【车辆工程类】汽车变速箱三维设计与仿真【带PROE三维+仿真动画】【1张图纸】【优秀】【120下载】【毕业论文说明书】
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【车辆工程类】汽车变速箱三维设计与仿真【带PROE三维+仿真动画】【1张图纸】【优秀】【120下载】【毕业论文说明书】,车辆,工程,汽车,变速箱,三维设计,仿真,proe,三维,动画,图纸,优秀,优良,下载,毕业论文,说明书,仿单
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毕业设计 1 三段式圆弧凸轮的解析设计（译） 摘要： 本文对三段式圆弧凸轮轮廓进行了理论性描述。提出了凸轮轮廓的 解析式 并为以之为尺寸参数讨论。例举了一些数值样例来证明本理论描述的正确性并表明恰当的三段式圆弧凸轮在工程上是可行 的 。 1. 序言 凸轮是一种通过与从动件的直接表面接触来传输预定运动的机构。 一般地，从运动学 1,2:来看，凸轮机构由三部分组成：凸轮（主动件）；从动件；机架。凸轮机构广泛用于现代机械中，特别是一些自动化机械装备 ,内燃机与控制系统 3。 凸轮机构简单而便宜，运动部件少而且结构紧凑。 凸轮轮廓设计 主要基于简单的几何曲线，比如 :抛物线，谐函数曲线，摆线，梯形曲线 2,5以及它们的复合曲线 1,2,6,7。 本文主要致力于基于圆弧轮廓的凸轮，即所谓圆弧凸轮。 圆弧凸轮制造容易，用于低速机构中 ，也可用于微机械与纳米机械 中，因为精密加工可以通过 利用 初等几何学准确地 达到 。 这种凸轮的缺点是：凸轮轮廓上不同半径圆弧交接处会产生加速度的剧变。 5 因为通常只有有限数量的圆弧，所以其设计， 制 造以及 运动 传输都不是很复杂，从而它成为经济与简单的方案，这正是圆弧凸轮 5,8的优点 8所在。 最近，出于设计目的， 有人 开始 用描述性视图给予圆弧凸轮注意 。 本文通过讨论其几何设计参量描述了三段式圆弧凸轮。我们为三弧凸轮提出了解析式作为对以前文献 12中二弧凸轮解析式的扩充。 2. 三段式圆弧凸轮 的解析模型 三段式圆弧凸轮 解析式中设计参量由图 18，图 2给出。 三段式圆弧凸轮 设计重要参量：图 1：推程运动角s，休止角 r ，回程运动角d，动 程 角 ，最大 举升位移 1h 。 毕业设计 2 图 1：普通三弧凸轮设计参量 图 2：三弧凸轮特征轨迹 三段式圆弧凸轮 特征轨迹如图 2所示：由凸轮上半径 1 轮廓形成的第一圆 1，以及圆心 凸轮上半径 2 轮廓形成的第二圆 2，以及圆心 凸轮上半径 3 轮廓形成的第三圆 3，以及圆心 凸轮上 半径 ，以及圆心 O；由凸轮上半径 (r+成的举升圆 5，以及圆心 O；半径 的滚子圆，圆心定于从动件轴上。另外，重要的点有： D (y),5交汇点； F ( ， G (y), A ( ， 4交汇点。 x 和 y 是与机架 卡尔坐标，机架原点就是凸轮转轴。其他重要轨迹 : 毕业设计 3 由图 1与图 2可以得出式子，这对于表现并设计 三段式圆弧凸轮 很有用处。当这些圆被以恰当的形式表达时，解析描述即可得出： 半径满足 21212 )()( FF 的圆 点时满 足： 02222 11221122 （ 1） 半径满足 22222 )()( AA 的圆 点时满足： 02222 22222222 （ 2） 半径满足 23232 )()( GG 的圆 点时满足： 02222 33223322 （ 3） 半径满足 24242 )()( FF 的圆 点时满足： 02222 44224422 （ 4） 半径满足 25252 )()( GG 的圆 点时满足： 02222 55225522 （ 5） 半径 r 的圆 222 （ 6） 半径 )( 1的圆 足 2122 )( （ 7） 其他特殊情况可以表示如下： 圆 圆 点有公切线满足： 01111 DD （ 8） 基 圆 圆 点有公切线满足： 02222 AA （ 9） 圆 圆 点有公切线满足： 0)()( 11332323 （ 10） 圆 圆 点有公切线满足： 0)()( 11333131 （ 11） 毕业设计 4 由式 (1) (11) 可以得到关于 三段式圆弧凸轮 的描述并可用于 画 出图 2所示的设计。 3解析设计过程 由式 (1) (11) 可以推出一系列等式，当 F 和 ，相关坐标即可得出。 这样就可以根据所举解析描述来区分 4个不同的设计情况。 第一种情况我们假设参数211 , ,2, 的坐标已知，而点 F 坐标未知。当运动角 180a时， 0 。由于 2和 轴上，从而 。由等式 (1) (11) 可得关于 解析程式表示如下： 通过点 的 圆 21212121 )()()()( （ 12） 通过点 的 圆 23232323 )()()()( （ 13） 圆 3在 切线表达式： 331313 yy （ 14） 圆 3在 切线表达式： 223232 yy （ 15） 若 02 则等式 (12) (15) 可表示为： 0)()(0)()(02222022222332313133332233221122112216） 若圆心 知圆心 们参考图 2得到第二个问题：即参量211 , A, D 和 点 F 和 知。并再设 180a，而且由上已知 02 与式 (9)联立可以得到另外 2方程： 通过点 的 圆 22222222 )()()()( （ 17） 通过点 的 圆心 022 A （ 18） 毕业设计 5 由等式（ 17），（ 18）可解 决第 2种情况。 若圆心 于直线 便是第 3种情况 :即参量 211 , , D 和 F 和 知。并再设 180a，而且由上已知 02 与式 (16) (18)联立可以得到另外 2方程： 过点 212121 )()( D （ 19） 过点 O, D 和 点直线满足： 011 DD （ 20） 最后我们得到第 4种情况：即当 180a, 0并且 02 x 。图 1中角 a间于点 A 与 Y 轴。 参量211 , , D 和 G 坐标已知，点 F 未知。方程组 (16)第 4式可表示为： 0)()( 232232 G （ 21） 综上， 三段式圆弧凸轮 的一般设计可由式 (12) (14)与 (17) (21) 得到解决 。一般的设计过程中的参量计算常可由上面的模式得到。这 一模式在运用 一些数字样例的计算有力地证明了上文模式的正确性与高效率。只有一个方法可以代表固定程式的圆弧凸轮设计。 以图 3中例 1作为设计样例 1。数据如下：)40;0(,17,70,40,40,15 11 )(),21 ) 图三显示了由等式 (16)得出的设计结果。特别的，图 3(a)显示的是解析式第一种解决方式的结果：应注意到，对应于凸轮轮廓第一，第二圆弧，点 F, F, 顺序排列，而点 G, G, 顺序排列。图 3(b)显示了解析式第二种解决方式的结果。凸轮轮廓无法辨别，点 。重要点 F, 图 3(a)相同顺序排列；而点 G, 按照 G 和 顺序排列这与图 3(a)不同，并且也没有给出凸轮轮廓。图 3(c)显示了解析式第三种解决方式，类似于图 3(b)。图 3(d) 显示了解析式第三种解决方式。我们注意到 外点 F 和 得很近， 所以正如图 3(d)所示，该处曲率变化特别大。毕业设计 6 故仅有图 3(a)的方案是切实可行的。各点次序应为 F, G, 应点。 图 3与例 2：方程 (16)与方程 (16) (18)设计方案的图示仅 (a) 为可行方案。 图 3(a)方案由以下值确定：F 3 图 3例 2，数据如下：)40;0(,17,70,40,40,15 11 其中图 3 表示的也是由方程 (16) (18)得到的第 2方案。可行数字方案取值如下 5,0,233 F 在图 4例 3中，由设计情况 3，数据给定如下：),40;0(,17,70,40,40,15 11 ),1 图 4展示了由方程 (16) (20)得到的方案。图 4(a)展示的是第一方案结果，类似于图 3(d)， 图 4(b) 展示了解析式第二种解决方案。我们注意到点 F 位于点 D 下方， 故点 F, 可排列。 图 4(c)展示的于图 3(a)一样，也是解析式的第 3方案。 毕业设计 7 图 4例 3: 方程组 (16) (20)方案的图形展示。仅图 (c)方案 可行 从而仅有图 4(c)方案可行。可行数字方案由以下值限定：5,0,233 F 在图 5例 4中，由第四设计方案，可将数据给定如下：,17,70,40,40,15 11 ),40;0( 图 5展示了由方程组 (16) (21)得到的方案。图 5(a)展示了第一方案。类似于图 4(a), 但是点 点 F, F 和 顺序排列。图5(b) 展示了解析式第二方案，类似于图 4(a)。图 5(c)展示了解析式第三方案，类似于图 4(c)。 毕业设计 8 图 5例 4:方程组 (16) (21)所得方案图示 c) 可行 从而可得可行方案为图 5(c)中方案。可行数字方案之赋值：,3 F 3, 7,122 5. 应用 本文旨在提出凸轮轮廓近似设计新的设计途径并满足其制造需求。 由设计解析式可以获得高效率的设计运算法则。紧凑的解析式更可以在凸轮的分析过程及其综合特性的实现中发挥作用。由圆弧组成的近似轮廓，在取得任何含近似圆弧轮廓的动力学特性的分析表达式具有特殊的重要性。 的确，由于在小型及 微型机械中的应用，圆弧形凸轮轮廓已经具有了相当的重要性。事实上，当构造设计已经提升到毫微米级别的时候，多项式曲线轮廓的凸轮的制造变得相当困难，要想校验更如登天。因此，设计便利的圆弧轮廓凸轮成为首选，而其实验性测试也是方便。 另外，对 低成本 自动化与日俱增的需求，也赋予这些仅适于特殊用途的近似设计新的重要性 。 圆弧凸轮轮廓方案可以方便地用于低速或低精度机械中。 6. 综述 本文提出了有关 三段式圆弧凸轮 轮廓基本设计的解析方法。从该法我们推导出了个设计算法，从而可以高效地解决该方向一些设计问题。另外还举出了一些数字 样例以展示与讨论三段式圆弧凸轮的多重设计以及工程可行性问题。 毕业设计 9 参考文献 1 1982. 2 J. p. 1991. 3 R. ), , in 1993. 4 A of of of 2(1977) 201 224. 5 G. , 1971. 6 1956. 7 1981. 8 G. 1986. 9 1991. 10 of by of of 1997, 237 238. 11 J. A. On of on 3, 1991, 703 705. 12 C. M. An of 2, 1999. 924 C. et (2002) 915 924 An e i 3,03043 0 000; 2 002we an An as a of to of of 002 is a is to a to by a is a is of 1,2: a is a a is a a in in in 3be be of on 4, 2,5 1,2,6,7we to as a 5,8.*M. 00942/$ - 211 2002 2)000327 (2002) 915be be in 9. be be by of of is in at of 5.A of is so of be a of 8to by 0, 11,12we by An as an of a in 12of 1 ;1. . et (2002) 915924of a 211; 2of 2; 3of 3; 4r ; 5r q on In is 15; F is 1G is 32; A is 24. x y of to is a of is 13; 5; is 23; is 21 be to a be in 1 0 1 2 0 2 2 0 32. et (2002) 915924 917 3 0 4 3 0 5 4r 5r h1)r be in 0 8 42 0 9 23 0 10 120 11(1)(11) a be to as (1)(11) be to a of of 1, F is to by a we of r, q2,of , D of 3, is 242of 2on 2is 1)(11). et (2002) 915924to a of to of 3. be by of 1 in 3 in 13at in 23at in 0 (12)(15) be 0016If of 2is of 1on we 2a of r, of 2, A, D of 1, F 3we 1800. to a q. (9). 2 in , A 2in 0 18be (16)(18)of 1is we it on D a of r, of , D of 1, 3we 1800. to a (16)(18). et (2002) 915924 919 1 in , D 1in 0 20we 1800 0. 1, in of of r, of , D of 1, q. (16)be 21be by (12)(14) (17)(21).A be by in In to of It a of 3 to as 15 mm,r 40 407017 A 0 D 8 18:81 1 13:00 4 437:84 q. (16). In 3(a)of We , 3, 3, 2in , 23(b) of , 3in to 3(a); , 32, G 3(a)(c)(b)(d)in of is a In to 3so a of is in as (d)(a), 3, 2of 3(a) is by 46:78 mm,25:91 11:99 014:47 . et (2002) 915924In 3 as 15 r 40 407017 A 40 D 8 18:81 1 3:00 437:84 3 by 16)(18) is by 46:78 25:91 mm,11:99 014:47 0 075:64 4 to as 15 mm,r 40 407017 A 40 D 8 18:81 4 4 (16)(20). 4(a)of is to 3(d). 4(b) We is so , 33(c) 3. : of q. (16) (16)(18). a) is a et (2002) 915924 921of is of 3(a). is 4(c)is by 46:78 25:91 mm,11:99 014:47 0 075:64 35:71 13:00 15mm,r 40 407017 A 8 D 8 4 5 (16)(21). 5(a)of is to 4(a), of 1is , 3in 3, F 5(b) of is to 4(a). 5(c) of 4. : of (16)(20). c) is a . et (2002) 915924is to 4(c). a 5(c)is by 48:15 24:58 mm,16:9204:50 040:01 0457:26 35:71 13:be to of is to In be to in be of to of by of 5. : of (16)(21). c) is a et (2002) 915924 923of of In of a is of of is a it be to be of is be in or in we an of A in to of 1982.2 J. 3 R. ), , in 1993.4 A of of of 2(1977)201224.5 G. , 1971.6 1956.7 1981.8 G. 1986.9 1991.10 of by of of 1997, 237238.11 3, 1991, 703705.12 C. M. An of 2, . et (2002) 915924 毕 业 论 文 设 计 开 题 报 告 题 目 汽车变速箱三维设计与仿真 学生姓名 学号 所在 院 (系 ) 专业班级 指导教师 2010 年 3 月 23 日 1 题 目 汽车变速箱 三维设计与 仿真 一、 选题的目的及研究意义 。 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、爬破、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 驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。 现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。它的功用是：改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。 变速器按传动比变化方式不同， 变速器可分为有级式、无级式和综合式三种：有级式变速器应用最为广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系形式不同，有轴线固定式变速器和轴线旋转式变速器两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有 3前进挡和一个倒挡；在重型货车用的组合式变速器中，则有更多挡位。所谓变速器挡数，均指前进挡位数。无级式变速器的传动比在一定的范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式两种。电力式变速器在传动系统中也有广泛采用的趋势，其边素传动部件为直流串励电动机。液力式变速器的传动部件是液力变矩器。综合式变 速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化，目前应用较多。 研究现状： 汽 车 行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速 。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依 然占领着汽车变速箱的主流地位。在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是 ,人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力 ,各大汽车厂商对无级变速器表现了极大的热情，极度重视 无级变速器 在汽车领域的实用化进程 。 2 三 综述与本课题相关领域的研究现状、发展趋势、研究方法及应用领域等 目前汽车所使用的自动变速器大致可分为三类 1：一类是由液力变矩器、行星齿轮机构及电液控制系统组成的液力自动变速器 2；一类是由传统固定轴式变速箱和干式离合器以 及相应的电液控制系统组成的电控机械式自动变速器；另一类是无级自动变速器。 1 液力自动变速器 液力自动变速器其基本形式是液力变矩器与动力换挡的旋转轴式机械变速器串联。这种自动变速器的主要优点有 1：液力变矩器的自动适应性使其具有无级连续变速及变矩能力，对外部负载有自动调节和适应性能，从根本上简化了操纵；液体传动本身特有一定的减振性能，能够有效地降低传动系的尖峰载荷和扭转振动，延长了传动系的寿命；汽车起步平稳，加速迅速、均匀、柔和；提高了乘坐舒适性与行驶安全性；车辆的通过性好。 2 电控机械式自动变速器 这是一种由普通齿轮式机械变速器组成的有级式机械自动变速器。机械式自动变速器是在普通固定轴式齿轮变速器的基础上，把选挡、换挡、离合器操纵及发动机油门操纵由控制器完成，代写毕业论文实现自动变速。基本控制思想是：根据汽车运行状况、路面情况和驾驶员的意图，依据事先制定的换挡规律、离合器接合规律及发动机油门变化规律，对变速器进行最佳挡位判断、离合器动作控制及发动机油门动作控制，实现发动机、离合器及变速器的联合操纵。 由于机械式自动变速器是非动力换挡，变速器输出扭矩与转速变化比较大，易造成冲击比较大，以及换挡期间动力中 断等缺点，必须对其进行改进，因此提出了扭矩辅助型机械自动变速器和双离合器式机械自动变速器。前者通过辅助齿轮机构来实现，后者使变速器相邻挡位的扭矩传递，分别受控于两个独立的离合器，这样可以实现动力不中断换挡。 3 机械无级变速器 前面提到的两种自动变速器都是有级或分段无级自动变速、无级变速器、带式无级变速器利用由许多薄钢片穿成的钢环，使其与两个锥轮的槽在不同的半径上 “ 咬和 ” 来改变速比，以达到无级变速的性能。它克服了前面两种自动变速器固有的齿轮传动比不连续和零件数量过多的缺点，具有传动比连续、传递动力平稳、操纵 方便等特点，实现了无级变速。由于 摩擦传动，导致效率低，所使用的传动链制造技术难、加工精度要求较高，使用的材质要求更高，维修更是困难，对这些难点仍在继续攻关中。 4 液力变矩器 +自动变速器 将液力变矩器（ 固定轴机械式齿轮变速器 (合 2，得到一种新型的自动变速系统，即： 同工作，不但具有 优点，大大提高了军车的通过性、越野性操纵方便性，而且具有成本低与易制造的特点。在保证汽车动力性、燃油经济性、操纵方便性等特性外，还可以实现发动机、液力变矩器和机械式自动变速器合理匹配，找到最佳工作点，达到总体效果最佳，不仅越野性、通过性好、操纵方便，而且使影响乘坐舒适性的冲击度最小，具有良好的乘坐舒适性。是一种具有良好发展前途的自动变速器，世界各国正致力于此项技术的研究和开 发。 5 带闭锁与滑差的 自动变速器 液力变矩器具有的起步平稳、减振、通过性和乘坐舒适性好等优越性能，但最大的缺陷是效率低，为了提高液力变矩器的传动效率，而采用了闭锁与滑差技术。它是指在液力变矩器的泵轮与涡轮之间，安装一个可控制的离合器，当汽车的行驶工况达到设定目标时，控制离合器将泵轮与涡轮按设定的目标转速差传动（即滑差控制）或锁成一体（即闭锁控制），液力变矩器随之变为半刚性或刚性传动，这样做一方面提高传动效率 4。闭锁后消除了液力变矩器高速比时效率的下降，理论上闭锁工况效率为 1，从而使高速 比工况效率大大提高；另一方面，在液力传动向机械传动转换过程中，由于采用滑差控制，不但扩大了液力变矩器的高效率范围，而且可以使传动系从液力传动 3 平稳地过渡到闭锁后的刚性传动，特别是在闭锁开始和闭锁低速阶段，可以吸收由于闭锁产生的部分振动和冲击，按照滑差和闭锁的控制规律，使得涡轮转速逐步接近泵轮，大大减少了冲击和振动，使得乘坐舒适性得以提高。 变速箱目前发展趋势有两个 ,一个就是节油 ,这方面主要是类似于 术的融入 ,二是双离合器变速箱能够是换挡速度提高 ,而且更加稳定 . 变速箱目前 应用领域 主要就是汽车制造业、机 床制造、工程机械（挖掘机、装载机、压路机）、矿山机械、采煤机械等等。 二、 对本课题将要解决的主要问题及解决问题的思路与方法、拟采用的研究方法（技术路线）或设计（实验）方案进行说明，论文要写出相应的写作提纲 研究方案： 变速器设计是一个重要的课题，因此要充分利用现有参考文献，资料进行认识，不断的分析增进对变速器的了解。 在对变速器有了较深的理解后开始对变速器的各个部分进行分步设计。 第一步，确定档数，这里选择 5 档。 第二步，选定车型，确定基本参数。 第三步，变速器主要参数的确定。其中包括轴数（ 3 轴），传动比范围，中心距 A，外形尺寸，齿轮参数的确定（模数，压力角，螺旋角，齿轮宽度，齿轮变位系数，齿顶高系数），各档齿轮齿数的分配： 的修正。 第四步，轮齿强度的计算。 第五步，轴的强度计算。 第六步，整个变速器三维建模。 第七 步，组装配合。 预期结果： 来切断发动机动力向驱动轮的转输。 4 汽车能倒退行驶。 需要时能进行功率输出。 力、方便。 三、 检索与本课题有关 参考文献资料的简要说明 1 陈家瑞 上册 械工业出版社， 1989 2 王望予 北京：机械工业出版社， 2000 3 李风平 沈阳：东北大学出版社 2003 4 甘永立 上海：上海科学技术出版社 2003 5 陈家瑞 下册 北京 1997 6 清华大学 余志生 版 机械工业出版社， 1998 7 钟建国 廖耘 刘宏 长沙 :中南大学出版社， 2002 8 唐大放 冯小宁 扬现卿 江苏：中国矿业大学出版社， 2001 9 余志生 第 3 版 械工业出版社， 2000 10刘惟信 北京：清华大学出版社， 2001 11 汽车手动变速器和变速驱动桥 .(美 )械工业出版社。 12 机械设计（第八版）主编濮良贵、纪明刚 ，副主编 陈国定 吴立言 高等教育出版社。 5 四、 毕业论文（ 设计）进程安排 本次毕业设计从第五周到第十五周，其进度安排如下： 5 周 开题 6周 总体类型设计及参数选择，齿轮选型与结构设计，齿轮强度计算与校核。 8周 轴的选择与强度计算 9 同步器结构与参数设计，变速器壳体参数选择。 11 编写说明书 。 12 绘 制二维图及三维建模。 14 打印说明书和图纸，装订整理 。 14 准备答辩 。 六、指导教师意见 1对开题报告的评语 2对开题报告的意见及建议 指导教师（签名）： 年 月 日 6 所在院 （ 系 ） 审查意见： 负责人签字 (盖公章 ) 年 月 日 毕业设计 键入文字 设计题目：汽车变速箱三维设计与仿真 【摘要】 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工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。 因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控 制档数，来保证变速箱有足够的刚性。 本文设计研究了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计。 简单讲述了变速器中各部件材料的选择。 【关键词】 挡数；传动比；齿数；轴 【 to on is at in of in of at a In to to of of a 毕业设计 键入文字 of to of of of do a of a A of of of 毕业设计 键入文字 目 录 引言 . 7 1 总体方案设计 . 9 车参数的选择 . 9 1 2变速器设 计应满足的基本要求 . 9 2 变速器传动机构布置方案 . 10 动机构布置方案分析 . 10 定轴式变速器 . 10 挡布置方案 . 12 他问题 . 13 3 零部件结构方案分析 . 15 轮形式 . 15 挡机构形式 . 15 速器轴承 . 17 4 变速器设计和计 算 . 18 数 . 18 动比范围 . 18 心距 A . 18 形尺寸 . 19 毕业设计 键入文字 的直径 . 19 轮参数 . 19 数的选取 . 19 力角 . 20 旋角 . 20 宽 b . 22 位系数的选择原则 . 22 挡齿轮齿数的分配 . 23 定一挡齿轮的齿数 . 23 中心距进行修正 . 24 定常啮合传动齿轮副的齿数 . 24 定其他各挡的齿数 . 25 定倒挡齿轮齿数 . 26 5 变速器的校核 . 27 轮的损坏形式 . 27 轮强度计算 . 27 轮弯曲强度计算 . 27 齿接触应力计算 . 28 6 同步器的选型 . 30 销式同步器 . 30 销式同步器结构 . 30 销式同步器工作原理 . 31 毕业设计 键入文字 环式同步器 . 32 环式同步器结构 . 32 环式同步器工作原理 . 32 环式同步器主要尺寸的确定 . 33 7 变速器操纵机构 . 36 接操纵手动换挡变速器 . 36 距离操纵手动换挡变速器 . 37 8 三维建模 . 38 档位齿轮的建模 . 38 体和箱体上盖的建模见下图 . 43 车变速箱整体模型和爆炸图见下图 . 44 9 变速箱的仿真 . 46 针的的第一步，完成三维变速箱的装配 . 46 建装配环境 . 46 配倒档轴组件 . 46 配中间轴组件 . 47 配一二轴组件 . 47 成变速箱的全部装配 . 48 行仿真 . 48 义齿轮副 . 49 义伺服电动机 . 49 构分析 . 49 毕业设计 键入文字 存仿真动画 . 49 10 结论 . 50 致谢 . 51 参考文献 . 52 附录 . 53 引言 现代汽车的动力装置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有相当多的优点，如体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。如在坡道上行驶时，所需的牵引力往往是发动机所能提供的牵引力的数倍。而且一般发动机如果直接与车轮相连，其输出转速换算到对应的汽车车速上，将达到现代 汽车极限速度的数倍。上述发动机牵引力、转速与汽车牵引力、车速要求之间的矛盾，单靠现代汽车内燃机本身是无法解决的。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。 另外，现代汽车的使用条件极为复杂，在不同场合下有不同的要求。往往要受到如载运量、道路坡度、路面好坏及交通是否通畅等条件的影响。这就要求汽车的牵引力和车速能在较大范围内变化，以适应使用的要求。在条件良好的平直路面上要能以高速行驶，而在路面不平和有较大坡度时能提供较大的 扭矩。变速箱的多挡位选择就能满足这些需求。此外，发动机在不同工况下，燃油的消耗量也是不一样的。驾驶员可以根据具体情况，选择变速箱的某一挡位，来减少燃油的消耗。在某些情况下，汽车还需要能倒向行驶。发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。 变速箱是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进挡数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。 现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。无级变速机构由两组锥形轮组成，包括一对主动锥形轮（锥形轮组 1）和一对被动锥形轮（锥形轮组 2） 同时有一根链条运行在两对锥形轮 条的运动如同动力传递单元。锥形轮组 1由发动机的辅助减速机构驱动，发动机的动力通过链条传递给锥形轮组 2直至终端驱动。在每组锥形轮中有一个锥形轮可以在轴向移动，调整链条在锥形轮的工作直径并传递速比。两组锥形轮必须保持相同的调整，以保证链条始终处与涨紧状态，使传递扭矩时锥形轮接触充分的压力。采用无级变速器可以节约燃料，使汽车单位油耗的行驶里程提高 30%。通过选择最佳传动比，获得最有利 的功率输出，它的传动比比传统的变速器轻， 结构更简单而紧凑。 世界各大汽车制造商正竞相开发无级变速器。专家预计 2003至 2005年间无级变速器将成为世界各大汽车制造商的技术开发重点。目前一些著名汽车制造商（如福特、通用、本田、克莱斯勒等）正致力于 无级变速器 的开发工作。现在全球 0万台，而普通型自动变速器的产量约为 2,500万台，双向通讯和线控技术的应用，无级变速器有无比的优势，预计不久将来中国各大汽车制造商也将生产自己的广泛应用于国产轿车。 在此次设计中对变速器作了总体设计， 对变速器的传动方案进行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设计。 1 总体方案设计 车参数的选择 根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表 表 计基本参数 -1 2 变速器设计应满足的基本要求 对变速器如下基本要求 . 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传输。 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，乱挡以及换挡冲击等现象发生。 7）变速器应当有高的工作效率。 除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变 速器的档数，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。 项目 参数值 发动机： 12 挡数 : 5 最大功率 (kW/n)： 380/5000 最大扭矩 (Nm /n)： 830/1900_3500 2 变速器传动机构布置方案 机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到 广泛应用。 动机构布置方案分析 定轴式变速器 固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮 廓尺寸小，布置方便，中间挡位传动效率高和噪声低等优点。因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，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制，两 轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。所以我选择的是中间轴式的变速器。 图 别示出了几种中间轴式五挡变速器传动方案。 它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达 90%以上，噪声 低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接 挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到档传动方案上有差别。 图 示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图 c， d 所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图 示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损 和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。 图 间轴式五挡变速器传动方案 .1 上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。 发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒挡传动齿轮和 换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。 综上所述选择第 2 种传动方案， 前进挡，均用常啮合齿轮传动， 根据需要将其改进 ，见下图 终传动方案）：此方案的特点为中间轴倒档齿轮不与二轴齿轮 11 啮合，而与倒档齿轮 12 啮合， 2 轴上的齿轮全部通过滚针轴承空套在 2 轴上的，中间轴上的齿轮全部通过普通平键连接在中间轴（ 3 轴）上的，倒档轴上的齿轮也是通过滚针轴承空套在倒档轴上的。 图 终传动方案 挡布置方案 与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动 齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。 图 倒挡布置方案 常见的倒挡布置方案。图 示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上 的 一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 示方案。图 示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 综上所 述选择第四种倒挡布置方案。 图 挡轴位置与受力分析 .4 为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然 后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。 除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响，见图 示 。 他问题 经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。将高挡布置在靠近轴 的支承中部区域较为合理，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。 某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于 1（超速挡 ，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶 1需发动机曲轴的总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速挡会使传动效率降低，噪声增大。 机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的制造精度等。 3 零部件结构方案分析 轮形式 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合 齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。 我的设计中一挡和倒挡用的是直齿轮，其他挡都是斜齿轮。 挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器），时齿轮换挡时无冲击，才能克 服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。 由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，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，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。 因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构 连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。 使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。 自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工 艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种： 图 .1 图 .2 I 图 1）将两接合齿的啮合位置错开，见图 样在啮合时 ，使接合齿端部超过被接合齿约 13用中接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，用来阻止接合齿自动脱挡。 2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下 这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡，见图 3）将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 2 3 ），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，见图 种方案比较有效，应用较多。 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 620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。 在本次设计中主要选用了圆锥滚子轴承、圆柱滚子轴承和滚针轴承。 4 变速器设计和计算 数 增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。 在最低挡传动 比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在 下 ,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。 近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用 45 个挡位，级别高的轿车变速器多用 5 个挡，货车变速器采用 45 个挡位或多挡。装载质量在 2 挡变速器，装载质量在 48T 的货车采用 6 挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。 选用的是 5 挡变速器。 动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。 目前轿车的传动比范围在 34 之间，轻型货车在 56 之间，其他货车则更大。 轿车的传动比范围为 1 心距 A 对中间轴式变速器 ， 是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距 。 其大小不仅对变速器的外形尺寸 ， 体积和质量大小 ， 而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强 度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。 A= 31（ 4 = 9 3 =154中， A 为中心距（ ； 中心距 系数 ， 轿车 ： ） ； 1i 为变速器一挡传动比；g为变速器传动效率 形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。 轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（ A。 当变速器选用常啮合齿轮对数和同 步器多时，中心距系数 K 应取给出系数的上限。为检测方便， A 取整。 设计的是五挡变速器，初定轴向壳体尺寸为 300 的直径 变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声。 中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径 D=的最大直径 D 和支撑间距离 L 的比值，对中间轴， D/L=对第二轴， D/L= 第一轴花健部分直径 D（ 按下式初选 d= (4= 830 =40中 K 为经验系数， K=.6，） 第二轴和中间轴中部直径 D=154=其圆整为 70 轮参数 数的选取 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。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车 和总质量取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。 初选齿轮模数 m = 齿轮法向模数 压力角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些 。 变速器齿轮压力角为 20 啮合套或同步器的接合齿压力角用 30 。 旋角 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于 30 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。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 15 25 为宜 ；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力 不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺 旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消 (但因为这些挡位使用得少，所以也是允许 的 )，而此时第二轴则没有轴向力作用。 根据图 4使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件 111 F （ 4 222 F （ 4 由于 T=2211 ，为使两轴向力平衡，必须满足 2121（ 4 式中， 作用在中间轴齿轮 1、 2 上的轴向力， 作用在中间轴齿轮 1、 2上的圆周力； 齿轮 1、 2 的节圆半径； T 为中间轴传递的转矩。 最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。 图 4间轴轴向力的平衡 -1 齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 轿车中间轴式变速器为 22 34 初选的 螺旋角 =28 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 直齿： b= 为 取 斜齿： b=CK 取 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。 直齿 b= 4=20齿 b= 5=35 变位系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高 度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副
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