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湘潭大學興湘學院
湘潭大學興湘學院
畢業(yè)設計
題 目 三軸五檔手動變速器設計
專 業(yè) 機械設計制造及其自動化
學 號 2010963039
學 生 曾斯維
指導教師 劉金剛
答辯日期 2014-5-25
摘 要
本設計的任務是設計一臺用于轎車上的五檔手動變速器。合理的設計和布置變速器能使發(fā)動機功率得到最合理的利用，從而提高汽車動力性和經(jīng)濟性。變速傳動機構的主要作用是改變轉(zhuǎn)距和轉(zhuǎn)速的數(shù)值和方向；操縱機構的主要作用是控制傳動機構，實現(xiàn)變速器傳動比的改變，即實現(xiàn)換擋，以達到變速變距。
本文參閱了國內(nèi)外大量文獻，首先簡單地敘述了機械式變速器的發(fā)展歷史、變速器的地位和作用，討論了其現(xiàn)狀以及未來發(fā)展趨勢。進而研究了機械式變速器的基本結構和變速原理，其中重點研究了傳動機構（主要是軸和齒輪）的基本結構、特點及工作原理，對機械式變速器各擋傳動路線進行了簡要分析。文章包括大量的計算過程，具體內(nèi)容有：變速器的布置方案分析、變速器回轉(zhuǎn)件結構參數(shù)的確定、同步器的結構及工作原理、各擋齒輪的強度校核、軸的強度校核、軸承的使用壽命計算等。
關鍵詞 齒輪、同步器、變速器
Abstract
This design task is to design a car for five manual shift transmission. Reasonable design and decorate transmission can make the engine power to get the most reasonable use of, so as to improve the dynamic performance and fuel economy cars. Variable speed transmission's main function is to change the torque and speed of numerical and direction; Operation is the main purpose of control transmission mechanism, realize the transmission ratio of the gearbox change, which realize the shift, in order to achieve the change from the speed.
This article refer to the domestic and foreign many papers, and first simply describes the mechanical transmission of the history, the status and effect of the transmission, and discussed its present situation and future development trend. And then we study the basic structure of the mechanical transmission and variable speed principle, which focus on the transmission mechanism (mainly shaft and gear) the basic structure, characteristic and work principle, mechanical transmission of each block transmission line are briefly analyzed. The articles included a large amount of calculation process, and the specific contents: the layout of transmission analysis, the transmission structure paramete determination of turning a synchronizer, the structure and the working principle, each block of the gear axis strength check, the intensity, the service life of the bearings calculations, etc.
Keywords Gear, Shaft, Synchronizer, Three axis five gear
65
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 本設計的目的和意義 1
1.2 變速器的發(fā)展 1
1.3變速器的設計要求 3
1.4設計內(nèi)容與思路 3
1.4.1設計內(nèi)容 3
1.4.2設計思路 4
1.5本章小結 4
第2章 變速器的整體結構方案設計 5
2.1變速器傳動機構的型式選擇與結構分析 5
2.1.1變速器傳動方案的比較 5
2.1.2倒檔的布置方案 6
2.2本章小結 7
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設計 9
3.1變速器主要參數(shù)的選擇 9
3.1.1檔位數(shù)和傳動比 9
3.1.2中心距 10
3.1.3齒輪模數(shù) 11
3.1.4壓力角α、螺旋角β和齒寬b 12
3.1.5齒輪的變位系數(shù) 13
3.2各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 13
3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù) 13
3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 14
3.2.3確定其他檔位的齒數(shù) 15
3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) 15
3.2.5確定齒輪輪齒尺寸 15
3.3本章小結 16
第4章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇 17
4.1齒輪的主要失效形式 17
4.2齒輪的強度計算及材料接觸應力 17
4.2.1齒輪彎曲強度計算 17
4.2.2齒輪材料接觸應力 19
4.3本章小結 21
第5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 22
5.2軸的校核 23
5.2.1第一軸的強度與剛度校核 23
5.2.2第二軸的強度與剛度校核 24
5.3本章小結 26
第6章 變速器同步器與操縱機構的設計 27
6.1同步器設計 27
6.1.1同步器的工作原理 27
6.1.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定 28
6.2變速器的操縱機構 30
6.2.1操縱機構的功用 30
6.2.2操縱機構的設計要求 31
6.2.3變速器的換檔位置 32
6.3本章小結 32
第7章 軸承的選用與壽命計算 33
7.1 第一軸軸承選用與計算 33
7.2第二軸軸承選用與計算 33
7.3本章小結 34
結 論 41
致 謝 42
參考文獻 43
第1章 緒論
1.1 本設計的目的和意義
隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題。為了發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能，就必須有一套傳動效率高，維修保養(yǎng)成本低，能夠帶來駕駛樂趣變速裝置，來協(xié)調(diào)發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和車輪的實際行駛速度。
該課題針對機械專業(yè)學生，使學生了解變速器的設計，通過本課題的研究使學生完成理論課程的實踐總結，獲得一定的工程設計工作方法，可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和鍛煉學生利用所學知識分析問題和解決問題的能力。
1.2 變速器的發(fā)展
在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）、雙離合變速器（DCT）五種型式。
（1）手動變速器(MT)
手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值。曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久被淘汰，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，手動變速器不會過早的離開。首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家，而且經(jīng)濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。
（2）自動變速器（AT）
自動變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。
（3）手動/自動變速器（AMT）
此型車在其檔位上設有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。自動—手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。
（4）無級變速器（CVT）
當今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應慢、油耗高等缺點。
（5）雙離合變速器（DCT）
DCT結合了手動變速器的燃油經(jīng)濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術。雙離合變速器(Dual Clutch Transmission) DCT有別于一般的自動變速器系統(tǒng)，它基于手動變速器而又不是自動變速器，除了擁有手動變速器的靈活性及自動變速器的舒適性外，還能提供無間斷的動力輸出。而傳統(tǒng)的手動變速器使用一臺離合器，當換擋時，駕駛員須踩下離合器踏板，使不同擋的齒輪做出嚙合動作，而動力就在換擋期間出現(xiàn)間斷，令輸出表現(xiàn)有所斷續(xù)。
針對中國變速器市場發(fā)展趨勢，Global Insight的亞洲區(qū)技術分析師段誠武博士闡述了幾點自己的見解：
（1）在短期內(nèi)，手動檔變速器仍然占據(jù)主要份額，而自動檔變速器將有更大的增長空間。
（2）鑒于中國市場情況的復雜性，長期來看變速器不是單一式的發(fā)展趨勢，沒有哪一種形式變速器會成為最后的贏家。
（3）在中國市場，從技術支持、目前的市場份額以及設備提供這幾個方面來看AMT與LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合動力以及DCT和柴油都具有相似性。
（4）從長遠來看，中國本土的企業(yè)應該更加關注DCT這個產(chǎn)品，因為它將有非常好的前景。
1.3變速器的設計要求
（1）應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。
（2）工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自動跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換擋或自動、半自動換擋來實現(xiàn)。
（3）重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。
（4）傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?
（5）噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。
1.4設計內(nèi)容與思路
1.4.1設計內(nèi)容
1、齒輪主要參數(shù)的選擇設計與校核計算
2、齒輪軸的設計與校核計算
3、同步器的設計計算
4、軸承的選擇設計與校核計算
5、用CATIA軟件進行三維建模
1.4.2設計思路
查看變速器相關資料，理解變速器的結構組成與工作原理，先對變速器進行整體布置，包括整體的傳動方案和倒檔的布置。其次次變速器中的齒輪和軸進行設計計算，只要確定了齒輪和軸的尺寸就可以用CAD進行草圖的繪制，在此基礎上對同步器進行設計計算，進一步完善草圖。對各個部分進行校核計算，查看其尺寸是否滿足使用要求，如果不正確可以對其進行修改。著重分析同步器和操縱機構的工作原理，對其進行細化處理，并出一張的操縱機構圖紙。當CAD二維圖紙繪制完成后，用CATIA軟件進行三維建模，并仿真運動，立體結構能更直觀的把變速器呈現(xiàn)出來，也能把內(nèi)部機構的配合看的更清楚。
1.5本章小結
本章對變速器的發(fā)展歷史和未來的方向進行了初步了解，我還是對手動變速器的未來比較樂觀，因為它有巨大的市場。本章還明確了該設計的目的和意義，設計會嚴格按照目的去做，保證了不會偏離方向。變速器的設計要求是需要嚴格遵守的，因為這直接關系到變速器的安全性和舒適性；最后還對本次設計的設計內(nèi)容和設計思路進行了展開，進一步明確了設計方案。
第2章 變速器的整體結構方案設計
2.1變速器傳動機構的型式選擇與結構分析
變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。有級變速器按根據(jù)前進檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。其中固定軸式應用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。
2.1.1變速器傳動方案的比較
圖2-3是三軸式五檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，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)過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，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)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，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套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，三軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和倒檔傳動方案上有差別。
圖2-3a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2-3b、c、d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；
圖2-3d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，形成一個只有四個前進檔的變速器。
圖2-3
以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。
變速器用圖2-3c所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖2-3c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。
本設計采用2-3b的布置方案。
2.1.2倒檔的布置方案
常見的倒檔結構方案有以下幾種：
圖2-4a為常見的倒擋布置方案。在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。
圖2-4b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。
圖2-4c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。
圖2-4d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。
圖2-4e所示方案是將中間軸上的一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。
圖2-4f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。
為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-4g所示方案。其缺點是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。
圖2-4
綜合考慮，本次設計采用圖2-4f所示方案的倒檔換檔方式。
2.2本章小結
本章分析比較了變速器傳動機構形式和結構，著重分析了動力布置形式和倒檔形式。經(jīng)過分析和與別的結構進行對比，明確了動力傳遞路線，可以更合理的布置各個檔位的，選取了傳動更加簡單可靠的倒檔布置方式，為后面的設計計算打下了基礎。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設計
本設計是根據(jù) Polo 2011款勁取 1.6 MT實酷版而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)均來源于此種車型，如表3-1所示：
表3-1
主減速比
3.16
最大扭矩
155Nm/3750rpm
最高時速
188km/h
最大功率
77kw/5000rpm
輪胎型號
185/60R15
發(fā)動機型號
EA111
整備質(zhì)量
1155Kg
3.1變速器主要參數(shù)的選擇
3.1.1檔位數(shù)和傳動比
為了降低油耗，提高燃油利用率，變速器的檔數(shù)應該適當增加。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(qū)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(qū)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(qū)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
（3-2）
式中 m——汽車總質(zhì)量；
g ——重力加速度；
ψmax ——道路最大阻力系數(shù)；
rr ——驅(qū)動輪的滾動半徑；
Temax ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；
i0——主減速比；
η ——汽車傳動系的傳動效率。
根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件
求得的變速器I檔傳動比為：
（3-3）
式中 G2——汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)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。
由已知條件：滿載質(zhì)量 1530kg；rr=286mm；η=0.95；f=0.03。
根據(jù)公式（3-3）可得：igI =3.48。
超速檔的的傳動比：
(3-4)
由已知條件：
中間檔的傳動比理論上按公比為：
（3-5）
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：=1.398。
故有：、、（修正為1）。
3.1.2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。
（3-6）
式中K A ——中心距系數(shù)，對轎車取K A =8.9~9.3（取9.2）；
TI max ——變速器處于一檔時，輸出軸的輸出扭矩：
TI max=Te max igI η =517.8N﹒m
故可得出初始中心距A=73.88mm。
3.1.3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)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn
（3-7）
其中=155Nm，可得出mn=2.52。
一檔直齒輪及倒檔齒輪的模數(shù)m
mm （3-8）
通過計算m=2.6。
表3-2漸開線齒輪的標準模數(shù)m （摘自GB/T1357-1987）mm
第一系列
1 1.25 1.5 2.0 2.5 3 4 5 6 8 10
第二系列
1.75 2.25 2.75（3.25）3.5（3.75）4.5 5.5（6.5） 7 9
注：優(yōu)先采用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用
由上可得：
3.1.4壓力角α、螺旋角β和齒寬b
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。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取國家規(guī)定的標準壓力角20°。
變速器斜齒輪螺旋角一般范圍是。螺旋角增大使齒輪嚙合的重合度系數(shù)增加、工作平穩(wěn)、噪聲降低，另外齒輪的強度也有所提高。但螺旋角太大，會使軸向力及軸承載荷過大。轎車變速器齒輪轉(zhuǎn)速高，又要求噪聲小，故螺旋角取較大值。還應該注意，在選取斜齒輪螺旋角的時候，應該使中間軸上的軸向力平衡。第一、二軸上的軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受，因此，中間軸上全部齒輪的螺旋方向應該一律做成右旋，第一、二軸上的齒輪做成左旋。
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--7.5)m，mm
斜齒 b=(6.5--8.5)，mm
第一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。
已知： m=2.6
得：常嚙合齒輪齒寬取20mm，2、3、5、檔齒輪齒寬取17.5mm，倒檔和一檔齒輪齒寬取13mm。
（注：為了保證裝配后的接觸寬度b，通常取小齒輪的寬度b比大齒輪的寬度b大2--10mm。強度計算時b=）
3.1.5齒輪的變位系數(shù)
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。
3.2各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定
3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù)
已知一檔動比：
（3-9）
為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和：
（3-10）
其中 A =73.88mm，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=57。當轎車三軸式的變速器時，則，此處取=18，則可得出=39。
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，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57，則根據(jù)式（3-10）反推出A=75mm。
3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（3-8）求出常嚙合齒輪的傳動比
（3-11）
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
（3-12）
由此可得：
（3-13）
根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：。
聯(lián)立方程式可得：=20、=33。
可計算出一檔實際傳動比為，實際螺旋角=
3.2.3確定其他檔位的齒數(shù)
二檔傳動比
（3-14）
（3-15）
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。
3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù)
取Z=22，
A= （3-16）
得Z+Z=58，分配Z=17，Z=40，
倒擋軸與中間軸的中心距=50.7mm
為了防止干涉，11、12齒輪齒頂圓保持0.5mm以上間隙
則有，d=90.6mm
3.2.5確定齒輪輪齒尺寸
齒頂高：，
斜齒輪齒頂高為2.5mm，直齒輪齒頂高為2.6mm
齒根高：，
斜齒輪齒根高為3.1mm，直齒輪齒根高為3.25mm
3.3本章小結
本章對變速器齒輪的主要參數(shù)進行了設計計算，確定了齒輪的模數(shù)、齒數(shù)、壓力角，斜齒輪的螺旋角等。齒輪參數(shù)的確定為后來的CATIA參數(shù)化建模提供了依據(jù)，可以利用漸開線畫法進行三維制圖，也為草圖的繪制確定了分度圓的直徑。
第4章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇
4.1齒輪的主要失效形式
齒輪的主要失效形式有：輪齒的折斷、齒面點蝕、齒面磨損、齒面膠合和塑性形變。
4.2齒輪的強度計算及材料接觸應力
與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。
4.2.1齒輪彎曲強度計算
（1）直齒輪彎曲應力
（4-1）
式中 ——彎曲應力（MPa）；
——一檔齒輪10的圓周力（N） ；其中為計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑。
——應力集中系數(shù)，可近似取1.65；
——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；
b ——齒寬（mm），
t ——端面齒距（mm）；
y ——齒形系數(shù)，如圖4-1所示。
圖4-1 齒形系數(shù)圖
當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為：
（4-2）
可求得 =139500N
故由可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應力在400--850MPa之間。
（2）斜齒輪彎曲應力
（4-3）
式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（4-1）注釋相同，，選擇齒形系數(shù)y時，按模數(shù)在圖（4-1）中查得。
二檔齒輪圓周力：
（4-4）
根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：=5370.1N
齒輪8的齒數(shù)z=22，可查表（4-1）得：。
故可求得：
同理可得：
依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下：
三檔： ；
五檔： ；
當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180--350MPa范圍內(nèi)。
因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計算結果均符合彎曲強度要求。
4.2.2齒輪材料接觸應力
齒輪接觸應力
（4-5）
式中——齒輪的接觸應力（MPa）；
F ——齒面上的法向力（N），；
——圓周力在（N）；
——節(jié)點處的壓力角（°）；
——齒輪螺旋角（°）；
E ——齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可??；
B ——齒輪接觸的實際寬度；
——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）；
直齒輪：
（4-6）
（4-7）
斜齒輪：
（4-8）
（4-9）
其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表4-1：
表4-1
齒輪
/MPa
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900-2000
950-1000
常嚙合齒輪和高檔
1300-1400
650-700
通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下：
一檔：=1849MPa；二檔：=1206.4MPa；三檔：=1191.5MPa
五檔：=1239.7MPa
對照上表4-1可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。
4.3本章小結
本章分析了齒輪的主要失效形式，并對所設計的齒輪進行了強度和接觸應力的計算，通過計算發(fā)現(xiàn)齒輪符合設計要求，能夠保證使用要求。齒輪的校核計算時非常關鍵的一步，因為它可以檢測以前的選取和計算正確與否，防止最后更多錯誤的產(chǎn)生。
第5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
第一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)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖5-1所示：
圖5-1 變速器第一軸
中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，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。
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
第一軸和中間軸： （5-1）
第二軸： （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?。?
第一軸和中間軸：d/L=0.160.18；
第二軸：d/L=0.180.21。
5.2軸的校核
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。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。
5.2.1第一軸的強度與剛度校核
因為第一軸在運轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)切應力，MPa。
其中P =77kw，n =5000r/min,d =30mm；代入上式得：
由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。
軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)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??；故也符合剛度要求。
5.2.2第二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，此處為一檔傳動比3.48；
d ——計算齒輪的節(jié)圓直徑為101.4mm；
——節(jié)點處的壓力角為20°；
——螺旋角為30°；
——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩為155000N·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+83）=83 ，可得出=1527.2N；
水平面內(nèi)所受力矩：
垂直面：
（5-8）
可求出 =5723.6N
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）
得M=
則在彎矩和轉(zhuǎn)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
第二軸在垂直面內(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）；
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。
5.3本章小結
本章對變速器的軸進行了設計計算，第一軸通常和齒輪做成一體，中間軸選用旋轉(zhuǎn)式的，而且低檔位齒輪和軸做成一體，高檔齒輪用鍵與軸連接傳遞扭矩；第二比較復雜，上面有矩形花鍵。對選取和設計好的軸進行了校核計算，滿足實際使用要求。
第6章 變速器同步器與操縱機構的設計
6.1同步器設計
在前面已經(jīng)說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖6-1所示：
圖6-1 鎖環(huán)式同步器
1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)）
5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結合套
6.1.1同步器的工作原理
如圖6-2，此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖6-2b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖6-2d），完成同步換檔。
圖6-2 鎖環(huán)同步器工作原理
6.1.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定
(1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽
如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖6-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖6-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。
圖6-3 同步器螺紋槽形式
(2)錐面半錐角
摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan。一般=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。
本次設計中采用的錐角均為取7°。
(3)摩擦錐面平均半徑R
R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。
本次設計中采用的R為50～60mm。
(4)錐面工作長度b
（6-1）
設計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。
(5)同步環(huán)徑向厚度
與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。
轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。
本設計中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。
(6)鎖止角
鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26°～46°范圍內(nèi)變化。
本次設計鎖止角取。
(7)同步時間t
同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸，轉(zhuǎn)動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬范圍內(nèi)選?。簩I車變速器高檔取0.15～0.30s，低檔取0.50～0.80s；對貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。
6.2變速器的操縱機構
6.2.1操縱機構的功用
變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛兩個檔位。
6.2.2操縱機構的設計要求
(1)要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。
a.互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其他變速桿叉軸互被鎖止，互鎖裝置的結構主要有以下幾種：互鎖銷式、擺動鎖塊式、轉(zhuǎn)動鎖止式、三向鎖銷式，此次設計中互鎖裝置選擇第一種，其結構型式如圖6-4所示。
b.自鎖裝置的作用是定位，防止因汽車振動或有小的軸向力作用而致脫檔，保證嚙合齒輪以全齒長進行嚙合，并使駕駛員有換檔的感覺。定位作用是通過自鎖裝置中的彈簧將鋼球（或鎖銷）推入叉軸的凹臼中實現(xiàn)的。變速叉軸的凹臼間距是由掛檔齒輪移動的距離來決定的，其結構型式如圖6-4所示。
c.在汽車行駛過程中，為了防止誤掛倒檔，以致造成安全事故和損壞傳動系，在操縱機構中都設有倒檔鎖或倒檔安全裝置。倒檔鎖能在駕駛員掛倒檔時給駕駛員明顯手感，以起到提醒作用，防止誤掛倒檔，其結構見總裝配圖。
圖6-4 變速器自鎖與互鎖結構
1-自鎖鋼球 2-自鎖彈簧 3-變速器蓋4-互鎖鋼球 5-互鎖銷 6-撥叉軸
(2)要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度。
(3)應使駕駛員得到必要的手感。
6.2.3變速器的換檔位置
設計操縱機構首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此應該注意以下三點：
(1)按換檔次序來排列 ；
(2)將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊；
(3)為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，有時與1檔組成一排。
根據(jù)以上三點，本次設計變速器的換檔位置如圖6-5所示：
圖6-5 換檔位置圖
6.3本章小結
本章對同步器的基本結構和工作原理進行了分析，并對同步器的參數(shù)進行了選取，包括螺紋槽的個數(shù)與寬度、半錐角、摩擦錐面平均半徑等。還了解了變速器操縱機構的作用和設計要求，必須包括自鎖、互鎖和倒檔鎖，這樣才能保證操作省力，不容易掛錯檔位。
第7章 軸承的選用與壽命計算
7.1 第一軸軸承選用與計算
1、初選軸承型號
由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號6306，轉(zhuǎn)速=5000r/min
2、計算軸承當量動載荷
（7-1）
（7-2）
（7-3）
查表得e=0.38。，查表得X=0.56、Y=1.15
當量動載荷：
=4831.7N （7-4）
3、計算軸承的基本額定壽命
軸承的基本額定壽命：（為壽命指數(shù)，對球軸承=3）；
（7-5）
帶入得20187.3h20000h。滿足使用要求。
7.2第二軸軸承選用與計算
1、初選軸承型號
由工作條件和軸頸直徑初選二軸軸承型號6305，轉(zhuǎn)速=5000r/min
2、計算軸承當量動載荷
（7-6）
（7-7）
（7-8）
查表得e=0.44。，查表得X=0.56、Y=1.00
當量動載荷：
=8628.5N （7-9）
3、計算軸承的基本額定壽命
軸承的基本額定壽命：
（7-10）
帶入得21340.8h20000h。滿足使用要求。
7.3本章小結
本章對變速器軸承進行了選用和校核，軸承是變速器的重要組成部分，保證了齒輪和軸的旋轉(zhuǎn)運動。本章主要對軸承的壽命進行校核，因為變速器的轉(zhuǎn)速非常高，因此需要根據(jù)變速器整體的布置進行合適軸承的選擇，保證其整體使用壽命。
第8章
8.1 CATIA軟件簡介
CATIA V5軟件是法國Dassault公司于1975年開發(fā)的一套完整的3D CAD/CAM/CAE 一體化軟件。它的內(nèi)容涵蓋了產(chǎn)品概念設計、工業(yè)設計、三維建模、分析計算、動態(tài)模擬與仿真、工程圖的生成、生產(chǎn)加工成產(chǎn)品的全過程，其中還包括了大量的電纜和管道布線、各種模具設計與分析、人機交換等實用模塊。CATIA V5 不但能保證企業(yè)內(nèi)部設計部門之間的協(xié)同設計功能而且還可以提供企業(yè)整個集團的設計流程和端對端的解決方案。CATIA V5 大量應用于航空航天、汽車及摩托車行業(yè)、機械、電子、家電與3C產(chǎn)業(yè)、NC加工等領域。
由于其功能強大而完美，CATIA V5 已經(jīng)成為三維CAD/CAM領域的一面旗幟和爭相遵從的準則，特別是在航空航天、汽車及摩托