轻型客车变速器设计说明书

摘要

变速器是汽车重要的传动系组成，在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。变速器能在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车倒退行驶，而且利用挡位可以中断动力的传递。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。

设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用同步器挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5+1档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂档时用同步器，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。

本文主要介绍了机械式变速器的概述及其方案的确定、变速器主要参数的选择与主要零件的设计、变速器齿轮的强度计算与材料的选择、变速器轴的强度计算与校核、变速器同步器的设计以及变速器的操纵机构。

关键字：变速器

关键词：客车；变速器；同步器

Abstract

The transmission gearbox, as an important part in automobile driving system is used to make up the shortcoming of engine torque and rotary speed. It can change the vehicle speed and type torque in a big scope, cut off the power transfer from the engine, and also provides a reverse traveling direction for the vehicle. Transmission is an integral part of the vehicle, including mechanical design development of transmission, the technology has matured, but we have not taken the school's students, of which the design is still very worthwhile for us to explore and learn of.

Gearbox design, its features are: large torque range to meet the requirements of different operating conditions, simple structure, easy production, use and maintenance, low cost, and the use of Synchronizer sets required shifting allows smooth transmission required shifting, noise reduction is not easy damaged teeth. Used in the design of the 5 +1 manual transmission, transmission through the large changes in the scope of the transmission ratio, to meet the vehicle requirements of different conditions, so as to achieve its economic and power requirements; transmission linked file by Synchronizer sets, although the increase in cost, but the manipulation of the automobile transmission to increase comfort, smoother gear.

This paper introduces an overview of mechanical transmission and the program determined that the main parameters of transmission of the selection and design of the main parts, transmission gear strength calculation and selection of materials, transmission shaft and check the strength calculation, design of transmission synchronizer as well as the transmission control agencies.

Key words:Light; Transmission gearbox; Synchronizer

目录

第1章绪论 (1)

1.1变速器的简介 (1)

1.2变速器的分类 (1)

1.3变速器的功用 (2)

1.4变速器的构成 (3)

第2章变速器设计方案及论证 (4)

2.1变速器的要求 (4)

2.2变速器设计方案论证 (4)

2.2.1 传动机构布置方案分析 (4)

2.2.2变速器主要参数 (5)

2.2.3换挡方式的确定 (5)

2.2.4变速器的设计与计算 (5)

2.2.5同步器设计 (6)

2.2.6轴承的确定 (6)

2.2.7变速器操纵机构 (6)

第3章传统方案下各主要参数的设计计算 (7)

3.1传动比的确定 (7)

3.2中心距的初步确定 (7)

3.3变速器的外形尺寸 (8)

3.4轴的直径的初步确定 (8)

3.5齿轮参数设计 (8)

3.6各挡齿数的分配 (10)

3.6.1确定一挡齿轮的齿数 (11)

3.6.2二挡斜齿轮齿数的确定 (12)

3.6.3三挡齿轮齿数的确定 (12)

3.6.4五挡齿轮齿数的确定 (13)

3.6.5倒挡齿轮齿数的确定 (13)

3.7齿轮变位系数的确定 (13)

第4章改进方案中各主要参数的设计计算 (15)

4.1传动比的确定 (15)

4.2中心距的初步确定 (15)

4.3变速器的外形尺寸 (16)

4.4轴的直径的初步确定 (16)

4.5齿轮参数设计 (16)

4.6各挡齿数的分配 (18)

4.6.1确定一挡齿轮的齿数 (19)

4.6.2二挡斜齿轮齿数的确定 (20)

4.6.3三挡齿轮齿数的确定 (20)

4.6.4五挡齿轮齿数的确定 (21)

4.6.5倒挡齿轮齿数的确定 (21)

4.7齿轮变位系数的确定 (21)

第5章变速器各挡齿轮的校核 (23)

5.1齿轮弯曲应力计算 (23)

5.1.1中间轴一挡直齿轮Z10校核 (23)

校核 (24)

5.1.2中间轴二挡斜齿轮Z

8

校核 (24)

5.1.3中间轴三挡斜齿轮Z

6

5.1.4中间轴四挡斜齿轮Z2校核 (24)

校核 (25)

5.1.5中间轴五挡斜齿轮Z

4

5.2齿轮接触应力计算 (25)

5.2.1 中间轴一挡直齿轮Z10校核 (25)

5.2.2中间轴二挡斜齿轮Z8校核 (26)

5.2.3中间轴三挡斜齿轮Z6校核 (26)

5.2.4中间轴四挡齿轮Z2校核 (27)

5.2.5中间轴五挡齿轮Z4校核 (27)

第6章变速器中间轴的校核 (29)

6.1对中间轴四挡齿轮处进行强度校核 (30)

6.2对中间轴五挡齿轮处进行强度校核 (31)

6.3对中间轴三挡齿轮处进行强度校核 (32)

6.4对中间轴二挡齿轮处进行强度校核 (32)

6.5对中间轴一倒挡齿轮处进行强度校核 (33)

第7章同步器的设计 (35)

7.1同步器的工作原理 (35)

7.2同步器的参数的确定 (36)

7.2.1摩擦因数 (36)

7.2.2同步环主要尺寸确定 (36)

第8章变速器操纵机构 (38)

8.1对变速器操纵机构的要求 (38)

8.2直接操纵手动换挡变速器 (38)

8.3远距离操纵手动换挡变速器 (39)

8.4变速器自锁、互锁、倒挡锁装置 (39)

8.4.1自锁装置 (39)

8.4.2互锁装置 (40)

8.4.3倒挡锁装置 (40)

第9章变速器轴承 (41)

第10章变速器的润滑与密封 (42)

第11章结论 (43)

参考文献 (44)

致谢 (45)

附录Ⅰ (46)

第1章绪论

1.1 变速器的简介

变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置。又称变速箱。变速器由传动机构和变速机构组成，可制成单独变速机构或与传动机构合装在同一壳体内。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。普通齿轮传动变速机构一般用滑移齿轮和离合器等。滑移齿轮有多联滑移齿轮和变位滑移齿轮之分。用三联滑移齿轮变速，轴向尺寸大；用变位滑移齿轮变速，结构紧凑，但传动比变化小。离合器有啮合式和摩擦式之分。用啮合式离合器时，变速应在停车或转速差很小时进行，用摩擦式离合器可在运转中任意转速差时进行变速，但承载能力小，且不能保证两轴严格同步。为克服这一缺点，在啮合式离合器上装以摩擦片，变速时先靠摩擦片把从动轮带到同步转速后再进行接合。变速器广泛用于机床、车辆和其他需要变速的机器上。机床主轴常装在变速器内，所以又也叫主轴箱，其结构紧凑，便于集中操作。在机床上用以改变进给量的变速器称为进给箱[1]。

现今社会发生了巨大的变化，变速器也经历了用变速杆改变链条的传动比→手动变速器→有级自动变速器→无级自动变速器的发展历程。变速器的作用:①改变汽车的传动比,扩大驱动车轮转矩和转速的范围,使发动机在理想的工况下工作;

②在发动机转矩方向不变的前提下,实现汽车的倒退行驶;③实现空挡,中断发动机传递给车轮的动力,使发动机能够起动、怠速。

手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理,变速器内有多组传动比不同的齿轮副,汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器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。由于每挡齿轮组的齿数是固定的,所以各挡的变速比是定值。常见的手动变速器由铸铁或铝制变速器壳体、轴、轴承、齿轮、同步器和换挡机构组成。

1.2变速器的分类

1.按传动比的变化方式划分，变速器可分为有级式、无级式和综合式三种[2]。

(1)有级式变速器：采用齿轮传动具有若干个可选择的定值传动比；按所用轮系形式不同又可分为：齿轮轴线固定的普通齿轮变速器和部分齿轮(行星齿轮)轴线旋转的行星齿轮变速器两种。应用最为广泛。

(2)无级式变速器:传动比可在一定范围内可按无限多级变化,常见的有液力式（动液式）和电力式两种。

(3)综合式变速器：由有级式变速器和无级式变速器共同组成的，其传动比可以在最大值与最小值之间几个分段的范围内作无级变化，目前应用较多。

2.按操纵方式划分，变速器可以分为手动操纵式，自动操纵式和半自动操纵式三种[2]。

(1)手动操纵式变速器：靠驾驶员直接操纵变速杆换档。

(2)自动操纵式变速器：传动比的选择和换档是自动进行的。驾驶员只需操纵加速踏板，变速器就可以根据发动机的负荷信号和车速信号来控制执行元件，实现档位的变换。

(3)半自动操纵式变速器：可分为两类，一类是部分档位自动换档，部分档位手动(强制) 换档；另一类是预先用按钮选定档位，在采下离合器踏板或松开加速踏板时，由执行机构自行换档。

3.根据轴的形式，分为固定轴式变速器、旋转轴式变速器，固定轴式变速器包括两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器[3]。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成，需要时，还可以加装动力输出器。根据前进挡数分为三挡变速器、四挡变速器、五挡变速器、多挡变速器。

1.3变速器的功用

(1)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。它能在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小，而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。

(2)在发动机曲轴旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶。

(3)中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换档或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。

(4)实现空档，当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如，可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。

1.4变速器的构成

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。

第2章变速器设计方案及论证

2.1变速器的要求

(1)正确选择变速器的挡位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好动力性能，对于CA6440轻型客车来说采用5+1档能使汽车具有良好的动力性和燃油经济性，对于本车来说传动比大致范围在3~5，同时应使变速器结构紧凑，质量轻，体积小，降低制造成本。

(2)优化变速器结构，如操作机构设置使其换挡轻便，完善其安全机构使得变速器在任何情况下都能准确，安全可靠的工作。对于本车因其发动机前置后驱（变速器采用中间轴式）可采用的直接操纵机构，使操纵机构简化使得操纵轻便，换档简单，从而可以减轻驾驶员的劳动强度。

(3)选择合理的齿轮型式和结构参数，同时提高制造和安装精度，从而使得变速器的传动效率提高，并且使噪声降到最低，本车采用啮合斜齿轮传动，提高变速器齿轮的使用寿命。

(4)满足零件标准化、部件通用及总成系列化等要求，遵守有关标准规定。

除此以外，变速器操作需要有避免冲击布置的同步器，操纵机构还要求有自锁和互锁装置。轿车多采用两轴式变速器，客车、货车多采用三轴式变速器。同步器设计采用锁环式同步器。

2.2变速器设计方案论证

2.2.1 传动机构布置方案分析

变速器传动机构有两种分类方法。根据前进挡数分为：三挡变速器、四挡变速器、五挡变速器、多挡变速器。根据轴的形式；固定轴式、旋转轴式。固定轴式可分：两轴式变速器、中间轴式变速器、双中间轴式变速器、多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，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速器。然后对CA6440轻客汽车来说，可采用中间轴式变速器，并且能设计直接档其传递效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的优点。其驱动形式为4×2，后轮驱动。因此，在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比。综上所述，CA6440轻型客车应选三轴式,采用“5+1”挡变速器。

2.2.2变速器主要参数

(1)档数

增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换档频率也增高。由于本设计为CA6440轻型客车，根据给定参数采用“5+1”档变速器。

(2)传动比范围

变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。转动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。

(3)中心距A

对中间轴式变速器,是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距.其大小不仅对变速器的外形尺寸,体积和质量大小,而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。

2.2.3换挡方式的确定

变速器的换档结构方式有三种，即滑移齿轮，啮合套和同步器换档。滑移齿轮换档有着结构紧凑，容易制造等优点，但是换档时齿端面会承受着很大的冲击，会导致齿轮过早损坏,并且伴随着很大的噪声，而啮合套换档多用于要求不高的档位和重型货车变速器上。同步器换档可以保证迅速,没有冲击和无噪声的换档,同时汽车的加速性和行车安全性都有不同程度的提高。本设计为CA6440轻型客车，所以第一挡与倒挡采用滑移齿轮换挡，其他挡位则可采用同步器换挡。

2.2.4变速器的设计与计算

(1)齿轮的损坏形式

轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换档齿轮端部破坏[2]。

轮齿折断分两种：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，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。

(2)齿轮强度计算

与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用田间仍是相似的。此外，机车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳钢制作，采用剃齿和磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JB179—83，6级和7级。

2.2.5同步器设计

惯性同步器能确保同步啮合换档，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。用得最广的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽结构有别，但工作原理无异，都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。锁环式同步器其工作可靠、耐用，因摩擦锥面半径受限，转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛用于轿车及轻型客、货汽车。锁销式同步器其摩擦锥面径向尺寸大，转矩容量大，广泛用于中、重型汽车上。本设计为CA6440轻型客车，所以采用锁环式同步器。

2.2.6轴承的确定

变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同[2]。此次毕业设计我所设计的CA6440轻型客车因其承受扭矩不第一轴可采用深沟球轴承；第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中采用滚针轴承；第二轴与其齿轮之间是活动连接也采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间前、后轴承，按直径系列一般选用轻系列球轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6～20mm。

2.2.7变速器操纵机构

根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂人一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。

直接操纵是最简单的操纵方案，在各种类型的汽车上得到了广泛的应用。其传统的市置方法是将变速杆安装在变速器盖上并由驾驶座椅旁的地板伸出，以便司机可直接用手操纵变速杆进行换档。因为本次设计的CA6440轻型客车是前置后驱，所以采用直接换挡机构[2]。

第3章 传统方案下各主要参数的设计计算

3.1传动比的确定

确定一挡传动比主要考虑：1 .最大爬坡度2 .附着率3 .汽车最低稳定车速 根据公式：t

tq g i T r f G i ηαα0max max max 1)sin cos (+≥

经查相关参数得：其中取?=7.16α,i 0=5.143, f =0.1,又已知T tq =157N.m ,

t η=0.89，r=(6+7)?0.0254=0.3302m,G=2295?9.8=22491N

计算得：

0.4)sin cos (0max max max 1=+≥t

tq g i T r f G i ηαα[3] 由上述条件初选一挡传动比为4.250，四挡为直接挡，传动比为1

因为汽车传动系各挡传动比大体按等比级数分配，即

, (3221)

q i i i i g g g g === 4132234,,,q i q i q i q i g g g g ====

初选280.4,830.0,000.1,630.1,640.25432=====倒i i i i i 验算：20.183

.01,63.11630.1,62.1630.1640.2,61.1640.2250.454433221========i i i i i i i i ，比值均为小于1.8，符合规定。

3.2中心距的初步确定

初选中心矩可用下式计算

31max g e A i T K A η???=[3]

式中：

A K ——中心距系数，A K 取值范围8.6—9.6 取4.9=A K

max e T ——发动机最大转矩，Nm T e 157m ax =

1i ——变速器一挡传动比，250.41=i

g η——变速器传动效率，96.0=g η

求得mm A 03.81= 符合商用车的变速器中心距在80～170mm 范围内变化。

3.3变速器的外形尺寸

变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步确定。

影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。 商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：

四挡 （2.2～2.7）A

五挡 （2.7～3.0）A

六挡 （3.2～3.5）A [3]

当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。

对于本例CA6440轻型客车，五挡变速器壳体尺寸取3.0A ，取整得L=243mm 。

3.4轴的直径的初步确定

变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=0.45A ，轴的最大直径D 和支撑间距离L 的比值，对中间轴，D/L=0.16～0.18,对第二轴，D/L=0.18～0.21。第一轴花键部分直径可按下式初选：

3max e T K D =[3]

式中：

K ——经验系数，K=4.0-4.6，取K=4.3

max e T ——发动机最大转矩 求得D=23.20mm

3.5齿轮参数设计

（1） 齿轮模数

遵循的一般原则：

1） 为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；

2）为使质量小，增加齿数，同时减少尺宽；

3）从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，

4）从强度方面考虑，各档齿数应有不同的模数。

5）对于货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。

6）对于客车减少齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小些；

7）低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。本设计汽车变速器各档由于扭矩小齿轮均选用相同的模数。

啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原因，同一变速器的接合齿模数相同。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。

全部齿轮选用一种模数是合理的，乘用车和货车质量在1.8～14t,模数取直范围为2.0～3.5mm。根据齿轮模数选用的优先原则及本变速器的特点，进行模数的选取，直齿轮为2.5mm,斜齿轮为2.25mm。

（2）齿轮压力角α的选择

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对客车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。国家规定的压力角为20°,本设计变速器齿轮也采用20°,啮合套或同步器的接合齿压力角用30[3]°。

（3）螺旋角β的确定

斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响，因此，中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向力作用。从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15°～25°为宜；而从提高齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。

（4）齿宽的设计计算

应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常更据齿轮模数m的大小来选定齿宽。

直齿：b=m K C , C K 为齿宽系数，取值范围为4.5～7.0

斜齿：b=n C m K ，C K 取值范围为6.0～8.5

根据模数的大小选定齿宽：

直齿：b=m K C ，C K 为齿宽系数，取4.5～8.0

斜齿：b=n C m K ，C K 取6.0～8.5[4]

各挡齿轮的齿宽值如下：

中间轴一挡直齿：b 1z =6.2?2.5=15

中间轴二挡斜齿：b 2z =6.2?2.25=14

中间轴三挡斜齿：b 3z =6.2?2.25=14

中间轴四挡斜齿：b 4z =6.2?2.25=14

中间轴常啮合齿：b c z =6.2?2.25=14

一轴常啮合斜齿：b c 1=6.2?2.25=14

二轴一挡直齿：b 21=6.2?2.5=15

二轴二挡斜齿：b 22=6.2?2.25=14

二轴三挡斜齿：b 23=6.2?2.25=14

二轴四挡斜齿：b 24=6.2?2.25=14

二轴倒挡直齿：b d 2=6.2?2.5=15

3.6各挡齿数的分配

在初选中心距、齿轮螺旋角之后，可根据预选确定的变速器挡数、传动比和传动方案来分配齿轮的齿数。下图为结构简图，以便说明各挡齿数的分配。

图3.1变速器简图

3.6.1确定一挡齿轮的齿数

一挡传动比

（1） 10

9121Z Z Z Z i ?= 一挡为直齿轮，则Z h =m

A 2=64.824取65；A=81.03 中间轴一挡齿轮数受中间轴径尺寸限制，即受刚度的限制。客车在12～17之间，选10Z 为16个齿，则9Z = Z h -10Z =65－16=49

（2） 对中心距进行修正

A= m ×Z h /2=81.25mm 取82mm

（3）确定常啮合齿轮的齿数

19

1012i Z Z Z Z ?==4.250×4916= 1.388 ()βc o s 221Z Z m A +=[4] β

2 取?24

由以上两个公式求得取整为

281=Z 392=Z

()β

cos 2反算中心距21Z Z m A n +==82.51 反算 β2为?19.23相差不大，符合要求。

实际传动比1i =4.250 求得传动比1i =4.266 相关不大，符合要求。

3.6.2二挡斜齿轮齿数的确定

22

187i Z Z Z Z ?==2.640×3928=1.895 ()βc o s 287Z Z m A n +=

，β8 取?15 校合螺旋角 =82t a n t a n ββ???

? ??++872121Z Z Z Z Z 1.662与1.684相差不大，β8可取

由以上两个公式求得

467=Z 248=Z

()β

cos 2反算中心距87

Z Z m A n +==81.53 β8=?54.13 实际传动比1i =2.640 求得传动比1i =2.670

3.6.3三挡齿轮齿数的确定

32

165i Z Z Z Z ?==1.630×3928=1.170 ()β

cos 265Z Z m A n +=，β6取?18 校合螺旋角 =62t a n t a n ββ???

? ??++652121Z Z Z Z Z 1.370与1.270相差不大，β8可取

由以上两个公式求得

375=Z 326=Z

()β

cos 2反算中心距65

Z Z m A n +==81.62 β6=?8.18 求得的传动比3i =1.610与1.630相差不大，β6可取

3.6.4五挡齿轮齿数的确定

42

143i Z Z Z Z ?==0.830×3928=0.596 ()β

cos 243Z Z m A n +=，β4取?22 由以上两个公式求得

253=Z 424=Z

校合螺旋角 =42t a n t a n ββ???

? ??++432121Z Z Z Z Z 0.907与0.935相差不大，β

4可取 ()βcos 2反算中心距43Z Z m A n +==81.29 β

4=?2.23

求得的传动比4i =0.829与0.830相差不大，β4可取

3.6.5倒挡齿轮齿数的确定

倒挡齿轮选取的模数往往与一挡相同，初选Z 12=23

中间轴与倒挡轴的中心距为：

=+=)(2

112101Z Z m A 48.75mm 取49mm D 11e =12A －D 10e －1=57mm

11Z =D 11e /m =22.8取23

倒i 10

1112129Z Z Z Z Z Z ??==4.266 此时倒i =4.266与4.280相差不大，故可取二轴与倒挡轴的中心距为：

90)(2

11292=+=Z Z m A mm 3.7齿轮变位系数的确定

采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距外，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相接近的程度。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。角度变位既具有调蓄变位的优点，又避免了其缺点。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，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或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可区码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，珠海宏利药业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负荷的条件下工作， 有进还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。

总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。

根据上述理由，本车CA6440为轻型客车，扭拒不大，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选用较小的一引动数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数10Z 17，因此一档齿轮需要变位。

采用角度变位，变位系数确定：

对于本次设计，当直齿轮min Z ≤17时，采用正变位，和它相啮合的齿轮则采用负变位。而对于斜齿轮min Z ≤β3m in cos v Z ，min v Z 是当量直齿标准齿轮不发生根切的最小齿数。而不根切的最小变位系数ξmin 分别为：

min

min 0min Z Z Z f -=ξ[5] 式中：0f ——齿顶高系数。

当0f =1，0a =20°

采用非变位齿轮，变位系数为0=ξ

第4章 改进方案中各主要参数的设计计算

4.1传动比的确定

确定一挡传动比主要考虑：1 .最大爬坡度2 .附着率3 .汽车最低稳定车速 根据公式：t

tq g i T r f G i ηαα0max max max 1)sin cos (+≥

经查相关参数得：其中取?=7.16α,i 0=5.143, f =0.1,又已知T tq =157N.m ,

t η=0.89，r=(6+7)?0.0254=0.3302m,G=2295?9.8=22491N

计算得：

0.4)sin cos (0max max max 1=+≥t

tq g i T r f G i ηαα[3] 由上述条件初选一挡传动比为4.200，四挡为直接挡，传动比为1

因为汽车传动系各挡传动比大体按等比级数分配，即

, (3221)

q i i i i g g g g === 4132234,,,q i q i q i q i g g g g ====

初选280.4,830.0,000.1,432.1,604.25432=====倒i i i i i 验算：20.183

.01,61.11614.1,61.1614.1604.2,61.1604.2200.454433221========i i i i i i i i ，比值均为小于1.8，符合规定。

4.2中心距的初步确定

初选中心矩可用下式计算

31max g e A i T K A η???=[3]

式中：

A K ——中心距系数，A K 取值范围8.6—9.6 取4.9=A K

max e T ——发动机最大转矩，Nm T e 157m ax =