六档手动变速器设计说明书

摘要汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的设计水平对汽车的动力性、燃料经济性、换挡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。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。本设计以现有企业正在生产的车型马自达6等车型为基础，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算；并对变速器的传动方案和结构形式进行设计；同时对操纵机构和同步器的结构进行设计；从而提高汽车的整体性能。关键词：变速器；齿轮；设计；结构；热处理；AbstractAutomobiledrivingsystemisthecorepartofthecar.Itstaskistoadjusttheperformanceoftransformengine,thepowereffectivelyandeconomicallytothedrivewheels,soastomeettherequirementsofcaruse.Transmissionisanimportantpartofcompletetransmissiontask,oneofthemaincomponentsarealsodeterminesvehicleperformance.Designofhorizontaltransmissionoftheautomobile'spowerperformance,fueleconomy,reliabilityofoperationoftheshiftandportability,stabletransmissionandefficiencyhavedirecteffect.Withthedevelopmentofautomobileindustry,cartransmissiondesigntrendistoincreaseitstransmissionpowertoweightratio,whichhassmallersizeandgoodperformanceandrequirements.ModelsofCA7220transmissioninthedesign,theexistingenterprisesareproducedbasedontheoutputgiven,enginetorque,speedandmaximumspeed,maximumslopeconditions,especially,thestructureparametersoftransmissiongearshaftstructureandsizearedesignedandcalculated;andthetransmissionschemeandthestructureofthetransmissiondesign;atthesametimestructureoftheoperatingmechanismandthesynchronizerdesign;Keywords:transmission;gear;design;structure;heattreatment;目录第1章，绪论…………5…………………9……………9………10……………………11第2章，变速器传动机构与操纵机构………………12……………13…………13………14

零部件结构方案分析………………15第3章，变速器的设计与计算……17

变速器主要参数的选择………………17

档数…………………17

传动比范围…………17

变速器各档传动比的确定……………18

中心距的选择……………………21

变速器的外形尺寸…………………21

齿轮参数的选择

……………………24

各档齿轮齿数的分配及传动比的计算………………24

变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整………………27……………………29

变速器齿轮强度校核…………………30

齿轮材料的选择原则…………………31

初选轴的直径………31

轴的强度验算…………32

轴的刚度计算………32

轴的强度计算………40

轴承选择与寿命计算…………………44

输入轴轴承的选择与寿命计算………45

输出轴轴承的选择与寿命计算………46

本章小结……………48结论……………………51附录……………………50参考文献…………………52致谢……………………54第1章绪论1.1概述随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节、变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求[1]。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。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。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等。变速器的基本设计要求[2]：保证汽车有必要的动力性和经济性；设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；设置倒档，使汽车能倒退行驶；换档迅速、省力、方便；工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档，以及换档冲击等现象出现；工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长；除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。

变速器传动机构有两种分类方法。

根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，六档变速器。根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性[3]。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时，6档变速器的装车率也在日益上升[4]。本次设计的变速器是在原有7220变速器的基础上，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。

1、对变速器传动机构的分析。

通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。

2、变速器主要参数的选择

变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。3、变速器齿轮强度的校核变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。4、轴的基本尺寸的确定及强度计算。对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。5、轴承的选择与寿命计算。对变速器轴的支撑部分选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为30万公里。第2章变速器传动机构机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。

变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。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，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在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。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。而中间轴式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与一轴在同一条直线上，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，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。

对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同[5]。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。

综上所述，由于此次设计的变速器是中档轿车变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。6档变速器，并且五、六档为超速档。常见的倒档布置方案如图2.1所示。图2.1b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图2.1c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方案对2.1c的缺点做了修改；图2.1e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2.1f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。

综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图2.1f所示方案。

倒档布置方案

1、齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计全部选用斜齿轮。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b（图2.2）影响齿轮强度[6]。要求尺寸b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C，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求： C=(1.2~1.4) （2.1）式中：——花键内径为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图中的尺寸可取为花键内径之1.25~1.40倍。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0.80～μm范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。

2、变速器轴变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易[7]。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与μm，硬度不低于58～63HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。3、变速器轴承的选择变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方[8]。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。章主要简要分析了各类型机构的优缺点，并针对所设计的变速器的类型特点和功用，对变速器的传动方式及主要零件的形式，做出了初步的选择，为后期的设计工作打下基础。第3章变速器的设计与计算本次设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，整车主要技术参数在参考了马自达6等车型之后，选用如下如下：最大输出扭矩200N·M发动机排量发动机输出功率100KW发动机空载最大转速车轮型号K407205/55R16V设计最高车速220km/h主减速器传动比档数选择的要求：

1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。

2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。因此，本次设计的轿车变速器为6档变速器。变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。六档变速器有两个超速挡，第六档的传动比甚至达到了0.7~0.6。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车则更大。本设计最高档传动比为0.664。

中心距的选择

变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：L=(3.0~3.4)A=(3.0~3.4)*100=300~340mm初选长度为320mm。1、模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。轿车模数的选取以发动机排量作为依据，各个齿轮统一选取模数为2.25，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。2、压力角

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。°、15°、16°°°或25°等大些的压力角[15]。国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。本变速器为了减伤噪音，全部选用压力角15°。3、螺旋角

各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，相互啮合的两对齿轮齿数之和，以使齿面磨损均匀[16]。根据下图确定各档齿轮齿数和传动比。两轴式六档变速器传动方案简图1输入轴；2输入轴四档齿轮；3三、四档同步器；4输出轴三档齿轮；5输出轴二档齿轮；6一、二档同步器；7输出轴一档齿轮；8输出轴倒挡齿轮；9倒挡同步器；10输出轴六档齿轮；11输出轴五档齿轮；12输出轴；13中间轴；14中间轴五档齿轮；15五、六档同步器；16中间轴六档齿轮；17倒档惰轮；18中间轴倒挡齿轮；19中间轴一档齿轮；20中间轴二档齿轮；21中间轴三档齿轮；22中间轴四档齿轮；3.1.7一档齿数及传动比的确定：如传动方案简图所示，一档所啮合的齿轮分别是、和、，其中属于最低档的小齿轮，齿数在12~17间选取。现取初选值：=17β=45°A=100则据上式可得；=45；=23；=39一档传动比为：根据上述步骤可以求得确定的一至六档传动比，并对中心距进行修正。一至六档修正后的变速比分别为：=1变速器内除倒挡以及倒挡惰轮之外的各齿轮，其齿数分别为：=23；=29；=37；=45；=17；=20；=39；=33=25；=17；=45；=42；2、对中心距A进行修正=62经修正得mm，为标准中心矩。7、计算倒档齿轮齿数及传动比初选中间轴上倒挡齿轮齿数为=17，输出轴倒档齿轮齿数，倒档轴上的倒档惰轮=19为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮5和齿轮12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式：已知：2.25100.125mm则可求的=68则倒挡传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离：=其中：=17+19=36取输出轴与倒档轴之间的距离：=其中：=68+19=87取用=98mm采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声[17]。

为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。本次设计螺旋角定为：一档至六档

倒档0

根据设计手册及相关图表得一档齿轮的变位当=100.125、β

、=45；=17；时，查得总变位系数=0.640变位系数分配为=0.200；=0.440；二档齿轮的变位

当=100.125、β

、=37；=25时，查得总变位系数=0.640变位系数分配为=0.240；=0.400；三档齿轮的变位

当=100.125、β

、=29；=33时，查得总变位系数=0.640变位系数分配为=0.355；=0.265；四档齿轮的变位

当=100.125、β

、=23；=39；时，查得总变位系数=0.640变位系数分配为=0.235；=0.385；五档齿轮的变位

当=100.125、β

、=20；=42；时，查得总变位系数=0.640变位系数分配为=0.295；=0.345；六档齿轮的变位当=100.125、β

、=17；=45；时，查得总变位系数=0.640变位系数分配为=0.440；=0.200；倒档齿轮的变位

输入轴与倒档轴之间：当=100.125、β=0

、=17；=19；查得总变位系数==0.440；=0.370；倒档与输出轴之间：当=100.125、β=0

、=19；=68；查得总变位系数==0.370；=-0.25；3.1.9

总结各档齿轮参数一档二档三档四档五档六档倒挡主从主从主从主从主从主从输入齿轮倒挡惰轮输出齿轮齿数174525373329392342204517171968分度圆直径153齿顶高全齿高齿顶直径齿根直径（1）满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对。如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。

（3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度>350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮[18]。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为58～62HRC。变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。在已知两轴式变速器中心距A时，轴的最大直径d和支承距离L的比值可在以下范围内选取：对输入轴，～；对输出轴，～。

输入轴花键部分直径d（mm）可按下式初选取：

式中：K——经验系数，K=4.0～4.6；

——发动机最大转矩（N.m）输入轴花键部分直径：

初选输入、输出轴支承之间的长度L=270mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径：式中：则，选用直径为25mm对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。

变速器轴的挠度和转角

轴的挠度和转角如图3.5所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用下式计算：1、变速器输入轴和输出轴的刚度校核（1）轴上受力分析一档工作时：输入轴的挠度和转角的计算：

已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，把有关数据代入上式中得：输入轴的挠度和转角的计算：

已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，把有关数据代入得到：二档工作时：输入轴的挠度和转角的计算：

已知：a=76.74mm；b=177.5mm；L=254.24mm；d=43.5mm，把有关数据代入得到：输出轴的挠度和转角的计算：

输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。

已知：a=79mm；b=177.5mm；L=256.49mm；d=40mm，把有关数据代入得到：输出轴的挠度和转角的计算：

输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。

已知：a=102.49mm；b=154mm；L=256.49mm；d=38mm，把有关数据代入得到：四档工作时：输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=153.99mm；b=100.25mm；L=254.24mm；d=64.5mm，把有关数据代入得到输出轴的挠度和转角的计算：

输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。

已知：a=156.24mm；b=100.25mm；L=256.49mm；d=35mm，把有关数据代入得到：倒档工作时：输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=229.17mm；b=25.07mm；L=254.24mm；d=30mm，把有关数据代入得到：输出轴的挠度和转角的计算：

输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=233.49mm；b=23mm；L=256.49mm；d=28mm，把有关数据代入得到：由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。

轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：计算输入轴的支反力：

已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，3、计算垂直面内的弯矩

轴上各点弯矩如图3.6所示：

作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩。轴在转矩T和弯矩的同时作用下，其应力为：将数据代入（3.29）式，得：在低档工作时，400MPa，符合要求。对输出轴校核：计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：已知：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm2、水平面内的支反力

输出轴弯矩图

轴承的使用寿命可按汽车以平均速度amv行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。

输入轴轴承的选择与寿命计算

初选轴承型号根据机械设计手册选择30205型号轴承=37KN，。1、初选轴承型号

根据机械设计手册选择轴承型号为：于是：所以轴承寿命满足要求。

本章主要对变速器的主要参数进行了选择，基本上完成了变速器主要尺寸的计算；同时对变速器各档齿轮进行弯曲疲劳强度和接触疲劳强度校核、对输入轴、输出轴的基本尺寸进行了设计；完成了轴的刚度和强度校核，以及完成了各轴轴承校核。

变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5～8mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。

为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。

为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。

为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取3.5～4mm

。采用铸铁壳体时，壁厚取5～6mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。

结论汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构对汽车的动力性、燃料经济性、换挡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。

本设计是依据现有生产企业生产车型的CA7220变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，设计出符合要求的变速器。着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算，同时对各结构件进行分析设计、改进，合理布置各部分总成，以达到良好的性能。

本次设计的变速器具有结构简单，加工、装配方便，因此降低了制造成本。同时又具有较好的动力性和经济性，从而保证了汽车行驶的稳定性和操纵性。由于此变速器全部采用同步器换档，所以具有换档轻便，噪声低等优点。由于本设计采用比较传统的设计方法，可能存在设计精度低，材料、资源浪费，部分结构可能存在一些缺点，望读者予以指正。参考文献[1]陈家瑞.汽车构造(上，下册)

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