乘用车两轴式五挡变速器传动机构设计
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摘要
变速器用来改变发动机到驱动轮上转矩和转速.目的是在原地起步.爬坡.转弯加速等各种工况下.是汽车获得不同的牵引力和速度.同时是发动机在最有利的工况范围内下工作.变速器设有空挡.可启动发动机汽车滑行.或停车时发动机到驱动轮的动力传递..变速器宿舍有倒档.是汽车各获得倒退行驶的能力.需要时.变速器还有动力输出功能.
因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。
本文设计研究了两轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计并讲述了变速器中各部件材料的选择。
关键词 挡数；传动比；齿轮；轴；强度校核
目录
第1章 绪论 .................................. 错误！未定义书签。
1.1 概述 ....................................................... 3
1.1.1 设计二轴五档变速器的目的和意义 ........................ 4
1.1.2 汽车变速器设计要求 .................................... 4
1.1.3 研究变速的现状 ........................................ 5
1.2 变速器的设计思想 ........................................... 5
第2章 变速器传动机构与操纵机构的布置 ..................... 6
2.1 变速器传动机构的布置方案 ................................... 6
2.1.1 变速器传动方案分析与选择 .............................. 6
2.1.2 倒档布置方案 .......................................... 7
2.2 操纵机构布置方案 ........................................... 8
2.2.1 概述 .................................................. 8
2.2.2 典型的操纵机构以及锁止装置 ............................ 8
2.3 本章小结 .................................................. 10
第3章 变速器设计的总体方案 ................................ 12
3.1 变速器主要参数的选择 ...................................... 12
3.1.1 档数 ................................................. 12
广东技术师范学院天河学院汽车设计课程设计
3.1.2 传动比范围 ........................................... 12
3.1.3 变速器各档传动比确定 ................................. 12
3.1.4 中心距的选择 ......................................... 14
3.1.5 齿轮参数的选择 ....................................... 15
3.1.6 各挡齿轮的分配及传动比的计算 ......................... 16
3.2 变速器齿轮强度校核 .................................... 22
3.2.1 变速器齿轮弯曲强度的校核 .............................. 22
3.2.2 轮齿接触应力的校核 .................................... 23
3.2.3 变速器齿轮的材料及热处理 .............................. 25
3.3 轴的结构和尺寸设计 .................................... 25
25 3.3.2 轴的强度验算 .......................................... 26
结 论 ....................................... 错误！未定义书签。 致 谢 ....................................... 错误！未定义书签。 参考文献 错误！未定义书签。
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第一章 绪论
1.1 概述
随着社会的快速发展和人们生活水平的迅速提高，汽车（尤其是轿车）作为一种必不可少的交通工具已走进千家万户。总之，汽车工业的发展水平直接代表着一个国家基础工业和国民经济的实力。中国未来10年，经济型轿车至少应翻一番。因此设计一种适合我国国情的经济型轿车的变速器具有十分重要的意义，而且也符合全球对环境保护的要求，小排量低排放的经济型轿车肯定是未来汽车的主力。汽车的发展经历了三大革命，动力革命（内燃机的使用），传动革命（机械传动的完善和液体传动的使用）和控制革命（用传感器、微机和电液阀进行信息处理）。
从先进国家来看，动力革命和传动革命已经完成，目前正处于控制革命阶段，要解决的主要是机械太“机械”，没有灵性的问题，过去机械全靠人来操纵控制，然而人的生理和心理能力（感觉器官的功能、头脑分析的能力和体能）是有限的，操纵汽车这样复杂的机械对于人来说体力和脑力负担是很重要的，更主要的是单靠人力操纵将阻碍汽车的发展和其性能的提高。因此必须对汽车各部分（发动机、变速器、悬架、制动和转向机构等）进行自动控制，并从各部分的单独控制向整车一体化控制发展，从一般控制向智能控制发展。要解决机械信息处理能力问题，机械本身是无能为力的，液压控制在性能上也达不到要求，必须引入具有良好控制性能和信息处理能力的电子技术。但是仅仅采用机电液技术还不够，还需要应用声学、光学、和化学等多学科技术才能使机械具有良好的信息处理能力，实现高度自动化。
变速器是汽车传动系中一个比较关键的部件，它设计的好坏直接影响到汽车的使用性能。随着汽车工业的告诉发展和现汽车现代设计方法的开发和应用，人们对汽车变速器的设计要求是越来越高。其中，减少变速器体积，提高变速器可靠性以及改善其与发动机的匹配更是当前急需解决的重要问题！
两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多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、操纵性好且使汽车质量降低6%~10%。两轴式变速器纵置时，传动系的结构简单（即输出轴与主减速器主动齿轮做成一体从而简化了制造工艺，降低了成本）。
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1.1.1 设计二轴五档变速器的目的和意义
变速器是汽车传动系中一个比较关键的部件，它设计的好坏直接影响到汽车的使用性能。随着汽车工业的告诉发展和现汽车现代设计方法的开发和应用，人们对汽车变速器的设计要求是越来越高。其中，减少变速器体积，提高变速器可靠性以及改善其与发动机的匹配更是当前急需解决的重要问题！
本课题将可靠优化二轴五档变速器设计理论应用汽车机械式变速器齿数系的设计中，根据汽车的动力性要求，在保证零件结构强度和刚度可靠使用的条件下，以变速器体积最小化和功率使用最大化为目标函数，通过可靠性优化设计结果与原始数据的对比，使变速器设计得到一个更可靠的优化。
1.1.2 汽车变速器设计要求
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。
（1） 正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；
（2） 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；
（3） 设置倒挡，使汽车能倒退行驶；
设置动力输出装置，需要时能进行功率输出）
（4） 换挡迅速、省力、方便；
（5） 工作可靠；
（6） 变速器应有高的工作效率；
（7） 变速器的工作噪声低。
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、拆装容易、维修方
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便等要求。
1.1.3 研究变速的现状
众所周知，中国国内市场的轿车车型，90%都来自日本和德国技术，更确切地说，是来自于日本丰田和德国大众技术。国内的许多车厂在研发、生产方式上，或是购买技术，或是与德·日方联合经营，自主独立开发的能力相对欠缺。因此，我国的轿车车型及所属关紧部件的研发方面的发展相对滞后，进而造成国内的许多老型产品一干就是十几年，甚至二十几年的尴尬局面。但是根据我们国家的实际现状，目前中国市场对轿车的需求，在短时间内，甚至相当长的一段时间内轿车仍然具有一定的发展的空间。
汽车变速器发展经历了100多年，从最初采用侧链传动到手动变速器，到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再向无级自动变速器方向发展。变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。手动变速器(MT)主要采用齿轮传动的降低原理，变速器内有多组传动比不同的齿轮副，汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。
我国汽车工业采用CAD技术，从无到有，至今已有十多年的历史。与其他机械产品相比，汽车行业在计算机应用的投入比较多。各汽车厂纷纷引进软硬件并逐步建立了计算机辅助系统。AutoCAD在用户的心目中也变成了二维设计软件的缩影。
1.2变速器的设计思想
根据发动机匹配的轿车的基本参数，及发动机的基本参数。
（1）
（2）
（3）
（4）
（5） 发动机排量2.0升； 五个前进挡，一个倒档； 输入、输出轴保证两点支承； 采用同步器，保证可靠平稳换挡； 齿轮、轴及轴承满足使用要求。
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第2章 变速器传动机构与操纵机构的布置
2.1变速器传动机构的布置方案
2.1.1变速器传动方案分析与选择
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。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[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，此次设计变速器是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。选择5档变速器，并且五档为超速档。大体结构可参考如图2-1所示的结构
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图2-1 发动机前置前轮驱动布置示意图
2.1.1倒档布置方案
常见的倒档布置方案如图2-2所示。图2-2b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2-2c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图2-2d方案对2-2c的缺点做了修改；图2-2e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2-2f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
图2-2 倒档的布置方案
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2.2f所示方案。
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2.2.1操纵机构布置方案
2.1.1 概述
根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求[9]：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。
变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。
用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。
直接操纵式手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。
2.1.2 典型的操纵机构以及锁止装置
定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采 用弹簧和钢球式机构。
1、 换档机构
变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。
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采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。
常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。
使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。
通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。
2、 防脱档设计
互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：
（1） 互锁销式
图2-4是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。
图2-4，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2-4，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。
（2） 摆动锁块式
图2-5为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。
（3） 转动钳口式
图2-6为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。
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图2-5 摆动锁块式互锁机构
图2-6转动钳口式互锁机操纵机
构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。
锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。
自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。
倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。本次设计属于前置前轮驱动的轿车，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。
本章小结
本章主要介绍了变速器传动机构的布置方案和零、部件结构方案进行了系统的分析，并给出了此次设计的具体方案，即设计两轴式变速器，倒挡布置方案如图2-2（f）所示，前进挡皆为斜齿圆柱齿轮，倒挡为直齿圆柱齿轮，采用全同步器式换挡形式，圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。并且对操纵机构做了详细的介绍，说明了常用的锁止
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机构的结构及原理
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第3章 。变速器设计的总体方案
3.1 变速器主要参数的选择
本次变速器设计的主要参数如下表4-1所示。
3.1.1 档数
近年来，为了降低油耗，改善经济性和动力性之间的矛盾.变速器的档数有增加的趋势。变速器结构也复杂.其轮廓尺寸和质量加大.同时其操纵机构也更加复杂.目前，乘用车一般用4～5个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。
3.1.2 传动比范围
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。最高档通常是超速档
档，传动比小于1.0；有的变速器最高档是直接档，传动比为1.0。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，排量大的乘用车在5.0～8.0之间，商用车则更大。
传动比范围的选择要求：
1、 相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。
2、 在最低档位传动比不变情况下.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。原因高档区使用频繁 因此，本次设计的轿车变速器为5档变速器，最高档传动比初定为0.8左右。
3.1.3 变速器各档传动比确定
（1）主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系为：
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ua=0.377
rn
（3.1） igi0
式中 ua——汽车行驶速度（km/h）； ； n ——发动机转速（r/min）
r ——车轮滚动半径（m）；
ig ——变速器传动比；
i0 ——主减速器传动比。
由上文可知最高车速uamax=vamax=170km/h；最高档为超速档，传动比ig5=0.75；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格175/65R14得到r=267.65（mm）；发动机转速n=np=6000（r/min）；由公式（4.1）得到主减速器传动比计算公式：
i0=0.377
（2）确定变速器一挡传动比i1
nr
=4 igua
汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：
Temaxi1i0ηT
≥mg(fcosαmax+sinαmax)=mgψrr
max
，则由最大爬
坡度要求的变速器一挡传动比为[1]： i1≥
mgψmaxrr
（3.2）
Temaxi0ηT
式中：m——汽车总质量，1435kg； g——重力加速度，9.8Nkg；
ψ
max
——道路最大阻力系数，由于一般沥青或混凝土路面滚动阻力系数
f=0.018~0.020，故取f=0.019；最大爬坡度i=tanαmax=0.34，故坡角αmax=17.740，所以ψ
max
为0.359；
rr——驱动车轮滚动半径，0.267mm； Temax——发动机最大转矩，131N·m；
i0——主减速比，4；
ηT——汽车传动系的传动效率，轿车可取0.9~0.92，故选ηT为0.9。
由公式（2.2）得：i1≥3.49；
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根据驱动车轮与路面的附着条件
Temaxi1i0ηT[1]
≤G2ϕ，求得变速器一挡传动比为： rr
i1≤
G2ϕrr
（3.3）
Temaxi0ηT
式中：G2——汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于发动机前置后轮驱动的乘用车，满载时后轴占55%~；
ϕ——道路的附着系数，计算时取ϕ=0.55~0.65，故选ϕ为0.6；
rr，Temax，i0，ηT——见式（3.2）下说明。
由公式（3.3）得：i1≤3.52；最终取i1=3.5。 （3）变速器各档速比的配置
按等比级数分配其它各档传动比，即：
i1=i2=i3=i4=q q=i13.4
i=1.450 2i3i4i5i=5
0.77ii12=
q=3.4
1.450=2.43i=i2q=2.34531.450=1.68
ii31.6184=q=1.450=1.16
i5=i41.q16
1.453.1.4 中心距的选择
初选中心距可根据经验公式计算[14]：
A=KAemaxi1ηg 式中：
A ——变速器中心距（mm）；
KA ——中心距系数，乘用车KA=8.9~9.3； Temax——发动机最大输出转距为131（N·m）
； i1 ——变速器一档传动比为3.5；
ηg ——变速器传动效率，取96%。
3.4） （
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A=（8.9~9.3） 131⨯3.5⨯0.96⨯=（8.9-9.3）⨯8.375=66.03~70.02mm
3
轿车变速器的中心距在60～80mm范围内变化。初取A=70mm。 3.1.5.外形尺寸
变速器的横向外形尺寸可根据齿轮直径以及倒挡轴过渡齿轮和换挡机构的布置初步确定.影响变速器轴向尺寸的因素有挡数.换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车五档变速器壳体的轴向尺寸为【3.5—4.0】A
3.1.6齿轮参数的选择
1. 模数m
齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。对于乘用车为了减少工作噪声和增加齿宽应合理减小模数，啮合套和同步器接合齿多数采用渐开线齿形.由于工艺上的原因.同一变速器接合齿模数相同.并优先采用第一系列.乘用车和总质量在1.8~14.0t的货车为2.0~3.5mm，取m=2.5mm。
2. 压力角α
压力角较小时，重合度较大并降低轮齿刚度.为此进入啮合和退出啮合的动载荷.，传动平稳，有利于噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于直齿轮.压力角为28度时强度最高.对于斜齿轮.压力角为25度时强度最高.理论上 对于乘用车，为了加大重合度来降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。实际上 .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。 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。 3. 螺旋角β
.斜齿轮在变速器有广泛的应用.齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。
试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。乘用车两轴式变速器为20度至25度
4. 齿宽b
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齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽b。b=Kcm，其中Kc为齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮Kc=4.5~8.0；常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮Kc=6.0~8.5。采用同步器和啮合套换档时其结合齿的工作宽度为2.0mm—4.0mm
4齿轮变位系数的选择
对于乘用车.为了降低噪声除去一档.倒档以外各档齿轮总变位系数选用小一些的数值.已获得低噪声传动.高档变位系数为—0.2—0.2.随的档位的降低.变我洗漱应该随档位降低而增大.一档和倒档齿轮选用1.0以上
5. 齿顶高系数
齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。一般齿轮的齿顶高系数f0=1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。
3.1.5 各挡齿轮的分配及传动比的计算
分配齿数时应注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。
（1）确定一挡齿轮的齿数
由于一挡采用圆柱直齿轮传动，所以齿数和Zh=M，
N
2A
齿轮的齿数是齿轮设计中一个非常重要的环节，采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声[6]。初选一档主动齿轮齿数为17.传动比为3.5一档从动齿轮齿数为59.5修正后选60.应为Zh不等Z1+Z2.要修正中心距
A=
m{Z1+Z2}
2
=77mm
（2）确定二挡齿轮的齿数
二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角β2与，由i2=
A=
Z6
得： Z5
m(Z5+Z6)
（3.5）
2cosβ2
此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
Ztanβ
=6 （3.6） tanβ2Z5
乘用车两轴式五挡变速器传动机构设计
联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角β2=12.3 ，解式（3.4）（3.5）求出
Z6=45,Z5=18。
再把Z5、Z6及β2代入式（3.6），检查近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距A'=
(Z5+Z6)mn
≈80mm=A；
2cosβ
mn
=2.60mm； cosβ
斜齿端面模数mt=啮合角cosα'=
mt
(Z5+Z6)cosα=0.9623，得α'≠α=20 ； 2A
由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。
x5=0.28,故x6=-0.28。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。二挡齿轮参数如表3.2。
表3.2 二挡齿轮基本参数
二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角β3与一档啮合齿轮β1不同，由i2=
A=
Z8
得： Z7
m(Z8+Z7)
（3.5）
2cosβ2
此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
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Ztanβ
=8 （3.6） tanβ2Z7
联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角β3=17.5 ，解式（3.4）（3.5）求出
Z7=23,Z8=38。
再把Z7、Z8及β3代入式（3.6），检查近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距A'=
(Z7+Z8)mn
≈80mm=A；
2cosβ
mn
=2.60mm； cosβ
斜齿端面模数mt=啮合角cosα'=
mt
(Z7+Z8)cosα=0.9364，得α'≠α=20 ； 2A
由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。
x7=0.08,故x8=-0.08。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。三挡齿轮参数如表3.3。
表3.3 三挡齿轮基本参数
（4二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角β4与一档啮合齿轮β1不同，由i2=
A=
Z10
得：而Z9
m(Z10+Z9)
（3.5）
2cosβ2
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此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
Ztanβ
=10 （3.6） tanβ2Z9
联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角β8=22 ，解式（3.4）（3.5）求出
Z9=27,Z10=31。
再把Z9、Z10及β4代入式（3.6），检查近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距A'=
(Z9+Z10)mn
≈81mm=A；
2cosβmn
=2.80mm； cosβ
斜齿端面模数mt=啮合角cosα'=
mt
(Z9+Z10)cosα=0.9347，得α'≠α=20 ； 2A
由于凑配中心距与原中心距相不等即为角度度变位。
x10=0.02,故x9=0.04。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。四挡齿轮参数如表3.4。
表3.4四挡齿轮基本参数
二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角β5与一档啮合齿轮β1不同，由i2=
A=
Z12
得： Z11
m(Z12+Z11)
（3.5）此外，从抵消
2cosβ2
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或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
tanβZ
=12 （3.6） tanβ2Z11
联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角β8=22 ，解式（3.4）（3.5）求出
Z12=24,Z11=29。
再把Z12、Z11及β5代入式（3.6），检查近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距A'=
(Z11+Z12)mn
≈80mm=A；
2cosβmn
=3.0mm； cosβ
斜齿端面模数mt=啮合角cosα'=
mt
(Z11+Z12)cosα=0.9137，得α'≠α=20 ； 2A
由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。
x11=0.09,故x12=-0.09。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。五挡齿轮参数如表3.5。
表3.5 五挡齿轮基本参数
初选倒档轴上齿轮齿数为z13=25，输入轴齿轮齿数z3=13，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉Z3齿轮和齿轮Z4的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下
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公式：
(z3+z13)mn+2mn+0.5=A0 （3.7） 2cosβr
已知：βr=28 ，把数据代入（3.7）式，齿数取整，解得：z4=40，mn=2.5，A0=80，
则倒档传动比为：
iR=z440==3.1 z313
输入轴与倒档轴之间的距离：
A'=mn(z3+z13)2.5⨯(13+25)==55.97mm 2cosβr2cos28
输出轴与倒档轴之间的距离：
A''=mn(z4+z13)2.5⨯(40+25)==86.90mm 2cosβr2cos28
表3.6 倒挡齿轮基本参数
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3.2 变速器齿轮强度校核
变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。
轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些[3]。变速器抵挡小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。
齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。
3.2.1 变速器齿轮弯曲强度的校核
1）直齿轮弯曲应力σω
σω=2TgKσKf
πmZKcy3 （3.8）
式中：Tg——计算载荷（N·mm）；
Kσ——应力集中系数，可近似取Kσ=1.65；
Kf——摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应
Kf力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮Kf=0.9；
Kc——齿宽系数；
y——齿形系数。
倒挡主动轮3，查手册得y=0.165，代入（3.8）得σω=686.33Mpa
故σω
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（2）斜齿轮弯曲应力σω
σω=2TgcosβKσ
πZmnyKcKε3 （3.7）
式中：Tg——计算载荷（N·mm）；
； （）β——斜齿轮螺旋角
Kσ——应力集中系数，可近似取Kσ=1.50；
Z——齿数；
； mn——法向模数（mm）
y——齿形系数，可按当量齿数在图中查得；
Kc——齿宽系数；
Kε——重合度影响系数，Kε=2.0。
一挡齿轮1，查图得y=0.154，代入（3.7）得σω=346.3Mpa；
一挡齿轮2，查图得y=0.164，代入（3.7）得σω=.107.Mpa；
二挡齿轮5，查图得y=0.157，代入（3.7）得σω=158.26Mpa；
二挡齿轮6，查图得y=0.160，代入（3.7）得σω=337Mpa；
三挡齿轮7，查图得y=0.130，代入（3.7）得σω=306.3Mpa；
三挡齿轮8，查图得y=0.147，代入（3.7）得σω=163.7Mpa；
四挡齿轮9，查图得y=0.137，代入（3.7）得σω=234.6Mpa；
四挡齿轮10，查图得y=0.141，代入（3.7）得σω=196.57Mpa；
五档齿轮11，查图得y=0.139，代入（3.7）得σω=1981Mpa；
五档齿轮12，查图得y=0.137，代入（3.7）得σω=242.9Mpa；
当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180~350Mpa范围，所有斜齿轮满足σω
3.2.2 轮齿接触应力的校核
σj=（3.9）
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式中：σj——轮齿的接触应力（Mpa）；
F——齿面上的法向力（N）， F=
2Tg
dF1； cosαcosβF1——圆周力（N），F1=；
； Tg——计算载荷（N·mm）
d——节圆直径（mm）；
（）； α——节点处压力角
（）； β——齿轮螺旋角
E——齿轮材料的弹性模量，合金钢取E=2.06⨯105Mpa；
b——齿轮接触的实际宽度（mm）；
从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮ρz=rzsinα,ρb=rbsinα，ρz、ρb——主、
斜齿轮ρz=rbsinαrzsinα,ρ=；rz、rb为主、从动齿轮的节圆半径（mm）。 b22cosβcosβ
将上述有关参数代入式（3.9），并将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，得出：
一挡接触应力σj=807.64Mpa
二挡接触应力σj=746.37Mpa
三挡接触应力σj=801.7Mpa
四挡接触应力σj=723.27Mpa
五档接触应力σj=743.73Mpa
倒挡接触应力σj=1034.68Mpa
； σj=969.89Mpa
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对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力[σj]，一挡和倒挡[σj]=1900~2000Mpa，
常啮合齿轮和高挡[σj]=1300~1400Mpa。故所有齿轮满足σj
3.2.3 变速器齿轮的材料及热处理
变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。
国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为58~63HRC，心部硬度为33~48HRC。
淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定；消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求[8
3.3 轴的结构和尺寸设计
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。
3.3.1 初选轴的直径
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，d/L=0.16～0.18；对输出轴，d/L≈0.18～0.21。
输入轴花键部分直径d（mm）可按下式初选取：
d=Kemax
式中： K——经验系数，K=4.0～4.6；
。 Temax——发动机最大转矩（N.m）
输入轴花键部分直径：
d1=(
4.0 4.6～26.27mm
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初选输入、输出轴支承之间的长度L=272mm。
按扭转强度条件确定轴的最小直径：
d=9550⨯1030.2[τ]P （3.10） n
式中： d——轴的最小直径（mm）；
； [τ]——轴的许用剪应力（MPa）
P——发动机的最大功率（kw）；
n——发动机的转速（r/min）。
将有关数据代入（3.22）式，得：
d===22.9mm 所以，选择轴的最小直径为23mm。
3.3.2 轴的强度验算
3.3.2.1 轴的刚度的计算
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。
轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。如图3-1所示：
图3-1 变速器轴的挠度和转角
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若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用下式计算 F1a2b2
fc= （3.11） 3EIL
F2a2b2
fs= （3.12） 3EIL
δ=F1ab(b-a) （3.13） 3EIL
式中 F1——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；
F2——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；
E——弹性模量（MPa），E=2.1×10 MPa； 5
I——惯性矩（mm），对于实心轴，I=πd4； 4
d——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；
； a、b——齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）
L ——支座间的距离（mm）。 轴的全挠度为f=fc2+fs2≤0.2mm。
轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为[fc]=0.05～0.10mm，[fs]=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。
1、 计算变速器上个齿轮的圆周力Ft、切向力Fr、轴向力Fa
输入轴：
Ft1=2T1=8398N d1
Fr1=Ft1tanα=4292N cosβ1
Ft2=2T1=5273N d2
Ft2tanα=2117N cosβ2Fr2=
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F2T1
t3=
d=3976N
3
Ftanαr3=Ft3
cosβ=1584N
3
F2T1
t4=d=3548N
4
FFt4tanαr4=cosβ=1456N
4
F2T1
t5=d=3463.8N
5
FFt5tanα
r5=cosβ=1402.6N
5
2、 变速器输入轴的刚度计算
（1）一档工作时的计算
已知：a=43mm；b=171mm；L=214mm；d=28mm，则有
f=Fr1a2b2Fr1a2b2⨯64
c3EIL=3Eπd4L
=4292⨯432⨯1712⨯64
3⨯2.1⨯105⨯3.14⨯284⨯214=0.057
F2
t1ab2⨯648398⨯432⨯1712
f⨯64
s=3Eπd4L=3⨯2.1⨯105⨯3.14⨯284⨯214=0.111
f=f2
c+f22
s=0.056+0.1112=0.124≤0.2mm
δ=Fr1ab(b-a)4292⨯43⨯214⨯(214-43)⨯
3EIL=64
3⨯2.1⨯105⨯3.14⨯284⨯214=1.66⨯10-3rad
二档工作时的计算
已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，则有
f=F22
r2abFr2a2b2⨯642117⨯992⨯114.52⨯64
c3EIL=3Eπd4L=3⨯2.1⨯105⨯3.14⨯464⨯214
=0.009
f=Ft2a2b2
3EIL=5273⨯992⨯114.52⨯64
s3⨯2.1⨯105⨯3.14⨯464⨯214=0.023
乘用车两轴式五挡变速器传动机构设计
f=fc2+fs2=0.0092+0.0232=0.025≤0.2mm
（3）三档工作时的计算
已知a=77；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，则有
Fr3a2b2Fr3a2b2⨯64fc== 3EIL3Eπd4L
1584⨯772⨯136.52⨯64-3=8.5⨯10
Ft3a2b2⨯643976⨯772⨯136.52⨯64fs===0.021
f=fc2+fs2=8.5⨯10-3+0.0212=0.022≤0.2mm 2
δ=Fr3ab(b-a)2142.86⨯77⨯136.5⨯(136.5-77)⨯64==6.51⨯10-5
由于四、五档距离支撑处只有20mm左右，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。
3、变速器输出轴的刚度计算
（1）一档工作时的计算
已知：a=61mm；b=162mm；L=223mm；d=40mm，则有
Fr1a2b2Fr1a2b2⨯64fc== 3EIL3Eπd4L
3788⨯612⨯1622⨯64==0.021
Ft1a2b2⨯647420⨯612⨯1622⨯64fs===0.041
f=fc2+fs2=0.0212+0.0412=0.046≤0.2mm
δ=Fr1ab(b-a)3788⨯61⨯162⨯(162-61)⨯64==3.0⨯10-4rad
（2）二档工作时的计算
已知：a=106mm；b=117mm；L=223mm；d=34mm，则有
Fr2a2b2Fr2a2b2⨯641999⨯1062⨯1172⨯64fc=== 4543EIL3EπdL3⨯2.1⨯10⨯3.14⨯34⨯223
=0.033
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Ft2a2b2Fr2a2b2⨯644977⨯1062⨯1172⨯64fs====0.081
f=fc2+fs2=0.0812+0.0332=0.089≤0.2mm
δ=Fr2ab(b-a)1999⨯117⨯106⨯(117-106)⨯64-5==2.96⨯10rad
三档工作时的计算
已知a=69；b=154mm；L=223mm；d=34mm，则有
Fr3a2b2Fr3a2b2⨯64fc== 3EIL3Eπd4L
1893⨯692⨯1542⨯64=0.023
Ft3a2b2⨯643709⨯692⨯1542⨯64fs===0.045
f=fc2+fs2=0.0232+0.0452=0.051≤0.2mm
δ=Fr3ab(b-a)1893⨯69⨯154⨯(154-69)⨯64==1.856⨯10-4rad
四、五档距离支撑处只有20mm左右，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。
3.3.2.2 轴的强度的计算
1、输入轴强度校核
Ft1=5266.29N, Fr1=1799.18N，Fa1=Ft1tgβ1=5266.29×tg24.11°=1711.12N
（1）求H面内支反力Ay、By和弯矩Mc1
输入轴受力如图3-2（a）所示，则
AY+By=Ft1
Ay×l1=By×l2
由以上两式可得Ay=4833.96N，By=432.33N，Mc1=89428.26N·mm。
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（a）输入轴水平方向受力图（b）输入轴垂直方向受力图
图3-2 输入轴受力图
（2）求V面内支反力Az、Bz和弯矩Ms1
输入轴受力如图3-2（b）所示，则
Az+Bz=Fr1
Az（l1+l2）－Fr1×l2－Fa1⨯d1= 0 2
由以上两式可得Az=1747.15N，Bz=52.03N，Ms1=32322.28N·mm
弯矩图如图3-3所示。
222M1=MC+M+T1S1g1 .262+32322.282+66355.22 ==115953.25N·mm
σ2=32M1
πd13=32⨯115953.25=103.74＜[σ] π⨯22.53
Mc1=89428.26 N·mm Ms1=32322.28N·mm
（a）输入轴水平弯矩图 （b）输入轴垂直弯矩图
图3-3 输入轴弯矩图
2、输出轴强度校核
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Ft2=5213.62N，Fr2=1781.19N，Fa2=Ft2tgβ2=5213.62×tg24.11°=1694.01N
（1） 求H面内支反力Cy、Dy和弯矩Mc2
输出轴受力如图3.4（a）所示，则
Cy+Dy=Ft2
Cyl3=Dyl4
由以上两式可得Cy=1243.54N，Dy=539.63N，Mc2=117946.68N·mm
（2）求V面内支反力Cz、Dz和弯矩Ms2
输出轴受力如图3-4（b）所示，则
Cz+Dz=Fr2
Cz（l3+l4）=Fr2l4－Fa2d2= 0 2
由以上两式可得Cz=1243.54N，Dz=539.63N，Ms2=31710.27N·mm
222M2=MC2+MS2+Tg2 .682+31710.272+(66355.2⨯0.99⨯==265267.77N·mm 432) 12
σ1=32M2
πd23=32⨯265267.77=29.67＜[σ] 3π⨯45
（a）输出轴水平方向受力图 （b）输出轴垂直方向受力图
图3-4 输入轴受力图
乘用车两轴式五挡变速器传动机构设计
弯矩图如图3-5所示。
Mc2=117946.68N·mm Ms2=31710.27N·mm
（a）输出轴水平弯矩图
图3-5
（b）输出轴垂直弯矩图 输出轴弯矩图
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结论
本文是根据雅阁汽车的主要技术参数来设计一台两轴式变速器。在变速器的设计过程中，主要的研究内容如下：变速器传动机构布置方案的确定；变速器主要参数的选择；变速器齿轮、轴和校核；主减速器、主差速器；同步器和操纵机构及箱体的设计等。本文就是围绕着上述主要内容展开的。
在本次设计的前期，主要进行了变速器传动方案的论证和选择，分析了变速器各传动方案的优缺点，在综合分析的基础上选择了本设计所依据的传动方案；中期就是进行变速器的设计计算以及绘制说明书中要用到的图。变速器的传动方案确定后，对变速器的主要参数进行了选择，分配了变速器各挡的传动比和各挡齿轮的齿数及变位系数，并计算了齿轮的弯曲应力和接触应力。在变速器轴的设计部分，首先是进行了变速器轴的结构设计，分配了各段轴的长度和轴径，然后进行了变速器轴的强度和刚度的校核。现代变速器广泛采用同步器换挡，本文依据所设计变速器的使用要求，选择了各挡同步器的形式。最后分析了变速器操纵机构的特点和操纵方式，选择了远距离操纵手动换挡变速器，并对主减速器、主差速器进行了简单的设计；并简单介绍了变速器箱体的设计原则；后期主要是画图和对设计说明书做修改，因为在设计的过程中有的地方考虑不够周全，在老师的指导之下，不断的进行修改和完善。
变速器设计完成后，必须要满足汽车的使用要求，同时要有很好的加工工艺性，满足造价低廉、使用寿命长的特点。在本次设计过程中，由于缺少实际的工作经验，设计过程只是根据一般步骤完成的，具体的细节部分考虑不周，这些原因都造成了所设计的变速器离实际应用还有很大的距离，需要自己在以后的学习和工作中不断提高。
乘用车两轴式五挡变速器传动机构设计
参考文献
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[2]陈家瑞.汽车构造. 第三版.机械工业出版社，2008.10
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[6]王国权、龚国庆.汽车设计课程设计指导书.机械工业出版社，2009.11
乘用车两轴式五挡变速器传动机构设计
乘用车两轴式五挡变速器传动机构设计
摘要
变速器用来改变发动机到驱动轮上转矩和转速.目的是在原地起步.爬坡.转弯加速等各种工况下.是汽车获得不同的牵引力和速度.同时是发动机在最有利的工况范围内下工作.变速器设有空挡.可启动发动机汽车滑行.或停车时发动机到驱动轮的动力传递..变速器宿舍有倒档.是汽车各获得倒退行驶的能力.需要时.变速器还有动力输出功能.
因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。
本文设计研究了两轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计并讲述了变速器中各部件材料的选择。
关键词 挡数；传动比；齿轮；轴；强度校核
目录
第1章 绪论 .................................. 错误！未定义书签。
1.1 概述 ....................................................... 3
1.1.1 设计二轴五档变速器的目的和意义 ........................ 4
1.1.2 汽车变速器设计要求 .................................... 4
1.1.3 研究变速的现状 ........................................ 5
1.2 变速器的设计思想 ........................................... 5
第2章 变速器传动机构与操纵机构的布置 ..................... 6
2.1 变速器传动机构的布置方案 ................................... 6
2.1.1 变速器传动方案分析与选择 .............................. 6
2.1.2 倒档布置方案 .......................................... 7
2.2 操纵机构布置方案 ........................................... 8
2.2.1 概述 .................................................. 8
2.2.2 典型的操纵机构以及锁止装置 ............................ 8
2.3 本章小结 .................................................. 10
第3章 变速器设计的总体方案 ................................ 12
3.1 变速器主要参数的选择 ...................................... 12
3.1.1 档数 ................................................. 12
广东技术师范学院天河学院汽车设计课程设计
3.1.2 传动比范围 ........................................... 12
3.1.3 变速器各档传动比确定 ................................. 12
3.1.4 中心距的选择 ......................................... 14
3.1.5 齿轮参数的选择 ....................................... 15
3.1.6 各挡齿轮的分配及传动比的计算 ......................... 16
3.2 变速器齿轮强度校核 .................................... 22
3.2.1 变速器齿轮弯曲强度的校核 .............................. 22
3.2.2 轮齿接触应力的校核 .................................... 23
3.2.3 变速器齿轮的材料及热处理 .............................. 25
3.3 轴的结构和尺寸设计 .................................... 25
25 3.3.2 轴的强度验算 .......................................... 26
结 论 ....................................... 错误！未定义书签。 致 谢 ....................................... 错误！未定义书签。 参考文献 错误！未定义书签。
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第一章 绪论
1.1 概述
随着社会的快速发展和人们生活水平的迅速提高，汽车（尤其是轿车）作为一种必不可少的交通工具已走进千家万户。总之，汽车工业的发展水平直接代表着一个国家基础工业和国民经济的实力。中国未来10年，经济型轿车至少应翻一番。因此设计一种适合我国国情的经济型轿车的变速器具有十分重要的意义，而且也符合全球对环境保护的要求，小排量低排放的经济型轿车肯定是未来汽车的主力。汽车的发展经历了三大革命，动力革命（内燃机的使用），传动革命（机械传动的完善和液体传动的使用）和控制革命（用传感器、微机和电液阀进行信息处理）。
从先进国家来看，动力革命和传动革命已经完成，目前正处于控制革命阶段，要解决的主要是机械太“机械”，没有灵性的问题，过去机械全靠人来操纵控制，然而人的生理和心理能力（感觉器官的功能、头脑分析的能力和体能）是有限的，操纵汽车这样复杂的机械对于人来说体力和脑力负担是很重要的，更主要的是单靠人力操纵将阻碍汽车的发展和其性能的提高。因此必须对汽车各部分（发动机、变速器、悬架、制动和转向机构等）进行自动控制，并从各部分的单独控制向整车一体化控制发展，从一般控制向智能控制发展。要解决机械信息处理能力问题，机械本身是无能为力的，液压控制在性能上也达不到要求，必须引入具有良好控制性能和信息处理能力的电子技术。但是仅仅采用机电液技术还不够，还需要应用声学、光学、和化学等多学科技术才能使机械具有良好的信息处理能力，实现高度自动化。
变速器是汽车传动系中一个比较关键的部件，它设计的好坏直接影响到汽车的使用性能。随着汽车工业的告诉发展和现汽车现代设计方法的开发和应用，人们对汽车变速器的设计要求是越来越高。其中，减少变速器体积，提高变速器可靠性以及改善其与发动机的匹配更是当前急需解决的重要问题！
两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多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、操纵性好且使汽车质量降低6%~10%。两轴式变速器纵置时，传动系的结构简单（即输出轴与主减速器主动齿轮做成一体从而简化了制造工艺，降低了成本）。
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1.1.1 设计二轴五档变速器的目的和意义
变速器是汽车传动系中一个比较关键的部件，它设计的好坏直接影响到汽车的使用性能。随着汽车工业的告诉发展和现汽车现代设计方法的开发和应用，人们对汽车变速器的设计要求是越来越高。其中，减少变速器体积，提高变速器可靠性以及改善其与发动机的匹配更是当前急需解决的重要问题！
本课题将可靠优化二轴五档变速器设计理论应用汽车机械式变速器齿数系的设计中，根据汽车的动力性要求，在保证零件结构强度和刚度可靠使用的条件下，以变速器体积最小化和功率使用最大化为目标函数，通过可靠性优化设计结果与原始数据的对比，使变速器设计得到一个更可靠的优化。
1.1.2 汽车变速器设计要求
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。
（1） 正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；
（2） 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；
（3） 设置倒挡，使汽车能倒退行驶；
设置动力输出装置，需要时能进行功率输出）
（4） 换挡迅速、省力、方便；
（5） 工作可靠；
（6） 变速器应有高的工作效率；
（7） 变速器的工作噪声低。
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、拆装容易、维修方
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便等要求。
1.1.3 研究变速的现状
众所周知，中国国内市场的轿车车型，90%都来自日本和德国技术，更确切地说，是来自于日本丰田和德国大众技术。国内的许多车厂在研发、生产方式上，或是购买技术，或是与德·日方联合经营，自主独立开发的能力相对欠缺。因此，我国的轿车车型及所属关紧部件的研发方面的发展相对滞后，进而造成国内的许多老型产品一干就是十几年，甚至二十几年的尴尬局面。但是根据我们国家的实际现状，目前中国市场对轿车的需求，在短时间内，甚至相当长的一段时间内轿车仍然具有一定的发展的空间。
汽车变速器发展经历了100多年，从最初采用侧链传动到手动变速器，到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再向无级自动变速器方向发展。变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。手动变速器(MT)主要采用齿轮传动的降低原理，变速器内有多组传动比不同的齿轮副，汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。
我国汽车工业采用CAD技术，从无到有，至今已有十多年的历史。与其他机械产品相比，汽车行业在计算机应用的投入比较多。各汽车厂纷纷引进软硬件并逐步建立了计算机辅助系统。AutoCAD在用户的心目中也变成了二维设计软件的缩影。
1.2变速器的设计思想
根据发动机匹配的轿车的基本参数，及发动机的基本参数。
（1）
（2）
（3）
（4）
（5） 发动机排量2.0升； 五个前进挡，一个倒档； 输入、输出轴保证两点支承； 采用同步器，保证可靠平稳换挡； 齿轮、轴及轴承满足使用要求。
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第2章 变速器传动机构与操纵机构的布置
2.1变速器传动机构的布置方案
2.1.1变速器传动方案分析与选择
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。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[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，此次设计变速器是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。选择5档变速器，并且五档为超速档。大体结构可参考如图2-1所示的结构
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图2-1 发动机前置前轮驱动布置示意图
2.1.1倒档布置方案
常见的倒档布置方案如图2-2所示。图2-2b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2-2c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图2-2d方案对2-2c的缺点做了修改；图2-2e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2-2f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
图2-2 倒档的布置方案
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2.2f所示方案。
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2.2.1操纵机构布置方案
2.1.1 概述
根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求[9]：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。
变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。
用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。
直接操纵式手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。
2.1.2 典型的操纵机构以及锁止装置
定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采 用弹簧和钢球式机构。
1、 换档机构
变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。
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采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。
常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。
使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。
通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。
2、 防脱档设计
互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：
（1） 互锁销式
图2-4是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。
图2-4，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2-4，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。
（2） 摆动锁块式
图2-5为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。
（3） 转动钳口式
图2-6为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。
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图2-5 摆动锁块式互锁机构
图2-6转动钳口式互锁机操纵机
构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。
锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。
自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。
倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。本次设计属于前置前轮驱动的轿车，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。
本章小结
本章主要介绍了变速器传动机构的布置方案和零、部件结构方案进行了系统的分析，并给出了此次设计的具体方案，即设计两轴式变速器，倒挡布置方案如图2-2（f）所示，前进挡皆为斜齿圆柱齿轮，倒挡为直齿圆柱齿轮，采用全同步器式换挡形式，圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。并且对操纵机构做了详细的介绍，说明了常用的锁止
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机构的结构及原理
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第3章 。变速器设计的总体方案
3.1 变速器主要参数的选择
本次变速器设计的主要参数如下表4-1所示。
3.1.1 档数
近年来，为了降低油耗，改善经济性和动力性之间的矛盾.变速器的档数有增加的趋势。变速器结构也复杂.其轮廓尺寸和质量加大.同时其操纵机构也更加复杂.目前，乘用车一般用4～5个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。
3.1.2 传动比范围
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。最高档通常是超速档
档，传动比小于1.0；有的变速器最高档是直接档，传动比为1.0。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，排量大的乘用车在5.0～8.0之间，商用车则更大。
传动比范围的选择要求：
1、 相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。
2、 在最低档位传动比不变情况下.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。原因高档区使用频繁 因此，本次设计的轿车变速器为5档变速器，最高档传动比初定为0.8左右。
3.1.3 变速器各档传动比确定
（1）主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系为：
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ua=0.377
rn
（3.1） igi0
式中 ua——汽车行驶速度（km/h）； ； n ——发动机转速（r/min）
r ——车轮滚动半径（m）；
ig ——变速器传动比；
i0 ——主减速器传动比。
由上文可知最高车速uamax=vamax=170km/h；最高档为超速档，传动比ig5=0.75；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格175/65R14得到r=267.65（mm）；发动机转速n=np=6000（r/min）；由公式（4.1）得到主减速器传动比计算公式：
i0=0.377
（2）确定变速器一挡传动比i1
nr
=4 igua
汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：
Temaxi1i0ηT
≥mg(fcosαmax+sinαmax)=mgψrr
max
，则由最大爬
坡度要求的变速器一挡传动比为[1]： i1≥
mgψmaxrr
（3.2）
Temaxi0ηT
式中：m——汽车总质量，1435kg； g——重力加速度，9.8Nkg；
ψ
max
——道路最大阻力系数，由于一般沥青或混凝土路面滚动阻力系数
f=0.018~0.020，故取f=0.019；最大爬坡度i=tanαmax=0.34，故坡角αmax=17.740，所以ψ
max
为0.359；
rr——驱动车轮滚动半径，0.267mm； Temax——发动机最大转矩，131N·m；
i0——主减速比，4；
ηT——汽车传动系的传动效率，轿车可取0.9~0.92，故选ηT为0.9。
由公式（2.2）得：i1≥3.49；
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根据驱动车轮与路面的附着条件
Temaxi1i0ηT[1]
≤G2ϕ，求得变速器一挡传动比为： rr
i1≤
G2ϕrr
（3.3）
Temaxi0ηT
式中：G2——汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于发动机前置后轮驱动的乘用车，满载时后轴占55%~；
ϕ——道路的附着系数，计算时取ϕ=0.55~0.65，故选ϕ为0.6；
rr，Temax，i0，ηT——见式（3.2）下说明。
由公式（3.3）得：i1≤3.52；最终取i1=3.5。 （3）变速器各档速比的配置
按等比级数分配其它各档传动比，即：
i1=i2=i3=i4=q q=i13.4
i=1.450 2i3i4i5i=5
0.77ii12=
q=3.4
1.450=2.43i=i2q=2.34531.450=1.68
ii31.6184=q=1.450=1.16
i5=i41.q16
1.453.1.4 中心距的选择
初选中心距可根据经验公式计算[14]：
A=KAemaxi1ηg 式中：
A ——变速器中心距（mm）；
KA ——中心距系数，乘用车KA=8.9~9.3； Temax——发动机最大输出转距为131（N·m）
； i1 ——变速器一档传动比为3.5；
ηg ——变速器传动效率，取96%。
3.4） （
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A=（8.9~9.3） 131⨯3.5⨯0.96⨯=（8.9-9.3）⨯8.375=66.03~70.02mm
3
轿车变速器的中心距在60～80mm范围内变化。初取A=70mm。 3.1.5.外形尺寸
变速器的横向外形尺寸可根据齿轮直径以及倒挡轴过渡齿轮和换挡机构的布置初步确定.影响变速器轴向尺寸的因素有挡数.换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车五档变速器壳体的轴向尺寸为【3.5—4.0】A
3.1.6齿轮参数的选择
1. 模数m
齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。对于乘用车为了减少工作噪声和增加齿宽应合理减小模数，啮合套和同步器接合齿多数采用渐开线齿形.由于工艺上的原因.同一变速器接合齿模数相同.并优先采用第一系列.乘用车和总质量在1.8~14.0t的货车为2.0~3.5mm，取m=2.5mm。
2. 压力角α
压力角较小时，重合度较大并降低轮齿刚度.为此进入啮合和退出啮合的动载荷.，传动平稳，有利于噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于直齿轮.压力角为28度时强度最高.对于斜齿轮.压力角为25度时强度最高.理论上 对于乘用车，为了加大重合度来降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。实际上 .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。 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。 3. 螺旋角β
.斜齿轮在变速器有广泛的应用.齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。
试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。乘用车两轴式变速器为20度至25度
4. 齿宽b
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齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽b。b=Kcm，其中Kc为齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮Kc=4.5~8.0；常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮Kc=6.0~8.5。采用同步器和啮合套换档时其结合齿的工作宽度为2.0mm—4.0mm
4齿轮变位系数的选择
对于乘用车.为了降低噪声除去一档.倒档以外各档齿轮总变位系数选用小一些的数值.已获得低噪声传动.高档变位系数为—0.2—0.2.随的档位的降低.变我洗漱应该随档位降低而增大.一档和倒档齿轮选用1.0以上
5. 齿顶高系数
齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。一般齿轮的齿顶高系数f0=1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。
3.1.5 各挡齿轮的分配及传动比的计算
分配齿数时应注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。
（1）确定一挡齿轮的齿数
由于一挡采用圆柱直齿轮传动，所以齿数和Zh=M，
N
2A
齿轮的齿数是齿轮设计中一个非常重要的环节，采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声[6]。初选一档主动齿轮齿数为17.传动比为3.5一档从动齿轮齿数为59.5修正后选60.应为Zh不等Z1+Z2.要修正中心距
A=
m{Z1+Z2}
2
=77mm
（2）确定二挡齿轮的齿数
二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角β2与，由i2=
A=
Z6
得： Z5
m(Z5+Z6)
（3.5）
2cosβ2
此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
Ztanβ
=6 （3.6） tanβ2Z5
乘用车两轴式五挡变速器传动机构设计
联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角β2=12.3 ，解式（3.4）（3.5）求出
Z6=45,Z5=18。
再把Z5、Z6及β2代入式（3.6），检查近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距A'=
(Z5+Z6)mn
≈80mm=A；
2cosβ
mn
=2.60mm； cosβ
斜齿端面模数mt=啮合角cosα'=
mt
(Z5+Z6)cosα=0.9623，得α'≠α=20 ； 2A
由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。
x5=0.28,故x6=-0.28。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。二挡齿轮参数如表3.2。
表3.2 二挡齿轮基本参数
二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角β3与一档啮合齿轮β1不同，由i2=
A=
Z8
得： Z7
m(Z8+Z7)
（3.5）
2cosβ2
此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
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Ztanβ
=8 （3.6） tanβ2Z7
联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角β3=17.5 ，解式（3.4）（3.5）求出
Z7=23,Z8=38。
再把Z7、Z8及β3代入式（3.6），检查近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距A'=
(Z7+Z8)mn
≈80mm=A；
2cosβ
mn
=2.60mm； cosβ
斜齿端面模数mt=啮合角cosα'=
mt
(Z7+Z8)cosα=0.9364，得α'≠α=20 ； 2A
由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。
x7=0.08,故x8=-0.08。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。三挡齿轮参数如表3.3。
表3.3 三挡齿轮基本参数
（4二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角β4与一档啮合齿轮β1不同，由i2=
A=
Z10
得：而Z9
m(Z10+Z9)
（3.5）
2cosβ2
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此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
Ztanβ
=10 （3.6） tanβ2Z9
联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角β8=22 ，解式（3.4）（3.5）求出
Z9=27,Z10=31。
再把Z9、Z10及β4代入式（3.6），检查近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距A'=
(Z9+Z10)mn
≈81mm=A；
2cosβmn
=2.80mm； cosβ
斜齿端面模数mt=啮合角cosα'=
mt
(Z9+Z10)cosα=0.9347，得α'≠α=20 ； 2A
由于凑配中心距与原中心距相不等即为角度度变位。
x10=0.02,故x9=0.04。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。四挡齿轮参数如表3.4。
表3.4四挡齿轮基本参数
二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角β5与一档啮合齿轮β1不同，由i2=
A=
Z12
得： Z11
m(Z12+Z11)
（3.5）此外，从抵消
2cosβ2
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或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
tanβZ
=12 （3.6） tanβ2Z11
联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角β8=22 ，解式（3.4）（3.5）求出
Z12=24,Z11=29。
再把Z12、Z11及β5代入式（3.6），检查近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距A'=
(Z11+Z12)mn
≈80mm=A；
2cosβmn
=3.0mm； cosβ
斜齿端面模数mt=啮合角cosα'=
mt
(Z11+Z12)cosα=0.9137，得α'≠α=20 ； 2A
由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。
x11=0.09,故x12=-0.09。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。五挡齿轮参数如表3.5。
表3.5 五挡齿轮基本参数
初选倒档轴上齿轮齿数为z13=25，输入轴齿轮齿数z3=13，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉Z3齿轮和齿轮Z4的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下
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公式：
(z3+z13)mn+2mn+0.5=A0 （3.7） 2cosβr
已知：βr=28 ，把数据代入（3.7）式，齿数取整，解得：z4=40，mn=2.5，A0=80，
则倒档传动比为：
iR=z440==3.1 z313
输入轴与倒档轴之间的距离：
A'=mn(z3+z13)2.5⨯(13+25)==55.97mm 2cosβr2cos28
输出轴与倒档轴之间的距离：
A''=mn(z4+z13)2.5⨯(40+25)==86.90mm 2cosβr2cos28
表3.6 倒挡齿轮基本参数
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3.2 变速器齿轮强度校核
变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。
轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些[3]。变速器抵挡小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。
齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。
3.2.1 变速器齿轮弯曲强度的校核
1）直齿轮弯曲应力σω
σω=2TgKσKf
πmZKcy3 （3.8）
式中：Tg——计算载荷（N·mm）；
Kσ——应力集中系数，可近似取Kσ=1.65；
Kf——摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应
Kf力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮Kf=0.9；
Kc——齿宽系数；
y——齿形系数。
倒挡主动轮3，查手册得y=0.165，代入（3.8）得σω=686.33Mpa
故σω
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（2）斜齿轮弯曲应力σω
σω=2TgcosβKσ
πZmnyKcKε3 （3.7）
式中：Tg——计算载荷（N·mm）；
； （）β——斜齿轮螺旋角
Kσ——应力集中系数，可近似取Kσ=1.50；
Z——齿数；
； mn——法向模数（mm）
y——齿形系数，可按当量齿数在图中查得；
Kc——齿宽系数；
Kε——重合度影响系数，Kε=2.0。
一挡齿轮1，查图得y=0.154，代入（3.7）得σω=346.3Mpa；
一挡齿轮2，查图得y=0.164，代入（3.7）得σω=.107.Mpa；
二挡齿轮5，查图得y=0.157，代入（3.7）得σω=158.26Mpa；
二挡齿轮6，查图得y=0.160，代入（3.7）得σω=337Mpa；
三挡齿轮7，查图得y=0.130，代入（3.7）得σω=306.3Mpa；
三挡齿轮8，查图得y=0.147，代入（3.7）得σω=163.7Mpa；
四挡齿轮9，查图得y=0.137，代入（3.7）得σω=234.6Mpa；
四挡齿轮10，查图得y=0.141，代入（3.7）得σω=196.57Mpa；
五档齿轮11，查图得y=0.139，代入（3.7）得σω=1981Mpa；
五档齿轮12，查图得y=0.137，代入（3.7）得σω=242.9Mpa；
当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180~350Mpa范围，所有斜齿轮满足σω
3.2.2 轮齿接触应力的校核
σj=（3.9）
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式中：σj——轮齿的接触应力（Mpa）；
F——齿面上的法向力（N）， F=
2Tg
dF1； cosαcosβF1——圆周力（N），F1=；
； Tg——计算载荷（N·mm）
d——节圆直径（mm）；
（）； α——节点处压力角
（）； β——齿轮螺旋角
E——齿轮材料的弹性模量，合金钢取E=2.06⨯105Mpa；
b——齿轮接触的实际宽度（mm）；
从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮ρz=rzsinα,ρb=rbsinα，ρz、ρb——主、
斜齿轮ρz=rbsinαrzsinα,ρ=；rz、rb为主、从动齿轮的节圆半径（mm）。 b22cosβcosβ
将上述有关参数代入式（3.9），并将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，得出：
一挡接触应力σj=807.64Mpa
二挡接触应力σj=746.37Mpa
三挡接触应力σj=801.7Mpa
四挡接触应力σj=723.27Mpa
五档接触应力σj=743.73Mpa
倒挡接触应力σj=1034.68Mpa
； σj=969.89Mpa
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对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力[σj]，一挡和倒挡[σj]=1900~2000Mpa，
常啮合齿轮和高挡[σj]=1300~1400Mpa。故所有齿轮满足σj
3.2.3 变速器齿轮的材料及热处理
变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。
国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为58~63HRC，心部硬度为33~48HRC。
淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定；消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求[8
3.3 轴的结构和尺寸设计
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。
3.3.1 初选轴的直径
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，d/L=0.16～0.18；对输出轴，d/L≈0.18～0.21。
输入轴花键部分直径d（mm）可按下式初选取：
d=Kemax
式中： K——经验系数，K=4.0～4.6；
。 Temax——发动机最大转矩（N.m）
输入轴花键部分直径：
d1=(
4.0 4.6～26.27mm
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初选输入、输出轴支承之间的长度L=272mm。
按扭转强度条件确定轴的最小直径：
d=9550⨯1030.2[τ]P （3.10） n
式中： d——轴的最小直径（mm）；
； [τ]——轴的许用剪应力（MPa）
P——发动机的最大功率（kw）；
n——发动机的转速（r/min）。
将有关数据代入（3.22）式，得：
d===22.9mm 所以，选择轴的最小直径为23mm。
3.3.2 轴的强度验算
3.3.2.1 轴的刚度的计算
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。
轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。如图3-1所示：
图3-1 变速器轴的挠度和转角
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若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用下式计算 F1a2b2
fc= （3.11） 3EIL
F2a2b2
fs= （3.12） 3EIL
δ=F1ab(b-a) （3.13） 3EIL
式中 F1——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；
F2——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；
E——弹性模量（MPa），E=2.1×10 MPa； 5
I——惯性矩（mm），对于实心轴，I=πd4； 4
d——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；
； a、b——齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）
L ——支座间的距离（mm）。 轴的全挠度为f=fc2+fs2≤0.2mm。
轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为[fc]=0.05～0.10mm，[fs]=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。
1、 计算变速器上个齿轮的圆周力Ft、切向力Fr、轴向力Fa
输入轴：
Ft1=2T1=8398N d1
Fr1=Ft1tanα=4292N cosβ1
Ft2=2T1=5273N d2
Ft2tanα=2117N cosβ2Fr2=
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F2T1
t3=
d=3976N
3
Ftanαr3=Ft3
cosβ=1584N
3
F2T1
t4=d=3548N
4
FFt4tanαr4=cosβ=1456N
4
F2T1
t5=d=3463.8N
5
FFt5tanα
r5=cosβ=1402.6N
5
2、 变速器输入轴的刚度计算
（1）一档工作时的计算
已知：a=43mm；b=171mm；L=214mm；d=28mm，则有
f=Fr1a2b2Fr1a2b2⨯64
c3EIL=3Eπd4L
=4292⨯432⨯1712⨯64
3⨯2.1⨯105⨯3.14⨯284⨯214=0.057
F2
t1ab2⨯648398⨯432⨯1712
f⨯64
s=3Eπd4L=3⨯2.1⨯105⨯3.14⨯284⨯214=0.111
f=f2
c+f22
s=0.056+0.1112=0.124≤0.2mm
δ=Fr1ab(b-a)4292⨯43⨯214⨯(214-43)⨯
3EIL=64
3⨯2.1⨯105⨯3.14⨯284⨯214=1.66⨯10-3rad
二档工作时的计算
已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，则有
f=F22
r2abFr2a2b2⨯642117⨯992⨯114.52⨯64
c3EIL=3Eπd4L=3⨯2.1⨯105⨯3.14⨯464⨯214
=0.009
f=Ft2a2b2
3EIL=5273⨯992⨯114.52⨯64
s3⨯2.1⨯105⨯3.14⨯464⨯214=0.023
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f=fc2+fs2=0.0092+0.0232=0.025≤0.2mm
（3）三档工作时的计算
已知a=77；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，则有
Fr3a2b2Fr3a2b2⨯64fc== 3EIL3Eπd4L
1584⨯772⨯136.52⨯64-3=8.5⨯10
Ft3a2b2⨯643976⨯772⨯136.52⨯64fs===0.021
f=fc2+fs2=8.5⨯10-3+0.0212=0.022≤0.2mm 2
δ=Fr3ab(b-a)2142.86⨯77⨯136.5⨯(136.5-77)⨯64==6.51⨯10-5
由于四、五档距离支撑处只有20mm左右，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。
3、变速器输出轴的刚度计算
（1）一档工作时的计算
已知：a=61mm；b=162mm；L=223mm；d=40mm，则有
Fr1a2b2Fr1a2b2⨯64fc== 3EIL3Eπd4L
3788⨯612⨯1622⨯64==0.021
Ft1a2b2⨯647420⨯612⨯1622⨯64fs===0.041
f=fc2+fs2=0.0212+0.0412=0.046≤0.2mm
δ=Fr1ab(b-a)3788⨯61⨯162⨯(162-61)⨯64==3.0⨯10-4rad
（2）二档工作时的计算
已知：a=106mm；b=117mm；L=223mm；d=34mm，则有
Fr2a2b2Fr2a2b2⨯641999⨯1062⨯1172⨯64fc=== 4543EIL3EπdL3⨯2.1⨯10⨯3.14⨯34⨯223
=0.033
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Ft2a2b2Fr2a2b2⨯644977⨯1062⨯1172⨯64fs====0.081
f=fc2+fs2=0.0812+0.0332=0.089≤0.2mm
δ=Fr2ab(b-a)1999⨯117⨯106⨯(117-106)⨯64-5==2.96⨯10rad
三档工作时的计算
已知a=69；b=154mm；L=223mm；d=34mm，则有
Fr3a2b2Fr3a2b2⨯64fc== 3EIL3Eπd4L
1893⨯692⨯1542⨯64=0.023
Ft3a2b2⨯643709⨯692⨯1542⨯64fs===0.045
f=fc2+fs2=0.0232+0.0452=0.051≤0.2mm
δ=Fr3ab(b-a)1893⨯69⨯154⨯(154-69)⨯64==1.856⨯10-4rad
四、五档距离支撑处只有20mm左右，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。
3.3.2.2 轴的强度的计算
1、输入轴强度校核
Ft1=5266.29N, Fr1=1799.18N，Fa1=Ft1tgβ1=5266.29×tg24.11°=1711.12N
（1）求H面内支反力Ay、By和弯矩Mc1
输入轴受力如图3-2（a）所示，则
AY+By=Ft1
Ay×l1=By×l2
由以上两式可得Ay=4833.96N，By=432.33N，Mc1=89428.26N·mm。
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（a）输入轴水平方向受力图（b）输入轴垂直方向受力图
图3-2 输入轴受力图
（2）求V面内支反力Az、Bz和弯矩Ms1
输入轴受力如图3-2（b）所示，则
Az+Bz=Fr1
Az（l1+l2）－Fr1×l2－Fa1⨯d1= 0 2
由以上两式可得Az=1747.15N，Bz=52.03N，Ms1=32322.28N·mm
弯矩图如图3-3所示。
222M1=MC+M+T1S1g1 .262+32322.282+66355.22 ==115953.25N·mm
σ2=32M1
πd13=32⨯115953.25=103.74＜[σ] π⨯22.53
Mc1=89428.26 N·mm Ms1=32322.28N·mm
（a）输入轴水平弯矩图 （b）输入轴垂直弯矩图
图3-3 输入轴弯矩图
2、输出轴强度校核
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Ft2=5213.62N，Fr2=1781.19N，Fa2=Ft2tgβ2=5213.62×tg24.11°=1694.01N
（1） 求H面内支反力Cy、Dy和弯矩Mc2
输出轴受力如图3.4（a）所示，则
Cy+Dy=Ft2
Cyl3=Dyl4
由以上两式可得Cy=1243.54N，Dy=539.63N，Mc2=117946.68N·mm
（2）求V面内支反力Cz、Dz和弯矩Ms2
输出轴受力如图3-4（b）所示，则
Cz+Dz=Fr2
Cz（l3+l4）=Fr2l4－Fa2d2= 0 2
由以上两式可得Cz=1243.54N，Dz=539.63N，Ms2=31710.27N·mm
222M2=MC2+MS2+Tg2 .682+31710.272+(66355.2⨯0.99⨯==265267.77N·mm 432) 12
σ1=32M2
πd23=32⨯265267.77=29.67＜[σ] 3π⨯45
（a）输出轴水平方向受力图 （b）输出轴垂直方向受力图
图3-4 输入轴受力图
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弯矩图如图3-5所示。
Mc2=117946.68N·mm Ms2=31710.27N·mm
（a）输出轴水平弯矩图
图3-5
（b）输出轴垂直弯矩图 输出轴弯矩图
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结论
本文是根据雅阁汽车的主要技术参数来设计一台两轴式变速器。在变速器的设计过程中，主要的研究内容如下：变速器传动机构布置方案的确定；变速器主要参数的选择；变速器齿轮、轴和校核；主减速器、主差速器；同步器和操纵机构及箱体的设计等。本文就是围绕着上述主要内容展开的。
在本次设计的前期，主要进行了变速器传动方案的论证和选择，分析了变速器各传动方案的优缺点，在综合分析的基础上选择了本设计所依据的传动方案；中期就是进行变速器的设计计算以及绘制说明书中要用到的图。变速器的传动方案确定后，对变速器的主要参数进行了选择，分配了变速器各挡的传动比和各挡齿轮的齿数及变位系数，并计算了齿轮的弯曲应力和接触应力。在变速器轴的设计部分，首先是进行了变速器轴的结构设计，分配了各段轴的长度和轴径，然后进行了变速器轴的强度和刚度的校核。现代变速器广泛采用同步器换挡，本文依据所设计变速器的使用要求，选择了各挡同步器的形式。最后分析了变速器操纵机构的特点和操纵方式，选择了远距离操纵手动换挡变速器，并对主减速器、主差速器进行了简单的设计；并简单介绍了变速器箱体的设计原则；后期主要是画图和对设计说明书做修改，因为在设计的过程中有的地方考虑不够周全，在老师的指导之下，不断的进行修改和完善。
变速器设计完成后，必须要满足汽车的使用要求，同时要有很好的加工工艺性，满足造价低廉、使用寿命长的特点。在本次设计过程中，由于缺少实际的工作经验，设计过程只是根据一般步骤完成的，具体的细节部分考虑不周，这些原因都造成了所设计的变速器离实际应用还有很大的距离，需要自己在以后的学习和工作中不断提高。
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参考文献
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