變速箱設計兩軸式四檔手動變速器設計畢業(yè)論文.doc

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1、畢業(yè)設計（論文） 畢業(yè)設計(論文)專 業(yè)：班 級： 姓 名： 畢業(yè)設計題目： 指導教師姓名： 兩軸式四檔手動變速器設計摘要轎車作為一種最常用汽車，已在現(xiàn)代的社會中占有舉足輕重的地位。而變速器是汽車傳動系統(tǒng)結構中最重要的部分之一，汽車的前進、后退，增速、減速都要靠變速器傳動來實現(xiàn)。而且變速器在汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性上也有很重要的影響。本次設計的汽車變速箱主要是從強度方面來對齒輪的尺寸計算及校核，軸的尺寸計算和位置的確定，選擇設計滿足其承載能力的同步器。另外，針對齒輪作用力的不同，在不同的軸上選擇合適的軸承。利用軟件AUTCAD完成變速器總成圖、第一軸、第二軸、中間軸、各個擋齒輪及同步器的設計。

2、隨著我國汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，人們對汽車的需求也越來越高。通過對轎車車變速器的設計，我了解到變速器在汽車結構中具有著重要的作用，因此變速器結構的改進對汽車行業(yè)的發(fā)展與進步具有著深遠的意義。關鍵詞：汽車；變速器；齒輪目錄ABSTRACT第1章 緒 論 -11.1變速器的概述-11.2 變速器的種類 -11.3機械式變速器的特點 -4第二章 變速器傳動機構布置方案-52.1傳動機構的布置方案分析 -52.1.1固定軸式變速器-52.1.2倒檔的布置方案-82.2變速器零、部件結構方案分析 -92.2.1齒輪型式 -92.2.2換檔結構型式 -92.2.3變速器軸承形式 -102.2.4齒輪變位系數(shù)的

3、選擇原則 -112.2.5其他問題 -11第三章 變速器主要參數(shù)選擇 -123.1中心距A的選定 -123.2齒輪參數(shù) -123.2.1模數(shù)的選取 -123.2.2壓力角 -133.2.3螺旋角 -143.2.4齒寬b -143.3各檔齒數(shù)的分配與計算 -143.3.1一檔齒輪齒數(shù)的確定-143.3.2二檔齒輪齒數(shù)的確定-153.3.3三檔齒輪齒數(shù)的確定-153.3.4四檔齒輪齒數(shù)的確定-153.3.5倒檔齒輪齒數(shù)的確定-163.3.6各檔齒輪參數(shù)表-16第四章 變速器的設計與計算 -174.1齒輪的損壞形式 -174.2齒輪的強度計算 -174.3軸的強度計算 -204.3.1初選軸的直徑

4、-214.3.2軸的強度驗算 -214.3.3校核各擋齒輪處軸的強度和剛度 -22第五章 同步器的設計 -305.1慣性式同步器-305.2鎖環(huán)式同步器 -305.2.1鎖環(huán)式同步器的結構 -305.2.2鎖環(huán)式同步器的工作原理 -315.3同步器重要參數(shù)的確定-31第六章 變速器的操縱機構 -34參考文獻 -35致 謝 -36畢業(yè)設計（論文）第一章 緒論1.1變速器的概述變速器作為傳遞力和改變汽車車速的主要裝置，現(xiàn)在對其操縱的方便性和檔位數(shù)方面的要求愈來愈高。目前，四、五檔特別是五檔的變速器的用量有日漸增加的趨勢。同時，六擋變速器的裝車率也在上升。變速器是用于改變發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應汽

5、車在起步、加速、行駛以及克服各種路障的不同條件下對驅(qū)動車輪牽引力級車速不同要求的汽車總成。設置變速器的目的是在各種行駛狀況下，是汽車獲得不同的牽引力和速度，同時是發(fā)動機在最有利的工作范圍內(nèi)工作。因此它的性能直接影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性。我們知道，汽車發(fā)動機在一定的轉(zhuǎn)速下能夠達到最好的狀態(tài)，此時發(fā)出的功率你較大，燃油經(jīng)濟性也比較好。因此，我們希望發(fā)動機總能在其最佳狀態(tài)下工作。但是，汽車在實際使用中還是需要有不同的速度，這樣就產(chǎn)生了矛盾。這個矛盾需要通過變速器來解決。變速器的作用用一句話來概括就是變速變扭，即減速增扭或增速減扭。為什么減速可以增扭，而增速又要減扭呢？在相同情況下，發(fā)動機輸出的功率

6、是不變的，功率可以表示為N=T，其中是傳動角速度，T是扭矩。當N固定的時候，和T是成反比的。所以減速必增扭，反之亦然。汽車變速器的就是根據(jù)變速器變速變扭的原理，分成各個檔位對應不同的傳動比，以適應不同的運行狀況。那么變速器的具體作用是什么？1）改變傳動比，擴大驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的形式條件、如起步、加速、上坡等，同時是發(fā)動機機在最有利的情況下工作；2）在發(fā)動機的旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，是汽車能倒退行駛；3）利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠啟動、怠速，并是變速器便于換擋或進行動力輸出。必要時變速器還有動力輸出功能。對于變速器提出如下基本要求：1）保證汽車有必要的動力性

7、和經(jīng)濟性2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機向驅(qū)動輪的動力傳輸3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出5）換擋迅速、省力、方便6）工作可靠。汽車在行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生7）變速器應當有高的工作效率8）變速器的工作噪聲低此外，變速器還要滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易和維修方便等要求。1.2 變速器的種類變速器有傳動機構和操縱機構組成。從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手/自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。一、手動變速器(MT)手動變速器（Manual Tran

8、smission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)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(shù)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，手動變速器會在不久“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，筆者認為手動變速器不會過早的離開。 首先，從商用車的特性上來說，手動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(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力”，

9、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，他們的最愛還是手動變速器。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機都是“手動”駕車的，他們對手動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(xiàn)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(shù)年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一

10、些中高檔的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學校中，教練車都是手動變速器的，除了經(jīng)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(diào)性。 第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家，而且經(jīng)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(nèi)廠家的經(jīng)濟型轎車都是手動變速的車，它們的各款車型基本上都是5檔手動變速。二、自動變速器（AT） 自動變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏

11、板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。 在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機如果使用手動檔，則會反復地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。 在市場上，此類汽車銷售

12、狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。三、手動/自動變速器（AMT） 其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠911車型上首先推出，稱為Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。 自動手動變速系統(tǒng)向人們提

13、供兩種駕駛方式為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體,而自動變速器也能適應女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔”。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術含量，但這類的汽車并不會在價格上都高不可攀，比如廣州本田飛度1.3L CVT 兩廂、南京菲亞特2004派力奧1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那Speedgear EL這些“二合一”的車型價格均在10萬元左右，這個價格層面還比較低的。 所以，手動/自動車在普及上

14、還是具有相當?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應該以此為契機，根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。四、無級變速器 當今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范多尼斯（VanDoornes）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有

15、著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有27個檔。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔”。裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最合適的傳動比。從市場走向來看，雖然無級變速器是一個技術分量比較高的部件，但是也已經(jīng)走進了普通轎車的“身體” 之中，廣本兩廂飛度每個排量都有一款配置了CVT無級變速器，既方便又省油，且售價也僅在9.6811.68萬元。而且奇瑞汽車銷售公司表示QQ無級變速器型年底上市?？磥頍o級變速器在中檔車中的運用將越為廣泛。本次設計的變速器為手動變速器。1.3機械式變速器的特點機

16、械式變速器結構簡單，維修維護方便，造價低廉，窗洞效率高，工作可靠性強。機械式變速器分為兩軸式和中間軸式。兩軸式多用于發(fā)動機前置的前驅(qū)的乘用車上，中間軸式為發(fā)動機前置后驅(qū)和后置后驅(qū)的中型貨車上。中間軸式機械效率低，噪聲大。為兩軸式軸和軸承數(shù)少，所以結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等有點。本次設計中的所選擇的汽車及其主要參數(shù)如下所示：表1-1 變速器設計的主要參數(shù)項目參數(shù)車型名稱基本參數(shù)變速箱常X寬X高車體結構（mm）百公里加速（S）總質(zhì)量Kg發(fā)動機布置發(fā)動機最大功率排量發(fā)動機最大扭矩驅(qū)動方式桑塔納2000GSi時代驕子1.8（SVW7182HFi）4速 手動4680X1700X1423三廂轎車14

17、.41140縱置，前置74Kw5200轉(zhuǎn)/分1.8155N.m 3800轉(zhuǎn)/分前輪驅(qū)動第二章 變速器傳動機構布置方案機械式變速器因具有結構簡單、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的應用。2.1傳動機構布置方案分析2.1.1固定軸式變速器（1） 兩軸式變速器 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器得到廣泛應用。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，結構簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時燥聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高檔工作時齒輪

18、和軸承均承載，不僅工作燥聲增大，容易損壞，還有，受結構限制，兩軸式變速器與一擋速比不可能設計的很大。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反;而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相同。圖2-1 兩軸式變速器的傳動方案圖2-1示出用在發(fā)動機前置前輪驅(qū)動轎車的兩軸式變速器傳動方案，其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒檔傳動常用滑動齒輪，其他擋位均用常嚙合齒輪傳動；圖21f中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并且用同步器換檔；同步器多數(shù)用在輸出軸上，這是因為一擋主動齒輪尺寸小，同

19、步器裝在輸入軸上有困難，而高擋的同步器可以裝在輸入軸后端，如圖21d,e所示；圖21d所示方案有輔助支撐，用來提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲。圖21f所示方案為五擋全同步器式變速器，以此為基礎，只要將五擋齒輪用尺寸相當?shù)母籼滋娲?，即可改變?yōu)樗膿踝兯倨?，從而形成一個系列產(chǎn)品。（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(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支撐在發(fā)動機飛輪上,第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤,而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。圖分別示出了幾種中間軸式變速器的傳動方案。各種傳動方案的共同特點是:變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做

20、成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸支撐在第一軸的后端的孔內(nèi),并且保持兩軸軸線在同一直線上,經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋,變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載,發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出,此時變速器的傳動效率高,可達到90%以上,噪聲低,齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其它擋位,因而提高了變速器的使用壽命;在其它前進擋位工作時,變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸,中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞,因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下,一擋仍然有較大的傳動比;檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動,擋位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合

21、齒輪傳動,多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換檔機構,均采用同步器或嚙合套換擋,少數(shù)結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋,還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。在除直接擋以外的其它擋位工作時,中間軸式變速器的 傳動效率略有降低,這是它的缺點。在擋數(shù)相同的情況下,中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù),軸的支撐方式,換擋方式和倒擋傳動方案以及擋位布置順序上有差別。圖2-2 中間軸式四檔變速器 如圖2-2中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別為：圖2-2a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔。第二軸為三點支承，前端支承在第一軸的末端孔內(nèi)，軸的中部和后端分別支承在變速器殼體和附

22、加殼體上。圖2-2a所示的傳動方案又能達到提高中間軸和第二軸剛度的目的；圖2-3c所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔，第二軸為支承點。如圖23中間軸式五檔變速器傳動方案中,圖2-3a所示方案中,除一,倒擋用直齒滑動齒輪換擋外,其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖2-3b、c、d所示的方案的各前進擋均采用常嚙合齒輪傳動。圖2-3d所示方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi),這樣布置除可以提高軸的剛度,減少齒輪磨損和降低噪聲外還可以在不需要超速擋的條件下,很容易形成一個只有四個前進擋的變速器。圖2-4a所示方案中的一擋,倒擋和圖2-4b所示方案中的倒擋用

23、直齒滑動齒輪換擋,其余各擋均為常嚙合齒輪。圖2-3 中間軸四檔變速器傳動方案圖2-4 中間軸式六擋變速器傳動方案以上各方案中,凡采用嚙合齒輪傳動的擋位,其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中,有的擋位用用同步器換擋,有的擋位用嚙合套換擋,那么一定是擋位高的用同步器換擋,擋位低的用嚙合套換擋。發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的承用車采用中間軸式變速器,為縮短傳動軸長度,將第二軸加長置于附加殼體內(nèi),如果在附加殼體內(nèi)布置倒擋傳動齒輪和換擋機構,還能減少變速器主體部分的外形尺寸及提高中間軸和輸出軸的剛度。變速器用圖23c所示的多支撐結構方案,能提高軸的剛度。這時如用在軸的平面上可分開的殼體,就能很好的解

24、決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖23 c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài),同時一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里,而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。2.1.2倒擋布置方案與前進擋相比，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換擋。為了實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中 加入一個中間傳動齒輪的方案。圖2-5 倒檔布置方案圖23為常見的倒擋布置方案。圖23b所示方案的優(yōu)點是倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間周的長度；但倒擋時要求有兩隊齒輪同時進入嚙合，使倒擋困難，圖23c所示方案能獲得較大的倒

25、擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖23d所示方案針對前者的缺點作了修改，因而取代了圖23c 所示方案。圖23e所示方案是將中間軸上的一倒擋齒輪做成一體，將齒寬加長 。圖23f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖23g所示方案；其缺點是一，倒擋各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也大，并導致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，無論使兩軸式變速器還是中間軸式變 速器的一擋與倒擋，都

26、應當布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良狀況， 然后按照從低擋到高擋的三順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置靠近軸的支撐處。 倒擋設置在變速器的左側(cè)或右側(cè)，在結構上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒擋時駕駛員移動變速桿的方向改變了。為防止以外掛如倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需要克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。本次設計的變速箱是手動四檔兩軸式變速箱，器傳動方案如上圖2-1b所示，考慮到縮小軸向的尺寸，故將器倒檔置于一、二檔得結合套上，具體布置如下圖2-6所示。圖2-6

27、 兩軸式手動四檔變速器布置方案2.2變速器零、部件結構方案分析2.2.1齒輪型式變速器所用的齒輪有斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪雖然制造時復雜、工作時有軸向力，但因其使用壽命長、工作平穩(wěn)、噪音小而仍然得到廣泛的使用。變速器中的長嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使長嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪用于低檔和倒檔。本次設計中除一、倒檔，其余全為斜齒圓柱齒輪2.2.2換檔結構型式 變速器換檔結構型式有直齒滑動齒輪、嚙合套、同步器等三種。汽車行駛時各檔齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動齒輪方法換檔，會在齒輪端面產(chǎn)生沖擊，并伴有噪音。

28、這使齒輪端面磨損加劇并過早損壞。同時使駕駛員精神緊張，而換檔時的噪音又使汽車的舒適度減低。只有駕駛員用熟練的技術，使齒輪換檔時無沖擊，才能克服上述缺點。但是，該瞬間駕駛員注意力被分散，影響行使安全性。因此盡管這種換檔方法結構簡單。除一檔、倒檔外已很少使用。由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪嚙合狀態(tài)，所以可用嚙合套換檔。這時，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換檔。它們都不會過早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩增大。因此，這種換檔方法，目前只在某些要求不高的檔位大貨車變速器上使用。 使用同步器

29、能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術熟練程度無關，從而提高汽車的加速性、經(jīng)濟性、和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán)使用壽命較短等缺點，但仍然得到廣泛的應用。2.2.3變速器軸承形式變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸承等。至于何處應當采用什么軸承，是守結構限制并所受的載荷的點不同而不同。汽車變速器有結構緊湊、尺寸小的特點，采用尺寸大些的軸承受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸長嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，如空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，

30、用來承受軸向力和徑向力。變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間，常采用一端有密封的的球軸承來承受徑向力。作用在第一軸的長嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部的軸承傳遞給變速器殼體，此處常用委員有擋圈的球軸承。由于變速器向輕量化發(fā)展的需要，要求減少變速器中心距，這樣就影響到軸承外徑尺寸。為保證軸承有足夠的壽命，可選用能承受一定軸向里的無保持架的圓柱滾子軸承。中間軸上的齒輪工作時產(chǎn)生的的軸向力，原則上由前或后軸承承受都可以，但當在殼體前端布面布置軸承蓋有困難，必須由后軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力，而后端采用外圓有擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。圓錐滾子軸承因具有直徑較小、

31、寬度較寬，因而容量大，可承受高負荷和通過對軸承的預緊能消除軸向間隙和軸向傳竄動等優(yōu)點，固在一些變速器上得到應用。圓錐滾子軸承軸承也有裝配后需要調(diào)整預緊，是裝配變的麻煩且磨損后易歪斜，導致齒輪不能正常嚙合而損壞。因此，錐軸承不適合用在線膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體上。變速器第一軸、第二軸的后端軸承，以及中間軸承、后軸承，按直徑系列一般選用種系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于620mm。滾針軸承、滑動軸套主要用在齒輪和周不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、徑向配合間隙小、定位及運轉(zhuǎn)精度高、有利于

32、齒輪嚙合的優(yōu)點。滑動軸套的徑向配合間隙大、易磨損、間隙大后影響齒輪的定位和運轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增大?；瑒虞S套的優(yōu)點是易制造、成本低。此次設計中采用圓柱滾子軸承。2.2.4 齒輪變位系數(shù)的選擇原則：齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。何謂變位？即通過改變標準刀具對齒輪毛坯的徑向位置或改變標準刀具齒槽寬后切制的齒形為非標準漸開線齒形的齒輪。采用變位齒輪，除了避免根切和配湊中心距之外，它還影響齒輪強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗校核能力及齒輪的嚙合噪聲。齒輪的變位分為高度變位和角度變位兩類。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪齒根部分的強度，使它達到和大齒輪強度相

33、接近的程度。高度變?yōu)榈娜秉c就是不能痛風石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(shù)之和不等于零。角度變位既具備了高度變位的優(yōu)點，又避免餓其缺點?？傮w變?yōu)橄禂?shù)c=1+2越小，一對齒輪的齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎曲強度越低。但是由于齒輪的剛度減少，易于吸收沖擊振動，故噪聲會小一點。另外，c值越小，齒輪的齒形重合度越大，這不但有利于較低噪聲，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷的著力點距齒根越近，彎曲力矩越小，相當于齒根強度的提高，由于齒根減薄而產(chǎn)生的消弱強度的因素也有所抵消。根據(jù)上述的理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一檔、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用

34、小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。一般情況下，最高檔和一檔齒輪副的c可選用-0.20.2.隨著檔位的降低，c值應該逐擋增大。一、二擋和倒檔齒輪應選用較大的c值，以便獲得高強度齒輪副。一檔齒輪的c可取1.0以上。在本次設計中考慮到根切問題，一擋和倒擋采用變位齒輪，其他齒輪不選用變位?？砂凑障旅娴墓絹泶_定：=17-Z172.2.5其他問題因為變速器在低檔工作時有較大的力，所以典型的兩軸式變速器的低檔，布置在靠近后支撐處，然后按照從低檔到高檔順序不止各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，有能保證容易裝配。多數(shù)情況下，輸出軸和輸入軸及其上面的零部件是通過變速器殼體上方孔口設計在變速器殼體下方或者

35、側(cè)面。輸入軸上做在軸上的齒輪外徑，應該比殼體前壁軸承孔的尺寸小，因為它要經(jīng)過該孔裝。變速器整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。對于典型的兩軸式變速器，通過控制軸的長度既控制檔數(shù)，可以作到有足夠的剛性。通常殼體是整體的，有些地方設計有加強筋板 。殼體前或后壁軸承孔之間的連接部分應當留有足夠的尺寸。內(nèi)裝操縱機構的變速器蓋，用螺栓固定到殼體上，裝配后的變速器結構剛度，還與該螺栓的扭緊程度有關。第三章 變速器主要參數(shù)選擇3.1中心距A的選定對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。它是一個基本參數(shù)，

36、其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對齒輪的接觸強度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證齒輪必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與反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，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過小，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。對于中間軸式變速器，初選中心距是可以根據(jù)以下經(jīng)驗公式計算: A=KA3Temaxi1g式中，A為變速器中心距（mm）；KA為中心距系數(shù)，乘

37、用車：KA=8.99.3；Temax為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；i1為變速器的一檔傳動比；ng為發(fā)動機的傳動效率，取96%。已知桑塔納2000手動變速器的一檔傳動比在3.5左右，先取i1=3.5， Temax=155N.m 帶入上式得出初選中心距的范圍A=,71.6 74.8mm 而此次設計中的變速器為乘用車一類，發(fā)動機前置前驅(qū)，也可以根據(jù)變速器中心距A和發(fā)動機的排量的關系來初選，乘用車中心距在7080mm。故綜上，此次設計初選中心距為74mm。外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機構的布置方案來初步確定。影響殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。

38、乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為（3.03.4）A商用車變速器殼體的軸向尺寸可參照下類數(shù)據(jù)選用： 四檔 （2.22.7）A 五檔 （2.73.0）A六檔 （3.23.5）A 當變速器選用的擋數(shù)和同步器較多時，上述中心距系數(shù)應選取上限。為了檢測的方便，中心距A最好為整數(shù)。3.2齒輪參數(shù)3.2.1模數(shù)的選取齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響他的選取因數(shù)又有很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。選取模數(shù)應該遵守以下原則：在變速器中心距相同的情況下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可是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(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些

39、，應增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪的應該選取一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪要有不同的模數(shù)；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(shù)應取得小些；對于貨車減少質(zhì)量比減少噪聲重要，固齒輪應選用大些的模數(shù)；變速器低檔應選用大些的模數(shù)，其他檔位應選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各檔的齒輪選用相同的模數(shù)。表3-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn車 型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量ma/t1.0V1.61.6V2.56.014.0模數(shù)mn/mm2.252.752.753.03.504.504.506.00所選模數(shù)數(shù)值應符合國家標準GB/T13571987的規(guī)

40、定，見下表。選用時應用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡量不用。表3-2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)第一系列1.251.52.002.503.004.005.00第二系列1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.505.50表31 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車型微型、輕型轎車中級轎車中型貨車重型汽車2.25-2.752.75-33.50-4.54.50-6已知此次所設計的變速器是桑塔納2000手動四速變速器，發(fā)動機的排量是1.8V，為中級汽車，一般情況下，汽車的一、倒擋會使用較大的模數(shù)，故根據(jù)以上三表格的內(nèi)容，一、倒擋選用模數(shù)為m=3mm，其余各檔的模數(shù)m=2.75mm3.2.2壓力角齒輪

41、壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合是的動載荷，是傳動平穩(wěn)，有力與降低噪聲；壓力角較大時可提高齒的抗彎強度和表面接觸強度。實驗證明：對于直齒輪，壓力角在28是強度最高，超過28時強度增加的不多；對于斜齒輪，壓力角在25時強度最高。實際上因國家規(guī)定的標準壓力角為20，所以變速器的齒輪采用的壓力角普遍是20。嚙合套或同步器的結合壓力角有20、25、30等，但普遍使用30的壓力角。所以此次設計中的齒輪鎖采用的壓力角為20，同步器的壓力角為30。3.2.3 螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意他對齒輪工作噪聲、齒輪的強度和軸向力有影響。在

42、齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也隨著提高。不過當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度繼續(xù)上升。因此從高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望有過大的螺旋角，以1525為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應當選用較大的螺旋角。斜齒輪螺旋角可以在以下提供的范圍內(nèi)選?。褐虚g軸式變速器2234兩軸式變速器為20253.2.4 齒寬b通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來確定齒寬b：直齒輪 b=Kcm，Kc為齒寬系數(shù)，為4.58.0斜齒輪 b=Kcmn，Kc取6.08.5采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒輪的

43、工作寬度初選是可取24mm。3.3各檔齒數(shù)的分配與計算此次所設計的桑塔納2000手動四速變速箱的各檔齒輪分配方案如上一章節(jié)中圖2-6所示。在分配齒數(shù)的時候，應該注意的是各檔齒輪的齒數(shù)應該盡可能的不是整數(shù)，以便齒輪均勻磨損。3.3.1一檔齒輪齒數(shù)的確定桑塔納2000手動四速兩軸式變速器，已知：發(fā)動機輸出功率p=74千瓦，轉(zhuǎn)速n=5200r/min，最大扭矩 Te=155N.M，排量1.8V，載荷平穩(wěn)，可靠性一般。確定一檔齒輪齒數(shù)：(1)一檔傳動比 i1=Z2Z1 （3-1）為了求Z1和Z2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh，公式如下：直齒 Zh=2Am 斜齒 Zh=2Acosmn （3-2） (2)選取中

44、間軸一檔的齒數(shù) 轎車兩軸式變速器一檔傳動比i=3.53.8時，一檔的齒數(shù)在Z8=1117，由于所設計為一般中級轎車，載荷平穩(wěn)、可靠性要求一般。一檔齒輪傳動比i=3.5，模數(shù)m=3mm，取一檔主齒輪齒數(shù)Z1=11。由于齒數(shù)為11，將會發(fā)生根切，故需要對其進行變位，變位系數(shù)=(17-Z1)/17 = (17-11)/17=0.36Z2= Z1i1=113.5=38.5取整后Z2=39，重新計算i1= Z2 /Z1=39/11=3.545計算中心距，A=（Z1+Z2）m=（39+11） 3=75mm3.3.2二擋齒輪齒數(shù)的確定 i2=Z4Z3 （3-3）根據(jù)初選的中心距A=74，模數(shù)為m=2.75。

45、初選螺旋角=20帶入上式（3-2）中，Zh=2Acosmn=274cos202.75/cos20=47.52取整，Zh=48。先取二擋的傳動比i2=1.8，則帶入式（3-3）中得到，2.8Z3=48 Z3=17.14，取 Z3=17則Z4=48-17=31.然后對中心距A進行修正 由于齒輪齒數(shù)取整后會使中心距發(fā)生變化，固需要重新計算中心距：A=Zhmn/2cosA=74.74為了方便檢測，故中心距應當取整，取A=75mm。由于中心距發(fā)生了變化則需要對螺旋角進行修正，=20.27=201612。由于齒數(shù)的取整，傳動比發(fā)生了變化，修正后的傳動比為i2=31/17=1.8233.3.3三檔齒輪齒數(shù)的

46、確定 i2=Z6Z5 （3-4）先取三檔的傳動比為i3=1.2，則帶入式（3-4）中得到，2.2Z5=48 Z5=21.8，取 Z5=22則Z6=48-22=26.螺旋角不變，為=201612由于齒數(shù)的取整，傳動比發(fā)生了變化，修正后的傳動比為i3=26/22=1.1893.3.4四檔齒輪齒數(shù)的確定 i2=Z8Z7 （3-5）該擋為最高檔，選用超速擋，傳動比在0.70.9之間，初選四檔的傳動比為i4=0.85，則帶入式（3-5）中得到，1.85Z7=48 Z7=25.94，取 Z7=26則Z8=48-26=22.螺旋角不變，為=201612由于齒數(shù)的取整，傳動比發(fā)生了變化，修正后的傳動比為i4=

47、22/26=0.8463.3.5確定倒檔齒輪齒數(shù)一檔、倒檔齒輪常選用相同的模數(shù)，所以m=3mm。倒檔齒輪Z11的齒數(shù)，一般在2123之間，可選倒檔齒輪齒數(shù)Z11=22，為避免齒輪9，與齒輪10齒頂圓的接觸，故將齒數(shù)Z9取為Z9=11，可計算出輸入軸與倒檔軸的中心距：A A=1/2m(Z9+Z11) =1/2 3（1122） =49.5mm初選倒檔的傳動比為i倒=3.2，i倒=Z10Z11/Z11Z9，計算得出Z10=35.2，取整后，Z10=35 重新計算倒檔傳動比，i倒= Z10Z11/Z11Z9=35/11=3.182計算倒檔齒輪與輸出軸的中心距A=（Z10+Z11）m/2=（35+22）

48、3/2=85.5mm由于Z9的齒數(shù)為11會發(fā)生根切，對其進行變位，變位系數(shù)x=（17-11）/17=0.36驗證中心距：為了保證齒輪10與齒輪9不發(fā)生接觸，則其兩者齒頂圓直徑之和必須小于2A。da9=m（Z+2+x）=3（11+2+0.36）=40.08mmda10=m（Z+2-x）=3（35+2-0.36）=109.92mm2A-（da9+ da10）=150-（40.08+109.92）=0mm，會發(fā)生運動干涉，故采用短齒齒輪，齒頂高系數(shù)ha取0.8，再代入上兩式，da9=m（Z+1.6+x）=3（11+1.6+0.36）=38.88mmda10=m（Z+1.6-x）=3（35+1.6-0

49、.36）=108.72mm2A-（da9+ da10）=150-（38.88+108.72）=2.4mm有足夠的空間，不會發(fā)生運動干涉。3.3.6各擋齒輪參數(shù)表一、倒擋的齒寬系數(shù)應取得稍微大些，因此去Kc=8，所以一、倒檔的齒寬b=kcm=83=24mm。其余各擋的齒寬系數(shù)取kc=6，b=kcmn=62.75/cos=15.99，取b=16mm各擋齒輪的參數(shù)如下表所示：表3-1各擋齒輪的參數(shù)擋數(shù)從動齒輪齒數(shù)主動齒輪齒數(shù)中間齒輪齒數(shù)齒寬b（mm）模數(shù)m（mm）螺旋角（）傳動比i一擋391124303.545二擋3117162.7520.271.823三擋2622162.7520.271.189四

50、擋2226162.7520.270.846倒擋35112224303.182 第四章 變速器的設計與計算4.1齒輪的損壞形式取力器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。齒輪折斷發(fā)生在以下幾種情況：齒輪收到足夠大的沖擊載荷作用，造成齒輪彎曲折斷；齒輪在重復載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中極其少見，而后者出現(xiàn)的多些。齒輪工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在于齒面細小裂紋中的潤滑油壓升高，并導致裂紋擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點，稱之為齒面點蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，并可能導

51、致齒輪折斷。用移動齒輪的方法完成的換擋的低檔和倒檔出論，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪的存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。負荷大、齒面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸處產(chǎn)生高溫作用下的情況使齒面間的潤滑油膜遭到破壞，導致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，稱之為齒面膠合。變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)的較少。4.2齒輪的強度計算 （1）直齒輪彎曲應力W W=F1KKfbty （4-1）式中，W為彎曲應力（MPa）；F1為圓周力（N），F(xiàn)1=2Tg/d；Tg為計算載荷（N.mm）；d為節(jié)圓直徑（mm）；K為集中應力系數(shù)，可取

52、近似值 K=1.65；Kf為摩擦力影響系數(shù)，主、從動輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪Kf=1.4從動齒輪Kf=0.9；b為齒寬（mm）；t為端面齒距（mm）t=m，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖（4-1）所示。應為齒輪的節(jié)圓直徑為d=mz，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)帶入（4-1）后得到當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒檔得許用彎曲應力在400850MPa，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限。圖4-1齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂=20，f0=10）W = 2TgKKfm3Kcy （4-2）已知發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩為Temax=155

53、N. m=155000N.mm，輸入軸上的齒輪其Tg=Temax，輸出軸上的齒輪其Tg=iTemax計算一檔主動齒輪：齒數(shù)z1=15，已知其正變位為0.36，根據(jù)上圖，取得y=0.153齒寬系數(shù)Kc=8，帶入式（4-2），一擋的許用彎曲應力為400850Mpa。w=(21550001.651.1)3.14330.153118 =492.6Mpa。故滿足許用彎曲應力要求。計算一檔從動齒輪：齒數(shù)z2=39，已知其負變位為0.36，根據(jù)上圖，取得y=0.128齒寬系數(shù)Kc=8，帶入式（4-2），一擋的許用彎曲應力為400850Mpa。w=(21550003.5451.650.9)3.14330.12

54、8398 = 481.8Mpa滿足許用彎曲應力要求。計算倒主動齒輪Z9：齒數(shù)Z9=11，已知其正變位為0.36，根據(jù)上圖，取得y=0.153齒寬系數(shù)Kc=,8，倒擋的許用彎曲應力為400850Mpa。w=(21550001.651.1)3.14330.153118 = 492.8Mpa滿足許用彎曲應力要求。計算倒從動檔齒輪Z10：齒數(shù)z10=35已知其負變位為0.36，根據(jù)上圖，取得y=0.123齒寬系數(shù)Kc=8，的許用彎曲應力為400850Mpa。w=(21550003.1821.650.9)3.14330.123358 = 501.54Mpa滿足許用彎曲應力要求。（2）斜齒輪彎曲應力wW

55、= F1KbtyK （4-3）式中，式中，W為彎曲應力（MPa）；F1為圓周力（N），F(xiàn)1=2Tg/d；Tg為計算載荷（N.mm）；d為節(jié)圓直徑（mm）d=（mnz）/cos，mn為法向模數(shù)（mm）；K為集中應力系數(shù)，可取近似值 K=1.50； b為齒寬（mm）；t為法向齒距（mm）t=mn；y為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)Zn=Z/cos3在上圖中查得；K為重合度影響系數(shù)，K=2.0。將上述有關參數(shù)帶入（4-3）后得到W = 2TgcosKZmn3yKcK （4-4）當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合和高檔齒輪，許用應力在180350MPa 的范圍。在計算常嚙合齒輪時由于沒有采用變位，所以主、從動齒輪的彎曲應力大小只差在y上，而y隨著當量齒數(shù)的增大而減小，所以計算時只要計算該對齒輪中彎曲應力大的，即齒數(shù)小的那個齒輪即可。計算二擋常嚙合齒輪齒輪的彎曲應力已知 Z3=17，Kc=6，=20.27，Zn=20.6，從表中查的y=0.128帶入式（4-4） w= 2155000cos20.271.53.14172.753/cos320.27260.128 = 211.17MPa。滿足許用彎曲應力要求。計算三檔常嚙合齒輪的彎曲應力已知 Z5=22，Kc=6，=20.27，Zn=26.65從表中查的y=0.137帶入式（4-4）