基于UG的变速器设计.docx

黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要 变速器是汽车重要核心部件，传动系更是汽车不可分割的一部分。其作用是在原地爬坡、起步、转弯、加速各种行驶的工况之下，使汽车获得不同的牵引力及速度，同时使发动机处在最有利的工况范围内工作运转。手动机械式变速器是传统的汽车传动系统，由于其结构简单、体积小、制造成本不高、便于装配以及修理，传动效率高等优点，一直沿用至今。变速器的性能已经直接体现出整车性能的高低，尤其是燃油经济性的好坏。所以变速器的设计质量的好坏一直是汽车行业竞争的焦点。随着汽车工业的发展，并且要求变速器具有较小的尺寸以及良好性能。本设计在给定QL1040发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算。并在CAD，UG软件平台上，对相关零部件进行二维，三维模型创建。关键词：轻型货车；变速器；齿轮；同步器；轴；设计；UG。黑龙江工程学院本科生毕业设计ABSTRACTAs the transmission system of the important core of the automobile, transmission is an inseparable part of the automobile. the purpose is an earth to start and climb various condition that drove works, such as ascent, turn and acceleration.etc. at first down,make different travtive force of autocar acquisition and velocity, make the engine work in the most beneficial work condition range at the same time. Mechanical transmission is a traditional manual transmission car, because of its simple structure, small size, low manufacturing cost, ease of assembly and repair, high transmission efficiency, are still in use. Transmission performance of the vehicle directly reflects the level of performance, especially fuel economy is good or bad. Therefore, the design of transmission quality has been the focus of competition in the automotive industry.Along with the development of the automobile industry ,the trend of car transmission designing is to increase it stransmission power and decrese its weight ,and hope have smaller size and excellent performance. In conditions that knowing theQL1040 engine output torque , speed of engine and maximum speed of vehicles , maximum degree , focus on the designing of transmission gear structural parameters , axis geometry design computation ; as well as the transmission and drive program structure design。Using CAD, UG software, the relevant parts for two-dimensional, three-dimensional model created。 Keywords: light truck; transmission;gear;synchronization;shaft; design; UG。目 录摘要1Abstract1第1章 变速器传动方案确定11.1 目的意义11.2 国内外现状研究 21.3 研究的基本内容拟解决的主要问题21.4 变速器的设计要求3第2章 变速器传动方案确定42.1变速器传动机构分析52.2倒档布置方案62.3变速器操纵机构72.3.1 远距离操纵手动换挡变速器72.3.2 直接操纵式手动换挡变速器72.3.3 直接换挡变速器172.4典型的操纵机构及互锁装置72.4.1 换挡机构82.4.2 防脱档设计82.5零、部件结构方案分析92.5.1 齿轮形式92.5.2 变速器轴92.5.3 变速器轴承选择102.6本章小结12第3章 变速器主要参数的选择143.1 已知变速器参数143.2 变速器各档传动比与中心距确定143.2.1 主减速器传动比的确定173.2.2 最低档传动比计算173.2.3 变速器各档速比确定173.2.4 中心距的选择 173.2.5 变速器的外形尺寸173.3 齿轮参数173.3.1 模数的选取 173.3.2 压力角 183.3.3 螺旋角 183.4 齿宽计算183.5 各挡齿轮齿数的分配183.5.1 确定一挡齿轮的齿数183.5.2 对中心距进行修正193.5.3 重新确定一挡齿轮的齿数193.5.4 确定常啮合传动齿轮副的齿数193.5.6 确定其它各挡的齿数203.5.7 确定倒挡的齿数203.6 变速器齿轮的几何尺寸计算213.6.1 直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算213.6.2 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算233.6.3 根据以上公式计算各齿轮参数243.7 变速器轮齿强度计算253.7.1 计算各齿轮传递的轴的扭矩253.7.2 齿轮弯曲强度计算263.7.3 齿轮接触应力计算283.8 变速器齿轮的材料及热处理323.9 本章小结33第4章 变速器轴设计计算344.1 轴的功用及要求344.2 轴尺寸的初选344.3 轴的结构形状354.4 轴的强度和刚度的计算364.5 本章小结40第5章 变速器箱体设计415.1 轴的结构形状415.2 本章小结42第6章 基于UG平台的三维创建426.1齿轮建模426.1.1 直齿轮的建模426.1.2 斜齿轮的建模426.2 轴的建模506.3 箱体的建模536.4 轴承的建模556.5 变速器装配体的建模状556.5.1 UG装配模块功能简述576.5.2 添加已有组件到装配体576.5.3 在装配中定位组件586.5.4 装配综合实例596.6 本章小结 60结 论61参考文献61致 谢631第1章 绪 论1.1 目的意义21世纪，汽车工业已经成为中国经济发展的主要支柱产业之一，汽车企业对各部件的设计需求逐渐旺盛。随着汽车工业的发展迅猛，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的主要趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一，变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，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。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。可以说，变速器是伴随着汽车工业出现的必然产物，是汽车上的必需品。在完成了最基本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。 本毕业设计是利用CAD及UG技术来完成QL1040汽车变速器的建模，原理分析。通过本次毕业设计，不仅可以巩固所学的知识，还可以培养运用所学专业理论知识的能力，同时提高了应用UG等仿真软件的能力，因而是一次很好的理论和实践相结合的锻炼机会。本次毕业设计源于生产实际，对于我们今后从事实际技术工作有很大的帮助，有利于我们掌握总成及零部件的建模仿真的过程和要点，熟悉UG，CAD等软件在实际生产中的应用步骤，为日后的工作打下一个坚实的基础！变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，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。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。在完成了最基本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。虽然自动变速器在近年来有很大发展,但手动机械变速器在汽车传动中仍占有很大比例,商用运输车辆,特别是长途运输车辆,因为所需挡位多,速比范围大,故多采用手动机械变速器,所以在我国相当长的时间里,手动机械变速器会占很高的比例，尤其是在发动机前置后驱的货车和商用车上。 近年来，随着车辆技术的进步和车辆密度的加大，对变速器的性能要求也越来越高。众多的汽车工程师在改进汽车变速器性能的研究中倾注了大量的心血。使变速器技术得到飞速的发展。机械式变速器是目前使用最为广泛的汽车变速器。虽然它有诸多缺点，如换挡冲击大，体积大，操作麻烦等；但是它也有很多优点，如传动效率高，工作可靠，寿命长，制造工艺成熟和成本低等。所以如果能改善机械式变速器上述的缺点，它还是有很大的发展空间的。如果在减小机械式变速器的体积和提高传动平稳性两方面做一些研究，就可以解决这些问题。1.2 国内外研究现状本次研究的对象是QL1040汽车变速器，为三轴五档手动机械式变速器，整车采用发动机前置后驱，这样的有点有很多：轴荷分配合理，有利于提高轮胎的使用寿命；前轮不驱动，因而不需要采用等速万向节，并有利于减少制造成本；换挡操纵机构简单；上坡行驶时，因驱动轮上的附着力增大，故爬坡能力强；因变速器与主减速器分开，故拆装、维修容易。变速器采用全同步换挡，能够保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，操纵容易，从而提高汽车的加速性、经济性和行驶安全性，驾驶的乐趣性也比较好。我国的汽车及各种车辆的零部件产品在性能和质量上和发达国家存在着一定的差距，其中一个重要原因就是设计手段落后，发达国家在机械产品设计上早已进入了分析设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计、可靠性设计等应用到产品设计中，采用CAD,UG等系统在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查，实现三维设计，大大地提高产品设计的一次成功率，减少了试验费用，缩短了产品更新周期。UG作为三维制造设计系统，是一套由设计到生产的机械自动化软件，其功能强大，用途广泛，是新一代CAD/CAM系统软件。 UG的主要特征有：3D实体模型；基于特征的参数化实体建模；单一数据库；机构设计技术；行为建模技术；NC加工；强大的装配功能；二次开发技术等。通过查找相关资料，阅读大量文献，掌握制变速器计的基本要求和步骤，及对变速器总成的相关设计方法，学会用AUTO CAD,UG等绘图软件进行基本的二维和三维的建模和制图。1.3 研究的基本内容，拟解决的主要问题对给定的QL1040变速器传动机构布置方案，变速器主要参数的选择，变速器齿轮齿数的计算，变速器齿轮的设计与计算，变速器轴的设计计算，同步器设计，变速器结构原元件，变速器壳体，进行设计。同时对关键零件进行扭，弯校核，保证零件设计的强度和刚度。具体如下：（1） 基本数据的确定；（2） 传动方案的确定；（3） 变速器主要零件结构方案的确定；（4） 变速器主要参数的选择；（5） 变速器齿轮的设计计算及弯曲强度接触强度校核；（6） 同步器主要尺寸的确定；（7） 轴的设计及校核轴承选择以及寿命计算；（8） 变速箱体的设计。拟解决的主要问题： （1） 变速器倒档齿轮齿数的计算，及校核；（2） 变速器轴的设计与校核；（3） 变速器轴承选用哪一种可以既满足工作条件又可以获得较长的使用寿命；（4） 变速器同步器的选择和主要参数计算。1.4变速器的设计要求（1）保证汽车有必要的的动力性和经济性；（2）设置不同挡位，满足用来调整与切断发动机动力向驱动轮的传输并使汽车能倒退行驶；（3）工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡，以及换挡冲击等现象出现；（4）工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；（5）在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长2。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器又提出如下的设计要求：（1）正确的选择变速器的档位数和传动比，并使之与发动机参数及主减速比做优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性；（2）设置空挡，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶；（3）操作简单、准确、轻便、迅捷；（4）传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声；（5）制造工艺性好、造价低廉、维修方便；（6）贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规；（7）需要时应设置动力输出装置；（8）体积小、质量小、承载能力强、使用寿命长、工作可靠。第2章 变速器传动方案确定2.1变速器传动机构分析两轴式变速器和中间轴式变速器，是机械式变速器传动机构布置的主流方案。在发动机前置前驱动的汽车上，多采用两轴式变速器。与中间轴变速器比较，它具有轴和轴承数少，轮廓尺寸小、结构简单、易布置等优点。除此之外，各中间档因只经过一对齿轮传递动力，故传动噪声小，效率高。但两轴式变速器无法设置其直接档，所以在工作时轴承和齿轮均承载，工作时噪声大且容易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器的输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车多用中间轴式变速器。其优点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。由于此次设计的QL1040汽车为发动机前置后轮驱动的汽车，且布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求耐用，噪声小，故选用中间轴轴式变速器作为传动方案，选择五档变速器，总体结构采用三轴式，壳体为三段组合，操纵系统采用拨叉式换档操纵系统。这种总体结构一个显著特点:机匣采用分段式，而不采用剖分式。主要考虑作为基本型匹配不同的发动机时，只要改变前段机匣就可安装不同的发动机，这样改动的零件较少，可以设计不同联结尺寸的前机匣和不同的发动机匹配，而变速器的大部分不发生改变，这比上下合拢式结构具有明显的优势，有利于研制系列变形产品。其传动方案如下图2.1：图2.1传动方案简图2.2倒挡布置方案常见的倒档布置方案如图2.2所示。与前进挡相比，倒档使用频率并不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，为实现倒档传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中加一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个双联齿轮的，还有少数变速器采用啮合套和同步器方案换入倒档2。如图2.2f所示方案适用于全部齿轮副均为长啮合的齿轮，换挡更为轻便，故本方案采取2.2f。2.2 倒档布置方案2.3变速器操纵机构变速器操纵机构由变速杆、拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒档安全装置等组合于变速器盖上。应结构简单，操纵轻便，档位清晰，变速杆的换挡位置合理，挂档准确、迅速、安全可靠（每次只能挂入一个档，不误挂倒档，不自动脱档）。42.3.1远距离操纵手动换档变速器发动机后置后轮驱动汽车或平头式汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。2.3.2直接操纵式手动换档变速器将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。2.3.3直接换档变速器直接换档变速器（Direct Shift Gearbox）也称为S-Tronic变速器或者双离合变速器（Double-clutch Gearbox），它特殊的地方在于它比别的变速器换档更快，传递的扭矩更大而且效率更高。DSG（Direct Shift Gearbox）中文表面意思为“直接换挡变速器”，DSG有别于一般的半自动变速箱系统，它是基于手动变速箱而不是自动变速箱，因此，它也是AMT（机械式自动变速器）的一员。2.4典型的操纵机构及互锁装置图2.4 为典型的操纵机构图定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。2.4.1换挡机构变速器换档机构有啮合套、直齿滑动齿轮、和同步器换档三种形式1。常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿的齿数多，啮合套不会过早被损坏，由于不能消除换档冲击。所以这种换档方法只用在某些要求不高的档位上及重型货车的变速器上应用。采用轴向滑动直齿齿轮换档。会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部加剧并过早磨损损坏，并伴随着大量噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。使用同步器换挡能保证换档迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的行驶安全性、加速性、燃油经济性。同上述两种方法比较，虽然它内部结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小2。通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设档位均选用同步器换档。2.4.2防脱档设计1、锁定机构 拨叉轴一般有三个位置：居中为空档，向前向后各挂一个档。为了保证变速器内各滑动齿轮处于正确的工作位置或空档位置，工作时挂档齿轮全齿长啮合，空档时完全脱离啮合，并且在振动等原因下，保证不会因轻微轴向力自动挂档、脱档，应将滑杆轴向定位。定位形式通常有两种型式。（1）弹簧定位销式它在滑杆上沿轴向开有三个V形槽，与具有锥顶的锁销相嵌合。它锁定可靠，但结构复杂。锥销顶角越大，锥销愈易顶起，a远远大于摩擦角，一般2a90120，压销弹簧的弹力F70160N。（2）弹簧钢球式它在滑杆上沿轴向开有三个半球形槽，钢球在弹簧压力下嵌于某一半球槽中，从而起定位作用，锁定了拨叉轴的位置。此锁定形式磨损少、轻便，但磨损后锁定效果下降，为此R球大于R坑，以防止磨损后不可靠。换档时变速杆上的轴向操纵力足够时，克服弹簧压力，将销（或球）顶起（压下），拨叉轴才能移动，直至嵌入相邻的凹坑为止。2、互锁机构 防止同时挂上两个档而使运动发生干涉、乱档，使发动机熄火或损坏零件，为此在移动某拨叉轴时，自动锁止其它所有拨叉轴。互锁机构多采用互锁销式。互锁销式：两根拨叉轴间有一杆状豆形互锁销（两端半球头），每个拨叉轴侧面开有锁槽。空档位置时，两个锁槽相对：互锁销长度等于两拨叉轴槽底间距离减去一根拨叉轴槽深，使换档时两根滑杆不能同时离开中立位置，而只允许一根滑杆移动。钢球互锁销式：用两个钢球代替互锁销。弹簧空心互锁销式。 2.5零、部件结构方案分析2.5.1齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，本设计除了倒档外，其他均选用斜齿轮,与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使运转平稳、用寿命长、工作噪声低等优点。齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在m范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。2.5.2变速器轴变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易7。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与m，硬度不低于5863HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。2.5.3变速器轴承的选择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。变速器中采用圆锥滚子轴承有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点。 由于本设计的变速器为中间轴变速器，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆柱滚子轴承，中间轴采用圆锥滚子轴承，中间轴左端用短圆柱滚子轴承。 2.6本章小结主要围绕变速器传动机构、变速器操纵方式、零、部件结构和变速器操纵机构的设计及选用。为下面的设计计算做好准备。第3章 变速器主要参数的选择3.1 已知变速器参数本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，QL1040整车主要参数如表3.1所示：表3.1QL1040整车主要参数发动机最大功率96kw车轮滚动半径37cm发动机最大转矩280Nm最大功率时转速3800r/min最大转矩时转速2000r/min最高车速105km/h总质量3600kg后轴载荷2140kg近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用45个档或多档。载质量在2.03.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上2。档数选择的要求：1、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此，本次设计的变速器为5档变速器。2、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。传动比范围：变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其它商用车则更大2。本设计四档为直接档，五档为超速档。3.2 变速器各档传动比，中心距的确定3.2.1主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为2： （3.1）式中：汽车行驶速度,km/h； 发动机转速, r/min； 车轮滚动半径,m； 变速器传动比； 主减速器传动比。已知：最高车速=105 km/h；最高档为超速档，传动比=0.70；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格7-15R得到=37(cm)；发动机转速=3800（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：（取5.0）3.2.2最低档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）1。用公式表示如下： （3.2）式中：G 车辆总重量(N)； 坡道面滚动阻力系数(0.028)；发动机最大扭矩(Nm)； 主减速器传动比； 变速器传动比； 为传动效率（0.92）；R 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）由公式（3.2）得： （3.3）已知：m=3600kg；r=0.37m； Nm；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： （3.4）式中：驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.50.6之间。已知：kg；取0.6，把数据代入（3.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为3.5。3.2.3 变速器各档速比的确定按等比级数分配其它各档传动比2，即： 根据以上分析计算，考虑到匹配的车型，按等比各挡速比确定，修定后得3.2.4中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算1： （3.5）式中：A 变速器中心距（mm）； 中心距系数，乘用车=8.99.3；发动机最大输出转距为105（Nm）； 变速器一档传动比为3.5； 变速器传动效率，取96%。（8.99.3）=87.2191.12mm初取A=90。3.2.5 变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：mm3.3 齿轮参数3.3.1 模数的选取齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求。根据已知汽车参数，变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。从齿轮应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，一个变速器的齿轮模数应尽量统一，设计时所选模数值应符合国际GB135778规定并满足强度要求。表3.3.1给出了一般的汽车变速器齿轮模数的范围，在给定模数范围内，初选模数：直齿轮模数3.5m；斜齿轮法面模数=3.5mm。 表3.3.1 汽车变速器齿轮的法向模数 （单位：mm）车 型微型、轻型轿车中级轿车中级货车重型货车2.252.752.7533.504.54.5063.3.2 压力角因国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20；啮合套或同步器的接合齿普遍采用30的压力角。3.3.3 螺旋角 斜齿螺旋角可在下面提供的范围内选取： 乘用车变速器： 两轴式变速器为2025。 中间轴式变速器为2234。货车变速器：1826。3.4 齿宽计算齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。通常是根据齿轮模数来确定齿宽：直齿：，为齿宽系数，取为=4.58.0。斜齿：，取6.08.5。3.5 各挡齿轮齿数的分配3.5.1 确定一挡齿轮的齿数一挡传动比 且已知=3.5。为了求、的齿数，先求其齿数的和 斜齿 由已知=90 mm， =3.5mm ，计算得：斜齿=47， 计算后取为整数，然后进行大、小齿轮数的分配。中间轴上的一挡小齿轮的齿数尽可能取小些，由已定，的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度。取=14，且=，则=33。3.5.2 对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。由，计算的=90.75mm,取91 mm。3.5.3 重新确定一挡齿轮的齿数 （3.6）由已知=91mm，=3.5mm，对螺旋角进行修正，。计算得：斜齿=47， 取=14，则= 33。3.5.4 确定常啮合传动齿轮副的齿数由公式 （3.7）而常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即 （3.8）由已知=3.5mm，=3.5，=20，=33，=14。计算后取整数得：=28，=19。修正螺旋角的值： 根据所确定的齿数和公式，计算校核得=25.333.5.6 确定其它各挡的齿数二挡齿轮为斜齿轮，螺旋角和常啮合齿轮的不同，有公式 （3.9）而 （3.10） 此外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式 （3.11） 联解上述三个公式，采用比较方便的试凑法，即先选定螺旋角，解式（3.9）（3.10），再把、及代入式（3.11），查是否满足或近似满足轴向力平衡的关系。如相差太大，则要调整螺旋角，重复上述过程，直至符合设计要求为止，初选26。根据上述的计算方法得：=28，=19，=19.56。由三、四挡齿轮也为斜齿轮，同样的计算方法可得： 三挡齿轮：=25，=24，=19.56。 五挡齿轮：=15，=31，=27.8。3.5.7 确定倒挡的齿数计算倒档齿轮齿数及传动比初选倒档轴上齿轮齿数为=22，一轴齿数=14为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： （3.12）已知：，把数据代入（3.12），齿数取整，解得：，则倒档传动比为：中间轴与倒挡轴之间的距离:一轴与倒挡轴之间的距离： 3.6 变速器齿轮的几何尺寸计算汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动机构平稳、传动比恒定不变等基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分离性及切齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而且方向相反。3.6.1 直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算表3.6.1中给出了角度变位直齿圆柱齿轮的计算公式，角度变位能获得良好的啮合性能及传动质量指标，故变速器设计多采用之。表中的为模数；,分别为齿数和变位系数，计算时应分别计算主、被动齿轮的有关项目，主、被动齿轮有关项目的下标分别为“1”“2”。表3.6.1 渐开线直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算序号计算项目角度变位齿轮的计算公式已知中心距已知变位系数（1）理论中心距（2）啮合角（3）中心距（已知）（4）中心距变位系数（5）变位系数之和（6）齿顶降低系数（7）分度圆直径（8）齿顶高（9）齿根高（10）齿全高（11）齿顶圆直径（12）齿根圆直径（13）周节（14）基节（15）分度圆弧齿厚（16）基圆直径注：表中的值计算主动齿轮时取，计算被动齿轮时取。3.6.2 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算表3.6.2出了角度变位斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算公式。表中的为法面模数；，分别为齿数和变位系数，计算时应分别计算主、被动齿轮的有关项目，主、被动齿轮有关项目的下标分别为“1”和“2”。 表3.6.2渐开线斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 序号计算项目角度变位齿轮的计算公式已知中心距已知变位系数（1）理论中心距（2）端面啮合角（3）中心距（已知）（4）中心矩变位系数（6）齿顶降低系数（7）分度圆直径（8）齿顶高（9）齿根高（10）齿全高（11）齿顶圆直径（12）齿根圆直径（13）当量齿数 （14）法向基节（15）分度圆弧齿厚（16）基圆直径3.6.3 根据以上公式计算各齿轮参数表3.6.3 变速器齿轮的主要几何尺寸项目齿轮齿数螺旋角（）法面模数（）压力角（）分度圆直径齿顶圆直径全齿高齿宽19 25.333.5 20.48 73.57 80.85 7.875212825.333.5 20.48 108.43 115.15 7.875212519.563.5 18.5 92.86 101.26 7.875212419.563.5 18.5 89.14 94.74 7.875213019.563.5 19.56 116.15 121.6 7.875211919.563.5 19.56 70.57 77.22 7.8752133 25.333.5 20.48 127.78 135.07 7.8752814 25.333.5 20.48 54.22 60.93 7.8752815 27.83.5 19.72 59.35 66.49 7.875 24.531 27.83.5 19.72 120.65 129.51 7.875 24.5333.520 115.5 122.5 7.87521143.5204956 7.87521223.5207784 7.875213.7 变速器轮齿强度计算由于不同用途汽车变速器齿轮使用条件仍是相似的。所以汽车变速器齿轮用的、材料、加工方法、热处理方法、精度级别也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，采用剃齿或磨齿加工，齿轮精度为JB179.83，6级和7级。因此，用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。3.7.1计算各齿轮传递的轴的扭矩轴=2800.980.96=263.424Nm中间轴=263.4240.960.9828/19=365.22Nm一挡 =362.220.960.9823/14 =809.91Nm 二挡=365.220.960.9834/18=228.98Nm 三挡 =365.220.960.9825/24 =542.52Nm 五挡 =365.220.960.9815/31 =166.25Nm3.7.2 齿轮弯曲强度计算1、直齿轮弯曲应力 （3.15）式中 弯曲应力（MPa）圆周力（N），； 计算载荷（Nmm） 节圆直径（mm）应力集中系数，可近似取=1.65摩擦力影响系数，主动轮=1.1，从动轮=0.9 齿宽（mm）， 端面齿矩（mm）， 模数 齿形系数 因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入式后得： = （3.16）当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850 MPa，承受双向交变载荷作用上倒挡齿轮的许用应力应取下限。2、斜齿轮弯曲应力 = （3.17）式中 为圆周力（），为计算载荷（Nmm）为节圆半径（mm），为法面模数（mm）；为齿数；为斜齿轮螺旋角（）；为应力集中系数，=1.5；为齿面宽度（mm）；为法面齿距（mm），；为齿型系数，可按当量齿数为重合度影响系数，=2图3.7.2 将上述有关参数代入式（3.17）整理后得到斜齿轮弯曲应力为 （3.18） 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对轿车常啮合齿轮和高挡齿轮的作用力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。.齿轮的接触应力应按下式计算 （3.19）式中 齿轮接触应力（MPa）； 齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm）；节圆处压力角（）；齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度（mm）；主动齿轮节点处曲率半径（mm）；从动齿轮节点处曲率半径（mm）；直齿轮； 斜齿轮；主动齿轮节圆半径（mm）；从动齿轮节圆半径（mm）。 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计