購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載就能得到。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖，doc,docx為WORD文檔，有不明白之處，可咨詢Q:1304139763
湘潭大學興湘學院
畢業(yè)設計說明書
題 目： 橋車手動變速箱設計（5+1）
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
學 號： 2010962928
姓 名： 舒宏輝
指導教師： 姜勝強
完成日期： 2014-05-25
目錄
摘要
第一章 緒論 3
1.1手動變速器的應用與發(fā)展 3
1.2變速器作用 3
1.3變速器的形式 4
1.4手動變速器工作原理 5
第二章 變速器總體方案設計 6
2.1變速器的性能要求 6
2.2變速器的結構方案 6
2.2.1 齒輪型式 7
2.2.2 軸承型式 7
2.2.3 換檔結構型式 7
2.3變速器的傳動方案 8
第三章 變速器齒輪參數(shù)的選擇與主要零件的選擇 9
3.1 檔位數(shù)和傳動比 9
3.2 中心距 10
3.3 軸向尺寸 10
3.4 齒輪模數(shù) 11
3.5齒輪參數(shù) 11
3.6各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 12
3.6.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 12
3.6.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 13
3.6.3確定其他檔位的齒數(shù) 13
3.6.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) 14
3.7齒輪的變位系數(shù)的選擇 14
第四章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇 15
4.1變速器齒輪的幾何計算 15
4.2齒輪的強度計算與校核 17
4.2.1.齒輪彎曲應力計算 17
4.2.2 輪齒接觸應力計算 19
4.3變速器齒輪的材料及熱處理 21
第五章 變速器軸的設計與校核 22
5.1 變速器軸的結構和尺寸 22
5.1.1 軸的結構 22
5.1.2 軸的尺寸 23
5.2.1輸入軸的強度與剛度校核 24
5.2.2輸出軸的強度與剛度校核 25
第六章 同步器及換擋機構的設計 27
第七章 結論 28
參考文獻
轎車5擋機械式手動變速器設計
摘 要
本設計的任務是設計一臺用于轎車上的手動變速器。
根據(jù)轎車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)結合自己選擇的適合于該轎車的發(fā)動機型號的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。再結合某些轎車的基本參數(shù)，選擇適當?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，計算出相關的變速器參數(shù)并論證設計的合理性。
關鍵詞：變速器；齒輪；同步器；設計
The Design of Car’s Five Blocked Mechanical Manual Gearbox
Abstract
Along with the development of the automobile industry,the trend of car transmission designing is to increase its transmission power and decrese its weight ,and hope have smaller size and excellent performance. In conditions that knowing the engine output torque , speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focuson the designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design ，Structure by the process performance together, and fit and strong, smooth transmission and low noise, fuel-efficient and low cost。
Key words: transmission ; gear ; synchrotron ; design
29
第一章 緒論
變速器是用于改變發(fā)動機的轉矩及轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速不同要求的汽車總成。設置變速器的目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。因此它的性能直接影響汽車的動力性和經(jīng)濟性設計的參數(shù)源于微型轎車五菱宏光而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)均來源于此種車型：
主減速比
4.75
最高時速
140km/h
輪胎型號
175/ 70 R14
發(fā)動機型號
L2B
最大扭矩
3600-4000r/min(rpm)
最大功率
5800r/min(rpm)
本設計側重于手動變速器的齒輪和軸的計算與校核，關于同步器和掛檔機構由10級學生朱繼軍完成。
。
1.1手動變速器的應用與發(fā)展
面對日益增長的乘用車市場，乘用車變速器的市場規(guī)模也將越來越大。2006年中國手動檔乘用車共銷售354.54萬臺。在中國每個大城市路況越來越擁堵的今天，堵車時走走停停的狀態(tài)下，手動擋操作繁瑣的劣勢更為突出。因此，目前國內(nèi)轎車市場上，手動擋車型的市場正在被各式各樣的自動擋車型蠶食，而在汽車工業(yè)高度發(fā)達的歐洲，手動擋車型依舊占有很大的市場份額。這說明，在許多追求純粹駕駛樂趣的人眼里，那種離合器、油門以及擋桿之間綿密細膩的配合樂趣是自動擋所無法替代的。
1.2變速器作用
（1）、改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；
（2）、在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；
（3）、利用空檔，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于發(fā)動機換檔或進行動力輸出。
1.3變速器的形式
汽車變速箱大致分為以下類型：
手動變速器（MT）
手動變速箱稱手動變速器（ManualTransmission，簡稱MT）又稱機械式變速器，即必須用手撥動變速桿（俗稱“擋把”）才能改變變速器內(nèi)的齒輪嚙合位置，改變傳動比，從而達到變速的目的。踩下離合時，方可撥得動變速桿。
2）自動變速器（AT）
AT(automatic transmission)代表自動變速器， 自動變速器又稱自動檔。自動變速器由：液力變扭器、行星齒輪變速器、控制機構組成。自動變速器具有操作容易、駕駛舒適、能減少駕駛者疲勞的優(yōu)點，已成為現(xiàn)代轎車配置的一種發(fā)展方向。裝有自動變速器的汽車能根據(jù)路面狀況自動變速變矩，駕駛者可以全神貫注地注視路面交通而不會被換擋搞得手忙腳亂。 汽車自動變速器常見的有三種型式：分別是液力自動變速器(AT)、機械無級自動變速器(CVT)、電控機械自動變速器(AMT)。目前轎車普遍使用的是AT，AT幾乎成為自動變速器的代名詞。 AT是由液力變扭器、行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩。其中液力變扭器是AT最重要的部件，它由泵輪、渦輪和導輪等構件組成，兼有傳遞扭矩和離合的作用。
3）電腦控制液力換擋機械式變速器（AMT）
AMT變速箱是在干式離合器和齒輪變速器基礎上加裝微機控制的自動變速系統(tǒng)，能根據(jù)車速、油門、駕駛員命令等參數(shù)，確定最佳檔位控制原來由駕駛員人工完成的離合器分離與接合、換檔手柄的摘檔與掛檔以及發(fā)動機的油門開度的同步調(diào)節(jié)等操作過程，最終實現(xiàn)換檔過程的操作自動化。AMT變速箱采用的是手動變速箱的齒輪式機械變速模式，相對于傳統(tǒng)自動變速箱的液體傳動
4）CVT無級變速箱/CVT帶擋位的變速箱
無級變速箱有著連續(xù)的變速比。其一直因為價格、尺寸及可靠性的關系而沒有大量裝備汽車。改進的設計使得CVT的使用已比較普遍。國產(chǎn)AUDI 2.8 CVT變速箱通過離合器與發(fā)動機相連，這樣，變速箱的輸入軸就可以和發(fā)動機達到同步轉速。
5）雙離合變速箱（DCT）
雙離合變速箱簡稱DCT，英文全稱為DualClutchTransmission，中文翻譯過來應該為“雙離合變速器”，因為其有兩組離合器，所以也有不少人干脆就叫它雙離合變速器。離合器位于發(fā)動機與變速器之間，發(fā)動是機與變速器動力傳遞的“開關”，它是一種既能傳遞動力，又能切斷動力的傳動機構。它的作用主要是保證汽車能平穩(wěn)起步，變速換擋時減輕變速齒輪的沖擊載荷并防止傳動系過載。在一般汽車上，汽車換檔時通過離合器分離與接合實現(xiàn)，在分離與接合之間就有動力傳遞暫時中斷的現(xiàn)象。這在普通汽車上沒有什么影響，但在爭分奪秒的賽車上，如果離合器掌握不好動力跟不上，車速就會變慢，影響成績。
6）序列變速箱
序列式變速箱(SEQUENTIAL Manual Gearbox ) 全稱序列式手動變速箱 也稱直齒變速箱。它區(qū)別于H-GEAR的只是操作方法，加檔和減檔只需要前后推拉排擋桿就可以完成降檔和加檔。而不是自動換檔由于普通波箱的斜齒配錐形同步器的設計雖然便于操作，噪音小，但是動力流失過多，只適用于民用車型。因此賽車波箱大都采用了直牙無同步器設計來減少傳動系統(tǒng)上的動力流失，增加輪下馬力。但是，直牙波箱的缺點在于，對車手的駕駛技術要求高，HEEL-TOE時的補油必須精確到剛好適合下一檔的轉速，同時H檔在操作時又很容易產(chǎn)生“錯檔”，而以上兩個失誤出現(xiàn)任何一個，都有可能損壞整個波箱。
1.4手動變速器工作原理
手動變速箱是有不同齒比的齒輪組構成的，它工作的基本原理就是通過切換不同的齒輪組，來實現(xiàn)齒比的變換。作為分配動力的關鍵環(huán)節(jié)，變速箱必須有動力輸入軸和輸出軸這兩大件，再加上構成變速箱的齒輪，就是一個手動變速箱最基本的組件。動力輸入軸與離合器相連，從離合器傳遞來的動力直接通過輸入軸傳遞給齒輪組，齒輪組是由直徑不同的齒輪組成的，不同的齒輪比例所達到的動力傳輸效果是完全不同的，平常駕駛中的換擋也就是指換齒輪比。
輸入軸，通過離合器和發(fā)動機相連，軸和上面的齒輪是一個硬連接的部件。輸入軸和中間軸的兩個齒輪是處于常嚙合狀態(tài)的，因此當輸入軸旋轉時就會帶動中間軸的旋轉。輸出軸，它也叫輸出軸直接和驅動軸相連（只針對后輪驅動，前驅一般為兩軸），再通過差速器來驅動汽車。
當車輪轉動時同樣會帶著花鍵軸一起轉動，此時，軸上的齒輪可以在花鍵軸上發(fā)生相對自由轉動。因此，在發(fā)動機停止，而車輪仍在轉動時，齒輪和中間軸處在靜止狀態(tài)，而花鍵軸則隨車輪轉動。這個原理和自行車后軸的飛輪很相似。齒輪和花鍵軸是由套筒來連接的，套筒隨著花鍵軸轉動，但同時也可以在花鍵軸上左右自由滑動來嚙合齒輪。
第二章 變速器總體方案設計
2.1變速器的性能要求
變速器的性能要求對變速器的要求，除一般便于制造，使用，維修以及質(zhì)量輕，尺寸緊湊外主要還有以下幾點：
1）保障汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性
2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸
3）設置倒檔，讓汽車能倒退行駛
4）換擋迅速，省力，方便
5）工作可靠，行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生
6）變速器應有高的工作效率
7）變速器工作噪聲低
2.2變速器的結構方案
變速傳動機構是變速器的主題，按工作軸的數(shù)量（不包括倒檔軸）可分為兩軸式變速器和三軸式變速器。
兩軸式變速器沒有中間軸， 只有輸入和輸出兩根軸的變速器。通常用在前驅車上輸入軸接受發(fā)動機傳來的動力輸出軸連接主減和差速器傳到半軸最后將動力傳到車輪
三軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器輸入軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機飛輪上，輸入軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而輸出軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。各傳動方案的共同特點是：變速器的輸入軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的輸出軸前端經(jīng)軸承支承在輸入軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔。是直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器輸入軸和輸出軸直接輸出，此時變速器傳動效率高，可達90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率要高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在輸入軸、中間軸和輸出軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與輸出軸之間的距離（中心距）不太大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔外的其它檔位換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或嚙合齒套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在輸出軸上。
本設計選用的汽車車型為五菱宏光，其采用的是發(fā)動機前置后輪驅動，采用三軸式變速器較合理。
2.2.1 齒輪型式
齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。
有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。
直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。因此倒檔采用直齒輪傳動方案，即除一檔和倒檔外，均采用斜齒輪傳動。
2.2.2 軸承型式
變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。
在本設計中，輸入軸常嚙合齒輪及輸出軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器輸入軸、輸出軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用深溝球軸承。
2.2.3 換檔結構型式
現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。
在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。
換檔位置結構圖2-1
2.3變速器的傳動方案
通過對變速器型式、傳動機構方案及主要零件結構方案的分析與選擇，并根據(jù)設計任務與要求，最終確定的傳動方案如圖2-2所示。其傳動路線：
一檔：一軸→1→2→中間軸→10→9→9、11間同步器→二軸→輸出
二檔：一軸→1→2→中間軸→8→7→5、7間同步器→二軸→輸出
三檔：一軸→1→2→中間軸→6→5→5、7間同步器→二軸→輸出
四檔：為直接檔，即一軸→1→1、3間同步器→二軸→輸出
五檔：一軸→1→2→中間軸→4→3→1、3間同步器→二軸→輸出
倒檔：一軸→1→2→中間軸→12→13→11→9、11間同步器→二軸→輸出
傳動方案圖2-2
第三章 變速器齒輪參數(shù)的選擇與主要零件的選擇
3.1 檔位數(shù)和傳動比
近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個檔位的變速器。本設計也采用5個檔位。
選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。
汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有
（3-1）
則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比
式中 m——汽車總質(zhì)量；1800kg
g ——重力加速度；
ψmax ——道路最大阻力系數(shù)；假定取值0.5
rr ——驅動輪的滾動半徑；
依據(jù)本設計提供的車型輪胎參數(shù)175/70R14，175是指輪胎斷面寬度
70是指輪胎扁平比(公制)70mm R14是輪胎配合輪輞(車輪)直徑是14英寸?？芍?
Temax ——發(fā)動機最大轉矩；
依據(jù)汽車型號五菱宏觀發(fā)動機型號L2B可知，
排氣量：1485ml 最大功率：81KW 最大扭矩：146Nm
i0——主減速比；4.75
η ——汽車傳動系的傳動效率。95%
根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件
（3-2
求得的變速器I檔傳動比為：
式中 G2——汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷；
φ ——路面的附著系數(shù)，計算時取φ=0.5~0.6。本設計取用的路面附著系數(shù)為0.5
由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；rr=300.3mm；Temax=146Nm；i0=4.75；η=0.95。
根據(jù)公式（3-2）可得： 。
超速檔的的傳動比一般為0.7~0.8，本設計取五檔傳動比。
中間檔的傳動比理論上按公比為：
（3-3）
的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出：。
故有：，，。修正為1
3.2 中心距
中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式進行初選。
（3-4）
式中 ——中心距系數(shù)，對轎車取 =9.2；
——變速器處于一檔時的輸出扭矩：
故可得出初始中心距A=75.72mm。
3.3 軸向尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。
轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關：
四檔(2.2~2.7)A
五檔(2.7~3.0)A
六檔(3.2~3.5)A
當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。
本次設計采用5+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3.472mm=244.8mm，
變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定
3.4 齒輪模數(shù)
齒輪模數(shù)選取的一般原則：
1）、為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；
2）、為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；
3）、從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)；
4）、從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。
對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。
所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。
建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，輸入軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn
（3-5）
其中=146Nm，可得出mn=2.5。
一檔和倒檔直齒輪的模數(shù)m
（3-6）
其中通過計算m=3。
同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。變速器中齒輪上的花鍵和結合套模數(shù)取2.5或2。
3.5齒輪參數(shù)
汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-1選取。
表3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角
齒形
壓力角α
螺旋角β
轎車
高齒并修形的齒形
14.5°、15°、16°、16.5°
25°~45°
一般貨車
GB/T1356-2001規(guī)定的標準齒形
20°
20°~30°
重型車
GB/T1356-2001規(guī)定的標準齒形
低檔、倒檔齒輪22.5°、25°
小螺旋角
壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車為加大重合度已降低噪聲而取小些；對于貨車為了提高齒輪承載力而取大些。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器普遍采用的壓力角為20°。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。在齒輪選用較大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°，螺旋角β取30°。
應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而輸入軸和輸出軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。
齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
直齒 b=(4.5~8.0)m，mm b=6×3=18
斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm b=7.0×2.5=17.5 圓整為18
輸入軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命,具體尺寸根據(jù)裝配圖選定。
3.6各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定
3.6.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)
已知一檔傳動比 （3-7）
為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （3-8）
其中 A =75.72mm、m =3；故有。選擇齒輪的齒數(shù)時應注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。則取=51。當轎車三軸式的變速器時，則可在15～18之間選擇，此處取=18，則可得出=33。
上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。
這里修正為51，則根據(jù)式（3-8）反推出A=76.5mm。
3.6.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比
（3-9）
由已知數(shù)據(jù)可得：
而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距
（3-10）
由此可得： （3-11）
根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：。
聯(lián)立方程式可得：=19、=34。
則根據(jù)式（3-7）可計算出一檔實際傳動比為： 。
3.6.3確定其他檔位的齒數(shù)
二檔傳動比
（3-12）
而故有：，對于斜齒輪：
（3-13）
故有：
聯(lián)立方程式得：。
按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 。
3.6.4確定倒檔齒輪的齒數(shù)
一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。
由 （3-14）
可計算出。
因本設計倒檔齒輪是直齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距
而倒檔軸與輸出軸的中心距
取整72mm
3.7齒輪的變位系數(shù)的選擇
變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用得較多。
變位系數(shù)的選擇原則 ：
（1）、對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。
（2）、對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。
（3）、總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。
為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。
最小變?yōu)橄禂?shù)
第四章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇
4.1變速器齒輪的幾何計算
汽車變速器齒輪均為漸開線齒輪。漸開線齒輪除了能滿足傳動平穩(wěn)、傳動比恒定不變等傳動的基本要求外，還有互換性好、中心距具有可分離性及刀齒刀具制造容易等優(yōu)點。漸開線齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數(shù)、分度圓壓力角必須分別相等，兩齒輪的螺旋角必須相等而方向相反。
如圖4-1 基圓齒形
表4-1漸開線圓柱齒輪的基準齒形
基本要素名稱
代號
標準齒
短齒
增大齒形角
齒形角
`
齒頂高系數(shù)
徑向間隙系數(shù)
齒根圓角半徑
（1）直齒圓柱齒輪計算 （見表4-2）
Ⅰ檔直齒圓柱齒輪計算：m=3mm
表4-2直齒圓柱齒輪尺寸計算
計算項目
計算
公式
齒輪編號
Z10
Z9
Z12
Z11
Z13
齒寬
b
18
16
21
18.5
18.5
齒數(shù)
Z
18
33
12
27
23
分度圓直徑mm
54
99
36
81
69
齒頂圓直徑mm
60
105
42
87
75
齒根圓直徑mm
46.5
91.5
28.5
73.5
61.5
基圓直徑mm
50.74
93.03
33.83
76.12
64.84
（2）斜齒圓柱齒輪計算
表4-3 斜齒圓柱齒輪計算
名稱
符號
二檔
三檔
五檔
常嚙
Z8
Z7
Z6
Z5
Z4
Z3
Z2
Z1
齒數(shù)
Z
22
31
27
26
36
17
34
19
螺旋角
30°
30°
30°
30°
30°
30°
30°
30°
法面模數(shù)
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
端面模數(shù)
2.89
2.89
2.89
2.89
2.89
2.89
2.89
2.89
法面壓力角
20°
20°
20°
20°
20°
20°
20°
20°
端面壓力角
25.3°
25.3°
25.3°
25.3°
25.3°
25.3°
25.3°
25.3°
法面齒距
7.85
7.85
7.85
7.85
7.85
7.85
7.85
7.85
端面齒距
9.08
9.08
9.08
9.08
9.08
9.08
9.08
9.08
分度圓直徑
63.58
89.59
78.03
75.14
104.04
49.13
98.26
54.91
齒頂圓直徑
68.58
94.59
83.03
80.14
109.04
54.13
103.26
60.91
齒根圓直徑
57.33
83.33
71.78
68.89
97.79
42.88
92.01
48.66
基圓直徑
70.32
98.76
86.31
83.11
115.07
53.34
108.68
60.73
計算公式如下：
端面模數(shù)
法面齒距
端面齒距
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
基圓直徑
4.2齒輪的強度計算與校核
4.2.1.齒輪彎曲應力計算
Ⅰ檔直齒圓柱齒輪：m=3mm
（4-1）
（4-2）
（4-3）
（4-4）
（4-5）
（4-6）
……應力集中系數(shù)，可近似取1.65
……摩擦力影響系數(shù)，主動輪取1.1，從動輪取0.9
……齒寬（mm），b10取18，b9取16
……端面齒距（mm），t=πm=9.5
……齒形系數(shù)，取0.21
（4-7）
（4-8）
當計算載荷取到作用到變速器輸入軸時的最大扭矩時，一擋直齒輪的彎曲應力在400～850MPa，故符合要求。
（2）斜齒輪彎曲應力
（4-9）
式中為重合度影響系數(shù)，取2.0
應力集中系數(shù)，可近似取1.50
……齒寬（mm），依據(jù)各齒輪的齒寬取值
……端面齒距（mm），
……齒形系數(shù)，按當量齒數(shù)查表得
二檔齒輪圓周力：
（4-10）
齒輪8的當量齒數(shù)齒形系數(shù)查表得
（4-11）
同理得：
依據(jù)計算二擋齒輪的方法可以得到其他檔位的彎曲應力，其計算結果如下：
三擋：
五擋：
當計算載荷取作用到輸入軸的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180MPa～700MPa,以上校核在其范圍內(nèi)，強度要求符合。
4.2.2 輪齒接觸應力計算
（4-12）
（1）直齒圓柱齒輪：m=3mm
（4-13）
（4-14）
（4-15）
滲碳齒輪的許用應力在19002500 之間，應力基本符合要求
（2）斜齒圓柱齒輪：m=2.5mm
（4-16）
（4-17）
（4-18）
同理得
同理得：
三檔：
五檔
滲碳齒輪的許用應力在1700～3300之間，強度大概符合要求。
4.3變速器齒輪的材料及熱處理
現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造，使輪齒表面的高硬度與輪齒心部的高韌性相結合，以大大提高其接觸強度、彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應考慮到其機械加工性能及制造成本。
國產(chǎn)汽車變速器齒輪常用材料是20CrMnTi(過去的鋼號18 CrMnTi)，也采用20Mn2TiB,20MnVB,20MnVoB的，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。為了消除內(nèi)應力，還要進行回火[8]。
變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下：
滲碳層深度 0.8~1.2mm
滲碳層深度 0.9~1.3mm
滲碳層深度 1.0~1.6mm
第五章 變速器軸的設計與校核
5.1 變速器軸的結構和尺寸
5.1.1 軸的結構
輸入軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。輸入軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應依離合器從動盤轂的標準件內(nèi)花鍵設計。輸入軸形狀如圖5-1所示：
圖5-1 變速器輸入軸
中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則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：
圖5-2 變速器中間軸
5.1.2 軸的尺寸
變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗
輸入軸和中間軸： （5-1）
輸出軸： （5-2）
式中——發(fā)動機的最大扭矩，N·m
為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調(diào)關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。?
輸入軸和中間軸：d/L=0.160.18；
輸出軸：d/L=0.180.21。
本次汽車變速器軸的設計主要是輸入軸、輸出軸與中間軸，還有一軸為倒檔齒輪用軸。軸的具體樣式與尺寸在零件圖中有具體的體現(xiàn)，下表列出軸的設計最小半徑尺寸與設計長度：
表 5-1 軸參數(shù)表
設計最小半徑（mm）
設計長度（mm）
輸入軸
18
186
輸出軸
20
326
中間軸
25
300
倒檔軸
10
100
由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于輸出軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對輸入軸和輸出軸進行校核。
5.2.1輸入軸的強度與剛度校核
因為輸入軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為
（5-3）
式中 ——扭轉切應力，MPa；
T ——軸所受的扭矩，N·mm；
——軸的抗扭截面系數(shù)，；
P ——軸傳遞的功率，kw；
d ——計算截面處軸的直徑，mm；
[] ——許用扭轉切應力，MPa。
其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：
由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。
軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。其計算公式為：
（5-4）
式中T ——軸所受的扭矩，N·mm；
G ——軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa；
——軸截面的極慣性矩，，；
將已知數(shù)據(jù)代入上式可得：
對于一般傳動軸可?。还室卜蟿偠纫?。
5.2.2輸出軸的強度與剛度校核
（1）、軸的強度校核
計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：
（5-5）
（5-6）
（5-7）
式中 ——至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比3.85；
d ——計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為105mm；
——節(jié)點處的壓力角，為16°；
——螺旋角，為30°；
——發(fā)動機最大轉矩，為170000N·mm。
代入上式可得： ； ； 。
危險截面的受力圖為：
圖5-3 危險截面受力分析
水平面：（160+75）=75 ，可得出=1317.4N；
水平面內(nèi)所受力矩：
垂直面：
（5-8）
可求出 =6879.9N
垂直面所受力矩：。
該軸所受扭矩為：。
故危險截面所受的合成彎矩為：
（5-9）
可得M
則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）：
（5-10）
將代入上式可得：，在低檔工作時[]=400MPa，因此有： ，符合要求。
（2）、軸的剛度校核
輸出軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計算：
（5-11）
（5-12）
式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于；
——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于；
E ——彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa；
I ——慣性矩（），，d為軸的直徑（）；
a、b ——為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）；
L ——支座之間的距離（）。
將數(shù)值代入式（5-11）和（5-12）得： ， 。
故軸的全撓度為，符合剛度要求。
第六章 同步器及換擋機構的設計
由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉，變換檔位時會存在一個"同步"問題，同步器使將要嚙合的齒輪達到一致的轉速而順利嚙合的機構。同步器有常壓式，慣性式和自行增力式等種類，鎖環(huán)式同步器是慣性式同步器的一種，它主要由接合套、同步鎖環(huán)等組成，它的特點是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步。接合套、同步鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均有倒角（鎖止角），同步鎖環(huán)的內(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產(chǎn)生摩擦。鎖止角與錐面在設計時已作了適當選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時又會產(chǎn)生一種鎖止作用，防止齒輪在同步前進行嚙合。當同步鎖環(huán)內(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸后，在摩擦力矩的作用下齒輪轉速迅速降低（或升高）到與同步鎖環(huán)轉速相等，兩者同步旋轉，齒輪相對于同步鎖環(huán)的轉速為零，因而慣性力矩也同時消失，這時在作用力的推動下，接合套不受阻礙地與同步鎖環(huán)齒圈接合，并進一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換檔過程。
本設計關于同步器和換擋機構不再詳敘。
第七章 結論
變速器是完成傳動系任務的重要部件。也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的結構對汽車的動力性、燃料經(jīng)濟性、換擋操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。
本設計依據(jù)微型轎車五菱宏光給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度相關參數(shù)匹配，設計中間軸式機械變速器。特點是其結構簡單、緊湊且最抵擋外其他各擋的傳動效率高、噪聲低，中間軸式變速器結構發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目。本設計采用常嚙合式，且采用斜齒輪，因為斜齒比直齒有更長的壽命、更低的噪聲。著重對變速器齒輪的結構參數(shù)、軸的結構尺寸等進行設計計算，同時對各結構件進行分析設計、改進，合理布置各部分總成，以達到良好的性能。一擋和高檔匹配最高車速，承載發(fā)動機轉矩，整個變速器結構尺寸滿足微型轎車五菱宏光的結構要求。
參考文獻
[1]濮良貴，紀名剛主編.機械設計（第八版）.北京：高等教育出版社，2006
[2]潘存云，唐進元主編.機械原理.長沙：中南大學出版社，2011
[3]趙右紅，周知進主編.機械設計課程設計指導.長沙：中南大學出版社，2011
[4]周良德，朱泗芳主編.現(xiàn)代工程圖學.長沙：湖南科學技術出版社，2008
[5]鄭江 許瑛主編.機械設計.北京：中國林業(yè)出版社，北京大學出版社，2006
[6]陳?？骶?機械基礎.-3版.北京:中國勞動社會保障出版社，2001
[7]王望予主編.汽車設計.-4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004
[8]余俊等主編.機械設計.-2版.北京：高等教育出版社，1997
[9]余志生主編.汽車理論（第3版）.北京：機械工業(yè)出版社，2000
[10]朱文堅，黃平，吳昌林主編.機械設計.北京：高等教育出版社，2005
[11]何銘新 錢可強主編.機械制圖.北京：高等教育出版社，2004
[12]童秉樞，吳志軍主編，機械CAD技術基礎（第三版）.北京：清華大學出版社2008