1、乘用車兩軸式五擋變速器傳動機構設計摘要變速器 用來改變發動機到驅動輪上轉矩和轉速.目的是在原地起步 .爬坡 .轉彎加速等各種工況下 .是汽車獲得不同的牽引力和速度工作 .變速器設有空擋 .可啟動發動機汽車滑行速器宿舍有倒檔 .是汽車各獲得倒退行駛的能力.同時是發動機在最有利的工況范圍內下.或停車時發動機到驅動輪的動力傳遞.變.需要時 .變速器還有動力輸出功能.因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪 。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。一般通過控制軸的長度即控

2、制檔數，來保證變速箱有足夠的剛性。本文設計研究了兩軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了 強度校核 ，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設計并講述了變速器中各部件材料的選擇。關鍵詞擋數；傳動比；齒輪；軸；強度校核目錄第 1 章 緒論 .錯誤！未定義書簽。1.1概述 . .31.1.1設計二軸五檔變速器的目的和意義 . .41.1.2汽車變速器設計要求 .41.1.3研究變速的現狀 .51.2變速器的設計思想 . .5第 2 章 變速器傳動機構與操縱機構的布置 .62.1變速器傳動機構的布置方案 . .62.1.1變速器傳動方案分析

3、與選擇 .62.1.2倒檔布置方案 .72.2操縱機構布置方案 . .82.2.1概述 .82.2.2典型的操縱機構以及鎖止裝置 .82.3本章小結 . .10第 3 章 變速器設計的總體方案 .123.1變速器主要參數的選擇 . .123.1.1檔數 .123.1.2傳動比范圍 .123.1.3變速器各檔傳動比確定 .123.1.4中心距的選擇 .143.1.5齒輪參數的選擇 .153.1.6各擋齒輪的分配及傳動比的計算 . .163.2變速器齒輪強度校核 .223.2.1變速器齒輪彎曲強度的校核 .223.2.2輪齒接觸應力的校核 .233.2.3變速器齒輪的材料及熱處理 .253.3軸的

4、結構和尺寸設計 .253.3.1初選軸的直徑253.3.2軸的強度驗算 .26結論.錯誤！未定義書簽。致謝.錯誤！未定義書簽。參考文獻錯誤！未定義書簽。第一章緒論1.1概述隨著社會的快速發展和人們生活水平的迅速提高，汽車（尤其是轎車）作為一種必不可少的交通工具已走進千家萬戶?？傊?，汽車工業的發展水平直接代表著一個國家基礎工業和國民經濟的實力。中國未來10 年，經濟型轎車至少應翻一番。因此設計一種適合我國國情的經濟型轎車的變速器具有十分重要的意義，而且也符合全球對環境保護的要求， 小排量低排放的經濟型轎車肯定是未來汽車的主力。汽車的發展經歷了三大革命，動力革命（內燃機的使用），傳動革命（機械傳動

5、的完善和液體傳動的使用）和控制革命（用傳感器、微機和電液閥進行信息處理）。從先進國家來看，動力革命和傳動革命已經完成，目前正處于控制革命階段，要解決的主要是機械太“機械”，沒有靈性的問題，過去機械全靠人來操縱控制，然而人的生理和心理能力（感覺器官的功能、頭腦分析的能力和體能）是有限的，操縱汽車這樣復雜的機械對于人來說體力和腦力負擔是很重要的，更主要的是單靠人力操縱將阻礙汽車的發展和其性能的提高。 因此必須對汽車各部分 （發動機、變速器、懸架、制動和轉向機構等）進行自動控制，并從各部分的單獨控制向整車一體化控制發展，從一般控制向智能控制發展。要解決機械信息處理能力問題，機械本身是無能為力的，液壓

6、控制在性能上也達不到要求，必須引入具有良好控制性能和信息處理能力的電子技術。但是僅僅采用機電液技術還不夠，還需要應用聲學、光學、和化學等多學科技術才能使機械具有良好的信息處理能力，實現高度自動化。變速器是汽車傳動系中一個比較關鍵的部件，它設計的好壞直接影響到汽車的使用性能。隨著汽車工業的告訴發展和現汽車現代設計方法的開發和應用，人們對汽車變速器的設計要求是越來越高。其中，減少變速器體積，提高變速器可靠性以及改善其與發動機的匹配更是當前急需解決的重要問題！兩軸式變速器與三軸式變速器相比，其結構簡單、 緊湊且除到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。 轎車多采用前置發動機前輪驅動的布置，因為這種布置使

7、汽車的動力傳動系統緊湊、操縱性好且使汽車質量降低6%10%。兩軸式變速器縱置時，傳動系的結構簡單 （即輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體從而簡化了制造工藝，降低了成本 ）。設計二軸五檔變速器的目的和意義變速器是汽車傳動系中一個比較關鍵的部件，它設計的好壞直接影響到汽車的使用性能。隨著汽車工業的告訴發展和現汽車現代設計方法的開發和應用，人們對汽車變速器的設計要求是越來越高。其中，減少變速器體積，提高變速器可靠性以及改善其與發動機的匹配更是當前急需解決的重要問題！本課題將可靠優化二軸五檔變速器設計理論應用汽車機械式變速器齒數系的設計中，根據汽車的動力性要求，在保證零件結構強度和剛度可靠使用的條件下，

8、以變速器體積最小化和功率使用最大化為目標函數，通過可靠性優化設計結果與原始數據的對比，使變速器設計得到一個更可靠的優化。汽車變速器設計要求汽車傳動系是汽車的核心組成部分。其任務是調節、變換發動機的性能，將動力有效而經濟地傳至驅動車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動系任務的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的結構要求對汽車的動力性、燃料經濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工業的發展，轎車變速器的設計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽車變速器的設計工作開始之前，首先要根據變速器運用的實際場合來對一些

9、主要參數做出選擇。主要參數包括中心距、變速器軸向尺寸、軸的直徑、齒輪參數、各檔齒輪的齒數等。（1）正確選擇變速器的檔位數和傳動比，使之與發動機參數優化匹配， 以保證汽車具有良好的動力性與經濟性；（2）設置空擋，用來切斷發動機動力向驅動輪的傳輸；（3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛；設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出）（4）換擋迅速、省力、方便；（5）工作可靠；（6）變速器應有高的工作效率；（7）變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。研究變速的現狀眾所周知，中國國內市場的轎車車型， 90%都來自日本和德國技術，更確切地說，是來自于日

10、本豐田和德國大眾技術。國內的許多車廠在研發、生產方式上，或是購買技術，或是與德·日方聯合經營，自主獨立開發的能力相對欠缺。因此，我國的轎車車型及所屬關緊部件的研發方面的發展相對滯后， 進而造成國內的許多老型產品一干就是十幾年，甚至二十幾年的尷尬局面。但是根據我們國家的實際現狀，目前中國市場對轎車的需求，在短時間內，甚至相當長的一段時間內轎車仍然具有一定的發展的空間。汽車變速器發展經歷了 100 多年，從最初采用側鏈傳動到手動變速器，到現在的液力自動變速器和電控機械式自動變速器，再向無級自動變速器方向發展。變速器是汽車傳動系的重要組成部分，其發展無疑代表著汽車工業的發展，它的設計也是汽

11、車設計的一個重要部分。手動變速器 (MT)主要采用齒輪傳動的降低原理，變速器內有多組傳動比不同的齒輪副，汽車行駛時的換擋就是通過操縱機構使變速器內不同的齒輪副工作。我國汽車工業采用 CAD技術，從無到有，至今已有十多年的歷史。 與其他機械產品相比，汽車行業在計算機應用的投入比較多。各汽車廠紛紛引進軟硬件并逐步建立了計算機輔助系統。 AutoCAD在用戶的心目中也變成了二維設計軟件的縮影。1.2 變速器的設計思想根據發動機匹配的轎車的基本參數，及發動機的基本參數。（ 1）發動機排量 2.0 升；（ 2）五個前進擋，一個倒檔；（ 3）輸入、輸出軸保證兩點支承；（ 4）采用同步器，保證可靠平穩換擋；

12、（ 5）齒輪、軸及軸承滿足使用要求 。第 2章變速器傳動機構與操縱機構的布置2.1 變速器傳動機構的布置方案變速器傳動方案分析與選擇不同的傳動系檔位數，其原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率機械式變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠等優點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。其中兩軸式變速器多用于發動機前置前輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數少，結構簡單、輪廓尺寸小、易布置等優點。此外，各中間檔因只經一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設置

13、直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結構限制其一檔速比不能設計的很大。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發動機縱置時直接輸出動力。而中間軸式變速器多用于發動機前置后輪驅動汽車和發動機后置后輪驅動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。對不同類型的汽車，具有不同 5 。而傳動系的檔位數與汽車的動力性、燃油經濟性有著密切的聯系。就動力性而言，檔位數多，增加了發動機發揮最大功率附近高功率的機會，

14、提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經濟性而言，檔位數多，增加了發動機在低燃油消耗率區下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產率，降低運輸成木。不過，增加檔數會使變速器機構復雜和質量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。綜上所述，此次設計變速器是驅動形式屬于發動機前置前輪驅動，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運行噪聲小，設計車速高，故選用二軸式變速器作為傳動方案。選擇 5 檔變速器，并且五檔為超速 檔。 大體結構可參考如圖 2-1 所示的結構圖2-1發動機前置前輪驅動布置示意圖倒檔布置方案常見的倒檔布置方案如圖2-2 所示。圖 2-2b 方案的優點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短

15、了中間軸的長度。 但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難； 圖 2-2c 方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖2-2d 方案對 2-2c 的缺點做了修改；圖 2-2e 所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖2-2f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便圖 2-2 倒檔的布置方案綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用圖2.2f 所示方案。操縱機構布置方案概述根據汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構完成選檔和實現換檔或退到空檔。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求 9 ：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自

16、動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。變速器操縱機構通常裝在頂蓋或側蓋內，也有少數是分開的。變速器操縱機構操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。用于機械式變速器的操縱機構， 常見的是由變速桿、 撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。直接操縱式手動換檔變速器當變速器布置在駕駛員座椅附近時，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變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來 ，單軌式操縱機構應用較多，其優點是減少了變速

17、叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各檔換檔行程相等 。典型的操縱機構以及鎖止裝置定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機構。1、 換檔機構變速器換檔機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用。使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而

18、與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。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、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設計全部檔位均選用同步器換檔。2、 防脫檔設計互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速叉軸互被鎖住，該機構的作用是防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現重大故障。常見的互鎖機構有：（1）互鎖銷式圖 2-4 是汽車上用得最廣泛的一種機構，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。圖 2-4， a 為空檔位置，此時任一叉軸可自由移

19、動。圖2-4，b、c、d 為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。（2）擺動鎖塊式圖 2-5 為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A 檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。（3） 轉動鉗口式圖 2-6 為與上述鎖塊機構原理相似的轉動鉗口式互鎖裝置。 操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞 A 軸轉動。選檔時操縱桿轉動鉗形板選入某一變速叉軸槽內， 此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。圖 2-5 擺動鎖塊式互鎖機構圖 2-6 轉動鉗口式互鎖機操縱機構還應設有保證

20、不能誤掛倒檔的機構。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產生明顯的手感。鎖止機構還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構。自鎖機構的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止脫檔和掛檔。自鎖機構有球形鎖定機構與桿形鎖定機構兩種類型。倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。本次設計屬于前置前輪驅動的轎車，操縱機構采用直接操縱方式，鎖定機構全部采用，即設置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實現自鎖，通過互鎖銷實現互鎖。 倒檔鎖采用限位彈簧來實現， 使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。本章小結本章主要

21、介紹了變速器傳動機構的布置方案和零、 部件結構方案進行了系統的分析，并給出了此次設計的具體方案， 即設計兩軸式變速器， 倒擋布置方案如圖 2-2（f ）所示，前進擋皆為斜齒圓柱齒輪，倒擋為直齒圓柱齒輪，采用全同步器式換擋形式，圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。并且對操縱機構做了詳細的介紹，說明了常用的鎖止機構的結構及原理第 3章 。變速器設計的總體方案3.1變速器主要參數的選擇本次變速器設計的主要參數如下表4-1 所示。表 4-1 主要參數發動機最大功率76kw車輪型號175/60R14發動機最大轉矩131N·m最大功率時轉速6000r/min最大轉矩時轉速4300r/min最高

22、車速170km/h總質量1060kg整備質量1414kg檔數近年來，為了降低油耗，改善經濟性和動力性之間的矛盾. 變速器的檔數有增加的趨勢。變速器結構也復雜 . 其輪廓尺寸和質量加大 . 同時其操縱機構也更加復雜 . 目前，乘用車一般用 4 5 個檔位的變速器。發動機排量大的乘用車變速器多用 5 個檔。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上 。傳動比范圍變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是超速檔檔，傳動比小于 1.0；有的變速器最高檔是直接檔，傳動比為1.0。影響最低檔傳動比選取的因素有：發動機的最大轉矩和最低穩定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間

23、的附著力、 主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.04.5 之間，排量大的乘用車在5.08.0 之間，商用車則更大。傳動比范圍的選擇要求：1、相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8 以下。2、在最低檔位傳動比不變情況下.高檔區相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區相鄰檔位之間的比值小。原因高檔區使用頻繁因此，本次設計的轎車變速器為5 檔變速器，最高檔傳動比初定為0.8 左右 。變速器各檔傳動比確定（ 1）主減速器傳動比的確定發動機轉速與汽車行駛速度之間的關系為：ua0.377 rn（3.1 ）i g i0式中ua 汽車行駛速度（ km/h）；n 發動機

24、轉速（ r/min ）；r 車輪滾動半徑（ m）；ig 變速器傳動比；i0 主減速器傳動比。由上文可知最高車速ua max = va max =170km/h；最高檔為超速檔，傳動比ig 5 =0.75 ；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規格175/65R14 得到 r =267.65（mm）；發動機轉速 n = np =6000（r/min ）；由公式（ 4.1 ）得到主減速器傳動比計算公式：i0 0.377nr4i gua（ 2）確定變速器一擋傳動比i1汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路間的滾動阻力及爬坡阻力。故有：Te max i1i 0 Tmax sinmax

25、)mg max ，則由最大爬r rmg( f cos坡度要求的變速器一擋傳動比為 1：mg max rr（3.2 ）i 1Te max i 0 T式中： m汽車總質量， 1435kg；g重力加速度， 9.8 N kg ；max 道 路最 大阻 力系 數， 由 于一 般瀝 青或混凝 土路 面滾 動阻 力系 數f=0.0180.020 ，故取 f=0.019 ；最大爬坡度 i tanmax0.34 ，故坡角 max 17.740 ，所以max 為 0.359 ；rr 驅動車輪滾動半徑，0.267mm；Te max 發動機最大轉矩，131N· m；i 0 主減速比， 4；T 汽車傳動系的傳

26、動效率，轎車可取0.90.92 ，故選T 為 0.9 。由公式（ 2.2 ）得： i13.49 ；根據驅動車輪與路面的附著條件Te max i1i 0 TG 2，求得變速器一擋傳動比為1 ：r ri1G 2 rr（3.3 ）Te max i 0T式中： G 2 汽車滿載靜止于水平路面時，驅動橋給地面的載荷，對于發動機前置后輪驅動的乘用車，滿載時后軸占55%；道路的附著系數，計算時取=0.550.65 ，故選為0.6；rr ， Te max ， i 0 ， T 見式（ 3.2 ）下說明。由公式（ 3.3）得： i 13.52 ；最終取 i 13.5 。（ 3）變速器各檔速比的配置按等比級數分配其

27、它各檔傳動比，即：i1i2i 3i 4qqi14 3.4i2i3i 4i541.450i50.77i 2i13.42.43q1.450i 3i 22.3451.68q1.450i 4i 31.6181.16q1.450=0.8中心距的選擇初選中心距可根據經驗公式計算14 ：AK A 3 Temax i1 g（ 3.4 ）式中：A 變速器中心距（ mm）；K A 中心距系數，乘用車K A =8.99.3 ；Te max 發動機最大輸出轉距為131（ N· m）；i1變速器一檔傳動比為3.5 ；g變速器傳動效率，取96%。A（8.99.3 ）=（8.9-9.3 ）8.375=66.037

28、0.02mm轎車變速器的中心距在6080mm范圍內變化。初取A=70mm。外形尺寸變速器的橫向外形尺寸可根據齒輪直徑以及倒擋軸過渡齒輪和換擋機構的布置初步確定. 影響變速器軸向尺寸的因素有擋數 . 換擋機構形式以及齒輪形式。 乘用車五檔變速器殼體的軸向尺寸為【 3.5 4.0 】A齒輪參數的選擇1. 模數 m齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。對于乘用車為了減少工作噪聲和增加齒寬應合理減小模數，嚙合套和同步器接合齒多數采用漸開線齒形 .由于工藝上的原因 .同一變速器接合齒 模數相同 . 并優先采用第一系列 . 乘用車和總質量在 1.814.

29、0t 的貨車為 2.03.5mm，取 m=2.5mm。2. 壓力角壓力角較小時，重合度較大并降低輪齒剛度 .為此進入嚙合和退出嚙合的動載荷 .，傳動平穩，有利于噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于直齒輪 .壓力角為 28 度時強度最高 .對于斜齒輪 .壓力角為 25 度時強度最高 .理論上對于乘用車，為了加大重合度來降低噪聲，應選用 14.5 °、15°、16°、16.5 °等小些的壓力角。實際上 .國家規定的標準壓力角為 20°，所以普遍采用的壓力角為 20°。嚙合套或同步器的壓力角有 20°、

30、25°、30°等，普遍采用 30°壓力角。本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角20°。3. 螺旋角.斜齒輪在變速器有廣泛的應用.齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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、噪聲降低。試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。乘用車兩軸式變速器為20 度至 25 度4. 齒寬 b齒寬的選擇

31、既要考慮變速器的質量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩性的要求，通常是根據齒輪模數來確定齒寬b。 bKcm ，其中 Kc 為齒寬系數。變速器中一般倒擋采用直齒圓柱齒輪Kc =4.58.0；常嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪Kc=6.08.5。采用同步器和嚙合套換檔時其結合齒的工作寬度為2.0mm 4.0mm4 齒輪變位系數的選擇對于乘用車 . 為了降低噪聲除去一檔 . 倒檔以外各檔齒輪總變位系數選用小一些的數值 . 已獲得低噪聲傳動 . 高檔變位系數為 0.2 0.2. 隨的檔位的降低 . 變我洗漱應該隨檔位降低而增大 . 一檔和倒檔齒輪選用 1.0 以上5. 齒頂高系數齒頂高系數對重

32、合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。一般齒輪的齒頂高系數f 01.0，為一般汽車變速器齒輪所采用。各擋齒輪的分配及傳動比的計算分配齒數時應注意的是，各擋齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。（ 1）確定一擋齒輪的齒數由于一擋采用圓柱直齒輪傳動，所以齒數和= =56，齒輪的齒數是齒輪設計中一個非常重要的環節，采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和湊配中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩性、耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲 6 。初選一檔主動齒輪齒數為 17. 傳動比為 3.5 一檔從動齒輪齒數為 59.5 修正后選 60. 應為 不等 + .

33、 要修正中心距A=77mm（ 2）確定二擋齒輪的齒數二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角2 與，由 i 2Z6得：Z5m(Z5Z6 )（3.5）A2cos2此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發，還必須滿足下列關系式：tanZ6（3.6）tan2Z5聯解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角212.3 ，解式（ 3.4）（ 3.5）求出Z645,Z518。再把 Z5、 Z6及 2 代入式（ 3.6），檢查近似滿足軸向力平衡關系湊配中心距A' (Z5 Z6 )mn 80mm A ；2cosmn斜齒端面模數 mt2.60 mm；cos嚙合角 cos ' mt(Z5 Z6 )cos0.9623

34、，得'20 ；2A由于湊配中心距與原中心距相等即為高度變位。x50.28,故 x60.28。兩齒輪分度圓仍相切，節圓與分度圓重合，全齒高不變。二擋齒輪參數如表3.2 。表 3.2二擋齒輪基本參數序號計算項目計算公式1端面壓力角tann20.08tan t0.38, tcos2分度圓直徑dZ5 mt 46mmdZ6 mt 114mm3齒頂高ha( f 01 )mn 3.2mmha( f 02 ) mn 1.8mm4齒根高h( f 0c1) m 3.36mm h( f0c2 )mn4.76mmfnf5齒頂圓直徑dad2ha53.7mmdad2ha 96.3mm6齒根圓直徑dfd2hf40.

35、575mmdfd2hf83.175 mm7當量齒數ZnZ518.89 19ZnZ649cos3cos38齒寬bKcm72.5 17.5mmbK cm72.517.5mm（ 3）確定三擋齒輪的齒數二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角3 與一檔嚙合齒輪1 不同，由 i 2Z8 得：Z7m(Z8Z7 )（3.5）A2cos2此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發，還必須滿足下列關系式：tanZ8（3.6）tan 2Z7聯解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角3 17.5 ，解式（ 3.4）（ 3.5）求出Z 723,Z838。再把 Z 7、Z 8及3 代入式（ 3.6），檢查近似滿足軸向力平衡關系湊配中心距A

36、' (Z7 Z8 )mn 80mm A ；2cosmn斜齒端面模數 mt2.60 mm；cost0.9364 ，得20 ；嚙合角 cos ' m (Z7 Z8 )cos'2A由于湊配中心距與原中心距相等即為高度變位。x70.08,故 x80.08。兩齒輪分度圓仍相切，節圓與分度圓重合，全齒高不變。三擋齒輪參數如表3.3 。表 3.3三擋齒輪基本參數序號計算項目計算公式1端面壓力角tantann20.75tcos0.378,t2分度圓直徑dZ 7mt 60mmdZ8m 99mmt3齒頂高ha( f01 )mn 2.5mmha( f02 )mn 2.4mm4齒根高hf( f

37、0c1 )mn3.4mmhf( f0c2 ) mn4.6mm5齒頂圓直徑dd2h65mmdad2ha104mmaa6齒根圓直徑dd2h52mmdfd2hf90mmff7當量齒數ZnZ 726.89 27ZnZ890cos3cos38齒寬bKcm72.517.5mmbK cm72.5 17.5mm（4）確定四擋齒輪的齒數二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角4 與一檔嚙合齒輪1 不同，由 i 2Z10 得：而Z9m(Z10Z9 )（3.5）A2cos2此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發，還必須滿足下列關系式：tanZ10（3.6）tanZ92聯解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角8 22 ，解式（ 3

38、.4）（ 3.5）求出Z927,Z1031。再把 Z9、Z10及 4 代入式（ 3.6），檢查近似滿足軸向力平衡關系湊配中心距A' (Z9 Z10 )mn 81mm A ；2cosmn斜齒端面模數 mt2.80 mm；cos嚙合角 cos ' mt(Z9 Z10 ) cos0.9347 ，得'20 ；2A由于湊配中心距與原中心距相不等即為角度度變位。x100.02,故x90.04。兩齒輪分度圓仍相切，節圓與分度圓重合，全齒高不變。四擋齒輪參數如表3.4 。表 3.4 四擋齒輪基本參數序號計算項目1 端面壓力角2 分度圓直徑3 齒頂高4 齒根高5 齒頂圓直徑6 齒根圓直徑

39、7 當量齒數8 齒寬計算公式tantann21.58t0.3956, tcosd Zm 76mmd Z10m85mm9 tth( f01 )m2.5mmh( f 02 )m3.5mmananhf( f 0c1) mn4.5mmhf( f0c2 ) mn 4mmdad2ha81mmdad2ha90mmdfd2hf67 mmdfd2hf73mmZnZ935.8936ZnZ1041cos3cos3bKcm72.517.5mmbKcm72.517.5mm（ 5）確定五擋齒輪的齒數二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角5 與一檔嚙合齒輪1 不同，由 i 2Z12 得：Z11Am( Z12Z11 )（ 3.5）此外，從

40、抵消2cos2或減少中間軸上的軸向力出發，還必須滿足下列關系式：tanZ12（3.6）tanZ112聯解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角8 22 ，解式（ 3.4）（ 3.5）求出Z1224, Z1129 。再把 Z12、Z11及 5 代入式（ 3.6），檢查近似滿足軸向力平衡關系湊配中心距A' (Z11 Z12 )mn 80mm A ；2cosmn斜齒端面模數 mt3.0mm ；cos嚙合角 cos ' mt(Z11 Z12 )cos0.9137 ，得'20 ；2 A由于湊配中心距與原中心距相等即為高度變位。x110.09,故x120.09。兩齒輪分度圓仍相切，節圓與分度圓重合，全齒高不變。五擋齒輪參數如表3.5 。表 3.5五擋齒輪基本參數序號計算項目計算公式1端面壓力角tan ttann23.4cos0.43, t2分度圓直徑dZ12mt87mmdZ11mt 72mm3齒頂高ha( f01) mn 2.1mmha( f02 )mn2.4mm4齒