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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
隨著科學(xué)技術(shù)的不斷進(jìn)步，汽車(chē)工業(yè)相應(yīng)得到了迅速發(fā)展。特別是從汽車(chē)的大批量生產(chǎn)及汽車(chē)工業(yè)的大發(fā)展以來(lái)，汽車(chē)已為世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展、為人類(lèi)進(jìn)入現(xiàn)代生活，產(chǎn)生了無(wú)法估量的巨大影響， 為人類(lèi)社會(huì)的進(jìn)步做出了不可磨滅的巨大貢獻(xiàn)，掀起了一場(chǎng)劃時(shí)代的革命ElI。
1.1選題目的及意義
自從汽車(chē)采用內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力裝置開(kāi)始，變速器就成為了汽車(chē)重要的組成部分， 現(xiàn)代汽車(chē)上廣泛采用的往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)具有體積小、質(zhì)量輕、工作可靠和使用方便等優(yōu)點(diǎn)，但其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車(chē)的牽引力和車(chē)速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化，故其性能與汽車(chē)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性之間存在著較大的矛盾，這對(duì)矛盾靠現(xiàn)代汽車(chē)的內(nèi)燃機(jī)本身是無(wú)法解決的。因此，在汽車(chē)傳動(dòng)系中設(shè)置了變速器和主減速器，以達(dá)到減速增矩的目的。
變速器設(shè)有空擋和倒擋。需要時(shí)變速器還有動(dòng)力輸出功能。本次設(shè)計(jì)車(chē)型變速器可以在汽車(chē)行駛過(guò)程中在發(fā)動(dòng)機(jī)和車(chē)輪之間產(chǎn)生不同的變速比，換檔可以使得發(fā)動(dòng)機(jī)工作在其最佳的動(dòng)力性能狀態(tài)下。變速器通過(guò)離合器與發(fā)動(dòng)機(jī)相連，變速器的輸入軸就可以和發(fā)動(dòng)機(jī)達(dá)到同步轉(zhuǎn)速。通過(guò)本次變速器的設(shè)計(jì)可以使我們更好的了解變速器的構(gòu)造和設(shè)計(jì)方法，把我們大學(xué)所學(xué)的知識(shí)連成線，穿在一起，讓我們運(yùn)用的更加熟練；并根據(jù)所確定的參數(shù)設(shè)計(jì)出了變速器的結(jié)構(gòu)，在設(shè)計(jì)的過(guò)程中注重了變速器的合理性與實(shí)用性，最后畫(huà)出了變速器的工程圖，同時(shí)也為我們以后的工作打下了良好的基礎(chǔ)，鍛煉了我們的動(dòng)手和實(shí)踐能力，讓我們的學(xué)習(xí)生活變的更有意義。
1.2國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀
近年來(lái)，隨著微電子技術(shù)的飛速發(fā)展，電子控制自動(dòng)變速器的問(wèn)世，給汽車(chē)帶來(lái)了更理想的傳動(dòng)系統(tǒng)。機(jī)電一體化技術(shù)進(jìn)入汽車(chē)領(lǐng)域，推動(dòng)汽車(chē)變速器裝置的重大變革。自動(dòng)變速器裝置出現(xiàn)了電子化趨勢(shì)，特別是大規(guī)模集成電路技術(shù)的發(fā)展，使由微機(jī)控制發(fā)動(dòng)機(jī)和變速器換擋成為可能。目前，在汽車(chē)上所使用的自動(dòng)變速器主要有以下幾類(lèi)：液力自動(dòng)變速器、電子控制機(jī)械自動(dòng)變速器和機(jī)械無(wú)級(jí)自動(dòng)變速器。液力自動(dòng)變速器（Automatic Transmission 或Automatic Transaxle，AT）的基本形式是液力變矩器與動(dòng)力換檔的旋轉(zhuǎn)軸式機(jī)械變速器串聯(lián)。從50年代起，裝備液力自動(dòng)變速器的轎車(chē)開(kāi)始增多，但由于其效率明顯低于機(jī)械變速器，而且結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本高，從而限制了它的發(fā)展。60年代的研究重點(diǎn)是采用多元件工作輪來(lái)提高液力變矩器的效率。70年代是使用閉鎖離合器提高變速器在高速時(shí)的效率。80年代則采用增加行星齒輪變速器檔位的方法及使用電子控制。90年代，大量電子技術(shù)的應(yīng)用，使液力自動(dòng)變速器的發(fā)展進(jìn)入了一個(gè)新的時(shí)期，綜合性能有了較大的提高。如今，液力自動(dòng)變速器在汽車(chē)上的裝備率，美國(guó)為90%，日本為80%[11]。電子控制機(jī)械自動(dòng)變速器是一種由普通齒輪式機(jī)械變速器組成的有級(jí)機(jī)械自動(dòng)變速器。作為汽車(chē)關(guān)鍵總成之一，變速器技術(shù)在汽車(chē)誕生的百年歷史中在不斷地與時(shí)俱進(jìn)。手動(dòng)變速器由于其傳遞動(dòng)力的直接與高效性，加上制作技術(shù)的成熟與低成本，現(xiàn)代汽車(chē)中裝備手動(dòng)變速器的汽車(chē)仍然占有很大比例。但隨著人們對(duì)汽車(chē)舒適性要求越來(lái)越高，現(xiàn)代汽車(chē)自動(dòng)變速器裝備率越來(lái)越高卻是一個(gè)不爭(zhēng)的事實(shí)，尤其是當(dāng)自動(dòng)變速器也逐漸能夠兼顧操控性的時(shí)候。但，傳統(tǒng)自動(dòng)變速器技術(shù)卻由于其效率的低下而在等待一場(chǎng)革命[4]。
1.3國(guó)內(nèi)外研究方法
我國(guó)的汽車(chē)及各種車(chē)輛的零部件產(chǎn)品在性能和質(zhì)量上和發(fā)達(dá)國(guó)家存在著一定的差距，發(fā)達(dá)國(guó)家再機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計(jì)上早已進(jìn)入了分析階段，他們利用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)技術(shù)，將現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法，如有限元分析、優(yōu)化設(shè)計(jì)、可靠性設(shè)計(jì)等應(yīng)用到產(chǎn)品設(shè)計(jì)中，采用機(jī)械CAD系統(tǒng)在計(jì)算機(jī)上進(jìn)行建模、分析、仿真、干涉檢查、實(shí)現(xiàn)三維設(shè)計(jì)，大大地提高產(chǎn)品設(shè)計(jì)的一次成功率，減少了試驗(yàn)費(fèi)用，縮短了產(chǎn)品更新周期。而我們的設(shè)計(jì)手段仍處于以經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)為主的二維設(shè)計(jì)階段，設(shè)計(jì)完成后在投產(chǎn)中往往要進(jìn)行很大的改動(dòng)，使得產(chǎn)品開(kāi)發(fā)周期很長(zhǎng)，性能質(zhì)量低等。為改變我國(guó)的車(chē)輛零部件的生產(chǎn)和設(shè)計(jì)手段的落后狀況，縮短新產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)周期，提高市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力，有必要開(kāi)發(fā)一些適合中國(guó)國(guó)情的汽車(chē)及零部件的CAD系統(tǒng)，對(duì)已開(kāi)發(fā)的CAD系統(tǒng)需進(jìn)一步提高和完善。
美國(guó)的CAD技術(shù)一直處于領(lǐng)先地位，其主要目標(biāo)就是建立完善的CAD/CAM集成系統(tǒng)。美國(guó)汽車(chē)工業(yè)最早應(yīng)用了CAD系統(tǒng)。美國(guó)通用汽車(chē)公司、福特汽車(chē)公司等都已廣泛應(yīng)用CAD技術(shù)。他們將結(jié)構(gòu)、強(qiáng)度、剛度等計(jì)算、三維實(shí)體造型應(yīng)用于汽車(chē)的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)中，將CAD、CAM、CAPP、CAE集成，是生產(chǎn)效率提高，產(chǎn)品質(zhì)量得到保證，市場(chǎng)響應(yīng)速度提高，從而大大地提高了他們的競(jìng)爭(zhēng)力，為他們帶來(lái)了巨大的經(jīng)濟(jì)效益。他們應(yīng)用的CAD軟件主要有PRO/E、UG、CATIA、IGES等[11]。
手動(dòng)變速器的許多最近的發(fā)展集中在為降低成本和體積的新制造方法上。傳統(tǒng)來(lái)說(shuō)，變速器制造包含大量昂貴的機(jī)器，以及為機(jī)械加工和裝配操作所需留出的空間限制的設(shè)計(jì)[15]。最新的技術(shù)包括，如在最新的Ford／Getra96檔變速器中可以看到的激光焊接沖壓鋼滑動(dòng)齒輪選擇軸套。為替代前一代變速器的鑄鐵撥叉，這種精致而堅(jiān)固的設(shè)計(jì)方案可以導(dǎo)致更少的對(duì)內(nèi)部的損害。齒輪盤(pán)片的激光和摩擦焊接同時(shí)保證了所需機(jī)器設(shè)計(jì)空間的降低，這是一種由雷諾公司在5檔副軸圓型變速器設(shè)計(jì)中發(fā)明的技術(shù)，命名為EMI，曾在2000年展出并因?yàn)樗暮?jiǎn)單和輕便僅22公斤卻能提供140N·m的轉(zhuǎn)矩而出名。另一方面，設(shè)計(jì)人員也在其齒輪提供轉(zhuǎn)矩輸出的設(shè)計(jì)上進(jìn)行了認(rèn)真的研究，提高了耐久性和低噪聲水平[14]。
1.4設(shè)計(jì)內(nèi)容及方法
根據(jù)車(chē)輛的已知條件，運(yùn)用汽車(chē)?yán)碚摰闹R(shí)進(jìn)行設(shè)計(jì)。主要內(nèi)容如下：圖1.1
齒輪變位系數(shù)確定
參數(shù)選擇、零件設(shè)計(jì)
強(qiáng)度計(jì)算
軸的設(shè)計(jì)
同步器的設(shè)計(jì)
操縱機(jī)構(gòu)、箱體設(shè)計(jì)
完成工程圖紙
變速器的功用
結(jié)構(gòu)方案的確定
變速器主要參數(shù)選擇
傳動(dòng)比及齒數(shù)確定
布置方案的確定
齒輪的損壞原因及形式
齒輪強(qiáng)度計(jì)算與校核
布置形式與主要參數(shù)
剛度和強(qiáng)度校核
圖1.1 設(shè)計(jì)系統(tǒng)
（1）對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析與選擇
通過(guò)比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點(diǎn)，以及所涉及車(chē)輛的特點(diǎn)，確定傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置形式。
（2）變速器主要參數(shù)的選擇
變速器主要參數(shù)的選擇：擋數(shù)、傳動(dòng)比、中心距、齒輪參數(shù)等。
（3）變速器齒輪強(qiáng)度的校核
變速器齒輪強(qiáng)度的校核主要是針對(duì)變速器的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。
（4）軸的基本尺寸的確定及強(qiáng)度計(jì)算
對(duì)于軸的強(qiáng)度計(jì)算原則是對(duì)軸的剛度和強(qiáng)度分別進(jìn)行校核。
（5）軸承的選擇和同步器的設(shè)計(jì)
對(duì)變速器軸的支撐部分選用圓錐滾子軸承，根據(jù)車(chē)輛的載質(zhì)量和使用要求選擇鎖銷(xiāo)式同步器，并確定同步器的尺寸參數(shù)。
（6）設(shè)計(jì)變速器的操縱機(jī)構(gòu)
參考多方資料，設(shè)計(jì)了典型的操縱機(jī)構(gòu)及其互鎖裝置。
（7）對(duì)變速器進(jìn)行三維建模
利用利用AutoCAD軟件完成裝配圖、零件圖的繪制。
1.5汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)要求
汽車(chē)變速器的基本設(shè)計(jì)要求：保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性；設(shè)置空檔，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸；設(shè)置倒擋，使汽車(chē)能倒退行駛；換擋迅速、省力、方便；工作可靠，汽車(chē)行駛過(guò)程中，變速器不得有跳擋、亂擋，以及換擋沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn)；工作效率高，噪聲??；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、方案合理；在滿載及沖擊載荷條件下，使用壽命長(zhǎng)；除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。
第2章 變速器總體方案設(shè)計(jì)
2．1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析
按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。其中固定軸式應(yīng)用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上，而后者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上。
2.1.1變速器選擇
（1） 兩軸式變速器
兩軸式變速器如圖2-1所示：因軸和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點(diǎn)，此外，各中間檔位因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力，故傳動(dòng)效率高同時(shí)工作噪聲小。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高檔工作時(shí)齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易受損。對(duì)與前進(jìn)擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡(jiǎn)化了制造工藝，降低了成本。除倒擋常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)；各擋的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋的同步器也可以裝在第一軸的后端[1]。
圖2.1 兩軸式變速器
（2）中間軸式變速器
三軸式變速器如圖2.2所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋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(lái)傳遞扭矩則稱為直接擋。此時(shí)，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，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一擋傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：處直接擋外其他各擋的傳動(dòng)效率有所下降[3]。
圖2.2 轎車(chē)三軸式四檔變速器
由于本次設(shè)計(jì)的東方之子變速器是中檔轎車(chē)變速器，驅(qū)動(dòng)形式屬于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)，且設(shè)計(jì)車(chē)速高，要求運(yùn)行噪聲低，故選用二軸式變速器作為傳動(dòng)方案。
2.1.2檔位布置
二軸式變速器傳動(dòng)方案的特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器采用弧齒錐齒輪或準(zhǔn)雙面齒輪，發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案得倒擋傳動(dòng)常采用滑動(dòng)齒輪，其他擋位均采用常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖2-3f）中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并采用同步器換擋；同步器多數(shù)裝在輸出軸上，這是因?yàn)橐粨踔鲃?dòng)齒輪尺寸小，同步器裝在輸入軸上又困難，而高擋的同步器可以裝在輸出軸后端，如圖2-3d）、e）所示；圖2-3d）所示方案的變速器有輔助支撐，用來(lái)提升軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲[3]。
圖2.3 兩軸式變速器傳動(dòng)方案
綜上所述，本次設(shè)計(jì)選擇五擋變速器如圖2-3f)所示。
2.2倒擋布置方案
常見(jiàn)的倒擋結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：
圖2-4（a）為常見(jiàn)的倒擋布置方案。在前進(jìn)擋的傳動(dòng)路線中，加入一個(gè)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪處于正負(fù)交替對(duì)稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車(chē)和輕型貨車(chē)的四擋全同步器式變速器中。
圖2-4(b)所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。某些輕型貨車(chē)四擋變速器采用此方案。
圖2-4(c)所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。
圖2-4(d)所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而經(jīng)常在貨車(chē)變速器中使用。
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(zhǎng)。
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(zhǎng)度，有的貨車(chē)倒擋傳動(dòng)采用圖2-4(g)所示方案。其缺點(diǎn)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(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。
(a) 小客車(chē)常用 (b) 直齒滑動(dòng)嚙合四擋 (c) 多數(shù)五擋采用 (d) c方案的改進(jìn)
(e) 前進(jìn)擋常嚙合 (f) 前進(jìn)擋常嚙合 (g) 一、倒擋各用一跟撥叉軸
圖2.4 倒擋布置方案
綜合以上因素，為了換擋輕便，減小噪聲，倒擋傳動(dòng)采用圖2-4（f）所示方案。
2.3零、部件結(jié)構(gòu)方案分析
2.3.1齒輪形式
齒輪形式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(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。但是，在本設(shè)計(jì)中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動(dòng)方案，各擋均采用斜齒輪傳動(dòng)[3]。
2.3.2變速器軸承的選擇
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(dòng)軸套等。
滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定鏈接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)[12]。
由于本設(shè)計(jì)的變速器為兩軸式變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計(jì)中變速器輸入軸輸出軸的前后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。
2.3.3操縱機(jī)構(gòu)的布置
1．直接操縱手動(dòng)換擋變速器
當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過(guò)變速桿直接完成換擋功能的手動(dòng)換擋變速器，稱為直接操縱變速器。
2．遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)換擋變速器
平頭式汽車(chē)或發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)的變速器，受總體布置限制變速器距駕駛員座位較遠(yuǎn)，這時(shí)需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動(dòng)件，換擋手力經(jīng)過(guò)這些轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)才能完成換擋功能。這種手動(dòng)換擋變速器稱為遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)換擋變速器。
3．電控自動(dòng)換擋變速器
80年代以后，在固定軸式機(jī)械變速器基礎(chǔ)上，通過(guò)應(yīng)用計(jì)算機(jī)和電子控制技術(shù)，使之實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換擋，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門(mén)踏板，汽車(chē)在行駛過(guò)程中就能自動(dòng)完成換擋時(shí)刻的判斷，接著自動(dòng)實(shí)現(xiàn)收油門(mén)、離合器分離、選
擋、換擋、離合器接合和回油門(mén)等一系列動(dòng)作，使汽車(chē)動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性有所提高，簡(jiǎn)化操縱并減輕了駕駛員的勞動(dòng)強(qiáng)度。
由于本設(shè)計(jì)的變速器為兩軸式變速器，采用發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)，變速器離駕駛員座椅較近，所以采用直接操縱式手動(dòng)換擋變速器。
2.3.4 換擋機(jī)構(gòu)形式
換檔機(jī)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。
直齒滑動(dòng)齒輪換檔的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。
嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動(dòng)使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動(dòng)載荷，提高了齒輪的強(qiáng)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(jiǎn)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(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而提高了汽車(chē)的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)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[1]。
在本設(shè)計(jì)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(shí)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(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。
2.3.5自動(dòng)脫擋
目前在結(jié)構(gòu)上采取措施比較有效的方案有以下幾種：
1.將兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開(kāi)，這樣在嚙合時(shí)，使接合齒端部超
過(guò)被接合齒約1～3mm。使用中接觸部分?jǐn)D壓和磨損。
2.將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動(dòng)脫檔。
3.將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫檔的軸向力[7]。
2.4本章小結(jié)
本章主要介紹了變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)的類(lèi)型，并簡(jiǎn)要分析各類(lèi)型機(jī)構(gòu)的優(yōu)缺點(diǎn)，針對(duì)本次設(shè)計(jì)變速器類(lèi)型、特點(diǎn)及功用，對(duì)變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)操縱機(jī)構(gòu)的布置方案，主要零件的形式進(jìn)行選擇，為后期的設(shè)計(jì)工作打下基礎(chǔ)。
第3章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算
3.1變速器主要參數(shù)的選擇
本次設(shè)計(jì)是在給定主要整車(chē)參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，東方之子1.8L 5擋手動(dòng)變速器整車(chē)主要技術(shù)參數(shù)如表3.1所示：
表3.1 整車(chē)主要技術(shù)參數(shù)
發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率
97kw
車(chē)輪型號(hào)
205/65R15
發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩
170N·m
最大功率轉(zhuǎn)速
5750r/min
最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速
4500r/min
最高車(chē)速
190km/h
總質(zhì)量
1440kg
前軸載荷
864kg
3.1.1傳動(dòng)比范圍
變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。目前乘用車(chē)的傳動(dòng)比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車(chē)在5.0～8.0之間，其他商用車(chē)則更大。
1、變速器傳動(dòng)比的確定
發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車(chē)行駛速度之間的關(guān)系式為：
（3.1）
式中：----汽車(chē)行駛速度(km/h)；
----發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）；
----車(chē)輪滾動(dòng)半徑（m）；
----變速器傳動(dòng)比；
----主減速器傳動(dòng)比；
車(chē)輪半徑由所選用的輪胎規(guī)格所得r=0.324（mm）為0.7～0.8，本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比選為0.8.
=4.621
2、最低檔、最高檔傳動(dòng)比的確定
選擇最低檔傳動(dòng)比，應(yīng)根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽車(chē)的最低穩(wěn)定車(chē)速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定[2]。
汽車(chē)爬陡坡時(shí)車(chē)速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有
（3.2）
式中 m ----汽車(chē)總質(zhì)量；
g----重力加速度；
f----滾動(dòng)阻力系數(shù)；
rr----驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑；
Temax----發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；
i0----主減速比；
η----汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。
ψmax=0.7～0.8
η取0.95
f=0.0076+0.000056 （3.3）
=0.018
根據(jù)則由最爬坡度要求的變速Ⅰ檔傳動(dòng)比為
igI≥1.866
驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著條件:
求得的變速器I檔傳動(dòng)比為：
igI （3.4）
式中:G2----靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷；
φ ----著系數(shù)(良好干燥路面0.7～0.8)取0.8
本設(shè)計(jì)傳動(dòng)比范圍為1.866≤ igI ≤2 .94 ig1取2.8
3、變速器各擋傳動(dòng)比的確定
按等比級(jí)數(shù)分配其它各擋傳動(dòng)比，即：
式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為
，，，，
=1.368 （3.5）
所以各擋傳動(dòng)比與Ι擋傳動(dòng)比的關(guān)系 :
==2.048，==1.497，==1.094，==0.8
3.1.2 初選中心距
A= （3.6）
=
=71.6mm
中心距圓整為72mm
式中：A為中心距（mm）；為中心距系數(shù)，轎車(chē)：=8.9~9.3；
為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（）；
為變速器一擋傳動(dòng)比；
為變速器傳動(dòng)效率0.96；
轎車(chē)變速器的中心距在60~80mm變化范圍。初取A=72mm
3.1.3變速器的外形尺寸
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(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體的軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。
轎車(chē)四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。
即L=（3.0~3.4）×72=216～244.8mm
3.1.4齒輪參數(shù)選擇
1、齒輪模數(shù)選取的一般原則[13]：
1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；
2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；
3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；
4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。
對(duì)于轎車(chē)，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；
綜上所述：一擋二擋倒擋模數(shù)為3，三擋四擋五擋模數(shù)為2.75；
2、壓力角
壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車(chē)，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角α取20°；
3、螺旋角
斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)選用較大螺旋角。
乘用車(chē)變速器：
兩軸式變速器為 20°~25°
中間軸式變速器為 22°~34°
商用車(chē)車(chē)變速器：18°~26°
斜齒輪螺旋角β取25°；
4、齒寬
應(yīng)注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度均有影響。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來(lái)選定齒寬：
斜齒：b=Kcmn，Kc取6.0~8.5
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)KC可取大些，使接觸線長(zhǎng)度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。
一擋b=21mm
二擋b=18mm
三擋b=16.5mm
四擋b=16.5mm
五檔b=16.5mm
倒擋b=21mm
5、齒頂高系數(shù)
現(xiàn)在規(guī)定取1.00或更大
3.2各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算
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(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。
3.2.1一擋齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
（3.6）
取整得43，轎車(chē)取12，則=31。則一擋傳動(dòng)比為：
（3.7）
對(duì)中心距A進(jìn)行修正
（3.8）
取整得mm，為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。
3.2.2二擋齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
已知：=72mm，=2.048，=3，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以二擋傳動(dòng)比為：
3.2.3計(jì)算三擋齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比
已知：=72mm，=1.497，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以三擋傳動(dòng)比為：
3.2.4計(jì)算四擋齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比
已知：=72mm，=1.094，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以四擋傳動(dòng)比為：
3.2.5計(jì)算五擋齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比
已知：=72mm，=0.80，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上（3.7）、（3.8）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以五擋傳動(dòng)比為：
3.2.6計(jì)算倒擋齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比
初選倒擋軸上齒輪齒數(shù)為=22，輸入軸齒輪齒數(shù)=12，為保證倒擋齒輪的嚙合不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式：
（3.9）
已知：，，，把數(shù)據(jù)代入（3.9）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒擋傳動(dòng)比為：
輸入軸與倒擋軸之間的距離：
mm
輸出軸與倒擋軸之間的距離：
mm
3.3齒輪變位系數(shù)選擇和螺旋角的修正
變位系數(shù)的選擇原則 ：
1）對(duì)于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。
2）對(duì)于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。
3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。
為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值。
采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲[17]。
為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值。
為了減小軸向力，低擋選用較小的螺旋角，一檔、倒擋選，二擋選；為了增加重合度，減小噪聲，三擋、四擋、五擋選用較大的螺旋角，都選為。
3.3.1計(jì)算一擋齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
修正中心距
mm （3.10）
螺旋角的修正
（3.11）
端面壓力角
=arctan==22.11° （3.12）
端面嚙合角
（3.13）
齒輪總變位系數(shù)為
（3.14）
經(jīng)查表： =0.471
=－=0.9－0.471=0.429
3.3.2計(jì)算二擋齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：
修正中心距
mm
螺旋角的修正
端面壓力角
=arctan==22.11°
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.35
=－=0.69－0.35=0.34
3.3.3計(jì)算三檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：
修正中心距
mm
螺旋角的修正
端面壓力角
=arctan==22.07
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.223
=－=0.368－0.223=0.145
3.3.4計(jì)算四檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：
修正中心距
mm
螺旋角的修正
端面壓力角
=arctan==22.07
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.192
=－=0.368－0.192=0.176
3.3.5計(jì)算五檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：
修正中心距
mm
螺旋角的修正
端面壓力角
=arctan==22.07
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.19
=－=0.368－0.19=0.178
3.3.6計(jì)算倒檔齒輪變位系數(shù)及螺旋角修正
根據(jù)公式（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14）可得：
輸入軸與倒擋軸中心距修正
mm
螺旋角的修正
端面壓力角
=arctan==21.78
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.233
=－=0.3558－0.233=0.1228
輸出軸與倒擋軸中心距修正
mm
端面壓力角
=arctan==21.78
端面嚙合角
齒輪總變位系數(shù)為
經(jīng)查表： =0.1228
=－=0.672－0.1228=5492
3.4各擋齒輪主要參數(shù)的確定
3.4.1一擋齒輪參數(shù)
理論中心距 (3.15)
中心距變動(dòng)系數(shù) (3.16)
齒頂降低系數(shù) (3.17)
分度圓直徑 =40.18mm (3.18)
=103.81mm
齒頂高 =1.722mm (3.19)
=1.597mm
齒根高 =2.337mm (3.20)
=2.463mm
齒頂圓直徑 =43.624mm (3.21)
=107.004mm
齒根圓直徑 =35.506mm (3.22)
=98.884mm
當(dāng)量齒數(shù) (3.23)
基圓直徑 ==37.76mm (3.24)
==97.55mm
節(jié)圓直徑 ′==40.18mm (3.25)
′==103.81mm
3.4.2二擋齒輪參數(shù)
根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得
理論中心距
中心距變動(dòng)系數(shù)
齒頂降低系數(shù)
分度圓直徑 =46.88mm
=97.11mm
齒頂高 =1.898mm
=1.959mm
齒根高 =2.7mm
=2.73mm
齒頂圓直徑 =50.858mm
=101.028mm
齒根圓直徑 =41.48mm
=91.65mm
當(dāng)量齒數(shù)
基圓直徑 ==44.05mm
==91.25mm
節(jié)圓直徑 ′==46.88mm
′==97.11mm
3.4.3三擋齒輪參數(shù)
根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得
理論中心距
中心距變動(dòng)系數(shù)
齒頂降低系數(shù)
分度圓直徑 =58.21mm
=85.79mm
齒頂高 =2.376mm
=2.162mm
齒根高 =2.824mm
=3.31mm
齒頂圓直徑 =62.962mm
=90.114mm
齒根圓直徑 =52.562mm
=79.173mm
當(dāng)量齒數(shù)
基圓直徑 ==50.47mm
==80.62mm
節(jié)圓直徑 ′==58.21mm
′==85.79mm
3.4.4四擋齒輪參數(shù)
根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得
理論中心距
中心距變動(dòng)系數(shù)
齒頂降低系數(shù)
分度圓直徑 =70.47mm
=73.53mm
齒頂高 =2.289mm
=2.246mm
齒根高 =2.909mm
=2.954mm
齒頂圓直徑 =75.049mm
=78.022mm
齒根圓直徑 =64.651mm
=67.623mm
當(dāng)量齒數(shù)
基圓直徑 ==66.22mm
==69.10mm
節(jié)圓直徑 ′==70.47mm
′==73.53mm
3.4.5五擋齒輪參數(shù)
根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得
理論中心距
中心距變動(dòng)系數(shù)
齒頂降低系數(shù)
分度圓直徑 =79.66mm
=64.34mm
齒頂高 =2.28mm
=2.25mm
齒根高 =2.915mm
=2.948mm
齒頂圓直徑 =84.22mm
=68.84mm
齒根圓直徑 =73.83mm
=58.44mm
當(dāng)量齒數(shù)
基圓直徑 ==74.86mm
==60.46mm
節(jié)圓直徑 ′==79.66mm
′==64.34mm
3.4.6倒擋齒輪參數(shù)
根據(jù)公式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）、（3.19）、（3.20）、（3.21）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、（3.25）可得
理論中心距
中心距變動(dòng)系數(shù)
齒頂降低系數(shù)
分度圓直徑 =39.53mm
=72.47mm
=88.94mm
齒頂高 =2.899mm
=2.569mm
=3.045mm
齒根高 =3.051mm
=3.382mm
=3.045mm
齒頂圓直徑 =45.33mm
=76.00mm
=95.03mm
齒根圓直徑 =33.43mm
=64.71mm
=84.00mm
當(dāng)量齒數(shù)
節(jié)圓直徑 ′==39.53mm
′==72.47mm
′==88.94mm
3.5齒輪的校核
3.5.1齒輪材料的選擇原則
1、滿足工作條件的要求
不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
2、合理選擇材料配對(duì)
如對(duì)硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料[3]。
3、考慮加工工藝及熱處理工藝
大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無(wú)法磨齒的齒輪[3]。
由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。
3.5.2變速器齒輪的材料及熱處理
變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒斷裂、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時(shí)嚙合的輪齒對(duì)數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質(zhì)材料等，都是提高輪齒彎曲強(qiáng)度的措施，合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，降低接觸應(yīng)力，提高齒面硬度等，可提高齒面的接觸強(qiáng)度，采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤(rùn)滑油，提高油膜強(qiáng)度，提高齒面硬度，選擇適當(dāng)?shù)凝X面表面處理和鍍層等，是防止齒面膠合的措施[3]。
現(xiàn)代汽車(chē)變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造，使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合，以大大提高其接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時(shí)也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成本。
國(guó)產(chǎn)汽車(chē)變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi（過(guò)去的鋼號(hào)是18CrMnTi），也是采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMoB的。對(duì)于大模數(shù)的重型汽車(chē)變速器齒輪，可采用25CrMnMo，20CrNiMo，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進(jìn)行回火[7]。
變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下：
≤3.5 滲碳層深度0.8～1.2 mm；
3.5＜＜5 滲碳層深度0.9～1.0 mm；
≥5 滲碳層深度1.0～1.6 mm 。
滲碳齒輪在淬火、回火后要求齒輪的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33。
3.5.3變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核
齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪）
（3.26）
式中 ——圓周力（N），；
——計(jì)算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）；
——斜齒輪螺旋角（°）；
——應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；
——齒面寬（mm）；
——法向齒距，；
——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.2中查得；
——重合度影響系數(shù)，=2.0。
圖3.1 齒形系數(shù)圖
將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（3.9），整理得到
（3.27）
1、計(jì)算各齒輪傳遞的軸的轉(zhuǎn)矩
Ⅰ軸 ==170×N·mm
Ⅱ軸 一擋 ＝170××2.58＝438.6×N·mm
二擋 ＝170××2.07＝351.9×N·mm
三擋 ＝170×1.47＝249.9×N·mm
四擋 ＝170×1.043＝177.31×N·mm
五擋 ＝170×0.8＝104.469×N·mm
倒擋 ＝170×2.25＝382.5×N·mm
2、一檔齒輪校核
主動(dòng)齒輪：
已知： N·mm；；；mm；；；，查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.168，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.173，把以上數(shù)據(jù)代入（3.10）式，得：
MPa
3、二檔齒輪校核
主動(dòng)齒輪：
已知： N·mm；；；mm；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.168，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.167，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
3、三檔齒輪校核
主動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.153，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.156，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
4、四檔齒輪的校核
主動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.155，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
N·mm
5、五檔齒輪的校核
主動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.195，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.159，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
6、倒檔齒輪的校核
主動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.142，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
從動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.177，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
倒擋齒輪：
已知：N·mm；；；mm；； ；查齒形系數(shù)圖3.1得：y=0.147，把以上數(shù)據(jù)代入（3.27）式，得：
MPa
對(duì)于轎車(chē)當(dāng)計(jì)算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時(shí)，其許用應(yīng)力不超過(guò)180~350MPa，以上各檔均合適。
3.5.4齒輪接觸應(yīng)力校核
（3.28）
式中 ——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；
——齒面上的法向力（N），；
——圓周力（N），；
——計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點(diǎn)處壓力角，為齒輪螺旋角；
——齒輪材料的彈性模量（MPa）；
——齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；
，——主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，；
、——主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力[]見(jiàn)表3.2：
表3.2 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力
齒輪
/Mpa
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900-2000
950-1000
常嚙合齒輪和高檔齒輪
1300-1400
650-700
變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結(jié)合能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)力噴丸處理以后，輪齒產(chǎn)生殘余壓應(yīng)力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。
1、 一檔齒輪接觸應(yīng)力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動(dòng)齒輪：
=0.418
=1297.39＜[]
從動(dòng)齒輪：
=0.418=0.418
=1323.135431＜[]
2、二檔齒輪接觸應(yīng)力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動(dòng)齒輪：
=0.418
=1146.48＜[]
從動(dòng)齒輪：
=0.418=0.418
=1144.99＜[]
3、三檔齒輪接觸應(yīng)力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動(dòng)齒輪：
=0.418
=1028.18＜[]
從動(dòng)齒輪：
=0.418=0.418
=1026.86＜[]
4、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動(dòng)齒輪：
=0.418
=917.14＜[]
從動(dòng)齒輪：
=0.418=0.418
=916.95＜[]
5、五檔齒輪接觸應(yīng)力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動(dòng)齒輪：
=0.418
=865.90＜[]
從動(dòng)齒輪：
=0.418=0.418
=867.14＜[]
6、倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核
根據(jù)公式（3.28）可得
主動(dòng)齒輪：
=0.418
=1296.40＜[]
從動(dòng)齒輪：
=0.418=0.418
=766.15＜[]
倒擋齒輪：
=0.418
=1296.41＜[]
3.6本章小結(jié)
本章主要介紹了變速器主要參數(shù)的選擇，包括確定擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍，根據(jù)最大爬坡度和驅(qū)動(dòng)輪與地面的附著力確定一擋傳動(dòng)比和五擋傳動(dòng)比，進(jìn)而確定其它各擋傳動(dòng)比，選擇中心距、外形尺寸以及齒輪參數(shù)，根據(jù)變速器的傳動(dòng)示意圖確定各擋齒輪齒數(shù)，進(jìn)行各擋齒輪變位系數(shù)的分配。最后列出了各擋齒輪的幾何尺寸，以及各擋齒輪的接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的校核。這些為之后齒輪、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算做好了準(zhǔn)備。
第四章 軸的設(shè)計(jì)及軸的強(qiáng)度校核
4.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)
變速器軸在工作時(shí)承受轉(zhuǎn)矩、彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強(qiáng)度和剛度。軸的剛度不足，在負(fù)荷的作用下，軸會(huì)產(chǎn)生過(guò)大的變形，影響齒輪的經(jīng)常嚙合，產(chǎn)生過(guò)大的噪聲，并會(huì)降低齒輪的使用壽命。設(shè)計(jì)變速器時(shí)主要考慮的問(wèn)題有： 軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長(zhǎng)度、軸的強(qiáng)度和剛度等[6]。
在已知兩軸式變速器中心距時(shí)，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?duì)輸入軸，=0.16～0.18；對(duì)輸出軸，0.18～0.21。
輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選取：
（4.1）
式中 ——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。
輸入軸花鍵部分直徑為
=22.15～25.48mm
初選輸入、輸出軸支承之間的長(zhǎng)度=242.5mm。
按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確定軸的最小直徑為
（4.2）
式中 d——軸的最小直徑（mm