【汽车变速器设计9200字（论文）】

绪论本文重点研究了汽车变速器的设计，它可以对发动机驱动轮的扭矩和速度进行调节。因此，可以针对不同的驾驶情况，选择不同的驾驶条件，调整行驶速度，改变扭矩等，最终保证在爬坡、转弯或加速等过程中，实现行驶速度和牵引力处于最佳状态。并且，空档和倒挡的功能以及可变功率等也是必不可少的。在设计中需要保证变速器具有以下要求：1.满足汽车基板设计与工作要求；2.变速箱切换至空挡时，没有动力传递；3.在调整是倒挡时，汽车可以向后运动；4.动力传递功率需符合既定要求；5.切换档位要方便、省力；6.工作可靠，不可出现换挡变速器无响应的状况；7.传动需要保持高工作效率；8.整体工作噪音需在要求范围内。除此之外，整个汽车的变速器要小结构、轻质量、低成本、装拆方便易于维护。设计中对档位的设置不仅需要考虑经济性要求，而且要依据相应的传动比，还要考虑道路条件，越恶劣的道路，齿轮比范围应当越大。1.1变速器的传动类型手动变速器(MT)是最能节省能源消耗的，并且此项技术较为基础，已经被我国各大车企所掌握，加上多年来制造技术与经验的积累，使得手动变速器的价值较低的同时还能保证较高的制造质量，因此，在一定时期内处于绝对领先地位，但是它也有较明显的缺陷，需要连续不断的操作，尤其是在城市间路段拥挤的情况下。自动档位变速器(AMT)的自动化程度较高，能够同时实现高速离合器和变速档位切换。其主要优势是驾驶员在过度踩油门时，自动控制系统能够限制最佳档位切换时间，减小了油门不合适导致的能源浪费。而此项技术还大大降低了驾驶操作的难度，驾驶更为舒适，自动化的操作还能有减少动力损失。此种变速器换挡时间也较为准确，必须在驾驶员踩下离合器的时候才可以切换，行为固定，能够提高安全性。电子控制式自动变速器(AT)在近几年汽车的发展中应用也越来越多，并且朝着多档位和数字化的方向发展，舒适性越来越好。日本aisinaw公司作为最大的自动一体变速器制造商在2006年研制的aiaa80e8自动变速系统，实现了更高的总变速比，且全方位的超越了5速自动变速器。所以，驾驶员在任意驾驶条件下，都能够获得最优的传动比。电子控制的模块可以自动选择更多的齿轮配比，大幅提升了传动的顺滑性能，因此，从驾驶角度看，最终的燃油经济性得到提升，汽车传动噪音显著下降。无极传动变速器(CVT)则显著不同于其他的传动方式，主要是通过两组锥齿轮和一条传动带所组成的能够变换出无限多种传动比的档位。变速器中传动带移动位置可以改变凹槽的宽度，匹配出不同的传动力矩和传动效率。因此，联和锥齿轮的连接宽度改变是，传动接触面和半径轮接触面积随之改变。另外，CVT传动是绝对连续的，不会出现剧烈的突然变化，与其他的变速器相比，燃油经济性更高，因此，在当今石油能源紧缺的情况下，CVT变速器的发展较快，而我国使用的CVT变速器多为5种、6种甚至更高。1.2变速器工作原理正常情况下齿轮的齿数都是固定的，因此一对配对的齿轮传动比也是固定的，在齿轮箱中，多个齿轮组成一定数量的传动比，通过调整不同的配对齿轮，可以实现最终输出速度和扭矩的改变。为了更清晰的了解变速器的变速原理，设定不同齿数的齿轮传递效率，驱动速度，齿数，从动轮为和。如果是小齿轮作为主动轮，则实现减速效果，反之，如果是大齿轮作为主动轮，则实现加速效果。因为=，而传动比为=/=/。通常，传动比可以通过配对齿轮的转速或者齿轮来表示，如下所示：依据此传动比的定义，在设计变速箱时可以通过调整不同齿数的齿轮来实现传动速度的调整。1.3研究方法变速器的设计首先是依据近年来国内外对于汽车变速器的设计，并查阅相关的文献资料获得初步认识，结合本专业所学知识，对比不同的设计方案，规划不同的齿轮配对齿数。然后计算不同配对齿轮的传动比，参考相关的设计手册，确定变速箱的结构尺寸与参数。最后，需要对各轴以及轴承进行校核，并且还要整体分析设计方案，完善设计系统结构。齿轮设计与校核2.1设计初始数据最高车速：发动机功率：转矩：总质量：转矩转速：车轮：0.35m2.2变速器各传动比的确定设计开始先依据经验暂选定一个传动比：(2.1)式中：—最高车速—最大功率下的转速—设计用车轮的半径—变速器最小传动比，本文的乘用车取0.85—主减速器传动比：(转矩适应系数=1.1～1.3)(2.2)所以，符合(2.3)对于双曲面型的减速装置，当≤6时，=90%的设计计算如下：①首先计算最大的爬坡度。(2.4)式中：G—重力，，—质量，—加速度，=17000N；另外，各参量取值如下：=4.5，=89%，=0.35m，=16.7°阻力控制系数为=0.0165×[1+0.01(-50)]=0.03795计算得②然后要满足行驶附着条件：(2.5)φ为附着精度系数，此处取0.6。为该汽车满载时的重力载荷，此处取70%mg；经计算≤3.283；由①②得2.551≤≤3.283；取=3.2；接着对最大传动比进行校核(2.6)满足在3.0~4.5的要求。确定各档位传动比：通常，传动比复合如下要求：(2.7)式中:是常数，因此，可推导出反向传动比：(2.8)(2.9)不同档位传动比为：(2.10)2.3变速器传动方案的确定图2.1是不同变速箱倒挡的传动方案示意图。其中，图2.1a是高速倒挡变速箱布置。图2.1b的设计可以大幅缩短中间轴运动长度，但是带来的困难时换挡困难。图2.1c优势是齿轮传动比非常高，实现极高的档位，但换挡的差别不大。图2.1d作为前面方案的改进，一定程度上削弱了其他方案的缺点。图2.1e对中间轴和端面进行了扩展。图2.1f齿轮配对一定，提高了换挡的准确性和建议性。图2.1g主要针对于重型卡车，减小了轴向的长度，但同时导致倒挡结构设计复杂，必须引入变速叉轴才可以。综上分析，本文中的轻型汽车变速器设计采用方案2.1f。图2.1倒档传动方案对比分析图2.2是传动过程中传输路线示意图。通过分析汽车不同运行状态对速度的要求，在一档和倒挡是要求高动力，因此此时齿轮配对应选择靠近车轴最低位置处。然而，变速箱设计需要保证轴的速度，要按照高低顺序进行排列。因此，一方面使轴地硬度提升，另一方面也降低了轴的安装难度。在分析工作时间时，一档工作时间很短，所以倒挡齿轮数接近于一档齿轮数，第一齿轮位置应靠近轴座。图2.2变速器传输路径图2.4中心距的确定参考其他的设计方案初步选定一个中心距，一般前置发动机自动变速器前置中心轴距比值为a，查询相关说明手册，选定a=66mm。2.5齿轮参数2.5.1模数对汽车驾驶员来说，综合考虑油耗等因素，质量与噪音的降低更为重要。所以，选择高模块齿轮是非常重要的。无论是联轴器啮齿还是常规齿轮，其齿廓都是渐开线形状，由于加工技术等原因，同一变速器内部会存在不同齿轮模数相同的情况。取样数值参考相关使用手册，选择范围主要是依据汽车排量和总质量选择，依据主要是相同尺寸的前提下小模数可以增大齿数，有利于换挡的效率。表2.1汽车变速器齿轮法向模数车型发动机排量(乘用车)V/L最大总质量(货车)/t1.0≤V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14＞14.0模数/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50~6.00表2.2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50——本文中选择的发动机排量为1.6L，根据表2.1及2.2，模数为2.25~2.75mm。2.5.2压力角压力角直接影响到传动的承载能力，国家规定齿轮压力角通常为20°。一般来说，较小的压力角14.5°、15°、16°、16.5°能实现高重合度和低传动噪声，在小型车应用广泛。但是对于重载车来说，高压力角22.5°或25°更有助于增大齿轮箱的承载力。根据国标规定无极传动标准压力角为20°，所以此项变速箱齿轮设计压力角直接按照国标设计。2.5.3螺旋角齿轮的螺旋角关乎齿轮的齿强度，如果螺旋角选择较大时，两个配对的齿轮啮合重合度提高，同时带来的优势是工作的平稳性显著提升，传动噪音大幅下降。而斜齿轮受力时收到螺旋角的影响，能够把轴向力通过派生力的形式作用于轴承上。2.5.4齿宽对于直齿圆柱齿轮，，为齿宽系数，本文中取值为7.0；对于斜齿圆柱齿轮，取值为6.0~8.5。若采用齿轮啮合传动等方式时，齿轮工作宽度在2~4mm，为了提高传动承载力，本文取4mm。2.5.5齿顶高系数高端装备制造技术的发展使齿顶高系数不断改进，目前高精度的齿轮加工，其系数为1.00。2.6齿轮的设计计算与校核2.6.1各挡齿轮齿数的分配一档齿轮初选斜齿，模数2.5mm，螺旋角22°。传动比：(2.11)通过齿数和来逐步求解，(2.12)以此，可得=11.65取12，=49-12=37。然后修正中心距A，并将修正的中心距通过计算分配与各个齿轮上。(2.13)经过变位设计的一档齿轮，端面压力角设计为(2.14)啮合角设计为：(2.15)变位系数设计为：(2.16)然后参考变位系数线图：(2.17)接着可以求解齿轮9、10的相关参数。如分度圆直径为：(2.18)(2.19)齿顶高求解：(2.20)(2.21)式中：(2.22)(2.23)齿根高求解：(2.24)(2.25)齿顶圆直径求解：(2.26)(2.27)齿根圆直径求解：(2.28)(2.29)当量齿数求解：(2.30)(2.31)二挡齿轮选定斜齿，模数2.25，=24°。(2.32)(2.33)(2.34)角度变位后求解如下：理论中心距求解：(2.35)端面压力角求解：(2.36)(2.37)端面啮合角求解：(2.39)(2.40)变位系数之和求解：(2.41)参考变位线图：(2.42)(2.43)二挡齿轮参数求解：分度圆直径求解：(2.44)(2.45)齿顶高求解：(2.46)(2.47)式中：(2.48)(2.49)齿根高求解： (2.50)(2.51)齿顶圆直径求解：(2.52)(2.53)齿根圆直径求解：(2.54)(2.55)当量齿数求解：(2.56)(2.57)三挡齿轮初选斜齿，=22°，模数2.25。(2.58)(2.59)(2.60)(2.61)角度变位后求解如下：理论中心距求解：(2.62)端面压力角求解：(2.63)(2.64)端面啮合角求解：(2.65)(2.66)变位系数之和求解：(2.67)查图后：分度圆直径求解：(2.68)(2.69)齿顶高求解：(2.70)(2.71)式中：(2.72)(2.73)齿根高求解：(2.74)(2.75)齿顶圆直径求解：(2.76)(2.77)齿根圆直径求解：(2.78)(2.79)当量齿数求解：(2.80)(2.81)四挡齿轮初选斜齿，=24°，模数2.5。(2.82)(2.83)(2.84)(2.85)(2.86)变位后求解如下：理论中心距求解：(2.87)端面压力角求解：(2.88)(2.89)端面啮合角求解：(2.90)(2.91)变位系数之和求解：(2.92)查图得：(2.93)分度圆直径求解：(2.94)(2.95)齿顶高求解：(2.96)(2.97)式中：(2.98)(2.99)齿根高求解：(2.100)(2.101)齿顶圆直径求解：(2.102)(2.103)齿根圆直径求解：(2.104)(2.105)当量齿数求解：(2.106)(2.107)五挡齿轮初选斜齿，=22°，2.25。(2.108)(2.109)(2.110)(2.111)则：(2.112)变位后求解如下：理论中心距求解：(2.113)端面压力角求解：(2.114)(2.115)端面啮合角求解：(2.116)(2.117)变位系数之和求解：(2.118)查图得：(2.119)分度圆直径求解：(2.120)(2.121)齿顶高求解：(2.122)(2.123)式中：(2.124)(2.125)齿根高求解：(2.126)(2.127)齿顶圆直径求解：(2.128)(2.129)齿根圆直径求解：(2.130)(2.131)当量齿数求解：(2.132)(2.133)倒挡齿轮设计如下：由于其模数与一档相同，的齿数在21～23之间，在确定了齿轮12后，可依据中心距计算13齿轮的齿数。已知=21，=13，计算如下(2.134)为避免倒挡齿轮啮合干涉问题，齿轮的齿顶圆需要留有一定的间隙，约0.5mm，所以齿轮13的齿顶圆直径计算如下：(2.135)(2.136)(2.137)依据经验，查手册后取=34。然后计算倒挡轴和输出轴之间的距离(2.138)传动比求解：(2.139)2.6.2齿轮材料的选择原则1.满足工况要求不同工况下对齿轮的性能要求不同，因此，设计所用的材料也不同。但是，通常情况下，齿轮都应具有较高的强度以及耐磨性，外表面高硬度，芯部低硬度。2.材料选择恰当一般配对的两个齿轮的硬度是不同的，硬度差应在30-50HBS之间。所以，为了提高齿轮的耐磨性，两个齿轮的材料通常是不同的。3.设计考虑后加工处理齿轮表面经常需要渗碳或渗氮进行强化，最终表面硬度可达HRC58〜63。而如果是氰化物齿轮，其涂层深度一般低于0.2，表面硬度1/hrc。若是汽车高性能变速器，高性能的钢材也可以用，如25crmnmo,20crnimo,12cr3a等。在经过淬火或渗碳等处理后，表面硬度显著提升，晶粒得到细化。2.6.3计算各轴的转矩本文中汽车计算采用的发动机最大扭矩192N.m，各效率如下，齿轮99%，离合器98%，轴承96%。输入轴(2.140)输出轴(2.141)一挡(2.142)二挡(2.143)三挡(2.144)四挡(2.145)五挡(2.146)倒挡(2.147)2.6.4轮齿的校核1、倒档直齿——求解轮弯曲应力图3.1齿形系数图(2.148)式中：—弯曲应力，MPa；—计算载荷，N.mm；—应力集中系数，插值得=1.65；—摩擦力影响系数，(由于受力方向影响，主动轮=1.1，从动轮=0.9)；—齿宽(mm)；—模数；—齿形系数，如图3.1。若计算载荷取当前一周最大转矩，直齿轮弯曲应力400〜850MPa，满足实际重载卡车要求。然后可以计算出倒挡齿轮11，12，13所对应的弯曲应力。(2.149)(2.150)(2.151)(2.152)(2.153)斜齿轮弯曲应力(2.154)式中：—计算载荷，N·mm；—法向模数，mm；—齿数；—斜齿轮螺旋角，°；—应力集中系数，取1.50；—齿形系数，参照当量齿数查图；—齿宽系数—重合度影响系数，取2.0。若计算负载吸收一轴的扭矩，乘用车恒定档位配合高速变速器，使应力维持在180-350MPa，对于卡车则维持在100-250MPa。(1)求解一档齿轮9，10的弯曲应力(2.155)(2.156)(2.157)(2)求解二挡齿轮7，8的弯曲应力(2.158)(2.159)(2.160)(3)求解三挡齿轮5，6的弯曲应力(2.167)(2.168)(2.169)(4)求解四挡齿轮3，4的弯曲应力(2.170)(2.171)(2.172)(5)求解五挡齿轮1，2的弯曲应力(2.173)(2.174)(2.175)2.6.5轮齿的接触应力(2.176)式中：—轮齿的接触应力，MPa；—计算载荷，N.mm；—节圆直径，mm；—节点处压力角，°，—齿轮螺旋角，°；—齿轮材料的弹性模量，MPa；—齿轮接触的实际宽度，mm；、—主、从动齿轮节点处的曲率半径，直齿轮，斜齿轮；、—主、从动齿轮节圆半径，mm。计算载荷若采用一轴上时，许用接触应力见表3.2。表3.2变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900～2000950～1000常啮合齿轮和高挡1300～1400650～700弹性模量=20.6×104N·mm-2，齿宽(1)求解一挡齿轮9，10的接触应力(2.177)(2.178)(2.179)(2.180)(2.181)(2.182)(2.183)(2)求解二挡齿轮7，8的接触应力(2.184)(2.185)(2.186)(2.187)(2.188)(2.189)(2.190)(3)求解三挡齿轮5，6的接触应力(2.191)(2.192)(2.193)(2.194)(2.195)(2.196)(2.197)(4)求解四挡齿轮3，4的接触应力(2.198)(2.199)(2.220)(2.221)(2.222)(2.223)(2.224)(5)求解五挡齿轮1，2的接触应力(2.225)(2.226)(2.227)(2.228)(2.229)(2.230)(2.231)(6)求解倒挡齿轮11，12，13的接触应力(2.232)(2.233)(2.234)(2.235)(2.236)(2.237)(2.238)(2.239)(2.240)(2.241)轴设计与校核3.1轴的设计计算及轴承的选择与校核3.1.1轴的工艺要求变速器的轴设计是全文设计重要的一部分，里面包含了轴承的安装、润滑、磨损、间隙等多种参量。为了提高轴表面强度，可以采用渗碳、渗氮等多种方式，或者氰化热处理等。通常，氰化处理只用于二轴，并且可以搭配滑动齿轮。但是，其他轴可以采用高频热处理的方式实现表面改性。对于主轴颈用于滚针辊道时，同时要保证高机械性能和高表面光洁度。综合来看，表面硬度在HRC58~63之间，表面质量不小于8级。但是，对于推力轴承的端面等，其表面质量应高于7级，同时，需要保证端面加工精度，包括轴径不同位置的同心度。对于高碳钢或渗碳后的轴，不应当对螺纹所在部位渗碳以提高强度，由于应力集中现象已出现裂纹。最后，轴的设计应当尽可能减少阶梯的存在，不仅减少加工困难度，而且可以削弱成本。3.1.2初选轴的直径通过轴不同位置直径的设计，可以确定整个轴所能承受的最大扭矩和刚度。反之，可以通过承载计算，求解轴径尺寸，取整得d=25mm(3.1)图3.2轴径结构设计3.1.3轴的强度计算设定在垂直面和水平面内内承受挠度和，转角为δ，可得(3.2)(3.3)(3.4)式中：—中间平面径向力，N；—中间平面圆周力，N；—弹性模量，MPa，=2.1×105MPa；—惯性矩，对于实心轴，；—轴段直径；、—作用力距支座、的距离，mm；—支座间的距离，mm。齿轮轴整体挠度为(3.5)垂直面和水平面挠度允许值分别为。由于齿轮平面转角最大0.002rad，则一轴受力最大，只需对一轴校核即可。输入轴刚度：(3.6)(3.7)(3.8)一挡齿轮受力：图4.2输入轴受力分析图输出轴刚度：图4.3输出轴受力分析图(3.9)(3.10)(3.11)(3.12)(3.13)(3.14)输入轴的强度校核图4.4输入轴的强度分析图一档时挠度最大，属于危险轴，必须进行校核。(3.15)(3.16)1).竖直平面(3.17)得(3.18)竖直力矩(3.19)2).水平面、和弯矩(3.20)(3.21)按第三强度理论得：(3.22)(3.23)输出轴强度校核(3.24)(3.25)1).竖直平面(3.26)得(3.27)竖直力矩(3.28)2).水平面、和弯矩(3.29)(3.30)按第三强度理论得：(3.31)(3.32)3.1.4轴承的选择与校核如果变速箱的轴确定之后，轴承的选择就至关重要，因为不同系列的轴承会对轴产生不同大小和方向的力。因此，本文中选择30205系列的轴承，作为最常用的轴承系列之一，e=0.37，y=1.6，并且此类轴承具有极高的使用寿命，约为24000h。校核轴承寿命：Ⅰ)、水平面内支反力和弯矩(3.33)(3.34)求解得(3.35)Ⅱ)、内部附加力查手册得Y=1.6(3.36)(3.37)Ⅲ)、轴向力和由于(3.38)判定左侧轴承被放松，右侧轴承被压紧(3.39)(3.40)Ⅳ)、求当量动载荷查机械设计课程设计得(3.41),故右侧轴承X=0.67左侧轴承X=0.4径向当量动载荷(3.42)校核轴承寿命预期寿命(3.43)(3.44)为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。(3.45)(3.46)因此，校核结果为合格。输出轴轴承校核：查30206圆锥滚子轴承的，计算的轴承的预期寿命为。轴承寿命校核：Ⅰ)、求解水平面支反力和弯矩(3.47)(3.48)由以上两式可得(3.49)Ⅱ)、内部附加力查手册得Y=1.6(3.50)(3.51)Ⅲ)、轴向力和由于(3.52)所以右侧轴承被放松，左侧轴承被压紧(3.53)(3.54)Ⅳ)、求当量动载荷查机械设计课程设计得(3.55)故右侧轴承X=0.67左侧轴承X=0.4径向当量动载荷(3.56)校核轴承寿命预期寿命(3.57)(3.58)(3.59)故该轴承合格3.2变速器同步器与操纵机构的设计3.2.1同步环主要参数的确定(1)表面机加工如果螺纹槽顶部减小至一定高度时，润滑油的润滑状态最佳。但是过小的间隙会导致磨损加剧。如果齿间磨损严重时，顶部间隙增大，虽然有利于润滑液的保存，但是导致润滑失效，同样会降低工作效果。如下图5.1a所示的适用于轻载中小型车辆，图5.1b适用于重载大型车辆。并且螺纹槽一般有6-12个排水口，槽宽约为3-4mm。图5.1同步器螺纹槽形式(2)锥面螺旋升角一般摩擦圆柱体水平面与椎体夹角数值越小，摩擦所受的力矩越大。若接触面积过小，或螺旋角选择不合适，容易出现自锁现象，所以良好的传动效率需要避免自锁现象。当螺旋升角在6°~8°时，摩擦力矩较大，再加上表面粗糙度较大，相互接触的两个面在温度升高时容易出现黏着，进而出现自锁。(3)摩擦锥面平均半径R摩擦转矩是传动中的一个关键参量，平均半径越大，转矩越大。设计过程中，无论是传输中心距离还是零件尺寸的大小都会影响到锥面平均半径的大小，随着半径的增大，同步环径向厚度受限，所以，设计中可以在一定范围内让平均半径尽可能增大。(4)锥面工作长度b如果可以控制锥面的轴向工作长度，便能够减小变速箱的整体尺寸，使轴向长度以及工作长度同时大幅缩短，但是，同时会导致对应轴上的工作压力与速度提升，最终导致磨损程度显著提升。因此，设计过程中需要综合考虑后，计算校核确定锥面的工作长度(3.60)(5)同步环径向厚度同步环的径向厚度与摩擦锥的半径影响结果相似，都能够影响到相关零部件之间距离，从而对最终变速箱的整体设计尺寸产生影响。综合来看，齿轮机构箱体结构不应过厚，但是还需要保证同步环在箱体径向能够完好的安装，并保证足够大的强度。轿厢控制环厚度明显薄于重载卡车，加工必须通过精密锻造实现，才能同时满足一定的屈服强度和使用寿命，然而，对于某些服役条件不严苛的工况，如叉车可以简单通过压铸实现，采用锰黄铜等低价材料即可实现。若齿轮表面对耐磨性等有要求，则需要采用表面改性技术来提高性能。因为钼环的寿命远高于铜环，另一种方式是在铸铁表面涂覆0.3-0.5毫米厚的钼，以提升耐磨性和强度，除此之外，钢制同步器涂覆钼，不仅省掉了高价铜，而且提高了环的强度。3.2.2变速器的操纵机构变速箱设计过程中除要满足前面的诸多要求之外，还应满足以下几点设计要求：1.换挡时，只能保证进入一个档位，不可出现换挡后来回切换的现象，成为联锁结构。2.换挡过程若是采用自动变速杆来回滑动拨叉，会导致齿轮无法处于最佳啮合状态，从而影响到齿轮的服役寿命。即使完全啮合，也会导致车辆振动明显，齿轮轴向移动。同样需要通过联锁结构来避免此种现象。3.设计中需要增加反向锁，即在行驶过程中不能由于意外直接滑入倒挡，这会导致变速箱齿轮出现冲击损坏现象，甚至导致严重事故，这是必须避免的。1.自锁钢球2.自锁弹簧3.变速器盖4.互锁钢球5.互锁销6.拨叉轴图5.2变速器自锁与互锁结构4结论与展望4.1结论本文设计了2轴齿轮变速箱，通过变位调整中心距和齿轮模块，确定了倒挡和各档位的设计，确定齿轮的压力角，螺旋升角以及齿轮齿数等。然后计算了各齿轮的齿宽、齿廓系数等，求解出了传动比，修正每个齿轮的齿数。接着分析了齿轮材料的选择原理，校核了不同的齿轮。设计计算了轴承和轴径尺寸，确定不同轴段的轴径大小，并进行验证校核。最后，简要说明了变速箱的变速原理。设计采用的是5+1速手动变速箱，虽然存在大范围的扭矩波动，但是结构简单，易于制造，价格低廉，能够满足大部分场景驾驶的需要。并且结构稳定，技术成熟，噪音小。除此之外，广泛的齿轮比调教能够满足不同的工作条件，符合经济性要求。同步器的使用，虽然增加了成本，但是提高了驾驶的安全性和便利性。最后，基于设计的安全性和经济性原则，组件设计较为开放，标准较高，最终使得设计的安全性较高。4.2展望汽车变速器作为汽车结构中最重要的部件之一，在未来越来越趋向与智能化，并且也离不开材料的进步，如高熵合金、非晶合金、复合材料等，这些材料的使用不仅有助于汽车的轻量化，而且还能够提高汽车的减震效果，提高驾驶安全性。各零部件的优化设计，未来也能