轎車兩軸式變速系統(tǒng)設計及仿真分析
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課題：轎車兩軸式變速系統(tǒng)設計及仿真分析畢業(yè)設計之 學學 生生：指指導老老師：研究背景設計內容論文結論123論文構架近年來，汽車的發(fā)展速度呈現(xiàn)出突飛猛進的勢頭，汽車變速器，作為汽車動力系統(tǒng)的一個重要組成部分，也處于這樣一個快速增長期。在全球節(jié)能減排的大背景下，汽車變速器越來越朝著小型化、輕型化方向發(fā)展，使得變速器結構尺寸越來越小，重量越來越輕。為了降低發(fā)動機的比油耗，減少排放，降低工作噪聲，變速器也朝向能夠傳遞大功率、大轉矩化。這對于變速器設計人員提出了更高的要求，設計出結構緊湊、承載能力強、使用壽命長、總質量更輕的變速器成為變速器行業(yè)提升市場競爭力的關鍵因素。研究背景（1）變速器總體設計（2）變速器主要參數(shù)設計（3）變速器各檔傳動比的分配（4）齒輪和軸的設計（5）同步器設計（6）總裝配圖設計內容變速器總體設計兩軸式變速器傳動方案倒檔傳動方案變速器最終布置方案一檔傳遞路線圖：輸入軸齒輪1 齒輪2 齒輪2、4之間同步器輸出軸輸入軸輸出軸變速器主要參數(shù)的確定檔數(shù)：本次設計采用的是5檔變速器最低檔傳動比：根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、最低穩(wěn)定車速及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。這里初選最低檔傳動比為3.5。超速檔：超速檔傳動比為0.70.85，本次設計取0.8。中心距，初選中心距經(jīng)驗公式：，對于轎車：KA=1114，最后A=68.45mm齒輪參數(shù)模數(shù)，影響到齒輪的強度、質量、噪聲，由齒輪模數(shù)應經(jīng)系列化，所以最后本次設計前進擋齒輪取2.5，倒擋齒輪也取2.5。壓力角，齒輪壓力角較大時，可以提高齒輪抗彎強度，也可以提高表面接觸強度。由標準壓力角為20，本次設計直齒輪壓力角取20，斜齒輪法面壓力角為20。螺旋角，斜齒輪運轉平穩(wěn)、噪聲小，承載能力高，適合高速傳動。增大螺旋角，可以提高齒輪的接觸強度，但超過30時，齒的抗彎強度驟然下降，由統(tǒng)計兩軸式變速器為2025，本次設計一檔螺旋角選用21，其余前進擋螺旋角取22。齒寬b，齒寬影響變速器的軸向尺寸、質量、齒輪的工作平穩(wěn)性和齒輪強度等。一般根據(jù)齒輪模數(shù)選擇齒寬，b=kcm(mn),kc為齒寬系數(shù)，斜齒輪kc取6.08.5，直齒輪kc=4.58.0。齒頂高系數(shù)，齒頂高系數(shù)對齒輪副的重合度、齒輪強度、工作噪聲等許多性能夠有重要影響。由國家標準齒頂高系數(shù)取1.00，本次設計采用1.00。變速器各檔傳動比的分配 汽車變速器各檔傳動比大體是按等比級數(shù)分配的，因此本次設計初步按照傳動比比值等比進行分配：由i1=3.5，五檔傳動比ig5 選定為0.8，因此計算得 q=1.44，由中心距A=68.45mm，對一檔：取整后得Z1=12,Z2=43，修正后傳動比i1=3.583，修正中心距為 取整后A=74mm,作為標準中心距，依次分配其它各檔齒數(shù)各檔傳動比分配檔位傳動比一檔3.583二檔2.437三檔1.619四檔1.115五檔0.774倒檔3.15齒輪和軸的設計齒輪的強度計算直齒輪彎曲應力計算公式：斜齒輪彎曲應力計算公式：齒輪的接觸應力計算公式：式中：應力集中系數(shù) 摩擦力影響系數(shù) 重合度影響系數(shù) 主動齒輪節(jié)點處曲率半徑 從動齒輪節(jié)點處曲率半徑 y 齒形系數(shù) y 軸的設計應該滿足便于制造和方便安裝的要求。同時軸上零件有準確的定位，其結構滿足工藝性要求。本次設計中，因輸入軸上一檔齒輪、二檔齒輪及倒檔齒輪外徑較小，故采用齒輪軸結構。為便于齒輪的裝配，輸出軸設計成階梯軸形式，軸頸由主動錐齒輪方向向另一端逐漸減少。軸的各端長度由齒輪及同步器寬度初步進行設計，初選花鍵部分直徑公式：K：經(jīng)驗系數(shù)，K=4.04.6軸的設計軸的剛度和強度計算軸的剛度計算軸在垂直面內撓度fc計算公式：軸在水平面內撓度計算公式：軸在垂平面內轉角計算公式：軸的應力公式：式中：F1徑向力，F(xiàn)2圓周力，I慣性矩Mc為垂直面內彎矩，Ms為水平面內彎矩，Tn為軸的轉矩，W為抗彎截面系數(shù)同步器設計慣性式同步器因為能夠保證在齒輪同步狀態(tài)下?lián)Q擋，本次設計的是轎車同步器，為保證能夠順利輕便的換擋，本次設計采用的是慣性式同步器。鎖環(huán)式同步器主要參數(shù)：接近尺寸b 尺寸b應大于零，取b=0.20.3mm本次設計b=0.3mm 分度尺寸aa是滑塊側面與鎖環(huán)缺口接觸時，嚙合套接合齒中心線與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離a=1/4接合齒齒距 滑塊轉動距離c滑塊寬度d、滑塊轉動距離及缺口寬度有以下關系：E=d+2c1-嚙合套接合齒 2-滑塊3-鎖環(huán) 4-齒輪接合齒1-嚙合套 2-鎖環(huán)3-滑塊 4-鎖環(huán)缺口同步器主要參數(shù)的確定摩擦因數(shù)f,摩擦因數(shù)f對換擋齒輪和軸的角速度達到同步有重要影響，f取得大，換擋省力縮短同步時間。f太小可能失去同步作用。在油中工作f取0.1。錐面半錐角，防止摩擦錐面自鎖的條件是tanf，一般取=68，本次設計=7 鎖止角，影響鎖止角的因素有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面平均半徑及錐面半錐角等。鎖止角一般在2642變化，本次設計采用=32 作品展示作品展示輸入軸輸出軸仿真總裝配圖論文結論 本次設計的變速器是兩軸式轎車變速器，結構簡單、易于制造。傳動比范圍較廣，能滿足不同工況的使用要求。本次設計采用的是全同步器式換檔方案，故換檔平順，不出現(xiàn)換擋齒輪沖擊。輸出軸支撐采用的是圓錐子軸承，故要注意裝配軸承的預緊力以防止磨損后軸的歪斜。通過這次對變速器的設計，我對汽車設計理論和方法有了系統(tǒng)的學習，同時對前期學過的課程進行一次全面的復習。謝謝懇請各位老師給予指正任 務 書
畢業(yè)設計（論文）題目
轎車兩軸式變速系統(tǒng)設計及仿真分析
畢業(yè)設計（論文）內容
1.設計原始數(shù)據(jù)：
發(fā)動機最大轉矩：146N·m；最大功率時轉速：6000r/min；總質量：1250kg；最高車速：180km/h；車輪滾動半徑：R0=0.2894m；爬坡度：33﹪ ；主減速比：i0=3.72。
2.設計主要內容：
完成轎車兩軸式變速器的設計。
根據(jù)轎車的結構特點和行駛條件，擬定汽車的基本技術參數(shù)，完成該車發(fā)動機的選擇和傳動系檔數(shù)和各檔傳動比的確定，完成汽車變速器總成設計，包括操縱機構、輸入軸和輸出軸。
3.設計主要成果：
繪制工程圖紙4張（裝配圖2張A0~A1，零件圖2張A1）
編寫設計計算說明1份
翻譯相關外文文獻1篇
4.主要參考文獻：
[1] 王望予.汽車設計（第4版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004.8
[2] 余志生.汽車理論（第5版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009.3
[3] 臧杰，閻巖.汽車構造[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006.7
[4] 王寶璽，賈慶祥.汽車制造工藝學（第3版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2008.1
[5] 楊可楨，程光蘊，李仲生.機械設計基礎（第五版）[M].北京：高等教育出版社，2006.5
[6] 殷玉楓.機械設計課程設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006.6
[7] 蔡春源.簡明機械零件手冊[M].北京：冶金工業(yè)出版社，1996.3
[8] 徐灝.機械設計手冊（3）[M].機械工業(yè)出版社，1991
[9] 劉品.機械精度設計與檢測基礎（第5版）[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2007.9
[10] 蔡炳炎，徐勇，林寧.機械式汽車變速器的速比配置分析[J].機械研究與應用，2005.4
[11] 王銘.汽車變速器全解析[J] 汽車維修，2010.5
[12] 彭運鈞. 自動變速器的換擋規(guī)律[J] 工程機械與維修 , 2005.7
[13]Liu Weixin,Ge Ping,Li Wei.Study of Optimal Matching Between
Automobile Transmission Parameters and Engine Transportation
Systems-1990-,AMD-Vol.108.The Winter Annual Meeting of The ASME,Dallas
Texas,Nov.25～30,1990
[14]John Fenton Hand Book of Vehicle Design Analysis.Warrendale,PA.USA:
Society of Automotive Engineer ,Inc.65～71,1996
畢業(yè)設計（論文）工作階段安排
第1周—第4周：畢業(yè)實習，收集資料，撰寫實習報告。
第5周：撰寫開題報告，進行開題答辯。
第6周—第7周：對變速系統(tǒng)進行總體的學習，確定設計的主要參數(shù)。
第8周—第9周：完成變速器的操縱機構及傳動機構的結構設計并完成設計說明書。
第10周—第11周：繪制操縱機構和傳動機構的總成及零件圖。
第12周—第13周：繪制三維圖。
第14周—第15周：整理設計資料，打印輸出，提交設計資料。
第16周：畢業(yè)設計答辯。
指導教師簽字：
年 月 日
大學
開 題 報 告
題 目 轎車兩軸式變速系統(tǒng)設計及仿真分析
指 導 教 師
院（系、部）
專 業(yè) 班 級
學 號
姓 名
日 期
教務處印制
5
一、選題的目的、意義和研究現(xiàn)狀
1. 目的、意義
現(xiàn)如今，汽車的變速器是傳動系的重要組成部分，它能將來自發(fā)動機的轉速和轉矩來進行改變。它運用齒輪傳動來適應駕駛時車速的變化，固定或者分檔改變輸入軸和輸出軸的傳動比，以及車輛進行倒駛。變速器設計應該以車輛的類型、使用條件和運行參數(shù)為依據(jù)。 變速器設計的關鍵是結構設計和各零件材料的選擇。變速器結構型式和材料的選擇一方面關系到整車應用的可靠性，另一方面也關系到是否由于過設計而成為造成車輛超載的隱患。變速器操縱機構設計合理性關系到平穩(wěn)換檔、使駕駛員操作輕便不過早感到疲勞。二軸式變速器設計的合理性，關系到動力的傳遞和動力的有效輸出。它的性能對動力性、燃油經(jīng)濟性、乘坐舒適性都有著非常重要的影響，所以設計好一個變速器對整車的安全性有著重要作用。
2. 研究現(xiàn)狀
近年來，汽車變速器的發(fā)展速度呈現(xiàn)出突飛猛進的勢頭，而先進制造技術在汽車變速器上的應用更是異彩紛呈。國內領先的變速器制造企業(yè)通過引進先進的模具加工設備、精密鍛造設備、機加工設備和檢測設備以及與國外領先企業(yè)開展技術交流與合作等方式，提高了變速器齒輪、軸、同步器等關鍵零部件的設計水平，同時產(chǎn)品的冷、熱加工制造技術與裝備水平也得到了大幅度的提升，逐步接近國際先進水平。但與國際先進水平相比，我國國內總體水平還存在一定的差距，諸如在變速器齒輪產(chǎn)品強度、精度與振動噪聲、抗疲勞等方面，仍有一定差距。國內齒輪行業(yè)的技術水平差距主要表現(xiàn)為大部分企業(yè)自主開發(fā)能力較弱、裝備水平落后、數(shù)控水平偏低、質量控制能力不強、檢測能力薄弱等，沒有系統(tǒng)地掌握從原材料到乘用車齒輪成品制造全過程的工藝制造技術。
在手動變速器方面，由于經(jīng)過長時間的發(fā)展，其設計原理和生產(chǎn)工藝、技術等較為成熟和穩(wěn)定，技術難度相對于自動變速器較低，而中國國內廠家本身就有手動變速器的生產(chǎn)經(jīng)驗，因此在引進國外先進技術后，消化吸收相對容易，在此基礎上自主創(chuàng)新，做到立足于本土生產(chǎn)，基本滿足了整車廠商的配套需要，并已實現(xiàn)產(chǎn)品出口；技術方面，近幾年來，國內部分廠家已能夠根據(jù)中國國情實現(xiàn)自主創(chuàng)新；市場方面，國內部分廠家已經(jīng)占領了大部分國內市場份額。
在自動變速器方面，由于自動變速器采用了不同于傳統(tǒng)手動變速器的新工藝、技術和設計原理，國內廠家在自動變速器的研發(fā)上與國際先進水平存在較大差距，而擁有相關技術的外國廠商不約而同地對國內廠家進行了不同程度的技術封鎖，即便在國內生產(chǎn)，也都選擇由外資控股公司或外商獨資企業(yè)生產(chǎn)自動變速器，這導致自動變速器大量依賴進口，據(jù)不完全統(tǒng)計，我國自動變速器市場 78%為進口產(chǎn)品。
隨著國內汽車技術和制造工藝的不斷進步，我國在手動變速器方面已取得了較大進步，但在自動變速器的技術和發(fā)展路線上卻相對發(fā)展緩慢。自動變速器歷來是汽車產(chǎn)業(yè)的兵家必爭之地，進入理性調整期的中國汽車市場的顯著特征是基數(shù)大、增幅小、市場趨于成熟、結構趨于合理，這些特征決定了未來中國汽車市場的競爭必然是品牌與核心技術的本土化與國際化競爭，自動變速器將是這輪競爭中最激烈的焦點之一。輕量化改進、促進節(jié)能減排、提升車輛燃油經(jīng)濟性是當前所有整車和零部件企業(yè)在進行的首要工作，變速器在推動節(jié)能減排中，也起著不可或缺的作用。未來也為中國整車企業(yè)下一步的變速器進展方向提供了重要參考。
綜上所述，本次設計采用手動變速器，選用二軸式變速器作為傳動方案。
二、研究方案及預期結果。
1. 設計方案或論文主要研究內容
（1）確定轎車兩軸式變速器傳動機構和操縱機構布置方案
（2）確定轎車變速器主要參數(shù)
（3）轎車各擋齒輪的設計及校核
（4）轎車傳動軸的設計及校核
（5）轎車軸承的選擇及校核
（6）轎車同步器和操縱機構的設計選用
（7）轎車變速器箱體的設計
（8）繪圖軟件繪制裝配圖及零件圖
2. 主要解決的問題、理論、方法、技術路線
1.根據(jù)轎車的結構特點和行駛條件，擬定汽車的基本技術參數(shù)；
2.完成該車發(fā)動機的選擇和傳動系檔數(shù)和各檔傳動比的確定；
3.完成汽車變速器總成設計，包括操縱機構、輸入軸和輸出軸。
選擇車型，收集相關資料及文獻
參數(shù)計算
選擇設計方案
變速器傳動機構布置方案
主要零部件的設計及計算
變速器基本參數(shù)計算
同步器及結構元件設計
繪制裝配圖、零件圖完成設計說明書
3. 論文框架（列出說明書大體結構及提綱）
1.緒論
1.1概述
1.2設計的內容及方法
2.變速器傳動機構與操縱機構的選擇與設計
2.1變速器傳動機構布置方案
2.2變速器操縱機構布置方案
3.變速器的設計與計算
3.1變速器主要參數(shù)的選擇
3.2變速器齒輪強度校核
3.3軸的結構和尺寸設計
3.4軸的強度驗算
3.5軸承選擇與壽命計算
4.變速器同步器及結構元件設計
4.1同步器設計
4.2變速器殼體
4. 預期結果
繪制工程圖紙4張（裝配圖2張A0~A1，零件圖2張A1）
編寫設計計算說明1份
翻譯相關外文文獻1篇
三、研究進度
第1周—第4周：畢業(yè)實習，收集資料，撰寫實習報告。
第5周：撰寫開題報告，進行開題答辯。
第6周—第7周：對變速系統(tǒng)進行總體的學習，掌握整個系統(tǒng)的原理。
第8周—第9周：確定設計依據(jù)的技術參數(shù)、傳動系參數(shù)、設計方案，總布置形式。
第10周—第11周：確定動力傳遞路線及傳遞數(shù)據(jù)，完成變速器的操縱機構及傳動機構的結構設計并完成設計說明書
第12周—第13周：繪制總成及零件圖
第14周—第15周：整理設計資料，打印輸出，提交設計資料。
第16周：畢業(yè)設計答辯。
四、主要參考文獻
[1] 王望予.汽車設計（第4版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004.8
[2] 余志生.汽車理論（第5版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009.3
[3] 臧杰，閻巖.汽車構造[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006.7
[4] 王寶璽，賈慶祥.汽車制造工藝學（第3版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2008.1
[5] 楊可楨，程光蘊，李仲生.機械設計基礎（第五版）[M].北京：高等教育出版社，2006.5
[6] 殷玉楓.機械設計課程設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006.6
[7] 蔡春源.簡明機械零件手冊[M].北京：冶金工業(yè)出版社，1996.3
[8] 徐灝.機械設計手冊（3）[M].機械工業(yè)出版社，1991
[9] 劉品.機械精度設計與檢測基礎（第5版）[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2007.9
[10] 蔡炳炎，徐勇，林寧.機械式汽車變速器的速比配置分析[J].機械研究與應用，2005.4
[11] 王銘.汽車變速器全解析[J] 汽車維修，2010.5
[12] 彭運鈞. 自動變速器的換擋規(guī)律[J] 工程機械與維修 , 2005.7
[13] Liu Weixin,Ge Ping,Li Wei.Study of Optimal Matching Between Automobile
Transmission Parameters and Engine,Transportation Systems-1990-,AMD-Vol.108.The
Winter Annual Meeting of The ASME,Dallas,Texas,Nov.25～30，1990
[14] John Fenton.Hand Book of Vehicle Design Analysis.Warrendale,PA.USA:Society of Automotive Engineer,Inc.65～71,1996
五、指導教師意見
指導教師簽字：
摘要
車輛的傳動系統(tǒng)是車輛的重要組成。他的任務是改變變化發(fā)動機的機能，將發(fā)動機帶來的轉速和轉矩有效地傳至車輪，用來達到汽車的要求。變速器是達成傳動系統(tǒng)任務的重要部分，也是影響汽車機能的主要部分。變速器的設計水平對汽車的動力性、燃料經(jīng)濟性、換擋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。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展,轎車變速器的設計趨勢為增大變速器傳遞功率與重量之比,并要求變速器具有較小的尺寸和良好性能。
本文闡述了發(fā)動機的選擇、變速器方案的確定、變速器設計、變速器同步器設計、變速器箱體設計。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,著重對變速器齒輪的結構參數(shù)、軸的結構尺寸等進行設計計算。
關鍵詞：變速器；齒輪；同步器；設計；結構
II
Abstract
Drivetrain is the core components of automobile. Its task is transforming and regulateing the performance of engine. Transmission can effectively and economically conveyed the power to the wheel which can meet the requirement of vehicles. Transmission is the important part of drivetrain components to complete the tasks. as well as one of the main factor to decide the whole performance of vehicle. The standards of Transmission designing can directly impact the vehicle dynamics, fuel economy, the reliability and portability of shifting, the smoothness and efficiency of Transmiting. Along with the development of the automobile industry, the trend of car transmission designing is to increase its transmission power and decrese its weight ,and hope have smaller size and excellent performance.
This paper expounds the selection of engine, the determination of transmission scheme, the design of transmission, the design of transmission synchronizer and the design of transmission box. Under the conditions of given engine output torque, speed, maximum speed and maximum climbing gradient, the structural parameters of transmission gear and the structural size of shaft are designed and calculated emphatically.
Key words: Transmission；Gear；Synchronizer ；Design；Structure
中文題目：轎車兩軸式變速系統(tǒng)設計及仿真分析
外文題目：THE RESEARCHS OF AMT SHIFTING SCHEDULES
畢業(yè)設計（論文）共 80 頁（其中：外文文獻及譯文11頁） 圖紙共4張
完成日期 2018年6月 答辯日期 2018年6月
目錄
前言 1
1.緒論 2
2.變速器傳動機構與操縱機構的布置 3
2.1 變速器結構方案的確定 3
2.1.1變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 3
2.1.2倒檔傳動方案 4
2.2 變速器主要零件結構的方案分析 5
2.2.1齒輪型式 5
2.2.2換檔結構型式 5
2.2.3變速器軸承 5
2.3變速器的操縱機構 6
2.3.1變速器操縱機構功用 6
2.3.2操縱機構的布置方案 6
2.4 鎖止裝置 7
2.4.1互鎖裝置 7
2.4.2自鎖裝置 9
2.4.3倒擋鎖裝置 9
3. 變速器的設計與計算 9
3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 9
3.2檔數(shù)和傳動比 10
3.2.1傳動比的選擇 10
3.3中心距 12
3.4 軸向尺寸 12
3.5 齒輪參數(shù) 13
3.5.1 齒輪模數(shù) 13
3.5.2 壓力角α 14
3.5.3 螺旋角β 14
3.5.4 齒寬b 14
3.5.5齒頂高系數(shù) 15
3.5.6修正各擋傳動比及中心距 15
3.6變速器齒輪強度校核 25
3.6.1 齒輪材料的選擇原則 25
3.6.2 變速器齒輪彎曲強度校核 25
3.6.3輪齒接觸應力校核 28
3.6.4倒擋齒輪的校核 31
3.7變速器軸的設計計算 33
3.8軸的校核 35
3.8.1 軸的剛度計算 35
3.8.2軸的強度計算 40
3.9軸承的壽命計算 46
3.9.1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算 46
3.9.2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算 49
4. 變速器同步器設計 51
5. 變速器裝配 56
6. 運動仿真及分析 61
7.結論 67
致謝 68
參考文獻 69
前言
21世紀，汽車工業(yè)已經(jīng)是中國經(jīng)濟發(fā)展的幾大支柱產(chǎn)業(yè)其中的一個，各大車企對各種車輛系統(tǒng)部件的設計有著很大的需求量。當代車輛工業(yè)發(fā)展十分的迅猛，各種各樣的車型也越來越多樣化、個性化。在其中，變速器的設計更是有著舉足輕重的地位。它的作用是將發(fā)動機的轉矩和轉速改變后傳到驅動輪上，目的是使汽車本身處于各種行駛工況時，可以讓車身擁有不同的速度和牽引力，且此時發(fā)動機處于最適合的工況范圍內。變速器是汽車工業(yè)所帶來的必然的伴隨產(chǎn)物，也是車輛本身不能沒有的重要組件。
變速器的性能將與汽車的動力性能和經(jīng)濟性能指標是成正比的。當代所要求的是變速器在能良好的完成傳動功能的同時，也要盡量去提升它的的性能，例如換擋時要更加輕便、噪聲和震動盡量降低、使用壽命要盡量加長。由此可以看出，變速器的設計在汽車工業(yè)中有著舉足輕重的地位，所以變速器的設計有著十分重要的意義。
1.緒論
現(xiàn)在的變速去主要分為：手動變速器、自動變速器、手自一體變速器、無級變速器。
1. 手動變速器（MT）
手動變速器算得上是使用年代最久，范圍最廣的變速器之一了。它采用固定傳動比齒數(shù)齒輪組，一般有5+1或6+1個檔位，利用撥叉或者鋼線控制接合套的接合來切換工作齒輪，所以它屬于有級變速器的一種。曾經(jīng)有人預言手動變速器將會完全被CVT和AMT取代，但是手動變速器的成本低廉和承受扭矩的能力特性是其他變速器不能比的，在入門級汽車和一些專業(yè)的民用級賽車上，MT還是當仁不讓的選擇。
2. 自動變速器（AT）
自動變速器的問世，降低了汽車駕駛的門檻。此種變速器利用行星齒輪機構進行變速（本田汽車公司使用圓柱齒輪），利用液壓系統(tǒng)或電子系統(tǒng)根據(jù)節(jié)氣門開度和汽車速度來決定換擋時機并且換擋，自動變速器內部液壓控制的離合器去掉了駕駛員控制離合的動作，使駕車方便，新手駕車油耗降低。
3. 手自一體變速器（AMT）
基于手動變速器的設計，把操作改成用液壓或者電子控制，操作時用‘+’‘-’來換擋，換擋迅速且減少了掛進檔位的步驟和齒輪尚未嚙合就進檔的風險。AMT同時也有AT和CVT或者DCT的版本。
4. 無級變速器（CVT）
無極變速器主要的變速部分是鋼帶，通過液壓控制可動部分和被動部分之間的距離以控制傳動比，鋼帶的工作部長短的變化并不會造成發(fā)動機空轉，所以不像有級變速器一般在換擋時有頓挫感。此類變速器傳動效率高，并且終身免維護。是一種理想的變速器，缺點是承載扭矩不是特別大，所以一般在中小型車中使用，多見于奧迪中型車和一些日系或者國內的廠商。
盡管現(xiàn)代汽車新型變速器層出不窮，但是手動變速器被淘汰的時間還為時尚早，在重型運輸汽車市場上，還沒有哪款新型變速器的扭矩承載能力穩(wěn)定性能與手動變速器媲美，特別是1檔起步上坡時，鋼帶或油泵加行星齒輪的傳動方式很難勝任，一些民用級別的賽車，要發(fā)揮其引擎的全部改裝效能還只能靠手動變速器。日產(chǎn)GTR的新一代因為換掉了手動變速器而降低了改裝性能潛力。入門級家用汽車為了降低成本，手動變速器也是必不可少的裝備，類似QQ等小車子，AT和MT之間的價格比差很大市場造成AT車定位畸形。另外駕校的教練車也是配備著手動變速器。
本次設計是5擋手動變速器。
2. 變速器傳動機構與操縱機構的布置
2.1 變速器結構方案的確定
變速器由傳動機構與操縱機構組成。
2.1.1變速器傳動機構的結構分析與型式選擇
變速器按照傳動方式可以分為：兩軸式變速器及中間軸式變速器。
兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因為軸和軸承數(shù)目少，所以兩軸式特點為結構簡單，輪廓尺寸小和布置簡單成本低等優(yōu)點。兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高速檔工作時齒輪和軸承都承載力，導致運作起來噪聲增大，且易損壞。受本身結構的限制，兩軸式變速器的一檔傳動比不可能設置得很大。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反。綜上所述，本設計選用兩軸式變速器。
現(xiàn)代發(fā)動機前置前驅并橫置轎車輪距短，所以要求變速器的長度尺寸要短，便于布置懸架等裝置。所以設置了此種布局，倒檔被動輪做在接合套上，省下半個同步器和一個齒輪的軸向長度.
圖2-1 設計使用的傳動方案
Fig. 2-1 Transmission scheme designed for use
2.1.2 倒檔傳動方案
倒檔的布置方案很多，根據(jù)資料上提供的方案有下列幾種：
圖2-2 常見倒檔布置方案
Fig. 2-2 Common reverse gear layout scheme
常見的倒檔布置方案如圖2-2所示。圖2-2b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖2-2c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖2-2d方案對2-2c的缺點做了修改；圖2-2e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖1-2f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。
綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用圖2-2f所示方案。
2.2 變速器主要零件結構的方案分析
2.2.1齒輪型式
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設計倒擋用的是直齒輪，其他擋都是斜齒輪。
2.2.2換檔結構型式
在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結構如圖2-3所示：
圖2-3 鎖環(huán)式同步器
Fig. 2-3 ring lock synchronizer
2.2.3變速器軸承
變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。
變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊，裝配麻煩，磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。
由于本設計的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設計中變速器主要選用了圓錐滾子軸承、滾珠軸承和滾針軸承。
2.3變速器的操縱機構
2.3.1變速器操縱機構功用
變速器操縱機構的功用是保證各擋齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得需要的擋位，而且又不允許兩個擋的齒輪、嚙合套或同步器同時掛上擋。
2.3.2操縱機構的布置方案
(1)直接操縱式手動換檔變速器
當變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來 ，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各檔換檔行程相等。
(2)遠距離操縱手動換檔變速器
平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅動汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換檔手力經(jīng)過這些轉換機構才能完成換檔功能。這種手動換檔變速器，稱為遠距離操縱手動換檔變速器。
(3)電動自動換檔變速器
20世紀80年代以后，在固定軸式機械變速器基礎上，通過應用計算機和電子控制技術，使之實現(xiàn)自動換檔，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動完成換檔，這種變速器成為電動自動換檔變速器.
本設計采用遠距離操縱變速器。
圖2-4 操縱機構
Fig. 2-4 steering mechanism
2.4 鎖止裝置
2.4.1互鎖裝置
互鎖裝置是保證移動某一變速撥叉軸時，其它變速撥叉軸被鎖住，互鎖裝置的結構主要有以下幾種：
圖2-5互鎖銷式互鎖裝置
Fig. 2-5 interlocking device with interlocking pin
（1） 互鎖銷式圖2-5是汽車上廣泛使用的一種互鎖裝置。在相鄰兩變速撥叉軸之間各有一個互鎖銷2，互鎖銷的兩端可以進入相鄰變速撥叉軸的側面凹臼內，以鎖住這個撥叉軸，凹臼的深度為。中間一個變速撥叉軸的兩側都有互鎖凹臼，而且是相互對著的，在此變速撥叉軸內有通孔把兩個凹臼連通，孔內裝有一個頂銷1。每個由空檔位置推動任一根變速撥叉軸時，其它兩根變速撥叉軸即被鎖止在空檔位置，從而避免同時掛上兩個檔位。
圖2-6擺動鎖塊式互鎖裝置
Fig. 2-6 swing locking block interlocking device
（2）擺動鎖塊式圖2-6為擺動鎖塊式互鎖裝置，鎖塊用同心軸螺釘安裝在蓋體上，并可繞螺釘軸線自由轉動，變速桿頭置于鎖塊槽內，選檔時變速器桿擺動鎖塊選入某一變速撥叉軸槽內，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A擋住其他兩個變速撥叉軸槽，保證換檔時不能同時掛上兩個檔位。
圖2-7轉動鎖環(huán)式互鎖裝置
Fig. 2-7 Rotary locking ring interlocking device
（3）轉動鎖環(huán)式，圖2-7所示，選檔時，變速桿桿頭置于鎖環(huán)中，鎖環(huán)板可繞
A軸轉動。選擋時變速桿轉動鎖環(huán)板選入某一變速叉槽內，此時，鎖環(huán)板的一個或兩個鉗爪擋住其它兩個變速叉軸，保證互鎖作用。
圖2-8 互鎖
Figure 2-8 interlocking
2.4.2自鎖裝置
自鎖裝置的作用是定位，防止因汽車振動或有小的軸向力作用而導致脫擋，保證嚙合齒輪以全齒長進行嚙合，并使駕駛員有換入擋位的感覺。定位作用是通過自鎖裝置中的彈簧將鋼球（或鎖銷）壓入變速叉軸的凹臼中實現(xiàn)的（也可以通過鎖撥叉或扇形輪來達到）。
圖2-9 自鎖
Figure 2-9 Self-locking
2.4.3倒擋鎖裝置
倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。
3. 變速器的設計與計算
3.1 變速器主要參數(shù)的選擇
表3-1 汽車的基本參數(shù)
Table 3-1 basic parameters of an automobile
項目
參數(shù)值
總質量
最大輸出功率（KW）
最大輸出扭矩（N·m)
主減速比
輪胎型號
擋數(shù)
3.2檔數(shù)和傳動比
3.2.1傳動比的選擇
近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用5-6個前進檔位的手動變速器。本設計是入門級微型乘用車，采用5個前進檔位。
選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。
汽車在最大上坡路面行駛時，最大驅動力應能克服輪胎與路面見滾動阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行駛時，車速不高，故忽略空氣阻力，此時有：
（3-1）
式中：——最大驅動力；
——滾動阻力；
——最大上坡阻力。
又
代入式（3-1），得
整理后得： （3-2）
式中：——發(fā)動機最大扭矩，N·m
——一擋傳動比；
——主減速器傳動比,;
——汽車傳動系總效率,取值為；
——汽車總質量；
——重力加速度；取為；
——驅動輪滾動半徑；
——滾動阻力系數(shù)，取為；
——道路最大上坡角，即；
將所取數(shù)值代入式（3-2)中可得：，取。
設計的變速器五擋為超速擋，超速擋主要用于在良好路面上輕載或空車駕駛的場合，借此提高汽車的燃油經(jīng)濟性。超速擋的傳動比一般為,取。
由 ， 式中為常數(shù)，也就是各檔之間的公比，一般認為不宜大于1.7—1.8。由中等比性質得：
;
因為齒數(shù)為整數(shù)，故實際傳動比計算出的理論值略有出入。另外，在換檔過程中，由于空氣和道路阻力，空檔的一瞬間車速下降，且高速時車速下降更多。為了使發(fā)動機在各檔時都在相同的轉速范圍內工作?？拷诟咚贆n的相鄰傳動比之比比應比靠近低檔的要大些。
所以有：，;，，
3.3中心距
對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距。對于兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離為變速器中心距。其大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當有保證齒輪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，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。
初選中心距可以由發(fā)動機最大轉矩按下式直接求出：
（3-3）
對轎車：；對貨車取14~17，為發(fā)動機最大轉矩（），其值為N·m。故可求出中心距為：，轎車變速器的中心距在65~80mm變化范圍。因為總質量和汽車引擎最大扭矩大小是遞增關系，所以輕型汽車中心距較小。
3.4 軸向尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。
轎車五擋變速器殼體的軸向尺寸（2.7~3.0）A。
當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)上應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。故A=74mm。
設計的是五擋變速器，初定軸向殼體尺寸為350mm，是A的4.7倍。變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。
3.5 齒輪參數(shù)
3.5.1 齒輪模數(shù)
遵循的一般原則：在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重和度增加，并減少齒輪的噪聲，故為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒數(shù)應有不同的模數(shù)，減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選??；對貨車，減小質量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數(shù)。
變速器低擋齒輪應選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。
嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。
初選模數(shù)時，可參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定；也可以根據(jù)經(jīng)驗公式確定，即：
高檔齒輪K=1 （3-4）
一擋齒輪 （3-5）
式中： 為斜齒輪法向模數(shù)；
——發(fā)動機最大扭矩；
——變速器傳動效率：?。?
——一檔傳動比；
該設計前進擋齒輪都為斜齒輪，并按同一模數(shù)進行。理論上倒擋齒輪模數(shù)與一擋接近。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數(shù)都相同，轎車和輕型貨車取2~3.5。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換檔。同樣所選模數(shù)值應符合國家標準。本設計前進擋斜齒輪法向模數(shù)取=2.5。為了好進入倒檔，倒檔模數(shù)也選2.5。
3.5.2 壓力角
齒輪壓力角較小時，重合度大并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。實驗證明，對于直齒輪，壓力角為28°是強度最高，超過28°強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為25°時強度最高。所以，對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應取用小些的壓力角。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，而嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。
所以變速器齒輪壓力角為 20， 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30°。
3.5.3 螺旋角β
斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15～25為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大螺旋角。
因設計的是兩軸式變速器，故斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用：
轎車兩軸式變速器為 20°~25°,故初選的變速器齒輪螺旋角為：
，
3.5.4 齒寬b
選擇齒寬，應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受力的均勻程度均有影響。
考慮到盡可能的縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(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，但這時的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。使用寬些的齒寬，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)（）的大小來選定齒寬：
直齒：，為齒寬系數(shù)，取為
斜齒：，取
對于模數(shù)相同的各擋齒輪。擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。
小齒輪的齒寬在計算上認為加寬約，所以有：
；
故各前進擋齒輪齒寬為：
, , , ，；
, , ，, ；
倒擋各齒輪的齒寬為：
, , 。
3.5.5齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)對重合度、齒輪強度、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)笑，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小。目前規(guī)定的齒頂高系數(shù)為1.00。
3.5.6修正各擋傳動比及中心距
（1）一檔齒輪齒數(shù)
一擋傳動比為
（3-6）
直齒 （3-7）
斜齒 （3-8）
為齒輪副的齒數(shù)和。
因為設計一擋用的是斜齒輪，選取的。所以根據(jù)式（3-8）可得：
，取=55。即：
（3-9）
聯(lián)合式（3-6）、（3-9）可求出一擋齒輪的齒數(shù)為：
，
因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
,取整可得：
修正傳動比：
（合格）；
修正：
由 得：
圖3-1 齒輪2
Fig. 3-1 Gear 2
（2）確定其他檔位的齒數(shù)
1）二擋的傳動比為：
（3-10）
因所設計的二擋齒輪是斜齒輪，則其齒輪的中心距為：
（3-11）
由式（3-10）和（3-11）得：
，
即：
故解得;，（圓整）
修正：
（合格）
修正：
圖3-2 齒輪4
Fig. 3-2 Gear 4
2）三擋的傳動比為：
（3-12）
又三擋齒輪的中心距為：
（3-13）
聯(lián)合式（3-12）和式（3-13）可得三擋傳動齒輪的齒數(shù)： , 取，
求得： ，（圓整）
修正：
（合格）
修正：
圖3-3 齒輪5
Fig. 3-3 Gear 5
3）四擋的傳動比為：
（3-14）
而四擋齒輪的中心距為：
（3-15）
聯(lián)合式（3-14）和式（3-15）求出四擋的和如下：
, 取55，
解得： ，（圓整）
修正：
(合格）
修正
圖3-4 齒輪7
Fig. 3-4 gears 7
4）五擋傳動比：
（3-16）
而五擋齒輪的中心距為：
=74 （3-17）
聯(lián)合式（3-16）和式（3-17）求出四擋的和如下：
, 取55
解得：，（圓整）
修正：
(合格）
修正
圖3-5 齒輪9
Fig. 3-5 gears 9
5）確定倒檔齒輪的傳動比齒數(shù)
倒檔的功用：汽車倒退行駛和汽車陷入泥潭脫出時使用所以必須設計較大的傳動比。
本車的市場定位是城市和城鎮(zhèn)的用戶，泥潭等情況比較少見。倒車的路程并不長，可以使用半聯(lián)動離合進行倒退而不擔心汽車離合器燒毀。設計一檔、倒檔齒輪常選用相同的模數(shù)，故，這樣能保證輸入軸和輸出軸之間的距離短，變速器結構緊湊。為了防止根切，故初選輸入軸倒檔齒輪為。而倒檔齒輪齒數(shù)一般在，故初選其值為
因，故有：
=3.1，解得：（圓整）
修正：
（合格）
故輸出軸與倒擋軸的中心距為：
因為，所以不會發(fā)生運動干涉。
同理，輸入軸與倒擋軸得中心距為：
圖3-6 倒檔齒輪
Fig. 3-6 reverse gear
（3）齒輪精度的選擇
為了提高高檔位齒輪的性能，取得所有齒輪的精度等級為七級。
（4）螺旋方向
由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力衡。關于螺旋角的方向，輸入軸軸齒輪采用左旋，這樣可使第一所受的軸向力直接經(jīng)過軸承蓋作用在變速器殼體上，而不必經(jīng)過軸承的彈性檔圈傳遞。則輸出軸齒輪皆為右旋。
（5） 齒輪變位系數(shù)的選擇
表3-2 齒輪基本數(shù)據(jù)
Table 3-2 basic gear data
z
12
43
16
39
21
34
26
29
31
24
13
22
41
b
20
18
25
20
18
18
18
18
16
16
18
12
18
β
21.712°
21.712°
21.712
21.712°
21.712°
0
變位系數(shù)的計算[4]：
已知實際中心距，β，，z
標準中心距：=(+)/(2*cosβ)
端面壓力角：:
端面齒合角：:
（3-17）
得
代入（3-17）式并整理得：
求出、、、、
查封閉圖，分配變位系數(shù):
、、、、、、、、、 、、、如下表：
表3-3 齒輪總數(shù)據(jù)
Table 3-3 Total Gear data
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.6909
2.6909
2.6909
2.6909
2.6909
2.5
2.5
2.5
20°
20°
20°
20°
20°
20°
20°
20°
21.393°
21.393°
21.393°
21.393°
21.393°
20°
20°
20°
21.393°
21.393°
21.393°
21.393°
21.393°
20°
20°
20°
14.96
53.62
19.95
48.63
26.18
42.39
32.42
36.16
38.65
29.92
12
22
41
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
3.125
3.125
3.125
3.125
3.125
3.125
3.125
3.125
3.125
3.125
3.125
3.125
3.125
32.29
115.70
43.05
104.94
56.50
91.49
69.96
78.03
83.41
64.58
30
55
102
37.29
120.70
48.05
109.94
61.50
96.49
74.96
83.03
88.41
69.58
35
60
107.5
26.04
109.45
36.80
98.69
50.25
85.24
63.71
71.78
77.16
58.33
23.75
48.75
96.25
0.4
-0.4
0.325
-0.325
0.3 25
-0. 25
0.06
-0.06
-0.125
0.125
0.4
0
-0.4
0.153
0.135
0.154
0.131
0.146
0.135
0.136
0.138
0.137
0.145
0.157
0.131
0.125
3.6變速器齒輪強度校核
3.6.1 齒輪材料的選擇原則
（1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
（2）合理選擇材料配對。如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。
（3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調質處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內齒輪等無法磨齒的齒輪[18]。
由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。
3.6.2 變速器齒輪彎曲強度校核
齒輪彎曲強度校核（斜齒輪）
(3-18)
式中：
——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）， ；
——斜齒輪螺旋角；
——應力集中系數(shù)，=1.50；
——齒面寬（mm）；
——法向齒距，；
——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.2中查得；
——重合度影響系數(shù)，=2.0。
將上述有關參數(shù)據(jù)代入公式（3-18），整理得到
(3-19)
（1）一檔齒輪校核
主動齒輪：
把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得：
MPa
從動齒輪：
把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得：
MPa
（2）二檔齒輪校核
主動齒輪：
把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得：
MPa
從動齒輪：
把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得：
MPa
（3）三檔齒輪校核
主動齒輪：
把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得：
MPa
從動齒輪：
把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得：
MPa
（4）四檔齒輪的校核
主動齒輪：
把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得：
MPa
從動齒輪：
N·mm
（5）五檔齒輪的校核
主動齒輪：
把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得：
MPa
從動齒輪：
把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得：
MPa
對于轎車當計算載荷取變速器輸入軸最大轉距時，其許用應力不超過180~350MPa，以上各檔均合適。
3.6.3輪齒接觸應力校核
（3-20）
式中：
——輪齒接觸應力（MPa）；
——齒面上的法向力（N），；
——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角；
——齒輪材料的彈性模量（MPa）；
——齒輪接觸的實際寬度（mm）；
，——主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，；
、 ——主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
表3-4 變速器齒輪許用接觸應力
Table 3-4 allowable contact stress of transmission gears
齒輪
/MPa
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900-2000
950-1000
常嚙合齒輪和高檔齒輪
1300-1400
650-700
將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力[]見表3.3：
（1）一檔齒輪接觸應力校核
；mm
N
將以上數(shù)據(jù)代入（3-20）可得：
MPa
（2）二檔齒輪接觸應力校核
mm；
N
將以上數(shù)據(jù)代入（3-20）可得：
MPa
（3）三檔齒輪接觸應力校核
mm；
N
將以上數(shù)據(jù)代入（3-20）可得：
MPa
（4）四檔齒輪接觸應力校核
mm；
N
將以上數(shù)據(jù)代入（3-20）可得：
MPa
（5）五檔齒輪接觸應力校核
mm；
N
將以上數(shù)據(jù)代入（3-20）可得：
MPa
以上各檔變速器齒輪的接觸應力均小于齒輪的許用接觸應力[]，所以各檔均合格。
3.6.4倒擋齒輪的校核
（1）齒面接觸疲勞許用應力的計算
（3-21）
式中：
——齒輪的接觸疲勞極限應力（MPa）；
——壽命系數(shù)；
——潤滑油膜影響系數(shù)；
——工作硬化系數(shù)；
——尺寸系數(shù)；
——最小安全系數(shù)。
查機械設計手冊得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1將這些數(shù)據(jù)代入（3-21）式，得：
MPa
（2）齒根彎曲疲勞許用應力計算
（3-22）
式中：
——齒根彎曲疲勞極限應力；
——壽命系數(shù)；
——相對齒根圓角敏感系數(shù)；
——尺寸系數(shù)；
——表面系數(shù)；
——最小安全系數(shù)。
查機械設計手冊得到：=920 MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25將這些數(shù)據(jù)代入（3.19）式，得：
MPa
（3）接觸疲勞強度校核
（3-23）
式中：
——節(jié)點區(qū)域系數(shù)；
——彈性系數(shù)；
——重合度系數(shù)；
——齒輪上的圓周力（N）；
——表示齒寬（mm）；
——齒輪直徑；
——表示傳動比；
——使用系數(shù)。
查機械設計手冊得到：
=2.33；=189.8；0.73；
N
將以上數(shù)據(jù)代入（3-23）式，得：
MPaMPa。
（4）齒根彎曲疲勞強度校核
（3-24）
式中：
——齒形修正系數(shù)；
——重合度系數(shù)。
查機械設計手冊得到：
=4.9；=0.64
將以上數(shù)據(jù)代入（3.21）式得：
MPa
所以倒檔齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均合格。
3.7變速器軸的設計計算
初選的軸徑要根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵、彈性檔圈等標準以及軸的剛度與強度驗算結果進行修正。
以下是軸的計算尺寸： (3-25)
（3-26）
其中：P——軸傳遞的功率；
C——是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)；
——軸的轉速，；
——軸所受的扭矩，；
——變速器傳動效率：取；
因發(fā)動機最大扭矩不大，故C取較小值，C＝100,所以
輸入軸，
輸出軸，
齒輪2處： ；
齒輪4處： ；
齒輪6處：；
齒輪8處：；
齒輪10處：；
齒輪12處：；
當軸的側面要打鍵槽時，軸的抗扭矩能力下降，所以要考慮加粗軸徑，一般鍵聯(lián)結需要加粗5%；同步器用花鍵軸聯(lián)結，增加10%的徑粗。所以有最小花鍵選擇要求如下：
齒輪6處：（取整）
齒輪8處：
齒輪10處：
齒輪2、4是1、2檔同步器所在的地方，以同步器的軸徑為準
所以知道該軸最小直徑是.位于5檔齒輪處
查相關軸承數(shù)據(jù)確定軸的最小直徑，并且選擇軸承類型為圓錐滾子軸承，根據(jù)資料查得5、4檔之間的軸承數(shù)據(jù)d=22mm D=40 T=12mm
設置減速器齒輪旁的軸承：因1、2檔同步器軸徑初取為，并且倒檔從動齒輪做在此同步器上，增大并取整，取。查資料初選減速器齒輪一側另一軸承。
所以，選擇，，。
3.8軸的校核
3.8.1 軸的剛度計算
對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。
若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用下式計算：
（3-27）
（3-28）
（3-29）
式中：
——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；
——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；
——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa；
——慣性矩（mm4），對于實心軸，；
——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；
、——齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；
——支座間的距離（mm）。
軸的全撓度為。
軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為，。齒輪所在平面的轉角不應超過。
一檔工作時：
輸入軸的撓度和轉角的計算：
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
輸出軸的撓度和轉角的計算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
二檔工作時：
輸入軸的撓度和轉角的計算：
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
輸出軸的撓度和轉角的計算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
三檔工作時：
輸入軸的撓度和轉角的計算：
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
輸出軸的撓度和轉角的計算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
四檔工作時：
輸入軸的撓度和轉角的計算：
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
輸出軸的撓度和轉角的計算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
mm
五檔工作時：
輸入軸的撓度和轉角的計算：
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
輸出軸的撓度和轉角的計算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
倒檔工作時：
輸入軸的撓度和轉角的計算：
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
輸出軸的撓度和轉角的計算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
把有關數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到：
由以上可知道，變速器在各檔工作時均滿足剛度要求。
3.8.2軸的強度計算
變速器在一檔工作時：
對輸入軸校核：
計算輸入軸的支反力：
(1)垂直面內支反力
對B點取矩，由力矩平衡可得到C點的支反力，即：
（3-30）
將有關數(shù)據(jù)代入（3-30）式，解得：=3314.07N
同理，對A點取矩，由力矩平衡公式可解得：
(2)水平面內的支反力
由力矩平衡和力的平衡可知：
（3-31）
（3-32）
將相應數(shù)據(jù)代入（3-31）、（3-32）兩式，得到：
(3)計算垂直面內的彎矩
B點的最大彎矩為：
N·mm
N·mm
N·mm
B點的最小彎矩為：
N·mm
4、計算水平面內的彎矩
N·mm
5、計算合成彎矩
N·mm
N·mm
軸上各點彎矩如圖3-7所示：
作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為
(3-33)
式中：（N.m）；
——軸的直徑（mm），花鍵處取內徑；
——抗彎截面系數(shù)（mm3）。
將數(shù)據(jù)代入（3-33）式，得：
MPa
MPa
在低檔工作時，400MPa，符合要求。
圖3-7 輸入軸的彎矩圖
Fig. 3-7 moment diagram of input shaft
對輸出軸校核：
計算輸出軸的支反力：
N
N
N
（1）垂直面內支反力
對A點取矩，由力矩平衡可得到C點的支反力，即：
（3-34）
將有關數(shù)據(jù)代入（3-34）式，解得：=1152.05N
同理，對C點取矩，由力矩平衡公式：
，
可解得：N
（2）水平面內的支反力
由力矩平衡和力的平衡可知：
（3-35）
（3-36）
將相應數(shù)據(jù)代入（3-35）、（3-36）兩式，得到：
N，N
（3）計算垂直面內的彎矩
A點的彎矩為：
N·mm
B點的彎矩為：
N·mm
N·mm
N·mm
D點彎矩為：
N·mm
4、計算水平面內彎矩：
A點的彎矩為：
N·mm
B點的彎矩為：
N·mm
N·mm
5、計算合成彎矩
N·mm
N·mm
N·mm
軸上各點彎矩如圖3-8所示：
圖3-8 輸出軸彎矩圖
Fig. 3-8 moment diagram of output shaft
把以上數(shù)據(jù)代入（3-33），得：
MPa
MPa
MPa
在低檔工作時，400MPa，符合要求。
圖 3-9 輸出軸三維圖
Figure 3-9 Three-dimensional output axis
圖3-10 輸入軸的三維圖
Figure 3 - 10 Three - dimensional diagram of input shaft
3.9軸承的壽命計算
3.9.1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算
初選軸承型號根據(jù)機械設計手冊選擇30305型號軸承KN，KN。
（1）變速器一檔工作時
N，N
軸承的徑向載荷：=3314.07N；N
軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=2
N
N
N
所以
N
N
計算軸承當量動載荷
查機械設計手冊得到
，查機械設計手冊得到；
，查機械設計手冊得到
當量動載荷：
N
N
為支反力。
h
表3-5 變速器各檔的相對工作時間或使用率
Table 3-5 relative working time or utilization rate for each gear of transmission
車型
檔
位
數(shù)
最高檔
傳動比
/%
變速器檔位
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
轎
車
普通
級
以下
3
1
1
30
69
4
1
0.5
3
20
76.5
4
<1
1
8
23
68
中
級
以
上
3
1
1
22
77
4
1
0.5
2
10.5
87
4
<1
0.5
3
20
76.5
5
1
0.5
2
4
18.5
75
5
<1
0.5
2
15
57.5
25
查表3-5可得到該檔的使用率，所以：
h
所以軸承壽命滿足要求。
（2）變速器四檔工作時
N
N
N
軸承的徑向載荷：=730.21N；N
軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=2
N
N
N
所以
N
N
計算軸承當量動載荷
查機械設計手冊得到
，查機械設計手冊得到；
，查機械設計手冊得到
當量動載荷：
——支反力。
N
N
h
查表3-5可得到該檔的使用率，于是
h
所以軸承壽命滿足要求。
3.9.2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算
（1）初選軸承型號
根據(jù)機械設計手冊選擇軸承型號為：
右軸承采用30305型號KN，KN
左軸承采用30210型號KN，KN
變速器一檔工作時：
一檔齒輪上力為：
N，N
錐齒輪上的力：
N
N
N
軸承的徑向載荷：=1668.02N；N
軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=2
N
N
N
所以
N
N
2、計算軸承當量動載荷
查機械設計手冊得到
，查機械設計手冊得到：；
，查機械設計手冊得到：
當量動載荷：
N
N
h
查表3-5可得到該檔的使用率，于是
h
所以軸承壽命滿足要求。
圖3-10 圓錐滾子軸承
Fig. 3-10 tapered roller bearings
4. 變速器同步器設計
同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下?lián)Q檔的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛使用的是慣性同步器。
4.1同步器類型的選擇
慣
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