变速器主要参数的选择
变速器主要参数的选择
一、档数
近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。本设计是设计五菱荣光标准型商用车，根据商用车变速器多采用4~5个档位或多个档，故本设计采用三轴式5个档位。
二、传动比
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。目前总质量轻些的商用车在5.0~8.0之间，选取=6.0。设计四档为直接档，超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计取五档传动比=0.75。
其他各挡传动比的确定：
中间档的传动比理论上按公比为：
（2-1）
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：=1.68。 故有：=/=3.57，=/=2.13，=/=1.27（直接档修正为1）
三、中心距
初选中心距时，可根据下述经验公式
（2-2）
式中：—变速器中心距（mm）；
—中心距系数，商用车：=8.6～9.6；
—发动机最大转矩（N.m）；
—变速器一挡传动比；
—变速器传动效率，取96% ；
=108N.m，=6.0
则，
=
=73.41～81.95（mm）
初选中心距=75mm。
四、外形尺寸
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。
商用车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关，可参考下列数据：
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手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸375mm=225mm，
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。
五、齿轮参数
（1）齿轮模数
根据选取齿轮模数一般遵守的原则,所选取的模数大小应符合GB-T1357－1987规定的标准值。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数相同，故根据标准和所设计车型的排量，齿轮的模数定为2.5mm。.
（2）压力角
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。国家规定的标准压力角为20°，在本设计中变速器齿轮压力角α取20°。
（3）螺旋角β
选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。乘用车中间轴式变速器斜齿轮齿轮螺旋角选取范围为22°~34°，故选取为25°
（4）齿宽b
齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。
齿轮宽度b的大小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：
直齿 为齿宽系数，直齿齿轮取4.5~8.0
斜齿 为齿宽系数，斜齿轮取6.0~8.5
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。
（5）齿顶高系数
在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。
六、各档齿轮齿数的确定
（1）确定一挡齿轮的齿数
一挡齿轮为斜齿轮。
一挡传动比为: = （6-1）
为了求，的齿数，先求其齿数和:
直齿齿轮 （6-2）
斜齿齿轮 （6-3）
因为是，斜齿轮，所以根据公式（6-2）可得：
取为整数55
中间轴一挡齿轮齿数，商用车可在15~17之间选用，取=15，
即=-=55-15=40
（2）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，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。
==75.85mm取整为A=76mm。
(3) 确定常啮合齿轮副的齿数
由式（6-1）求出常啮合齿轮的传动比
（6-4）
由已经得出的数据可确定
而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等
(6-5)
联立方程6-4、6-5可解得
则根据式（6-1）可计算出一档实际传动比为：==5.8
计算精确值：A=
（4）确定其他档位的齿数
二档齿轮是直齿轮，模数与第一档齿轮相同，则得：
（6-6）
（6-7）
解这两个方程，
同理三档齿轮是直齿轮，模数与第一档齿轮相同，则得：
（6-8）
（6-9）
解这两个方程，
同理三档齿轮是直齿轮，模数与第一档齿轮相同，则得：
（6-10）
（6-11）
解这两个方程，
（5）确定倒挡齿轮齿数
倒挡齿轮选用的模数与一挡相近，倒挡齿轮的齿数一般在21～23之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=22，=14，则：
（6-12）
=
=45mm
为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为
（6-13）
=2×45－2.5×(14+2)－1
=49mm
=－2
=17.6 取=18
计算倒挡轴和第二轴的中心距
=
=50mm
计算倒挡传动比
=
=2.8
变速器的设计与计算
一、齿轮的损坏形式
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，这是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茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。
二、齿轮的强度计算
（1）与其他机械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。
图2.1 齿形系数图
直齿轮弯曲应力
（2-1）
式中，----弯曲应力（MPa）；
----一档齿轮10的圆周力（N），
Tg为计算载荷（N·mm），d为节圆直径。
----应力集中系数，可近似取1.65；
----摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；
b----齿宽（mm），取20
t----端面齿距（mm）；
y----齿形系数，如上图2.1所示。
=1082.181.78
=626.8 N·m
斜齿轮弯曲应力
（2-2）
式中：—计算载荷（N·mm）；
—法向模数（mm）；
—齿数；
—斜齿轮螺旋角（°）；
—应力集中系数，=1.50；
—齿形系数，可按当量齿数在图中查得；
—齿宽系数=7.0
—重合度影响系数，=2.0。
此处只计算第一档时齿轮9，10的弯曲应力 ，
=
=152.87MPa<100～250MPa
=184.251MPa<100～250MPa
（2）齿轮接触应力
（2-3）
式中， ----齿轮的接触应力（MPa）；
F----齿面上的法向力（N），；
----圆周力在（N）， ；
----节点处的压力角（°）；
----齿轮螺旋角（°）；
E----齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取；
b----齿轮接触的实际宽度，20mm；
----主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；
直齿轮： （2-4）
（2-5）
斜齿轮： （2-6）
（2-7）
其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。
将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表：
表2.2 变速器齿轮的许用接触应力
通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：
一档：
二档：
三档：
四档：
五档：
倒档：
对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。
变速器轴的强度计算与校核
（1）变速器轴
变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。
变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由经验公式初步选定。
（2）初定轴的直径
已知中间轴式变速器中心距=76mm，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承距离的比值：
对中间轴，=0.16～0.18；对第二轴，0.18～0.21。
第一轴花键部分直径（mm）可按式（3-1）初选
（3-1）
式中：—经验系数，=4.0～4.6；
—发动机最大转矩（N.m）。
第一轴花键部分直径=19.05~21.91mm取20mm；第二轴最大直径=34.2mm取32mm；中间轴最大直径=34.2mm取=32mm
第二轴：；第一轴及中间轴：
第二轴支承之间的长度=152.38~177.78mm取= 170 mm；中间轴支承之间的长度=177.78～200mm取= 190 mm，第一轴支承之间的长度=111.11～125mm取= 120 mm
（3）轴的强度验算
由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。
若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用式（3-2）、（3-3）、（3-4）计算
（3-2）
（3-3）
（3-4）
式中：—齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；
—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；
—弹性模量（MPa），=2.06×105MPa；
—惯性矩（mm4），对于实心轴，；—轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；
、—齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；
—支座间的距离（mm）。
轴的全挠度为mm。
轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。
一档时
N，N
mm，，mm mm
=0.034mm
=0.087
=-0.00021rad0.002rad
二档时
N，N
mm，，mm mm
=0.033mm
=0.0859
=-0.000022rad0.002rad
三档时
N，N
mm，，mm mm
=0.049mm
=0.26
=0.00027rad0.002rad
四档时
N，N
mm，，mm mm
=0.031mm
=0.078
=0.00048rad0.002rad
倒档时
N，N
mm，，mm mm
=0.0159mm
=0.0437
=-0.00044rad0.002rad
参考文献
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