三軸式五檔手動變速器設計【說明書+CAD】
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SY-025-BY-5
畢業(yè)設計（論文）中期檢查表
填表日期
年 月 日
迄今已進行 周剩余 周
學生姓名
常圣英
系部
汽車與交通工程學院
專業(yè)、班級
車輛工程B07-2班
指導教師姓名
姚佳巖
職稱
副教授
從事
專業(yè)
車輛工程
是否外聘
□是□否
題目名稱
五檔變速器設計
學
生
填
寫
畢業(yè)設計（論文）工作進度
已完成主要內容
待完成主要內容
存在問題及努力方向
學生簽字：
指導教師
意 見
指導教師簽字： 年 月 日
教研室
意 見
教研室主任簽字： 年 月 日
本科學生畢業(yè)設計
三軸式五檔手動變速器設計
系部名稱： 汽車與交通工程學院
專業(yè)班級： 車輛工程B07-2班
學生姓名： 常圣英
指導教師： 姚佳巖
職 稱： 副教授
黑 龍 江 工 程 學 院
二○一一年六月
The Graduation Design for Bachelor's Degree
Design of The Five gear Transmission
Candidate：ChangShengying
Specialty：Vehicle Engineering
Class：B07-2
Supervisor：Associate professor . YaoJiayan
Heilongjiang Institute of Technology
2011-06·Harbin
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
摘 要
變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，是汽車總成部件中的重要組成部分，是主要的傳動系統(tǒng)。變速器的結構要求對汽車的動力性、燃料經(jīng)濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。
本文設計研究了三軸式五檔手動變速器，其目的主要是基于對機械原理、機械設計、AutoCAD等知識的熟練運用和掌握，同時運用汽車構造、汽車設計、材料力學、互換性測量等學科知識，對三軸式變速器的各部件進行設計，并利用AutoCAD軟件繪制裝配圖和零件圖等六項內容。首先，本文將概述變速器的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，介紹變速器領域的最新發(fā)展狀況。其次，對工作原理做了闡述，對不同的變速器傳動方案進行比較，選擇合理的結構方案進行設計。再次，對變速器的各檔齒輪和軸以及軸承做了詳細的設計計算，并進行了受力分析、強度和剛度校核計算,并為為這些元件選擇合適的工程材料及熱處理方法。對一些標準件進行了選型以及變速器的傳動方案設計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。最后，本文將對變速器換檔過程中的重要部件—同步器以及操縱機構進行闡述，講述同步器的類型、工作原理、選擇方法以及重要參數(shù)。
關鍵詞：變速器；傳動比；軸；齒輪；花鍵；校核
ABSTRACT
Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency.
This design study of the three-axis 5-speed manual transmission, the purpose is based on the skillful of using mechanic theory ,mechanic design, AutoCAD. Meanwhile, my paper is incorporated structure of vehicle, design of vehicle, mechanic of materials, and survey of interchangeability. I will design the parts of three-shaft transmission, and using Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three-axis gearbox design file 12.At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment.At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer.At the supplement, I will write some thing like formula, tableau graph and so on. It may be helpful for the future design.
Key words: Transmission；Transmission Ratio；Shaft；Gear；spline； Checking
II
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1汽車變速器的概述 1
1.2汽車變速器研究狀況、發(fā)展趨勢及成果 2
1.3汽車變速器設計的目的和意義 4
1.4汽車變速器的設計方法和研究內容 5
第2章 變速器的結構方案的確定 6
2.1變速器傳動機構分析和布置方案的設計 6
2.1.1兩軸式變速器和中間軸式變速器的特點分析 6
2.1.2變速器倒擋布置方案分析確定 7
2.1.3傳動機構布置中齒輪安排的分析確定 8
2.2變速器零、部件結構方案分析確定 9
2.2.1齒輪形式 9
2.2.2變速器自動脫檔機構形式分析確定 10
2.3本章小結 11
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 12
3.1變速器檔位數(shù)目及各檔傳動比 12
3.1.1變速器檔位數(shù)目的確定 12
3.1.2主減速比的確定 12
3.1.3 變速器Ⅰ檔傳動比的確定 13
3.1.4變速器各檔傳動比的確定 15
3.2變速器中心距的確定 15
3.3變速器的外形尺寸 16
3.4變速器的齒輪參數(shù)的確定 17
3.4.1齒輪齒數(shù) 17
3.4.2齒輪模數(shù) 17
3.4.3齒形、壓力角及螺旋角 19
3.4.4齒寬 21
3.4.5齒頂高系數(shù) 21
3.4.6齒輪的修正 21
3.5變速器各檔齒輪齒數(shù)的分配 23
3.5.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 23
3.5.2對中心距進行修正 23
3.5.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 24
3.5.4確定其他各檔的齒數(shù) 26
3.5.5確定倒檔齒輪齒數(shù) 31
3.6本章小結 33
第4章 變速器齒輪的設計及校核 34
4.1 齒輪的材料選擇 34
4.1.1 齒輪壞損形式及避免錯失 34
4.1.2 齒輪的材料選擇 35
4.2計算各軸的轉矩 36
4.3齒輪的強度計算 36
4.3.1輪齒的彎曲應力 36
4.3.2輪齒接觸應力 39
4.3.3各檔齒輪的強度計算校核 40
4.4計算各檔齒輪的受力 48
4.5本章小結 51
第5章 變速器軸和軸承的設計及校核 52
5.1軸的設計 52
5.1.1軸的功用及其設計要求 52
5.1.2軸的結構設計 52
5.1.3軸的尺寸 53
5.2軸的強度驗算 54
5.2.1軸的剛度驗算 54
5.2.2軸的強度計算 59
5.2.3軸承的選擇及校核 61
5.3本章小結 65
第6章 同步器的確定 66
6.1鎖銷式同步器 66
6.2鎖環(huán)式同步器 67
6.3本章小結 68
第7章 操縱機構和箱體的確定 69
7.1操縱機構的功用 69
7.2 換檔位置 69
7.3變速桿的布置 69
7.3.1直接操縱手動換擋變速器 69
7.3.2遠距離操縱手動換擋變速器 70
7.4鎖止裝置 70
7.4.1互鎖裝置 70
7.4.2自鎖裝置 71
7.4.3倒檔鎖裝置 71
7.5變速器箱體的設計 71
7.6本章小結 72
結論 73
參考文獻 74
致謝 75
附錄 76
第1章 緒 論
1.1汽車變速器的概述
汽車是一種快速機動的道路交通工具。一般是指自帶動力裝置的可以獨立行駛并完成運載任務的輪式車輛，具有四個或四個以上的車輪。按照國家標準中有關規(guī)定，汽車可分為載貨汽車，越野汽車，自卸汽車，牽引汽車，專業(yè)汽車，客車，轎車等種類。汽車的基本組成是相同的，均由發(fā)動機，底盤，車身和電氣設備四大部分組成，現(xiàn)代汽車將以往復活塞式內燃機為主要動力源，而發(fā)動機的扭矩、轉速與汽車的牽引力、車速要求之間的矛盾，靠現(xiàn)代汽車的內燃機本身是無法解決的。為此，在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器。既可使驅動車輪的扭矩增大為發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的若干分之一。
變速器用于改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下，滿足驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，今后要求汽車車型的多樣化、個性化、智能化已成為汽車的發(fā)展趨勢。但變速器設計一直是汽車設計中最重要的環(huán)節(jié)之一，它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的。變速器的倒檔使汽車能倒退行駛；其空檔使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機和傳動系分離[1]。
變速器的結構除了對汽車的動力性、經(jīng)濟性有影響同時對汽車操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動機的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒檔安全裝置，其他結構措施，可使操縱可靠，不產(chǎn)生跳檔、亂檔、自動脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換檔輕便，無沖擊及噪聲；采用斜齒輪、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低，不同的傳動比還可以使在其不同路面提高汽車的動力性和經(jīng)濟性，使汽車和發(fā)動機有良好的匹配性。
1.2汽車變速器研究狀況、發(fā)展趨勢及成果
現(xiàn)代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足人們的需要。從40年代初，美國成功研制出兩檔的液力-機械變速器以來，自動變速器技術得到了迅速發(fā)展。80年代，美國已將液力自動變速器作為轎車的標準裝備。1983年時，美國通用汽車公司的自動變速器裝車率已經(jīng)達到了94%。近些年來，由于電子技術和電子計算機技術的發(fā)展，自動變速器技術已經(jīng)達到了相當高的水平。自動變速器與機械式變速器相比，具有許多不可比擬的優(yōu)勢：提高發(fā)動機和傳動系的使用壽命；提高汽車的通過性；具有良好的自適應性；操縱更加方便。
目前，國內變速器廠商都朝無級變速器和自動變速器方向發(fā)展，國內現(xiàn)已有好幾款轎車已經(jīng)應用上無級變速器，而重型汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開。
汽車行駛的速度是不斷變化的，這就要求汽車的變速器的變速比要盡量多，這就是無級變速(Continuously Variable Transmission簡稱"CVT") 。盡管傳統(tǒng)的齒輪變速箱并不理想，但其以結構簡單、效率高、功率大三大顯著優(yōu)點依然占領著汽車變速箱的主流地位[2]。
在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。這是汽車的無奈和缺憾。但是,人們始終沒有放棄尋找實現(xiàn)理想汽車變速器的努力,各大汽車廠商對無級變速器(CVT)表現(xiàn)了極大的熱情，極度重視CVT在汽車領域的實用化進程。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器的研究的終極目標。
圍繞汽車變速箱四個研究方向，各國汽車變速器專家展開了激烈的角逐 。
1．摩擦傳動CVT
金屬帶式無級變速箱[3] (VDT-CVT)的傳動功率已能達到轎車實用的要求，裝備金屬帶式無級變速箱的轎車已達100多萬輛。據(jù)報道：大排量6缸內燃機（2.8L）的奧迪A6轎車上裝備的金屬帶式無級變速箱Multitronic CVT ，能傳動142kw（193bhp）功率，280 N·m扭矩。這是真正意義的無級變速器[4]。
另一種摩擦傳動CVT(名為Extroid CVT)是滾輪轉盤式。日產(chǎn)把它裝在概念車XVL上首次于去年東京車展展示，新款公爵(Cedric)車也裝用這種CVT?？膳c3L以上排量的大馬力內燃機(XVL的引擎輸出為330 N·m /194kw)搭配使用，可謂汽車變速箱發(fā)展史上又一重要進步。從V形橡膠帶CVT到V型金屬帶CVT再到滾輪轉盤式CVT，摩擦傳動CVT的研究已持續(xù)了整整一個世紀，盡管摩擦傳動無級變速器的發(fā)展已經(jīng)達到很高的水平，也已經(jīng)裝備上汽車達到了實用的水平[5]。但齒輪變速箱依然占據(jù)著半壁河山，這至少說明了四個問題：
（1）無級變速（CVT）是汽車變速箱始終追逐的目標。
（2）摩擦傳動CVT實現(xiàn)大功率的無級變速傳動是極為困難的。
（3）摩擦傳動CVT傳動效率低是必然的。
（4）摩擦傳動CVT的效率，功率無法與齒輪變速相比。
2．液力傳動[6]
人們經(jīng)常把液力自動變速器（AT）和無級變速器（CVT）兩個概念混為一談。實際上這兩種變速器工作原理完全不同。液力自動變速器免除了手動變速器繁雜的換檔和腳踩離合器踏板的頻繁操作，使開車變得簡單、省力。但是, 液力自動變速器（AT）不是無級變速，是有級變速的自動控制，沒有從根本上滿足汽車對變速器的要求。從原始橡膠帶無級變速箱到現(xiàn)代金屬鏈無級變速箱、滾輪轉盤式CVT，百年大回轉說明：無級變速箱是汽車變速箱的最終歸屬，液力自動變速器只不過是一種過渡產(chǎn)品。
3．電控機械式自動變速器
電控機械式自動變速器(Automated Mechanical Transmission簡稱"AMT")和液力自動變速器（AT）一樣，不是無級變速器，是有級變速器的自動換檔控制。其特點是機械傳動部分沿用了傳統(tǒng)的有級變速箱，但控制參量太多，實現(xiàn)自動控制相當困難。
4．齒輪無級變速器
齒輪無級變速器（Gear Continuously Variable Transmission）這是一種全新的設計思想，是利用齒輪傳動實現(xiàn)高效率、大功率的無級變速傳動。
據(jù)最新消息：一種"齒輪無級變速裝置"(Gear Continuously Variable Transmission簡稱"G-CVT")已經(jīng)試制成功，并已經(jīng)進行了多次樣機試驗。"齒輪無級變速裝置"結構相當簡單，只有不足20種非標零件，51個零件，生產(chǎn)成本甚至低于手動變速箱。預計今年進行裝車試驗[7]。
齒輪無級變速器的優(yōu)勢表現(xiàn)為：
（1）傳動功率大，200KW的傳動功率是很容易達到的；
（2）傳動效率高，90%以上的傳動效率是很容易達到的；
（3）結構簡單，大幅度降低生產(chǎn)成本，相當于自動變速箱的1/10；
（4）對汽車而言，提高傳動效率，節(jié)油20%；
（5）發(fā)動機在理想狀態(tài)下工作，燃料燃燒完全，排放干凈，極大的減少了對環(huán)境的污染。
1.3汽車變速器設計的目的和意義
現(xiàn)代汽車的動力設置，幾乎都采用往復活塞式內燃機。它具有體積小，質量輕，工作可靠，使用方便等優(yōu)點。但其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。
大家知道，汽車需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行駛。即使在平坦的柏油路上，汽車以低速等速直線行駛，也需要克服約占汽車總質量1.5%的滾動阻力。 例如，NJ130汽車，滿載時總質量為5360kg，其滾動阻力為800N左右。若需要滿載汽車在坡度為9%的道路上等速上坡行駛，僅上坡阻力就達4824N。如果用發(fā)動機直接帶動汽車驅動輪，則發(fā)動機需要發(fā)出2050 N·m的扭矩。而NJ130汽車發(fā)動機的最大扭矩只有205N·m，此時，所產(chǎn)生的最大牽引力為482N，和上坡阻力相差10倍之多。顯然，如此小的牽引力，不僅不能上坡行駛，即使在平坦的道路上也不能行駛。
另一方面，NJ130汽車發(fā)動機，最大功率為51.5kW，此時曲軸的轉速為2800r/min。如發(fā)動機和車輪直接相連，則對應于該轉速所換算的汽車速度，竟達到458km/h。顯然，這樣高的車速是不能實現(xiàn)的。
上述發(fā)動機的扭矩、轉速與汽車的牽引力、車速要求之間的矛盾，靠現(xiàn)代汽車的內燃機本身是無法解決的。汽車發(fā)動機的轉矩變化范圍小，而多變的使用環(huán)境要求汽車的驅動力和車速能在相當大的范圍內變化。為此，在傳動系中設置了變速器，用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩及轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同要求的需要，以適應汽車經(jīng)常變化的行駛條件，并與發(fā)動機配合工作，使汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性。既可使驅動車輪的扭矩增大為發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的若干分之一。
此外，汽車的使用條件頗為復雜，變化很大。如汽車的載貨量、道路坡度、路面好壞以及交通情況等。這就要求汽車的牽引力和車速具有較大的變化范圍，以及適應使用的需要。當汽車在平坦的道路上，以高速行駛時，可掛入變速器的高速檔；而在不平的路上或爬較大的坡道時，則應掛入變速器的低速檔。根據(jù)汽車的使用條件，選擇合適的變速器檔位，不僅是汽車動力性的要求，而且也是汽車燃料經(jīng)濟性的要求。例如，汽車在同樣的載貨量、道路、車速等條件下行時，往往可掛入較高的變速器檔位，也可掛入較低的檔位工作。此時只是發(fā)動機的節(jié)氣門開度和轉速或大或小而已，可是發(fā)動機在不同的工況下，燃料的消耗量是不一樣的。一般變速器具有四個或更多的檔位，駕駛員可根據(jù)情況選擇合適的檔位，使發(fā)動機燃料消耗量減小。
汽車在某些情況下，如進出停車場或車庫，或在較窄的路上掉頭等需要倒向行駛。然而，汽車發(fā)動機不能倒轉工作，因此在變速器設立倒檔。此外，變速器還設有空檔，可中斷動力傳遞，以滿足汽車暫時停止行駛和對發(fā)動機檢查調整的需要。
1.4汽車變速器的設計方法和研究內容
在本次設計中，由于是對傳統(tǒng)的變速器進行改進性設計，在設計中參考了一汽集團的CA1051K26L4-3中型貨車的變速器，采用了鎖環(huán)式同步器的換檔方式[8]。
在設計中，我們除了對汽車變速器的結構進行了合理的布置外，還運用了材料力學、機械原理、機械設計等知識，對變速器的重要零件—軸和齒輪進行受力分析，強度、剛度的校核，以及為這些零件選擇合理的工程材料和熱處理方法，同時也為變速器選擇合理的同步器和操縱機構。
通過參考CA1051K26L4-3中型貨車的變速器，對變速器進行整體結構布置，校核軸和齒輪的強度、剛度，選擇材料和熱處理方法；后面的主要任務是繪制變速器的裝配圖和重要的零件圖，確定個零件的精度等級及其它參數(shù)；最后，是對整體論文的編寫整理整個設計過程中的各種資料，以及對前期設計中的錯誤做出修改。
本設計是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的變速器作為設計原型，在給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨立設計出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設計的重點部分是檔位傳動比的選擇及計算依據(jù)、齒輪參數(shù)的選擇計算及校核、二軸及中間軸的強度校核等。
第2章 變速器的結構方案的確定
2.1變速器傳動機構分析和布置方案的設計
目前，汽車上采用的變速器結構形式是多種多樣的，這是由于各國汽車的使用、制造、修理等條件不同，也是由于各種類型汽車的使用要求不同所決定的。盡管如此，一般變速器的結構形式，仍具有很多共同點。各種機構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨主觀和客觀條件的變化而變化。因此，設計人員應深入實際，收集資料，調查研究，對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產(chǎn)品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案。
機械式變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用[9]。
通常，有級變速器具有三個、四個、五個前進檔；重型載貨汽車和重型越野車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多大6～16個甚至20個。變速器檔位的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟性和平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但檔位數(shù)的增多也使變速器的尺寸及質量增大，結構復雜，制造成本提高，操縱也復雜。
某些轎車和貨車的變速器，采用僅在良好的路面和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于1（約為0.7～0.8）的超速檔，可充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。
機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括齒輪副的數(shù)目、齒輪的轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。
2.1.1兩軸式變速器和中間軸式變速器的特點分析
1．兩軸式變速器 兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或準雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒檔傳動常用滑動齒輪，其他檔位均采用常嚙合齒輪傳動。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結構簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲低。但兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在高檔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；對于前進檔，兩軸式變速器輸入軸的傳動方向與輸出軸的傳動方向相反。
2．中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)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(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)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，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率要高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其他前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸、中間軸和第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除了一檔以外的其他檔位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或結合套換擋，還有各檔同步器或結合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。
在除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。
2.1.2變速器倒檔布置方案分析確定
倒檔齒輪的結構及其軸的位置，應與變速器的整體結構方案同時考慮。倒檔設計在變速器的左側或右側在機構上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒檔時駕駛員移動變速桿的方向改變了。在結構布置上，要注意的是在不掛入倒檔時，為了防止意外掛入倒檔，一般在掛倒檔時設有一個掛倒檔時需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。倒檔齒輪不能與第二軸齒輪有嚙合的狀況。換倒檔時能順利換入倒檔，而不和其它齒輪發(fā)生干涉[10]。
與前進檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。為實現(xiàn)倒檔傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案；也有利用兩個聯(lián)體齒輪方案的。前者雖然結構簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正、負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作；而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒檔傳動比略有增加。也有少數(shù)變速器采用結構復雜和使成本增加的嚙合套或同步器方案換入倒檔。
圖2-1 倒檔布置方案
圖2-1為常見的倒檔布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2-1d所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便，且能獲得較大的倒檔傳動比。圖2-1e所示方案針對圖2-1c所示方案的缺點做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1f所示方案是將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-1g所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒檔傳動采用圖2-1h所示方案。其缺點是倒檔須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。故采用2-1a方案。
2.1.3傳動機構布置中齒輪安排的分析確定
各齒輪副的相對安裝位置對于整個變速器的結構布置有很大的影響。各檔位置的安排應考慮以下四個方面：
1．整車總布置 根據(jù)整車的總布置，對變速器輸入軸和輸出軸的相對位置和變速器的輪廓形狀以及換檔機構提出要求。
2．駕駛員的使用習慣 有人認為人們習慣于按檔的高低順序，由左到右或由右到左排列來換檔。但是也有人認為應該將常用檔位放在中間位置。值得注意的是倒檔，雖然他是平常換檔序列之外的一個特殊檔位，然而卻是決定序列組合方案的重要環(huán)節(jié)。按習慣，倒檔最好與序列不接合。否則，從安全角度考慮，將倒檔與一檔放在一起較好。
在五檔變速其中，倒檔與序列接合與不接合兩者比較，前者在結構上可省去一個撥叉和一根變速滑桿，后者的布置適當，則可使變速器的軸向長度縮短。
3．提高平均傳動效率 為提高平均傳動效率，在三軸式變速器中，普遍采用具有直接檔的傳動方案，并盡可能地將使用時間最多的檔位設計成直接檔。
4．改善齒輪受載狀況 各檔齒輪在變速器中的位置安排，應考慮齒輪的受載狀況。承受載荷大的低檔齒輪，一般安置在離軸承較近的地方，以較小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。變速器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高檔齒輪安排在離兩支撐較遠處較好。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角較小，故齒輪的偏載也小。
因為變速器在一檔和倒檔工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒檔，都應當布置在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高檔順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒檔的傳動比雖然與一檔的傳動比接近，但因為使用倒檔的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一檔布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒檔。此時在倒檔工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內略有增加，與此同時在一檔工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。
綜上所述，由于本次設計的為中型貨車變速器，布置形式采用發(fā)動機前置后輪驅動，變速器布置的空間較大，對變速器的結構要求較高，要求運行時噪聲要小，故選用三軸五檔變速器，并且五檔為直接檔。采用圖2-1d的倒檔布置形式。
2.2變速器零、部件結構方案分析確定
2.2.1齒輪形式
變速器齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪比較，運轉平穩(wěn)、作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時工藝復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。
變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。齒輪尺寸小又與軸分開，其內徑直徑到齒根圓處的厚度（圖2-2）影響齒輪強度。要求尺寸應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸，在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸要求：
(3.1)
式中：——花鍵內徑。
圖2-2 變速器齒輪尺寸控制圖
為了減小質量，輪輻處厚度應在滿足強度條件下設計得薄些。圖3-2中的尺寸可取為花鍵內徑的1.25～1.40倍。
齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應在μm范圍內選用。
2.2.2變速器自動脫檔機構形式分析確定
自動脫檔是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導致自動脫檔。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：
1．將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖2-3a所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫檔。
2．將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫檔，如圖2-3b所示。
3．將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力，如圖2-3c所示。這種方案比較有效，應用較多。將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫檔的效果。
a） b) c)
圖2-3防止自動脫擋的機構措施
2.3本章小結
本章主要針對變速器傳動機構進行分析和布置方案方案的確定以及變速器零、部件的結構的確定，為下面的設計過程作鋪墊。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇
3.1變速器檔位數(shù)目及各檔傳動比
3.1.1變速器檔位數(shù)目的確定
對不同類型的汽車，具有不同的傳動系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同。而傳動系的檔位數(shù)的多少對汽車動力性、經(jīng)濟性影響很大。檔數(shù)多，可以使發(fā)動機經(jīng)常在最大功率附近的轉速工作，而且發(fā)動機轉速變化范圍小，發(fā)動機平均功率高，故可提高汽車的動力性。即提高汽車的加速能力和爬坡能力。檔數(shù)多也增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，因而提高了汽車的燃料經(jīng)濟性。檔數(shù)多少還影響相鄰的低檔與高檔間傳動比的比值。檔數(shù)多，則此比值小，換檔容易。相鄰的低檔與高檔間傳動比的比值不應大于1.8，而且高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。檔數(shù)多的缺點是使變速器的結構復雜、質量增大、操縱不輕便等。
CA5-38變速器參數(shù)：
發(fā)動機最大功率
88 Kw
車輪滾動半徑
0.41m
發(fā)動機最大轉矩
245 N·m
額定轉速
3200 r/min
最大轉矩時轉速
2000 r/min
最高車速
95 km/h
總質量
5500 r/min
最大功率時轉速
5000 r/min
3.1.2主減速比的確定
(3.1)
式中： ——汽車行駛速度（km/h）；
——發(fā)動機轉速（r/min）；
——車輪滾動半徑（m）；
——變速器傳動比；
——主減速器傳動比。
(3.2)
式中： ——發(fā)動機最大扭矩（N·m）；
——發(fā)動機最大功率（Kw）；
——發(fā)動機最大功率轉速（r/min）
——轉矩適應系數(shù)=1.1～1.3
(3.3)
式中： ——發(fā)動機最大扭矩轉速
已知：最高車速==95 km/h；最高檔為直接檔，傳動比=1；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格7.50—16得到=0.41(m)；發(fā)動機最大扭矩轉速=2000 (r/min)；轉矩適應系數(shù)=1.1～1.3；由公式（3.2）和（3.3）得到發(fā)動機最大功率轉速=4000 (r/min)發(fā)動機轉速==4000（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比：
3.1.3 變速器一檔傳動比的確定
在選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮來確定。
汽車行駛方程式
(3.4)
汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有：
(3.5)
一般貨車的最大爬坡度約為30%，即=16.7°則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為：
(3.6)
式中：——汽車總質量，Kg；
——重力加速度，m/s2；
——道路附著系數(shù)，；
——驅動車輪的滾動半徑，m；
——發(fā)動機最大轉矩，N·m
——主減速比，；
——汽車傳動系的傳動效率，。
將各數(shù)據(jù)代入式(3.6)中得：
根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件：
(3.7)
可求得變速器一檔傳動比為：
(3.8)
式中：——汽車滿載靜止與水平路面時驅動橋給地面的載荷，因為貨車4×2后輪雙胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為60%～68%[4]，所以G2=5500×9.8×65％=35035N
——道路的附著系數(shù)，計算時取～；
其他參數(shù)同式(3.6)。
將各數(shù)據(jù)代入式(3.8)得：
通過以上計算可得到5.313＜＜6.006，國產(chǎn)汽車中，轎車變速器傳動比變化范圍是3～4，中、輕型貨車約為5～6，其他貨車在7以上。所以在本設計中，取。
3.1.4變速器各檔傳動比的確定
變速器各檔傳動比之間的關系基本是幾何級數(shù),故相鄰檔位傳動比比值就是幾何級數(shù)的公比；但是實際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。
此變速器的最高檔為直接檔，其傳動比為1.0，一檔傳動比初選為5.625中間各檔的傳動比按理論公式 （其中n為檔位數(shù)）求得公比。
因為，所以：
3.2變速器中心距的確定
對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距；對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸線之間的距離稱之為變速器中心距。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外，受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要取大些。還有，變速器中心距取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。
中間軸式變速器的中心距(mm)可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選，經(jīng)驗公式為：
(3.9)
式中：——中心距系數(shù)，乘用車： ，商用車：
——發(fā)動機的最大轉矩(N·m)；
——變速器一擋傳動比；
——變速器的傳動效率，取96%；
將各數(shù)代入式(3.9)中得
也可以由發(fā)動機最大轉矩按下式直接求出：
(3.10)
式中：——按發(fā)動機最大轉矩直接求時的中心距系數(shù)，對乘用車取14.5～16.0；對商用車取17.0～19.5
將各數(shù)代入式(3.10)中得
綜上所述，初選中心距=110mm。
3.3變速器的外形尺寸
變速器的外形尺寸主要指變速器的軸向尺寸，其軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機構的結構型式等都有直接關系，設計初可根據(jù)中心距的尺寸參照下列關系式初選。
商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：
四檔 （2.2～2.7）
五檔 （2.7～3.0）
六檔 （3.2～3.5）
此變速器為五檔，故外形尺寸為（2.7～3.0）=291～330mm。
3.4變速器的齒輪參數(shù)的確定
3.4.1齒輪齒數(shù)
確定變速器齒輪齒數(shù)時，應考慮：
1．盡量符合動力性、經(jīng)濟性等對各檔傳動比的要求；
2．最少齒數(shù)不應產(chǎn)生根切。通常，變速器中間軸一檔齒輪是齒數(shù)最少的齒輪，此齒輪不應產(chǎn)生根切，而且齒根圓直徑應大于中間軸直徑；
3．互相嚙合的齒輪，齒數(shù)間不應有公因數(shù)，速度高的齒輪更應注意這點；
4．齒數(shù)多，可降低齒輪傳動的躁聲。
3.4.2齒輪模數(shù)
齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。選擇模數(shù)時應考慮到當增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質量，則應增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應重視減小質量。
根據(jù)圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出齒輪模數(shù)m與彎曲應力之間有如下關系：
直齒輪模數(shù)
(3.11)
式中 ——計算載荷，N·mm；
——應力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65；
——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9；
——齒輪齒數(shù)；
——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.4～7.0；
——齒形系數(shù)，見圖3-1；
——輪齒彎曲應力，當時，直齒齒輪的許用應力MPa。
斜齒輪法向模數(shù)
(3.12)
式中 ——計算載荷，N·mm；
——應力集中系數(shù)，斜齒齒輪取1.5；
——斜齒螺旋角；
——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9；
——齒輪齒數(shù)；
——齒寬系數(shù)，斜齒齒輪取7.0～8.6；
——齒形系數(shù)，見圖3-1；
——輪齒彎曲應力，當時，對乘用車變速器斜齒齒輪的許用應力MPa，商用車變速器斜齒齒輪的許用應力MPa。
從輪齒應力的合理性及強度考慮,每對齒輪應有各自的模數(shù),但出于工藝考慮，模數(shù)應盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案。表3.1給出了汽車變速器齒輪模數(shù)范圍。
表3.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)（mm）
車型
乘用車的發(fā)動機排量V/L
貨車的最大總質量/t
1.0＞V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14.0
＞14.0
模數(shù)/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50～6.00
設計時所選模數(shù)應符合國標GB1357-78規(guī)定（表3.1）并滿足強度要求。
表3.2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)（mm）
一系列
1.00
1.25
1.5
2.00
2.50
3.00
4.00
5.00
6.00
二系列
1.75
2.25
2.75
（3.25）
3.50
（3.75）
4.50
5.50
—
圖3-1 齒形系數(shù)y（當載荷作用在齒頂,=20°,=1.0）
嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換檔。
由表3.1和表3.2并且參照同類車型選取模數(shù)
3.4.3齒形、壓力角及螺旋角
壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。變速器齒輪用20°,嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30°。
斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意它對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，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，應選用較大螺旋角。
斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用：
兩軸式變速器為 ：20°～30°
中間軸式變速器為：22°～34°
貨車變速器：18°～34°
汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表3.3選取。
表3.3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角
項目
車型
齒形
壓力角
螺旋角
轎車
高齒并修形的齒形
，，，
～
一般貨車
GB1356-78規(guī)定的標準齒形
～
重型車
GB1356-78規(guī)定的標準齒形
低檔、倒檔齒輪，
小螺旋角
3.4.4齒寬
在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。
考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減少質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒輪的工作應力增加。選用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(mn)的大小來選定齒寬
直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0；
斜齒，取為6.0～8.5。
采用嚙合套或同步器換檔時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm。
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數(shù)相同的各檔齒輪，檔位低的齒輪的齒寬系數(shù)取的稍大。
3.4.5齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)對重合度、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。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。我國規(guī)定，齒頂高系數(shù)取為1.00。
3.4.6齒輪的修正
為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進行修正。修正的方法有三種：
1．加工時改變刀具與齒輪毛坯的相對位置，又稱變位；
2．改變刀具的原始齒廓參數(shù)；
3．改變齒輪齒廓的局部漸開線，又稱修形。
齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。
變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。
有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。
變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。
總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。
根據(jù)上述理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。
3.5變速器各檔齒輪齒數(shù)的分配
圖3-3變速器傳動示意圖
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。
3.5.1確定一檔齒輪的齒數(shù)
一檔齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)=4mm，初選螺旋角=22°。中間軸一檔齒輪齒數(shù)，貨車可在12-17之間選用，最小為12-14，取=13，一檔齒輪為斜齒輪。
一檔傳動比為: (3.15)
為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，
斜齒:
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