軸的設計及校核，軸承的選擇校核；
（5） 同步器和操縱機構(gòu)的設計選用等；
（6） CAD繪制變速器裝配圖一張（0）
（7） 零件圖6張
2變速器傳動機構(gòu)布置方案
2.1傳動機構(gòu)布置方案分析
變速器由變速器傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)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(qū)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)，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(jié)構(gòu)
當變速器安裝在轉(zhuǎn)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為常見的布置方案。圖a方案廣泛用于前進擋都是同步器換擋的四擋轎車和輕型貨車變速器中；b方案的優(yōu)點是可以利用中間軸上的1擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換擋時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換擋困難，某些輕型貨車四擋變速器采用這種方案；c方案能獲得較大的倒擋速比，突出的缺點是換擋程序不合理；d方案針對前者的缺點作了修改，因而在貨車變速器中取代了c方案；e方案中，將中間軸上的一擋和倒擋齒輪做成一體，其齒寬加大，因而縮短了一些長度；f方案采用了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，有的貨車采用g方案，其缺點是一擋和倒擋得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復雜一些。后述五種方案可供五擋變速器的選擇：
圖2.1 倒擋布置方案
本次設計采用兩軸式變速器，圖2.1（a）所示的倒擋布置方案。
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(zhuǎn)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(zhì)量和轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)形式
如圖2.2所示，變速器換擋機構(gòu)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(gòu)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。滑動直齒輪換擋的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)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(gòu)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(shù)。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(zhuǎn)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(shù)熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行車安全性。同上述兩種換擋方法相比，雖然它有結(jié)構(gòu)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(guān)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(chǎn)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(cè)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(zhì)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(diào)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(guān)，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(zhì)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(jié)
本章對變速器傳動機構(gòu)的布置方案和零、部件結(jié)構(gòu)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。
3 變速器主要參數(shù)的選擇及設計計算
3.主要技術(shù)參數(shù)的選擇
表3.1主要技術(shù)參數(shù)
排量
1.6L
輪胎型號
165／65R13
整車整備質(zhì)量
1295kg
驅(qū)動形式/布置形式
4×2/FF
最大總質(zhì)量
1800 kg
最大轉(zhuǎn)矩
272N·m／3000～3500r/min
最高車速
200km/h
最大功率
133.5kw／5000 r/min
最大爬坡度
0.36
輪距（前/后）
1360mm/1355mm
軸距
2835mm
外廓尺寸（長×寬×高）
3588mm×1563mm×1574mm
3.2擋位數(shù)確定
變速器的擋數(shù)可在3～20個擋位范圍內(nèi)變化，通常變速器的擋數(shù)在6擋以下，當擋數(shù)超過6擋以后，可在6擋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擋變速器。
增加變速器的擋數(shù)，能夠改變汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機構(gòu)復雜，而且在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。
在最低擋傳動比不變的條件，增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進行。因高擋使用頻繁，所以又要求高檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值，要比低檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。
近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個擋。商用車變速器采用4～5 個擋或多擋。載質(zhì)量在2.0～3.5t的貨車多采用5個擋，載質(zhì)量在4.0～8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。
本次設計的變速器采用5個前進擋位，1個倒擋位。
3.3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(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)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(zhì)量輕的商用車在5.0～8.0之間，其他商用車則更大。
本次設計的變速器傳動比范圍是0.8-4.5。
3.4.1確定五擋及減速器傳動比
為了提高汽車經(jīng)濟性，高速行駛時發(fā)動機轉(zhuǎn)速不致過高，而設置一個超速擋，超速擋的傳動比一般取為0.7～0.85。把五擋設為超速擋，則取=0.76。
則減速器傳動比
3.4.2確定一擋傳動比
確定最低擋傳動比時，要考慮下列因素：汽車最大爬坡度，驅(qū)動輪與地面的附著力，汽車最低穩(wěn)定車速及主傳動比等[7]。
1、根據(jù)最大爬坡度確定一擋傳動比
汽車在最大上坡路面上行駛時，最大驅(qū)動力應能克服輪胎與地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(qū)動力，=；
—滾動阻力，= fmgcos；
—最大上坡阻力，=mgsin。
將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.1）得
mg(fmgcos+mgsin)=mg
（3.2）
式中 —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=172N·m；
—主減速比， =4.388；
m—汽車總質(zhì)量,m=1870kg；
—道路最大阻力系數(shù)；
f—滾動阻力系數(shù)（良好的瀝青或混凝土路面f=0.010～0.018取f=0.015）[8]；
—變速器一擋傳動比；
—汽車傳動系效率,=0.9；
g—重力加速度,g=9.8；
—驅(qū)動輪滾動半徑，=0.1651m；
—道路最大上坡角（最大爬坡度i=0.36=tg，則sin=0.34，cos=0.94）。
將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.2）得
=2.5589462.559
2、根據(jù)驅(qū)動輪與路面的附著力確定一擋傳動比
汽車行駛時，為了使驅(qū)動輪不打滑，必須使驅(qū)動力等于或小于驅(qū)動輪與路面間的附著力，此條件可用下列不等式表示
（3.3）
式中 —道路附著系數(shù)，計算時取=0.5～0.6取=0.55；
—汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，=11000N。
將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.3）得
=3.5128598483.513
故取=3.42。
3.4.3 確定其它各擋傳動比
一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系
====q （3.4）
式中 q—常數(shù)，也就是各擋之間的公比，q==1.4564753151.456。
因此，各擋傳動比為
=3.42
=0.76
=q=0.761.456=1.11
==0.76=1.61
==0.76=2.35
=3.8
3.5中心距A
初選中心距A時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算
A= （3.5）
式中 A—變速器中心距（mm）；
—中心距系數(shù)，乘用車：8.9～9.6，多擋變速器：=9.5～11.0取=9.5；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）；
—變速器一擋傳動比；
—變速器傳動效率，=0.96。
將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.5）得
A=9.5=83.7399470283.7mm
3.6外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構(gòu)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(gòu)形式以及齒輪形式。
乘用車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A。
商用車四擋變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：
（1）四擋 （2.2～2.7）A
（2）五擋 （2.7～3.0）A
（3）六擋 （3.2～3.5）A
當變速器選用的擋數(shù)和同步器多時，上述中心距系數(shù)應取給出范圍的上限。為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)。
軸向尺寸為（2.7～3.0）A=58.49～676.1mm，取為635mm。
3.7齒輪參數(shù)
3.7.1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(zhì)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(zhì)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；對貨車，減少質(zhì)量不減少噪聲更重要，故齒輪應選用大些的模數(shù)；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)，變速器用齒輪模數(shù)的范圍如表3.2[9]。
所選模數(shù)值應符合國家標準GB/T1357—1987的規(guī)定，如表3.3。選用時，應優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。
嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。
表3.2 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(zhì)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3.3 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
—
3.7.2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。
實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的接合齒壓力角為20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。
應該指出，國外有些企業(yè)生產(chǎn)的乘用車變速器齒輪采用兩種壓力角，即高檔齒輪采用小些的壓力角以減少噪聲；而低檔和倒擋齒輪采用較大的壓力角，以增加強度，必須指出，齒輪采用小壓力角和小模數(shù)時，除必須采用大的齒高系數(shù)外，還應采用大圓弧齒根，這樣可以提高彎曲強度在30%以上。
3.7.3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(nèi)選用：
（1）乘用車變速器
1）兩軸式變速器為20°～25°
2）中間軸式變速器為22°～34°
（2）貨車變速器：18°～26°
3.7.4齒寬b
在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)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少質(zhì)量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(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。齒寬窄又會使齒輪的工作應力增加。選用寬些的齒寬，工作時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)m()的大小來選定齒寬：
（1）直齒b=m, 為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0；
（2）斜齒輪b=，取為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。
3.7.5齒輪的變位系數(shù)的選擇原則
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(chǎn)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(gòu)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(zhì)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(chǎn)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[10]。
3.7.6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(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)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)大于1.00的細高齒制。采用細高齒制時，必須通過驗算保證齒頂厚度不得小于0.3m。和齒輪沒有根切和齒頂干涉。目前，對于細高齒制的齒頂高系數(shù)，還沒有制定統(tǒng)一的標準，由各企業(yè)自行確定，從小至1.05到大至1.90的都有，且許多變速器的一對主、從動齒輪的齒頂高系數(shù)不同。
3.8各擋齒輪齒數(shù)的分配
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。如圖3.1是本次設計的變速器的傳動方案。
圖3.1 變速器的傳動示意圖
3.8.1確定一擋齒輪的齒數(shù)
一擋傳動比為
==3.42
為了求、的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和。
（1）直齒
= （3.6）
（2）斜齒
= （3.7）
=≈55
為了使盡量大些，應將取得盡量小些，則取=12，=43。
3.8.2對中心距A進行修正
因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，則修正后的中心距既實際中心距A=84mm。
3.8.3確定一擋齒輪變位系數(shù)
法面模數(shù)
=2
端面模數(shù)
==≈2.1mm
法面壓力角
=20°
端面壓力角
=arctg=≈21.17°
理論中心距
A==2.1=57.75 mm
中心距變動系數(shù)
===1.071428571
===1.07142857=0.038961038
查表得=0.04405，則總變位系數(shù)
==0.04405=1.211375
根據(jù)齒數(shù)比==3.583，按線圖分配變位系數(shù)得=0.58，則
=－=1.211375－0.58=0.631375
3.8.4確定其他擋位的齒輪齒數(shù)及變位系數(shù)
1、二擋齒輪齒數(shù)
+===55.63103127≈56
==2.35
則取=17，=56－17=39。
2、二擋變位系數(shù)
法面模數(shù)
=2
端面模數(shù)
==≈2.2mm
法面壓力角
=20°
端面壓力角
=arctg=≈21.43°
理論中心距
A==2.1=61.6mm
中心距變動系數(shù)
===－0.727272727
===－0.727272727=－0.025974025
查表得=－0.01563，則總變位系數(shù)
==－0.01563=－0.43764
根據(jù)齒數(shù)比==2.294，按線圖分配變位系數(shù)得=0.58，則
=－=－0.43764－0.58=－0.631375
3、三擋齒輪齒數(shù)
+==≈56
==1.61
取=24則=56－21=32。
4、三擋變位系數(shù)
法面模數(shù)，端面模數(shù)，法面壓力角，端面壓力角，理論中心距A，中心距變動系數(shù)、，總變位系數(shù)、都同二擋。
根據(jù)齒數(shù)比==1.3，按線圖分配變位系數(shù)得=0，則
=－=－0.43764－0=－0.43764
5、四擋齒輪齒數(shù)
+==≈56
==1.61
取=27則=56－27=29。
6、四擋變位系數(shù)
法面模數(shù)，端面模數(shù)，法面壓力角，端面壓力角，理論中心距A，中心距變動系數(shù)、，總變位系數(shù)、都同二擋。
根據(jù)齒數(shù)比==1.074，按線圖分配變位系數(shù)得=0，則
=－=－0.43764－0=－0.43764
7、五擋齒輪齒數(shù)
+==≈62
==0.76
取=35則=62－35=27。
8、五擋變位系數(shù)
法面模數(shù)
=1.75
端面模數(shù)
==≈1.9mm
法面壓力角
=20°
端面壓力角
=arctg=≈21.88°
理論中心距
A==83.9mm
中心距變動系數(shù)
===0.578947368，
===0.578947368=0.018675721
查表得=0.01996，則總變位系數(shù)
==0.01996=0.61876
根據(jù)齒數(shù)比==1.3，按線圖分配變位系數(shù)[11]得=0.35，則
=－=0.61876－0.35=0.26876
9、倒擋齒輪副的齒數(shù)
通常倒擋中間軸齒輪的齒數(shù)=21～23。初選=22，則
===3.82 （3.8）
計算輸入軸與倒擋軸的中心距
=m(+)=2(+22)=+22
為避免干涉，齒輪11與齒輪12的齒頂圓之間應有不小于0.5mm的間隙，則
≤A－0.5即≤2A－－1
×＜2×60－×－9
2×＜2×60－2×－9 （3.9）
由（3.8）（3.9）解得=11，=43則=3.9
輸入軸與倒擋軸的中心距
= +22=43+32=75mm
倒擋軸與輸入軸的中心距
==21+27=39mm
本次設計所有齒輪的幾何尺寸如表3.4、3.5所示。
表3.4 直齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm)
分度圓直徑
35
86
44
齒頂高
2
2
2
齒根高
2.5
2.5
2.5
齒全高
4.5
4.5
4.5
齒頂圓直徑
34
132
35
齒根圓直徑
30
124
27
中心距
=84 =84 =84
周節(jié)
6.3
6.3
6.3
基節(jié)
6
6
6
基圓直徑
29
122
25
表3.5 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm)
端面模數(shù)
2.1
2.1
2.2
2.2
2.2
2.2
2.2
2.2
1.9
1.9
端面壓力角
21.17
21.17
21.43
21.43
21.43
21.43
21.43
21.43
21.88
21.88
螺旋角
20
20
22
22
22
22
22
22
25
25
分度圓直徑
33
132
37
119.2
71.8
96.2
88.16
78.6
99.5
40.6
齒頂圓直徑
38
137
42
124
75.8
101.2
93.1
82.6
104.1
44.6
中心距
84
84
84
84
84
基圓直徑
78
120
33
115
68
91.5
83
73
94.5
35
法向基節(jié)
6
6
6
6
6
6
6
6
5.2
5.2
當量齒數(shù)
13.95
50
20.4
46.8
28.8
38.4
32.4
34.8
44.4
34.2
3.9本章小結(jié)
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(qū)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。
4 變速器主要結(jié)構(gòu)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擋齒輪端部破壞。
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(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)，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。
用移動齒輪的方法完成換擋的低檔和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在輪齒端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞[13]。
4.2輪齒強度計算
4.2.1輪齒彎曲應力計算
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=8。
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180～350M范圍，即[]=180～350M，一擋、倒擋直齒輪許用應力在400～850 M，即[]=400～850M。
圖4.1 齒形系數(shù)圖
1、一擋主從動齒輪彎曲應力
（1）一擋主動齒輪彎曲應力
===215.470919＜[]
其中
=××=72×0.96×0.96=66.3552 N·㎜=66.3552 N·m
（2）一擋從動齒輪彎曲應力
=
=
=210.9721628＜[]
其中
=××
２、二擋主從動齒輪彎曲應力
（1）二擋主動齒輪彎曲應力
===182.5205729＜[]
其中
=
（2）二擋從動齒輪彎曲應力
=
=
=222.8576195＜[]
其中
=××
３、三擋主從動齒輪彎曲應力
（1）三擋主動齒輪彎曲應力
===150.8117443＜[]
其中
=
（2）三擋從動齒輪彎曲應力
=
=
=176.0083406＜[]
其中
=××
4、四擋主從動齒輪彎曲應力
（1）四擋主動齒輪彎曲應力
===117.2980233＜[]
其中
=
（2）四擋從動齒輪彎曲應力
=
=
=136.895376＜[]
其中
=××
5、五擋主動齒輪彎曲應力
（1）五擋從動齒輪彎曲應力
===127.1444878＜[]
其中
=
（2）五擋從動齒輪彎曲應力
=
=
=129.6873776＜[]
其中
=××
4.2.2輪齒接觸應力計算
輪齒接觸應力
=0.418=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。
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
=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