轻型货车变速器设计

摘要
汽车上广泛使用的活塞式发动机，其输出的转矩和转速的变换范围很小，而汽车在行驶时所遇到的复杂的道路条件和使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化，为此，在汽车的传动系中设置了变速器。

汽车变速器作为汽车传动系统中的重要部件，在动力传输过程中起到了降速增距、实现汽车倒向行驶、中断动力传输以等作用。

本设计为一个中间轴式四挡变速器，由于是二吨轻型货车采用，汽车最大速度要求不大，所以设计时取最大车速为100km/h,采用直接挡为最高挡,而不采用有超速挡的情况。

为了加工的简便，以及经济方面考虑，各挡齿轮的模数基本相同，这样就减少了加工时的成本。

在设计中，对发动机的选择，变速器的形式、结构以及倒挡布置，变速器齿轮的形式、材料以及各挡齿轮的基本参数确定进行了分析和选择。

在计算方面，对变速器齿轮、变速器轴与轴承及各主要部件进行了计算及强度校核，对轴承进行了寿命计算并对主要参数选择进行了分析和说明。

本设计还包括了汽车行业当前的变速器的发展状况。

在选取各种结构时，均从当前汽车行业中使用到的各种情况中考虑，选取的均是在条件允许下的最好的情况，体现了现代汽车的一个潮流。

关键词:变速器；齿轮；变速器轴；基本参数；强度校核
Abstract
Piston engine is widespread use on automobile, whose output torque and the rotational speed transformation scope is very small, but the automobile the driving influence and the vehicle speed can change in the quite great scope when automobile travel meets the complex path condition and the exploitation conditions request. So, has established the transmission gearbox in the automobile power transmission. The automobile transmission gearbox took in the automobile transmission system the important part, played the reduction of speed in the power transmission process to increase the distance, the realization automobile reverse travel, the interrupt power transmission by and so on the roles.
This design is middle shaft-type 5 transmission gearboxes, because it is five ton heavy freight vehicle uses and the automobile maximum speed request is not big, therefore time design takes the maximum vehicle speed is 100km/t, uses the direct drive is the top gear, but does not use has the overdrive transmission situation. In order to process simple, as well as the economical aspect considered that, various grade of gear modulus basic same, like this reduced time the processing cost.
In the design, I have carried on the analysis and the choice for the engine choice, the transmission gearbox form, the structure as well as the reverse gear arrangement, the gear form and the material of transmission gearbox, as well as basic parameter determined of various grade of gear. In the computation aspect, I have carried on the life computation to the bearing and have carried on the analysis and the explanation to the main parameter choice for the transmission gearbox gear, the transmission gearbox axis and the bearing and each major component has carried on the computation and the intensity examination. This design has also included the automobile profession current transmission gearbox development condition. When selects each kind of structure, uses from the current automobile profession to each kind of situation in considered that, the selection is under the condition permission best situation, has manifested a modern automobile tidal current.
Key words: Transmission gearbox；Gear；Transmission gearbox axis；Basic parameter；Intensity examinati
目录
摘要 (I)
Abstract ......................................................................................................................................... I I 第1章绪论 (1)
1.1 变速器的功用和要求 (1)
第2章变速器的方案论证 (2)
2.1 变速器类型选择及传动方案设计 (2)
2.1.1 结构工艺性 (3)
2.1.2 变速器的径向尺寸 (3)
2.1.3 变速器齿轮的寿命 (3)
2.1.4 变速器的传动效率 (3)
2.2 变速器传动机构的分析 (2)
2.2.1 换挡结构形式的选择 (3)
2.2.2 换挡的形式及布置方案 (3)
2.3 变速器操纵机构方案分析 (5)
2.3.1 变速器操纵机构的作用 (5)
2.3.2 变速器操纵机构应满足的要求 (5)
2.3.3 换挡位置 (5)
2.4 变速器传动方案的设计 (5)
2.4.1 整车总布置 (3)
2.4.2 驾驶员的使用习惯 (3)
2.4.3 提高平均传动效率 (3)
2.4.4 改善齿轮受载状况 (6)
第3章变速器设计计算 (8)
3.1 变速器主要参数的选择 (8)
3.1.1 轴的直径................................................................................. 错误!未定义书签。

3.1.2 传动比的选择......................................................................... 错误!未定义书签。

3.1.3 中心距A ................................................................................. 错误!未定义书签。

3.1.4 齿轮参数选择......................................................................... 错误!未定义书签。

3.1.5 齿轮的强度校核..................................................................... 错误!未定义书签。

3.2 变速器轴的设计计算....................................................................... 错误!未定义书签。

3.2.1 轴的功用及设计要求............................................................. 错误!未定义书签。

3.2.2 轴尺寸初选............................................................................. 错误!未定义书签。

3.2.3 轴的结构形状......................................................................... 错误!未定义书签。

3.2.4 轴的受力分析......................................................................... 错误!未定义书签。

3.2.5 轴的强度计算及校核............................................................. 错误!未定义书签。

3.2.6 轴的刚度计算及校核............................................................. 错误!未定义书签。

3.2.7 轴上花键的设计计算............................................................. 错误!未定义书签。

3.3 变速器轴承的选择........................................................................... 错误!未定义书签。

3.3.1 几种轴承的特点 (33)
3.3.2 类型的选择............................................................................. 错误!未定义书签。

3.3.3 校核轴承寿命......................................................................... 错误!未定义书签。

3.4 同步器的设计 (33)
3.4.1 惯性式同步器......................................................................... 错误!未定义书签。

3.4.2 同步器工作原理..................................................................... 错误!未定义书签。

3.5 花键的校核....................................................................................... 错误!未定义书签。

第4章变速器总成的拆装顺序. (36)
4.1 变速器的装配顺序 (36)
4.2 变速器的拆卸 (36)
4.3 变速器总成装配应注意的问题 (36)
参考文献 (38)
结束语 (39)
致谢 (40)
附录 (41)
第1章绪论
1.1 变速器的功用和要求
现代汽车采用的活塞式内燃发动机转矩变化范围较小，不能适应汽车在各种条件下阻力变化的要求，因此在汽车传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速器。

变速器不但可以扩大发动机传到驱动车轮上的转矩和转速的变化范围，以适应汽车在各种条件下行驶的需要，而且能在保持发动机转动方向不变的情况下倒车，还能利用空挡暂时地切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。

为保证汽车变速器具有良好的工作性能，设计变速器时必须满足以下的使用条件和基本要求：
（1）应该合理地选择变速器的挡数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性；
（2）工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳挡、脱挡和换挡冲击现象发生；此外，还不允许出现误挂倒挡的现象；
（3）操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度；
（4）传动效力高、噪音小。

为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接挡。

此外合理地齿轮形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减小噪声的有效措施。

（5）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。

（6）制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；
（7）贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；
第2章变速器的方案论证
2.1 变速器的方案论证
变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级的。

有级变速器根据前进挡挡数的不同，可以分为三、四、五挡和多挡变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线（行星齿轮）式和综合式的。

其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。

现代汽车大多都采用三轴式变速器。

对发动机前置前轮驱动的轿车，如变速器传动比小，则常采用两轴式变速器。

以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。

要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：
2.1.1 结构工艺性
两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。

2.1.2 变速器的径向尺寸
两轴式变速器的前进挡均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。

因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。

2.1.3 变速器齿轮的寿命
两轴式变速器的低挡齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。

三轴式变速器的各前进挡均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。

在直接挡时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。

2.1.4 变速器的传动效率
两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。

而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动效率高，磨损小，噪声也较小。

轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，这样可将变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。

因此，近年来在欧洲的轿车中采用得比较多。

而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速器。

这次设计的变速器是轻型货车使用，所以采用三轴式变速器。

2.2 变速器传动机构的分析
根据第一节所述，采用中间轴式变速器，在各挡数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换挡方案和倒挡传动方案。

2.2.1 换挡结构形式的选择
目前，汽车上的机械式变速器的换挡结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。

（1）滑动齿轮换挡
通常是采用滑动直齿轮换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。

滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。

缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用在一挡和倒挡上。

（2）啮合套换挡
用啮合套换挡，可以将结构为某传动比的一对齿轮，制造成常啮合的斜齿轮。

用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，因此它们都不会过早损坏，但是不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。

此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯量增大。

因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。

这是因为重型货车挡位间的公比较小，要求换挡手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器。

（3）同步器换挡
现在大多数汽车的变速器都采用同步器换挡。

使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。

同上述两种换挡方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。

近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已得到基本解决。

上述三种换挡方案，可同时用在同一变速器中的不同挡位上，一般倒挡和一挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套.
本次设计方案一、二挡和三、四挡采用同步器换挡，倒挡则使用倒挡轴上滑动直齿轮换挡。

2.2.2 倒挡的形式及布置方案
倒挡使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒挡。

为实现传动有些利用在前进挡的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。

图2.1倒挡的布置方案
常见的倒挡结构方案有以下几种：
方案1.（如图2.1a）所示）
在前进挡的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。

此方案广泛用于轿车和轻型货车的四挡全同步器式变速器中。

方案2.（如图2.1b）所示）
此方案的优点是可以利用中间轴上一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换挡时两对齿轮必须同时啮合，致使换挡困难。

某些轻型货车四挡变速器采用此方案。

方案3.（如图2.1c）所示）
此方案能获得较大的倒挡传动比，突出的缺点是换挡程序不合理。

方案4.（如图2.1d）所示）
此方案针对前者的缺点作了修改，因而经常在货车变速器中使用。

方案5.（如图2.1e）所示）
此方案中，将中间轴上一挡和倒挡齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。

方案6.（如图2.1f）所示）
此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡方便。

方案7.（如图2.1g）所示）
为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一挡和倒挡得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些，一般3、4、5、6、7五种方案用于五挡变速器。

综合考虑，本次设计采用输出轴上直齿滑动换入倒挡换挡方式。

其优点是：结构简单，直齿轮加工要求不太高，无轴向力，成本低。

但换挡时容易发生冲击，产生噪声大寿命短。

2.3 变速器操纵机构方案分析
2.3.1变速器操纵机构的功用
变速器操纵机构的功用是保证各挡齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的挡位，而且又不允许同时挂入两个挡位。

2.3.2 设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求
（1）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒挡锁;
（2）要使换挡动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;
（3）应使驾驶员得到必要的手感。

2.3.3 换挡位置
（1）按换挡次序来排列；
（2）将常用挡放在中间位置，其它挡放在两边；
（3）为了避免误挂倒挡，往往将倒挡安排在最靠边的位置，有时于1挡组成一排。

2.4 变速器传动方案的设计
2.4.1 整车总布置
根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换挡机构提出要求。

比如说是该车是采用发动机前置前驱动还是发动机前置后驱动等等，这些问题都牵连着变速器的设计方案。

2.4.2 驾驶员的使用习惯
人们习惯于按挡的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换挡，如下图b和c。

值得注意的是倒挡，虽然它是平常换挡序列之外的一个特殊挡位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。

例如在四挡变速器中采用的基本序列组合方案有三种，见图2.2。

其中b和c是倒挡与序列不结合的方案，即挂挡时，需先换位再挂倒挡。

倒挡与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者如布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。

按习惯，倒挡最好与序列不结合。

否则，从安全考虑，将倒挡与一挡放在一起较好。

图2.2 挡位布置方案
根据以上的要求，本次设计的挡位布置方案如图2.3所示：
图2.3 挡位布置方案
2.4.3 提高平均传动效率
为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接挡的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的挡位实际成直接挡。

2.4.4 改善齿轮受载状况
各挡齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。

承受载荷大的低挡齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。

变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高挡齿轮安排在离两支承较远处较好。

该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。

本次设计传动方案如图2.4所示
传动路线：
Ⅰ挡：一轴→1→2→中间轴→8→7→二轴→5、7齿轮间的同步器→输出
Ⅱ挡：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、7齿轮间的同步器→二轴→输出
Ⅲ挡：一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3齿轮间同步器→二轴→输出
Ⅳ挡：一轴→1→1、3齿轮间同步器→二轴→输出
R 挡：一轴→1→2→中间轴→10→12→9→二轴→输出
图2.4 四档变速器传动方案
第3章 变速器设计计算
3.1 变速器主要参数的选择
3.1.1轴的直径
第一轴花键部分直径d(mm)初选 d=K ⨯3max e T
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（N•m）； d=23.34mm ，取d ＝32mm 。

3.1.2传动比的选择
设计汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及坡度阻力。

由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时：
max max i f k F F F +≥ （式3.1） 式中：max k F ——最大驱动力；即 max k F = max e T 1i 0i η/0R 错误!未指定书签。

f F ——滚动阻力；即 f F =f m
g cos max α
max i F ——最大上坡阻力。

即 max i F =m g sin max α 把以上参数代入（3-1）得：
≥
1i η
αα⨯⨯+⨯⨯⨯0max 0
max max )sin cos (i T R f g m e (式3.2)
以上是根据最大爬坡度确定一挡传动比，式中：
max e T ——发动机最大扭矩，max e T =160 N ·m ； 1i ——变速器一挡传动比；
0i ——主传动器传动比，0i =4.5；
m ——汽车总质量，m ＝2200kg ；
f ——道路滚动阻力系数取0.020；
η——传动系机械效率，取0.84；
g ——重力加速度；取g =9.82s m ；
0R ——驱动轮滚动半径，取0.42 m ；
max α——汽车最大爬坡度为30％，即max α＝ 7.16
1i =4.3 取1i =4.8
由 q i i i i == 3221//
式中，q 为常数，也就是各挡之间的公比，一般认为q 不宜大于1.7—1.8。

由中等比性质；得：
1
1
--=n m n m i i
m ——挡位数，取m =2,3,4, n ——挡数，n=4 ；
2i =4.82/3
=2.846
3i =4.81/3=1.687
4i =1.0(直接挡)
21i =1.687 32i i =1.687 43i =1.687 符合q 的要求。

∴1i =4.8, 2i =2.864, 3i =1.687, 4i =1.00。

3.1.3中心距A
对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A 初选中心矩A 时，可根据经验公式计算
A =31max g e a i T K η⨯⨯⨯ (式3.3)
a K —— 中心距系数：a K =9.5~11.0,取9.8；
1i —— 变速器一挡传动比；
g η —— 变速器传动效率：取g η＝96％；
max e T —— 发动机的最大输出转矩，单位为（N.m ）； ∴A=9.8×(160×4.8×0.96)1/3
取A =89mm
3.1.4齿轮参数选择 （1）模数的选择
影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。

选取齿轮模数时一般遵循的原则是：合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从齿轮强度方面考虑，各挡齿轮应该有不同的模数。

对货车，减轻质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。

初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即： n m =3max 10/e T K =2.52 高挡齿轮K=1
m =31max 10/7.0g e i T η⨯ =2.935 一挡齿轮
式中： n m 为斜齿轮法向模数； m 为直齿轮模数；
max e T ——发动机最大扭矩；max e T =160 N ·m 1i ——变速器一挡传动比；
g η —— 变速器传动效率：取g η＝96％；
该设计选用同一模数进行，故斜齿轮法向模数取n m =3；直齿轮模数取m =3 （2）压力角α的选择
压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为提高重合度以降低噪声，应采用14.5°,15°，16°，16.5°等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5°或25°等大些的压力。

实际上，因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β
选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。

在齿轮选取大的螺旋角时，齿轮啮合重合度增加，工作平稳，噪声降低。

随着β增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30°时，抗弯强度急剧下降，会使轴向力及轴承载荷过大。

货车变速器斜齿螺旋角β的选择范围：18°～26°。

初选β1,2=25°，
208,76543===βββ，，°
（4）齿宽b
齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿 强度和齿轮工作时受力的均匀程度。

通常根据模数m （n m ）来选择齿宽： 直齿：b =c K m ,c K 为齿宽系数，取4.5～8.0 斜齿：b =c K n m ，c K 取为6.0～8.5； 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约5～10，所以有 1、直齿
b =(4.5～8.0)×3=13.5～24(mm)
9
b =20mm,
10
b =22mm, 11b =20mm
2、斜齿
b =(6.0～8.0)×3=19.5～25.5(mm) 因为本设计中间轴上预定用宝塔齿轮，所以取:
1b =22mm, 2b =20mm, 3b =22mm, 4b =20mm
5b =18mm, 6b =20mm, 7b =18mm, 8b =20mm
（5）各挡齿数Z
齿数确定原则：各挡齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各挡齿数无公约数。

1、一挡齿轮齿数
① 斜齿h Z =2×A ×n m βcos (式3.4) 选取8,7β＝20°，
h Z =2×89×cos20°/3
=55.76 取h Z =56
由87Z Z Z h +=进行大小齿轮齿数分配，为使87/Z Z 的传动比更大些，取
7Z =38,8Z =18；
②A =n m ×(7Z +8Z )/(2×cos 8,7β) (式3.5) =2.5×(38＋18)/(2 ×cos20°)=89.39mm 取A ＝90mm ；
③2Z /1Z ＝1i 8Z /7Z (式3.6) =4.8×18/38=2.274；
④由A = n m ×(1Z +2Z )/(2×cos 2,1β) (式3.7)
1Z +2Z ＝2×90×cos25°/3=54.38 取1Z =17，2Z =37（圆整）； ⑤修正1i
1i =2Z ×7Z /(1Z ×8Z ) (式3.8) =37×38/（17×28） =4.59
i %=|4.59-4.8|/4.8=4.3%<5% (合格)；
⑥修正β
由A ＝n m ×(1Z +2Z )/（2×cos 2,1β） (式3.9) 得2,1β＝arccos ［n m ×(1Z +2Z )/（2×A ）］= 25.842° 同理
8,7β＝arccos ［n m ×(7Z +8Z )/（2×A ）］= 21.039° 2、确定二挡齿轮齿数（取6,5β＝20°）
①5Z /6Z =2i ×1Z /2Z (式3.10) =2.846×17/37=1.3076
②5Z +6Z =2×A ×cos 6,5β/n m (式3.11) =2×90×cos20°/3 = 56.38 取5Z =24, 6Z =32(圆整)； ③修正2i
2i ＝2Z ×5Z /（1Z ×6Z ） (式3.12) ＝37×32/（17×24） ＝2.90
2i ％＝|2.90-2.846|/2.846×100% ＝1.966%<5% (合格)； ④修正β5.6
6,5β＝arccos ［n m (5Z +6Z )/（2×A ）］=21.039° (式3.13) ⑤从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： tg 2,1β /tg 6,5β=2Z /(1Z +2Z )×(1+5Z /6Z ) tg 2,1β /tg 6,5β=1.2571
2Z /(1Z +2Z )×(1+5Z /6Z )=1.5988 |1.5988 -1.2571|=0.3417<0.5 两者相差不大，近似认为轴向力平衡。

3、确定三挡齿轮齿数（β3.4＝20°）
①3Z /4Z ＝3i ×1Z /2Z (式3.14) ＝1.68×17/37 ＝0.775
②由A ＝n m ×(3Z +4Z )/2cos 4,3β (式3.15) 取4,3β＝20°,得
3Z ＋4Z ＝2×A ×cos 4,3β/n m
=2×90×cos20°/3=56.38 取3Z ＝24，4Z ＝32（圆整）； ③修正3i
3i =2Z ×3Z /（1Z ×4Z ） (式3.16)
=37×24/（17×32） =1.632
i 3%=|1.632-1.687|/1.687×100%=3.26%<5%(合格) ④修正4,3β
4,3β＝arccos ［n m ×(3Z +4Z )/（2×A ）］ (式3.17) =21.039°;
⑤从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： tg 2,1β/tg 4,3β=2Z /(1Z +2Z )×(1+3Z /4Z ) tg 2,1β/tg 4,3β=1.257
2Z /(1Z +2Z )×(1+3Z /4Z )=1.102
|1.257-1.102|=0.123<0.5
两者相差不大，近似满足轴向力的平衡条件。

4、确定倒挡传动比
倒挡齿轮的模数往往与一挡相近，为保证中间轴倒挡齿轮不发生根切，初选10Z ＝17，倒挡齿轮一般在21～33之间选择。

初选11Z ＝22。

根据中间轴和输出轴的中心距A=90mm
那么 90= m ×(Z 9+10Z ) / 2 + 2× a h ×m + 2.5 (式3.18) 代入数字圆整后可求得Z 9 =38
修正倒挡传动比：i r =Z 2×Z 9/(Z 1×Z 11)= 37×38/（17×17）= 4.865
为了保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉， 齿轮9和齿轮10的齿顶圆之间应保持0.5mm 以上的间隙，因为
①中间轴与倒挡轴之间的中心距A ′
A ′=m × (10Z +11Z )/2 (式3.19) =3×（17+22）/2 =58.5mm 取A ′=59mm
②第二轴与倒挡轴之间的中心矩A ′′
A ′′=m × (9Z +10Z )/2 (式3.20)
=3 × (38+22)/2 =90mm 取A ′′=90mm
A ′+A ′′=146>A =90mm
齿轮9和齿轮10的齿顶圆之间的间隙 x =90-3×(38+17)/2.0-2×1×3 =1.5>0.5 所以齿轮能正常啮合且不发生运动干涉。

修正后各挡的传动比为：i 1 =4.590, i 2 =2.902,i 3 =1.632,i 4 =1.000, i r =4.865 （6）齿轮精度的选择
根据推荐，提高高挡位齿轮的性能，取Z 1～Z 4为6级，Z 5～Z 11为7级。

（7）螺旋方向
由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。

关于螺旋角的方向，第一、二轴齿轮采用左旋，这样可使第一、二轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性挡圈传递。

中间轴齿轮全部采用右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。

（8）齿轮变位系数的选择及计算
采用变位系数，除了避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距以外，还因为变速器不同挡位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别予以兼故。

齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。

对实际中心距等于已知中心距时，采用高度变位，反之采用角度变位。

由于角度变位可获得良好的齿合性能及传动质量,故较多被采用.
变速器齿轮是断续工作的,各挡使用条件不同,齿轮经常承受循环负荷,有时还承受冲击负荷。

使用表明,变速器齿轮大多是因为齿面剥落和疲劳断裂而损坏的,因此,变位系数只要应按提高接触强度、弯曲强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。

对于常用的高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，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。

为提高接触强度,应使所选用的变位系数尽可能取大些,这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。

对于低挡齿轮，由于齿轮的齿根强度较低，加之传递的载荷较大，有时会出现小齿轮的弯曲强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。

为提高耐磨性及抗胶合能力，应使所选用的变位系数能降低两齿合齿轮的相对滑动系数，并使两齿轮齿根外的滑动系数趋于平齐。

利用变位系数封闭图分配变位系数是目前较好的一种方法，它比较全面地综合了各种限制条件和各种传动质量指标。

使用该图分配变位系数可不必校核是否干涉，根切，齿顶变尖以及重合系数过低等情况。

变位系数的计算：
已知实际中心距A’，β，m n，Z
标准中心距A=m
n (Z
1
+Z
2
)/(2*cosβ)
端面压力角α
t : tgα
t
=tgα
n
/cosβ
端面齿合角α
t
’:
invα
t ’=invα
t
+2*(X
t1
+X
t2
)*tgα
t
/(Z
1
+Z
2
) ○1
(invα
t =tgα
t
–α
t
)
A’=A*cosα
t /cosα
t
’
α
t ’=arc cos(A*cosα
t
/A’)
代入○1式并整理得：
X=X
t1+X
t2
=(invα
t
’–invα
t
)*(Z
1
+Z
2
)/2*tgα
t
根据以上各式计算得：
X(1,2)= 0.198 X(3,4)=-0.3001 X(5,6)=0.120 X(7,8)=0.120
X
(9,11)=0 X
(10,11)
=0
表 3.1
表2为计算所得齿数：表 3.2
（1）直齿圆柱齿轮： (2) 斜齿圆柱齿轮： 分度圆直径：d=Z ×m 端面模数t m =/n m cos β 齿顶高ha=m （*a h +n x ） 分度圆直径：d=Z ×m t
齿根高hf=(ha*＋c*-X t )×m 齿顶高：h a =h a *×m t +X t ×m t 齿顶圆直径：d a =d+2×h a 齿全高：h=(2×h a *
+C *
)×m t 齿高h=ha+hf 齿顶圆直径d a =d+2×h a 齿顶高系数ha*=1.0 齿根高系数c*=0.25
（9）材料选择
现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。

本次设计的齿轮的材料选用40Cr 。

3.1.5齿轮的强度校核 1、齿轮的损坏形式
变速器齿轮的损坏有以下几种形式： （1）轮齿折断
齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。

可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。

轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。

另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。

为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。

采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；。