三轴五档汽车变速器-说明书1

1、前言现在，每当人们观看F1大赛，总会被那种极速的感觉所折服。此刻，大家似乎谈论得最多的就是发动机的性能以及车手的驾驶技术。而且，不忘在自己驾车的时候体会一下极速感觉或是在买车的时候关注一下发动机的性能，这似乎成为了横量汽车品质优劣的一个标准。确实，拥有一颗“健康的心是非常重要的，因为它是动力的缔造者。但是，掌控速度快慢的，却是它身后的变速器。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器MT、自动变速器AT、手动/自动变速器AMT、无级变速器CVT。1.1手动变速器MT手动变速器Manual Transmission采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值

2、(也就是所谓的“级 )。比方，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。 曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速开展的步伐，手动变速器会在不久“下课，从事物开展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲，这样在起步的

3、时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大局部男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车开展历史，资历较深的司机都是“手动驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车尤其是轿车也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都

4、是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的根本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为适宜，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型根本上都是5档手动变速。1.2自动变速器AT自动变速器AutomaticTransmission7，利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但

5、自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动别离或合闭，从而到达自动变速的目的。 在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个表达地非常完美。而且，以济南市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，那么会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。 在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比拟适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要

6、解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。1.3手动/自动变速器AMT 其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+、“-选择档位。在D档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。 自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的

7、。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，表达了“夫妻档。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比方广州本田飞度1.3L CVT 两厢、南京菲亚特2004派力奥1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那Speedgear EL这些“二合一的车型价格均在10万元左右，这个价格层面还比拟低的。所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是

8、有比拟广阔的市场的。当今汽车产业的开展3，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的开展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯VanDoornes创造。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档、油门反响慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有27个档。而无级变速器能在一定范围

9、内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最适宜的传动比。从市场走向来看，虽然无级变速器是一个技术分量比拟高的部件，但是也已经走进了普通轿车的“身体 之中，广本两厢飞度每个排量都有一款配置了CVT无级变速器，既方便又省油，且售价也仅在9.6811.68万元。而且奇瑞汽车销售公司表示QQ无级变速器型年底上市。看来无级变速器在中档车中的运用将越为广泛。 奇瑞东方之子豪华型本设计是根据东方之子1.8L手动豪华车型而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：主减速比：最高时速：190km/h轮胎型号：205/65R15 发动机型号：SQR4

10、81FC最大扭矩：140Nm/4500最大功率：78kw最高转速：6000r/min 机械式变速器的概述及其方案确实定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别离，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。对变速器的主要要求是：应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、

11、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶平安性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计适宜的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。变速器由传动机构与操纵机构组成。有级变速器1与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效

12、率=0.960.98，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，那么变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.08.0；越野车与牵引车为10.020.0。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车那么采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档位数的增多可提高

13、发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输本钱。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于10.70.8的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接档比拟，采用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率

14、与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。三轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩那么称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距影响变速器尺寸的重要参数较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除

15、直接档外其他各档的传动效率有所下降。 有级变速器结构的开展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。图2-1a所示2方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图2-4b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图2-4d所示方案中的倒档和超速档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档的

16、条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。 图2-1 中间轴式五档变速器传动方案以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。变速器用图2-1c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-1c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。图2-2为常见的倒挡布置方案2。图2-2b所

17、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2-2c所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2-2d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-2c所示方案。图2-2e所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2-2f所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2-2g所示方案。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。图2-2 变速器倒档传动方案本设计采用图2-2f所示的传动方案

18、。因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，然后按照从低档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。变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。与直齿圆柱齿轮比拟，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

19、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。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种2。直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套

20、，视结构布置而选定，假设齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶平安性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比拟有效的方案有以下几种：1 将啮合套做得长一些如图2-3a或者两接合齿的

21、啮合位置错开图2-3b，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中因接触局部挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。 此段切薄 a b图2-3 防止自动脱档的结构措施 图2-4 防止自动脱档的结构措施2将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄0.30.6mm，这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档图2-4。3将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角一般倾斜2030，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力图2-5。这种结构方案比拟有效，用较多。 加工成斜面图2-5 防止自动脱档的结构措施在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但

22、它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在到达同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图2-6所示：图2-6 锁环式同步器l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮变速器轴承12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撑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，假设空间缺乏那么采用滚针轴承。变速器第

23、一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间常采用球轴承来承受轴向力。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，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以承受轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原那么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。变速器内采用圆锥滚子轴承虽然直径小，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，磨损后轴承易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点，所以不适用于线性膨胀系数较大的铝合金壳体。变速器第一轴、第二轴的后部轴

24、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620mm,下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承、滑动轴套13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，本钱低。变速器主要参数的选择与主要零件的设计变速器主要参数的选择近年来，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

25、档位的变速器。本设计也采用5个档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时1车速不高，空气阻力可忽略，那么最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 那么由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 3-1式中 m-汽车总质量； g-重力加速度； max-道路最大阻力系数； rr-驱动轮的滚动半径； Temax-发动机最大转矩； i0-主减速比； -汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件 求得的变速器I档传动比4为： 3-2式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面

26、的载荷； -路面的附着系数，计算时取=0.50.6。由条件：满载质量 1800kg； rr=337.25mm； Te max=140Nm； i0=； 。根据公式3-2可得：igI 。超速档的的传动比一般为0.70.8，本设计取五档传动比ig=0.75。中间档的传动比理论上按公比为：3-3的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：=1.51。 故有：中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局Amm可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： 3-4式中 K A-

27、中心距系数。对轿车，K A =8.99.3；对货车，K A =8.69.6；对多档主变速器，K A =9.511；TI max -变速器处于一档时的输出扭矩：TI max=Te max igI m故可得出初始中心距A=88.08mm。变速器的横向外形尺寸，可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。A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)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KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。本次设计采用5+1自动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是388.08mm=264.24mm，变

28、速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。1齿轮模数建议用以下各式选取齿轮模数12，所选取的模数大小应符合GB1357-805规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn 3-5其中=140Nm，可得出mn=3。一档直齿轮的模数m mm 3-6通过计算m=3。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形13。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都取相同，轿车和轻型货车取23.5。本设计取3。2齿形、压力角、螺旋角和齿宽b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表3-1选取。表3-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角工程 车型 齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14.

29、5，15，1616.52545一般货车 GB1356-78规定的标准齿形202030重型车同上 低档、倒档齿轮22.5，25小螺旋角压力角较小时，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外表接触强度。对轿车，为加大重合度以降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同步器取30；斜齿轮螺旋角取30。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小13直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增

30、高。但试验说明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽14：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。在初选了中心距、齿轮的模数1和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。一档传动比 3-7 为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和: 3

31、-8 其中 A =77.08mm、m =3；故有。 当轿车三轴式的变速器时，那么 图3-1 档变速器示意图15，此处取=16，那么可得出=35。上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式3-8看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为51，那么根据式3-8反推出A=76.5mm。由式3-7求出常啮合齿轮的传动比 3-9由已经得出的数据可确定 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 3-10由此可得： 3-11而根据已求得的数据可计算出： 。 与联立可得：=19、=34。那么根据式3-7可计算出一档

32、实际传动比为： 。 二档传动比 3-12而 ，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 ；四档齿轮 。一般情况下，倒档传动比与一档传动比拟为接近，在本设计中倒档传动比取3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取。而通常情况下，倒档轴齿轮取2123，此处取=23。由 3-14可计算出。故可得出中间轴与倒档轴的中心距A= 3-15 =50mm 而倒档轴与第二轴的中心: 3-16 =91mm。齿轮变位系数的选择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，除为了防止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

33、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，使它到达和大齿轮强度相接近的程度。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，又防止了其缺点。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，那么对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位

34、可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择适宜的螺旋角来到达中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原那么选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪

35、声要小些。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数Z1017，因此一档齿轮需要变位。变位系数 3-17式中 Z为要变位的齿轮齿数。变速器齿轮的强度计算与材料的选择齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂

36、缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。齿轮的强度计算与校核与其他机械2设备使用的变速器比拟，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也根本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮外表采用渗碳淬炽热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比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

37、车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。齿轮弯曲强度计算1直齿轮弯曲应力 4-1式中，-弯曲应力MPa；-一档齿轮10的圆周力N， ；其中 为计算载荷Nmm，d为节圆直径。 图4-1 齿形系数图 -应力集中系数，可近似取1.65； -摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9； b-齿宽mm，取20 t-端面齿距mm； y-齿形系数，如图4-1所示。 当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：4-2 =1701000 =659668Nm 故由 可以得出；再将所得出的数据代入式4-1可得 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿轮的弯曲应力在400

38、850MPa之间。2斜齿轮弯曲应力 4-3式中 为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式4-1注释相同，选择齿形系数y时，按当量模数在图4-1中查得。二档齿轮圆周力： 4-4根据斜齿轮参数计算公式可得出：齿轮8的当量齿数=47.7，可查表4-1得：。故 同理可得： 。依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档： 四档： 五档： 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。 4-5式中， -齿轮的接触应力MPa； F-齿面上的法向力N，； -圆周力在N， ； -节点处的

39、压力角；-齿轮螺旋角；E-齿轮材料的弹性模量MPa，查资料可取；b-齿轮接触的实际宽度，20mm；-主、从动齿轮节点处的曲率半径mm；直齿轮： 4-6 4-7斜齿轮： 4-8 4-9其中，分别为主从动齿轮节圆半径mm。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表：表4-1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档： 二档： 三档： 四档： 五档： 倒档： 对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力根本符合要求。变速器轴的强度计算与校核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5-1所示：图5-1 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