轻型卡车变速器设计及建模毕业设计说明书.doc

轻型卡车变速器设计及建模系 别 机械工程系专 业机械设计制造及其自动化班 级B142142学 号B14214209姓 名郎福双指导教师程勉宏负责教师程勉宏沈阳航空航天大学北方科技学院2015年6月沈阳航空航天大学北方科技学院毕业设计（论文）摘 要变速器是用于改变发动机传送到驱动轮上的转矩和转速，是汽车总成中重要的组成部分，是主要的传动系统。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有十分重要的影响。 本次设计为中间轴式五挡手动变速器，其目的是基于机械原理、机械设计、Catia等知识的熟练运用和掌握，并利用Catia软件绘制装配图和零件图等内容。首先，对不同的变速器传动方案进行比较，选择合理的结构方案进行设计。其次，对变速器的各挡齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算，并进行了受力分析、强度和刚度校核计算,并为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。最后，本文将对变速器换档过程中的重要部件同步器以及操纵机构进行设计计算，研究同步器的类型、工作原理、设计方法以及重要参数。关键词：变速器传动比；同步器；设计计算；分析Abstract Transfer transmission is used to change the engine to the driving wheel torque and rotational speed, is an important part of the car assembly is the main drive system. Transmission structure requirements on vehicle power performance, fuel economy, reliability and portability, transmission shift control stability and efficiency, etc. All have very important influence to transfer transmission. The design for intermediate shaft type 5 manual transmission, the purpose of which is based on mechanical principles, mechanical design, using Catia knowledge skillfully use and master, and by using Catia software to draw the assembly drawing and parts drawing, etc. First of all, for different gearbox driving scheme comparison, select reasonable structure scheme design. Secondly, for the transmission of the gear and shaft and bearing block made detailed design calculation, and has carried on the stress analysis, strength and rigidity calculation, and for these components to choose the appropriate engineering material and heat treatment method. Finally, the article will be an important part in process of transmission shift - synchronizer and elaborates the operating mechanism and design calculation, about synchronizer type, working principle, design method and some important parameters.Keywords: The transmission gear ratio ; synchronizer ; Design and Calculation; Analysis符 号 表车轮滚动半径主减速比发动机最大转矩发动机额定转速汽车总质量最大驱动力滚动阻力最大上坡阻力道路滚动阻力系数汽车传动系机械效率重力加速度汽车最大爬坡度中心距系数螺旋角齿数中心距mm端面压力角变位系数和目 录1 绪论错误！未定义书签。1.1 变速器的概念和类型11.2 变速器的功用和要求11.3 本次设计目的22 变速器的总体方案设计32.1 变速器传动机构布置方案32.1.1 传动机构布置方案分析32.1.2 换挡结构形式的选择52.1.3 倒挡的形式及布置方案62.2 零件选择方案82.2.1 齿轮形式82.2.2 变速器轴承82.3 变速器操纵机构92.3.1 变速器操纵机构的功用92.3.2 变速器操纵机构基本要求93 变速器设计计算113.1 变速器主要参数的选择113.1.1 轴的结构113.1.2 轴的直径123.1.3 传动比的选择123.1.4 中心矩A143.1.5 齿轮参数143.2 各档齿数分配163.2.1 确定一档齿轮的齿数163.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数163.2.3 确定其他档位的齿数173.2.4 确定倒档齿轮的齿数173.2.5 各档齿数分配183.3 变位系数的计算183.3.1 变位齿轮传动的设计183.3.2 各挡齿轮变位系数183.3.3 齿轮变位系数分配213.4 各齿轮参数的确定213.4.1 一挡齿轮参数213.4.2 二挡齿轮参数213.4.3 三挡齿轮参数223.4.4 四挡齿轮参数233.4.5 五挡齿轮参数23 3.4.6 倒档齿轮参数243.5 计算各轴的转矩253.6 轮齿强度计算253.6.1 轮齿弯曲强度计算253.6.2 轮齿接触应的计算293.7 变速器轴强度计算与校核333.7.1 确定轴的尺寸333.8 计算各档齿轮的受力333.9 轴的设计和计算363.9.1 轴的刚度计算363.10 同步器设计403.10.1 同步器的选择403.10.2 锁环式同步器主要尺寸的确定423.10.3 同步器主要参数的确定443.10.4 同步器的计算453.11 变速器的操纵机构453.12 变速器箱体的设计474 设计结果484.1 一轴总成的CATIA图484.2 二轴零件CATIA图494.2.1 同步环494.2.2 啮合套494.2.3 同步器总成5004.2.4 齿轮514.2.5 一二轴的装配图524.3 中间轴总成的CATIA图524.3.1 中间轴齿轮524.3.2 中间轴534.3.3 中间轴总装图544.4 倒档轴总成的CATIA图554.4.1 倒档齿轮554.4.2 倒档轴总装图554.5 操纵机构总成装配图564.6 总装图574.7 Z2齿轮CAD图574.8 中间轴CAD图604.9 一轴CAD图604.10 二轴CAD图614.11 同步器毂CAD图61结束语62致 谢63参考文献641 绪论1.1 变速器的概念和类型变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶的能力。需要时，变速器还有动力传输功能。 汽车自动变速器常见的有三种型式：分别是液力自动变速器 (AT)、机械无级自动变速器(CVT)、电控机械自动变速器(AMT)。 AT是由液力变扭器、行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来实现变速变矩。其中液力变扭器是最重要的部件，它由泵轮、涡轮和导轮等构件组成，兼有传递扭矩和离合的作用。 与AT相比，CVT省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而是两组带轮进行变速传动。通过改变驱动轮与从动轮传动带的接触半径进行变速。由于取消了齿轮传动，因此其传动比可以随意变化，变速更加平顺，没有换挡的突跳感。AMT和液力自动变速器（AT）一样是有级自动变速器。它在普通手动变速器的基础上，通过加装微电脑控制的电动装置，取代原来由人工操作完成的离合器的分离、接合及变速器的选挡、换挡动作，实现自动换挡。1.2 变速器的功用和要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。变速器设计要求：1 、保证汽车有必要的动力性和经济性。2 、设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的转输。3 、设置倒档，使汽车能倒退行驶。4 、设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5 、换挡迅速、省力、方便。6 、工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡等现象发生。7 、变速器应有高的工作效率。8 、变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。1.3 本次设计目的本次设计的是轻型货车的变速器。首先在设计这个变速器时应该保证使该变速器满足其设计要求，然后根据轻型货车的特点来选取变速器传动机构方案，是采用两轴式变速器还是三轴式变速器，在本次设计中，采用三轴式变速器。因为锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，而且由于其结构的限制，转矩容量不大，因而锁环式同步器主要用于总质量不大的汽车上，而且采用同步器换挡能够减少冲击，能使换挡平稳，进而能够保证货车行驶的平稳，所以选择锁环式同步器换挡的方式，最后根据变速器的各种参数对变速器进行设计计算。通过这次毕业设计我能够学会如何设计出更经济实惠，工作可靠，性能优良，使我们的理论知识在这次毕业设计中得到很好的应用。2 变速器的总体方案设计2.1 变速器传动机构布置方案变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线（行星齿轮）式和综合式的。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。2.1.1 传动机构布置方案分析1 两轴式变速器 固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。图2.1 两轴式变速器1 第一轴；2第二轴；3同步器2 中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。图2.2 中间轴式五档变速器传动方案3 两轴式与中间轴式变速器的优缺点与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺2。两轴式变速器的各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，而中间轴式齿轮因为得经过两对齿轮才能传递动力，故相比中间轴式的变速器传动效率高，同时噪声也低。由于结构的限制，两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，齿轮和轴承的工作环境恶劣，所以易损坏。还有，两轴式变速器的一挡传动比不可能设计得很大，传递转矩的能力不是很大，两轴式变速器不适用与中型和重型货车。两轴式变速器由于只有两个轴，所以在工作时，只有一对齿轮工作，齿轮啮合过程中必然产生轴向力且不能抵消，轴和轴承既受径向力同时有受轴向力。而中间式变速器在工作时，由于有两对齿轮同时工作，这就可以抵消中间轴上的轴向力，这样就能减少轴承的负荷，延长轴承的使用寿命。基于以上的原因轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多。而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速器。因为这次设计的变速器是轻型货车，由于以上的原因，此次设计采用中间轴式变速器。2.1.2 换挡结构形式的选择目前，汽车上的机械式变速器的换档结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种。1 滑动直齿换档通常是采用滑动直齿轮换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在一档和倒档上。2 啮合套换档用啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮，制造成常啮合的斜齿轮。用啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，因此它们都不会过早损坏，但是不能消除换档冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯量增大。因此，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器。3 同步器换档现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已得到基本解决。4 防止变速器自动脱挡自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡，为了解决这个问题，除了工艺上采取措施外，可以在结构上采取以下方案：（1） 将啮合套的啮合位置错开，这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约1-3mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可以来阻止接合齿自动脱挡。（2） 将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角，使接和齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，防止自动脱挡。（3） 将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄，这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡。5 本次设计我采用的换挡形式是同步器换挡。因为同步器换挡较其他两种形式换挡时更加的迅速，并且无冲击，无噪声。使汽车行驶性、加速性、经济性得到提高，所以本次设计的轻型货车采用同步器换挡。2.1.3 倒档的形式及布置方案与前进挡比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。 图2.3倒档形式常见的倒档结构方案有以下几种：方案1.（如图2.3a）在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。方案2.（如图2.3b）此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难。方案3.（如图2.3c）此方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。方案4.（如图2.3d）此方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了方案3。方案5.（如图2.3e）此方案中，将中间轴上的一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。方案6.（如图2.3f）此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。方案7.（如图2.3g）为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。综合考虑，本次设计采用方案6的换挡方式。这样既结构简单、减低成本又能保证换挡时无噪声，无冲击。根据以上的选取，本次设计采用中间轴式五挡变速器，传动方案如下图所示：图2.4 五档变速器示意图2.2 零件选择方案2.2.1 齿轮形式1 齿轮材料选择现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表面的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能。2 齿轮失效磨损形式（1）轮齿折断齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度；增加轮齿根部厚度；加大轮齿根部过度圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过度圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力。（2）齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。（3）齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损失形式叫做胶合。2.2.2 变速器轴承变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。变速器第一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于，下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。2.3 变速器操纵机构2.3.1 变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。2.3.2 变速器操纵机构基本要求1 要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁。2 在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置。3 汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。4 要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度。5 应使驾驶员得到必要的手感。3 变速器设计计算3.1 变速器主要参数的选择3.1.1 轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图3.1所示：图3.1 变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示： 一档齿轮 倒档齿轮图3.2变速器中间轴3.1.2 轴的直径第一轴花键部分直径d(mm)初选 （3.1）式中： 经验系数，；发动机最大转矩（Nm）； 。3.1.3 传动比的选择表3.1已知汽车的数据发动机最大转矩车轮滚动半径发动机额定转速主减速比汽车总质量确定最大传动比时，要考虑三方面的问题：最大爬坡度、附着率及汽车最低稳定车速。汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时： （3.2）式中：最大驱动力；即 = Error! No bookmark name given.滚动阻力；即 = 最大上坡阻力。即 =把以上参数代入（3.2）得： （3.3）式中：发动机最大扭矩，变速器一档传动比；主传动器传动比，；汽车总质量；道路滚动阻力系数取；汽车传动系机械效率，取；重力加速度；取；驱动轮滚动半径；汽车最大爬坡度为30，即式中：汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，因为货车42后轮双胎满载时后轴的轴荷分配范围为60%68%道路的附着系数，计算时取由以上条件可算的：3.8755.158 初取一般来说，就动力性而言，挡位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，挡位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区工作的可能性，降低了油耗。所以增加挡位数会改善汽车的动力性和燃油经济性。挡数多少还影响到挡与挡之间的传动比比值。比值过大会造成换挡困难。一般认为比值不宜大于。 （3.4）式中，为常数，也就是各档之间的公比，比值过大会造成换挡困难。一般认为比值不宜大于。四挡为直接挡：，所以由，得，。可得：， =， =， ， =。3.1.4 中心矩A对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A 初选中心矩A时，可根据经验公式计算 （3.5）式中：中心距系数：；变速器一档传动比:取；变速器传动效率：取；发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）； 初取3.1.5 齿轮参数1、模数的选择遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。本次设计初选齿轮模数：直齿 斜齿2、 压力角的选择压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为提高重合度以降低噪声，应采用,，等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用或等大些的压力。实际上，因国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为。本次设计所有变速器齿轮的压力角选用3、 螺旋角选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、斜齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，工作平稳，噪声降低。随着增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于时，抗弯强度急剧下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：货车中间轴式变速器为 1826初选的螺旋角， 初选，4、齿宽b应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽。直齿：， 为齿宽系数，取 斜齿：，为齿宽系数，取 所以各个齿宽为： 3.2 各挡齿数分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的模数。3.2.1 确定一挡齿轮的齿数一档传动比 （3.6） 为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和: （3.7） 其中 、；故有。 图3.3 档变速器示意图 此处取，则可得出3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数由式（3.7）求出常啮合齿轮的传动比 （3.8）由已经得出的数据可确定 （3.9）而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 （3.10） 而根据已求得的数据可计算出： 。 （3.11） 联立可得：、。3.2.3 确定其他挡位的齿数二档传动比 （3.12） 故有 对于斜齿轮 （3.13） 故有： 联立得：。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 ；五档齿轮 。3.2.4 确定倒挡齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取4.873。取。而通常情况下，倒档轴齿轮取，此处取。由 （3.14）可计算出故可得出中间轴与倒档轴的中心距 = （3.15）而倒档轴与第二轴的中心： = 92.75mm （3.16）3.2.5 各挡齿数分配 3.3 变位系数的计算3.3.1 变位齿轮传动的设计已知中心距的设计1、标准中心距=(+)/() (3.17)2、端面压力角: =/ (3.18)3、端面啮合角 : =+(+)*/( +) (3.19) ( = ) =* / =(* / )4、确定变位系数的和： =+=( )*( +)/ (3.20)根据上式，可以求出各个齿轮的变位系数3.3.2 各挡齿轮变位系数1、一挡已知参数：,，,（1）、标准中心距： =（2）、端面压力角： （3）、端面啮合角： （4）、确定变位系数和： = =2、二挡已知参数：，,（1）、标准中心距：（2）、端面压力角： （3）、端面啮合角： （4）、确定变位系数和： = =3、三挡已知参数：，,（1）、标准中心距：（2）、端面压力角： （3）、端面啮合角： （4）、确定变位系数和： = =4、四挡已知参数：，,（1）、标准中心距： （2）、端面压力角： （3）、端面啮合角： （4）、 确定变位系数和： = =5、五挡已知参数：，,（1）、标准中心距：（2）、端面压力角： （3）、端面啮合角： （4）、齿轮变位系数和： = =3.3.3 齿轮变位系数分配 根据齿数比,得出齿数比，参照齿轮变位系数图表，选取一条斜线，以知变位系数和+，即为图表的纵坐标，可以根据以上选取的斜线和纵坐标得到横坐标，即为，进而得到。所以一档变位系数，。二档变位系数，。三档变位系数，。四档变位系数，。五档变位系数，。3.4 各齿轮参数的确定3.4.1 一挡齿轮参数已知参数：, , ，,.1、分度圆直径：= (3.21)= (3.22)3、中心距变动系数： (3.23)4、齿顶高降低系数： (3.24)5、齿顶高： (3.25)6、齿根高： (3.26)7、齿顶圆直径： (3.27)8、齿根圆直径： (3.28)3.4.2 二挡齿轮参数已知参数：, , ，,.1、分度圆直径：= (3.29) (3.30)2、啮合角： (3.31)3、中心距变动系数： (3.32)4、齿顶高降低系数： (3.33)5、齿顶高： (3.34)6、齿根高： (3.35)7、齿顶圆直径： (3.36)8、齿根圆直径： (3.37)3.4.3 三挡齿轮参数已知参数：, , ，,.1、分度圆直径：= (3.38)= (3.39)2、啮合角： (3.40)3、中心距变动系数： (3.41)4、齿顶高降低系数： (3.42)5、齿顶高： (3.43)6、齿根高： (3.44)7、齿顶圆直径： (3.45)8、齿根圆直径： (3.46)3.4.4 四挡齿轮参数已知参数：, , ，,.1、分度圆直径：= (3.47)=2、啮合角： (3.48)3、中心距变动系数： (3.49)4、齿顶高降低系数： (3.50)5、齿顶高： (3.51)6、齿根高： (3.52)7、齿顶圆直径： (3.53)8、齿根圆直径： (3.54)3.4.5 五挡齿轮参数已知参数：, , ，,.1、分度圆直径：= (3.55)=2、啮合角： (3.56)3、中心距变动系数： (3.57)4、齿顶高降低系数： (3.58)5、齿顶高： (3.59)6、齿根高： (3.60)7、齿顶圆直径： (3.61)8、齿根圆直径： (3.62)3.4.6 倒挡齿轮参数1、分度圆直径：= = =5、齿顶高： 6、齿根高： 7、齿顶圆直径： 8、齿根圆直径： 3.5 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为220N.m，齿轮传动效率98%，离合器传动效率97%，轴承传动效率94%。轴 =中间轴 =轴 一挡 = 二挡 = 三挡 = 四挡 = 五挡 = 倒挡 = 倒档轴 =3.6 轮齿强度计算3.6.1 轮齿弯曲强度计算1、 倒档直齿轮弯曲应力图3.4 齿形系数图 （3.63）式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮