汽车手动变速器设计

BSQ-0(变速器装配图)修改

目录
第1章绪论1
1.1概述1
1.2变速器的功用及要求1
1.3变速器的发展现状1
1.4研究的目的、依据和意义2
第2章变速器传动机构布置方案3
2.1传动机构布置方案分析3
2.2零部件结构设计方案4
2.2.1齿轮形式4
2.2.2变速器轴承4
2.2.3换挡机构4
第3章变速器主要参数的选择5
3.1档位数5
3.2变速器各档传动比的确定5
3.2.1初选最大传动比的范围5
3.2.2确定其他各档传动比6
3.3中心距A的确定7
3.4外形尺寸7
3.5齿轮参数7
3.5.1模数7
3.5.2压力角8
3.5.3螺旋角β 8
3.5.4齿宽b 8
3.6变位系数的选择9
第4章齿轮的设计计算与校核9
4.1齿轮的设计与计算9
4.1.1各挡齿轮齿数的分配9
4.1.2齿轮材料的选择原则17
4.1.3计算各轴的转矩18
4.2轮齿的校核19
4.2.1轮齿的损坏原因及形式19
4.2.2轮齿弯曲强度计算19
第5章轴的设计与计算及轴承的选择与校核26
5.1轴的设计计算26
5.1.1轴的工艺要求26
5.1.2轴的结构26
5.1.3初选轴的直径27
5.1.4轴的强度计算27
5.2轴承的选择及校核31
5.2.1输入轴的轴承选择与校核31
5.2.2输出轴轴承校核32
第6章变速器同步器的设计33
6.1同步器的结构33
6.2同步器的工作原理34
6.3同步器主要参数的设计34
6.3.1摩擦系数f 34
6.3.2同步环尺寸的确定35
6.3.3锁止角36
6.3.4同步器的同步时间t 36
6.3.5同步器的摩擦力矩36
总结38

参考文献40

第1章绪论
概述
汽车变速器从一开始的链条传动到齿轮传动手动变速器,再到现在的机械液力自动变速器和电控机械式自动变速器经历了100多年的发展。从目前汽车上配置的变速器来看，主要是手动变速器（MT）、液力机械变速器（AT）、手/自一体变速器（AMT）和机械无级变速器（CVT）[1]。无论是哪种变速器，都是汽车传动系统中不可缺少的一部分，在汽车的行驶过程中发挥重要的作用，可以说变速器是传动系统的心脏。
变速器的功用及要求
变速器把发动机的能量通过驱动桥传递给车轮，其主要功用是：
（1）通过换挡改变传动比从而改变转矩，扩大驱动轮的有效工作范围，以适应经常变化的路况，以便汽车能在最利的工况下工作，发挥出其最佳性能；
（2）由于发动机旋转方向不能改变，因而变速器要能在不改变发动机旋转方向的前提下，可以使输出轴转向改变，让汽车能倒退行驶；
（3）利用空挡能够中断发动机向变速器传递动力，便于变速器换挡以保证汽车能够平稳起步、正常行驶。
此外为保证变速器在运转中有良好的工作性能，对变速器的主要要求是：
（1）在设计时，应根据汽车的载重、用途及发动机排量，合理的分配传动比及变速器档位数，以满足汽车所需要的动力性和经济性。并且在当今拥挤的城市交通，复杂的城市路况条件下，在满足要求的情况下应尽量扩大变速器传动比范围[1]。
（2）要合理选择齿轮传动方式及正当的变位系数，选择合适的材料，采用最佳的热处理方法，以便在加工时增加齿轮的精度，提高传动效率降低传动噪声，延长工作寿命。
（3）变速器还应该满足外形尺寸小、制造成本低、使用维修方便、工作性能可靠等要求[2]。
变速器的发展现状
汽车行驶过程中，传递动力、改变车速主要靠变速器来实现，而降低动力损失、减少燃油消耗一直是汽车设计时关注的问题，也是购车时重要的选择指标。同时近几年人们对驾驶的舒适性和动力性等方面的要求也越来越高。目前在汽车市场五挡变速器已经普及，同时搭载六挡变速器的汽车也在逐年增多[3]。
目前中国汽车变速器行业正处于快速发展期。数据不完全统计显示，2009年中国汽车市场销售量达1364万辆，变速器市场销售总额达520亿元，同相比前几年有大幅度增长。预计在今年年底汽车销售量有望突破4000万辆，按此增长速速在2017年销售总额将会超过1600亿元[1]。汽车行业已经成为经济发展的重要标志，随着全球汽车市场的高速发展，中国汽车行业将面临着重重的机遇与挑战[1]。
近年来汽车市场增长迅速，据统计在2005年中国90%乘用车承载的为手动变速器。但近几年城市交通的压力越来越大，路况越来越复杂。而手动变速器汽车需要频繁换挡,导致驾驶员工作强度大易疲劳,会影响驾驶安全；且不同的驾驶习惯对车辆的燃油经济性、动力性及乘坐舒适性影响很大,因此在经济飞速发展21世纪，自动变速器将是汽车向前发展的重要标志[4]。
随着经济的发展，微电子技术和机电一体化技术已经步入人们的生活，同时电控自动变速器的出现，减轻了驾驶员的工作强度。本质上改变了传动方式，也为汽车传动系统的发展引领了方向。自动变速器的电子化、大规模电路集成化的发展，使由电子计算机控制的变速器换挡成为可能。其中电子控制无级变速器（ECVT）将电子控制与机械传动集于一体，传动更加平稳，是自动变速器更理想的追求[4]。相信在不久的将来，电子控制无级变速器将占领汽车市场得到人们的广泛应用。
研究的目的、依据和意义
随着汽车向多元化、工业化的发展，变速器设计在汽车设计中占有十分重要的地位。其工作性能直接影响汽车的行驶状况，由于轿车既要提高车速又对燃油经济性有很高要求，因此对于轿车对其变速器的设计更为重要。本设计是基于桑塔纳轿车MT变速器的基本参数，利用所学的专业知识和现代化的设计方法在原有桑塔纳四档变速器的基础上,调整了四档的速比，增加了五档，对轿车五档变速器进行设计，
设计中所采用的基本参数如下表1-1：
名称参数名称参数
长/宽/高(mm) 4680/1700/1423汽车总质量（kg） 1620
主减速比4.444汽车满载总质量（kg） 1940
最高时速（km/h） 185最大扭矩167Nm/3500
车轮半径(m) 0.3最大功率72kw/5200
道路最大阻力系数0.27重力加速度g 9.8
传动效率0.97发动机最高转速（r/min） 5200

通过本课题的设计，可综合运用汽车设计、机械制图、机械设计、汽车构造、汽车电子技术等课程的知识，达到综合训练的效果[5]。同时可以学会汽车变速器的基本设计方法和步骤，对今后从事汽车行业的工作有很大的帮助。
第2章变速器传动机构布置方案
2.1传动机构布置方案分析
机械式变速器具有传动效率高、工作可靠和制造成本低等优点。而在发动机前置前驱的汽车上一般采用两轴式变速器。与中间轴变速器不同的是，两轴变速器传动轴数量少、体积小，而且各档位只经过一对啮合齿轮传递输出，故其工作噪声小且传动效率高。两轴式变速器由于没有中间轴，故其输入轴与输出轴的旋转方向相反，在匹配车轮与发动机时应考虑旋转方向问题。同时为保证输出强度一般将输出轴与主减速器的主动齿轮做成一体。发动机纵置时，主减速器齿轮采用弧齿锥齿轮，以改变传递方向；发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮[6]。本设计采用弧齿锥齿轮，发动机纵置的布置方式。倒档采用滑动直齿轮，其他档位采用常啮合斜齿轮传动，最终确定的传动方案如图2-1。
2.2零部件结构设计方案
2.2.1齿轮形式
变速器中常采用的齿轮主要有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。虽然斜齿轮加工制造工艺复杂，且旋转时会产生轴向力，会影响轴承的寿命，因此需要合理选择轴承的类型[7]。但是与直齿轮相比斜齿圆柱齿轮具有使用寿命长、工作噪声低、运转平稳、结构紧凑等优点。由于变速器齿轮受力频繁且转速高，综合考虑本设计中变速器的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，只有采用直齿圆柱齿轮。
2.2.2变速器轴承
在变速器轴与壳体、齿轮与轴等相对旋转部位应安装轴承。变速器中常用的轴承有圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承、球轴承、滚针轴承等。至于何处采用何种轴承，要根据结构及承受的载荷来决定。如由于斜齿轮在旋转过程中会产生径向力和部分轴向力，故在变速器的输出轴前端采用圆柱滚子轴承，而末端常采用深沟球轴承[8]。圆锥滚子轴承由于其受力面积较大，可承受高负载，因此在受力大、工况复杂的部位通常采用圆锥滚子轴承。滚针轴承有摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小等优点，多用于零件之间不是固定连接，并要求有相对运动的地方。
由于变速器轴后部的轴承需要安装在变速器壳体上，因此在根据变速器的中心距确定轴承型号的同时也要保证壳体有足够强度壳体壁上的两轴承孔之间的距离不小于。
2.2.3换挡机构
变速器换挡机构主要有啮合套、滑动齿轮和同步器换挡三种形式[9]。本设计中采用同步器换挡如图2-2。同步器能保证换挡迅速且无冲击，而且驾驶员不再用两脚离合器换挡，减轻了驾驶强度，从而减轻了驾驶员工作强度、提高了行驶安全性和燃油经济性。因此虽然它制造加工困难、结构复杂，但在手动变速器上仍然得到了广泛的应用。
第3章变速器主要参数的选择
3.1档位数
变速器的档位数可以在3~20个档位内变化。增加档位数可以扩大传动比范围，是改善汽车动力性和燃油经济性的一个重要方法，但是档位数越多常啮合齿轮就越多，变速器结构就会越复杂，并且随着档位数的增多外形尺寸也会增加，同时复杂得操纵机构也给驾驶员增加了负担，因此通常变速器的档位在6个以内。
目前，搭载手动变速器的乘用车一般有4~5个档位，相邻档位之间的传动比一般在1.8左右[10]。近几年为了降低油耗，许多乘用车多采用五档变速器。多档变速器一般只用于发动机功率较大的货车或越野车上面，本课题设计的变速器也是五个档位。
3.2变速器各档传动比的确定
3.2.1初选最大传动比的范围
变速器中最大传动比即为一档传动比，首先必须满足最大爬坡度。由于爬坡过程中车速不高，空气阻力忽略不计，发动机产生的能量完全用于克服车轮与路面间的滚动阻力[11]。故：
式中：G—车重，=16856N；
—发动机的最大扭矩，；
—主减速器传动比，=4.444
—传动系效率，=97%；
—车轮平均半径，=0.3m；
—滚动阻力系数，本设计取；
—爬坡度，取=16.7°
带入数值计算得≥10.192
其次要满足附着条件：
Φ为地面附着系数，本设计取为0.8；
为汽车满载静止于水平面时，车轮对地面的载荷，本设计取；
计算可得。
由式（3.1）、（3.2）计算可得；结合主减速比，所以得取值范围是，本设计取。
根据设计要求，该车配置的发动机要求的最低稳定转速为，
则最低稳定车速为
所以满足设计要求。
3.2.2确定其他各档传动比
初选五挡传动比
在乘用车变速器中，各挡传动比大致按等比数列形式分配[12]：
（3.3）
式中：—各挡传动比的公比；由式3-3可知：
，，

其他各挡传动比为：
=3.592， ==2.088，==1.368，
但对于轿车由于在告诉行驶中4和5挡为常用挡，因此其挡位间公比应该小一些
本设计取，所以，。
3.3中心距A的确定
中心距是变速器中的一个基本参数，不仅对变速器的轮廓尺寸和质量大小有影响，并且中心距也与轮齿的接触强度有紧密联系。中心距减小会使轮齿的接触应力增大，缩短齿轮使用寿命[13]。同时由于变速器的轴承必须安装在壳体上，所以壳体上两轴承孔之间的距离不能太小，否则会影响壳体的强度。因此在选择中心距时应综合考虑轮齿及壳体的强度要求，在满足设计要求的前提下适当增大中心距。本设计根据发动机性能参数与变速器中心距A的统计数据初选，A=71mm。
3.4外形尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据倒档齿轮的布置情况和换挡机构的形式来初步确定。影响变速器壳体尺寸的因素有档位数、换挡机构的形式和齿轮结构等[14]。轿车两轴变速器壳体的轴向尺寸一般为3.0~3.4A。本设计五档变速器的轴向尺寸初步定为3×72=216mm。
3.5齿轮参数
3.5.1模数
一般情况下在满足中心距要求的前提下，可以选择较小的模数来增加齿轮的齿数，使齿轮啮合的重合度增加以保证传动平稳，降低齿轮传动噪声。从工艺方面考虑，各挡齿轮选用的模数应该相同；而从强度方面考虑，由于各档齿数不一样，各挡齿轮应该有不同的模数[14]。对于变速器一般低档齿轮选用较大的模数，其他各档位选用另一种模数。
在变速器中大多数齿轮采用渐开线形式齿轮。满足设计要求的情况下选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡[15]。具体的取值范围如表3-1和3-2所示：
表3-1汽车变速器齿轮法向模数
车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t
1.0≤V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14 ＞14.0
模数/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50~6.00

表3-2汽车变速器常用齿轮模数
一系列1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00
二系列1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 ——
根据发动机的排量及表3.1、3.2中的数据，本设计初步确定变速齿轮的模数范围2.25~2.75mm。同步器的模数范围2.0~2.75mm。
3.5.2压力角
机械设计手册中规定的标准压力角为20°，所以本设计中变速器齿轮采用的压力角为20°，同步器的结合齿压力角为30°[16]。
3.5.3螺旋角β
齿轮的螺旋角对轮齿的强度有很大影响。在齿轮螺旋角增大时，可以增加齿轮啮合的重合度、降低噪声、增强轮齿强度。但也不宜太大，当螺旋角时，轮齿的强度反而会下降。由于采用斜齿轮传动，会产生轴向力，因此设计时要使齿轮产生的轴向力相互抵消平衡，以减轻轴承的负荷，提高轴承使用寿命。
因此并不能使螺旋角太大，轿车手动变速器的螺旋角一般在20°～25°之间为宜[16]。本设计中取螺旋角为20°
3.5.4齿宽b
齿宽b的大小会影响齿轮工作中的承载能力，在保证齿轮强度的前提下应该尽量缩小轮齿的宽度，以缩短变速器轴向尺寸从而减轻重量。
齿轮的宽度由齿轮的模数来确定：
直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0；
斜齿，取为6.0～8.5。
如果换挡机构采用同步器换挡，其接合齿的宽度一般为，本设计中取接合齿宽度为2mm。
3.6变位系数的选择
在变速器齿轮的设计中，对齿轮的变位是非常必要的。在齿数较少的情况下对齿轮变位可以避免产生根切，同时为配凑各档啮合齿轮中心距也需要对齿轮进行变位。变位系数还会影响齿轮使用的平稳性、抗胶合能力和齿轮啮合噪声。
齿轮的变位有高度变位和角度变位两种，高度变位虽然能增加小齿轮的强度，但不能增加与其相结合齿轮的强度，也很难降低噪声。而采用角度变位既可以同时增加一对齿轮的强度又可以降低传动噪声，所以变速器中一般用角度变位[17]。
在变速器中由于要保证各档有固定的传动比，所以会使各档齿轮副的齿数和不相等。因此要想各对齿轮油相同的中心距就必须对齿轮进行适当的变位。如果齿数较多的齿轮采用标准齿轮传动，那么应该对齿数较少的齿轮采用角度变位，以保证啮合齿轮的中心距相等，满足设计要求。同时由于高档齿轮主要的损坏形式是齿面疲劳强度不足，因此在选取变位系数时应考虑齿轮的抗胶合及耐磨能力[17]。由于变速器工作的需要，一档主动齿轮齿数很少，因此为防止根切现象要对齿轮进行变位。在设计时，如果相啮合的两齿轮都为变位齿轮，那么总变位系数应取的大些来提高接触强度。
本设计中，由于一档齿轮齿数为Z=11<17,所以其变位系数。根据机械设计手册设计中取齿顶高系数为1.00[18]。
第4章齿轮的设计计算与校核
4.1齿轮的设计与计算
4.1.1各挡齿轮齿数的分配
本设计中一挡齿轮为斜齿轮传动，拟定模数为2.75，压力角，初选螺旋角β=20°
一挡传动比为=3.592 （4.1）
为了求，的齿数，先求其齿数和，
斜齿=49.2取整为49 （4.2）
取=11 =38
下面对中心距进行修正：
由于计算出来的齿数和不是整数，为使设计方便需要对齿数和取整，而取整后会使中心距发生变化，所以需根据取整的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距为基础，分配其他各挡齿轮的齿数[18]。
==71.68mm （4.3）
取整后得中心距A=72mm
修正螺旋角度β
(4.4)

分度圆直径=32.33mm
=111.67mm
未变位中心距mm
由于中心距已改变，为满足中心距需要对一挡齿轮副进行变位：
端面啮合角： tan=tan/cos （4.5）
=
啮合角： cos==0.935 （4.6）
=21.27°
变位系数之和=0 （4.7）
当量齿数：=13.25,
查机械设计手册取
计算一挡齿轮副的参数：
齿顶高=3.25mm
=2.26mm
式中： =0.0035
= -0.0035

齿根高=2.94mm
=3.93mm
式中：
齿顶圆直径=38.83mm
=116.20mm
齿根圆直径=26.44mm
=103.30mm
齿全高h==6.20
二挡齿轮为斜齿轮，选定模数为2.5，压力角，初选螺旋角=22°
二挡传动比为=2.088
齿数和：=53.4取整为53
取=17， =36
修正螺旋角β

计算二挡齿轮变位系数：
理论中心距=72.003mm
端面压力角tan=tan/cos
=21.58°
端面啮合角

当量齿数=23.11
=44.94
变位系数之和= 0.08
查机械设计手册取=-0.02
二挡齿轮的参数：
分度圆直径=46.20mm
=97.83mm
齿顶高=2.56mm
=2.26mm
式中： = 0.003
=0.077

齿根高=2.88mm
=3.18mm
式中：
齿顶圆直径=51.32mm
=102.35mm
齿根圆直径=40.44mm
=91.47mm
齿全高h==5.43
三挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，压力角，初选螺旋角=23°
三挡传动比为=1.368
齿数和： ==64.3,取整为64
取=27，=37
计算三挡齿轮变位系数：
理论中心距=72.42mm
端面压力角tan=tan/cos
=21.38°
端面啮合角

变位系数之和
=0.1
当量齿数=34.67
=47.52
查机械设计手册取=0.08 = 0.02
三挡齿轮5、6参数：
分度圆直径=73.37mm
=100.54mm
齿顶高=2.87mm
=2.72mm
式中： = 0.168
=-0.068

齿根高=2.93mm
=3.08mm
式中：
齿顶圆直径=79.11mm
=105.98mm
齿根圆直径=67.51mm
=94.38mm
齿全高h==5.80
四挡齿轮为斜齿轮，模数=2.5，压力角，初选螺旋角=24°
四挡传动比为=1
齿数和63.05取整为63
取=32 =31
修正螺旋角度β =0.93

计算四挡齿轮变位系数：
理论中心距=72.24mm
端面压力角tan=tan/cos
=21.38°
端面啮合角

变位系数之和
= 0.1
当量齿数=39.86
=38.62
查机械设计手册取= 0.06 = 0.04
四挡齿轮7、8参数：
分度圆直径=86.08mm
=83.39mm
齿顶高=2.64mm
=2.59mm
式中： =0.096
=0.004

齿根高=2.98mm
=3.03mm
式中：
齿顶圆直径=91.26mm
=88.67mm
齿根圆直径=80.03mm
=77.44mm
全齿高=5.615
五挡齿轮为斜齿轮，模数=2.5，压力角，初选螺旋角=25°
五档齿轮传动比为=0.823
齿数和=取整为63
取=35 =28
计算五挡齿轮变位系数：
理论中心距=72.09mm
端面压力角tan=tan/cos
=21.72°
端面啮合角

变位系数之和
=-0.04
当量齿数=47.04
=37.63
查机械设计手册取= -0.03 = -0.01
五挡齿轮9、10参数：
分度圆直径=96.58mm
=77.26mm
齿顶高=2.44mm
=2.49mm
式中： =-0.036
=-0.004

齿根高=3.2mm
=3.15mm
齿顶圆直径=101.45mm
=82.23mm
齿根圆直径=90.18mm
=70.96mm
全齿高=5.635

确定倒挡齿轮齿数
倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，压力角
初选=24后，根据公式计算出输入轴与倒挡轴之间的距离：
=48.13mm
为避免齿轮旋转时不相互干涉，两齿轮齿顶圆之间应保持有一定的间隙d，一般取d=0.5mm，则倒档齿轮13的齿顶圆直径应为

2*h
38.36
为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间一定的装配间隙，取=38
计算倒挡轴和输出轴的中心距
=83.88
计算倒挡传动比

=3.624
4.1.2齿轮材料的选择原则
1、满足工作条件的要求
在机械传动中，各个传动部件中的齿轮用途不一样对齿轮的强度要求也不一样。变速器内部用于传输动力的齿轮，一般采用强度高耐磨性好的材料来制造，而且要求轮齿表面应有足够强度，且齿芯软使其有一定的硬度和韧性。传动平稳，噪声低，以满足工作条件要求。
2、合理选择材料配对
在变速器啮合齿轮的传动中，为了改变传动比，两齿轮齿数不相等，故其啮合频率也不等，通常情况下小齿轮的硬度略高于大齿轮，以保证两齿轮的使用寿命接近。同时为了提高抗胶合性能，两齿轮一般采用不同型号材料[19]。
3、考虑加工工艺及热处理工艺
查阅机械设计手册可知，变速器齿轮渗碳处理的深度：
时，渗碳层深度0.8～1.2
时，渗碳层深度0.9～1.3
时，渗碳层深度1.0～1.3
齿轮表面硬度一般在之间；内部硬度在之间。
汽车变速器齿轮一般采用35SiMn、40Cr、40CrNi等钢材作原材料，然后经过渗碳、淬火、回火处理，以提高表面硬度，增强齿轮耐磨性[19]。
本设计变速箱齿轮采用低碳钢，拟定的工艺路线如下：
4.1.3计算各轴的转矩
本设计中发动机的最大扭矩，齿轮的传动效率，离合器的传动效率，轴承的传动效率。
输入轴==167×96%×99%=158.72N·m
输出轴一挡=541.54N·m
输出轴二挡=314.97N·m
输出轴三挡=206.36N·m
输出轴四挡=150.85N·m
输出轴五挡=124.15N·m
倒挡=329.13N·m
=238.85N·m
4.2轮齿的校核
4.2.1轮齿的损坏原因及形式
轮齿的损坏会导致齿轮传动的失效，而轮齿的失效主要包括轮齿折断和工作齿面磨损、点蚀、胶合及塑性变形等[20]。
轮齿的折断有受冲击载荷折断和受重复载荷齿根疲劳产生裂纹两种形式。而在变速器中，由于齿轮在不断高速旋转，所以出现齿根产生裂纹使齿轮断裂的情况较多。
齿轮高速旋转时，主从动齿轮齿面间会相互挤压并摩擦发热，这时处于齿面处细小裂纹中的润滑油油压、温度会上升，导致裂缝逐渐变大，时间长了在齿面表层就会出现点蚀。最终使齿形误差增加，轮齿断裂而失效。同时由于换挡过程中，两个齿轮进入啮合时会产生冲击载荷，也会加剧齿轮的断裂。
和其他机械设备的齿轮一样，汽车变速器中齿轮也采用锻钢来制造。并通过剃齿方式对齿轮进行精加工，热处理工艺采用常用的渗碳淬火[20]。
4.2.2轮齿弯曲强度计算
1、倒档直齿轮弯曲应力

式中：—弯曲应力（MPa）；
—理论载荷（N.mm）；
—应力集中系数，本设计取；
—摩擦力系数，主动齿轮取，从动齿轮取；
—齿宽（mm）；
—模数；
—齿宽系数；倒档取7.5
—齿形系数，如图4-1。
根据变速器设计手册可知，当理论载荷为变速器输入轴上的最大转矩时，倒挡轴齿轮的许用弯曲应力在400～850MPa之间[20]，
倒挡齿轮的弯曲应力，，：
=11，=24，=38，=0.132，=0.134，=0.138，=329.13N.m，=158.72N.m, =238.85N·m

=818.195MPa<400～850MPa

=537.233MPa<400～850MPa

=495.786MPa<400～850MPa
2、斜齿轮弯曲应力

式中：—理论载荷，N·mm；
—法向模数，mm；
—齿数；
—斜齿轮螺旋角，°；
—应力集中系数，本设计取；
—齿形系数，可按当量齿数在图4-1中查得；
—齿宽系数，取7.5
—重合度影响系数，=2.0。
查机械设计手册可知，汽车变速器常啮合齿轮的许用应力一般在180～350MPa范围内。
（1）计算一挡齿轮的弯曲应力、
=11，=38，=0.135，=0.143，=541.54N.m，=158.72N.m，

=336.94MPa<180～350MPa

=243.79MPa<180～350MPa
（2）计算二挡齿轮的弯曲应力、
=17，=36，=0.146，=0.148，=314.97N.m，=158.72N.m，

=247.78MPa<180～350MPa

=221.03MPa<180～350MPa
（3）计算三挡齿轮的弯曲应力、
=27，=37，=0.144，=0.145，=206.36N.m，=158.72N.m

=164.82MPa<180～350MPa

=188.83MPa<180～350MPa
（4）计算四挡齿轮的弯曲应力、
=32，=31，=0.145，=0.146，=150.85N.m，=158.72N.m

=142.09MPa<180～350MPa

=159.75MPa<180～350MPa
（5）计算五挡齿轮的弯曲应力、
=35，=28，=0.148，=0.142， =124.15N.m， =158.72N.m

=125.08MPa<180～350MPa

=121.60MPa<180～350MPa
4.2.3轮齿接触应力σj

式中：-理论载荷N.mm；
-轮齿的接触应力MPa
-节圆的直径mm；
-压力角；
-螺旋角；
-齿轮材料的弹性模量MPa；
-齿轮啮合宽度mm；
、-主、从动齿轮的曲率半径，mm，直齿轮、，斜齿轮、；
、-主、从动齿轮的节圆半径(mm)。
当作用在变速器输入轴上的理论载荷=时，变速器齿轮的许用接触应力如表4-1所示：
表4-1变速器齿轮的许用接触应力
齿轮
渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮
一挡和倒挡1900～2000 950～1000
常啮合齿轮和高挡1300～1400 650～700

弹性模量=20.6×104 N·mm-2，齿宽
（1）计算一挡齿轮1，2的接触应力
=541.54N.m，=158.72N.m， ，，
=41.2mm，
=114.79 mm
=8.56mm
=23.86mm

=1642.84MPa<1900～2000MPa

=1601.57MPa<1900～2000MPa
（2）计算二挡齿轮3，4的接触应力
=314.97N.m，=158.72N.m，，，
=54.74mm，
=101.26mm
=12.14mm
=22.46mm

=1354.42MPa<1300～1400MPa

=1320.41MPa<1300～1400MPa
（3）计算三挡齿轮5，6的接触应力
=206.36N.m，=158.72N.m，，，
=61.86mm，
=94.14mm
=13.05mm
=19.86mm

=1261.79MPa<1300～1400MPa

=1230.10MPa<1300～1400MPa
（4）计算四挡齿轮7，8的接触应力
=150.85N.m，=158.72N.m，，，
=72.62mm，
=83.38mm
=15.32mm
=17.59mm

=1142.10MPa<1300～1400MPa

=1113.42MPa<1300～1400MPa
（5）五挡齿轮1，2的接触应力
=158.72N.m，=124.15N.m，
，，
=87.58mm，
=68.42mm
=19.42mm
=15.17mm

=1029.83MPa<1300～1400MPa

= 1003.96MPa<1300～1400MPa
（6）计算倒挡齿轮11，12，13的接触应力
=238.85N.m，=158.72N.m，
，，
mm
mm
mm
=10.82mm
=17.87mm
=6.58mm

=1973.88MPa<1900～2000MPa

=1824.73MPa<1900～2000MPa

=1396.69MPa<1900～2000MPa
第5章轴的设计与计算及轴承的选择与校核
5.1轴的设计计算
5.1.1轴的工艺要求
变速器轴的材料主要是碳钢和合金钢，毛坯多数是扎制圆钢或锻件。但由于碳钢比合金钢的制造成本要低，而且碳钢的内部结构使其抗疲劳强度高，且易于进行热处理，因此大多数情况下采用碳钢来做轴的材料，其中最常用的是45钢。
本设计轴的材料也采用45钢，倒挡轴由于固定在壳体孔中不动，因此表面需要精加工成光轴。变速器中有滑动齿轮工作的输入、输出轴采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。在需要安装滚针轴承的变速轴轴颈上要进行抛光处理，并且要采用合适的热处理方法以提高表面的硬度和耐磨性，硬度一般在58～63HRC之间，表面粗糙度在0.4～0.8[21]。
5.1.2轴的结构
在变速器中为了满足使用要求，受传动比的限制，一档主动齿轮通常齿数很少，因而直径也会变得很小，接近轴径。从工艺上考虑，为了加工更加方便；从使用方面考虑，为了满足使用强度，承受更大的载荷，一般将输入轴与齿轮做成一体。本设计中也采用齿轮轴的设计方法，如图5-1。前端靠轴承来支撑，并由此来确定轴承的型号。一般用深沟球轴承，价格低廉且可承受较大的径向载荷。轴的后端定为主要靠后部的轴承卡环或轴承盖实现。
轴上的花键尺寸要与同步器中的花键鼓相配合，轴具体的总长度要结合使用要求、档位数、承受载荷等综合考虑。
5.1.3初选轴的直径
在变速器中由于传动轴主要的强度设计只需按照扭转强度进行计算，因此输入轴的轴颈
=22.751~26.164mm （5.1）
K为经验系数，K=4.0~4.6
5.1.4轴的强度计算
轴的刚度验算
若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用式计算
（5.2）
（5.3）
（5.4）
式中：—齿轮承受的径向力（N）；
—齿轮承受的圆周力（N）；
—弹性模量（MPa），=2.1×105MPa；
—惯性矩（mm4），对于实心轴，；—轴的直径（mm）；
、—齿轮上的作用力距支座的距离（mm）；
—两支座间的距离（mm）。
轴的全挠度为mm。 （5.5）
在垂直面的许用值为mm，在水平面内的许用值为mm。且在齿轮所在平面转角的许用值。
变速器中一挡所受力最大，故只需校核一挡处轴的刚度与挠度
一挡齿轮所受力：
圆周力N，N
径向力N, =3140.67N
轴向力N, N， ，mm mm
（5.6）
=0.062mm
（5.7）
=0.141

=rad0.002rad （5.8）
输出轴刚度

=0.071mm

=0.132

=rad0.002rad
输入轴的强度校核
一挡时挠度最大，最危险，因此校核。

1)竖直平面面上
得=2330.24N
竖直力矩==151325.90N.mm
2)水平面内上、和弯矩

由以上两式可得=5984.75N，==388650.01N.mm
按第三强度理论得：
N.mm

输入轴的强度分析图如图5-2。

输出轴强度校核

1)竖直平面面上
得=2285.17N

竖直力矩==148398.61N.mm
2)水平面内上、和弯矩

由以上两式可得N，==369369.90N.mm
按第三强度理论得：
N.mm

输出轴的强度分析图如图5-3。
5.2轴承的选择及校核
5.2.1输入轴的轴承选择与校核
结合《机械设计手册》并根据汽车变速器中轴承的工作条件和轴颈直径初选输入轴的轴承型号为NUP204(原型号92204)，查表得代号为NUP204的圆柱滚子轴承， ，e=0.37,Y=1.6。
计算可得轴承的预期寿命：=10×300×8=24000h
下面校核轴承寿命
Ⅰ）、求水平面内支反力、和弯矩
+=

由以上两式可得=2330.24N，=974.35N
Ⅱ）、内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6

Ⅲ）、轴向力和
由于
所以左侧轴承被放松，右侧轴承被压紧

Ⅳ）、求当量动载荷
查机械设计课程设计得

所以左侧轴承X=1,Y=0.右侧轴承X=0.4,Y=0.4cotα=1.09
左侧径向当量动载荷
=2796.23N
校核轴承寿命
，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。

104976.85h，由于一挡为不常用挡，故合格。
右侧径向当量动载荷=5657.08
10014.72h，由于一挡为不常用挡，故合格。
5.2.2输出轴轴承校核
初选输出轴的轴承型号，由《机械设计手册》查得代号为GB283-87，对应的圆柱滚子轴承， ，e=0.37,Y=1.6。
计算可得轴承的预期寿命：=10×300×8=24000h
校核轴承寿命
Ⅰ）、求水平面齿轮径向力方向内支反力、和弯矩
+=

由以上两式可得2=2286.17N，=854.50N
Ⅱ）、内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6

Ⅲ）、轴向力和
由于
所以右侧轴承被放松，左侧轴承被压紧

Ⅳ）、求当量动载荷
查机械设计课程设计得

故左侧轴承X=0.4,Y=1.09,右侧轴承X=0.4,Y=1.09.
径向当量动载荷=5149.76N
左侧校核轴承寿命
，为寿命系数，球轴承=3；滚子轴承=10/3；
13736.177h ,一挡为不常用挡位，故该轴承合格
右侧校核轴承寿命=1344.62N
364791.9327h，合格。
第6章变速器同步器的设计
6.1同步器的结构
同步器分为常压式、惯性式和惯性增力式三种，在汽车变速器中常用惯性式同步器[22]。惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式等几种，根据结构要求本设计中采用的是惯性锁环式同步器，其结构如图6-1所示：

6.2同步器的工作原理
按照其工作原理，同步器换挡可分为三个阶段。第一阶段：结合套在受轴向力作用下推动结合套水平移动，受摩擦作用同时带动滑块和锁环移动，至锁环的锥形齿面与要结合的齿轮上锥形齿面接触。由于这时两部件旋转速度不同，两锥面之间存在角速度差。但同时又受轴向力作用，因此会产生摩擦力矩，使锁环相对结合套和滑块转过一个角度，至两者速度相同。接着，结合套与锁环齿端两锁止面接触，锁环阻止结合套的继续移动，同步器达到锁止要求。第二阶段：随着换挡力继续增加，受摩擦力作用齿轮与锁环之间的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步器同步过程结束。第三阶段：角速度相等后，两者在结合套作用下一起转动，摩擦力矩消失，受拨环力矩作用锁环自动回位，两锁止齿面分离，同步器解除锁止状态，最终完成换挡[22]。
6.3同步器主要参数的设计
6.3.1摩擦系数f
在汽车行驶过程中由于路况的不同，根据实际情况需要经常换挡，在当今拥堵的城市交通状况下，低档位区的换挡次数相对更多。而本设计中的换挡机构采用同步器换挡，这就意味着低档位同步器的工作十分频繁。为使换挡平稳、工作性能可靠，有足够的使用寿命。因此对其制造材料有严格的要求，通常情况下应当选用耐磨性能良好、抗疲劳强度高的材料作为原材料。同时为了获得较大的摩擦力矩，以便同步器能正常可靠地工作，同步环的材料除满足上述要求外，还要求有足够大的摩擦因数以保证工作性能稳定可靠。
而摩擦因数f受制造材料、润滑油种类、工作表面的粗糙度、温度等因素的影响。其中材料对其影响最大，因此必须合理选择材料，在设计中一般采用低碳合金钢制造，并将同步环的锥面与相应的齿轮做成一体，以便保证工作强度可靠。受工作强度的影响，为使摩擦因数变化不大以保证正常的工作，同步环结合齿的表面必须精加工处理，提高表面的粗糙度，同步环常选用强度高、耐磨性好、使用寿命长的黄铜合金制造。
试验表明以黄铜合金为材料制造的同步环在油中工作时摩擦因数f一般在0.15左右。而且摩擦因数对换挡时刻的长短有很大影响。摩擦因数大，两啮合齿达到同步时间短，可以缩短同步时间同时换挡还省力；摩擦因数小则既增加同步时间又换挡费力增加了驾驶员工作强度，同时也就失去同步器的作用。因此为破坏油膜，保证摩擦系数不变，在同步环环形内部专门加工有细螺纹及与螺纹垂直的泄油槽，来保证摩擦面之间的摩擦因数不变使结合齿之间有足够摩擦力矩[23]。
6.3.2同步环尺寸的确定
（1）同步环锥面的螺纹槽
汽车变速器同步环的螺纹槽如果顶部设计得窄些，则有利于破坏相结合摩擦锥面之间的油膜，使摩擦系数不变从而保证同步环之间的摩擦力矩不变使同步器正常工作。但也不宜设计的太窄，过窄则会增大接触面间的压强，使磨损加快、工作性能下降。此外螺纹的齿顶宽对摩擦系数f也有很大的影响，齿顶磨损的严重使接触面积减少摩擦系数下降，导致换挡困难，故应综合考虑设计齿顶宽度。但是如果螺纹槽设计得太大，会减少接触面积，增加磨损速度。查阅手册可知，一般汽车使用的尺寸如下图6-2，为保证满足设计要求，本设计中采用槽宽为3mm的6个轴向泄油槽。
（2）锥面半锥角α
同步器摩擦锥面半锥角α对摩擦力矩的影响很大，进而影响工作的可靠性。摩擦锥面半锥角α太大会减小摩擦力矩；锥面半锥角α太小则会产生自锁现象，影响同步器的正常工作。而避免自锁的条件是。试验表明在时不会出现咬住、卡死等不正常工作现象[22]。因此本设计中取锥面半锥角。
（3）摩擦锥面平均半径R
在变速器设计中，摩擦锥面平均半径R的大小对同步器与结合齿轮间产生的摩擦力矩有很大影响。受变速器整体参数及零件的尺寸的限制，摩擦锥面平均半径R不能取的太大。但是在满足设计条件的情况下，应该尽可能将R取的大些。
与摩擦锥面平均半径一样，同步环径向厚度也受机构布置上的限制，比如变速器中心距及相关零件在布置上的限制，因此同步环径向厚度不宜取很厚，但是也不能太薄，应该在保证同步环有足够的强度情况下取最合适的尺寸[22]。
6.3.3锁止角
锁止角是保证变速器正确换挡的必要条件，只有正确的锁止角才可以在两齿轮角速度达到相同时快速、准确的换挡。影响锁止角β选取的主要因素有摩擦因数f、锥面半锥角α和摩擦锥面的平均半径R[22]。一般情况下锁止角选取的值在26~46之间。本设计中选取锁止角为。
6.3.4同步器的同步时间t
汽车变速器中采用同步器换挡机构，一方面为了操纵方便、减轻驾驶员的工作强度；另一方面为了缩短换挡时间，提高车速。因此在同步器工作时，要求两个不同速的齿轮平稳快速的结合，以提高换挡速度。同步时间的因素有：两齿轮旋转的速度差、作用在同步器上的轴向力、同步器的结构等。一般情况下变速器轴的轴向力越大，同步时间减越短。但是轴向力受变速操纵杆作用力的影响，不同车型变速杆长度不一样，作用到手柄上的力也就不相同[22]。因此，同步时间t与车型有关，轿车变速器高档一般取,低档取。本设计的同步器也在此范围内选取。
6.3.5同步器的摩擦力矩
为保证在连接齿轮角速度完全相等以前不能进行换档且相同时不自动脱档，必须以理论数据计算摩擦力矩，以保证正确设计同步器锁环的锁止角。在换档的第一阶段，同步器处于空档位置，常温下润滑油对齿轮转速的阻力作用可忽略不计，假设汽车在平整干净的道路上行驶，且同步时间很短可忽略不计，此时在换档瞬间变速器输出端的速度不变，而输入端靠同步器环摩擦作用使速度与输出端相同[24]。
此时同步器的摩擦力矩为：

总结
传动机构用于汽车动力的输出，传动机构的正确匹配是汽车提高动力性与燃油经济性的前提。而变速器作为汽车传动系统中的主要部件，在汽车的行驶过程中发挥重要的作用。本次设计的变速器是基于桑塔纳轿车MT变速器的基本参数，同时参考原来的四档变速器设计方式，对五档变速器进行设计。同时对三个同步器的位置进行了调整，由原来的三个同步器分布在同一输出轴上，调整为2、3档同步器分布在输入轴上。同步器分布在不同的轴上可以缩小变速器的体积，使变速器结构更加紧凑。同时调整后可以降低输入轴应力分布，减少输入轴载荷，延长齿轮使用寿命。此方法在其他许多手动变速器车上已经采用。
本次设计的变速器其特点是：结构紧凑；加工工艺简单；采用常用的材料，价格低廉。为满足不同的工况要求，扭矩可以在很大范围变化，换挡机构采用惯性锁环式同步器，换挡时降低了噪声、减轻了驾驶员工作强度，且挂挡平稳、轮齿不易损坏，如图7-1。虽然同步器换挡增加了生产成本，但是随着汽车工业的发展，驾驶轻松、安全、舒适已经成为今后发展的趋势。采用同步器换挡可以增加汽车乘坐舒适度，减轻驾驶员工作强度，使齿轮传动更平稳，降低维修频率。因此综合各方面考虑现在大部分汽车变速器的换挡机构均采用同步器换挡。
在四档基础上设计的5+1档手动变速器，扩大了变速器传动比变化范围，提高了其使用的动力性和燃油经济性，更有利于适应如今拥挤的城市交通路况。对于乘用车两轴变速器，设计中首先通过发动机额定功率、排量等计算最大输出扭矩，确定各档齿轮的模数。然后设计档位数，根据中心距确定齿轮的基本参数，比如压力角、螺旋角、齿宽、齿形系数等，接着根据前面的数据计算变速器的各挡传动比。为满足中心距相同，同时避免低档主动齿轮根切需要对齿轮进行变位。接着根据齿轮选用的材料对齿轮进行校核，根据设计的轴颈，计算并选择轴承，对轴和轴承进行校核计算。最后对所用的同步器进行设计计算，并完成总体设计。
由于设计中考虑到经济性和实用性，并且设计时间较短没有设计工作经验。因此，会出现有些地方设计不合理，强度不足等问题。但是在今后从事变速器设计的过程中我会认真研究，以保证设计的变速器经济可靠。
这次设计是对我所学知识的一次综合考验，也是设计过程的一次锻炼。设计过程中综合运用所学专业知识，不断查阅使用文献资料，使我在设计方案论证、性能计算、产品设计与技术文件编制等方面得到了全面训练。这次设计为我的大学画上了圆满的句号，同时也是今后从事汽车设计的必要条件。

BSQ-0(变速器装配图)

BSQ-0-11(输入轴三档齿轮)

BSQ-0-38(变速器输出轴)