1、吉林大學珠海學院畢 業 論 文現代ix35汽車手動變速器設計系 別： 專 業 名 稱： 學 生 姓 名： 學 號： 指導教師姓名、職稱： 完成日期：2017年 月 日吉林大學珠海學院畢業論文（設計）摘 要 對于汽車變速器來說，手動型變速比自動變速器更難以操作。但是手動變速器有著它有自有的優點，首先手動變速能傳遞的效率比較高，比自動變速器來說更節約燃料，在節約燃料的同時，還能提供較好的動力性，在短時間內有較強的加速能力。因此本論文研究了現在ix35汽車的手動變速器，它應用6檔位變速器，本文對變速器的基本尺寸進行了大量的計算，并利用畫圖的相關軟件對變速器的裝配圖進行相應的繪制。同時對同步器的尺寸和

2、結構也進行了相應的設計工作。關鍵字：汽車 變速器 三軸六擋 Abstract For auto transmission,manual type variable speed automatic transmission is more difficult to operate.But there are manual transmission has its own advantages,the first manual transmission can transfer efficiency is higher， more fuel economy than for automatic t

3、ransmission, at the same time of saving fuel， also can provide good power performance,has strong ability of acceleration in a short time. So this thesis studied the ix35 now car manual transmission, it applies 6 gear transmission,in this paper,the basic dimensions of transmission for a large amount

4、of calculation, and use of drawing software of transmission assembly drawing accordingly. At the same time on the size and structure of the synchronizer and the corresponding design work.Key words:Car Gearbox Three-axisSix-speed；目錄摘 要IAbstractII1 緒 論11.1 概述11.2 研究背景及意義21.3 設計要求32 變速器主要參數的選擇42.1 傳動機構

5、布置方案分析42.2 主要參數的選擇72.2.1 檔數72.2.2 傳動比范圍72.2.3 變速器各檔傳動比的確定82.2.4 中心距的選擇112.2.5 變速器的外形尺寸122.2.6 齒輪參數的選擇122.3 各檔齒輪齒數的分配及傳動比的計算142.4 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整182.5本章小結203 變速器齒輪強度校核203.1變速器齒輪彎曲強度校核203.2 輪齒接觸應力校核223.3 倒檔齒輪的校核253.4本章小結264 軸的及軸上零件的設計與選擇264.1 初選軸的直徑264.2 軸的強度驗算284.2.1 軸的剛度計算28 4.2.2 軸的強度計算334.3 軸承選擇

6、與壽命計算374.3.1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算374.3.2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算394.4本章小結415 變速器同步器及結構元件設計415.1 同步器鎖銷的設計415.2 同步器齒套的設計425.3 變速器殼體435.4 本章小結44結 論45參考文獻46致謝48IV1 緒 論 1.1 概述汽車已經進入了千家萬戶，已經成為人們日常生活中不可或缺的一部分。汽車可以給我們不同速度體驗，但是你知道它是怎樣的讓汽車產生不同的速度。這些問題的關鍵都可以聯系到一個重要的組成部分變速器。接下來我們要做的就是設計一個變速器。汽車手動變速器，顧名思義，主要是用來改變汽車的行駛速度，以適應不同道路條

7、件的需要。這只是它幾個作用中的一個小部分。接下來我們要了解一下變速器的作用。它的功用有以下幾點： 1.設置倒擋。這個非常重要，可以讓車倒退行駛。這在生活中用的非常多，倒車入庫等等都得用到這個功能。 2.設置空檔。空擋的主要作用就是適當的踩踏離合器，達到汽車不再對外進行動力輸出，同時汽車不至于熄火，以便能使汽車快速起步。3. 能改變車速。我們在開車的過程中對汽車的速度有不同的要求，有了變速器就可以達到目的。 現如今汽車上所使用的變速器普遍具有兩個特點：（1）.轉矩變化范圍小，（2）.轉速高。這并不適應汽車在行駛時的實際狀況。如果將驅動橋直接與發動機連接在一起，首先便會出現由于發動機的轉矩小，不足

8、以克服汽車在行駛時所產生的阻力，使得汽車根本無法起步的情況；其次即便汽車行駛起來，也會出現車速太高，甚至無法駕控的情況。所以必須對發動機的轉矩和轉速特性進行改造，使發動機的轉矩增大、轉速下降以適應汽車實際行駛的要求。因此，車用變速箱和主減速器就出現了。 從改善燃油經濟性出發，駕駛員可以根據駕駛時的實際情況，對變速器的檔位進行改變，從而實現降低燃油消耗的目的。 “十一五”期間，汽車產業發展尤為迅猛，私人汽車保有量翻了將近三倍，中國已經成為世界最大的汽車生產國和消費國之一。汽車作為一個在各個方面都能影響到居民生產和生活的用品，它的經濟性、動力性、通過性和操縱方式中的任何一項產生突破，對于整個汽車行

9、業都是一次巨大的改革。 1.2 研究背景及意義最近幾十年以來，汽車技術得到了高速的發展，許多新的技術在汽車領域得到了廣泛的應用，汽車技術也可以站在科技的前沿，現在也可以通過看一個國家的汽車行業也能夠看出這個國家在機械等一系列領域的發展，尤其是對于汽車的制造和汽車的銷售來說，無不彰顯了本國的科學技術水平和經濟水平。 根據相關資料的顯示，中國的汽車市場前景還是相當廣闊的，隨著改革的深入，人們的收入在逐漸的增加，人們對車的期望也越來越高。從當初的每戶每家一輛摩托車逐漸變為每戶一部小轎車。中國的汽車市場在今后幾年的發展的會越來越好，市場對汽車的需求量會逐漸增加。汽車出于剛起步的狀態時，需要一個較低的轉

10、速，能夠使汽車順利起步；當汽車達到一定的速度的時候，這就需要高轉速繼續使汽車快速前進。我們可以通過換擋來改變傳動比，這可以改變轉矩就可以達到我們的要求。組成整個汽車需要大量的總成和零件，汽車變速器就是重要零部件之一，他對汽車的行駛性能產生重要的影響，甚至關乎人們的生命安全。 如果一輛汽車上安裝一臺運轉不好的變速器，在工作的時候會發出噪聲，讓駕駛者心里會產生不愉快的感覺，并且產生一系列的負面影響。為了能夠滿足學院對于學生畢業設計的要求，我花費了大量的時間進行變速器文獻的閱讀工作，同時復習了機械設計、機械制圖的相關知識，這對我進行手動變速器的設計工作奠定了夯實的基礎。在設計變速器是雖然枯燥乏味，但

11、是卻讓我認識到設計對于一個設計者的重要性，應該努力認真的對待它。 1.3 設計要求本次設計是以現代ix35變速器為例，得到與變速器設計的相關數據：車型：現代ix352015款 2.0L手動兩驅舒適型發動機：2.0L 118kw車身尺寸：長×寬×高=4420×1820×1660軸距：2640mm最小離地間隙：170mm最高車速：190Km/h車重：1398Kg行李廂容積：465L2 變速器主要參數的選擇 2.1 傳動機構布置方案分析在汽車構造中講到，汽車變速器的形式大體可以分為兩大類：兩軸式汽車變速器和三軸式汽車變速器。每一種變速器類型有著各自的優點和缺點

12、。其中兩軸式的汽車變速器廣泛應用在汽車發動機處于前置的條件下。對于這一種汽車變速器有很多優點，比如： 1.相對于三軸變速器來說，這種變速器類型少了中間軸，相應的軸承數量也有所減少。2.由于這種變速器少了相應的部件，結構比較簡單，維修也變得更加容易。 3.尺寸小，便于在車內的安裝。 4.由于這種變速器比三軸式的變速器少了中間軸，這樣減少了零部件功率的損失，能有效的提高汽車零部件的功率。在由于零件較少，噪聲相對較小。任何事物都有相對性，這款變速器也一樣，它也存在一定的缺點：由于沒有中間軸，造成了齒輪與軸承需要承受過大的載荷，容易造成軸承與齒輪的損壞。它的特點是：輸入軸與輸出軸設計在一條水平線上，但

13、是它們不是連接在一起的，需要通過結合套使它們連接起來，構成了直接擋。適當的增加汽車的檔位也會給汽車帶來很多的優點，例如：1.適當的增加汽車的檔位，可以降低燃油的消耗率，也會增加開車人員的愉悅性。 2.降低了工作時的噪聲，延長使用壽命。不過，增加擋數同樣也會帶來一些缺點： 1.增加了變速箱的整體質量。 2.軸向尺寸增大。3.成本提高，操作復雜。根據上面的內容，我們要對變速器進行認真的選擇，本次設計的車類型是現代ix35，屬于suv類型。相對于兩軸變速器來說，在suv上廣泛應用于三軸汽車變速器。因此，我們所研究的現代ix35汽車采用三軸式變速器，它能有效的提高汽車的行駛速度。圖21 兩軸式變速器的

14、傳動方案綜上所述，由于此次設計的ix35手動變速器是SUV變速器，驅動形式屬于發動機前置前輪驅動，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運行噪聲小，設計車速高，選擇6檔變速器。 2.2 主要參數的選擇 2.2.1 檔數近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用46個檔位的變速器。發動機排量大的乘用車變速器多用6個檔。商用車變速器采用46個檔或多檔。載質量在2.03.5t的貨車采用五檔變速器，載質量在4.08.0t的貨車采用五檔變速器。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。檔數選擇的要求：（1）相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。（2）高檔區相鄰檔位

15、之間的傳動比比值要比低檔區相鄰檔位之間的比值小。 因此，本次設計的SUV變速器為6檔變速器。 2.2.2 傳動比范圍我們所說的變速器的傳動比范圍也就是指汽車變速器的最高檔位與最低檔位的比值大小。截止到現在來看，轎車的傳動比范圍相對較小，大概范圍是3.04.5，輕型商用車、suv的傳動比范圍在5.08.0之間，重型商用車傳動比范圍會更大一些。本設計最高檔傳動比為0.78。 2.2.3 變速器各檔傳動比的確定1、主減速器傳動比的確定汽車發動機的轉動速度和汽車發動機提供動力所產生的行駛速度有一定的關系，關系如下列公式所示： （2-1）式中 汽車行駛速度（km/h）； 發動機轉速（r/min）； 車輪

16、滾動半徑（m）； 變速器傳動比； 主減速器傳動比。已知：最高車速=190 km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.78；我們可以根據汽車車輪的滾動行駛半徑知道，用以確定汽車輪胎的規格為215/65 R16為，因此可以計算得到： 發動機轉速=6000（r/min）；由以上公式（2-1）可以計算出主動減速器的傳動比，如下：2、最低檔傳動比計算用公式表示如下： （2-2）式中 G 車輛總重量(N)；發動機最大扭矩(N·m)； 主減速器傳動比； 變速器傳動比； 為傳動效率（0.850.9）；R 車輪滾動半徑 最大爬坡度（一般情況下，SUV的爬坡度要20°，我們可以取值為）由公式（2-

17、2）得： （2-3）已知：m=1398kg；r=0.343m；g=9.8m/s2；，把以上數據代入（3-3）式：滿足不產生滑轉條件。公式表示如下： （2-4）已知：前輪軸荷kg；取0.6，把數據代入（2-4）式得：所以，一檔轉動比的選擇范圍是：初選一檔傳動比為2.6。3、變速器各檔速比的配置變速器的各個檔位傳動比的配置需要等比數列進行求值： 2.2.4 中心距的選擇初選中心距可根據經驗公式計算： （2-5）式中 A 變速器中心距（mm）；中心距系數，乘用車=8.99.3；發動機最大輸出轉距為184（N·m）；變速器一檔傳動比為2.6；變速器傳動效率，取96%。（8.99.3）=（8.

18、99.3）7.715=68.6771.75mm一般suv汽車的中心距可以在6080mm范圍內變化取值。我們初取中間值A=70mm。 2.2.5 變速器的外形尺寸現在ix35變速器的外形尺寸可以根據以下公式計算：mm初選長度為230mm。 2.2.6 齒輪參數的選擇1、模數 汽車變速器模數的選取要有一定的要求，如下所示： （1）選小點的模數，同時把齒寬選大點，這樣做可以降噪。 （2）與之相反，如果我們選取的模數值較大，就應當適當降低齒寬，已達到質量上的統一。表21 汽車變速器齒輪的法向模數車 型乘用車的發動機排量V/L貨車的最大總質量/t1.0<V<1.61.6<V<2.

19、56.0<<14>14模數/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00根據汽車變速器齒輪法向模數表可選，由于斜齒輪能很好的降低噪聲的產生，也能避免多度的振動，因此現代ix35采用斜齒輪設計。2、壓力角在國內外來說，汽車的壓力角也有著相應的規定。一般情況下，壓力角取值是20°。為了滿足國家標準和達到制造工藝的要求本變速器為了加工方便，所有的壓力角均選取20°。3、螺旋角有人專門做了大量的試驗，得到的結論就是：汽車變速器的齒輪螺旋角會受到一定因素的影響，影響最大的因素是齒輪的齒數。變速器的螺旋角和齒數成正比例變化，但當螺旋角達到30&

20、#176;這個頂峰數值后，齒的強度和螺旋角成反比例變化。從實驗中可得到的結論是：要選取適當的齒數，這樣才能更好的滿足螺旋角的需要。本設計初選螺旋角全部為22°。4、齒寬在模數要求中已經講到，我們所選取的齒輪大小，要根據所選取的模數來確定，如果選取的模數較大，就適當降低齒寬，如果模數較小，就適當加大齒輪的數值。斜齒，取為6.08.5，取7.8mm5、齒頂高系數無論是在國內還是在國內，齒頂高系數都有著統一的標準，也就是齒頂高取值為1.00。這樣做可以有效的降噪和改善齒根強度。本設計取為1.00。 2.3 各檔齒輪齒數的分配及傳動比的計算（1）一檔齒數及傳動比的確定一檔傳動比為：取整得43

21、。乘用車車可在1217之間選取，取12，則。則一檔傳動比為：（2）對中心距A進行修正取整得mm，為標準中心距。中心距調整后取則（3）二檔齒數及傳動比的確定 （2-6） （2-7）已知：=70mm，=2.047，=3.0，；將所得到的數據代入（2-6）、（2-7）兩個公式，整理可得到：，所以二檔傳動比為：（4）三檔齒數及傳動比的確定 （2-8） （2-9）已知：=70mm，=1.612，=3.0，；將所得到的數據代入（2-8）、（2-9）兩個公式，整理可得到：，所以三檔傳動比為：（5）四檔齒數及傳動比的確定 （2-10） （2-11）已知：=70mm，=1.269，=3.0，；將所得到的數據代入

22、（2-10）、（2-11）兩個公式，整理可得到：，所以四檔傳動比為：（6）五檔齒數及傳動比的確定 （2-10） （2-11）已知：=70mm，=0.999，=3.0，；將數據代入（2-10）、（2-11）兩式，整理可得到：，所以五檔傳動比為：（6）計六檔齒數及傳動比的確定 （2-10） （2-11）已知：=70mm，=0.78，=3.0，；將上述得到的數據代入（2-10）、（2-11）兩式，整理可得到：，所以六檔傳動比為：（8）倒檔齒數及傳動比的確定在倒檔軸上我們選取的倒擋齒輪的齒數為=23，輸入軸齒輪的齒數=11，這樣可以達到下面這個公式的要求： （2-12）已知：，將這三個數據代入（2-1

23、4）公式中，由于齒數必須為整數，計算得到：，則倒檔傳動比為：輸入軸和倒檔軸的距離可以確定為：mm 取輸出軸與倒檔軸的距離可以確定為：mm 取 2.4 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。本次設計螺旋角定為：一檔至六檔，倒檔根據設計手冊及相關圖表得：一檔齒輪的變位當 A0=70 Z1=12 Z2=31時，查得總變位系數X=0.522 變位系數分配為X1=0.324 X2=0.198二檔齒輪的變位 當 A0=70 Z3=15 Z4=31時，查得總變位系數X=0.522 變位系數分配為X3=0.311 X4=0.211三檔齒

24、輪的變位當 A0=70 Z5=17 Z6=28 時，查得總變位系數X=0.522變位系數分配為X5=0.296 X6=0.226四檔齒輪的變位當 A0=70 Z7=19 Z8=25 時，查得總變位系數X=0.522變位系數分配為X7=0.270 X8=0.252五檔齒輪的變位當 A0=70 Z9=22 Z10=21 時，查得總變位系數X=0.522變位系數分配為X9=0.234 X10=0.288六檔齒輪的變位當 A0=70 Z11=24 Z12=19 時，查得總變位系數X=0.522變位系數分配為X11=0.221 X12=0.314倒檔齒輪的變位汽車變速器輸入軸和倒檔軸之間：當 A0=46

25、 Z13=11 Z14=23 時，查得總變位系數X=0.200變位系數分配為X13=0.17 X14=0.03汽車變速器輸出軸和倒檔軸之間： 當 A0=80 Z14=23 Z15=30時，查得總變位系數X=0.12 變位系數分配為X14=0.03 X15=0.15 2.5本章小結本章進行了整個汽車手動變速器的設計計算，對整個變速器的設計做了大量的工作。對于各個檔位的傳動比，各個檔位的齒輪齒數已經中心距都做出了相應的理論解釋，是這個文章的中心內容，汽車變速器的繪圖工作也要根據這章節的內容進行相應的繪制。3 變速器齒輪強度校核 3.1變速器齒輪彎曲強度校核齒輪的彎曲強度校核公式為： (3-1)式中

26、 圓周力（N），；計算載荷（N·mm）；節圓直徑（mm）， ，為法向模數（mm）；斜齒輪螺旋角；應力集中系數，=1.50；齒面寬（mm）；法向齒距，； 齒形系數，可以按照當量齒數在齒形系數圖31中查得；重合度影響系數，=2.0。圖31 齒形系數圖將以上查到和計算的相關數據帶進公式（3-1），通過計算可以得到 (3-2)1、一檔齒輪校核已知： N·mm；mm；X1=0.324；，查齒形系數圖31得：y=0.153，把以上數據代入(3-2)式，得：MPa2、二檔齒輪校核已知： N·mm；mm；X3=0.311；，查齒形系數圖31得：y=0.157，把以上數據代入(3-

27、2)式，得： MPa其他各檔位齒輪的校核同理，此處不再一一復述。 3.2 輪齒接觸應力校核 （3-3）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）；為節圓直徑（mm）；齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪接觸的實際寬度（mm）；、主從動齒輪節圓半徑（mm）。表31 齒輪允許接觸的應力大小齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔齒輪1300-1400650-7001、一檔齒輪接觸應力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mmN將以上數據代入（3-3）可得：MPa2、二檔齒輪接

28、觸應力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數據代入（3-3）可得：MPa其他各檔位校核同理此處不再一一復述。以上所得到的所有數據，如接觸應力的大小完全小于齒輪允許接觸應力大小的數值，所以滿足設計內容的要求。 3.3 倒檔齒輪的校核1、齒輪根部彎曲疲勞倒檔輸入齒輪：已知：N·mm；mm；X11=0.17；，查齒形系數圖31得：y=0.132，把以上數據代入(3-2)式，得：MPa2、 齒輪表面疲勞許力 已知：N·mm；MPa；N同一檔，將以上數據代入（3-3）可得：MPa通過上述計算可以得出的結論是，這兩個數值滿足設計內容的要求，可以予以采

29、用。 3.4本章小結 本章是以第2章為基礎，繼續對變速器的齒輪進行相應的校核強度的計算，通過計算可知，我們所設計的零部件均滿足設計的內容，可以繼續進行以下工作。4 軸的及軸上零件的設計與選擇 4.1 初選軸的直徑輸入軸，=0.160.18；輸出軸，0.180.21。輸入軸上花鍵直徑（mm）的選取，可以根據這個公式進行計算：式中 經驗系數，=4.04.6；發動機最大轉矩（N.m）。輸入軸花鍵部分直徑：=21.4924.71mm初選輸入、輸出軸距離=270mm。根據公式5-1可以得到軸的最小直徑： （4-1）式中 d軸的最小直徑（mm）；軸的許用剪應力（MPa）；P發動機的最大功率（kw）；n發動

30、機的轉速（r/min）。將有關數據代入（4-1）式，得：mm所以，選擇軸的最小直徑為25mm。為了更好的滿足設計工藝的相關問題，我們對變速器的軸徑進行初步確定圖41 輸入軸各部分尺寸圖42 輸出軸各部分尺寸 4.2 軸的強度驗算 4.2.1 軸的剛度計算軸的剛度可分別用下式計算： （4-2） （4-3） （4-4）圖43 變速器軸的撓度和轉角 式中 彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa；慣性矩（mm4），對于實心軸，；、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mm。軸允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉角不應

31、超過0.002rad。（1）變速器輸入軸與輸出軸剛度的校核計算1）軸上受力分析一檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉角的計算：已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，把有關數據代入（4-2）、（4-3）、（4-4）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉角的計算：已知：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm，把有關數據代入（4-2）、（4-3）、（4-4）得到：mmmmmmrad二檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉角的計算：已知：a=76.74mm；b=177.5mm；L=254.24mm；d=43.5mm，把有關數據代

32、入（4-2）、（4-3）、（4-4）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉角的計算：已知：a=79mm；b=177.5mm；L=256.49mm；d=40mm，把有關數據代入（4-2）、（4-3）、（4-4）得到：mmmmmmrad 其他各檔位工作時剛度校核計算同理，此處不再一一復述。 4.2.2 軸的強度計算當汽車手動變速器掛在1檔位時，我們對輸入軸進行校核計算：計算輸入軸的支反力：NNN已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，（1）垂直面內支反力對B點取距：FAY(a+b)+Fa1*r1-Fr1*b=0代入得：FAY=2623.567N對A點取距

33、：FBY(a+b)-Fa1*r1-Fr1*a=0代入得：FBY=512.173N（2）水平面內的支反力對B點取距：FAX(a+b)-Ft1*b=0 代入得：FAX=7265.402N對A點取距：FBX(a+b)-Ft1*b=0 代入得：FBX=722.644N（3）計算垂直面內的彎矩軸上各點彎矩如圖44所示：圖44輸入軸的彎矩圖軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為 (4-5)式中 （N.m）；軸徑（mm）；抗彎截面系數（mm3）。將數據代入（4-5）式，得：MPa在低檔工作時，400MPa，符合要求。對輸出軸校核：計算輸出軸的支反力：齒輪受力如下：NNN已知：a=25.25mm；b=231.2

34、4mm；L=256.49mm；d=43mm軸上各點彎矩如圖45所示：（1）垂直面內支反力對B點取距：FAY(a+b)+Fa2*r2-Fr2*b=0代入得：FAY=3097.58N對A點取距：FBY(a+b)-Fa2*r2-Fr2*a=0代入得：FBY=38.16N（2）水平面內的支反力對B點取距：FAX(a+b)-Ft2*b=0 代入得：FAX=786.69N對A點取距：FBX(a+b)-Ft2*b=0 代入得：FBX=7357.39N圖45 輸出軸彎矩圖把以上數據代入（4-5），得：MPa在低檔工作時，400MPa，符合要求。 4.3 軸承選擇與壽命計算 4.3.1 輸入軸軸承的選擇與壽命計

35、算根據機械設計基礎教材軸承KN，KN。（1）變速器一檔工作時N，N軸承的徑向載荷：=2852.063N；N軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=1.6NNN所以NN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：NN為支反力。h表41 變速器各檔的相對工作時間或使用率車型檔位數最高檔傳動比/%變速器檔位轎車普通級以下3113069410.532076.54<1182368中級以上3112277410.5210.5874<10.532076.5510.52418.5755<10.521557.525查表41可得到該檔的使用率，所以：所

36、以軸承壽命滿足要求。 4.3.2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算（1）初選軸承型號左右軸承均采用30206型號KN，KN變速器一檔工作時：一檔齒輪上力為：N，N軸承的徑向載荷：=2825.063N；N軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=1.6NN所以NN（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：NNh查表3.4可得到該檔的使用率，于是h。所以軸承壽命滿足要求。 4.4本章小結 本章是對變速器軸及軸上的零件的設計和選擇，其中有對軸的強度、剛度的計算，軸承的選擇與其壽命的計算，通過這些計算我們可以對變速器的軸體有一個更高的要求，讓其更好的表

37、現出傳動效果。5 變速器同步器及結構元件設計5.1 同步器鎖銷的設計1.汽車同步器的鎖止角確定 通常我們對鎖止角的確定是根據下面的公式來確定的： (6-2)式中 摩擦錐角的平均半徑摩擦系數錐面角拔環半徑鎖銷角滿足上列公式的鎖止條件，通常我們是根據上面的公式來確定合適的鎖止角。通常取鎖止角=35°45°。對于小汽車，可以選取小一點的數值而對于重型汽車，可以選取大一點數值。2.確定同步器鎖銷銷差值 我們對于同步器鎖銷差值的確定也要選取適當。一旦我們所選取的差值過大，會造成汽車在換擋過程中產生沖擊，適當的降低差值的小，可以有效的減緩換擋的沖擊。一般取鎖銷差1.31.4。5.2 同

38、步器齒套的設計1.齒套鎖銷孔和定位銷孔的設計 通常我們選取36個鎖銷孔，重型車可以選大值，SUV可以更加具體情況適當降低。2.齒套結合齒的確定變速器接合套齒數的確定，我們可以根據發動機傳來的最大扭矩來進行確定。為了防止變速器自動掉檔，可以采用倒角齒的設計方法。5.3 變速器殼體 在進行變速器殼體設計的時候，要遵循著以下這幾個條件：1.變速器殼體的設計尺寸要盡可能小一點，這樣既方便安裝，也可以較少材料的用量。2.變速器的殼體要具有一定的剛度和強度，以便確保軸承在工作過程中不至于左右歪斜。對此有以下幾點要求：1.為了方便檢查變速器箱內油量的多少，我們可以在潤滑油所在的平面上設置一個注油孔。2.放油

39、孔應放在殼體的最低處。這樣的話可以保證放油的程度。3.放油鏍塞我們可以選用永久磁性鏍塞，這樣可以將潤滑油里的金屬吸起來。4.我們在變速箱的上端設置一個通氣塞，這樣做可以保證變速箱的內部氣壓與外界是一樣的。現在都講究汽車的輕量化，因此鋁合金材料在汽車上得到了廣泛的應用。我們若選用鋁合金作為變速器的殼體，那壁厚可以在3.5mm4mm范圍內選取。若采用鑄鐵作為變速器殼體，壁厚可以在5mm6mm范圍內選取，這樣可以達到汽車的使用質量。5.4 本章小結第5章主要講述了汽車手動變速器同步器的相關設計工作。雖然為本文的最后一個章節，但同步器對于汽車來說也起著至關重要的作用。同步器直接影響著汽車換擋是否平順，駕駛員能否在駕駛過程中產生愉悅感，駕駛員能否在想要更換汽車檔位的時候進行順利換擋等等一系列工作。其次，還對變速器殼體做出了適當的分析，它要具有一定的剛度和強度，以便更好的保護好整個汽車變速器。結 論通過整個文章的介紹，可以知道汽車變速器在整個汽車中是一個重要的組成部分，不可或缺。它能直接影響著汽車的傳動性能、