長安杰勛汽車機械式變速器設計[中間軸式五檔手動變速器]-mpv車型【含CAD高清圖紙和說明書】
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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1汽車變速器選題目的及意義
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)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空檔，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有空檔，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能[1]。
汽車的使用條件頗為復雜，變化很大。如汽車的載貨量、道路坡度、路面好壞以及交通情況等。這就要求汽車的牽引力和車速具有較大的變化范圍，以及適應使用的需要。當汽車在平坦的道路上，以高速行駛時，可掛入變速器的高速檔；而在不平的路上或爬較大的坡道時，則應掛入變速器的低速檔。根據汽車的使用條件，選擇合適的變速器檔位，不僅是汽車動力性的要求，而且也是汽車燃料經濟性的要求。例如，汽車在同樣的載貨量、道路、車速等條件下行時，往往可掛入較高的變速器檔位，也可掛入較低的檔位工作。此時只是發(fā)動機的節(jié)氣門開度和轉速或大或小而已，可是發(fā)動機在不同的工況下，燃料的消耗量是不一樣的。一般變速器具有四個或更多的檔位，駕駛員可根據情況選擇合適的檔位，使發(fā)動機燃料消耗量減小。
變速器的檔位數和傳動比與發(fā)動機參數優(yōu)化匹配，可以保證汽車具有良好的動力性與經濟性。因此現代汽車變速器向著節(jié)能、環(huán)保、安全、舒適、高效、可靠方向不斷提高，結構更加簡單、緊湊，傳動效率更高。變速器的結構型式選擇、設計參數選取及設計計算對汽車的整車設計極其重要。
1.2汽車變速器研究現狀和發(fā)展趨勢
現代汽車變速器的發(fā)展十分快，不斷出現嶄新的變速器裝置。變速器技術的每次跨越都和相關學科的發(fā)展密切相關。計算機技術、自動控制技術、模糊控制、神經網絡、先進制造技術、運動仿真等為變速器的進一步發(fā)展提供了有力的保障。變速器的發(fā)展也給相關學科提出更高的理論要求，使人類的認識邁向新的、更高的境界。
汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足人們的需要。從40年代初，美國成功研制出兩檔的液力-機械變速器以來，自動變速器技術得到了迅速發(fā)展。80年代，美國已將液力自動變速器作為轎車的標準裝備。1983年時，美國通用汽車公司的自動變速器裝車率已經達到了94%。近些年來，由于電子技術和電子計算機技術的發(fā)展，自動變速器技術已經達到了相當高的水平。自動變速器與機械式變速器相比，具有許多不可比擬的優(yōu)勢：提高發(fā)動機和傳動系的使用壽命；提高汽車的通過性；具有良好的自適應性；操縱更加方便[2]。
機械式變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級”)。比如，一檔變速比是3.85, 二檔是2.55, 再到五檔的0.75, 這些數字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有5個值(即有5級)，所以說它是有級變速器。曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，機械式變速器會在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，機械式變速器不會過早的離開。首先，從商用車的特性上來說，機械式變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是機械式變速器。從我國的具體情況來看，機械式變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷較深的司機都是用機械式變速器的，他們對機械式變速器的認識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現實的。雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍，但是大多數年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時機械式變速器帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄機械式變速器。另外，現在在我國的汽車駕駛學校中，教練車都是機械式變速器的，除了經濟適用之外，關鍵是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調性。第三，隨著生活水平的不斷提高現在轎車已經進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經濟型轎車最為合適，機械式變速器以其自身的性價比配套于經濟型轎車廠家，而且經濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等國內廠家的經濟型轎車都是機械式變速器的車，它們的各款車型基本上都是5檔機械式變速器。
早期的汽車傳動系，從發(fā)動機到車輪之間的動力傳動形式是很簡單的。1892年法國制造出第一輛帶有變速器的汽車。1921年英國人赫伯特·福魯特采用耐用的摩擦材料進一步完善了變速器的性能?，F代汽車變速器是1894年由法國人路易斯·雷納·本哈特和艾米爾·拉瓦索爾推廣使用的。目前為止，變速器經歷了幾個發(fā)展階段，主要為：
1．手動變速器
手動變速器主要采用齒輪傳動的降速原理。變速器內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換檔工作，也就是通過操縱機構使變速器內的不同的齒輪副工作。手動變速器又稱手動齒輪式變速器，含有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達到變速變矩的目的。手動變速器的換檔操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結構簡單、故障率相對較低、價廉物美。
2．自動變速器
自動變速器是根據車速和負荷（油門踏板的行程）來進行雙參數控制，檔位根據上面的兩個參數來自動升降。自動變速器與手動變速器的共同點，就是二者都屬于有級式變速器，只不過自動變速器可以根據車速的快慢來自動實現換檔，可以消除手動變速器“頓挫”的換擋感覺。
自動變速器是由液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱機構組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩的目的。
3．無級變速器
無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別，是它省去了復雜而又笨重的齒輪組合變速傳動，而只用了兩組帶輪進行變速傳動。無級變速器結構比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現速比的無級變化。
4．無限變速式機械無級變速器（IVT）
無限變速式機械無級變速器與其它自動變速器的差別之一是不使用變矩器。變矩器的作用是通過油液介質將發(fā)動機動力傳遞給變速器，它的傳遞效率通常只有80%。IVT由于不使用變矩器，與其它變矩器比較，IVT具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工藝復雜造價高昂的金屬傳送帶、結構簡單、成本低等一系列優(yōu)點，加上傳遞扭矩大，長時間使用也不會過度發(fā)熱，不但使用于轎車，也使用于越野車，是一種新型變速器。
汽車變速器的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部分，其技術的發(fā)展，是衡量汽車技術水平的一個重要依據?，F代汽車變速器的發(fā)展趨勢，是向著可調自動變速器或無級變速器的方向發(fā)展。
自動變速器多檔化雖能擴大自動變速的范圍，但它并非安全迅速。理想的無級變速器是在整個傳動范圍內能連續(xù)的、無檔比的切換變速比，是變速器始終按最佳換檔規(guī)律自動變速。無級化是對自動變速器的理想追求。
現代無級變速器傳動效率提高，變速反應快、油耗低。隨著電子技術的發(fā)展，變速器的自動控制進一步完善，在各種使用工況下能實現發(fā)動機與傳動系的最佳匹配，控制更加精確、有效，性能價格比大大提高。無級變速器裝有自動控制裝置，行車中可以根據車速自動調整檔位，無需人工操作，省去了換檔及踩踏離合器踏板的操作。其不足之處在于價格昂貴、維修費用很高，而且使用起來比手動檔車費油，尤其是低速行駛或堵車中走走停停時，更會增大油耗。
當今世界各大汽車公司對無級變速器的研究都十分活躍。不久的將來，隨著電子控制技術的進一步完善，電子控制式的無級變速器可望得到廣泛的發(fā)展和應用。
1.3汽車變速器設計內容
本次設計主要是依據參考參數，通過對變速器各部分參數的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的手動5檔變速器。本設計主要完成下面一些主要工作：
1．參數計算。包括變速器傳動比、中心距、齒輪參數、各檔齒輪齒數的分配計算；
2．變速器齒輪設計計算。齒輪的強度計算及材料選擇、齒輪強度計算及檢驗；
3．變速器軸設計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結構設計、軸的強度計算；
4．變速器軸承的選擇及校核；
5．同步器的設計選用；
6．變速器操縱機構的設計選用；
7．變速器箱體的結構設計。
第2章 變速器傳動機構布置方案
2.1變速器傳動機構布置方案分析
機械式變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。
通常，有級變速器具有三個、四個、五個前進檔；重型載貨汽車和重型越野車則采用多檔變速器，其前進檔位數多大6～16個甚至20個。
變速器檔位的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經濟性和平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但檔位數的增多也使變速器的尺寸及質量增大，結構復雜，制造成本提高，操縱也復雜。當采用手動的機械式操縱時，要實現迅速、無聲換檔，對于多于5個前進檔得變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數上限為5檔。多于5個前進檔將使操縱機構復雜化，或者需加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定的行駛工況[3]。
某些轎車和貨車的變速器，采用僅在良好的路面和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于1（約為0.7～0.8）的超速檔，可充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。
有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括齒輪副的數目、齒輪的轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。
2.1.1兩軸式變速器和中間軸式變速器的特點分析
1. 兩軸式變速器
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，兩軸式變速器因軸和軸承數少，所以結構簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲低。因兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結構限制，其一檔速比不能設計的很大。對于前進檔，兩軸式變速器輸入軸的傳動方向與輸出軸的傳動方向相反。
2．中間軸式變速器
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客車上。變速器第一軸的前端經軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設有離合器的從動盤上，而第二軸的末端經花鍵與萬向節(jié)連接。
變速器一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉矩。因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此，在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸變速器的另一個優(yōu)點。其缺點是：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低[3]。
2.1.2變速器倒檔布置方案
變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上的作用力也增大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一檔與倒檔，都應該布置在靠軸的支承處，然后按照從低檔到高檔的順序布置各檔齒輪，這樣既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配[3]。
倒檔設計在變速器的左側或右側在機構上均能實現，不同之處是掛倒檔時駕駛員移動變速桿的方向改變了。為了防止意外掛入倒檔，一般在掛倒檔時設有一個掛倒檔時需克服彈簧所產生的力，用來提醒駕駛員注意。
2.1.3傳動機構布置中齒輪的安排
常用檔位的輪齒因接觸應力過高而易造成表面點蝕損壞。將高檔布置在靠近軸的兩端支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小，齒輪可保持較好的嚙合狀態(tài)，以減少偏載并提高齒輪壽命[3]。
2.2變速器零、部件結構方案分析
2.2.1變速器的齒輪形式
變速器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)、作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時工藝復雜，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檔和倒檔。
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2.1）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，為花鍵內徑。
圖2.1 變速器齒輪尺寸控制圖
齒輪表面粗糙度數值降低，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范圍內選用。要求齒輪制造精度不低于7級[1]。
2.2.2變速器自動脫檔
自動脫檔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，都會導致自動脫檔。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]：
1．將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖2.2a所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的1～3。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檔。
2．將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6），這樣，換檔后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫檔，如圖2.2b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檔的軸向力，如圖2.2c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檔的效果。
a） b) c)
圖2.2防止自動脫擋的機構措施
2.3本章小結
本章主要對變速器傳動機構進行分析并選擇變速器的布置方案、倒檔的布置方案。對變速器零、部件的結構進行分析，對傳動機構的齒輪進行布置，介紹了變速器的自動脫檔，為下面的設計過程作鋪墊。
第3章 變速器主要參數的選擇
3.1變速器檔位數和傳動比
3.1.1變速器檔位數的確定
對不同類型的汽車，其檔位數也不盡相同。增加變速器的檔數，能夠改善汽車的動力性和燃油經濟性以及平均車速。檔數越多，變速器的結構越復雜，并且使輪廓尺寸和質量加大，同時操縱機構復雜，而且在使用時換檔頻率增高并增加了換檔難度。
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3.5～10.0的貨車多采用五檔變速器，載質量在4.0～8.0的貨車多采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上[3]。
長安杰勛汽車的主要技術參數見表3.1。
表3.1 長安杰勛汽車的主要技術參數
發(fā)動機最大功率
112
車輪型號
195/65 R15
發(fā)動機最大轉矩
192
最大功率時轉速
5500~6000r/min
最大轉矩時轉速
4000~4500r/min
最高車速
195km/h
3.1.2主減速比的確定
(3.1)
式中：——汽車行駛速度（）；
——發(fā)動機轉速（）；
——車輪滾動半徑（）；
——變速器傳動比；
——主減速器傳動比。
(3.2)
式中：——發(fā)動機最大扭矩（）；
——發(fā)動機最大功率（）；
——發(fā)動機最大功率轉速（）；
——轉矩適應系數=1.1～1.3
(3.3)
式中：——發(fā)動機最大扭矩轉速
已知：最高車速==；最高檔為直接檔，傳動比=1；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格=0.317(m)；發(fā)動機最大扭矩轉速=4000 ()；發(fā)動機最大功率轉速=5500 ()；由公式（3.1）得到主減速器傳動比：
3.1.3 變速器各檔傳動比的確定
在選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等綜合考慮來確定。
汽車爬坡時車速不高，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：
(3.4)
一般貨車的最大爬坡度約為30%，即=16.7°，則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為：
(3.5)
式中：——汽車總質量，；
——重力加速度，；
——滾動阻力系數，；
——驅動車輪的滾動半徑，m；
——發(fā)動機最大轉矩，；
——主減速比，；
——汽車傳動系的傳動效率，。
將各數據代入式(3.5)中得：
根據驅動車輪與路面的附著條件：
(3.6)
可求得變速器一檔傳動比為：
(3.7)
式中：——汽車滿載靜止與水平路面時驅動橋給地面的載荷，因為乘用車發(fā)動機前置前驅動的軸荷分配范圍為47%～60%，所以=1485×9.8
×55％=8004.15
——道路的附著系數，計算時取
通過以上計算可得到2.34＜＜3.41，國產汽車中，轎車變速器傳動比變化范圍是3～4，中、輕型貨車約為5～6，其他貨車在7以上。所以，取。
變速器各檔傳動比之間的關系基本是幾何級數,故相鄰檔位傳動比比值就是幾何級數的公比；但是實際上與理論值略有出入，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(fā)動機參數的合理匹配。
此變速器的最高檔為直接檔，其傳動比為1.0，一檔傳動比初選為3.4，中間各檔的傳動比按理論公式 （其中n為檔位數）求得公比。
因為，所以：
3.2變速器中心距的確定
對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距；對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸線之間的距離稱之為變速器中心距。它是一個基本參數，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外，受一檔小齒輪齒數不能過少的限制，要求中心距也要取大些。還有，變速器中心距取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞[3]。
中間軸式變速器的中心距（）的確定
初選中心距，可根據下述經驗公式計算
(3.8)
式中：——中心距系數，乘用車： ，商用車：
——發(fā)動機的最大轉矩()；
——變速器一擋傳動比；
——變速器的傳動效率，取96%；
將各數代入式(3.8)中得
初選中心距=78。
乘用車變速器的中心距在60~80范圍內變化，而商用車變速器的中心距在80~170范圍內變化。
3.3變速器的外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）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、換檔機構形式以及齒輪形式。
乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）。
商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數據選用：
四檔 （2.2～2.7）
五檔 （2.7～3.0）
六檔 （3.2～3.5）
此變速器為五檔，故外形尺寸為（2.7～3.0）=210.6～234。
3.4變速器的齒輪參數的確定
3.4.1齒輪齒數
確定變速器齒輪齒數時，應考慮：
1．盡量符合動力性、經濟性等對各檔傳動比的要求；
2．最少齒數不應產生根切。通常，變速器中間軸一檔齒輪是齒數最少的齒輪，此齒輪不應產生根切，而且齒根圓直徑應大于中間軸直徑；
3．互相嚙合的齒輪，齒數間不應有公因數，速度高的齒輪更應注意這點；
4．齒數多，可降低齒輪傳動的躁聲。
3.4.2齒輪模數
齒輪模數由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。選擇模數時應考慮到當增大齒寬而減小模數時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質量，則應增大模數并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應重視減小質量。
根據圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出齒輪模數與彎曲應力之間有如下關系：
直齒輪模數
(3.9)
式中：——計算載荷，；
——應力集中系數，直齒齒輪取1.65；
——摩擦力影響系數，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9；
——齒輪齒數；
——齒寬系數，直齒齒輪取4.4～7.0；
——齒形系數；
——輪齒彎曲應力，當時，直齒齒輪的許用應力MPa。
斜齒輪法向模數
(3.10)
式中：——計算載荷，；
——應力集中系數，斜齒齒輪取1.5；
——斜齒螺旋角；
——摩擦力影響系數，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9；
——齒輪齒數；
——齒寬系數，斜齒齒輪取7.0～8.6；
——齒形系數；
——輪齒彎曲應力，當時，對乘用車變速器斜齒齒輪的許用應力MPa，商用車變速器斜齒齒輪的許用應力MPa。
從輪齒應力的合理性及強度考慮,每對齒輪應有各自的模數,但出于工藝考慮，模數應盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案[3]。
表3.2給出了汽車變速器齒輪模數范圍。
表3.2汽車變速器齒輪的法向模數（）
車型
乘用車的發(fā)動機排量
貨車的最大總質量
1.0＞V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14.0
＞14.0
模數
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50～6.00
設計時所選模數應符合國標GB1357-78規(guī)定（表3.3）并滿足強度要求。
表3.3 汽車變速器常用齒輪模數（）
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
—
選取齒輪模數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，就可以增加齒輪的齒數，同時增加齒寬可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，同時增加齒寬；為使質量小些，應增加模數，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數，而從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數應選得小些；變速器低檔齒輪應選用大些的模數，其他檔選用另一種模數。少數情況下，汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數[1]。
嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0的貨車為2.0～3.5；總質量大于14.0的貨車為3.5～5.0。選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換檔。
由表3.1和表3.2并且參照同類車型選取模數
3.4.3齒形、壓力角及螺旋角
壓力角較小時，重合度大并降低了齒輪剛度，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，可提高齒輪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°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選用14.5°、15°、16°、16.5°等于小些得壓力角；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。
斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意它對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪的嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒輪的強度也相應提高。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角，以15°~25°；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。
斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同檔位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應取為左旋。軸向力經軸承蓋作用到殼體上。一檔和倒檔設計為直齒時，在這些檔位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因為這些檔位使用得少，所以也是允許的)，而此時第二軸則沒有軸向力作用。
根據圖3.1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件
(3.11)
由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足
(3.12)
式中：，為軸向力，，為圓周力，，為節(jié)圓半徑，為中間軸傳遞的轉矩。
圖3.1中間軸軸向力的平衡
最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數或齒數和不同等原因而造成的中心距不等現象得以消除[1]。
斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用：
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°
貨車變速器：18°～26°
汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表3.4選取。
表3.4 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
，，，
～
一般貨車
GB1356-78規(guī)定的標準齒形
～
重型車
GB1356-78規(guī)定的標準齒形
低檔、倒檔齒輪，
小螺旋角
3.4.4齒寬
在選擇齒寬時，應該注意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少質量，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。
通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬：
直齒，為齒寬系數，取為4.5～8.0；
斜齒，取為6.0～8.5。
采用嚙合套或同步器換檔時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4。
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數可取大些，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。對于模數相同的各檔齒輪，檔位低的齒輪的齒寬系數取的稍大。
3.4.5齒頂高系數
齒頂高系數對重合度、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，規(guī)定齒頂高系數取為1.00。
3.4.6齒輪的修正
為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進行修正。修正的方法有三種：加工時改變刀具與齒輪毛坯的相對位置，又稱變位；改變刀具的原始齒廓參數；改變齒輪齒廓的局部漸開線，又稱修形。
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(yōu)點，又避免了其缺點。
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(huán)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及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。
總變位系數越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。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，對于變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其它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[1]。
3.5變速器各檔齒輪齒數的分配
圖3.2變速器傳動示意圖
在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的檔數、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。
3.5.1確定一檔齒輪的齒數
一檔齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數=2.75，初選螺旋角=30°, 中間軸一檔齒輪齒數可在15-17之間選取，貨車可在12-17之間選用。取17，一檔齒輪為斜齒輪。
常嚙合傳動齒輪副的傳動比為: (3.13)
為了求、的齒數，先求其齒數和
斜齒: (3.14)
==49.127，取整為49
即==49-17=32
3.5.2對中心距進行修正
因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數分配的依據。
==77.79，取整為=78。
對一檔齒輪進行變位：
確定實際螺旋角：
端面分度圓壓力角：
端面嚙合角：
中心距變動系數λn：
變位系數之和：
查變位系數線圖得：
齒頂高變動系數σn：
計算一檔齒輪9、10參數：
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒全高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
基圓直徑：
節(jié)圓直徑：
當量齒數：
3.5.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數
常嚙合齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數=2.75，初選螺旋角=28°。
由式(3.13)求出常嚙合傳動齒輪的傳動比
(3.15)
常嚙合傳動齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，即
(3.16)
取整為=19，=31，則：
對常嚙合齒輪進行變位：
確定實際螺旋角：
理論中心距：
端面分度圓壓力角 ：
端面嚙合角 ：
中心距變動系數λn：
變位系數之和：
查變位系數線圖得：
齒頂高變動系數σn：
計算常嚙合齒輪1、 2參數：
分度圓直徑:
齒頂高:
齒根高:
齒全高:
齒頂圓直徑:
齒根圓直徑:
基圓直徑：
節(jié)圓直徑：
當量齒數:
3.5.4確定其他各檔的齒數
1．二檔齒輪為斜齒輪，模數=2.75，初選=26°
(3.17)
(3.18)
取整為=31，=20
對二檔齒輪進行變位：
確定實際螺旋角：
理論中心距：
端面分度圓壓力角 ：
端面嚙合角 ：
中心距變動系數λn：
變位系數之和：
查變位系數線圖得：
齒頂高變動系數σn：
計算二檔齒輪7、8參數：
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒全高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
基圓直徑：
節(jié)圓直徑：
當量齒數：
2．三檔齒輪為斜齒輪，模數=2.5，初選=25°
(3.19)
(3.20)
取整為=30，=27
對三檔齒輪進行變位：
確定實際螺旋角：
理論中心距：
端面分度圓壓力角：
端面嚙合角：
中心距變動系數λn：
變位系數之和：
查變位系數線圖得：
齒頂高變動系數σn：
計算三檔齒輪5、6參數：
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒全高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
基圓直徑：
節(jié)圓直徑：
當量齒數：
3．四檔齒輪為斜齒輪，模數=2.5，初選=25°
(3.21)
(3.22)
取整為=26，=31
對四檔齒輪進行變位：
確定實際螺旋角：
理論中心距：
端面分度圓壓力角 ：
端面嚙合角 ：
中心距變動系數λn：
變位系數之和：
查變位系數線圖得：
齒頂降低系數σn：
計算四檔齒輪3、4參數：
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒全高：
基圓直徑：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
節(jié)圓直徑：
當量齒數：
3.5.5確定倒檔齒輪齒數
倒檔齒輪選用直尺圓柱齒輪，倒檔齒輪選用的模數為3，倒檔齒輪的齒數一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒檔軸的中心距。初選=23，=16，則：
=
=58.5
為保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為
=2×78－3×(16+2)－1=101
=31.66
為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應保持有0.5以上的間隙，取=31
計算倒檔軸和第二軸的中心距：
=
=81
計算倒檔傳動比：
=3.16
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒全高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
3.6變速器齒輪的設計及校核
3.6.1 齒輪的壞損形式
變速器齒輪的損壞形式主要有三種：齒輪折斷、齒面點蝕、齒面膠合。
齒輪折斷有兩種情況，一種是齒輪受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導致齒輪斷裂，這種破壞的斷面為粗粒狀。另一種是受到多次重復載荷的作用，齒根受拉面的最大應力區(qū)出現疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度后，齒輪突然折斷。
齒面點蝕是閉式齒輪傳動經常出現的一種損壞形式。因閉式齒輪傳動齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產生大量與齒面成尖角的小裂縫。面裂縫中充滿了潤滑油，嚙合時，由于齒面互相擠壓，裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現大量扇形小麻點，這就是齒面點蝕現象。
高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸壓力大，使齒面間滑動油模破壞，兩齒面間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘聯(lián)，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。在汽車變速器齒輪中，膠合損壞情況不多。
3.6.2輪齒的強度計算
汽車的變速器齒輪使用條件是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、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，采用剃齒或磨齒精加工，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。
1. 輪齒彎曲應力
(1)直齒輪彎曲應力公式為：
(3.23)
式中：——彎曲應力(MPa)；
——圓周力(N)，；
——計算載荷()；
——節(jié)圓直徑()；
——應力集中系數，可近似取=1.65；
——摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向對彎曲應力的影響也不同，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；
——齒寬()；
——端面齒距()，；
——模數；
——齒形系數，如圖3.3所示。
因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數，所以將上述有關參數代入式后得：
(3.24)
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒檔直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa范圍，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力取下限。
(2)斜齒彎曲應力公式為：
(3.25)
式中：——圓周力()，；
——計算載荷()；
——節(jié)圓直徑()，，
——法向模數()，——齒數， ——斜齒輪螺旋角()；
——應力集中系數，；
——齒面寬()；
——法向齒距()，；
——齒形系數，可按當量齒數在圖3.3中查得；
——重合度影響系數，。
將上述有關參數代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應力公式為：
(3.26)
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa范圍。
圖3.3 齒形系數圖
2. 輪齒接觸應力
(3.27)
式中：——輪齒的接觸應力（MPa）；
——齒面上的法向力（N），；
——端面內分度圓切向力，；
——計算載荷()；
——節(jié)圓直徑()；
——節(jié)點處壓力角()；
——齒輪螺旋角()；
——齒輪材料彈性模量(MPa)，=2.1×10 ；
——齒輪接觸實際寬度()；
，——主動及被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑()，
其中：斜齒輪——，；
直齒輪——，。
、 ——主動及被動齒輪節(jié)圓半徑()。
其中：斜齒輪——，直齒輪——
所以：斜齒輪——，；
直齒輪——，。
——斜齒輪法向模數
——直齒輪模數
——斜齒輪當量齒數
——直齒輪齒數
將所有參數帶入式(3.27)得：
斜齒輪 (3.28)
直齒輪 (3.29)
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見表3.5。
表3.5 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
1900～2000
950～1000
常嚙合齒輪和高檔
1300～1400
650～700
3.7計算各軸的轉矩
發(fā)動機最大扭矩為192N·m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。
Ⅰ軸： ==192×99%×96%=182.48
中間軸：==182.48×96%×99%×31/19=282.96
Ⅱ軸： 一檔=282.96×0.96×0.99×32/17=506.21
二檔=282.96×0.96×0.99×31/20=416.83
三檔=282.96×0.96×0.99×30/27=298.81
四檔=282.96×0.96×0.99×26/31=225.55
倒檔
=470.64
倒檔軸： =282.96×0.96×0.99×23/16=386.58
3.8各檔齒輪的強度計算
1．計算一檔斜齒輪9，10的彎曲應力
=32，=17，=0.137，=0.166，=506.20，=282.96，=30°，=2.75，=8.0
=
=287.11MPa<180～350MPa
=
=249.33MPa<180～350MPa
2．計算二檔斜齒輪7，8的彎曲應力
=31，=20，=0.141，=0.158，=416.83，=282.96，=26°，=2.75，=8.5
=
=231.62MPa<180～350MPa
=
=217.49MPa<180～350MPa
3．計算三檔斜齒輪5，6的彎曲應力
=30，=27，=0.131，=0.153，=298.81，=282.96，=25°，=2.5，=8.0
=
=263.35MPa<180～350MPa
=
=237.24MPa<180～350MPa
4．計算四檔斜齒輪3，4的彎曲應力
=26，=31，=0.128，=0.152，=225.55，=282.96，=25°，=2.5，=8.0
=
=234.74MPa<180～350MPa
=
=207.99MPa<180～350MPa
5．常嚙合齒輪1，2的彎曲應力
=19，=31，=0.163，=0.132，=192，=282.96，=30°，=2.75，=8.0
=
=154.16MPa<180～350MPa
=
=171.95MPa<180～350MPa
6．計算倒檔直齒輪11，12，13的彎曲應力
=31，=16，=23，=0.143，=0.126，=0.132，=3，=8.0，=470.64，=282.96，=386.58
=464.91MPa<400～850MPa
=
= 751.20MPa<400～850MPa
=
=681.49MPa<400～850MPa
7．計算一檔斜齒輪9，10的接觸應力
=32，=17，=506.20，=282.96，=30，=8.0，=2.75
=14.15
=
=1508.25MPa<1900～2000MPa
=
=1547.08MPa<1900～2000MPa
8．計算二檔斜齒輪7，8的接觸應力
=31，=20，=416.83，=282.96，=26，=8.5，=2.75
=21.99
=14.19mm
=
=1361.73MPa<1300～1400MPa
=
=1396.86MPa<1300～1400MPa
9．計算三檔斜齒輪5，6的接觸應力
=30，=27，=298.81，=282.96，=25，=8.0，=2.5
=17.82mm
=16.04mm
=
=1357.99MPa<1300～1400MPa
=
=1393.00MPa<1300～1400MPa
10．計算四檔斜齒輪3，4的接觸應力
=26，=31，=225.55，=282.96，=25，=8.0，=2.5
=15.33
=18.27
=
=1283.11MPa<13
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