轿车五档手动变速器设计说明

1、.摘要本设计的任务是为轿车设计五速手动变速器。变速器的合理设计和布置，可以最合理地利用发动机动力，从而提高车辆的动力性和经济性。在设计部分，介绍了变速器的功能和设计要求，对变速器进行了方案论证，选择了三轴变速器。介绍了变速器主要参数的确定、齿轮几何参数的计算和列出、齿轮的强度计算、强度校核、轴的设计和强度校核。该传动有两个突出的优点：一是直接齿轮传动效率高，磨损和噪音小；二是齿轮中心距较小时仍能获得较大的一档传动比。关键词：传动齿轮轴目录 TOC o 1-3 h z HYPERLINK l _Toc202436039 第 1 章 引言1 HYPERLINK l _Toc202436043 第二

2、章变速器总体方案设计6 HYPERLINK l _Toc202436045 2.1变速器功能及设计要求6 HYPERLINK l _Toc202436046 2.2传动传动机构选型及结构分析7 HYPERLINK l _Toc202436047 2.2.1三轴传动和二轴传动7 HYPERLINK l _Toc202436048 2.2.2传动主驱动方案对比9 HYPERLINK l _Toc202436049 倒档10布局方案 HYPERLINK l _Toc202436050 2.3变速器主要部件结构方案分析11 HYPERLINK l _Toc202436051 2.3.1齿轮类型11 _

3、 HYPERLINK l _Toc202436052 2.3.2 移位结构类型 11 HYPERLINK l _Toc202436053 2.3.3轴承类型12 _ HYPERLINK l _Toc202436054 2.3传输方案最终设计12 HYPERLINK l _Toc202436055 第三章变速器主要参数的选择与齿轮设计 PAGEREF _Toc202436055 h - 12 - HYPERLINK l _Toc202436056 3.1传动主要参数的选择 PAGEREF _Toc202436056 h - 13 - HYPERLINK l _Toc202436057 3.1.1

4、齿轮数和传动比 PAGEREF _Toc202436057 h - 13 - HYPERLINK l _Toc202436058 3.1.2中心距 PAGEREF _Toc202436058 h - 14 - HYPERLINK l _Toc202436059 3.1.3齿轮模块 PAGEREF _Toc202436059 h - 14 - HYPERLINK l _Toc202436060 3.1.4齿形、压力角 、螺旋角和齿宽b PAGEREF _Toc202436060 h - 15 - HYPERLINK l _Toc202436061 3.1.5齿轮位移系数 PAGEREF _Toc

5、202436061 h - 15 - HYPERLINK l _Toc202436062 3.2各齿轮传动比及轮齿数的确定 PAGEREF _Toc202436062 h - 16 - HYPERLINK l _Toc202436063 3.2.1确定第一齿轮的齿数 PAGEREF _Toc202436063 h - 16 - HYPERLINK l _Toc202436064 3.2.2确定恒啮合齿轮副的齿数 PAGEREF _Toc202436064 h - 16 - HYPERLINK l _Toc202436065 3.2.3确定其他齿轮的齿数 PAGEREF _Toc20243606

6、5 h - 17 - HYPERLINK l _Toc202436066 3.2.4确定倒档齿轮的齿数 PAGEREF _Toc202436066 h - 17 - HYPERLINK l _Toc202436067 3.3齿轮主要参数表18 HYPERLINK l _Toc202436068 第4章传动齿轮的强度计算和材料选择20 HYPERLINK l _Toc202436069 4.1齿轮损坏原因及形式20 HYPERLINK l _Toc202436070 4.2齿轮强度计算与材料接触应力20 HYPERLINK l _Toc202436071 4.2.1齿轮抗弯强度计算20 HYPE

7、RLINK l _Toc202436072 4.2.2齿轮材料接触应力22 HYPERLINK l _Toc202436073 第 5 章 传动轴设计与校核 PAGEREF _Toc202436073 h - 23 - HYPERLINK l _Toc202436074 5.1传动轴结构及尺寸 PAGEREF _Toc202436074 h - 23 - HYPERLINK l _Toc202436075 5.1.1轴结构 PAGEREF _Toc202436075 h - 23 - HYPERLINK l _Toc202436076 5.1.2轴的尺寸 PAGEREF _Toc2024360

8、76 h - 23 - HYPERLINK l _Toc202436077 5.2轴校准 PAGEREF _Toc202436077 h - 24 - HYPERLINK l _Toc202436078 5.2.1第一轴强度和刚度校核 PAGEREF _Toc202436078 h - 24 - HYPERLINK l _Toc202436079 5.2.2第二轴的强度和刚度校核 PAGEREF _Toc202436079 h - 25 - HYPERLINK l _Toc202436080 第六章传动同步器及运行机构设计 PAGEREF _Toc202436080 h - 27 - HYPE

9、RLINK l _Toc202436081 6.1同步器设计 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同步回路主要参数的确定30 HYPERLINK l _Toc202436084 6.2变速器的运行机构32第一章介绍变速器的发展现状在汽车变速器100多年的历史中，主要经历了从手动到自动的发展过程。目前，世界上使用最多的汽车变速器3有五种：手动变速器（MT）、自动变速器（

10、AT） 、手自一体变速器（AMT） 、无级变速器（CVT）和双离合变速器（DCT） .它们各有优缺点：MT节能效果最好，经济性和娱乐性强，但对驾驶技术要求高； AT节能效果较差，但操作简单，舒适性好，部件可靠性高； AMT具有前者两者的优点，但换档时会有短暂的中断，舒适性较差； CVT结构简单，效率高，功率大，变速平稳，但传动带易损坏，不能承受大载荷； DCT结合了手动变速箱的燃油经济性和自动变速箱的舒适性。它是从传统的手动变速器演变而来的，目前代表了变速器的最高技术。在我国，根据2007年的调查，手动变速器的市场占有率为74%，占有较大的市场份额。从2002年到2007年，自动变速器的市场份

11、额从9%上升到26%。 Global Insight预测，到2012年，自动变速器将占据33%的份额，而自动变速器在乘用车市场的占比可能达到44%。 %。从2002年到2006年，女性用户从20.3%增长到30.9%，自动变速器的易用性在女性用户中非常受欢迎。此外，在消费者调查中最受关注的汽车零部件中，安全气囊排在首位，自动变速器排在第二位。在中国，自动变速器市场非常乐观。同时，手动挡的节能、经济、驾驶娱乐性也决定了它的不可替代性。针对中国输电市场的发展趋势，Dr. Global Insight亚洲技术分析师段诚武发表了自己的见解：1、短期内手动变速器仍占据主要份额，而自动变速器将有更大的增长

12、空间。2、鉴于中国市场的复杂性，从长远来看，变速器不是单一的发展趋势，没有一种变速器会成为最终的赢家。3、在中国市场，AMT在技术支持、当前市场份额和设备供应等方面与LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合动力、DCT和柴油类似。第四，从长远来看，中国本土企业应该更加关注DCT产品，因为它会有很好的前景。第二章传动总体方案设计2.1 变速器功能及设计要求变速器是一种能以固定或有级方式改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称齿轮箱。作为汽车动力系统的重要组成部分，主要用于转换发动机曲轴传递的扭矩和转速，以适应在起步、加速、行驶和克服各种路面等不同行驶工况下驱动轮的牵引力。障碍。随着车辆的速度

13、不同的需求。此外，变速箱还用于使汽车能够倒车行驶，并在启动发动机滑行或停车时使发动机与传动系统保持分离；如有必要，还应具有取力器功能。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出以下设计要求。应确保汽车具有较高的动力和经济指标。在汽车的整体设计中，根据汽车的承载能力、发动机参数和汽车的要求，选择合理的传动齿轮数量和传动比来满足这一要求。设置空档，确保汽车在必要时可以长时间将发动机与传动系统分离；设置一个倒档，使汽车可以倒车。工作可靠，操作简单。汽车在行驶过程中，变速器不应出现自动跳车、乱换挡、换挡震动等现象。为了降低驾驶员的疲劳强度，提高行车安全性，对轻便操控的要求越来越重要，这可以通过使用

14、同步器和预选气动换档或自动和半自动换档来实现。重量轻，体积小。影响该指标的主要参数是传输的中心距离。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度，配合圆锥滚子轴承减小中心距。传输效率高。为了减少齿轮的啮合损失，应该有一个直接齿轮。提高零件的制造精度和安装质量，使用合适的润滑油提高传动效率。低噪声。采用斜齿轮传动，选择合理的位移系数，提高制造精度和安装刚度，可降低齿轮的噪音。落实零部件标准化、零部件通用化、传动总成系列化等设计要求，并符合相关标准和法规。必要时应设计取力器。2.2 传动传动机构选型及结构分析传动的种类很多，按改变传动比的方式可分为有级、无级和综合型。有级变速器按前

15、进档数可分为三档、四档、五档和多档变速器；并根据轴中心线的位置可分为定轴式、螺旋轴式和综合式。其中，固定轴式应用较多，有二轴式和三轴式。前者多用于前置发动机前轮驱动车辆，而后者多用于前置发动机后轮驱动车辆。2.2.1 三轴传动和二轴传动大多数现代汽车使用三轴变速器。以下是三轴和二轴传动的传动方案。三轴传动如图2-1所示。第一轴的常啮合齿轮和第二轴的齿轮分别与中间轴的对应齿轮啮合，第一轴和第二轴同心。直接连接第一轴和第二轴来传递扭矩的称为直接齿轮。此时，齿轮、轴承和中间轴都没有负载，第一和第二轴也传递扭矩。因此，直接齿轮传动效率高，磨损和噪音小，是三轴传动的主要优点。其他前进档需要依次通过两对齿

16、轮传递扭矩。所以。较小的齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）仍然可以获得较大的一档传动比，这是三轴变速器的另一个优点。缺点是直接齿轮以外的其他齿轮的传动效率降低。图 2-1 轿车三轴四档变速器1.第一轴； 2.第二轴； 3.中间轴两轴传动如图 2-2 所示。与三轴传动相比，结构简单紧凑，除最极端的齿轮外，所有齿轮传动效率高，噪音低。大多数汽车采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力传动系统紧凑，机动性好，可以将汽车质量减少6%到10%。两轴传动有利于这种布置，并且传动系的结构简单。如图所示，双轴变速器的第二轴（即输出轴）与末级减速器的主动齿轮为一体。发动机垂直放置时，末级减速器

17、可采用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机水平放置时，可以使用圆柱齿轮，简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用的滑动齿轮（正齿轮）外，其他齿轮均采用常啮合斜齿轮传动；一档同步器多安装在二轴上，因为一档主动齿轮尺寸小，安装同步。高档同步器也可以安装在第一轴后端，如图。二轴传动没有直接齿轮，所以在高速档工作时，齿轮和轴承都承受负荷，所以噪音比较大，磨损也增加，这是它的缺点。此外，低速比的上限（i gI = 4.04.5）也受到很大限制，但可以通过降低各档速比，提高最终减速比来消除这一缺点。图 2-2 两轴传动1.第一轴； 2.第二轴； 3.同步器由于该设计的汽车为前置发动机后轮驱动，因此采用了三轴传动。

18、2.2.2 传动主传动方案对比图2-3是三轴五档变速器的传动方案。它们的共同特点是变速器的第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，并通过啮合套筒相连接，得到直齿轮。采用直接齿轮，变速器和中间轴的齿轮和轴承没有负载，发动机扭矩直接通过变速器的一、二轴输出。由于直接齿轮的利用率高于其他齿轮，因此减少了轴承的磨损，从而提高了变速器的使用寿命；其他前进档工作时，变速器传递的动力需要经过第一轴、中间轴和第二轴。因此，在变速器中间轴与二轴的距离（中心距）不大的情况下，一档仍有较大的传动比；高档齿轮由常啮合齿轮传动，低档齿轮（一档）可采用常啮合齿轮传动或不传动；在大多数传动方案中，除一档外的其他档位的换档机构均采

19、用同步器或啮合套换档，少数结构上的一档也采用同步器或啮合套换档，而同步器或啮合套大多数情况下，每个齿轮都安装在第二个轴上。三轴传动在除直接档以外的其他档位工作时，传动效率略有下降，这是它的缺点。在档数相同的情况下，各种三轴变速器的主要区别在于常啮合齿轮的对数、换档方式和倒档的传动方案。如图2所示-3a，除一个倒档由直齿滑动齿轮换档外，其余齿轮均为常啮合齿轮传动。图2-3b、c、d所示方案中的前进齿轮均采用常啮合齿轮传动；图2-3d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱内，这样布置除了提高轴的刚度，减少齿轮磨损，减少操作噪音，它也可以形成一个只有四个前进档的变速器，而不需要超速档。在

20、上述各种方案中，在采用常啮合齿轮传动的情况下，换档方式可以通过同步器或啮合套来实现。在同一个变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么就必须用同步器换高档，用低档啮合。传动采用-3c图2所示的多支撑结构方案，可提高轴的刚性。这时，如果采用可以在轴平面上分离的外壳，就可以更好地解决轴、齿轮等零件装配困难的问题。图2所示的方案-3c具有悬臂状态的高级从动齿轮，而一档和倒档布置在变速器壳体的中间跨度，中间齿轮同步器布置在中间轴上是一个特点这个方案的。2.2.3 倒档布置方案常见的倒档齿轮结构方案如下：图 2-4a显示了一种常见的倒档装置。图2-4b是在换挡时利用中间轴上的一档，从而缩

21、短了中间轴的长度。然而，换档时，两对齿轮同时啮合，换档困难。一些轻型卡车四速变速器使用这种方案。图2-4c图2-4d针对前者的缺点进行了修改，因此常用于卡车变速器。图2-4e是将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，并加长其齿宽。图2-4f适用于所有齿轮副均为常啮2 用于-4g图2-4f2.3 变速器主要部件结构方案分析变速器的设计方案必须满足性能、制造条件、维修方便和三化现代化的要求。在确定传动结构方案时，还应考虑齿轮类型、换挡结构类型、轴承类型等因素。2.3.1 齿轮类型齿轮形式包括正齿轮和斜齿轮。阶梯式传动结构的发展趋势是增加常啮合齿轮副的数量，从而可以使用斜齿轮。与直齿轮相比，斜齿轮具有使用

22、寿命长、运行时噪音低等优点；缺点是制造稍复杂，运行时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均为斜齿轮正齿轮，尽管这增加了常啮合齿轮的数量并导致变速器的转动惯量增加。正齿轮仅用于低档和倒档。但在本设计中，由于倒档采用恒啮合方案，倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。2.3.2 移位结构类型今天大多数汽车变速器使用同步器来换档。使用同步器换档可以保证换档时档位不受冲击，充分发挥档位的力量，同时操作轻便，换档时间缩短，从而提高了加速性能，汽车的经济性和驾驶安全性。此外，这种类型也有利于自动化操作。缺点是结构复杂，制造精度高，轴向尺寸增加，铜同步环使用寿命短。目前，同步器广泛应用于各种变速器

23、中。本设计中使用的是锁环同步器，它通过摩擦实现同步。但在结构上可以保证联轴套和待啮合的花键齿圈在同步之前不能接触，从而避免齿间冲击和噪音。其结构和工作原理将在第六章进行说明。2.3.3 轴承类型传动轴承常用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动衬套等。在本设计中，由于腔体尺寸小，第一轴上的恒啮合齿轮和第二轴上的齿轮均采用滚针轴承。变速器第一、二轴的后轴承按直径系列应为深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前后轴承采用圆锥滚子轴承。2.4 传输方案的最终设计通过对传动型式、传动机构方案和主要零部件结构方案的分析选型，并根据设计任务和要求，最终传动方案如图2-5所示。其传播途径：1档：1轴1

24、2中间轴1099、11中间同步器2轴输出2档：1轴12中间轴875、7中间同步器2轴输出3档：1轴12中间轴655、7同步器2轴输出4档：为直档，即一轴11、3中间同步器二轴输出5档：1轴12中间轴431,3中间同步器2轴输出倒档：一轴12中间轴1213119、11中间同步器二轴输出图2-5 五档变速器结构图第三章变速器主要参数的选择与齿轮设计3.1 传输主要参数的选择主减速比：4.782最高时速：190公里/小时最大扭矩：170Nm/4500rpm最高转速：6000r/min0-100km/h加速时间：12s发动机功率：120马力3.1.1齿轮数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的齿轮数有

25、增加的趋势。目前乘用车一般采用4-5档变速器。这个设计也使用了5个齿轮。选择最低传动比5 ，应根据汽车的最高等级、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定速度、主减速比和主减速比综合考虑确定。驱动轮的滚动半径。汽车在陡坡爬坡时，车速不高，空气阻力可以忽略不计，所以用最大的驱动力来克服轮胎与路面之间的滚动阻力和爬坡阻力。因此有6那么最大爬坡度所要求的变速器一档的传动比（3-1）其中m 是车辆的总质量；g是重力加速度； max 道路的最大阻力系数；r r驱动轮的滚动半径；T emax发动机的最大扭矩；i 0 主减速比； 汽车传动系统的传动效率。根据驱动轮与路面的附着情况得到的变速器档传动比为：(3-2

26、)式中， G 2 车辆满载静止在平整路面时驱动桥对路面的载荷； 路面附着系数，计算时取 =0.50.6。按已知条件：满载质量1800kg； r = 337.25mm; _ T e max =170Nm；我0 =4.782; =0.95根据公式（3-2）可得： i gI =3.85。超速档的传动比一般为0.70.8。在本设计中，五档传动比为ig =0.75。中间齿轮的传动比理论上如下：(3-3)其实与理论略有出入，因为齿数是整数，普通齿轮之间的公比应该更小，还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得： =1.51。因此，有： , , （修正为 1）。3.1.2中心距中心距直接影响变速器的尺寸和

27、质量，所选择的中心距应能保证齿轮的强度。三轴传动的中心距A可以根据现有传动的统计得到的经验公式初步选择。(3-4)式中， K A 中心距系数，汽车取K A =8.99.3；T I max - 变速器处于一档时的输出扭矩：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齿轮模块齿轮模数选择的一般原则：1 ）为降低噪声，应合理降低模数，同时增加齿宽；2 ）为了使质量更小，应增加模量，同时减小齿宽；3 ）考虑工艺，每个齿轮应选择一个模块；4 ）考虑强度，每个齿轮应该有不同的模块。对于汽车来说，降低运行噪音更为重要，因此模数应选择较小；

28、对于卡车来说，减轻质量比降低噪音更重要，因此模数应该更大。选用的模量值应符合国家标准的规定。第一轴常啮合斜齿轮的m n(3-5)其中=170Nm，可以得出m n =2.5。m一档正齿轮毫米(3-6)通过计算m = 3。同步器与啮合套的啮合多采用渐开线齿形。变速器中齿轮上的花键和联轴套的模数为2.5或2。3.1.4齿形、压力角 、螺旋角和齿宽b7的汽车传动齿轮按表3-1选择。表 3-1 汽车传动齿轮的齿形、压力角和螺旋角齿形压力角螺旋角车高齿形和改良齿形14.5、15、16、16.52545普通卡车GB/T1356-2001规定的标准齿形202030重型车辆GB/T1356-2001规定的标准齿

29、形低档、倒档 22.5、25小螺旋角压力角小，重合度大，传动平稳，噪音低；当压力角大时，可以提高轮齿的弯曲强度和表面接触强度。对于汽车，为了增加重合度，降低噪音，取较小的值；对于卡车，为了提高齿轮承载能力，取较大值。本设计中，传动齿轮的压力角取20 ，啮合套或同步器取30 。需要注意的是，在选择斜齿轮的螺旋角时，中间轴上的轴向力应相互抵消。为此，中间轴上的所有齿轮都向右转动，而第一轴和第二轴上的斜齿轮向左转动，轴向力通过轴承盖由外壳承担。齿轮宽度b的大小直接影响齿轮的承载能力。 b越大，齿的承载能力越高。但试验表明，齿宽增加到一定值后，由于载荷分布不均匀，齿轮轴承负载能力降低。因此，在保证齿轮

30、强度的情况下8 ，齿宽应选择尽可能小，以减轻变速器的重量，缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选择齿宽：直齿b=(4.58.0)m，mm斜齿b=(6.08.5)m，mm第一轴恒啮合齿轮副的齿宽系数值可以较大，从而增加接触线的长度，减少接触应力，从而提高传动的稳定性和寿命的齿轮。3.1.5齿轮位移系数位移齿轮主要有两种类型：高度位移和角位移。高位移齿轮对的一对啮合齿轮的位移系数之和为零。大排量可以增加小齿轮的齿根强度，使其接近大齿轮的强度。大排量齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，而且难以降低噪音。角位移齿轮副的位移系数之和不等于0。角位移能获得良好的啮合性能和传动质量指标，所以使用较

31、多。位移系数的选择原则：1 ）对于高档齿轮，位移系数的选择应按照保证最大接触强度的原则和最有利的抗胶和耐磨性原则来选择。2 ）对于低速齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险段齿厚相等的条件选择大小齿轮的位移系数。3 ）总位移系数越小，轮齿根的抗弯强度越低。但它容易吸收冲击和振动，噪音更小。为了降低噪音，变速器中除一、二档以外的其他齿轮的总排量系数应选择较小的值。一般来说，随着档位减小，总变异系数应逐档增加。一、二、倒档应选择较大的值。3.2 各齿轮传动比及轮齿数的确定3.2.1确定第一齿轮的齿数已知一档传动比(3-7)为了确定Z 9和Z 10的齿数，首先求齿数之和： （3-8）其中A = 7

32、7.08mm， m =3；所以有。在选择齿轮的齿数时，应注意最好不要使匹配齿轮的齿数之和为偶数，以减少齿轮齿数之间出现公约数的机会。大齿轮和小齿轮，否则会造成齿面磨损不均。然后取=51。当汽车为三轴传动时，若此处取=16 ，则可得=35。基于主A和m的计算可能不是整数。将其调整为整数后，从公式（3-8）可以看出，中心距发生了变化。此时，中心距应由齿轮位移系数反算。 A ，然后将这个修正后的中心距作为以后计算的基础。此处修正为 51，则根据公式（3-8），可以反推76.5mmA = 。3.2.2确定恒啮合齿轮副的齿数由公式（3-7）计算恒啮合齿轮的传动比(3-9)从可用的已知数据来看：常啮合齿轮

33、的中心距等于第一齿轮的中心距，斜齿轮的中心距(3-10)由此我们得到： （3-11）根据已知数据可以计算出： 。联立方程可以得到： =19， =34。然后根据公式（3-7），可以计算出一档的实际传动比为： 。3.2.3确定其他齿轮的齿数2档传动比(3-12)所以有： ，对于斜齿轮：(3-13)所以：联立方程得到： .按同样方法可分别计算：三档；五档。3.2.4确定倒档齿轮的齿数一般来说，倒档齿轮比接近一档齿轮比，在本设计中，倒档齿轮比为3.7。中间轴上的倒档齿轮的齿数略小于一档主动齿轮10的齿数，以较小者为准。一般情况下，倒档轴档位取2123，这里取=23。由(3-14)可以计算出来。由于该设

34、计中倒车齿轮也是斜齿轮，因此可以得到中间轴与倒车轴的中心距。倒档轴与第二轴的中心距第四章传动齿轮的强度计算与材料选择4.1 齿轮损坏的原因齿轮损坏分为三种类型：断齿、齿面疲劳剥落和变速齿轮端部损坏。4.2 齿轮强度计算与材料接触应力与其他机械设备中使用的变速器相比，不同用途车辆的变速器齿轮的使用条件还是相似的。此外，汽车传动齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式等基本相同。如汽车传动齿轮采用低碳合金钢，剃齿或齿轮精加工，齿轮表面经渗碳淬火热处理，齿轮精度不低于7级。因此，使用比一般齿轮强度计算公式更简化的计算公式计算汽车齿轮可以获得更准确的结果。这里选择的齿轮材料是40Cr。

35、4.2.1齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力(4-1)其中弯曲应力（MPa）；一档10的圆周力（N） ，；其中是计算的载荷 (N mm)， d是节圆的直径。应力集中系数，可近似取为1.65；摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；b 齿宽（mm），取20t端面齿距（mm）；y齿形系数在一档时，中间轴上的计算扭矩为：(4-2)可用= 659668Nm因此，可以得到；然后将得到的数据代入式(4-1)得当计算载荷取最大扭矩作用于变速器第一轴时，第一档正齿轮10的弯曲应力在400850MPa之间。斜齿轮的弯曲应力(4-3)重合度影响系数，取2.0；其他参数同式(4-1 ) 。二档圆周力：(4-

36、4)根据斜齿轮参数计算公式可得： =6798.8N齿轮8的当量齿数=47.7，由表（4-1）可得： .因此，可以得到：同样可以得到： .根据第二个齿轮的计算方法，可以得到其他齿轮的弯曲应力。计算结果如下：三档： ;四档： ;五档： ;当计算载荷取作用在第一轴上的最大扭矩时，常啮合齿轮和高档齿轮的许用应力在180-350MPa左右。因此，上述直齿轮和斜齿轮的计算结果满足抗弯强度要求。4.2.2齿轮材料接触应力齿轮接触应力11(4-5)式中齿轮的接触应力（MPa）；F 齿面法向力（N）， ；- (N) 处的圆周力；节点处的压力角（）；齿轮螺旋角（）；E齿轮材料的弹性模量（MPa），宜查数据；B 实

37、际齿轮接触宽度， 20mm；主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；正齿轮：(4-6)(4-7)斜齿轮：(4-8)(4-9)其中，主、从动齿轮的节圆半径（mm）分别为。以作用于变速器第一轴的载荷为计算载荷时，传动齿轮的许用接触应力如下表所示：表 4-1 传动齿轮的内容接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900 2000950 1000恒啮合齿轮和高等级1300 1400650 700通过计算可以得出各齿轮的接触应力如下：一档： =1998.61MPa ；二档： =1325.17MPa；三档： =1233.1MPa齿轮： =1208.5MPa；五档： =1015.78MPa；倒

38、档： =1904.32MPa由上表4-1可知，设计的传动齿轮的接触应力基本满足要求。第五章传动轴设计与校核5.1 传动轴结构及尺寸5.1.1轴的结构第一轴通常与齿轮成一体，前端多支撑在飞轮腔的轴承上，其轴径根据前轴承直径确定。轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由带止动环和轴承盖的后轴承实现。第一轴的长度由离合器的轴向尺寸决定，花键尺寸应与离合器轮毂的花键统一考虑。第一个轴如图 5-1 所示：图 5-1 变速器第一轴中间轴分为转轴式和固定轴式。本设计采用转轴传动方案。由于一、倒档齿轮较小，通常与中间轴为一体，高档齿轮分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示：一档倒档图 5-2 传

39、动中间轴5.1.2轴尺寸传动轴的确定和尺寸主要根据结构布置的要求，并考虑加工工艺和装配工艺的要求来确定12。在草图设计中，轴的长度可以通过齿轮和变速零件的工作位置和尺寸来初步确定。轴径可参照同类汽车传动轴的尺寸选择，或按以下经验选择第一轴和中间轴： （5-1）第二轴： （5-2）式中发动机的最大扭矩，Nm为了保证设计的合理性，轴的强度和刚度应有一定的协调关系。因此，轴径d与轴长L的关系可以选择如下：第一轴和中间轴： d/L =0.16 0.18；第二轴： d/L =0.18 0.21。5.2 轴校准一般来说，考虑加工和装配的变速器的结构布置所确定的轴的强度是足够的，只可以检查危险部分。对于本设

40、计的变速器，在设计过程中，轴13的强度和刚度有一定的余量，所以在校核时只需要校核一个齿轮；因为车辆在行驶过程中，一档传递的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构复杂，是重点检查对象。下面检查第一和第二轴。5.2.1第一轴的强度和刚度检查由于第一轴在运行过程中的弯矩很小，可以忽略不计，可以认为它只受扭矩。在这种情况下，轴的扭矩强度条件公式为(5-3)式中扭转剪应力，MPa；T 轴上的扭矩，Nmm；轴的扭转截面系数， ；P轴传递的功率，kw；d轴在计算截面处的直径，mm； 许用扭剪应力，MPa。其中P =95kw， n =5750r/min， d = 24mm；代入上式可得：从表中可以看

41、出， =55MPa，所以 满足强度要求。轴的扭转变形表示为每米长度的扭转角。其计算公式为：(5-4)式中， T轴上的扭矩，Nmm；G 轴材料的剪切弹性模量，MPa，对于钢， G = 8.1 MPa；轴截面的极惯性矩， ， ；将已知数据代入上式可得：适用于一般传动轴；因此，它也满足刚性要求。5.2.2第二轴的强度和刚度检查1) 轴强度校核用于计算的齿轮啮合的径向力和轴向力可以得到如下：(5-5)(5-6)(5-7)公式中计算齿轮的传动比，这里是三档传动比3.85；d计算齿轮的节圆直径，mm，为105mm；节点处的压力角，16；- 螺旋角，30；发动机最大扭矩为170000Nmm。代入上式得： ;

42、 ; .危险段受力图为：图 5-3 危险段受力分析平面： (160+75)= 75，我们可以得到=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： 。轴上的扭矩为： 。因此，危险段的组合弯矩为：(5-9)可用M那么弯矩和扭矩共同作用下的轴向应力（MPa）：(5-10)代入上式得： ， =400 MPa 低档工作时，有： ，满足要求。2）检查轴的刚度第二轴在垂直面的挠度和在水平面的挠度可以计算如下：(5-11)(5-12)式中轮齿宽中间平面上的径向力（N），等于；- 轮齿宽度中平面上的圆周力 (N)，等于；E弹性模量（MPa）， （MPa）， E

43、= MPa；I转动惯量（ ）， ， d为轴的直径（ ）；a、b齿轮作用力与支座A 、 B的距离（ ）；L 支撑之间的距离（ ）。将这些值代入方程 (5-11) 和 (5-12) 得到： , .因此，轴的全挠度为，满足刚度要求。第六章传动同步器及运行机构设计6.1 同步器设计如前所述，本设计中使用的同步器类型为锁环同步器，其结构如下图6-1所示：图 6-1 锁环同步器1、9传动齿轮2滚针轴承3、8组合齿圈4、7锁紧环（同步环）5-弹簧 6-定位销 10-花键轮毂 11-组合套筒6.1.1同步器如何工作如图6-2所示，该型同步器的工作原理是：换档时，轴向作用在啮合套上的换档力推动啮合套，带动定位销

44、和锁紧环运动，直到锁环的锥面与啮合齿轮的锥面接触，直到与啮合齿轮上的锥面接触。之后，由于作用在锥面上的法向力与两个锥面的角速度不同，在锥面上作用有摩擦力矩，使锁紧环相对于啮合套和滑块转动一角度。 , 滑块移动。被定位。接着，啮合套筒的齿端与锁环齿端的锁紧面接触（图6-2b），使啮合套筒的运动受阻，同步器处于锁定状态，第一阶段的换档就结束了。换档力继续将锁紧环压在锥面上，使摩擦力矩增大，同时反方向的拨环力矩作用在锁紧面上。齿轮和锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成第二阶段的换档过程。之后，摩擦力矩消失，拨环力矩返回锁紧环，两个锁紧面分离，同步器解除锁紧状态，啮合套上的啮合

45、齿通过锁紧环到达齿轮在换挡力的作用下。上部啮合齿啮合（图6-2d），完成同步换档。图6-2 锁环同步器工作原理6.1.2同步环主要参数的确定(1)同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺旋的顶部设计得较窄，则刮去摩擦锥面之间存在的油膜效果好。但是，如果顶部的宽度太窄，则会影响接触面的压力并加速磨损。试验还证明，螺纹的齿尖宽度对摩擦因数影响很大，摩擦因数随着齿尖磨损而降低，换档费力，因此齿尖宽度不易被太大了。螺纹槽设计得更大，使刮出的油可以储存在螺纹之间的间隙中，但螺距的增大会减小接触面，增加磨损率。图 6 中给出的尺寸-3a适用于轻型和中型车辆；图 6-3b适用于重型车辆。通常轴向排油槽有6 12个，槽宽为3 4mm 图 6-3 同步器螺纹槽形式(2)锥面半锥角摩擦锥的半锥角，摩擦力矩越大。但如果太小，摩擦锥会产生自锁现象，避免自锁的条件为棕褐色。一般=6 8 。 =6 ，摩擦力矩较大，但是，当锥面的表面粗糙度没有严格控制时，就有粘咬的倾向； = 7 时，几乎没有咬合现象。本设计中使用的锥角均取为7 。摩擦锥的平均半径RR设计得越大，摩擦力矩越大。