小轿车机械式变速器设计_本科毕业设计(论文).docx

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1、 毕 业 设 计（论 文）题目：小轿车机械式变速器设计（英文）：The mechanical transmission design of the car 院 别： 机电学院 专 业： 车辆工程（师范） 姓 名： 董德权 学 号： 2009095244028 指导教师： 赖新方 日 期： 2013年3月 小轿车机械式变速器设计摘要本设计的任务是设计一台用于小轿车上的三轴五挡式机械变速器。本设计采用中间轴式变速器，与国内同类型产品相比该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。此外，本设计的特点是用采用惯性式同

2、步器，可从结构上保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以避免齿间冲击和噪声，以使本次设计的产品换挡平顺、操纵轻便、故障率低、可靠性高。关键词：机械变速器；三轴五挡式；参数选择The mechanical transmission design of the carABSTRACTThis design task is to design the three transmission and mechanical transmission has five forward gears on a car. This design is used the intermediate s

3、haft type transmission, it compared to domestic same type product the transmission has two outstanding advantages:the first advantage is the direct gear transmission efficiency high, wear and noise is minimal; the second advantage is that under the condition of the smaller gear center distance is st

4、ill on a larger transmission ratio can be obtained. In addition, the characteristics of this design is by using inertial synchronizer, from structure to ensure that joint sets and joint on the spline gear ring before achieve synchronization can not contact, in order to avoid tooth between the shock

5、and noise, in order to make the design of product shifting smooth, manipulation of light, low failure rate, high reliability.目 录1 绪论1.1 变速器的种类1.2 手动变速箱暂不淘汰2 乘用车变速器的概述2.1 变速器的功用；2.2 变速器结构方案及其布置方案的确定 ；2.3 变速器主要零件结构的方案分析 ；3 变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.1 变速器主要参数的选择3.1.1 档数和传动比3.1.2 中心距3.1.3 轴向尺寸3.1.4 齿轮参数3.2 各档

6、传动齿轮齿数的确定3.2.1 确定一档齿轮的齿数3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数3.2.3 确定其他档位的齿数3.3 齿轮变位系数的选择4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择4.1 齿轮的损坏原因及形式4.2 齿轮强度计算与校核4.2.1 变速器齿轮所用的材料4.2.2 齿轮弯曲强度计算4.2.3 齿轮部分尺寸参数5 变速器轴的强度计算与校核5.1 变速器轴的结构和尺寸5.2 轴的校核6 乘用车变速器箱体的设计6.1 箱体设计的要求6.2 箱体结构型式的选择6.3 箱体基本尺寸的确定6.4 箱体材料的选择7 变速器同步器的设计7.1 同步器的结构7.2 同步环主要参数的确定8 总结9 参考文献

7、10 致谢1 绪论1.1 变速器的种类1.11 按传动比变化的方式，变速器可分为有级式、无级式和综合式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。目前轿车和轻、中型载货汽车变速器的传动比通常有35个前进档和1个倒档，而所谓的变速器挡数，均指前进档位数。无级式变速器的传动比在一定范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式两种。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，其传动比可以在最大值和最小值之间的几个间断的范围内作无级变化1.12 按操纵方式不同，变速器又可分为手动操纵式、自动操纵式和半自动操纵式3种手动操纵式变速器靠驾驶员用手操纵变速杆换

8、档，为大多数汽车所采用。自动操纵式变速器的传动比选择是自动进行的，即档位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统来控制换档系统的执行元件来实现的，驾驶员只需操纵加速踏板即可控制车速。半自动操纵式变速器有两种形式。一种是常用的几个档位自动操纵，其余档位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定档位，在踩下离合器踏板或者松开加速踏板时，自动接通电磁装置或液压装置来进行换档。1.2 机械式变速箱暂不淘汰机械式变速器（ManualTransmission，简称MT）俗称手动变速器，即必须用手拨动变速杆才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的，并且通常带同步器，换挡方

9、便，噪音小。手动变速在操纵时必须踩下离合，方可拨得动变速杆。 一般来说，手动变速器的传动效率要比自动变速器的高，因此驾驶者技术好，手动变速的汽车在加速、超车时比自动变速车快，也省油。 与自动变速器相比较，机械式变速器可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。 传输效率比自动变速箱为高，当然理论上会比较省油。维修保养上会比自动变速箱便宜。 如果愿意以较高成本使用自动手排，则可以兼顾自排的方便性及手排的高效率。引擎煞车的效能较强因此，机械式变速器以结构简单、效率高、功率大、维修成本低四大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位，机械式变速箱暂不淘汰。2 乘用车变速器的概述2.1 变速器的功用机械式变速

10、箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。2.1.1变速器的功用：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；利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。2.1.2变速器的基本要求：保证汽车有必要的动力性和经济性；设计空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；

11、设计倒档，使汽车能倒退行驶；设计动力输出装置，需要时能进行功率输出；换档迅速、省力、方便；工作可靠；变速器应当有高的工作效率；变速器的工作噪声低。2.2 变速器结构方案及其布置方案的确定2.2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择1.变速器的传动类型的选择变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换档，以达到变速变矩。有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=0.960.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。本设计的变速器就选择有级变速器。设

12、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，则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35个前进档。 2.变速器轴数的选择固定轴式变速器应用广泛，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。旋转轴式主要用于液力机械式变

13、速器。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。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。三轴式变速器除有第一轴、第二轴外，还增设了中间轴。其特点是空间布置比较灵活，传动比的范围大，可设有直接挡传动。汽车最早就是后驱的，现在高档的跑车、小轿车以及货车仍然是后驱。显然后轮驱动的技术已经是非常好的。与发动机前置，前轮驱动相比，发动机前置，后轮驱动（简称：发动机前置后驱,FR）有明显的优点：1、操控性好。因为一些组件从前部移到后部，前后的重量分布也容易接近50：50，大大的改善了汽车的平衡性和操控性。这就是为什么大多数跑车都采用后驱的原因。2、维修容

14、易。前置后驱的安排也使发动机、离合器和变速器等总成临近驾驶室，简化了操纵机构的布置和转向机构的结构，更加便于车辆的保养和维修。3、和其他两轮驱动的行驶相比，前置后驱在良好的路面上启动、加速或爬坡时，驱动轮的附着压力大，牵引性明显优于前驱形式。4、采用前置后驱的车型具有良好的操纵稳定性和行驶平顺性，有利于延长轮胎的使用寿命。本设计参考了广州人所熟悉的广州标致轿车的变速器的布置形式 一种典型的前置后驱轿车的形式，这种驱动形式的轿车，其前车轮负责转向任务，后轮承担驱动工作，即：本设计采用三轴五档式机械变速器的方案设计机械式变速器。2.2.2 变速器倒挡布置方案倒挡的使用率不高，而且都是在停车状态下实

15、现换档，故采用直齿滑动齿轮结合啮合套的方式换倒挡。2.2.3基本结构：2.3 变速器主要零件结构的方案分析 ；2.3.1齿轮形式的选择变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮多用于滑动式，故适用在倒挡和一挡较多，它们的结构简单，制造容易，但在换挡时齿轮齿根部容易产生冲击，噪声大，从而使端部磨损加剧，寿命降低，而且由于噪声大，容易造成驾驶员疲劳驾驶。与直齿圆柱齿轮相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运行平稳、工作噪声低等优点，缺点是制造复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利，但这个缺点可以在进行轴的载荷计算时予以平衡。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。通过比较两种形式的齿轮的优

16、缺点，本设计中，倒档和一档采用直齿轮传动，这是考虑到倒挡和一档使用率较低，综合衡量经济性和实用性而定的。其余各挡均采用斜齿轮传动，这样可以充分发挥其传动平稳、噪声低等优点。2.3.2同步器的选择同步器一般有常压式、惯性式和增力式三种，其中，惯性式同步器较为常用。同步器是手动变速器中的重要组成部分,它对于变速器换档过程中的换档轻便性、平顺性等主要技术指标都有很重要的影响,能够减轻换档手柄上换档力,减小换档冲击和驾驶员的疲劳。常压式同步器虽然结构形式简单，但不能保证被啮合体在同步状态下（即角度相同时）换挡的缺点。所以这种形式的同步器现在已经不在小轿车上有所应用，本变速器不采用这种同步器。惯性增力式

17、同步器能可靠的保证只在同步状态下换挡。只要啮合套与齿轮间存在角速度差，同步器上弹簧片的支承力就阻止同步环缩小，从而也就阻止了啮合套的移动。只有在转速差为零时，弹簧片才卸除载荷，由于对同步环直径的缩小失去阻力，这样才能实现换挡。惯性增力式同步器的摩擦力矩大、结构简单、工作可靠、轴向尺寸短，适用于货车变速器。惯性式同步器依靠摩擦作用实现同步的。它从结构上保证了接合套与待接合花键齿圈未达到同步时不接触，避免了齿间冲击和噪声。从结构上分，惯性式同步器有锁销式、锁环式、滑块式、多片式和多锥式等几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。(1) 锁环式同步器：它工作可靠，零件耐用，但因结

18、构布置上的限制，弯矩容量不大，齿面磨损大，易失效。它主要用于轿车和轻型货车上。故本次设计采用这种同步器。(2) 锁销式同步器：这种同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，转矩容量得到提高。轴向尺寸大是它的缺点。从汽车的安全性方面考虑，本次设计采用这种形式的同步器。(3) 多锥式同步器：多锥式同步器的锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个锥面之间再插入两个辅助同步锥。由于锥表面的有效摩擦面积成倍地增加，同步转矩（在同步器摩擦锥面上产生的摩擦力矩）也相应的增加，因而具有较大的转矩容量和低热负荷。这不但改善了同步效能，增加了可靠性，而且使换挡 力大为减小。若保持换挡力不变，则可缩短同步

19、时间。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器以及分动器中。(4) 惯性增力式同步器2.3.3 换挡结构形式的选择变速器的换挡机构形式有以下几种：直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡。综上所述，本设计的变速器一、二挡使用锁销式同步器，转矩容量大，动力性能好；三、四、五挡使用锁环式同步器；倒挡采用啮合套辅助换档。3 变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.1 变速器主要参数的选择3.1.1档位数选择档数增加能够改善汽车的动力性和经济性。但档数越多，变速器的结构越复杂，轮廓尺寸和质量越大，同时操纵机构也越复杂。本设计采用5挡的机械式变速器。3.1.2 传动比的确定本设计以2011年奔驰C180K 经典

20、型小轿车为参考因数，初步选定传动比。奔驰C180K的配置参数：发 动 机：1.6T 156马力 L4；驱动方式：前置后驱；整备质量1545 Kg；最高车速223 km/h；最大马力156 Ps；最大功率115Kw；最大功率转速5200rpm；最大扭矩230Nm；最大扭矩转速30004500；车轮轮胎规格：205/55 R16。经过5AT测试的C180k，效率约为71.8%。车身尺寸：长X宽X高=4581X1770X1448（m m）,轴距2760mm，最大转矩211Nm。1 变速器最高挡传动比ig5的选择：本设计初步确定此变速箱五挡为超速挡,传动比大多数为0.70.8；四挡为直接挡，即ig4=

21、1.0。 npnT=1.42.0 （3.2）,np=30004500，而Temax=140Nm车轮直径径r=16英寸=40.64cm，即车轮半径r=20.32cm+205mm55%0.3160m。所以，五挡ig5=igmax=0.377（30004500）0.31602.12230.761.14。本设计初步选取ig5=0.76。Uamax=0.377nprigmaxi0 （3.1）式中： Uamax最高车速, Uamax=223kmh np 发动机最大功率转速 r 车轮半径, =0.3160m igmax 变速器最高挡传动比 i0 主减速器传动比i0=0.377nPrigmaxUamax=0.

22、377(30004500)0.31600.762232.113.20本设计初步选定i0=3.02变速器最大传动比ig1的选择：(1) 变速器最大传动比ig1需要满足最大爬坡度根据汽车行驶方程式 （3.3）汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 （3.4） 即， (3.5)式中： 汽车质量，m=1545Kg； 重力加速度， g=10m/s2；G 作用在汽车上的重力，G=mg=15450N； Temax发动机最大转矩， Temax=211Nm； 主减速器传动比，i0=2.1； 传动系效率，=71.8%； 车轮半径，=0.3160m； 滚动阻力系数，参考汽车理论中轮胎的滚动阻力系数图，初步选定。

23、 爬坡度，目前，市面上同类车型爬坡度一般为16。ig1154500.3160(0.025cos16+sin16)2118.071.8%1.21(2) 变速器最大传动比ig1需要满足汽车行驶的附着条件 Temaxig1i0nTrFz2 （3.6）在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75，而此时，Fz2=G（aL)L为汽车轴距，a为汽车质心至前轴距离。因为变速器与奔驰C180K原装变速器有所不同，所以，初步取a=1656mm.因此，Fz2=GaL=15450N1656mm2760mm=9270N。ig1Fz2rTemaxi0nT=92700.750.31602112.171.8%6.90显

24、然， 4.98ig11.21。目前乘用车1挡的传动比范围在3.04.5之间，初步选取ig1=3.50。2变速器其他传动比igx的选择：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：ig1ig2=ig2ig3=ig3ig4=ig4ig5=q (3.7)式中：q常数，也就是各挡之间的公比，而ig4=1.0,ig5=0.76 ，那么q=1/0.741.32。本设计衡量后，初步选取中间值，ig2=2.22,ig3=1.66。3.1.3 中心距的确定对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴（输出轴）线之间的距离称为变速器中心距A。参考汽车设计（王望予主编），乘用车变速器中心距在6080mm范围内变化，

25、其中发动机前置后轮驱动（FR）乘用车中心距变化范围多在7080mm。而且，为了检测方便，中心距A最后取为正数。所以，初步选定中心距A=75mm。3.1.4 齿轮参数的确定1 模数的选定齿轮模数是一个重要参数，而且影响它选取的因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。应当指出，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿轮宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声。参考汽车设计（王望予主编），表3-1汽车变速器齿轮的法向模数mn：车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t1.0V1.61.6V2.56.0ma14.

26、014.0ma模数mn/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00国家标准GB/T1357-1987规定汽车变速器常用齿轮模数：第一系列2.002.503.00第二系列2.252.75选用时，应该优先选用第一系列。同时，由于工艺的原因，乘用车的模数取用范围为2.03.5。因为奔驰C180K的发动机参数：1.6T 156马力 L4，而同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形，那么出自于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，所以初步选定模数为2.50。2 压力脚的选定国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。3 螺旋角的选定斜齿轮在变速

27、器中得到广泛应用。斜齿轮传递转矩时，要产生的轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使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。斜齿轮螺旋角在中间轴式乘用车变速器中的选用范围：2234。初选斜齿轮齿轮螺旋角为254 齿宽b在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力均匀程度均有影响。通常根据齿轮模数m(mn)的大小来决定齿宽：直齿，为齿宽系数，取为4.88.0；斜齿，取为6.08.5。那么，b直齿=4.88.02.50=12.020.0mm； b斜齿=6.08.52.50=15.021.25mm。从公式上看，计算的齿宽范

28、围是比较大的，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。本变速器的齿轮取第一轴一档齿轮的齿宽为20mm,第五挡齿轮的齿宽为17mm，其余齿轮的齿宽都取19mm。 5 齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。 3.2 各档传动齿轮齿数的确定3.2.1 确定一档齿轮的齿数一挡传动路线如上图所示，一档齿轮11和12选用直齿圆柱齿轮。一档传动比:ig1=Z2Z1Z11Z12。为了确定Z11、Z12的齿数，先求其齿数和Z。Z=2Amn=2752.5=60小轿车中间轴式变速器一挡齿轮齿数可在1517之间选取，

29、本设计初步选取Z12=17，那么一挡大齿轮齿数Z11=Z-Z12=60-17=43。上面根据初选的A及mn计算出的Z可能不是整数，将其调整为整数后，中心距可能会有变化，这时应从Z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。但是本设计初步求出的齿数和Z恰好是正数，不用圆整，因此中心距A没有变化，A=75mm。3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数常啮合齿轮的传动比Z2Z1=ig1Z12Z11=3.5017431.38,而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，即： A=mn(Z1+Z2)2cos,由此可以推算出：Z1+Z2=A2cosmn=752cos252.554

30、.38,圆整，Z1+Z2=54。那么，Z2Z1=1.38Z1+Z2=54，由此可得，Z1=23，Z2=31， 此时，可计算出一档实际传动比ig1=Z2Z1Z11Z12=31234317=3.41。3.2.3 确定其他档位的齿数 1 二挡齿数及其传动比的确定二挡传动路线如上图所示，二档传动比ig2=Z2Z1Z7Z8=2.22,所以Z7Z81.65。对于斜齿轮，A=mn(Z7+Z8)2cos，即Z7+Z854。求解联立方程组Z7Z8=1.65Z7+Z854，并且圆整答案，得Z7=33，Z8=21。此时，可计算出二档实际传动比ig2=Z2Z1Z7Z8=31233321=2.12。2 三挡齿数及其传动

31、比的确定三挡传动路线如上图所示，三档传动比ig3=Z2Z1Z5Z6=1.66,所以Z5Z61.23。对于斜齿轮，A=mn(Z5+Z6)2cos，即Z5+Z654。求解联立方程组Z5Z6=1.23Z5+Z6=54，并且圆整答案，得Z5=29，Z6=25。此时，可计算出三档实际传动比ig3=Z2Z1Z5Z6=31232925=1.56。3 四挡齿数及其传动比的确定四挡传动路线如上图所示，四档实际传动比ig4=1.00, 4 五挡齿数及其传动比的确定五挡传动路线如上图所示，五档传动比ig5=Z2Z1Z3Z4=0.76所以Z3Z40.60。对于斜齿轮，A=mn(Z7+Z8)2cos，即Z3+Z454。

32、求解联立方程组Z3Z4=0.60Z3+Z4=54，并且圆整答案，得Z3=19，Z4=35。此时，可计算出五挡实际传动比ig5=Z2Z1Z3Z4=312319350.73。5各挡实际传动比一档实际传动比ig1=3.41，二档实际传动比ig2=2.12，三档实际传动比ig3=1.56，四档实际传动比ig4=1.00，五挡实际传动比ig5=0.73。6 主减速器传动比i0=0.377nPrigmaxUamax=0.377(30004500)0.31600.732232.203.29本设计选定i0=3.07 倒档齿轮的齿数及其传动比的确定倒挡传动路线如上图所示，一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接

33、近，其模数往往也与一挡相近。在本设计中倒档传动比初步选定为igd=3.40。中间轴上倒档传动齿轮13的齿数比一档主动齿轮12略小，本设计中初步选定取为Z13=15。而通常情况下，倒档轴齿轮10的齿数，一般在2123之间。本设计中初步选定取为Z10=23。此时，可以计算倒挡传动比：igd=Z2Z1Z10Z13Z9Z10=Z2Z1Z9Z13=3123Z915=3.40显然，Z9=37.84,圆整后取：Z9=38。故可得出中间轴与倒档轴的中心距：A=12mnZ10+Z13=0.52.5023+15=47.5mm而倒档轴与第二轴的中心的距离：A=12mnZ10+Z7=0.52.523+38=76.25

34、mm3.3 齿轮变位系数的选择齿轮的变位系数是齿轮设计中的一个重要环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距外，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。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会保证各档传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和

35、不同。为保证各对齿轮有相同的中心矩，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，则对齿数和小的齿轮副应该采用正角度变位。由于角度变为可以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，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环载荷的条件下工作，有时还承受冲击载荷。对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一档齿轮）会造成齿轮根切，这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减小。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。总变位系数

36、越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。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。为了避免根切，提高齿根的弯曲强度：当小齿轮齿数Z12Zmin 时， 可以利用正变位避免根切，提高齿根的弯曲强度。显然齿轮的变位系数x是径向变位系数，加工标准齿轮时，齿条形刀具中线与齿轮分度圆相切。加工变位齿轮时齿条形刀具中线与齿轮分度圆相切位置偏移距离xm，外移x为正，内移x为负。除了圆锥齿轮有时采用切向变位xt外，圆柱齿轮一般只采用径向变位。 变位系数x的选择不仅仅是为了凑中心距，而主要是为了提高强度和改善传动质量

37、。齿轮的变位系数：xxmin=(Z-Zmin)Zmin。当压力角a=20时，Zmin=17。其中，一档主动齿轮Z12=17=Zmin，因此一档齿轮是标准齿轮，可以不变位。4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择4.1 齿轮的损坏原因及形式变速器齿轮损坏的形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（也称“点蚀”）、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。轮齿折断的原因一般分两种：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，导致出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。轮齿工作时，总有一对相互啮合，齿面相互挤压，存在于齿面细小裂缝中的润滑油

38、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，俗称：“起麻点”。这个现象会使齿形误差加大，产生动载荷，很可能会导致轮齿折断。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。齿面胶合是指相啮合点两齿面，在高压下直接接触发生粘着，同时随着两齿面的切向相对滑动，使金属从齿面上撕落而形成的一种比较严重的粘着磨损现象。变速器齿轮的这种破坏出现较少。4.2 齿轮强度计算与校核4.2.1 变速器齿轮所用的材料不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。而且以现在的工艺技术而言，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方

39、法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。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，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，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车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。齿轮是依靠本身的结构尺寸和材料强度来承受外载荷的，这就要求材料具有较高强度韧性和耐磨性；由于齿轮形状复杂，齿轮精度要求高，还要求材料工艺性好。常用材料为锻钢、铸钢、铸铁。4.2.2 齿轮弯曲强度计算1直齿轮弯曲应力w的计算参考汽车设计中，直齿轮弯曲应力w的计算公式： w=F1 K Kfbty。式中，w为弯曲应力（MPa）；F1为圆周力（N），F1=

40、2Tg/d；Tg为计算载荷；d为节圆直径（mm）,d=mz；K为应力集中系数，可近似取1.65；Kf为摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；b为齿宽（mm）；t为端面齿距(mm)，t=m； m为模数(mm) ；y为齿形系数。因为齿轮节圆直径d=mz，z为齿数，所以w=F1 K Kfbty=2TgKKfm3zKcy (4.1)当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，一档、倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa。校核：已知：最大转矩Temax=211Nm，Z2Z1=3123；那么计算载荷Tg=TemaxZ2Z1=211Nm3123284.39Nm。因为本变速器

41、的齿轮取第一轴一档齿轮的齿宽为20mm，即b1=20mm,模数初步选定为2.50，而齿形系数y与齿数Z的关系如下图表示： z(齿形系数图y-z)圆周力F1=2Tgd=2284.39172.5=13.38N，K=1.65，主动齿轮摩擦力影响系数Kf=1.1，一挡主动齿轮齿宽b=20mm=0.020m，端面齿距t=m=3.142.5mm=7.85mm=7.8510-3m。根据齿形系数图，Z12=17，一档齿轮的变位系数可以选取0，选择不变位，对应的y取值：y1=0.123。所以，w=F1 K Kfbty=2TgKKfm3zKcy =2284390N.mm1.651.13.142.5220170.1

42、231258MPa弯曲应力在400850MPa之间，不可以满足要求。第一档齿轮变形，当y1=0.19时，w3=814.32MPa，弯曲应力在400850MPa之间，可以满足要求。此时齿轮变形系数x1=+0.6。倒档轴上的倒档直齿齿轮与一档齿轮基本相同，且不承受交变载荷，同样适用。2斜齿轮弯曲应力w的计算参考汽车设计中，斜齿轮弯曲应力w的计算公式： w=F1 K btyK。式中，w为弯曲应力（MPa）；F1为圆周力（N），F1=2Tg/d；Tg为计算载荷；d为节圆直径（mm）,d=(mnz)/cos,法向模数 mn=2.5，z为齿数，斜齿轮螺旋角=25；K为应力集中系数，可近似取1.50； b为

43、齿宽（mm）；t为法向齿距(mm)，t=m；y为齿形系数，也是根据齿形系数图查得，但此时Zn=z/cos3；重合度影响系数K=2.0。整理有关参数后，可得：w=2T gcosKzmn3yKcK (4.2)当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对轿车常啮合齿轮和高档齿轮的许用弯曲应力在180350MPa范围。校核：常啮合齿轮计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax，已知Temax=211Nm，齿宽b2=19。对于一、二、三挡及五挡，Tg=TemaxZ2Z1=211Nm3123284.4Nm=284400N.mm。二挡主动齿轮Z8=21,那么，Z2n=21cos

44、32528，对应的y2=0.135, w2=2T gcosKzmn3yKcK=2284400cos251.503.14282.52190.1352.0284.7MPa。弯曲应力在180350MPa之间，可以满足要求。三挡主动齿轮Z6=25,那么，Z6n=25cos32534，对应的y3=0.145。 w3=2T gcosKzmn3yKcK=2284400cos251.503.14342.52190.1452.0210.2MPa。弯曲应力在180350MPa之间，满足要求。五挡主动齿轮Z4=35,那么，Z5n=35cos32547，齿宽b3=17，齿轮不变形时，对应的y5=0.152，w5=2T gcosKzmn3yKcK=2284400cos251.503.14472.52170.1522.0162.1MPa。弯曲应力不在180350MPa之间，不满足要求。第五挡齿轮变形，当y3=0.125时，w3=197.2MPa，弯曲应力在180350MPa之间，可以满足要求。此时齿轮变形系数x5=-0.4。对于第四挡，Tg=Temax=211N.m。四挡主动齿轮Z1=23,那么，Z1n=23cos32531，齿轮不变形时，对应的y4=0.141, w3=2T gcosKzmn3yKcK=2211000cos251.503.14312.52190.1412.017