目录
引言................................................................ 1
1变速器设计的概况 .................................................. 1
1.1变速器设计的目的及意义 ...................................... 1
1.2变速器的发展现状 ............................................ 2
1.3变速器设计面临的主要问题 .................................... 2
2变速器的总体方案设计 .............................................. 2
2.1毕业设计任务及要求 .......................................... 2
2.2变速器的功用及设计要求 ...................................... 2
2.3变速器传动机构的型式选择与结构分析 .......................... 3
2.4变速器主要零件的结构方案分析 ................................ 3
2.5传动方案的最终设计 .......................................... 4
3变速器主要参数的选择与齿轮设计 .................................... 4
3.1 变速器主要参数的选择........................................ 5
3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定 ................................ 9
4变速器齿轮强度计算与材料的选择 ................................... 11
4.1 齿轮的损坏形式............................................. 11
4.2轮齿强度计算 ............................................... 11
5变速器轴的设计与校核 ............................................. 15
5.1轴的工艺要求 ............................................... 16
5.2 初选轴的尺寸............................................... 16
5.3轴的结构 ................................................... 16
5.4轴的校核 ................................................... 18
5.5键的校核 ................................................... 26
5.6变速器轴承寿命的计算 ....................................... 28
6变速器同步器的设计及操纵机构 ..................................... 29
6.1 同步器的结构............................................... 29
6.2同步环主要参数的确定 ....................................... 30
6.3变速器的操纵机构 ........................................... 31
总结............................................................... 33
参考文献........................................................... 34
附件1 ............................................................. 36
附件2 ............................................................. 37
附件3 ............................................................. 38
汽车五档变速器设计
103车辆工程学生 张凤超
指导老师 李进
摘要：变速器最作为汽车上不可或缺的部分，通过改变发动机传递到驱动轮上的转矩和转
速，使汽车获得不同的牵引力和速度，让汽车能在各种工况下平顺的工作，而随着汽车的发展
变速器也发展出很多种类与形式。
本文主要内容是对一款用于轿车上的五档手动变速器的设计。主要设计内容包括：变速器
总体方案的确定；变速器传动机构的布置；变速器主要参数的选择，其中有档数、传动比、齿
轮参数、各档传动比的分配；轮齿强度的计算、轴的强度的计算；同步器的选择等，运用CAD
软件绘制变速器的零件图与装配图。
关键词：变速器；传动比；传动机构；同步器
引言
大家都知道汽车发动机的好坏是衡量汽车优劣的一个重要标准，就如同人一样，拥有一颗好的心脏和健康的体魄，是做任何事不能缺少的，然而变速器作为汽车动力总成的重要组成部分，却犹如人的大脑一样掌控着汽车的一切，一个人的心脏和身体再好，如果没有一个聪明的大脑来支配他，那也是会一事无成的。
从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，变速器主要分为：手动变速器
(MT)、自动变速器(AT)、手动／自动变速器(AMT)、无级变速器(CVT)。
1变速器设计的概况
1.1变速器设计的目的及意义
随着经济和科学技术的不断发展和我国加入WTO，汽车工业也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。我国汽车工业起步较晚，加入世界贸易组织后汽车工业面临着更大的机遇和挑战。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。
经过几年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，进行了对轿车五档变速器的设计。毕业设计是对每个大学生进行知识掌握与实际运用的一次大检阅，充分体现了个设计者的知识掌握程度和创新思想。通过本次设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际运用能力，并为以后参加工作打下良好的基础。
1.2变速器的发展现状
在汽车变速箱一百多年的历史中，主要经历了从手动到自动的发展过程。目前世界土使用最多的汽车变速器为手动变速器(MT)、自动变速器(AT)、手自一体变速器(AMT)、无级变速器(CVT)、双离合变速器(DCT)五种型式。
在我国，据调查2007年手动变速器的市场比重为74%，占据较大的市场份额。另外在消费者调查中最受关注的汽车配件中，第一名是安全气囊，第二就是自动档的变速器。在中国，自动档变速器的市场是十分乐观的。同时手动档变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了其不可替代性。
1.3变速器设计面临的主要问题
在汽车工业高速发展的今天，随着世界燃油价格的日益上涨和运用在汽车各种配件上的技术日趋成熟，变速器发展面临的主要问题如下：
(1)、如何设计出更加节能环保、经济型的变速器，将是变速器乃至汽车发展所要面临的一个巨大问题。
(2)、自动变速器之所以发展如此迅速是因为它操纵起来简单方便，但同时也减少了驾车的乐趣。因此，在不减少驾车娱乐性的同时，又能使操纵更加方便快捷，也是变速器设计时要考虑的一个重要问题。
(3)、如何设计出结构更简单、传动效率更高、使汽车车速变化更加平稳以及驾车舒适性更高的变速器，则一直都是变速器设计所要攻克的技术难关。
2变速器的总体方案设计
2.1毕业设计任务及要求
本次毕业设计的任务是设计一台用于轿车上的五档变速器，其主要指标参考大众桑塔纳2000手动变速器。因此本设计所选用的变速器型式为FR式手动五档变速器，是基于桑塔纳2000GSI而开展的，设计中所采用的相关参数详见第三章。
要求完成变速器的造型设计、尺寸计算并绘制相关图纸。
2.2变速器的功用及设计要求
变速器作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同需求。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求。
(1)、应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。
(2)、设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。
(3)、工作可靠，操纵轻便。
(4)、重量轻、体积小 。
（5)、传动效率高。
(6)、噪声小。
(7)、贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求。
2.3变速器传动机构的型式选择与结构分析
变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。
现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。
三轴式变速器其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。三轴式变速器的主要优点有：直接档的传递效率高、磨损及噪音也最小、在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。
两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，简化了制造工艺，降低了成本。缺点：没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损、低档传动比较小。
由于本设计的汽车是发动机前置、后轮驱动，因此采用三轴式变速器。
2.4变速器主要零件的结构方案分析
变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式等因素。
2.4.1齿轮型式
齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。
在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此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。
2.4.2换档结构型式
现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。其优点是：可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。
在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以
从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。其结构及工作原理将在第六章重点讲解。
2.4.3轴承型式
在本设计中，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前、后轴承采用深沟球轴承。
2.5传动方案的最终设计
通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图2-4所示。其传动路线：
一档：一轴——2——中间轴——10——9——9、11间同步器一二轴——输出。 二档：一轴——2——中间轴——8-——7——5、7间同步器——二轴一输出。 三档：一轴——1——2——中间轴——6——5—5、7间同步器一二轴——输出 四档：一轴——1、3间同步器一二轴——输出。
五档：一轴——2——中间轴——4——3——l、3间同步器一二轴——输出。
倒档：一轴——2——中间轴——12——13——11——14——9、14间同步器一二轴一输出。
图2-4五档变速器的结构简图
3变速器主要参数的选择与齿轮设计
本设计是根据新捷达 桑塔纳2000 GSI展开的，设计中采用的相关参数均来源于此种车型：
主减速比4.444
最高车速175km/h
轮胎型号195/60 R14 85H
整备质量1120kg
满载质量1540kg
发动机型号 1.8升4缸2气门电子燃油喷射发动机
额定功率/转速74KW/5200rpm
最大转矩/转速155Nm/3800rpm
3.1 变速器主要参数的选择
3.1.1档位数
变速器挡位数的增加，可以改善汽车动力性和燃油经济性以及平顺性。但是，档位数的增加会使变速器的结构变得复杂，轮廓和质量加大，同事操纵机构变得复杂，增加了换挡难度。
为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用4 -5个挡位，大排量的汽车变速器多用5个挡，货车变速器采用4—5个挡位或多挡。装载质量在2—3.5T的货车采用5挡变速器，装载质量在4—8T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。
本设计是以乘用车桑塔纳2000为例，为了获得良好的经济性，与驾驶舒适性，故选择5个档位。
3.1.2传动比范围
变速器传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值，最低档传动比选取时，要根据汽车发动机的最大转矩，最低稳定转速所要求的最大爬坡能力、驱动轮与路面的附着力、主减速比和驱动的滚动半径，以及所要求达到的最低行驶车速等。
汽车在爬坡时，车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力只用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有
TemaxigIi0ηT
rr≥mg(fcosαmax+sinαmax)=mgψmax (3-1) mgψmaxrr (3-2) Temaxi0ηT满足最大爬坡度要求，则一档传动比igI≥
式中： m——汽车总质量
g——重力加速度
ψmax——道路最大阻力系数
rr——驱动轮的滚动半径
Temax——发动机最大转矩
i0——主减速比
η——汽车传动系的传动效率 根据驱动车轮与路面附着力条件TemaxigIηt
rr≤G2ϕ 求得变速器一档传动比为：igI≤G2ϕrr （3-3） Temaxi0ηT
式中 G2——汽车满载静止于水平路面上的载荷
ϕ——路面的附着系数，计算时取ϕ=0.5~0.6
已知条件：
桑塔纳2000满载质量 1560kg;rr=294.8mm;Temax=155Nm;i0=4.444;η=0.95
ϕ=0.5由公式（3-3）可得：igI≤3.51 取igI=3.45
超速档传动比一般在0.7~0.8范围内，本设计取五档传动比为igv=0.75
中间各挡传动比理论上按公比为：
q=n igmaxigmin （3-4）
的等比数列，实际因齿数为整数且常用档位间的公比应小一些，还要考虑与发动机的合适匹配，故与理论上略有出入。由（3-4）式可得出 q=0.683。
故有igII=2.36；igIII=1.61；igIV=1。
3.1.3 中心距
对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器的中心距。中心距对变速器的质量与尺寸有直接影响，并且对齿轮的接触强度也有影响。中心距越小，齿轮接触应力越大，寿命就越短。因此，变速器中心距选取时，应保证齿轮有必要的接触强度，并且要保证轴承孔之间要有一定的距离，使变速器壳体有足够的强度。这就要求中心距要取得大一些。
由已有变速器的统计得出的经验公式进行初选。
A=KAImax （3-5）
式中： KA——中心距系数，对轿车取KA=8.9~9.3；
TImax——变速器处于一档时的输出扭矩：
TImax=TemaxigIη=508N∙m；取KA=9；
由此得出初始中心距A=71.81mm。取整数A=72mm。
外形尺寸的选择
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮以及换挡机构的布置确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换挡机构形式和齿轮形式。乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为（3.0~3.4）A，当变速器选用的档数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限，为了检测方便中心距A最好取整数。由于所选的是五档变速器，故初定轴向壳体尺寸为245
3.1.4 齿轮模数
模数式齿轮的参数中非常重要的一个，齿轮的强度质量噪声，工艺要求等都对它的选取有所影响。
在选取齿轮模数时应该要遵循以下原则。
①合理减少模数，同时增加齿宽使齿轮的啮合的重合度增加，从而使噪声减少。
②合理增加模数，同时减少齿宽，从而使质量小一些。
③从工艺方面考虑，各挡齿轮应该用同一种模数。
④从齿轮强度角度考虑，各档齿轮应该有不同的模数。
对于乘用车，减少噪声尤为重要，因此要把模数选择的小一些。对于货车减少质量比减少噪声重要得多，故齿轮应该选择较大一点的模数。
变速器低挡齿轮应该选用大些的模数，其他档位选用另一种模数。所选模数应该符合国标的规定。由于工艺的原因，同一变速器中的接合齿模数相同，其选择范围是：乘用车和总质量ma在1.8~14.0t的货车为2.0~3.5mm；总质量ma大于14.0t的火车为3.5~5.0，选取较小的模数值可使齿数增多有利于换挡。
可用下列各式选取齿轮模数，第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn
mn=0.emaxmm （3-6）
其中Temax=155N∙m得出mn=2.5mm
一档直齿轮的模数m
m=0.Imaxmm 经计算m=3mm 3.1.5 齿形压力角α
齿轮压力角较小时，重合度较大，降低了齿轮的刚度，可使转动平稳，有利于降低噪音，较大时可提高齿轮的抗弯强度，和表面接触强度，对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。因此根据国家国家规定标准压力角为20 啮合套或同步器的接合齿压力角为30 3.1.6 螺旋角β
斜齿轮在变速器中应用非常广泛斜齿轮螺旋角选取时应当之一它对齿轮的工作噪声，轮齿的强度，以及轴向力的影响。
斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应尽可能使中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。而为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选取：
乘用车变速器：两轴式变速器为20 ~25 ；中间轴式变速器为22 ~34 货车变速器：18 ~26 本设计选用28度。 3.1.7 齿宽b
齿宽选择时，应注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀度等均有影响。
若要减小变速器的质量缩短变速器的轴向尺寸，就要选择较小的齿宽，但是尺宽的会削弱斜齿轮传动平稳性的优点，此时虽然可以增加齿轮螺旋角的方法来补偿，但这时轴承承受的轴向力也变大，其寿命降低。齿宽窄又会增加齿轮的工作应力，选用的齿宽宽些，工作时会因轴的变形式齿轮倾斜，造成齿轮在齿宽方向受力不均而偏载，使齿轮承载能力变低，磨损不均。
常常根据齿轮模数来选取齿宽：
直齿b=kcm，kc为齿宽系数，取4.5-8.0；斜齿b=kcmn，kc取6.0-8.5 本设计齿宽全采用20mm。 3.1.8齿轮变位系数的选择
为了降低噪声，变速器中除一、二、倒档外的其他各齿轮的总变位系数要选用较小的值，以降低噪声，一般情况下，最高档和一周齿轮的变为系数ξc
可选为-0.1—0.2。随着档位的降低，ξc值应逐渐增大，一、二和倒档齿轮应选用较大的变为系数，使齿轮的强度增加，一档齿轮可以选用1.0以上。 本设计中各齿轮变为系数的选择如表3-1所示。 3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定 3.2.1 一档齿轮齿数的确定
已知一档传动比： igI=
z2z10
∙ （3-7） z1z9
2A
（3-8） m
为了确定z9和z10的齿数，先求其齿数和z∑：z∑=
其中A=71.81mm、m=3；故z∑=44.6，齿轮齿数选择时应不是配对的两齿轮的齿数和为偶数，以减小因大小齿轮齿数之间有公约数的机会，而引起齿面的不均匀磨损。取z∑=47，由于变速器一档传动比igI=3.4~3.9时，z10的范围可在15—17之间选取，此处取z10=17,则
z9=30。
上面根据初选的A及m算出的齿数和不是整数，调整为整数之后，中心距必有所变化，这时应该从算出的z∑，及齿轮的变为系数来计算中心距A，并以此修正后的中心距A作为以后计算的依据。
由于z∑修正为47则由3-8式推出A=70.5。 3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数 由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比
z2
=1.96。 z1
zz2
=igI⨯10 （3-9） z1z9
有已知数据可知：
中心距A=
mn(z1+z2)
（3-10）
2cosβ
得z1+z2=
2Acosβ
=49 （3-11） mn
联立上式可得：z1=17，z2=32。
由（3-7）式可得一档实际传动比为igI=3.32 3.2.3其他档位齿数的确定 二档传动比：igII=
z2z7
∙ （3-12） z1z8
igII=2.36，故有：
z7
=1.254 z8
z∑=
2Acosβ
（3-13） mn
故z7+z8=49，联立以上各式得：z7=27，z8=22
按照同样的方法可分别计算出三档和五档齿轮齿数如3-1表。 3.2.4倒档齿轮齿数数确定
一般情况下倒档和一档的传动比很接近，所以在本设计中倒档传动比取igr=3.5，倒档齿轮的模数也与一档相近，mgrn=2.5mm，倒档齿轮12的齿数与一档齿轮10的齿数相同，取z12=17，通常情况下倒档轴齿轮z13取21-23，这里取z13=23。 由igr=
z2z13z14
（3-14） ∙∙
z1z12z11
得
z14
=1.37 z11=20，z14=27。 z11
本设计中倒档齿轮也是斜齿轮，故中间轴与倒档轴的中心距为：
A1=
mn(z12+z13)
=56.6mm
2cosβ
倒档轴与输出轴的中心距：
A2=
mn(z11+z14)
=66.5mm
2cosβ
表3-1 齿轮的主要参数表
齿数
模数
螺旋角
分度圆齿根圆齿顶圆
主要参数
一 档 二 档 三档 五 档 常 啮 倒 档
变位系数
直径(mm) 51 90 62.3 76.5 76.5 62.3 96.3 42.5 90.6 48.1 56.6 48.1 65.1 76.4
直径(mm) 43.5 82.5 56.05 70.25 70.25 56.05 90.05 36.25 84.35 41.85 50.35 41.85 49.85 70.15
直径mm） 57 96 67.5 81.5 81.5 67.5 111.3 47.5 95.6 54.1 61.6 53.1 70.1 81.4
z10
17
3
30 22
2.5
27 27 22 34
2.5
15 32
2.5
17 20 17 23 27
2.5 2.5
28
0.8
z9 z8
-0.8 -0.4 0.4 0 0 -0.2 0.2 -0.2 0.2 0.2 0.8 -0.8 -0.2
z7
z6
28
z5
28
z4
z3
28
z2
z1
z11
28
z12
z13
z14
4变速器齿轮强度计算与材料的选择
4.1 齿轮的损坏形式
变速器齿轮损坏的形式主要有：轮齿折断，齿面疲劳剥落、移动换挡齿轮端部破坏及齿面胶合。 4.2轮齿强度计算
与其他变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件是相似的，此外，轿车变速器齿轮用的材料、热处理方法、精度级别。加工方法、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿
轮采用低碳合金钢制作，用剃齿或磨齿加工，表面渗碳淬火处理，齿轮精度不低于七级。故比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算齿轮，一样可以获得较为准确的结果。下面是计算汽车变速器齿轮强度用的简化公式。本设计中齿轮精度选择7级，齿轮材料选择渗碳合金钢20CrMnTi。 4.2.1轮齿弯曲强度计算
图4-1 齿形系数图
(1)直齿轮弯曲应力
σFt10KσKf
w=
bty
式中σw弯曲应力（MPa）；
Ft10——一档齿轮10的圆周力（N），Ft10=2Tg/d；
其中Tg为计算载荷(N∙m)， d为节圆直径。
Kσ——应力集中系数，可近似取1.65
b——齿宽（mm），取20
t——断面齿距（mm） y——齿形系数
当处于一档时，中间轴上的，计算扭矩为：
Tz2
g=Temax∙
z 1
可求得 Tg=291756N.mm 由FTg
t10=
2可得出Ft10=11441.4N，取y10=0.192
4-1）
（
y9=0.19
带入(4-1)得
σw10=574.1Mpa，σw9=474.7Mpa 当计算载荷取作用到变速器第一轴的最大扭矩Temax时，一档直齿轮的弯曲应力在 400-850Mpa之间 （2）斜齿轮的弯曲应力
σw=
FtKσ
（4-2） btyKε
式中kε为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（4-1）注释相同，Kσ= 1.65 选择齿形系数y时，按当量齿数zn=zcos3β选取 二档齿轮圆周力：
Ft8=Ft7=
2Tgd8
=9367.5N
齿轮8的当量齿数zn=zcos3β得zn8=32 ，zn7=40 在图4-1中查得
y8=0.117 y7=0.175
故可求得：σw8=318.7Mpa 同理可得：σw7=213.1Mpa
依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：
表4-1 各档齿轮弯曲应力
档位
齿轮
圆周力Ft/N
齿形系数
y
弯曲应力
σw/Mpa
三档 常啮合
5 6 1 2 3
7627.6 6440.5
0.145 0.156 0.115 0.13 0.113
209.4 194.7 222.9 197.2 213.5
五档 倒档
4 11 14 12 13
6059.3 13947 12131
0.144 0.19 0.187 0.19 0.186
167.5 707.2 718.5 615.1 514.1
当计算载荷，取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180~350M pa范围内。
因此上述对直齿轮和斜齿轮的计算结果均符合弯曲强度要求。 4.2.2齿轮材料接触应力σj
σj=0.式中 σj——齿轮的接触应力（MPa）
FE11
(+) （4-3） bρzρb
F——齿面上的法向力（N），F=F1(cosαcosβ)； F1——为圆周力（N），F1=2Tgd d——为节圆直径（mm） α——节点处压力角 β——齿轮螺旋角
E——齿轮材料的的弹性模量（MPa）查资料可取E=210Gpa B——齿轮接触的实际宽度，20mm ； ρz、ρb——主、从动齿轮节点出的齿轮半径（mm）直齿轮：
ρz=rzsinα，ρb=rbsinα 斜齿轮：
ρz=(rzsinαcos2β，ρb=(rbsinα)cos2β
其中，rz、rb分别为主从动齿轮的节圆半径（mm）。
将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2做为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力ρf见下表：
表4-2 变速器齿轮的许用接触应力
齿轮
许用接触应力ρMPa 渗碳齿轮 1900~2000 1300~1400
液体碳氮共渗齿轮
950~1000 650~700
一档和倒档 常啮合齿轮和高档
齿轮材料选择合金钢，查机械设计手册取弹性模量E=210Gpa。
输入转矩取Temax/2时，通过计算可得出各档齿轮的接触应力分别如下：
表4-3 变速器各档齿轮的接触应力
档位
齿轮 10 9 8 7 6 5 1 2 3 4 11
倒档
14 12 13
对照表4-2可知，所设计的变速器齿轮接触应力符合要求。
法向力F/N
曲率半径
接触应力
ρ
/mm
σjMpa
1416.4 1206.8 1087.1 1016.5 1017.8 1471.9 1486.8
一档 二档 三档 常啮合 五档
6087.8 5645.1 4596.6 3881.2 3651.5 8404.85 7310.6
8.72 15.39 13.67 14.82 14.82 13.67 10.55 19.87 9.32 21.12 12.42 16.76 10.55 14.28
5变速器轴的设计与校核
变速器在工作时，因齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器轴就要受到转矩和弯矩的作用，这就要求变速器轴要有足够的强度和刚度。在设计阶段轴的直径可根据经验
和已知条件来进行初选，然后根据公式进行强度和刚度方面的验算。 5.1轴的工艺要求
第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在HRC58-63，表面光粗糙度不能过低。
对于作为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。 本设计经过综合考虑轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为20CrMnTi。 5.2 初选轴的尺寸
在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d=(0.45~0.6)A, 轴的最大直径d和支撑间距离L的比值： 对中间轴，d/L=0.16~0.18； 对第二轴d/L=0.18~0.21。
第一轴花键部分直径d(mm)可按下式初选
d=kemax （5-1）
式中K为经验系数，K=4.0-4.6；Temax为发动机最大转矩（N.m）。
第二轴和中间轴中部直径d=(0.45~0.6)⨯70.5=31.75~42.3mm，故取中间轴与第二轴最大直径取40，。则中间轴L=第二轴长L=
40
=222.2~250mm,取L=240mm。
0.16~0.18
42
=200~233.3mm。取L=212.5mm。
0.18~0.21
第一轴花键部分直径
d=(4.0~4.6)=21.48~24.7mm，取d=24。 5.3轴的结构
第一轴通常和齿轮做成一体，前段大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定，该轴承不受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现，第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应以离合器从动盘毂的标准内花键设计。第一轴形状去如图5-1所示：
图5-1 第一轴
变速器第二轴形状如图5-2。
图5-2 第二轴
中间轴分为旋转轴式 和固定轴式，本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如图5-3所示：
图5-3 中间轴
5.4轴的校核 5.4.1轴的刚度验算
初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算，欲知变速器第一轴支点的反作用力，就要求第二轴支点的反力，不同档位齿轮上的圆周力、径向力，轴向力是不同的，且力到支撑点的距离也是不同的，所以每个档位都需要验算。验算时，将轴看做铰链支撑的梁。作用在第一轴上的转矩应取Temax。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的挠度和转角。第一轴长啮合齿轮副，因距离支撑点进，负荷小，通常挠度不大，故可不必要计算。若轴在垂直面的挠度是fc，水平面的挠度为fs，转角为δ，可分别用下列公式计算。
F1a2b2
(5-2) fc=
3EILF2a2b2
(5-3) fs=
3EIL
δ=
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，E=2.1⨯105MPa
F1ab(b-a)
(5-4)
3EIL
I——惯性力矩（mm4），对于实心轴I=πd2/64，d是轴的直径（mm）。 花键处按平均直径计算。
a、b——齿轮上的作用的力矩距离支座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，[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。
图5-4 变速器轴的挠度和转角
（1）变速器第一轴长啮合齿轮副，因距离支撑点进，负荷小，通常挠度不大，故可不必要计算。
（2）变速器在一档工作时输出轴和中间轴的刚度 输出轴圆周力等于中间轴上的圆周力
.4N，F1=F2tan20 =4164.3N 由上可知知F2=Ft10=11441
由图5-3知中间轴L中=223mm,a中=201.25,b中=21.75mm,d中=36mm 由图5-2知输出轴L出=196.75mm,a出=22.25,b出=174.5mm,d出=40mm 带入上式得： 中间轴上：
fc中=0.007mm
输出轴上：
fc出=0.004mm,[fc]fs出=0.01mm[fs],δ出=0.0002rad
故变速器中间轴和输出轴刚度在许应范围内。 （3）变速器在二档工作时输出轴和中间轴的刚度：
由上可知可知：F2=Ft8=9367.5N，F1=F2tanα /cosβ =3861.5N 由图5-3知中间轴L中=223mm,a中=136.25,b中=86.75mm,d中=36mm 由图5-2知输出轴L出=196.75mm,a出=95.75,b出=102mm,d
出=34mm
带入上式得: 中间轴上：
fc中=0.05mm
输出轴上：
fc出=0.05mm,[fc]fs出=0.11mm[fs],δ出=0.0002rad
故变速器在二档工作时中间轴和输出轴刚度在许应范围内。
（4）同样的方法可求得在其他档位时变速器中间轴与第二轴刚度校核结果如下
表5-4 各档位时变速器轴的刚度校核结果
档位
轴 中间一档
轴 输出轴 中间二档
轴 输出轴 中间三档
轴 输出轴
常啮合
中间轴 中间五档
轴 输出轴 中间倒档
轴 输出轴
L a b d
F1
(N) 4164.3
F2
fc
0.00
fs δ
(mm) (mm) (mm) (mm) 223 197.75 223 197.75 223 197.75 223 223 197.75 223 197.75
201.25 22.25 136.25 95.75 89.85 134.25 23.85 67.85 40.5 169.5 130.5
21.75 175.5 86.75 102 133.15 63.5 199.15 155.15 157.25 53.5 67.25
36 40 36 34 40 30 30 38 28 36 36
(N) (mm) (mm) 11441.4
8 0.004
0.02 0.01
(mm) 0.0003 0.0002 0.0006 0.00003 0.00009 0.0004 0.0004 0.0002 0.0005 0.0005 0.0003
3861.5
9367.5
0.05 0.11 0.05 0.11 0.02 0.06 0.04 0.12 0.01 0.03 0.02 0.05 0.03 0.07
3144.3 2654.9 2497.8 5000.7 5749.3
7627.6 6440.5 6059.3
12131 0.04 0.09 13947 0.04 0.1
由上表可知，在各档位工况下，变速器输出轴与中间轴的刚度能符合要求。
5.4.2轴的强度校核
变速器在确定轴的尺寸时，考虑到轴的加工和装配，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。本变速器在设计过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，而在一档时车辆运行传动的扭矩最大，因此，在进行校核时只需要校核一档时各轴的强度。 齿轮上的轴向力和径向力，使轴在垂直面内弯曲变形，圆周力使轴在水平面内弯曲变形。再求得垂直与水平面上的支反力Fc,Fs之后，计算弯矩Mc和Ms轴在转矩Tn和弯矩的同时作用下，其应力应为
σ=
M32M
（5-5） =
Wπd3
式中，M=Mc2+Ms2+Tn2(N∙mm) （5-6） d为轴的直径（mm),花键处取内径，W为抗弯截面系数（mm3） 在低档工作时，[σ]≤400Mpa。 （1） 一档时中间轴的强度校核：
图5-5中间轴受力分析图
由表3-2可知Ft2=6440.5，Ft9=11441.4N，Fr2=2654.9N，Fr9=4164.3N。
Fa2=Ft2⨯tanβ=3424.5N,LAC=23.85,LAD=201.25mm,LAB=223mm,d=90.6mm。 垂直面上:
由力平衡得： Fr2+Fr9=FcA+FcB 对A点取距由力矩平衡得： FcB⨯LAB-Fr9⨯LAD-Fr2⨯LAC=0 由上式得：
FcA= 2497N,FcB=4322.2N
轴在垂直面内的弯矩图如图5-6（b）：
Mc1=FcA⨯Lac-Fad/2=-95576.4N.mm
Mc2=FcB⨯21.75mm=94007.85N∙mm 水平面内
力平衡得:
Ft9-Ft2-FsA-FsB=0 对A点取矩由力矩平衡得： Ft9⨯LAD-FsB⨯LAB-Ft2⨯LAC=0 联立上式得：
FsA=-1650N，FsB=9650.9N
水平面的弯矩图如图5-6（c）：
MS1=-39352.5N.mm,Ms2=209907.075N.mm
总弯矩如图5-6（d）与扭矩如图5-6（e）具体数值如下:
M1=103360.8N,M2=229996.6N T=Tg=291756N.mm 由图可知一档主动齿轮处为危险截面，只需对此处校核 由公式（5-6）
M=Mc22+Ms22+T2=371510.5N.mm。 由公式（5-5）得：
M32M
=81.1Mpa≤[σp]=400Mpa Wπd3
σ=
故轴的刚度符合要求。
图5-6 中间轴扭矩与弯矩图
（2）一档时输出轴的强度校核 二轴受力如图5-7：
图5-7 输出轴受力分析图
由表（5-4）知Ft10=11441.4N,Fr10=Ft10⨯tanα=4164.3N 在垂直面上
由力平衡：Fr10-FcA-FcB=0
对A点取矩由弯矩平衡得：FcB⨯197.75-Fr10⨯175.5=0 联立上式得：FcB=3695.8N,FcA=468.5N
Mc10=FcB⨯22.5=83155.5N.mm
垂直面弯矩图如图5-8（b） 在水平面上
由力平衡得： Ft10-FsA-FsB=0
对A点取矩由弯矩平衡得：FsB⨯197.75-Ft10⨯175.5=0 联立上式得：
FsB=10137.9N，FsA=1303.4N
Ms10=FsB⨯22.5=225568.3N∙mm
水平面弯矩图如图5-8（c） 总弯矩图如图5-8（d）
M10=Mc210+Ms210=240407.5N∙mm 扭矩图如图5-8（e） T=Tg∙
z10
=165328.4N∙mm z9
由上图可知危险截面在齿轮10所在的截面上，对此截面进行校核得 M=Mc210+Ms210+T2=291769.4N∙mm 由公式（5-5）
32M
=46.4Mpa≤400Mpa 3
πd
σ=
所以输出轴强度符合要求。
图5-8 输出轴的弯矩与扭矩图
5.5键的校核
键连接在汽车变速器中有着广泛的应用，如第一轴与第二轴上的渐开线花键，中间轴上的矩形花键。键连接强度的校核则主要是演算它的挤压应力，使计 算应力小于材料的许用应力。许用挤压应力按键、轴、轮毂三者材料最弱的选取。
一般是轮毂材料最弱。如果计算应力超过许用应力，可通过改变键长，改用双键，采用花键，加大轴径，改选较大剖面的键等途径，以满足强度要求。 5.5.1矩形槽
中间轴矩形键选用b⨯h=10⨯8规格的圆头普通平键，其深度t=5.0mm，宽度b的极限偏差为±0.018mm。普通平键连接的主要失效形式是工作面被压溃。假定载荷在键的工作面上均匀分布，则普通平键连接的强度条件为：
2T⨯103
σp=≤[σp] (5-7)
kld
式中： T-传递扭矩，T=291.756Nm，取中间轴的传递扭矩矩； K-键与轮毂槽的接触高度，K=0.5,h=4，h为键的高度： l-键的工作长度，圆头平键=L-b，L为键的公称长度，为98mm， 1=98 -10=88 mm; d-轴的直径，d=40mm;
[σp] -键、轴、轮毂三者材料最弱的许用挤压应力，选取[σp] =1OOMPa；
将数据代入公式(5-7)得：
2⨯291.756⨯103
=41.4Mpa≤[σp] σp=
4⨯88⨯40
故中间中间轴上间的强度是符合要求的。
5.5.2渐开线花键
花键齿数较多，总接触面积大，可承受较大的载荷，轴与零件的对中性好，导向性好。渐开线花键键齿较短，齿根较宽，不发生根切的齿数较少。渐开线花键可以用制造齿轮的方法来加工，工艺性好，制造精度较高，花键齿的根部强度高，应力集中小，易于定心，当传递的扭矩较大且轴径也较犬时，宜采用渐开线花键，渐开线花键的定心为齿形定心，其主要失效形式为工作表面被压溃或工作面过度磨损。
第二轴最右端的渐开线花键模数m=2.5，齿数为17。 标准压力角 α=45
分度圆直径 D=m⨯z=42.5mm 基圆直径 Db=m⨯z⨯cosα=30mm 周节 P=π⨯m=7.85mm 基本齿槽宽 E=0.5⨯P=3.93mm 大径基本尺寸 Dee=m(z+1)=45mm 小径基本尺寸 D=m(z-1.5)=38.75mm
校核时，假定载荷在键的工作表面均匀分布，各齿面压力的合力作用在平均直径d处，则花键的连接强度条件为
2T⨯103
≤[σp] σp=
ϕzhdm
ϕ——载荷分配不均系数 与齿数多少有关，一般在0.7~0.8之间取值 取ϕ=0.8
T——传递转矩取一挡时第二轴传递的转矩 T=585.53Nm Z——花键的齿数 Z=17 L——齿的工作长度 L=40mm
H——齿形花键侧面的工作高度 取h=2mm
dm——花键的平均直径。渐开线花键dm=df
df——分度圆直径 df=42.5mm
[σp]——许用挤压应力,选取[σp]=120-200MPa
将数据代入公式得：
2⨯514.86⨯103
σp==25.5Mpa≤[σp]
0.7⨯17⨯2⨯40⨯42.5
故满足强度要求。
5.6变速器轴承寿命的计算
变速器轴承寿命的计算 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。 在本设计中第一轴采用深沟球轴承。变速器第二轴后轴承采用圆柱滚子轴承。第二轴齿轮和轴选用滚针轴承。 中间轴前轴承采用圆锥滚子轴承 中间轴后轴承也采用圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承具有直径较小、宽度较宽因而容量大可承受高负荷等优点。
中间轴轴承型号：
选为30205各项参数如下T=16.25mm,D=52mm,d=25,C=13,Cr=32.2KN
C0r=37KN。
各档时的支撑反力
由前面计算可知
一档时，轴的支撑反力：Fr=6819.2N,Fa=3424.9N
二档时，轴的支撑反力：Fr=8025.8N,Fa=1556.3N
三档时，轴的支撑反力：Fr=7308.6N,Fa=631.2N
五档时，轴的支撑反力：Fr=6662.1N,Fa=202.7N
计算各档的当量轴承载荷
P=X⨯Fr+Y⨯Fa
式中：
Fr——轴承得径向分力
Fa——轴承的轴向分力
X ——径向系数
Y——轴向系数
判断系数：e=1.5tanβ=0.82 当FaF≤e时，Pr=Fr；当a≥e时，Pr=1.2Fr+1.2cotα⨯Fa FrFr
各档
Fa值： 代入上式 Fr
一档：0.5 一档时：Pr=Fr=6819.2N
二档：0.2 二档时：Pr=Fr=8025.8N
三档：0.1 三档时：Pr=Fr=7308.6N
五档：0.3 五档时：Pr=Fr=6662.1N
按路程系数Fu(各档行驶里程占行驶里程的百分比)计算各档轴承的总载荷量Pm。
Pm=1%⨯6819.2+3%⨯8025.8+5%⨯7308.6+11%⨯6662.1=1407.2N
根据各轴承的总当量载荷Pm和承载容量C按下式计算其寿命Lh
106CεLh=() 60nPm
将数据带入上式得
10632.2⨯103
3Lh=()=28.1⨯104h 60⨯20191407.210
所以是满足使用要求。
6变速器同步器的设计及操纵机构
6.1 同步器的结构
在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：
6-1锁环式同步器
1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环 5-弹簧 6-定位销 10-花键
毂 11-结合套
如图(6-1)，此类同步器的工作原理总的来说，分为3个阶段。第一阶段，结合套通过变速杆移向齿轮，并与花键毂逐渐结合；第2阶段，结合套的运动使滑块将锁环压在齿轮的锥面上；第3阶段，同步环完成其与齿轮锥面配合的摩擦，齿轮随着同步组件成为相同的速度。结合套在齿轮上滑动，并将齿轮和其同步器组件锁定在第2轴上。
6.2同步环主要参数的确定
6.2.1同步环锥面上的螺纹槽
如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图6-2a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图6-2b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。
图6-2同步器螺纹槽形式
6.2.2锥面半锥角α
摩擦锥面半锥角α越小，摩擦力矩越大。但口过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tanα≥f。一般α=60～80。α=60时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在α=70时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取70。
6.2.3摩擦锥面平均半径R
R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为50～60mm。
6.2.4锥面工作长度b
缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定：
设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。
6.2.5同步环径向厚度
与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。
轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。锻造时选用锰黄铜等材料。
有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。
本设计中同步器径向宽度取10.5mm。
6.2.6锁止角β
锁止角β选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角p选取的因素，主要有摩擦因数，、摩擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角a。已有结构的锁止角在260～460范围内变化。
本次设计锁止角β取300。
6.2.7同步时间t
同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：耐轿车变速器高挡取0.15～0.30s，低挡取0.50～0.80s;对货车变速器高挡取0.30～0.80s，低挡取1.00～1.50s。
6.3变速器的操纵机构
根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡。
变速器的操纵机构应当满足如下要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。
本设计采用直接操纵手动换挡变速器，当变速器布置在驾驶员座椅附近，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手动和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，
称为直接操纵变速器。
因为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，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。在挂挡的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图6-3所示）。
图6—3变速器自锁与互锁结构
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
总结
本次变速器设计采用了三轴五档变速器，结构简单，易于生产使用和维修，价格低廉，可以得到较大的传动比范围，满足汽车在不同工况下的要求，获得较好的经济性和动力性。变速器使用同步器换挡，虽然增加了成本，但使齿轮传动更平稳，从而提高了操纵舒适性。 本设计是设计基于一款用于桑塔纳2000GSI的三轴式手动五挡变速器，根据已有的汽车参数进行了下列设计。
第一步，我根据题目所给的参数计算出各挡的传动比和中心距，然后对各挡的齿轮参数进行计算，首先根据变速器设计的要求选取各挡齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿形、齿宽等参数，然后结合各挡传动比计算齿轮的齿数、分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径、当量齿数等齿轮的尺寸，最后对各挡传动比和中心距进行演算。
第二步，根据汽车设计中机械式变速器的设计要求，计算各挡时各齿轮的受力情况，并计算出各挡齿轮的轮齿接触应力，对各挡时各齿轮的强度进行校核，直至各挡齿轮均满足强度和刚度要求。
第三步，根据汽车设计中变速器轴的设计要求，计算各挡时各轴的受力情况，对各挡时第一轴、第二轴和中间轴进行强度和刚度的校核，并对变速器轴承进行校核，然后对变速器的操纵机构进行设计，包括同步器、自锁装置和互锁装置。
第四步，编写毕业论文，绘制变速器总装配图，绘制变速器主要零件的三维视图。 变速器是汽车部件中不可或缺的一部分，本次设计的机械式变速器发展到今天，其技术已经非常成熟，但对于我们即将毕业的大学生来说，此次设计，使我学会了一些基本的设计方法，与设计步骤，对变速器结构与发展有了更加深刻的认识，提高了我综合运用所学知识的能力，使我对AUTOCAD的操作更加熟练，并且初步学会了运用CATIA软件绘制零部件的三维视图。
致谢
转眼间，大学很快就要结束了。而作为大学生活的最后一个环节——毕业设计，经过紧张准备，也将接近尾声。在这次毕业设计中，我不但巩固了以前所学的知识，而且从中学到了很多新的东西，进一步巩固CAD与CATIA软件的应用。
在整个设计的过程中，李老师一直都关注着我的每一步进展，并给了我很多好的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成毕业设计任务，这与李老师的指导是分不开的，在这里，我向那些在大学里给过我巨大帮助的老师和同学们表示衷心的感谢，正是他们的帮忙才让我得以圆满的完成大学的学业和最后的毕业设计。
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Design of automobile gear transmission
Abstract: transmission as an integral part of the vehicle, by changing the engine passed to on the driving wheel torque and speed, different vehicle traction and speed, let the car can smoothly work under various working conditions, and with the development of automobile transmission also developed many types and forms. The main content of this paper is on a five speed manual transmission cars on the design. The main design content includes: determine the overall program transmission; transmission mechanism is arranged; the main parameters of transmission choices, including gear, transmission ratio, gear parameters, the transmission ratio distribution; calculation of gear strength, the axis intensity; synchronizer selection, three-dimensional entity model the main parts of the transmission of drawing with CATIA software.
Keywords: transmission; transmission ratio; transmission mechanism; synchronizer
变速器装配图
一档齿轮
·
附件
3
输出轴
38
目录
引言................................................................ 1
1变速器设计的概况 .................................................. 1
1.1变速器设计的目的及意义 ...................................... 1
1.2变速器的发展现状 ............................................ 2
1.3变速器设计面临的主要问题 .................................... 2
2变速器的总体方案设计 .............................................. 2
2.1毕业设计任务及要求 .......................................... 2
2.2变速器的功用及设计要求 ...................................... 2
2.3变速器传动机构的型式选择与结构分析 .......................... 3
2.4变速器主要零件的结构方案分析 ................................ 3
2.5传动方案的最终设计 .......................................... 4
3变速器主要参数的选择与齿轮设计 .................................... 4
3.1 变速器主要参数的选择........................................ 5
3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定 ................................ 9
4变速器齿轮强度计算与材料的选择 ................................... 11
4.1 齿轮的损坏形式............................................. 11
4.2轮齿强度计算 ............................................... 11
5变速器轴的设计与校核 ............................................. 15
5.1轴的工艺要求 ............................................... 16
5.2 初选轴的尺寸............................................... 16
5.3轴的结构 ................................................... 16
5.4轴的校核 ................................................... 18
5.5键的校核 ................................................... 26
5.6变速器轴承寿命的计算 ....................................... 28
6变速器同步器的设计及操纵机构 ..................................... 29
6.1 同步器的结构............................................... 29
6.2同步环主要参数的确定 ....................................... 30
6.3变速器的操纵机构 ........................................... 31
总结............................................................... 33
参考文献........................................................... 34
附件1 ............................................................. 36
附件2 ............................................................. 37
附件3 ............................................................. 38
汽车五档变速器设计
103车辆工程学生 张凤超
指导老师 李进
摘要：变速器最作为汽车上不可或缺的部分，通过改变发动机传递到驱动轮上的转矩和转
速，使汽车获得不同的牵引力和速度，让汽车能在各种工况下平顺的工作，而随着汽车的发展
变速器也发展出很多种类与形式。
本文主要内容是对一款用于轿车上的五档手动变速器的设计。主要设计内容包括：变速器
总体方案的确定；变速器传动机构的布置；变速器主要参数的选择，其中有档数、传动比、齿
轮参数、各档传动比的分配；轮齿强度的计算、轴的强度的计算；同步器的选择等，运用CAD
软件绘制变速器的零件图与装配图。
关键词：变速器；传动比；传动机构；同步器
引言
大家都知道汽车发动机的好坏是衡量汽车优劣的一个重要标准，就如同人一样，拥有一颗好的心脏和健康的体魄，是做任何事不能缺少的，然而变速器作为汽车动力总成的重要组成部分，却犹如人的大脑一样掌控着汽车的一切，一个人的心脏和身体再好，如果没有一个聪明的大脑来支配他，那也是会一事无成的。
从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，变速器主要分为：手动变速器
(MT)、自动变速器(AT)、手动／自动变速器(AMT)、无级变速器(CVT)。
1变速器设计的概况
1.1变速器设计的目的及意义
随着经济和科学技术的不断发展和我国加入WTO，汽车工业也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。我国汽车工业起步较晚，加入世界贸易组织后汽车工业面临着更大的机遇和挑战。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。
经过几年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，进行了对轿车五档变速器的设计。毕业设计是对每个大学生进行知识掌握与实际运用的一次大检阅，充分体现了个设计者的知识掌握程度和创新思想。通过本次设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际运用能力，并为以后参加工作打下良好的基础。
1.2变速器的发展现状
在汽车变速箱一百多年的历史中，主要经历了从手动到自动的发展过程。目前世界土使用最多的汽车变速器为手动变速器(MT)、自动变速器(AT)、手自一体变速器(AMT)、无级变速器(CVT)、双离合变速器(DCT)五种型式。
在我国，据调查2007年手动变速器的市场比重为74%，占据较大的市场份额。另外在消费者调查中最受关注的汽车配件中，第一名是安全气囊，第二就是自动档的变速器。在中国，自动档变速器的市场是十分乐观的。同时手动档变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了其不可替代性。
1.3变速器设计面临的主要问题
在汽车工业高速发展的今天，随着世界燃油价格的日益上涨和运用在汽车各种配件上的技术日趋成熟，变速器发展面临的主要问题如下：
(1)、如何设计出更加节能环保、经济型的变速器，将是变速器乃至汽车发展所要面临的一个巨大问题。
(2)、自动变速器之所以发展如此迅速是因为它操纵起来简单方便，但同时也减少了驾车的乐趣。因此，在不减少驾车娱乐性的同时，又能使操纵更加方便快捷，也是变速器设计时要考虑的一个重要问题。
(3)、如何设计出结构更简单、传动效率更高、使汽车车速变化更加平稳以及驾车舒适性更高的变速器，则一直都是变速器设计所要攻克的技术难关。
2变速器的总体方案设计
2.1毕业设计任务及要求
本次毕业设计的任务是设计一台用于轿车上的五档变速器，其主要指标参考大众桑塔纳2000手动变速器。因此本设计所选用的变速器型式为FR式手动五档变速器，是基于桑塔纳2000GSI而开展的，设计中所采用的相关参数详见第三章。
要求完成变速器的造型设计、尺寸计算并绘制相关图纸。
2.2变速器的功用及设计要求
变速器作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同需求。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求。
(1)、应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。
(2)、设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。
(3)、工作可靠，操纵轻便。
(4)、重量轻、体积小 。
（5)、传动效率高。
(6)、噪声小。
(7)、贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求。
2.3变速器传动机构的型式选择与结构分析
变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。
现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。
三轴式变速器其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。三轴式变速器的主要优点有：直接档的传递效率高、磨损及噪音也最小、在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。
两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，简化了制造工艺，降低了成本。缺点：没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损、低档传动比较小。
由于本设计的汽车是发动机前置、后轮驱动，因此采用三轴式变速器。
2.4变速器主要零件的结构方案分析
变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式等因素。
2.4.1齿轮型式
齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。
在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此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。
2.4.2换档结构型式
现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。其优点是：可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。
在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以
从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。其结构及工作原理将在第六章重点讲解。
2.4.3轴承型式
在本设计中，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前、后轴承采用深沟球轴承。
2.5传动方案的最终设计
通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图2-4所示。其传动路线：
一档：一轴——2——中间轴——10——9——9、11间同步器一二轴——输出。 二档：一轴——2——中间轴——8-——7——5、7间同步器——二轴一输出。 三档：一轴——1——2——中间轴——6——5—5、7间同步器一二轴——输出 四档：一轴——1、3间同步器一二轴——输出。
五档：一轴——2——中间轴——4——3——l、3间同步器一二轴——输出。
倒档：一轴——2——中间轴——12——13——11——14——9、14间同步器一二轴一输出。
图2-4五档变速器的结构简图
3变速器主要参数的选择与齿轮设计
本设计是根据新捷达 桑塔纳2000 GSI展开的，设计中采用的相关参数均来源于此种车型：
主减速比4.444
最高车速175km/h
轮胎型号195/60 R14 85H
整备质量1120kg
满载质量1540kg
发动机型号 1.8升4缸2气门电子燃油喷射发动机
额定功率/转速74KW/5200rpm
最大转矩/转速155Nm/3800rpm
3.1 变速器主要参数的选择
3.1.1档位数
变速器挡位数的增加，可以改善汽车动力性和燃油经济性以及平顺性。但是，档位数的增加会使变速器的结构变得复杂，轮廓和质量加大，同事操纵机构变得复杂，增加了换挡难度。
为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用4 -5个挡位，大排量的汽车变速器多用5个挡，货车变速器采用4—5个挡位或多挡。装载质量在2—3.5T的货车采用5挡变速器，装载质量在4—8T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。
本设计是以乘用车桑塔纳2000为例，为了获得良好的经济性，与驾驶舒适性，故选择5个档位。
3.1.2传动比范围
变速器传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值，最低档传动比选取时，要根据汽车发动机的最大转矩，最低稳定转速所要求的最大爬坡能力、驱动轮与路面的附着力、主减速比和驱动的滚动半径，以及所要求达到的最低行驶车速等。
汽车在爬坡时，车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力只用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有
TemaxigIi0ηT
rr≥mg(fcosαmax+sinαmax)=mgψmax (3-1) mgψmaxrr (3-2) Temaxi0ηT满足最大爬坡度要求，则一档传动比igI≥
式中： m——汽车总质量
g——重力加速度
ψmax——道路最大阻力系数
rr——驱动轮的滚动半径
Temax——发动机最大转矩
i0——主减速比
η——汽车传动系的传动效率 根据驱动车轮与路面附着力条件TemaxigIηt
rr≤G2ϕ 求得变速器一档传动比为：igI≤G2ϕrr （3-3） Temaxi0ηT
式中 G2——汽车满载静止于水平路面上的载荷
ϕ——路面的附着系数，计算时取ϕ=0.5~0.6
已知条件：
桑塔纳2000满载质量 1560kg;rr=294.8mm;Temax=155Nm;i0=4.444;η=0.95
ϕ=0.5由公式（3-3）可得：igI≤3.51 取igI=3.45
超速档传动比一般在0.7~0.8范围内，本设计取五档传动比为igv=0.75
中间各挡传动比理论上按公比为：
q=n igmaxigmin （3-4）
的等比数列，实际因齿数为整数且常用档位间的公比应小一些，还要考虑与发动机的合适匹配，故与理论上略有出入。由（3-4）式可得出 q=0.683。
故有igII=2.36；igIII=1.61；igIV=1。
3.1.3 中心距
对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器的中心距。中心距对变速器的质量与尺寸有直接影响，并且对齿轮的接触强度也有影响。中心距越小，齿轮接触应力越大，寿命就越短。因此，变速器中心距选取时，应保证齿轮有必要的接触强度，并且要保证轴承孔之间要有一定的距离，使变速器壳体有足够的强度。这就要求中心距要取得大一些。
由已有变速器的统计得出的经验公式进行初选。
A=KAImax （3-5）
式中： KA——中心距系数，对轿车取KA=8.9~9.3；
TImax——变速器处于一档时的输出扭矩：
TImax=TemaxigIη=508N∙m；取KA=9；
由此得出初始中心距A=71.81mm。取整数A=72mm。
外形尺寸的选择
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮以及换挡机构的布置确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换挡机构形式和齿轮形式。乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为（3.0~3.4）A，当变速器选用的档数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限，为了检测方便中心距A最好取整数。由于所选的是五档变速器，故初定轴向壳体尺寸为245
3.1.4 齿轮模数
模数式齿轮的参数中非常重要的一个，齿轮的强度质量噪声，工艺要求等都对它的选取有所影响。
在选取齿轮模数时应该要遵循以下原则。
①合理减少模数，同时增加齿宽使齿轮的啮合的重合度增加，从而使噪声减少。
②合理增加模数，同时减少齿宽，从而使质量小一些。
③从工艺方面考虑，各挡齿轮应该用同一种模数。
④从齿轮强度角度考虑，各档齿轮应该有不同的模数。
对于乘用车，减少噪声尤为重要，因此要把模数选择的小一些。对于货车减少质量比减少噪声重要得多，故齿轮应该选择较大一点的模数。
变速器低挡齿轮应该选用大些的模数，其他档位选用另一种模数。所选模数应该符合国标的规定。由于工艺的原因，同一变速器中的接合齿模数相同，其选择范围是：乘用车和总质量ma在1.8~14.0t的货车为2.0~3.5mm；总质量ma大于14.0t的火车为3.5~5.0，选取较小的模数值可使齿数增多有利于换挡。
可用下列各式选取齿轮模数，第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn
mn=0.emaxmm （3-6）
其中Temax=155N∙m得出mn=2.5mm
一档直齿轮的模数m
m=0.Imaxmm 经计算m=3mm 3.1.5 齿形压力角α
齿轮压力角较小时，重合度较大，降低了齿轮的刚度，可使转动平稳，有利于降低噪音，较大时可提高齿轮的抗弯强度，和表面接触强度，对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。因此根据国家国家规定标准压力角为20 啮合套或同步器的接合齿压力角为30 3.1.6 螺旋角β
斜齿轮在变速器中应用非常广泛斜齿轮螺旋角选取时应当之一它对齿轮的工作噪声，轮齿的强度，以及轴向力的影响。
斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应尽可能使中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。而为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选取：
乘用车变速器：两轴式变速器为20 ~25 ；中间轴式变速器为22 ~34 货车变速器：18 ~26 本设计选用28度。 3.1.7 齿宽b
齿宽选择时，应注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀度等均有影响。
若要减小变速器的质量缩短变速器的轴向尺寸，就要选择较小的齿宽，但是尺宽的会削弱斜齿轮传动平稳性的优点，此时虽然可以增加齿轮螺旋角的方法来补偿，但这时轴承承受的轴向力也变大，其寿命降低。齿宽窄又会增加齿轮的工作应力，选用的齿宽宽些，工作时会因轴的变形式齿轮倾斜，造成齿轮在齿宽方向受力不均而偏载，使齿轮承载能力变低，磨损不均。
常常根据齿轮模数来选取齿宽：
直齿b=kcm，kc为齿宽系数，取4.5-8.0；斜齿b=kcmn，kc取6.0-8.5 本设计齿宽全采用20mm。 3.1.8齿轮变位系数的选择
为了降低噪声，变速器中除一、二、倒档外的其他各齿轮的总变位系数要选用较小的值，以降低噪声，一般情况下，最高档和一周齿轮的变为系数ξc
可选为-0.1—0.2。随着档位的降低，ξc值应逐渐增大，一、二和倒档齿轮应选用较大的变为系数，使齿轮的强度增加，一档齿轮可以选用1.0以上。 本设计中各齿轮变为系数的选择如表3-1所示。 3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定 3.2.1 一档齿轮齿数的确定
已知一档传动比： igI=
z2z10
∙ （3-7） z1z9
2A
（3-8） m
为了确定z9和z10的齿数，先求其齿数和z∑：z∑=
其中A=71.81mm、m=3；故z∑=44.6，齿轮齿数选择时应不是配对的两齿轮的齿数和为偶数，以减小因大小齿轮齿数之间有公约数的机会，而引起齿面的不均匀磨损。取z∑=47，由于变速器一档传动比igI=3.4~3.9时，z10的范围可在15—17之间选取，此处取z10=17,则
z9=30。
上面根据初选的A及m算出的齿数和不是整数，调整为整数之后，中心距必有所变化，这时应该从算出的z∑，及齿轮的变为系数来计算中心距A，并以此修正后的中心距A作为以后计算的依据。
由于z∑修正为47则由3-8式推出A=70.5。 3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数 由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比
z2
=1.96。 z1
zz2
=igI⨯10 （3-9） z1z9
有已知数据可知：
中心距A=
mn(z1+z2)
（3-10）
2cosβ
得z1+z2=
2Acosβ
=49 （3-11） mn
联立上式可得：z1=17，z2=32。
由（3-7）式可得一档实际传动比为igI=3.32 3.2.3其他档位齿数的确定 二档传动比：igII=
z2z7
∙ （3-12） z1z8
igII=2.36，故有：
z7
=1.254 z8
z∑=
2Acosβ
（3-13） mn
故z7+z8=49，联立以上各式得：z7=27，z8=22
按照同样的方法可分别计算出三档和五档齿轮齿数如3-1表。 3.2.4倒档齿轮齿数数确定
一般情况下倒档和一档的传动比很接近，所以在本设计中倒档传动比取igr=3.5，倒档齿轮的模数也与一档相近，mgrn=2.5mm，倒档齿轮12的齿数与一档齿轮10的齿数相同，取z12=17，通常情况下倒档轴齿轮z13取21-23，这里取z13=23。 由igr=
z2z13z14
（3-14） ∙∙
z1z12z11
得
z14
=1.37 z11=20，z14=27。 z11
本设计中倒档齿轮也是斜齿轮，故中间轴与倒档轴的中心距为：
A1=
mn(z12+z13)
=56.6mm
2cosβ
倒档轴与输出轴的中心距：
A2=
mn(z11+z14)
=66.5mm
2cosβ
表3-1 齿轮的主要参数表
齿数
模数
螺旋角
分度圆齿根圆齿顶圆
主要参数
一 档 二 档 三档 五 档 常 啮 倒 档
变位系数
直径(mm) 51 90 62.3 76.5 76.5 62.3 96.3 42.5 90.6 48.1 56.6 48.1 65.1 76.4
直径(mm) 43.5 82.5 56.05 70.25 70.25 56.05 90.05 36.25 84.35 41.85 50.35 41.85 49.85 70.15
直径mm） 57 96 67.5 81.5 81.5 67.5 111.3 47.5 95.6 54.1 61.6 53.1 70.1 81.4
z10
17
3
30 22
2.5
27 27 22 34
2.5
15 32
2.5
17 20 17 23 27
2.5 2.5
28
0.8
z9 z8
-0.8 -0.4 0.4 0 0 -0.2 0.2 -0.2 0.2 0.2 0.8 -0.8 -0.2
z7
z6
28
z5
28
z4
z3
28
z2
z1
z11
28
z12
z13
z14
4变速器齿轮强度计算与材料的选择
4.1 齿轮的损坏形式
变速器齿轮损坏的形式主要有：轮齿折断，齿面疲劳剥落、移动换挡齿轮端部破坏及齿面胶合。 4.2轮齿强度计算
与其他变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件是相似的，此外，轿车变速器齿轮用的材料、热处理方法、精度级别。加工方法、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿
轮采用低碳合金钢制作，用剃齿或磨齿加工，表面渗碳淬火处理，齿轮精度不低于七级。故比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算齿轮，一样可以获得较为准确的结果。下面是计算汽车变速器齿轮强度用的简化公式。本设计中齿轮精度选择7级，齿轮材料选择渗碳合金钢20CrMnTi。 4.2.1轮齿弯曲强度计算
图4-1 齿形系数图
(1)直齿轮弯曲应力
σFt10KσKf
w=
bty
式中σw弯曲应力（MPa）；
Ft10——一档齿轮10的圆周力（N），Ft10=2Tg/d；
其中Tg为计算载荷(N∙m)， d为节圆直径。
Kσ——应力集中系数，可近似取1.65
b——齿宽（mm），取20
t——断面齿距（mm） y——齿形系数
当处于一档时，中间轴上的，计算扭矩为：
Tz2
g=Temax∙
z 1
可求得 Tg=291756N.mm 由FTg
t10=
2可得出Ft10=11441.4N，取y10=0.192
4-1）
（
y9=0.19
带入(4-1)得
σw10=574.1Mpa，σw9=474.7Mpa 当计算载荷取作用到变速器第一轴的最大扭矩Temax时，一档直齿轮的弯曲应力在 400-850Mpa之间 （2）斜齿轮的弯曲应力
σw=
FtKσ
（4-2） btyKε
式中kε为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（4-1）注释相同，Kσ= 1.65 选择齿形系数y时，按当量齿数zn=zcos3β选取 二档齿轮圆周力：
Ft8=Ft7=
2Tgd8
=9367.5N
齿轮8的当量齿数zn=zcos3β得zn8=32 ，zn7=40 在图4-1中查得
y8=0.117 y7=0.175
故可求得：σw8=318.7Mpa 同理可得：σw7=213.1Mpa
依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：
表4-1 各档齿轮弯曲应力
档位
齿轮
圆周力Ft/N
齿形系数
y
弯曲应力
σw/Mpa
三档 常啮合
5 6 1 2 3
7627.6 6440.5
0.145 0.156 0.115 0.13 0.113
209.4 194.7 222.9 197.2 213.5
五档 倒档
4 11 14 12 13
6059.3 13947 12131
0.144 0.19 0.187 0.19 0.186
167.5 707.2 718.5 615.1 514.1
当计算载荷，取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180~350M pa范围内。
因此上述对直齿轮和斜齿轮的计算结果均符合弯曲强度要求。 4.2.2齿轮材料接触应力σj
σj=0.式中 σj——齿轮的接触应力（MPa）
FE11
(+) （4-3） bρzρb
F——齿面上的法向力（N），F=F1(cosαcosβ)； F1——为圆周力（N），F1=2Tgd d——为节圆直径（mm） α——节点处压力角 β——齿轮螺旋角
E——齿轮材料的的弹性模量（MPa）查资料可取E=210Gpa B——齿轮接触的实际宽度，20mm ； ρz、ρb——主、从动齿轮节点出的齿轮半径（mm）直齿轮：
ρz=rzsinα，ρb=rbsinα 斜齿轮：
ρz=(rzsinαcos2β，ρb=(rbsinα)cos2β
其中，rz、rb分别为主从动齿轮的节圆半径（mm）。
将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2做为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力ρf见下表：
表4-2 变速器齿轮的许用接触应力
齿轮
许用接触应力ρMPa 渗碳齿轮 1900~2000 1300~1400
液体碳氮共渗齿轮
950~1000 650~700
一档和倒档 常啮合齿轮和高档
齿轮材料选择合金钢，查机械设计手册取弹性模量E=210Gpa。
输入转矩取Temax/2时，通过计算可得出各档齿轮的接触应力分别如下：
表4-3 变速器各档齿轮的接触应力
档位
齿轮 10 9 8 7 6 5 1 2 3 4 11
倒档
14 12 13
对照表4-2可知，所设计的变速器齿轮接触应力符合要求。
法向力F/N
曲率半径
接触应力
ρ
/mm
σjMpa
1416.4 1206.8 1087.1 1016.5 1017.8 1471.9 1486.8
一档 二档 三档 常啮合 五档
6087.8 5645.1 4596.6 3881.2 3651.5 8404.85 7310.6
8.72 15.39 13.67 14.82 14.82 13.67 10.55 19.87 9.32 21.12 12.42 16.76 10.55 14.28
5变速器轴的设计与校核
变速器在工作时，因齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器轴就要受到转矩和弯矩的作用，这就要求变速器轴要有足够的强度和刚度。在设计阶段轴的直径可根据经验
和已知条件来进行初选，然后根据公式进行强度和刚度方面的验算。 5.1轴的工艺要求
第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在HRC58-63，表面光粗糙度不能过低。
对于作为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。 本设计经过综合考虑轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为20CrMnTi。 5.2 初选轴的尺寸
在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d=(0.45~0.6)A, 轴的最大直径d和支撑间距离L的比值： 对中间轴，d/L=0.16~0.18； 对第二轴d/L=0.18~0.21。
第一轴花键部分直径d(mm)可按下式初选
d=kemax （5-1）
式中K为经验系数，K=4.0-4.6；Temax为发动机最大转矩（N.m）。
第二轴和中间轴中部直径d=(0.45~0.6)⨯70.5=31.75~42.3mm，故取中间轴与第二轴最大直径取40，。则中间轴L=第二轴长L=
40
=222.2~250mm,取L=240mm。
0.16~0.18
42
=200~233.3mm。取L=212.5mm。
0.18~0.21
第一轴花键部分直径
d=(4.0~4.6)=21.48~24.7mm，取d=24。 5.3轴的结构
第一轴通常和齿轮做成一体，前段大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定，该轴承不受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现，第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应以离合器从动盘毂的标准内花键设计。第一轴形状去如图5-1所示：
图5-1 第一轴
变速器第二轴形状如图5-2。
图5-2 第二轴
中间轴分为旋转轴式 和固定轴式，本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如图5-3所示：
图5-3 中间轴
5.4轴的校核 5.4.1轴的刚度验算
初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算，欲知变速器第一轴支点的反作用力，就要求第二轴支点的反力，不同档位齿轮上的圆周力、径向力，轴向力是不同的，且力到支撑点的距离也是不同的，所以每个档位都需要验算。验算时，将轴看做铰链支撑的梁。作用在第一轴上的转矩应取Temax。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的挠度和转角。第一轴长啮合齿轮副，因距离支撑点进，负荷小，通常挠度不大，故可不必要计算。若轴在垂直面的挠度是fc，水平面的挠度为fs，转角为δ，可分别用下列公式计算。
F1a2b2
(5-2) fc=
3EILF2a2b2
(5-3) fs=
3EIL
δ=
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，E=2.1⨯105MPa
F1ab(b-a)
(5-4)
3EIL
I——惯性力矩（mm4），对于实心轴I=πd2/64，d是轴的直径（mm）。 花键处按平均直径计算。
a、b——齿轮上的作用的力矩距离支座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，[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。
图5-4 变速器轴的挠度和转角
（1）变速器第一轴长啮合齿轮副，因距离支撑点进，负荷小，通常挠度不大，故可不必要计算。
（2）变速器在一档工作时输出轴和中间轴的刚度 输出轴圆周力等于中间轴上的圆周力
.4N，F1=F2tan20 =4164.3N 由上可知知F2=Ft10=11441
由图5-3知中间轴L中=223mm,a中=201.25,b中=21.75mm,d中=36mm 由图5-2知输出轴L出=196.75mm,a出=22.25,b出=174.5mm,d出=40mm 带入上式得： 中间轴上：
fc中=0.007mm
输出轴上：
fc出=0.004mm,[fc]fs出=0.01mm[fs],δ出=0.0002rad
故变速器中间轴和输出轴刚度在许应范围内。 （3）变速器在二档工作时输出轴和中间轴的刚度：
由上可知可知：F2=Ft8=9367.5N，F1=F2tanα /cosβ =3861.5N 由图5-3知中间轴L中=223mm,a中=136.25,b中=86.75mm,d中=36mm 由图5-2知输出轴L出=196.75mm,a出=95.75,b出=102mm,d
出=34mm
带入上式得: 中间轴上：
fc中=0.05mm
输出轴上：
fc出=0.05mm,[fc]fs出=0.11mm[fs],δ出=0.0002rad
故变速器在二档工作时中间轴和输出轴刚度在许应范围内。
（4）同样的方法可求得在其他档位时变速器中间轴与第二轴刚度校核结果如下
表5-4 各档位时变速器轴的刚度校核结果
档位
轴 中间一档
轴 输出轴 中间二档
轴 输出轴 中间三档
轴 输出轴
常啮合
中间轴 中间五档
轴 输出轴 中间倒档
轴 输出轴
L a b d
F1
(N) 4164.3
F2
fc
0.00
fs δ
(mm) (mm) (mm) (mm) 223 197.75 223 197.75 223 197.75 223 223 197.75 223 197.75
201.25 22.25 136.25 95.75 89.85 134.25 23.85 67.85 40.5 169.5 130.5
21.75 175.5 86.75 102 133.15 63.5 199.15 155.15 157.25 53.5 67.25
36 40 36 34 40 30 30 38 28 36 36
(N) (mm) (mm) 11441.4
8 0.004
0.02 0.01
(mm) 0.0003 0.0002 0.0006 0.00003 0.00009 0.0004 0.0004 0.0002 0.0005 0.0005 0.0003
3861.5
9367.5
0.05 0.11 0.05 0.11 0.02 0.06 0.04 0.12 0.01 0.03 0.02 0.05 0.03 0.07
3144.3 2654.9 2497.8 5000.7 5749.3
7627.6 6440.5 6059.3
12131 0.04 0.09 13947 0.04 0.1
由上表可知，在各档位工况下，变速器输出轴与中间轴的刚度能符合要求。
5.4.2轴的强度校核
变速器在确定轴的尺寸时，考虑到轴的加工和装配，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。本变速器在设计过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，而在一档时车辆运行传动的扭矩最大，因此，在进行校核时只需要校核一档时各轴的强度。 齿轮上的轴向力和径向力，使轴在垂直面内弯曲变形，圆周力使轴在水平面内弯曲变形。再求得垂直与水平面上的支反力Fc,Fs之后，计算弯矩Mc和Ms轴在转矩Tn和弯矩的同时作用下，其应力应为
σ=
M32M
（5-5） =
Wπd3
式中，M=Mc2+Ms2+Tn2(N∙mm) （5-6） d为轴的直径（mm),花键处取内径，W为抗弯截面系数（mm3） 在低档工作时，[σ]≤400Mpa。 （1） 一档时中间轴的强度校核：
图5-5中间轴受力分析图
由表3-2可知Ft2=6440.5，Ft9=11441.4N，Fr2=2654.9N，Fr9=4164.3N。
Fa2=Ft2⨯tanβ=3424.5N,LAC=23.85,LAD=201.25mm,LAB=223mm,d=90.6mm。 垂直面上:
由力平衡得： Fr2+Fr9=FcA+FcB 对A点取距由力矩平衡得： FcB⨯LAB-Fr9⨯LAD-Fr2⨯LAC=0 由上式得：
FcA= 2497N,FcB=4322.2N
轴在垂直面内的弯矩图如图5-6（b）：
Mc1=FcA⨯Lac-Fad/2=-95576.4N.mm
Mc2=FcB⨯21.75mm=94007.85N∙mm 水平面内
力平衡得:
Ft9-Ft2-FsA-FsB=0 对A点取矩由力矩平衡得： Ft9⨯LAD-FsB⨯LAB-Ft2⨯LAC=0 联立上式得：
FsA=-1650N，FsB=9650.9N
水平面的弯矩图如图5-6（c）：
MS1=-39352.5N.mm,Ms2=209907.075N.mm
总弯矩如图5-6（d）与扭矩如图5-6（e）具体数值如下:
M1=103360.8N,M2=229996.6N T=Tg=291756N.mm 由图可知一档主动齿轮处为危险截面，只需对此处校核 由公式（5-6）
M=Mc22+Ms22+T2=371510.5N.mm。 由公式（5-5）得：
M32M
=81.1Mpa≤[σp]=400Mpa Wπd3
σ=
故轴的刚度符合要求。
图5-6 中间轴扭矩与弯矩图
（2）一档时输出轴的强度校核 二轴受力如图5-7：
图5-7 输出轴受力分析图
由表（5-4）知Ft10=11441.4N,Fr10=Ft10⨯tanα=4164.3N 在垂直面上
由力平衡：Fr10-FcA-FcB=0
对A点取矩由弯矩平衡得：FcB⨯197.75-Fr10⨯175.5=0 联立上式得：FcB=3695.8N,FcA=468.5N
Mc10=FcB⨯22.5=83155.5N.mm
垂直面弯矩图如图5-8（b） 在水平面上
由力平衡得： Ft10-FsA-FsB=0
对A点取矩由弯矩平衡得：FsB⨯197.75-Ft10⨯175.5=0 联立上式得：
FsB=10137.9N，FsA=1303.4N
Ms10=FsB⨯22.5=225568.3N∙mm
水平面弯矩图如图5-8（c） 总弯矩图如图5-8（d）
M10=Mc210+Ms210=240407.5N∙mm 扭矩图如图5-8（e） T=Tg∙
z10
=165328.4N∙mm z9
由上图可知危险截面在齿轮10所在的截面上，对此截面进行校核得 M=Mc210+Ms210+T2=291769.4N∙mm 由公式（5-5）
32M
=46.4Mpa≤400Mpa 3
πd
σ=
所以输出轴强度符合要求。
图5-8 输出轴的弯矩与扭矩图
5.5键的校核
键连接在汽车变速器中有着广泛的应用，如第一轴与第二轴上的渐开线花键，中间轴上的矩形花键。键连接强度的校核则主要是演算它的挤压应力，使计 算应力小于材料的许用应力。许用挤压应力按键、轴、轮毂三者材料最弱的选取。
一般是轮毂材料最弱。如果计算应力超过许用应力，可通过改变键长，改用双键，采用花键，加大轴径，改选较大剖面的键等途径，以满足强度要求。 5.5.1矩形槽
中间轴矩形键选用b⨯h=10⨯8规格的圆头普通平键，其深度t=5.0mm，宽度b的极限偏差为±0.018mm。普通平键连接的主要失效形式是工作面被压溃。假定载荷在键的工作面上均匀分布，则普通平键连接的强度条件为：
2T⨯103
σp=≤[σp] (5-7)
kld
式中： T-传递扭矩，T=291.756Nm，取中间轴的传递扭矩矩； K-键与轮毂槽的接触高度，K=0.5,h=4，h为键的高度： l-键的工作长度，圆头平键=L-b，L为键的公称长度，为98mm， 1=98 -10=88 mm; d-轴的直径，d=40mm;
[σp] -键、轴、轮毂三者材料最弱的许用挤压应力，选取[σp] =1OOMPa；
将数据代入公式(5-7)得：
2⨯291.756⨯103
=41.4Mpa≤[σp] σp=
4⨯88⨯40
故中间中间轴上间的强度是符合要求的。
5.5.2渐开线花键
花键齿数较多，总接触面积大，可承受较大的载荷，轴与零件的对中性好，导向性好。渐开线花键键齿较短，齿根较宽，不发生根切的齿数较少。渐开线花键可以用制造齿轮的方法来加工，工艺性好，制造精度较高，花键齿的根部强度高，应力集中小，易于定心，当传递的扭矩较大且轴径也较犬时，宜采用渐开线花键，渐开线花键的定心为齿形定心，其主要失效形式为工作表面被压溃或工作面过度磨损。
第二轴最右端的渐开线花键模数m=2.5，齿数为17。 标准压力角 α=45
分度圆直径 D=m⨯z=42.5mm 基圆直径 Db=m⨯z⨯cosα=30mm 周节 P=π⨯m=7.85mm 基本齿槽宽 E=0.5⨯P=3.93mm 大径基本尺寸 Dee=m(z+1)=45mm 小径基本尺寸 D=m(z-1.5)=38.75mm
校核时，假定载荷在键的工作表面均匀分布，各齿面压力的合力作用在平均直径d处，则花键的连接强度条件为
2T⨯103
≤[σp] σp=
ϕzhdm
ϕ——载荷分配不均系数 与齿数多少有关，一般在0.7~0.8之间取值 取ϕ=0.8
T——传递转矩取一挡时第二轴传递的转矩 T=585.53Nm Z——花键的齿数 Z=17 L——齿的工作长度 L=40mm
H——齿形花键侧面的工作高度 取h=2mm
dm——花键的平均直径。渐开线花键dm=df
df——分度圆直径 df=42.5mm
[σp]——许用挤压应力,选取[σp]=120-200MPa
将数据代入公式得：
2⨯514.86⨯103
σp==25.5Mpa≤[σp]
0.7⨯17⨯2⨯40⨯42.5
故满足强度要求。
5.6变速器轴承寿命的计算
变速器轴承寿命的计算 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。 在本设计中第一轴采用深沟球轴承。变速器第二轴后轴承采用圆柱滚子轴承。第二轴齿轮和轴选用滚针轴承。 中间轴前轴承采用圆锥滚子轴承 中间轴后轴承也采用圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承具有直径较小、宽度较宽因而容量大可承受高负荷等优点。
中间轴轴承型号：
选为30205各项参数如下T=16.25mm,D=52mm,d=25,C=13,Cr=32.2KN
C0r=37KN。
各档时的支撑反力
由前面计算可知
一档时，轴的支撑反力：Fr=6819.2N,Fa=3424.9N
二档时，轴的支撑反力：Fr=8025.8N,Fa=1556.3N
三档时，轴的支撑反力：Fr=7308.6N,Fa=631.2N
五档时，轴的支撑反力：Fr=6662.1N,Fa=202.7N
计算各档的当量轴承载荷
P=X⨯Fr+Y⨯Fa
式中：
Fr——轴承得径向分力
Fa——轴承的轴向分力
X ——径向系数
Y——轴向系数
判断系数：e=1.5tanβ=0.82 当FaF≤e时，Pr=Fr；当a≥e时，Pr=1.2Fr+1.2cotα⨯Fa FrFr
各档
Fa值： 代入上式 Fr
一档：0.5 一档时：Pr=Fr=6819.2N
二档：0.2 二档时：Pr=Fr=8025.8N
三档：0.1 三档时：Pr=Fr=7308.6N
五档：0.3 五档时：Pr=Fr=6662.1N
按路程系数Fu(各档行驶里程占行驶里程的百分比)计算各档轴承的总载荷量Pm。
Pm=1%⨯6819.2+3%⨯8025.8+5%⨯7308.6+11%⨯6662.1=1407.2N
根据各轴承的总当量载荷Pm和承载容量C按下式计算其寿命Lh
106CεLh=() 60nPm
将数据带入上式得
10632.2⨯103
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所以是满足使用要求。
6变速器同步器的设计及操纵机构
6.1 同步器的结构
在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：
6-1锁环式同步器
1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环 5-弹簧 6-定位销 10-花键
毂 11-结合套
如图(6-1)，此类同步器的工作原理总的来说，分为3个阶段。第一阶段，结合套通过变速杆移向齿轮，并与花键毂逐渐结合；第2阶段，结合套的运动使滑块将锁环压在齿轮的锥面上；第3阶段，同步环完成其与齿轮锥面配合的摩擦，齿轮随着同步组件成为相同的速度。结合套在齿轮上滑动，并将齿轮和其同步器组件锁定在第2轴上。
6.2同步环主要参数的确定
6.2.1同步环锥面上的螺纹槽
如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图6-2a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图6-2b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。
图6-2同步器螺纹槽形式
6.2.2锥面半锥角α
摩擦锥面半锥角α越小，摩擦力矩越大。但口过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tanα≥f。一般α=60～80。α=60时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在α=70时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取70。
6.2.3摩擦锥面平均半径R
R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为50～60mm。
6.2.4锥面工作长度b
缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定：
设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。
6.2.5同步环径向厚度
与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。
轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。锻造时选用锰黄铜等材料。
有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。
本设计中同步器径向宽度取10.5mm。
6.2.6锁止角β
锁止角β选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角p选取的因素，主要有摩擦因数，、摩擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角a。已有结构的锁止角在260～460范围内变化。
本次设计锁止角β取300。
6.2.7同步时间t
同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：耐轿车变速器高挡取0.15～0.30s，低挡取0.50～0.80s;对货车变速器高挡取0.30～0.80s，低挡取1.00～1.50s。
6.3变速器的操纵机构
根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡。
变速器的操纵机构应当满足如下要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。
本设计采用直接操纵手动换挡变速器，当变速器布置在驾驶员座椅附近，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手动和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，
称为直接操纵变速器。
因为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，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。在挂挡的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图6-3所示）。
图6—3变速器自锁与互锁结构
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
总结
本次变速器设计采用了三轴五档变速器，结构简单，易于生产使用和维修，价格低廉，可以得到较大的传动比范围，满足汽车在不同工况下的要求，获得较好的经济性和动力性。变速器使用同步器换挡，虽然增加了成本，但使齿轮传动更平稳，从而提高了操纵舒适性。 本设计是设计基于一款用于桑塔纳2000GSI的三轴式手动五挡变速器，根据已有的汽车参数进行了下列设计。
第一步，我根据题目所给的参数计算出各挡的传动比和中心距，然后对各挡的齿轮参数进行计算，首先根据变速器设计的要求选取各挡齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿形、齿宽等参数，然后结合各挡传动比计算齿轮的齿数、分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径、当量齿数等齿轮的尺寸，最后对各挡传动比和中心距进行演算。
第二步，根据汽车设计中机械式变速器的设计要求，计算各挡时各齿轮的受力情况，并计算出各挡齿轮的轮齿接触应力，对各挡时各齿轮的强度进行校核，直至各挡齿轮均满足强度和刚度要求。
第三步，根据汽车设计中变速器轴的设计要求，计算各挡时各轴的受力情况，对各挡时第一轴、第二轴和中间轴进行强度和刚度的校核，并对变速器轴承进行校核，然后对变速器的操纵机构进行设计，包括同步器、自锁装置和互锁装置。
第四步，编写毕业论文，绘制变速器总装配图，绘制变速器主要零件的三维视图。 变速器是汽车部件中不可或缺的一部分，本次设计的机械式变速器发展到今天，其技术已经非常成熟，但对于我们即将毕业的大学生来说，此次设计，使我学会了一些基本的设计方法，与设计步骤，对变速器结构与发展有了更加深刻的认识，提高了我综合运用所学知识的能力，使我对AUTOCAD的操作更加熟练，并且初步学会了运用CATIA软件绘制零部件的三维视图。
致谢
转眼间，大学很快就要结束了。而作为大学生活的最后一个环节——毕业设计，经过紧张准备，也将接近尾声。在这次毕业设计中，我不但巩固了以前所学的知识，而且从中学到了很多新的东西，进一步巩固CAD与CATIA软件的应用。
在整个设计的过程中，李老师一直都关注着我的每一步进展，并给了我很多好的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成毕业设计任务，这与李老师的指导是分不开的，在这里，我向那些在大学里给过我巨大帮助的老师和同学们表示衷心的感谢，正是他们的帮忙才让我得以圆满的完成大学的学业和最后的毕业设计。
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Design of automobile gear transmission
Abstract: transmission as an integral part of the vehicle, by changing the engine passed to on the driving wheel torque and speed, different vehicle traction and speed, let the car can smoothly work under various working conditions, and with the development of automobile transmission also developed many types and forms. The main content of this paper is on a five speed manual transmission cars on the design. The main design content includes: determine the overall program transmission; transmission mechanism is arranged; the main parameters of transmission choices, including gear, transmission ratio, gear parameters, the transmission ratio distribution; calculation of gear strength, the axis intensity; synchronizer selection, three-dimensional entity model the main parts of the transmission of drawing with CATIA software.
Keywords: transmission; transmission ratio; transmission mechanism; synchronizer
变速器装配图
一档齿轮
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附件
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输出轴
38