SUV的传动系设计说明书.doc

- 96 -
湖南工业大学本科毕业设计（论文）
前 言

一、汽车传动系统的历史发展和演变简介
汽车在1898年以前，发动机动力输出后直接通过齿轮传给驱动轴，因而限制了发动机的安装位置只能紧靠驱动轮轴，使汽车的造型设计产生了困难。法国雷诺汽车公司的创始人路易斯·雷诺，通过多年的苦心钻研和实验，终于试制出了万向节和差动轴齿轮，从而解决了发动机动力必须紧靠驱动轮轴安放的限制。1898年，雷诺将公司的雷诺Dion汽车由三轮改装成四轮微型汽车，并将万向节和差动轴齿轮第一次装上汽车。正因为万向节的发明，才有了今天的前置后驱动，后置前驱动汽车，它标志着汽车传动技术走向成熟。

二、传动系统简介
1.2.1传动系的功用：
汽车传动系是位于汽车发动机与驱动车轮战之间的动力传递装置。它保证汽车在各种行驶条件下所必须的牵引力与车速，使他们之间能协调变化并有足够的变化范围；使汽车具有良好的动力学和燃料经济性；保证汽车能倒车及左右驱动汽车轮能适应差速要求；使动力传递能根据需要而顺利结合与分离。
1.2.2传动系的种类和组成：
传动系可按能量传递方式的不同，划分为机械传动、液力传动、液压传动、电传动等。
1、机械传动系
机械传动系一般由离合器、变速器、万向传动装置、主减速器、差速器和半轴等组成。
2、液力传动
液力传动也叫动液传动，它靠液体介质在主动元件和从动元件之间循环流动过程中动能的变化来传递动力。动液传动装置有液力偶合器和液力变矩器两种。液力偶合器能传递转矩，但不能改变转矩大小。液力变矩器除了具有液力偶合器的全部功能以外，还能实现无级变速。一般液力变矩器还不能满足各种汽车行驶工况的要求，往往需要串联一个有级式机械变速器，以扩大变矩范围，这样的传动称为液力机械传动。
3、液压传动
液压传动也叫静液传动，它靠液体传动介质静压力能的变化来传递能量，主要由油泵、液压马达和控制装置等组成。发动机输出的机械能通过油泵转换成液压能，然后再由液压马达将液压能转换成机械能。液压传动有布置灵活等优点，但其传动效率较低、造价高、寿命与可靠性不理想，目前只用于少数特种车辆。
4、电传动
电传动是由发动机带动发电机发电，再由电动机驱动驱动桥或由电动机直接驱动带有减速器的驱动轮。
1.2.3机械传动系统的工作原理

1变速器

变速器用于转变发动机曲轴的转矩已经转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力以及车速的不同要求的需要。用变速器转变发动机转矩、转速的必要性在于内燃机转矩转速变化特效的特点是具有相对小的外部载荷改变的适应性。发动机的适应性系数是起最大转矩与最大功率下转矩之比内燃机的适应性系数为1.15~1.25。

MT手动变速箱

2离合器
离合器位于发动机之后‘传动系始端，用来结合与分离发动机与传动系，以保证汽车起步时发动机与传动系平顺结合，使汽车平稳起步；当变速器换挡时能迅速、彻底地将发动机与传动系分离，以减少有级变速的齿轮冲击，便于换挡。离合器也能缓和传动系载荷的冲击、吸收震动。

3万向传动轴

在汽车传动系及其它系统中，为了实现一些轴线相交或相对位置经常变化的转轴之间的动力传递，必须采用万向传动装置。万向传动装置一般由万向节和传动轴组成，有时还要有中间支承，主要用于以下一些位置：

万向传动轴主要应用部位

4驱动桥

驱动桥位于传动系的末端，其功用除增大由传动轴传递过来的转矩、减小转速并将转矩传给驱动车轮外，还使左右驱动车轮有车速的功能。桥壳还要承受和传递力及力矩等。

驱动桥简图

三、SUV的基本概念和运动特点

SUV，是Sport Utility Vehicle的缩写，中文意思是运动型多用途汽车。主要是指那些设计前卫、造型新颖的四轮驱动越野车。SUV一般前悬架是轿车型的独立悬架，后悬架是非独立悬架，离地间隙较大，在一定程度上既有轿车的舒适性又有越野车的越野性能。由于带有MPV式的座椅多组合功能，使车辆既可载人又可载货，适用范围广。
SUV概念的真正创始车型是美国克莱斯勒出品的“切诺基”（即213）。“切诺基”的设计理念是脱胎于越野车只强调通过性的概念，主要提高了车辆的舒适性，去掉以往越野车沉重的非承载式车身，引用了轿车的设计理念，换成轻盈的像绝大部分轿车一样的承载式车身结构。但又不完全的牺牲越野性能，依旧有比较强的动力，采用4X4的驱动形式，关键的概念是主要强调了舒适性。
在发源地美国，2003年以后，SUV一直稳占畅销车型的头位，这都是因为它既适合城市行走，又适合野外奔驰，而且非常配合新一代追求张扬、热爱亲近自然的个性。 　　
SUV进入中国市场后，以较高的性价比赢得众多消费者的青睐。尤其是2003年SUV更成为汽车市场的最亮点，甚至有业内人士惊呼：2003年是SUV元年。SUV新车如雨后春笋般涌现，销量也如芝麻开花节节高。
SUV具有两大特点：一是运动性，也就是要能跑，不仅加速快、极速高，而且通用性高，适应能力强；二是功能多，也就是说不仅能载人，具有较强的舒适性，而且载货能力强，并具有较强的牵引能力。
越野车的最大特点是通过能力较强，同时也具有一定的载货能力，但运动性、舒适性并不突出；把越野车的这些不足加强后，就可称之为SUV。随着汽车的发展，纯种的越野车越来越少，有向SUV进化的趋势。因此，很难断定某辆车是SUV，还是越野车。
常见的SUV的车有克莱斯勒SUV道奇酷威、奥迪Q7、宝马X5、大众途锐、本田CR-V、保时捷卡宴、丰田普拉多等。世界顶级SUV以美国的吉普大切诺基、英国的路虎揽胜、德国的奔驰G级为代表，它们已成为富有阶级的标志之一。

四、设计思路、参考模型简介

传动系统是汽车里一个最基本的也是非常重要的一个系统，从系统的各个组成来看主要分为离合器、变速器、传动轴、驱动桥这几个部分。在简介中可以看出任何一个部分的构造都是非常精密、复杂的，要从每个基础的部件开始设计的话，会是一个非常庞大的工程。
在做这份设计之前，我对汽车并不了解。拿到课题后，我开始搜集汽车的相关资料。当我有了一定的认识之后，发现，作为一名本科学生想短时间要完成整个传动系的设计，这是一个不可能完成的任务，于是我开始陷入了迷茫。于是我开始咨询专业人士。发现，在国内的汽车制造行业基本有两种做法：
1.自主研发式 通过强大的实力进行自主研发。自己提出概念、方案，然后进行研究，设计出新产品。这样需要大量的资源支持
2.组装式 这也是国内大多数制造厂商的做法，即，通过已有的零部件型号，甚至是原型，通过设计，拼接完成。这样的做法因为有相当高的经济性而被大多数厂商所接受。
本设计采用的是参考长城哈弗系列汽车进行的传动系设计。

长城哈弗系列车型的简介
长城哈弗，是长城汽车SUV系列的一款重要轿车车型，是SUV系列的当家花旦，它融合了轿车、MPV和SUV等不同车型的特点，采用了三菱汽车发动机以及和和德国博士联合开发的柴油增压发动机，特别是柴油发动机在油耗和动力的表现上都达到了世界水准。
哈弗是长城汽车定位为CUV车型(City Ultility Vehicle)，其中文意思是指城市多功能车，而“哈弗”在英文里是“Haval”，即“自由翱翔”的意思。它是长城汽车第一款自主研发的车型。
底盘：
非承载，独立大梁车架底盘。
品牌：江铃 型号：宝典总成

发动机：
品牌：沈阳航天三菱 型号：4G63S4M

变速箱：
品牌：江铃齿轮 型号：JC23M2（高仿三菱F5M42）

第二章 变速器设计

2.1变速器结构方案以及相关参数确定：
市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。本设计采用MT手动变速器
手动变速器（MT）
手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。

本设计是根据长城哈弗2.0L手动豪华版车型而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：
主减速比：4.782
最高时速：180km/h
轮胎型号：205/65R15

以下为发动机部分参数：
发动机型号：
4G63S4M
最大功率(kW)：
98
排量(mL)：
1997
最大功率转速(rpm)：
5500
进气形式：
自然吸气
最大扭矩(N·m)：
186
气缸排列形式：
L
最大扭矩转速(rpm)：
4000
气缸数(个)：
4
发动机特有技术：
-
每缸气门数(个)：
4
燃料形式：
汽油
压缩比：
10
燃油标号：
93号
配气机构：
SOHC
供油方式：
多点电喷
缸径：
-
缸盖材料：
铝
冲程：
-
缸体材料：
铁
最大马力(Ps)：
133

湖南工业大学本科毕业设计（论文）
2.2变速器的功用和要求
变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。

对变速器的主要要求是：
应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。
工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。
重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。
传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。
噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。

2.3变速器传动机构的结构分析与型式选择
有级变速器[1]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（η=0.96~0.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。
设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3.0~4.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.0~8.0；越野车与牵引车为10.0~20.0。
通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达6~16个甚至20个。
变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。
某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（0.7~0.8）的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。
有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。
三轴式变速器得到的最广泛的应用。
三轴式变速器第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。
有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。
下图a所示[2]方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图2-4d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。

中间轴式五档变速器传动方案

以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。
变速器用图2-1c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-1c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。

2.4倒档传动方案
下图为常见的倒挡布置方案[2]。图b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图c所示方案。图e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。

变速器倒档传动方案

本设计采用图f所示的传动方案。
因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。

2.5变速器主要零件结构的方案分析
变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。
齿轮型式
与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。即除一档、倒档外，均采用斜齿轮传动。
换档结构型式
换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种[2]。
直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。
啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。
采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。
自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：
1） 将啮合套做得长一些（如图Aa）
或者两接合齿的啮合位置错开（图Ab），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约1~3mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。

此段切薄

a b
图A 防止自动脱档的结构措施Ⅰ 图B 防止自动脱档的结构措施Ⅱ

2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.3~0.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图B）。
3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜20~30），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力（图C）。这种结构方案比较有效，用较多。

加工成斜面

图C 防止自动脱档的结构措施Ⅲ

在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图所示：

锁环式同步器
l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6—滑块;
7-止动球;8-卡环;9—输出轴;10、11-齿轮

变速器轴承
变速器轴承[12]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。
汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支撑在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间常采用球轴承来承受轴向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以承受轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器内采用圆锥滚子轴承虽然直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴承易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点，所以不适用于线性膨胀系数较大的铝合金壳体。
变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。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,下限适用于轻型车和轿车。
滚针轴承、滑动轴套[13]主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。

湖南工业大学本科毕业设计（论文）
2.6 变速器主要参数的选择与主要零件的设计

2.6.1 变速器主要参数的选择
档数和传动比
近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4~5个档位的变速器。本设计也采用5个档位。
选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。
汽车爬陡坡时[1]车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有

则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为

式中 m----汽车总质量；
g----重力加速度；
ψmax----道路最大阻力系数；
rr----驱动轮的滚动半径；
Temax----发动机最大转矩；
i0----主减速比；
η----汽车传动系的传动效率。
根据驱动车轮与路面的附着条件

求得的变速器I档传动比[4]为：

式中 G2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；
φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。
由已知条件：满载质量 1800kg；
rr=337.25mm；
Te max=186Nm；
i0=4.782；
η=0.95。
根据公式可得：igI =4.22。
超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计取五档传动比igⅤ=0.767。
中间档的传动比理论上按公比为：

的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：=1.57。
故有：

档位
I
II
III
IV
V
倒档
传动比
4.224309
2.695202
1.719598
1
0.7129
4.807692

中心距
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：
（3-4）
式中 ：
K A ---- 中心距系数。对轿车，K A =8.9~9.3；对货车，K A =8.6~9.6；对多档主变速器，K A =9.5~11；
TI max ---- 变速器处于一档时的输出扭矩：
TI max=Te max igI η =633.1161N﹒m
得： A=76.6891~85.1358mm。
故可初选中心距：A=83mm

轴向尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。
轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.2~2.7)A
五档(2.7~3.0)A
六档(3.2~3.5)A
当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。
本次设计采用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是378mm=234mm，
变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。

齿轮参数
（1）齿轮模数
遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加齿宽；为使质量减小，增加模数，同时减少齿宽。从工艺方面考虑，格挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。
同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形[13]。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都取相同，轿车和轻型货车取2~4.5。
本设计中取模数：
初选齿轮模数 = 4 mm
齿轮法向模数 = 4 mm
（2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b
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。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。
变速器齿轮压力角为 20
啮合套或同步器的接合齿压力角用30°
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。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，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；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。
斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求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。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。
根据图4-1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件

由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足

式中，Fa1，Fa2为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力，Fn1，Fn2为作用在中间轴齿轮1、2上的圆周力；r1，r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。
最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。

中间轴轴向力的平衡
斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：
轿车中间轴式变速器为 22～34°
初选的螺旋角=24

齿轮宽度b的大小[13]直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。
通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽[14]：

直齿：b=m， 为齿宽系数，取为4.5~8.0 取=7
斜齿：b=，取6.0~8.5 ，取=7
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。

变位系数的选择原则
齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，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。
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动或高度变位时，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负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。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，这样两齿轮的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。对于低挡齿轮，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，一对齿轮齿更总厚度越薄，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。
更据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一，二挡和倒挡以外的其他各挡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。

2.6.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定
在初选了中心距、齿轮的模数[1]和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。

确定一档齿轮的齿数
一档传动比

为了确定Z9和Z10的齿数，
先求其齿数和:
直齿=2A/m
斜齿=2A/
其中 A =83mm、m =4；
故有 = 37.95
当轿车三轴式的变速器
时，则 档变速器示意图
[15]，
此处取=12，则可得出=38-12=26。

对中心距进行修正
因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据
上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从上式看出中心距有了变化，这时应从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。
这里修正为38，反推出A=83mm。
确定常啮合齿轮副的齿数
求出传动比
而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即
A=/2
83=4（+）/2cos24
联立求得五挡齿轮齿数为 =13 =25
确定其他档位的齿数
由
I
II
III
IV
V
倒档
4.22
2.69
1.71
1.09
0.767
4.80

二挡齿轮是斜齿轮

求得二挡齿轮齿数为
三挡齿轮齿数

求得
五挡齿轮齿数

求得

确定倒挡齿轮齿数
初选=35 =10
===90mm

应有一个齿厚的距离

得：=25

有中心距 求得 =25

各档位齿轮齿数如下表：
序号
齿数
序号
齿数
序号
齿数
Z1
13
Z7
22
Z13
17
Z2
25
Z8
16
Z3
11
Z9
26
Z4
27
Z10
12
Z5
19
Z11
25
Z6
19
Z12
10

湖南工业大学本科毕业设计（论文）
2.6.3 变速器齿轮的强度计算与材料的选择

齿轮的损坏原因及形式
齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。
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。
齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，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。他使齿形误差加大，产生动载荷，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。

齿轮的强度计算与校核
与其他机械[2]设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、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。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。
齿轮弯曲强度计算
计算各轴的转矩
发动机最大扭矩为=186N.m，转速2100r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。
Ι轴 ==186×99%×96%=176.7744N.m
中间轴 ==176.7744×0.96×0.99×26/10=436.81661N.m
Ⅱ轴
一挡 =436.8166×0.96×0.99×21/15=581.21071N.m
二挡 =436.8166×0.96×0.99×16/20=332.12041N.m
三挡 =436.8166×0.96×0.99×13/23=234.65029N.m
五挡 =436.8166×0.96×0.99×9/27=109.21N.m
倒挡 =436.8166×0.96×0.99×20/15=411.69N.m

（1）直齿轮弯曲应力
（4-1）

式中：
为弯曲应力；
为圆周力，；
为计算载荷；
d为节圆直径；
为应力集中系数，可近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；b为齿宽；
t为端面齿距，，
m为模数；
y----齿形系数，如下图所示。

当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应