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摘 要
變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，為了使汽車在不同速度下行駛，變速器應(yīng)設(shè)有多個檔位，包括空擋和倒檔。機械式手動變速器是傳統(tǒng)的汽車傳動系統(tǒng)，由于其結(jié)構(gòu)簡單、體積小、制造成本低、便于裝配和修理，傳動效率高等優(yōu)點，一直沿用至今。作為傳動機構(gòu)的重要部件，對變速器的設(shè)計都遵循著統(tǒng)一的目標(biāo)，那就是力求簡單和方便。變速器的性能直接體現(xiàn)出整車性能的高低，特別是燃油經(jīng)濟性的好壞。所以變速器的設(shè)計質(zhì)量的高低一直是汽車行業(yè)競爭的焦點。
本設(shè)計針對乘用車兩軸式機械變速器。根據(jù)乘用車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)，結(jié)合選擇的適合于該乘用車的發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。結(jié)合某些乘用車的基本參數(shù)，選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，計算出變速器的相關(guān)參數(shù)，進行合理性的設(shè)計。
關(guān)鍵詞：變速器；傳動機構(gòu)；傳動比；齒輪；軸；同步器
ABSTRACT
To change the engine used to spread transmission of torque and wheel speed, in order to make car travel at different speeds, transmission should be a number of stalls, including neutral and reverse. 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 mechanism as an impotant component, the design of transmission line with the goal of reunification, it is simple and convenient. 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.
The design for the two-axis mechanical transmission cars. Form the basis of passenger cars, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and parameters such as maximum speed, combined with the suitable selection of the cars engine engine models can be drawn maximum power, maximum torque, displacement and other important parameters. Combination of some basic parameters of passenger cars, to choose the appropriate reduction ratio of the Lord. Based on the above parameters to calculate the transmission of the relevant parameters for a reasonable design.
Key words:Transmission;Transmission mechanism; Transmission ratio；Gear;Axis；Synchronizer
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第1章 緒 論
1.1 選題的目的和意義
汽車變速器是汽車傳動系的重要組成部分。由于汽油機額定轉(zhuǎn)矩對應(yīng)的速度范圍很小,而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化，因此要用齒輪傳動來適應(yīng)駕駛時車速的變化。變速器是傳動系的主要部件,它的性能對整車的動力性、燃油經(jīng)濟性以及乘坐舒適性等方面都有十分重要的影響。手動機械變速器可以完全遵從駕駛者的意志，且結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、故障率相對較低、經(jīng)濟性好、環(huán)保性強、物美價廉,因此在市場上仍占有一席之地，開發(fā)手動機械變速器也適應(yīng)當(dāng)代世界經(jīng)濟的發(fā)展和需要。隨著科技的高速發(fā)展，節(jié)能與環(huán)境保護、應(yīng)用新型材料、高性能及低成本都可將作為汽車新型變速器的研究方向。
1.2 變速器發(fā)展和國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
教練車都是手動早期的汽車傳動系，從發(fā)動機到車輪之間的動力傳遞形式是很簡單的，一般都采用皮革作襯墊的油浴離合器。汽車自動變速器作為一種新型的傳動器，最早是1939年由通用公司奧茲莫比爾部開發(fā)的。自20世紀(jì)40年代起人們就不遺余力地發(fā)展自動變速器1940年奧茲莫比爾采用液力自動變速器，這是在批量生產(chǎn)的美國汽車上最早采用的全自動變速器，也是第一臺現(xiàn)代意義上的自動變速器。1948年，自動變速器已經(jīng)發(fā)展到與行星傳動組成一體的液力變矩器。1983年，豐田汽車公司生產(chǎn)了A140E型自動變速驅(qū)動橋。這是第一種電控換擋自動變速器，開創(chuàng)了變速器發(fā)展的新趨勢。在我國上海通用汽車公司在其生產(chǎn)的別克轎車上裝備了4T65-E型電控自動變速器，這是我國第一家汽車公司將自動變速器作為標(biāo)準(zhǔn)裝備裝于轎車。
世界最大的手動變速器制造商德國ZF公司預(yù)測說，到2012年北美市場出售的汽車中將只有6%是手動擋，歐洲與美國的情況不同，有機構(gòu)預(yù)測，到2013年歐洲有52%的汽車還是手動擋，配備自動手動的變速器將只有10%,配備無級變速器的將占2%,配備雙離合變速器的將占16%，歐洲人崇尚節(jié)能 環(huán)保，喜歡開小型車，更青睞手動變速器的經(jīng)濟燃油性。而在日本變速器市場，CVT的市場占據(jù)絕對優(yōu)勢。在我國，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)年中高檔的汽車是不會輕易放棄手動變速器的。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕校中，變速器的，除了經(jīng)濟適用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，所以一些之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好基礎(chǔ)以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)。
1.3變速器設(shè)計的要求
變速器設(shè)計的具體要求應(yīng)包括：正確選擇變速器的檔位和傳動比，使之與發(fā)動機參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性；設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸；設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛；設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出；換擋迅速、省力、方便；工作可靠，使用壽命長；變速器應(yīng)有高的工作效率；變速器的工作噪音要低；輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。
1.4研究的基本內(nèi)容
本次設(shè)計的具體內(nèi)容是結(jié)合設(shè)計要求，在保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性的前提下，利用所選定的發(fā)動機參數(shù)，完成變速器結(jié)構(gòu)布置和設(shè)計。需要解決的主要問題包括：使變速器能有效的防止脫檔，跳檔，亂擋并方便掛檔；減小噪音并盡量能達到輕量化、高承載、低噪聲、換檔操縱性好和經(jīng)濟實用性；使變速器具有良好的動力性與經(jīng)濟性，換擋迅速、省力、方便；變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。
第2章 機械式變速器方案的設(shè)計
2.1變速器的功用和要求
變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。
對變速器的主要要求是：
（1）應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。
（2）工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。
（3）重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。
（4）傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?
（5）噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。
2.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定
1、變速器傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇
有級變速器與無級變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。
設(shè)計時首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。
傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的最高傳動比范圍為3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0；越野車與牽引車為10.0~20.0。
通常，有級變速器具有3、4、5個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用
多檔變速器，其前進檔位數(shù)多達6~16個甚至20個。
變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構(gòu)時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于5個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為5檔。多于5個前進檔將使操縱機構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。
某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于1（0.7~0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。
有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。
三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。
1— 第一軸；2—第二軸；3—中間軸
圖2.1 轎車中間軸式四檔變速器
三軸式變速器如圖2.1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞
扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。
兩軸式變速器如圖2.2所示。
1— 第一軸；2—第二軸；3—同步器
圖2.2 兩軸式變速器示意圖
與三軸式變速器相比，兩軸式變速器結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除倒檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%～10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且使傳動系結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；低檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可裝在第一軸的后端，如圖。
兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。
有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設(shè)計中，倒檔齒輪采用直齒輪。
由于本次所設(shè)計的汽車是發(fā)動機前置，前輪驅(qū)動，因此采用兩軸式變速器。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時齒輪和軸承均受載，因此噪聲較大也曾加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限也受到較大限制，但這缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來消除。
( a ) ( b )
( c ) （ d ）
圖2.3 兩軸式變速器的傳動方案
圖2.3中的(a)、(b)、(c)、(d)分別示出來了幾種兩軸式變速器的傳動方案，它們的共同的特點是：一檔和倒檔的齒輪都布置的靠近支撐。為了提高軸的剛度，有的將倒檔齒輪移至附加殼體內(nèi)的支撐旁，如圖2.3中（c）。也有設(shè)置附加支撐的，如圖2.3中（d），這些措施均可減小齒輪的磨損及降低噪音。有些兩軸式變速器，將高檔的同步器裝在第一軸上；低檔的同步器裝在第二軸上，如圖2.3中（b）、（d），以減小變速器的軸向尺寸。
2、倒檔傳動方案
圖2.4 倒檔傳動方案
圖2.4為常見的倒擋布置方案。圖2.4（b）所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2.4（c）所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2.4（d）所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2.4（c）所示方案。圖2.4（e）所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.4(f)所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2.4(g)所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些。
本設(shè)計采用圖2.4(f)所示的傳動方案。因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，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在靠近軸的支承。
2.3變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析
變速器的設(shè)計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。
1、齒輪型式的選擇
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。
與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設(shè)計中由于一檔采用的是常嚙合方案，因此一檔也采用斜齒輪傳動方案，即除倒檔外，均采用斜齒輪傳動。
2、換檔結(jié)構(gòu)型式
換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。
直齒滑動齒輪換檔的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，除一檔、倒檔外很少采用。
嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。
采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時保證迅速、無噪音、操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。
利用同步器換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程短。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，要求換入不同檔位的變速桿行程應(yīng)盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實現(xiàn)這一點。
因此經(jīng)過比較得出，倒檔用直齒滑動齒輪換擋，其余檔位選用鎖環(huán)式同步器換擋。
3、.防止自動脫檔的措施
自動脫檔是變速器的主要故障之一。由于結(jié)合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導(dǎo)致自動脫檔。為解決這一問題，除工藝上采用措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：
(1)將嚙合套做得長一些如圖2.5中(a）或者兩接合齒的嚙合位置錯開如圖2.5中（b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1～3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。
(2)將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3～0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔如圖2.5中（c）。
(3)圖2.5中（d）的這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，常被應(yīng)用于變速器中。
(
（a) (b)
（c） （d）
圖2.5 常見嚙合套形式
在本設(shè)計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖2.6所：
l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊;
7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪
圖2.6 鎖環(huán)式同步器
2.4本章小結(jié)
通過對變速器傳動方案的分析，確定了變速器軸的布置方案，選擇齒輪的形式，倒檔的傳動方案，討論了防止自動脫檔的方法，換擋機構(gòu)與同步器的工作原理的分析與選擇，為下一步做好準(zhǔn)備。
第3章 變速器齒輪的設(shè)計與校核
根據(jù)本設(shè)計的要求，以桑塔納LX為參考依據(jù)，該車的發(fā)動機最大功率P=66kw,T=138Nm, n=3300r/min,主減速器傳動比i=4.111,最高車速u=161km/h,整車整備質(zhì)量1030kg,車輪半徑0.29.
1、檔數(shù)的確定
近年來，為了降低油耗，變速器的檔位有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔，發(fā)動機排量小的可選用4個檔。本設(shè)計采用4個檔。
2、傳動比范圍的確定
選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。目前乘用車的傳動比范圍在3.0~4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0~8.0之間，其他商用車更大。
3.1 變速器各檔傳動比的確定
1、變速器最高傳動比的確定
汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有
（3.1）
則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為
（3.2）
式中 ：m ——汽車總質(zhì)量；
G——重力加速度；
ψmax——道路最大阻力系數(shù)；
rr——驅(qū)動輪的滾動半徑；
Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；
i0——主減速比；
η——汽車傳動系的傳動效率。
根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件
（3.3）
求得的變速器I檔傳動比為：
（3.4）
式中： G2——汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷；
Φ——路面的附著系數(shù)，計算時取φ=0.5~0.6。
由已知條件：滿載質(zhì)量 1030kg；
rr=294.6mm；
Te max=138Nm；
i0=4.111；
η=0.95。
根據(jù)公式（3.4）可得：igI =2.48~3.72，初選igI =3.44。
2、變速器各檔傳動比的確定
發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系為
（3.5） 式中： ——汽車行駛速度，=161km/h;
n ——發(fā)動機轉(zhuǎn)速，n=5200r/min;
——變速器傳動比，最高檔傳動比為，最低檔傳動比為；
——主減速器傳動比。
（3.6）
計算得 。
中間檔的傳動比理論上按公比為q的等比數(shù)列分配：
（3.7）
實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：=1.581。
計算的各檔傳動比為：
3、中心距A的確定
中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強度。初選中心距A時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算
（3.8）
式中： ——中心距系數(shù)。對轎車， =8.9～9.3；對貨車， =8.6～9.6。
——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。
——變速器一檔傳動比。
——變速器的傳動效率。
計算得： A=68.25~71.32
取 A=70
4、軸向尺寸的確定
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檔機構(gòu)的布置初步確定。
轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0～3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：
四檔(2.2～2.7)A
五檔(2.7～3.0)A
六檔(3.2～3.5)A
當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。
本次設(shè)計為轎車四檔變速器，其殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A=210～238變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確。
3.2 齒輪參數(shù)的確定
變速器四個前進擋采用斜齒圓柱輪，倒檔采用直齒圓柱齒輪。
1、模數(shù)的選取
齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，影響它的選取因素有很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪音、工藝要求等。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸近線。由于工藝上的原因同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8-14.0t的貨車為2.0～3.5。
所有齒輪的模數(shù)定為2.5。
2、 壓力角的選取
壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角定為。
3、 螺旋角的確定
斜齒輪咋變速器中得到廣泛的應(yīng)用。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應(yīng)選用較大的螺旋角。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，為使工藝簡便，可將螺旋角設(shè)計成一樣的，中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律取為右旋。
中間軸式變速器為；
貨車變速器：；
所以初選斜齒輪螺旋角。
4、齒寬的確定
齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
直齒 b=(4.5~8.0)m，mm
斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm
5、 齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)對重合度、齒輪強度、工作噪音、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。規(guī)定齒頂高系數(shù)取。
6、 齒輪材料的選擇
變速器齒輪可以與軸設(shè)計成一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支撐等方式之一與軸連接。
齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒頂圓處的厚b影響齒輪強度。要求尺寸b應(yīng)該大于或等于齒輪危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸，在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能大一些，至少滿足尺寸，為花鍵內(nèi)徑。為了減小質(zhì)量，輪輻處厚度應(yīng)滿足強度條件下設(shè)計得薄些。
齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪音減小，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在范圍內(nèi)選用。要求齒輪制造精度不低于7級。
國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用、、、、、。滲碳齒輪表面硬度為。心部硬度為。值得指出的是，采用噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施能使齒輪得到強。
3.3齒輪尺寸的確定
1、一檔齒輪尺寸的確定
一檔齒輪：，
（1） 變位系數(shù)：，
（2） 理論中心距：=77.154mm
（3） 中心距變動系數(shù)：=1.1388
（4） 齒頂降低系數(shù)：=0.3112
（5） 端面模數(shù)：
（6） 分度圓直徑：
（7）齒頂高：
（8）齒根高：
（9）齒全高：
（10）齒頂圓直徑：
（11）齒根圓直徑：
2、二檔齒輪尺寸的確定
二檔齒輪：，
（1） 變位系數(shù)：，
（2） 理論中心距：=78.997mm
（3） 中心距變動系數(shù)：=0.401
（4） 齒頂降低系數(shù)：=0.199
（5） 端面模數(shù)：=2.68
（6） 分度圓直徑：
（7）齒頂高：
（8）齒根高：
（9）齒全高：
（10）齒頂圓直徑：
（11）齒根圓直徑：
3、三檔齒輪尺寸的確定
三檔齒輪：，
（1） 變位系數(shù)：
（2） 端面模數(shù)：=2.71
（3） 分度圓直徑：
（4）齒頂高：
（5）齒根高：
（6）齒全高：
（7）齒頂圓直徑：
（8）齒根圓直徑：
4、四檔齒輪尺寸的確定
四檔齒輪：，
（1）變位系數(shù)：
（2） 端面模數(shù)：=2.76
（3） 分度圓直徑：
（4）齒頂高：
（5）齒根高：
（6）齒全高：
（7）齒頂圓直徑：
（8）齒根圓直徑：
5、倒檔齒輪尺寸的確定
倒檔齒輪：，，
（1） 變位系數(shù)：，，
（2） 分度圓直徑：
（3）齒頂高：
（4）齒根高：
（5）齒全高：
（6）齒頂圓直徑：
（7）齒根圓直徑：
3.4各檔齒輪齒數(shù)的分配
在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。
1、2——一檔齒輪，3、4——二檔齒輪，5、6——三檔齒輪
7、8——四檔齒輪，9、10、11——倒檔齒輪。
圖3.1 傳動方案
1、確定一檔齒輪的齒數(shù)和傳動比
一檔傳動比為：
（3.10）
(3.11)
取整52，轎車可在之間取，取，則。
，帶入上公式得：
對中心距A進行修正
(3.12)
取整得，為標(biāo)準(zhǔn)中心距。
2、 確定二檔齒輪的齒數(shù)和傳動比
取整，取
則有 帶入公式得：。
3、確定三檔齒輪的齒數(shù)和傳動比
取整，取
則有，帶入公式得：
4、確定四檔齒輪的齒數(shù)和傳動比
取整，取
則有，帶入公式得：
5、確定倒檔齒輪的齒數(shù)和傳動比
倒檔采用直齒圓柱齒輪，且傳動比與一檔相近，取其為3.2
則有 ：
試?。海?
則有：
倒檔齒輪的齒數(shù)一般在之間，取。
則二軸與倒檔軸的中心距有：
3.5 變位系數(shù)的確定
齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。
變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時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。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。
有幾對齒輪安裝在第一軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，對齒數(shù)和少些的齒輪副則應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。
變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。
總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。
嚙合角：
計算得：
查圖得：，，
同理計算得：，
，，
3.6齒輪的校核
1、齒輪的損壞原因及形式
齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。
輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)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。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。
齒輪工作時，輪齒相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。
用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。
2、齒輪材料的選擇原則
齒輪材料的選擇原則是：（1）滿足工作條件的要求；
（2）合理選擇材料匹配；
（3）考慮加工工藝及熱處理工藝。
3、齒輪的強度計算與校核
與其他機械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為。
（1）齒輪彎曲強度計算
直齒輪彎曲應(yīng)力
（3.13）
式中，——彎曲應(yīng)力（MPa）；
——計算載荷（）；
——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；
——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動=0.9；
——齒寬，=18，=15，=18；
——齒形系數(shù)。
圖3.2 齒形系數(shù)圖
將所得出的數(shù)據(jù)帶入式（3.13）得：
Mpa
Mpa
Mpa
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，直齒輪的彎曲應(yīng)力在400~850MPa之間。
斜齒輪彎曲應(yīng)力
（3.14）
——計算載荷；
——斜齒輪螺旋角；
——應(yīng)力集中系數(shù)；
——齒數(shù)；
——法向模數(shù)，取=2.5；
——齒形系數(shù)；當(dāng)量齒數(shù) ;
——重合度影響系數(shù)，=2.0；
——齒面寬，斜齒 。
將所得出的數(shù)據(jù)帶入式（3.14）得：
=225.192 Mpa
=66.110 Mpa
=174.449 Mpa
=84.412 Mpa
=161.873 Mpa
=111.63 Mpa
=125.914 Mpa
143.577 Mpa
當(dāng)計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強度要求。
（2）齒輪接觸應(yīng)力
（3.15）
；；為計算載荷且
則有 （3.16）
式中：
——齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）；
F——齒面上的法向力（N），；
——圓周力在（N）， ；
——節(jié)點處的壓力角（°）；
——齒輪螺旋角（°）；
E——齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取 MPa；
B——齒輪接觸的實際寬度，18 （）；
——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（）；
直齒輪：
斜齒輪： =/
/
其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（）。
將所得出的數(shù)據(jù)帶入上式得： =937.058 Mpa
=503.653 Mpa
=679.047 MPa
=468.001 Mpa
=549.263 MPa
=470.9892 MPa
=480.437 MPa
=514.797 MPa
=1135.855 Mpa
=526.907 MPa
=853.946 Mpa
齒輪的需用接觸應(yīng)力為一檔和倒檔 1900~2000，高檔1300~，因此，上述計算結(jié)果均符合接觸應(yīng)力要求。
3.7變速器殼體材料的選用
變速器殼體的尺寸要盡可能小些，同時質(zhì)量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸承工作時不會歪斜，變速器橫向斷面尺寸應(yīng)保證能布置下齒輪，而且設(shè)計時還應(yīng)只一刀殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪頂之間留有5~8mm的間隙，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導(dǎo)致產(chǎn)生噪音和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。
為了加強變速器殼體的剛度，在殼體上應(yīng)設(shè)計有加強肋。加強肋的方向與軸支承處的作用力方向有關(guān)。變速器殼壁不應(yīng)該有不利于吸收齒輪振動和噪音的大方面。采用壓鑄鋁合金殼體時，可以設(shè)計一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪音。
為了注油和放油，在變速器殼體上設(shè)計有注油孔放油孔。注油孔位置應(yīng)設(shè)計在潤滑油所在的平面處，同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應(yīng)設(shè)計在殼體的最低處。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞，可以吸住存留于潤滑油內(nèi)的金屬顆粒。為了是第一軸或第二軸后支撐的軸承間隙處流出的潤滑油再留回變速器殼體內(nèi)，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設(shè)回油孔。為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力，在變速器頂部裝有通氣塞。
為了減小質(zhì)量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁厚取3.5~4mm。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5~6mm。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，但會使質(zhì)量加大并使消耗的材料增加，提高成。
3.8 本章小結(jié)
本章主要對變速器的相關(guān)參數(shù)以及齒輪的主要參數(shù)進行確定，包括傳動比的確定，中心距的確定，齒輪參數(shù)的確定，各檔齒輪齒數(shù)的分配，各檔齒輪的外形尺寸，同時對變速器齒輪進行相關(guān)的校核，使之滿足在許用應(yīng)力下進行工作，以及變速器外形尺寸的確定，殼體材料的選擇。為下一步的設(shè)計奠定基礎(chǔ)。
第4章 變速器軸及軸承的設(shè)計與校核
4.1 減速器主動錐齒輪的設(shè)計
（1）主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷，即
（4.1）
式中：
——計算轉(zhuǎn)矩；
——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；=138;
——由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，=1；
——液力變矩器變矩系數(shù)，=1；
——變速器最低檔傳動比，=3.462；
——變速器最高檔傳動比，=0.871；
——主減速器傳動比，=4.111；
——變速器傳動效率，=0.96；
——計算驅(qū)動橋數(shù)，=1；
將數(shù)據(jù)帶入上式得：=1642.264;
（2）從動錐齒輪分度圓直徑：
（4.2）
式中：
——直徑系數(shù)，取=13~16
則有：=153.376~188.771，取=185
汽車驅(qū)動橋主減速器錐齒輪齒數(shù)：
傳動比在4.00~4.50時，主動齒輪齒數(shù)8~12
取主動齒輪齒數(shù)為9，則從動齒輪齒數(shù)為37。
齒輪端面模數(shù) 。
主動錐齒輪各參數(shù)為：
分度圓直徑： 45
法向壓力角：
周節(jié): 15.708
齒頂圓直徑： 57.53
齒根圓直徑： 40.70
分錐角：
錐矩： 95.21
分度圓齒厚： 15.7
齒面寬： 28.675
齒工作高： 8.25
齒全高： 9.16
齒頂高： () 6.35
齒根高： 2.81
齒根角：
（3） 螺旋角的選擇
“格里森”制推薦用下式來近似地預(yù)選主動齒輪螺旋角的名義值：
（4.3）
——主動齒輪的名義螺旋角的預(yù)選值；
、——主、從動齒輪齒數(shù)；
——從動齒輪的節(jié)圓直徑；
——對螺旋錐齒輪取=0.
則有
對于“格里森”制圓弧齒螺旋錐齒輪，預(yù)選后尚需要用刀號來加以校正，首先要求出近似刀號：
近似刀號=
、——主、從動齒輪的齒根角，以“分”表示；
則有，近似刀號=9.1128。
按近似刀號選取與其接近的標(biāo)準(zhǔn)刀號（計有：）然后按選定的標(biāo)準(zhǔn)刀號反算螺旋角：
標(biāo)準(zhǔn)刀號選為
則有
螺旋方向：在一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。
驅(qū)動齒輪：小齒輪。
旋轉(zhuǎn)方向：向齒輪背面看去，通常主動齒輪為順時針。
4.2 變速器軸的設(shè)計
變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式初步選定：
第一軸：
（4.4）
第二軸：
（4.5）
式中 ——發(fā)動機的最大扭矩，N·m
為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。?
第一軸： d/L=0.160.18；
第二軸： d/L=0.180.21。
1、第一軸的設(shè)計
圖4.1 第一軸尺寸的確定
如圖4.1，第一軸為齒輪軸，第1段安裝軸承，；第2段安裝齒輪，且通過滾針軸承連接，；第3段為花鍵軸，用以安裝同步器，；第4段通過滾針軸承安裝齒輪，；第5段為軸間，；第6段為齒輪，；第7段為光軸，；第8段為齒輪，；第9段為光軸，；第10段為齒輪，；第11段安裝軸承，。
2、第二軸的設(shè)計
圖4.2 第二軸尺寸的確定
如圖4.2，第1段安裝軸承，；第2段為花鍵軸，安裝雙聯(lián)齒輪，；第3段通過滾針軸承安裝齒輪，；第4段為安裝同步器的花鍵軸，；第5段用滾針軸承安裝齒輪，；第6段安裝雙列圓錐滾子軸承，；第7段為主動錐齒輪，在前面已經(jīng)計算過。
3、倒檔軸的設(shè)計
圖4.3 倒檔軸尺寸的確定
如上圖，第1段為固定端，；第2段通過滾針軸承安裝齒輪，且要留有齒輪的滑動間隙，則有；第3段為固定端與箱體連接。
4.3 變速器軸的校核
變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性均有不利影響。
1、計算各檔齒輪的受力
（1）斜齒圓柱齒輪的受力