1、.摘要本設計的任務是為轎車設計五速手動變速器。變速器的合理設計和布置，可以最合理地利用發動機動力，從而提高車輛的動力性和經濟性。在設計部分，介紹了變速器的功能和設計要求，對變速器進行了方案論證，選擇了三軸變速器。介紹了變速器主要參數的確定、齒輪幾何參數的計算和列出、齒輪的強度計算、強度校核、軸的設計和強度校核。該傳動有兩個突出的優點：一是直接齒輪傳動效率高，磨損和噪音小；二是齒輪中心距較小時仍能獲得較大的一檔傳動比。關鍵詞：傳動齒輪軸目錄 TOC o 1-3 h z HYPERLINK l _Toc202436039 第 1 章 引言1 HYPERLINK l _Toc202436043 第二

2、章變速器總體方案設計6 HYPERLINK l _Toc202436045 2.1變速器功能及設計要求6 HYPERLINK l _Toc202436046 2.2傳動傳動機構選型及結構分析7 HYPERLINK l _Toc202436047 2.2.1三軸傳動和二軸傳動7 HYPERLINK l _Toc202436048 2.2.2傳動主驅動方案對比9 HYPERLINK l _Toc202436049 倒檔10布局方案 HYPERLINK l _Toc202436050 2.3變速器主要部件結構方案分析11 HYPERLINK l _Toc202436051 2.3.1齒輪類型11 _

3、 HYPERLINK l _Toc202436052 2.3.2 移位結構類型 11 HYPERLINK l _Toc202436053 2.3.3軸承類型12 _ HYPERLINK l _Toc202436054 2.3傳輸方案最終設計12 HYPERLINK l _Toc202436055 第三章變速器主要參數的選擇與齒輪設計 PAGEREF _Toc202436055 h - 12 - HYPERLINK l _Toc202436056 3.1傳動主要參數的選擇 PAGEREF _Toc202436056 h - 13 - HYPERLINK l _Toc202436057 3.1.1

4、齒輪數和傳動比 PAGEREF _Toc202436057 h - 13 - HYPERLINK l _Toc202436058 3.1.2中心距 PAGEREF _Toc202436058 h - 14 - HYPERLINK l _Toc202436059 3.1.3齒輪模塊 PAGEREF _Toc202436059 h - 14 - HYPERLINK l _Toc202436060 3.1.4齒形、壓力角 、螺旋角和齒寬b PAGEREF _Toc202436060 h - 15 - HYPERLINK l _Toc202436061 3.1.5齒輪位移系數 PAGEREF _Toc

5、202436061 h - 15 - HYPERLINK l _Toc202436062 3.2各齒輪傳動比及輪齒數的確定 PAGEREF _Toc202436062 h - 16 - HYPERLINK l _Toc202436063 3.2.1確定第一齒輪的齒數 PAGEREF _Toc202436063 h - 16 - HYPERLINK l _Toc202436064 3.2.2確定恒嚙合齒輪副的齒數 PAGEREF _Toc202436064 h - 16 - HYPERLINK l _Toc202436065 3.2.3確定其他齒輪的齒數 PAGEREF _Toc20243606

6、5 h - 17 - HYPERLINK l _Toc202436066 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數 PAGEREF _Toc202436066 h - 17 - HYPERLINK l _Toc202436067 3.3齒輪主要參數表18 HYPERLINK l _Toc202436068 第4章傳動齒輪的強度計算和材料選擇20 HYPERLINK l _Toc202436069 4.1齒輪損壞原因及形式20 HYPERLINK l _Toc202436070 4.2齒輪強度計算與材料接觸應力20 HYPERLINK l _Toc202436071 4.2.1齒輪抗彎強度計算20 HYPE

7、RLINK l _Toc202436072 4.2.2齒輪材料接觸應力22 HYPERLINK l _Toc202436073 第 5 章 傳動軸設計與校核 PAGEREF _Toc202436073 h - 23 - HYPERLINK l _Toc202436074 5.1傳動軸結構及尺寸 PAGEREF _Toc202436074 h - 23 - HYPERLINK l _Toc202436075 5.1.1軸結構 PAGEREF _Toc202436075 h - 23 - HYPERLINK l _Toc202436076 5.1.2軸的尺寸 PAGEREF _Toc2024360

8、76 h - 23 - HYPERLINK l _Toc202436077 5.2軸校準 PAGEREF _Toc202436077 h - 24 - HYPERLINK l _Toc202436078 5.2.1第一軸強度和剛度校核 PAGEREF _Toc202436078 h - 24 - HYPERLINK l _Toc202436079 5.2.2第二軸的強度和剛度校核 PAGEREF _Toc202436079 h - 25 - HYPERLINK l _Toc202436080 第六章傳動同步器及運行機構設計 PAGEREF _Toc202436080 h - 27 - HYPE

9、RLINK l _Toc202436081 6.1同步器設計 PAGEREF _Toc202436081 h - 27 - HYPERLINK l _Toc202436082 6.1.1同步器的工作原理 PAGEREF _Toc202436082 h - 28 - HYPERLINK l _Toc202436083 6.1.2同步回路主要參數的確定30 HYPERLINK l _Toc202436084 6.2變速器的運行機構32第一章介紹變速器的發展現狀在汽車變速器100多年的歷史中，主要經歷了從手動到自動的發展過程。目前，世界上使用最多的汽車變速器3有五種：手動變速器（MT）、自動變速器（

10、AT） 、手自一體變速器（AMT） 、無級變速器（CVT）和雙離合變速器（DCT） .它們各有優缺點：MT節能效果最好，經濟性和娛樂性強，但對駕駛技術要求高； AT節能效果較差，但操作簡單，舒適性好，部件可靠性高； AMT具有前者兩者的優點，但換檔時會有短暫的中斷，舒適性較差； CVT結構簡單，效率高，功率大，變速平穩，但傳動帶易損壞，不能承受大載荷； DCT結合了手動變速箱的燃油經濟性和自動變速箱的舒適性。它是從傳統的手動變速器演變而來的，目前代表了變速器的最高技術。在我國，根據2007年的調查，手動變速器的市場占有率為74%，占有較大的市場份額。從2002年到2007年，自動變速器的市場份

11、額從9%上升到26%。 Global Insight預測，到2012年，自動變速器將占據33%的份額，而自動變速器在乘用車市場的占比可能達到44%。 %。從2002年到2006年，女性用戶從20.3%增長到30.9%，自動變速器的易用性在女性用戶中非常受歡迎。此外，在消費者調查中最受關注的汽車零部件中，安全氣囊排在首位，自動變速器排在第二位。在中國，自動變速器市場非常樂觀。同時，手動擋的節能、經濟、駕駛娛樂性也決定了它的不可替代性。針對中國輸電市場的發展趨勢，Dr. Global Insight亞洲技術分析師段誠武發表了自己的見解：1、短期內手動變速器仍占據主要份額，而自動變速器將有更大的增長

12、空間。2、鑒于中國市場的復雜性，從長遠來看，變速器不是單一的發展趨勢，沒有一種變速器會成為最終的贏家。3、在中國市場，AMT在技術支持、當前市場份額和設備供應等方面與LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合動力、DCT和柴油類似。第四，從長遠來看，中國本土企業應該更加關注DCT產品，因為它會有很好的前景。第二章傳動總體方案設計2.1 變速器功能及設計要求變速器是一種能以固定或有級方式改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置，又稱齒輪箱。作為汽車動力系統的重要組成部分，主要用于轉換發動機曲軸傳遞的扭矩和轉速，以適應在起步、加速、行駛和克服各種路面等不同行駛工況下驅動輪的牽引力。障礙。隨著車輛的速度

13、不同的需求。此外，變速箱還用于使汽車能夠倒車行駛，并在啟動發動機滑行或停車時使發動機與傳動系統保持分離；如有必要，還應具有取力器功能。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出以下設計要求。應確保汽車具有較高的動力和經濟指標。在汽車的整體設計中，根據汽車的承載能力、發動機參數和汽車的要求，選擇合理的傳動齒輪數量和傳動比來滿足這一要求。設置空檔，確保汽車在必要時可以長時間將發動機與傳動系統分離；設置一個倒檔，使汽車可以倒車。工作可靠，操作簡單。汽車在行駛過程中，變速器不應出現自動跳車、亂換擋、換擋震動等現象。為了降低駕駛員的疲勞強度，提高行車安全性，對輕便操控的要求越來越重要，這可以通過使用

14、同步器和預選氣動換檔或自動和半自動換檔來實現。重量輕，體積小。影響該指標的主要參數是傳輸的中心距離。選用優質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度，配合圓錐滾子軸承減小中心距。傳輸效率高。為了減少齒輪的嚙合損失，應該有一個直接齒輪。提高零件的制造精度和安裝質量，使用合適的潤滑油提高傳動效率。低噪聲。采用斜齒輪傳動，選擇合理的位移系數，提高制造精度和安裝剛度，可降低齒輪的噪音。落實零部件標準化、零部件通用化、傳動總成系列化等設計要求，并符合相關標準和法規。必要時應設計取力器。2.2 傳動傳動機構選型及結構分析傳動的種類很多，按改變傳動比的方式可分為有級、無級和綜合型。有級變速器按前

15、進檔數可分為三檔、四檔、五檔和多檔變速器；并根據軸中心線的位置可分為定軸式、螺旋軸式和綜合式。其中，固定軸式應用較多，有二軸式和三軸式。前者多用于前置發動機前輪驅動車輛，而后者多用于前置發動機后輪驅動車輛。2.2.1 三軸傳動和二軸傳動大多數現代汽車使用三軸變速器。以下是三軸和二軸傳動的傳動方案。三軸傳動如圖2-1所示。第一軸的常嚙合齒輪和第二軸的齒輪分別與中間軸的對應齒輪嚙合，第一軸和第二軸同心。直接連接第一軸和第二軸來傳遞扭矩的稱為直接齒輪。此時，齒輪、軸承和中間軸都沒有負載，第一和第二軸也傳遞扭矩。因此，直接齒輪傳動效率高，磨損和噪音小，是三軸傳動的主要優點。其他前進檔需要依次通過兩對齒

16、輪傳遞扭矩。所以。較小的齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數）仍然可以獲得較大的一檔傳動比，這是三軸變速器的另一個優點。缺點是直接齒輪以外的其他齒輪的傳動效率降低。圖 2-1 轎車三軸四檔變速器1.第一軸； 2.第二軸； 3.中間軸兩軸傳動如圖 2-2 所示。與三軸傳動相比，結構簡單緊湊，除最極端的齒輪外，所有齒輪傳動效率高，噪音低。大多數汽車采用前置發動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力傳動系統緊湊，機動性好，可以將汽車質量減少6%到10%。兩軸傳動有利于這種布置，并且傳動系的結構簡單。如圖所示，雙軸變速器的第二軸（即輸出軸）與末級減速器的主動齒輪為一體。發動機垂直放置時，末級減速器

17、可采用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發動機水平放置時，可以使用圓柱齒輪，簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用的滑動齒輪（正齒輪）外，其他齒輪均采用常嚙合斜齒輪傳動；一檔同步器多安裝在二軸上，因為一檔主動齒輪尺寸小，安裝同步。高檔同步器也可以安裝在第一軸后端，如圖。二軸傳動沒有直接齒輪，所以在高速檔工作時，齒輪和軸承都承受負荷，所以噪音比較大，磨損也增加，這是它的缺點。此外，低速比的上限（i gI = 4.04.5）也受到很大限制，但可以通過降低各檔速比，提高最終減速比來消除這一缺點。圖 2-2 兩軸傳動1.第一軸； 2.第二軸； 3.同步器由于該設計的汽車為前置發動機后輪驅動，因此采用了三軸傳動。

18、2.2.2 傳動主傳動方案對比圖2-3是三軸五檔變速器的傳動方案。它們的共同特點是變速器的第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，并通過嚙合套筒相連接，得到直齒輪。采用直接齒輪，變速器和中間軸的齒輪和軸承沒有負載，發動機扭矩直接通過變速器的一、二軸輸出。由于直接齒輪的利用率高于其他齒輪，因此減少了軸承的磨損，從而提高了變速器的使用壽命；其他前進檔工作時，變速器傳遞的動力需要經過第一軸、中間軸和第二軸。因此，在變速器中間軸與二軸的距離（中心距）不大的情況下，一檔仍有較大的傳動比；高檔齒輪由常嚙合齒輪傳動，低檔齒輪（一檔）可采用常嚙合齒輪傳動或不傳動；在大多數傳動方案中，除一檔外的其他檔位的換檔機構均采

19、用同步器或嚙合套換檔，少數結構上的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，而同步器或嚙合套大多數情況下，每個齒輪都安裝在第二個軸上。三軸傳動在除直接檔以外的其他檔位工作時，傳動效率略有下降，這是它的缺點。在檔數相同的情況下，各種三軸變速器的主要區別在于常嚙合齒輪的對數、換檔方式和倒檔的傳動方案。如圖2所示-3a，除一個倒檔由直齒滑動齒輪換檔外，其余齒輪均為常嚙合齒輪傳動。圖2-3b、c、d所示方案中的前進齒輪均采用常嚙合齒輪傳動；圖2-3d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱內，這樣布置除了提高軸的剛度，減少齒輪磨損，減少操作噪音，它也可以形成一個只有四個前進檔的變速器，而不需要超速檔。在

20、上述各種方案中，在采用常嚙合齒輪傳動的情況下，換檔方式可以通過同步器或嚙合套來實現。在同一個變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么就必須用同步器換高檔，用低檔嚙合。傳動采用-3c圖2所示的多支撐結構方案，可提高軸的剛性。這時，如果采用可以在軸平面上分離的外殼，就可以更好地解決軸、齒輪等零件裝配困難的問題。圖2所示的方案-3c具有懸臂狀態的高級從動齒輪，而一檔和倒檔布置在變速器殼體的中間跨度，中間齒輪同步器布置在中間軸上是一個特點這個方案的。2.2.3 倒檔布置方案常見的倒檔齒輪結構方案如下：圖 2-4a顯示了一種常見的倒檔裝置。圖2-4b是在換擋時利用中間軸上的一檔，從而縮

21、短了中間軸的長度。然而，換檔時，兩對齒輪同時嚙合，換檔困難。一些輕型卡車四速變速器使用這種方案。圖2-4c圖2-4d針對前者的缺點進行了修改，因此常用于卡車變速器。圖2-4e是將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，并加長其齒寬。圖2-4f適用于所有齒輪副均為常嚙2 用于-4g圖2-4f2.3 變速器主要部件結構方案分析變速器的設計方案必須滿足性能、制造條件、維修方便和三化現代化的要求。在確定傳動結構方案時，還應考慮齒輪類型、換擋結構類型、軸承類型等因素。2.3.1 齒輪類型齒輪形式包括正齒輪和斜齒輪。階梯式傳動結構的發展趨勢是增加常嚙合齒輪副的數量，從而可以使用斜齒輪。與直齒輪相比，斜齒輪具有使用

22、壽命長、運行時噪音低等優點；缺點是制造稍復雜，運行時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均為斜齒輪正齒輪，盡管這增加了常嚙合齒輪的數量并導致變速器的轉動慣量增加。正齒輪僅用于低檔和倒檔。但在本設計中，由于倒檔采用恒嚙合方案，倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。2.3.2 移位結構類型今天大多數汽車變速器使用同步器來換檔。使用同步器換檔可以保證換檔時檔位不受沖擊，充分發揮檔位的力量，同時操作輕便，換檔時間縮短，從而提高了加速性能，汽車的經濟性和駕駛安全性。此外，這種類型也有利于自動化操作。缺點是結構復雜，制造精度高，軸向尺寸增加，銅同步環使用壽命短。目前，同步器廣泛應用于各種變速器

23、中。本設計中使用的是鎖環同步器，它通過摩擦實現同步。但在結構上可以保證聯軸套和待嚙合的花鍵齒圈在同步之前不能接觸，從而避免齒間沖擊和噪音。其結構和工作原理將在第六章進行說明。2.3.3 軸承類型傳動軸承常用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動襯套等。在本設計中，由于腔體尺寸小，第一軸上的恒嚙合齒輪和第二軸上的齒輪均采用滾針軸承。變速器第一、二軸的后軸承按直徑系列應為深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前后軸承采用圓錐滾子軸承。2.4 傳輸方案的最終設計通過對傳動型式、傳動機構方案和主要零部件結構方案的分析選型，并根據設計任務和要求，最終傳動方案如圖2-5所示。其傳播途徑：1檔：1軸1

24、2中間軸1099、11中間同步器2軸輸出2檔：1軸12中間軸875、7中間同步器2軸輸出3檔：1軸12中間軸655、7同步器2軸輸出4檔：為直檔，即一軸11、3中間同步器二軸輸出5檔：1軸12中間軸431,3中間同步器2軸輸出倒檔：一軸12中間軸1213119、11中間同步器二軸輸出圖2-5 五檔變速器結構圖第三章變速器主要參數的選擇與齒輪設計3.1 傳輸主要參數的選擇主減速比：4.782最高時速：190公里/小時最大扭矩：170Nm/4500rpm最高轉速：6000r/min0-100km/h加速時間：12s發動機功率：120馬力3.1.1齒輪數和傳動比近年來，為了降低油耗，變速器的齒輪數有

25、增加的趨勢。目前乘用車一般采用4-5檔變速器。這個設計也使用了5個齒輪。選擇最低傳動比5 ，應根據汽車的最高等級、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩定速度、主減速比和主減速比綜合考慮確定。驅動輪的滾動半徑。汽車在陡坡爬坡時，車速不高，空氣阻力可以忽略不計，所以用最大的驅動力來克服輪胎與路面之間的滾動阻力和爬坡阻力。因此有6那么最大爬坡度所要求的變速器一檔的傳動比（3-1）其中m 是車輛的總質量；g是重力加速度； max 道路的最大阻力系數；r r驅動輪的滾動半徑；T emax發動機的最大扭矩；i 0 主減速比； 汽車傳動系統的傳動效率。根據驅動輪與路面的附著情況得到的變速器檔傳動比為：(3-2

26、)式中， G 2 車輛滿載靜止在平整路面時驅動橋對路面的載荷； 路面附著系數，計算時取 =0.50.6。按已知條件：滿載質量1800kg； r = 337.25mm; _ T e max =170Nm；我0 =4.782; =0.95根據公式（3-2）可得： i gI =3.85。超速檔的傳動比一般為0.70.8。在本設計中，五檔傳動比為ig =0.75。中間齒輪的傳動比理論上如下：(3-3)其實與理論略有出入，因為齒數是整數，普通齒輪之間的公比應該更小，還要考慮與發動機參數的合理匹配。根據上式可得： =1.51。因此，有： , , （修正為 1）。3.1.2中心距中心距直接影響變速器的尺寸和

27、質量，所選擇的中心距應能保證齒輪的強度。三軸傳動的中心距A可以根據現有傳動的統計得到的經驗公式初步選擇。(3-4)式中， K A 中心距系數，汽車取K A =8.99.3；T I max - 變速器處于一檔時的輸出扭矩：T I max = T e max i g I =628.3N米可以得到77.08mm初始中心距A= 。3.1.3齒輪模塊齒輪模數選擇的一般原則：1 ）為降低噪聲，應合理降低模數，同時增加齒寬；2 ）為了使質量更小，應增加模量，同時減小齒寬；3 ）考慮工藝，每個齒輪應選擇一個模塊；4 ）考慮強度，每個齒輪應該有不同的模塊。對于汽車來說，降低運行噪音更為重要，因此模數應選擇較小；

28、對于卡車來說，減輕質量比降低噪音更重要，因此模數應該更大。選用的模量值應符合國家標準的規定。第一軸常嚙合斜齒輪的m n(3-5)其中=170Nm，可以得出m n =2.5。m一檔正齒輪毫米(3-6)通過計算m = 3。同步器與嚙合套的嚙合多采用漸開線齒形。變速器中齒輪上的花鍵和聯軸套的模數為2.5或2。3.1.4齒形、壓力角 、螺旋角和齒寬b7的汽車傳動齒輪按表3-1選擇。表 3-1 汽車傳動齒輪的齒形、壓力角和螺旋角齒形壓力角螺旋角車高齒形和改良齒形14.5、15、16、16.52545普通卡車GB/T1356-2001規定的標準齒形202030重型車輛GB/T1356-2001規定的標準齒

29、形低檔、倒檔 22.5、25小螺旋角壓力角小，重合度大，傳動平穩，噪音低；當壓力角大時，可以提高輪齒的彎曲強度和表面接觸強度。對于汽車，為了增加重合度，降低噪音，取較小的值；對于卡車，為了提高齒輪承載能力，取較大值。本設計中，傳動齒輪的壓力角取20 ，嚙合套或同步器取30 。需要注意的是，在選擇斜齒輪的螺旋角時，中間軸上的軸向力應相互抵消。為此，中間軸上的所有齒輪都向右轉動，而第一軸和第二軸上的斜齒輪向左轉動，軸向力通過軸承蓋由外殼承擔。齒輪寬度b的大小直接影響齒輪的承載能力。 b越大，齒的承載能力越高。但試驗表明，齒寬增加到一定值后，由于載荷分布不均勻，齒輪軸承負載能力降低。因此，在保證齒輪

30、強度的情況下8 ，齒寬應選擇盡可能小，以減輕變速器的重量，縮短其軸向尺寸。通常根據齒輪模數的大小來選擇齒寬：直齒b=(4.58.0)m，mm斜齒b=(6.08.5)m，mm第一軸恒嚙合齒輪副的齒寬系數值可以較大，從而增加接觸線的長度，減少接觸應力，從而提高傳動的穩定性和壽命的齒輪。3.1.5齒輪位移系數位移齒輪主要有兩種類型：高度位移和角位移。高位移齒輪對的一對嚙合齒輪的位移系數之和為零。大排量可以增加小齒輪的齒根強度，使其接近大齒輪的強度。大排量齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，而且難以降低噪音。角位移齒輪副的位移系數之和不等于0。角位移能獲得良好的嚙合性能和傳動質量指標，所以使用較

31、多。位移系數的選擇原則：1 ）對于高檔齒輪，位移系數的選擇應按照保證最大接觸強度的原則和最有利的抗膠和耐磨性原則來選擇。2 ）對于低速齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據危險段齒厚相等的條件選擇大小齒輪的位移系數。3 ）總位移系數越小，輪齒根的抗彎強度越低。但它容易吸收沖擊和振動，噪音更小。為了降低噪音，變速器中除一、二檔以外的其他齒輪的總排量系數應選擇較小的值。一般來說，隨著檔位減小，總變異系數應逐檔增加。一、二、倒檔應選擇較大的值。3.2 各齒輪傳動比及輪齒數的確定3.2.1確定第一齒輪的齒數已知一檔傳動比(3-7)為了確定Z 9和Z 10的齒數，首先求齒數之和： （3-8）其中A = 7

32、7.08mm， m =3；所以有。在選擇齒輪的齒數時，應注意最好不要使匹配齒輪的齒數之和為偶數，以減少齒輪齒數之間出現公約數的機會。大齒輪和小齒輪，否則會造成齒面磨損不均。然后取=51。當汽車為三軸傳動時，若此處取=16 ，則可得=35。基于主A和m的計算可能不是整數。將其調整為整數后，從公式（3-8）可以看出，中心距發生了變化。此時，中心距應由齒輪位移系數反算。 A ，然后將這個修正后的中心距作為以后計算的基礎。此處修正為 51，則根據公式（3-8），可以反推76.5mmA = 。3.2.2確定恒嚙合齒輪副的齒數由公式（3-7）計算恒嚙合齒輪的傳動比(3-9)從可用的已知數據來看：常嚙合齒輪

33、的中心距等于第一齒輪的中心距，斜齒輪的中心距(3-10)由此我們得到： （3-11）根據已知數據可以計算出： 。聯立方程可以得到： =19， =34。然后根據公式（3-7），可以計算出一檔的實際傳動比為： 。3.2.3確定其他齒輪的齒數2檔傳動比(3-12)所以有： ，對于斜齒輪：(3-13)所以：聯立方程得到： .按同樣方法可分別計算：三檔；五檔。3.2.4確定倒檔齒輪的齒數一般來說，倒檔齒輪比接近一檔齒輪比，在本設計中，倒檔齒輪比為3.7。中間軸上的倒檔齒輪的齒數略小于一檔主動齒輪10的齒數，以較小者為準。一般情況下，倒檔軸檔位取2123，這里取=23。由(3-14)可以計算出來。由于該設

34、計中倒車齒輪也是斜齒輪，因此可以得到中間軸與倒車軸的中心距。倒檔軸與第二軸的中心距第四章傳動齒輪的強度計算與材料選擇4.1 齒輪損壞的原因齒輪損壞分為三種類型：斷齒、齒面疲勞剝落和變速齒輪端部損壞。4.2 齒輪強度計算與材料接觸應力與其他機械設備中使用的變速器相比，不同用途車輛的變速器齒輪的使用條件還是相似的。此外，汽車傳動齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式等基本相同。如汽車傳動齒輪采用低碳合金鋼，剃齒或齒輪精加工，齒輪表面經滲碳淬火熱處理，齒輪精度不低于7級。因此，使用比一般齒輪強度計算公式更簡化的計算公式計算汽車齒輪可以獲得更準確的結果。這里選擇的齒輪材料是40Cr。

35、4.2.1齒輪彎曲強度計算直齒輪彎曲應力(4-1)其中彎曲應力（MPa）；一檔10的圓周力（N） ，；其中是計算的載荷 (N mm)， d是節圓的直徑。應力集中系數，可近似取為1.65；摩擦力影響系數，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；b 齒寬（mm），取20t端面齒距（mm）；y齒形系數在一檔時，中間軸上的計算扭矩為：(4-2)可用= 659668Nm因此，可以得到；然后將得到的數據代入式(4-1)得當計算載荷取最大扭矩作用于變速器第一軸時，第一檔正齒輪10的彎曲應力在400850MPa之間。斜齒輪的彎曲應力(4-3)重合度影響系數，取2.0；其他參數同式(4-1 ) 。二檔圓周力：(4-

36、4)根據斜齒輪參數計算公式可得： =6798.8N齒輪8的當量齒數=47.7，由表（4-1）可得： .因此，可以得到：同樣可以得到： .根據第二個齒輪的計算方法，可以得到其他齒輪的彎曲應力。計算結果如下：三檔： ;四檔： ;五檔： ;當計算載荷取作用在第一軸上的最大扭矩時，常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應力在180-350MPa左右。因此，上述直齒輪和斜齒輪的計算結果滿足抗彎強度要求。4.2.2齒輪材料接觸應力齒輪接觸應力11(4-5)式中齒輪的接觸應力（MPa）；F 齒面法向力（N）， ；- (N) 處的圓周力；節點處的壓力角（）；齒輪螺旋角（）；E齒輪材料的彈性模量（MPa），宜查數據；B 實

37、際齒輪接觸寬度， 20mm；主、從動齒輪節點處的曲率半徑（mm）；正齒輪：(4-6)(4-7)斜齒輪：(4-8)(4-9)其中，主、從動齒輪的節圓半徑（mm）分別為。以作用于變速器第一軸的載荷為計算載荷時，傳動齒輪的許用接觸應力如下表所示：表 4-1 傳動齒輪的內容接觸應力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900 2000950 1000恒嚙合齒輪和高等級1300 1400650 700通過計算可以得出各齒輪的接觸應力如下：一檔： =1998.61MPa ；二檔： =1325.17MPa；三檔： =1233.1MPa齒輪： =1208.5MPa；五檔： =1015.78MPa；倒

38、檔： =1904.32MPa由上表4-1可知，設計的傳動齒輪的接觸應力基本滿足要求。第五章傳動軸設計與校核5.1 傳動軸結構及尺寸5.1.1軸的結構第一軸通常與齒輪成一體，前端多支撐在飛輪腔的軸承上，其軸徑根據前軸承直徑確定。軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由帶止動環和軸承蓋的后軸承實現。第一軸的長度由離合器的軸向尺寸決定，花鍵尺寸應與離合器輪轂的花鍵統一考慮。第一個軸如圖 5-1 所示：圖 5-1 變速器第一軸中間軸分為轉軸式和固定軸式。本設計采用轉軸傳動方案。由于一、倒檔齒輪較小，通常與中間軸為一體，高檔齒輪分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖所示：一檔倒檔圖 5-2 傳

39、動中間軸5.1.2軸尺寸傳動軸的確定和尺寸主要根據結構布置的要求，并考慮加工工藝和裝配工藝的要求來確定12。在草圖設計中，軸的長度可以通過齒輪和變速零件的工作位置和尺寸來初步確定。軸徑可參照同類汽車傳動軸的尺寸選擇，或按以下經驗選擇第一軸和中間軸： （5-1）第二軸： （5-2）式中發動機的最大扭矩，Nm為了保證設計的合理性，軸的強度和剛度應有一定的協調關系。因此，軸徑d與軸長L的關系可以選擇如下：第一軸和中間軸： d/L =0.16 0.18；第二軸： d/L =0.18 0.21。5.2 軸校準一般來說，考慮加工和裝配的變速器的結構布置所確定的軸的強度是足夠的，只可以檢查危險部分。對于本設

40、計的變速器，在設計過程中，軸13的強度和剛度有一定的余量，所以在校核時只需要校核一個齒輪；因為車輛在行駛過程中，一檔傳遞的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構復雜，是重點檢查對象。下面檢查第一和第二軸。5.2.1第一軸的強度和剛度檢查由于第一軸在運行過程中的彎矩很小，可以忽略不計，可以認為它只受扭矩。在這種情況下，軸的扭矩強度條件公式為(5-3)式中扭轉剪應力，MPa；T 軸上的扭矩，Nmm；軸的扭轉截面系數， ；P軸傳遞的功率，kw；d軸在計算截面處的直徑，mm； 許用扭剪應力，MPa。其中P =95kw， n =5750r/min， d = 24mm；代入上式可得：從表中可以看

41、出， =55MPa，所以 滿足強度要求。軸的扭轉變形表示為每米長度的扭轉角。其計算公式為：(5-4)式中， T軸上的扭矩，Nmm；G 軸材料的剪切彈性模量，MPa，對于鋼， G = 8.1 MPa；軸截面的極慣性矩， ， ；將已知數據代入上式可得：適用于一般傳動軸；因此，它也滿足剛性要求。5.2.2第二軸的強度和剛度檢查1) 軸強度校核用于計算的齒輪嚙合的徑向力和軸向力可以得到如下：(5-5)(5-6)(5-7)公式中計算齒輪的傳動比，這里是三檔傳動比3.85；d計算齒輪的節圓直徑，mm，為105mm；節點處的壓力角，16；- 螺旋角，30；發動機最大扭矩為170000Nmm。代入上式得： ;

42、 ; .危險段受力圖為：圖 5-3 危險段受力分析平面： (160+75)= 75，我們可以得到=1317.4N；水平面上的力矩：垂直平面：(5-8)可以查到= 6879.9N垂直平面上的力矩： 。軸上的扭矩為： 。因此，危險段的組合彎矩為：(5-9)可用M那么彎矩和扭矩共同作用下的軸向應力（MPa）：(5-10)代入上式得： ， =400 MPa 低檔工作時，有： ，滿足要求。2）檢查軸的剛度第二軸在垂直面的撓度和在水平面的撓度可以計算如下：(5-11)(5-12)式中輪齒寬中間平面上的徑向力（N），等于；- 輪齒寬度中平面上的圓周力 (N)，等于；E彈性模量（MPa）， （MPa）， E

43、= MPa；I轉動慣量（ ）， ， d為軸的直徑（ ）；a、b齒輪作用力與支座A 、 B的距離（ ）；L 支撐之間的距離（ ）。將這些值代入方程 (5-11) 和 (5-12) 得到： , .因此，軸的全撓度為，滿足剛度要求。第六章傳動同步器及運行機構設計6.1 同步器設計如前所述，本設計中使用的同步器類型為鎖環同步器，其結構如下圖6-1所示：圖 6-1 鎖環同步器1、9傳動齒輪2滾針軸承3、8組合齒圈4、7鎖緊環（同步環）5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵輪轂 11-組合套筒6.1.1同步器如何工作如圖6-2所示，該型同步器的工作原理是：換檔時，軸向作用在嚙合套上的換檔力推動嚙合套，帶動定位銷

44、和鎖緊環運動，直到鎖環的錐面與嚙合齒輪的錐面接觸，直到與嚙合齒輪上的錐面接觸。之后，由于作用在錐面上的法向力與兩個錐面的角速度不同，在錐面上作用有摩擦力矩，使鎖緊環相對于嚙合套和滑塊轉動一角度。 , 滑塊移動。被定位。接著，嚙合套筒的齒端與鎖環齒端的鎖緊面接觸（圖6-2b），使嚙合套筒的運動受阻，同步器處于鎖定狀態，第一階段的換檔就結束了。換檔力繼續將鎖緊環壓在錐面上，使摩擦力矩增大，同時反方向的撥環力矩作用在鎖緊面上。齒輪和鎖環的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成第二階段的換檔過程。之后，摩擦力矩消失，撥環力矩返回鎖緊環，兩個鎖緊面分離，同步器解除鎖緊狀態，嚙合套上的嚙合

45、齒通過鎖緊環到達齒輪在換擋力的作用下。上部嚙合齒嚙合（圖6-2d），完成同步換檔。圖6-2 鎖環同步器工作原理6.1.2同步環主要參數的確定(1)同步環錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺旋的頂部設計得較窄，則刮去摩擦錐面之間存在的油膜效果好。但是，如果頂部的寬度太窄，則會影響接觸面的壓力并加速磨損。試驗還證明，螺紋的齒尖寬度對摩擦因數影響很大，摩擦因數隨著齒尖磨損而降低，換檔費力，因此齒尖寬度不易被太大了。螺紋槽設計得更大，使刮出的油可以儲存在螺紋之間的間隙中，但螺距的增大會減小接觸面，增加磨損率。圖 6 中給出的尺寸-3a適用于輕型和中型車輛；圖 6-3b適用于重型車輛。通常軸向排油槽有6 12個，槽寬為3 4mm 圖 6-3 同步器螺紋槽形式(2)錐面半錐角摩擦錐的半錐角，摩擦力矩越大。但如果太小，摩擦錐會產生自鎖現象，避免自鎖的條件為棕褐色。一般=6 8 。 =6 ，摩擦力矩較大，但是，當錐面的表面粗糙度沒有嚴格控制時，就有粘咬的傾向； = 7 時，幾乎沒有咬合現象。本設計中使用的錐角均取為7 。摩擦錐的平均半徑RR設計得越大，摩擦力矩越大。