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1、本科学生毕业设计 奥腾皮卡变速器设计院系名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 学生姓名： 指导教师： 职 称： 黑 龙 江 工 程 学 院二一一年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign of Aoteng Pick-up TransmissionCandidate： Specialty： Class： Supervisor： Heilongjiang Institute of Technology2011-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要变速器由传动机构和操纵机构组成，其基本功用是改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速
2、的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作，是汽车传动系的重要组成。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。本次设计的题目是奥腾皮卡变速器设计。依据皮卡相关参数可设计出基本符合要求的中间轴式手动变速器。中间轴式变速器由于具有体积小、原理简单、工作可靠、操纵方便等优点，故在大多数汽车中广泛应用。本设计研究中间轴式五档手动变速器，其目的主要是基于对机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握，同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学等学科知识，对中间轴式变速器的各部件进行设计，并利用AutoCAD软件
3、绘制装配图和零件图。本文将概述变速器的现状和发展趋势；对其工作原理进行阐述，选择合理的传动方案进行设计；确定各档传动比及齿轮参数选择；对变速器的各档齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算与校核；对同步器和操纵机构及箱体进行选择。关键词：变速器；传动比；齿轮；轴；设计计算；校核ABSTRACTTransmission by the transmission and control mechanism, whose basic use is to change the gear ratio, wheel torque and speed to expand the range to meet the
4、constantly changing driving conditions, while making the engine work in a favorable condition, a car assembly an important component parts. The structural requirements of the automobile transmission of power, fuel economy, shift control of the reliability and portability, stability and efficiency of
5、 transmission has a direct impact. The subject of this design is the Austrian Teng pickup transmission design. Pickup based on the basic parameters can be designed to meet the requirements of the intermediate shaft manual transmission. Since the middle of transmission shaft is small, the principle i
6、s simple, reliable, and easy manipulation, it is widely used in most cars. The design of the middle axis five-speed manual transmission, its main purpose is based on mechanical principles, mechanical design, AutoCAD and other skilled use of knowledge and mastery, while the use of vehicle structure,
7、automotive design, materials, mechanics and other disciplines of knowledge, on the intermediate shaft Transmission of the parts design and assembly drawing using AutoCAD software and part drawing. This paper will outline the status and development trend of transmission; its working principle describ
8、ed, a reasonable choice of transmission scheme design; to determine the file transmission gear ratio and parameters; on the transmission gears and shafts, and all files in detail the design bearing calculation and verification; on the synchronizer and the control mechanism and the selection box. Key
9、 words: Transmission；Transmission Ratio； Gear；Shaft；Design and CalculationChecking目 录摘 要IAbstractII第1章 绪 论11.1变速器简述11.2变速器的研究现状与发展趋势11.3变速器设计的研究方法与目的意义2第2章 皮卡主要参数与变速器结构方案的确定42.1确定总质量42.2选择发动机型号52.3确定最高车速52.4变速器传动机构的布置62.4.1两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析72.4.2变速器倒档布置72.4.3各档齿轮位置安排82.5变速器齿轮形式与自动脱档分析92.5.1齿轮形式92.
10、5.2变速器自动脱档分析102.6本章小结10第3章 变速器主要参数的确定113.1变速器档位数目及各档传动比的确定113.1.1变速器档位数目的确定113.1.2主传动比的确定113.1.3变速器各档传动比的确定123.2变速器中心距的确定143.3变速器的外形尺寸143.4齿轮参数的选择153.4.1齿轮模数153.4.2齿形、压力角及螺旋角173.4.3齿宽193.4.4齿顶高系数193.4.5齿轮的修正193.5各档齿轮齿数分配203.5.1确定一档齿轮齿数203.5.2对中心距进行修正213.5.3确定常啮合齿轮副齿数223.5.4确定其他各档齿轮齿数243.5.5确定倒档齿轮齿数2
11、93.6本章小结31第4章 变速器齿轮设计及校核324.1齿轮材料的选择324.2各轴的转矩计算334.3齿轮强度校核344.3.1轮齿的弯曲应力344.3.2轮齿的接触应力364.3.3各档齿轮的强度校核374.4计算各档齿轮的受力444.5本章小结47第5章 变速器轴和轴承的设计及校核485.1轴的设计485.1.1轴的设计要求及结构设计485.1.2轴的尺寸设计495.2轴的校核515.2.1轴的刚度校核515.2.2轴的强度校核565.3轴承的选择及校核615.4本章小结66第6章 同步器的选择676.1锁销式同步器676.2锁环式同步器686.3本章小结69第7章 操纵机构与箱体的选
12、择707.1操纵机构的选择707.1.1变速操纵杆的布置707.1.2换档锁装置717.2变速器箱体的设计737.3本章小结73结 论74参考文献75致 谢76附 录7770第1章 绪 论1.1变速器简述1自从汽车诞生时起，汽车变速器就在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。现代汽车广泛采用往复活塞式内燃机为主要动力源，而发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机自身是无法解决的。为此，在汽车传动系中设置了变速器。作用是改变了汽车的传动比，扩大了驱动车轮转矩和转速范围，使车辆适应各种变化的行驶工况，同时使发动机在理想工况下工作。变速器还能使汽车以非常低的稳定车速行驶，
13、而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒档使汽车能倒退行驶；其空档能中断发动机传递的动力，以便发动机的启动、怠速。随着汽车工业的不断发展，人们对汽车的性能要求越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等很大程度取决于变速器的性能，因此必须重视对变速器的设计。它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒档安全装置，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳档、乱档、自动脱档和误
14、挂倒档；采用同步器可使换档轻便，无冲击及噪声；采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。众多汽车工程师在改进汽车变速器性能的研究中倾注了大量心血，使变速器技术得到飞速的发展。1.2变速器的研究现状与发展趋势2自从汽车采用内燃机作为动力装置开始，变速器就成为汽车重要的组成部分。距1894年一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器至今，汽车变速器已经经过了一百多年的发展。现代汽车变速器的发展十分快，不断出现崭新的变速器装置。变速器技术的每次跨越，都和相关学科的发展密切相关。计算机技术、自动控制技术、模糊控制、神经网络、先进制造技术、运动仿真等为变速器的进一步发展提供了有力的保
15、障。变速器的发展也给相关学科提出更高的理论要求，使人类的认识迈向新的、更高的境界。使用最早的是手动变速器，国内最早的东风解放所用的是手动变速器，但手动变速器也并非一成不变，早期的变速器，那时国内还在实用不带同步器的变速器，换挡要依据经验来判断发动机转速和汽车速度是否同步才能进行，并且升档和降档要求的油离配合还不一样。后来为了方便驾驶，在领个相邻齿轮间装上了同步器，依靠同步器的作用，我们换挡就不需要去判断车速了。目前手动变速器依然在汽车界应用非常广泛，但自动变速器是今后变速器发展的必然趋势。现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能满足人们的需要。从40年代初，美国成
16、功研制出两档的液力-机械变速器以来，自动变速器技术得到了迅速发展。80年代，美国已将液力自动变速器作为轿车的标准装备。1983年时，美国通用汽车公司的自动变速器装车率已经达到了94%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展，自动变速器技术已经达到了相当高的水平。目前，国内变速器厂商都朝自动变速器和无级变速器方向发展，国内现已有多款轿车已经应用上无级变速器，而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速(Continuously Variable Transmission简称CVT) 。尽管传统的齿轮
17、变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。但是,人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力,各大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情，极度重视CVT在汽车领域的实用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器研究的终极目标。今后变速器技术将会朝着节能环保、应用新型材料、高性能、低成本、微型化、智能化、集成化的方向发展并会取得重大成果。1.3变速器设计的研究方法与目的意义3从轻型货车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。本课题取材于汽车中比较实用的皮卡汽车，
18、皮卡车载货或在雨、雪路面上行驶时，动力性好，越野性能出色。为了满足消费者对汽车高性能、安全性、可靠性、舒适性的需求，对变速器的性能要求也更高。因此，本课题主要是针对机械式变速器的设计。汽车变速器的设计是一个复杂的系统工程，其设计的成功与否决定着车辆的平顺性、动力性和燃油经济性等多方面的设计要求。这就对变速器设计人员提出较高的要求。我们除了要对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识，对变速器的重要零件轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操纵机构。本次设计主要是根据给定皮卡车的
19、车型参数，通过对变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动5档变速器。本文要完成的有下面一些主要工作：1主要参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各档齿轮齿数的分配。2变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验。3变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析。4变速器轴承的选择及校核。5同步器、变速器操纵机构和箱体的设计选用。第2章 皮卡主要参数与变速器结构方案的确定2.1确定总质量汽车的整备质量利用系数： （2.1）式中 汽车的载质量； 整车
20、整备质量。表2.1 货车的质量系数参数车型总质量货 车1.86.00.801.106.014.01.201.3514.01.301.70 装柴油机的货车为0.801.00。汽车总质量：商用货车的总质量由整备质量、载质量和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 (2.2)式中，为包括驾驶员及随行人员数在内的人数，应等于座位数。此载货汽车是柴油机，查表2.1得质量利用系数为0.801.00，其整备质量是=1.76103kg, 由公式（2.1）得：=14081760kg因为此车设计为双排室,所以=5,由公式（2.2）得:=（14081760）+1760+565=34933845kg本课题选用ma=35
21、00kg。2.2 选择发动机型号根据现在载货汽车选用发动机的情况，参照2010款GA1020CRE3A型奥腾皮卡，针对本次设计任务选用GA4D28TC柴油发动机。表2.2 GA4D28TC柴油发动机技术参数发动机型号GA4D28TC发动机形式四缸直列，高压共轨燃油种类柴油排量2.771L排放标准国最大输出功率80KW最大扭矩260Nm最大扭矩转速16002400 r/min最大功率转速3800r/min2.3 确定最高车速 (2.3)式中 发动机最大功率，kW；传动系传动效率，取0.9；汽车总质量，kg；重力加速度，ms2；滚动阻力系数，对载货汽车取0.02；最高车速，kmh；空气阻力系数，轿
22、车取0.40.6，客车取0.60.7，货车取0.81.0；汽车正面投影面积，若无测量数据，可按前轮距B1、汽车总高H、汽车总宽B等尺寸近似计算： 对轿车A0.78BH，对载货汽车 AB1 H。 AB1 H1.4451.710=2.5由公式（2-3）得：算出130km/h,该车满足要求。2.4变速器传动机构的布置3机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进档；重型载货汽车和重型越野车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均
23、车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但档位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（约为0.70.8）的超速档，可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。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括齿轮副的数目、齿轮的转速、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。2.4.1两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析1两轴式变速
24、器 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他档位均采用常啮合齿轮传动。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声低。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏；受结构限制其一档速比不能设计的很大；对于前进档，两轴式变速器输入轴的传动方向与输出轴的传动方向相反。2中间轴式变速器 中间轴式
25、变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档，变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。2.4.2变速器倒档布置倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方
26、案同时考虑。倒档设计在变速器的左侧或右侧在机构上均能实现，不同之处是挂倒档时驾驶员移动变速杆的方向改变了。在结构布置上，要注意的是在不挂入倒档时，为了防止意外挂入倒档，一般在挂倒档时设有一个挂倒档时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。倒档齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案；也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利
27、的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作；而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒档传动比略有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒档。 图2-1 倒档布置方案图2-1为常见的倒档布置方案。图2-1b所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，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，使换档困难。图2-1c所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图2-1d所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便，且能获得较大的倒档传动比。图2-1e所示方案针对图2-1c所示方案的缺点做了修改，因而取代了图2-1c所示方
28、案。图2-1f所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-1g所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度。2.4.3各档齿轮位置安排各齿轮副的相对安装位置对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排应考虑以下四个方面：1整车总布置 根据整车的总布置，对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。2驾驶员的使用习惯 人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档。值得注意的是倒档，虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不接合。从
29、安全角度考虑，将倒档与一档放在一起较好。3提高平均传动效率 为提高平均传动效率，在中间轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。4改善齿轮受载状况 各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以较小轴的变形，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，因此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好。因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力，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档，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按
30、照从低档到高档顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。综上所述，由于本次设计的为轻型货车变速器，布置形式采用发动机前置后轮驱动，变速器布置的空间较大，对变速器的结构要求较高，要求运行时噪声要小，故选用中间轴五档变速器，并且五档为直接档。采用图2-1g的倒档布置形式。2.5变速器齿轮形式与自动脱档分析2.5.1齿轮形式变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮比较，有运转平稳、作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，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
31、用于低档和倒档。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度（图2-2）影响齿轮强度。要求尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求： 式中：花键内径。图2-2 变速器齿轮尺寸控制图齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在m范围内选用。2.5.2变速器自动脱档分析自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及
32、振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：1将两接合齿的啮合位置错开，如图2-3a所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱档。2将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.6mm），这样，换档后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档，如图2-3b所示。3将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜23），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图2-3c所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿
33、侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱档的效果。a） b) c)图2-3防止自动脱挡的机构措施2.6本章小结本章主要确定了皮卡的主要参数，以及针对变速器传动机构的布置方案，这是设计本课题的前提，为之后的设计确定了方向。第3章 变速器主要参数的确定3.1变速器档位数目及各档传动比的确定3.1.1变速器档位数目的确定近年来，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45个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用45个档或多档。总质量3.5t以下的货车多采用四档变速器，总质量3.510.0t的货车多采用五档变速器。总质量大于10t的货车多采用六档变
34、速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。本设计采用五档变速器。3.1.2主传动比的确定 (3.1)式中； 汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器传动比； 主减速器传动比。 (3.2)式中： 发动机最大扭矩（Nm）； 发动机最大功率（Kw）；发动机最大功率转速（r/min）；转矩适应系数=1.11.3； (3.3)式中： 发动机最大扭矩转速。已知：最高车速=130 km/h；最高档为直接档，传动比=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格215/75R15得到=0.32(m)；发动机最大功率转速=3800 (r/min)发动机转速=3800（r
35、/min）；由公式（3.1）得到主传动比：3.1.3 变速器各档传动比的确定汽车行驶方程式 (3.4)汽车爬坡时车速不高，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。故有： (3.5)一般货车的最大爬坡度约为30%，即=16.7则由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为： (3.6)式中：汽车总质量，Kg；重力加速度，m/s；道路附着系数，；驱动车轮的滚动半径，m；发动机最大转矩，Nm主减速比，；汽车传动系的传动效率，。将各数据代入式(3.6)中得：根据驱动车轮与路面的附着条件：(3.7)可求得变速器一档传动比为： (3.8) 式中：汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的
36、载荷，因为货车42后轮双胎满载时后轴的轴荷分配范围为60%68%，所以G2=35009.865=22295N道路的附着系数，计算时取；其他参数同式(3.6)。将各数据代入式(3.8)得：通过以上计算可得到4.0785.188，国产汽车中，轿车变速器传动比变化范围是34，中、轻型货车约为56，其他货车在7以上。所以在本设计中，取。此变速器的最高档为直接档，其传动比为1.0，一档传动比初选为5.10，中间各档的传动比按理论公式 （其中n为档位数）求得公比。因为，所以：3.2变速器中心距的确定对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距；对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴线之间
37、的距离称之为变速器中心距。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。中间轴式变速器的中心距(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选，经验公式为： (3.9)式中：中心距系数，乘用车： ，商用车： 发动机的最大转矩(Nm)；变速器一挡传动比；变速器的传动效率，取96%；将各数代入式(3.9)中得 综上所述，初选中心距=100mm。3.3变速器的外形尺寸变速器的外形尺寸主要指变速器的轴向尺寸，其轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机
38、构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距的尺寸参照下列关系式初选。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：四档 （2.22.7）五档 （2.73.0）六档 （3.23.5）此变速器为五档，故初选外形尺寸为（2.73.0）=270300mm。3.4齿轮参数的选择3.4.1齿轮模数齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。齿轮模数m与弯曲应力之间有如下关系：直齿轮模数 (3.10)式中 计算载荷，N
39、mm；应力集中系数，直齿齿轮取1.65；摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；齿轮齿数；齿宽系数，直齿齿轮取4.47.0；齿形系数，见图3-1；轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。斜齿轮法向模数 (3.11)式中 计算载荷，Nmm；应力集中系数，斜齿齿轮取1.5；斜齿螺旋角；摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；齿轮齿数；齿宽系数，斜齿齿轮取7.08.6；齿形系数，见图3-1；轮齿弯曲应力，当时，对乘用车变速器斜齿齿轮的许用应力MPa，商用车变速器斜齿齿轮的许用应力MPa。从轮齿应力的合理性及强度考虑,每对齿轮应有各自的模数,但出于工艺考虑，模数应尽量统一
40、,多采用折衷方案。表3.1给出了汽车变速器齿轮模数范围。表3.1 汽车变速器齿轮的法向模数（mm）车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定（表3.1）并满足强度要求。表3.2 汽车变速器常用齿轮模数（mm）一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50由表3.1和表3.2并且参照同类车型选取模数。图3-1 齿形系
41、数y（当载荷作用在齿顶,=20,=1.0）对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；现代汽车变速器通常是高档齿轮用一种模数，一档和倒档齿轮用另一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换档。3.4.2齿形、压力角及螺旋角压力角较小时，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。对轿车，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
42、些。变速器齿轮用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，要注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，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，中间轴上的不同档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。一档和倒档设计为直齿时，在这些档位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些档位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向力作用。根据图3-2可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：； (3.12)由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足