本次设计的题目是HLJIT5-200变速器设计。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成，其基本功用是改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作;在发动机曲轴旋转方向不变的前提下使汽车能倒退行驶；利用空挡中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。

采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。本设计论述了变速器的总体结构，在设计中完成了各挡齿轮和轴的计算和校核及CAD绘图等工作。

关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，第二轴，齿轮

ABSTRACT

The design of the subject is Nissan HLJIT5-200 thestrals sharpness triaxial type transmission design. Transmission of transmission mechanism and manipulate the transmission mechanism, its basic function is changed, expand the rotation drive transmission torque and speed range, in order to adapt to the changing conditions, also make the engine driving in the favorable conditions work, In the engine crankshaft direction invariable under the premise of driving the car can reverse, Use neutral interrupt power to make the engine can start, idle, and facilitate transmission shift or power output.

Using the transmission of transmission oart has two outstanding advantages: one is the direct transmission efficiency, the wear and tear of noise and minimum, The center distance of small gear cases can still get larger gear transmission. The transmission has five forward (including a overdrive five files) and one reverse, and through the lock ring type synchronizer to realize the shift. This design is discussed in the overall structure, design of the gear and finish the checking and calculating and axial CAD drawing, etc.

Key Words：Transmission, Locking ring type synchronizer,Gear ratio, Second axis, Gear

摘要I

ABSTRACTII

第1章绪论1

1.1 汽车变速器概述1

1.2汽车变速器设计的目的和意义1

1.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势2

1.3.1 变速器国内外的现状2

1.3.2 汽车变速器的发展趋势3

1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容3

1.4.1 手动变速器的特点3

1.4.2 手动变速器的设计要求4

1.4.3设计的主要内容4

第2章变速器传动机构布置方案确定6

2.1设计所依据的主要技术参数6

2.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择6

2.2.1两轴式变速器的特点分析6

2.2.2 中间轴式变速器特点分析7

2.2.3 倒挡布置方案分析8

2.2.4传动机构布置的其他问题9

2.3 零部件结构方案分析9

2.3.1 齿轮形式9

2.3.2 换挡机构形式10

2.3.3 防止自动脱挡的结构11

2.3.4 变速器轴承11

2.4 本设计所采用的传动机构布置方案11

2.5 本章小结12

第3章变速器主要参数的选择和齿数分配13

3.1 变速器各挡传动比的确定13

3.1.1 变速器最低挡传动比的确定13

3.1.2 变速器其他各挡传动比的确定14

3.2中心距的确定14

3.3变速器外形尺寸的初选15

3.4 变速器齿轮参数的选择15

3.4.1模数15

3.4.2 齿形、压力角及螺旋角16

3.4.3 齿宽16

3.4.4 齿顶高系数17

3.5 变速器各挡齿轮齿数的分配17

3.5.1 确定一挡齿轮的齿数17

3.5.2 对中心距进行修正18

3.5.3 确定常啮合齿轮的齿数19

3.5.4 确定其他各挡齿轮的齿数20

3.6 本章小结23

第4章变速器齿轮的设计计算24

4.1变速器齿轮的几何尺寸计算24

4.2 计算变速器各轴的扭矩和转速24

4.3 齿轮的强度计算和材料选择25

4.3.1 齿轮损坏的原因和形式25

4.3.2 齿轮的材料选择26

4.3.3 齿轮的强度计算27

4.4 本章小结39

第5章变速器轴和轴承的设计计算40

5.1初选变速器轴的轴径和轴长40

5.2 轴的结构设计41

5.3 变速器轴的强度计算41

5.3.1齿轮和轴上的受力计算41

5.3.2 轴的强度计算42

5.3.3 轴的刚度计算46

5.4变速器轴承的选择和校核49

5.4.1 第一轴轴承的选择和校核49

5.4.2 第二轴轴承的选择和校核50

5.4.3 中间轴轴承的选择和校核51

5.5 本章小结52

第6章同步器和操纵机构的设计选用53

6.1 同步器的设计选用53

6.1.1 锁环式同步器53

6.1.2 锁销式同步器54

6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定55

6.1.4 同步器主要参数的确定56

6.2 变速器操纵机构的设计选用58

6.2.1 变速器操纵机构的分类58

6.2.2 变速器常用操纵机构分析59

6.3 变速器箱体的设计60

6.4 本章小结61

第7章轴的有限元分析62

7.1 有限元基本理论简介62

7.2 有限元分析基本步骤62

7.3 变速器输出轴的有限元分析的主要步骤63

7.4 本章小结68

结论69

参考文献70

致谢71

附录A 外文文献72

附录B外文文献的中文翻译74

一、设计（论文）目的、意义

为了往复活塞式发动机的工作特性，满足消费者对汽车高性能、安全、可靠、舒适性的需求，所以对变速器的性能要求也更高。现代汽车上广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点，但其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，因此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器，以达到减速增矩的目的。手动变速器有成本低、可靠性高、维护简便的特点。

随着汽车对安全、节能、环保的不断重视，汽车变速器作为整车的一个关键部件，其产品的质量对整车的安全使用及整车性能的影响是非常大的，因而对汽车后桥进行有效的优化设计计算是非常必要的。

二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）

基本参数

驱动型式：4*2

总质量：2t

驱动桥满载：1T;

最高车速90km/h

最大爬坡：30%

设计5档三轴式变速器

设计的主要内容：

（1）研究汽车机械变速器的组成、结构与设计；

（2）建立有限元计算模型；

（3）研究汽车机械变速器的载荷；

（4）加载进行应力分析与结果分析；

（5）对汽车机械变速器的结构参数进行优化设计。

技术要求（研究方法）：

（1）要求研究汽车有限元分析、优化设计基本理论，并将其与机械制图、机械设计、材料力学、计算机软件等相关知识有机结合、熟练运用；

（2）要求运用CAD/CAM/CAE软件进行建模；

（3）运用有限元分析软件进行有限元静力学分析，重点进行弯曲强度分析；

（4）实现变速器参数的优化设计。

1.1 汽车变速器概述

变速器用于转变发动机曲轴的转矩和转速，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不同要求的需要。用变速器转变发动机转矩、转速的必要性在于内燃机转矩-转速变化特性的特点是具有相对小的对外部载荷改变的适应性[1]。

变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。

变速器按其传动比的改变方式可分为有级、无级和综合式的。有级变速器按其前进挡的挡位数分为三、四、五挡和多挡的；而按其轴中心线的位置又可分为固定轴线式、旋转轴线式和综合式的。固定轴式变速器又分为两轴式、三轴式和多轴式的。变速器按其操纵方式又可分为自动式、半自动式、预选式、指令式、直接操纵式和远距离操纵式[2]。

变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧措施以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同步器可使换挡轻便，无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双、中间轴变速器，后置常啮合传动齿轮、短第二轴的变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。

变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。

变速器都装有单向的通气阀以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底放油塞多放置磁铁以吸附油内铁屑。

1.2汽车变速器设计的目的和意义

现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速的变化范围很小，而复杂的使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器，用来改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在最有利的工况范围下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。变速器设计的目的就是为了满足上述的要求，使汽车在特定的工况下稳定的工作。[9]

变速器除了要能满足一定的使用要求外，还要保证使其和汽车能有很好的匹配性，可以提高汽车的动力性和经济性，保证发动机在有利的工况范围内工作提高汽车的使用寿命、降低能源消耗、减少汽车的使用噪声等。这就要求设计人员依据汽车的技术参数，合理的选择变速器的参数，使所设计的变速器能和整车具有很好的匹配性。

1.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势

1.3.1 变速器国内外的现状

早期的汽车传动系，从发动机到车轮之间的动力传动形式是很简单的。1892年法国制造出第一辆带有变速器的汽车。1921年英国人赫伯特·福鲁特采用耐用的摩擦材料进一步完善了变速器的性能。现代汽车变速器是1894年由法国人路易斯·雷纳·本哈特和艾米尔·拉瓦索尔推广使用的。目前为止，变速器经历了几个发展阶段，主要为：

1、手动变速器

手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内的不同的齿轮副工作。手动变速器又称手动齿轮式变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合达到变速变矩的目的[3]。手动变速器的换挡操作可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、故障率相对较低、价廉物美。

2、自动变速器

自动变速器是根据车速和负荷（油门踏板的行程）来进行双参数控制，挡位根据上面的两个参数来自动升降。自动变速器与手动变速器的共同点，就是二者都属于有级式变速器，只不过自动变速器可以根据车速的快慢来自动实现换挡，可以消除手动变速器“顿挫”的换挡感觉。

自动变速器是由液力变矩器、行星齿轮和液压操纵机构组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来达到变速变矩的目的。

3、无级变速器

无级变速器又称为连续变速式无级变速器。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化[3]。

4、无限变速式机械无级变速器（IVT）

无限变速式机械无级变速器与其它自动变速器的差别之一是不使用变矩器。变矩器的作用是通过油液介质将发动机动力传递给变速器，它的传递效率通常只有80%。IVT由于不使用变矩器，与其它变矩器比较，IVT具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工艺复杂造价高昂的金属传送带、结构简单、成本低等一系列优点，加上传递扭矩大，长时间使用也不会过度发热，不但使用于轿车，也使用于越野车，是一种新型变速器。手动变速器的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍微复杂且在工作时有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿圆柱齿轮所取代。当然，常啮合齿轮副的增多将导致旋转部分总惯性力矩的增大。

1.4.2 手动变速器的设计要求

(1)、正确选择变速器的挡位数和传动比，使其和发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性和经济性；

(2)、设置空挡以保证汽车在必要时能将发动机和传动系长时间分离，设置倒挡使汽车能倒退行驶；

(3)、操纵简单、方便、迅速、省力；

(4)、传动效率高，工作平稳、无噪声；

(5)、体积小、质量轻、承载能力强，工作可靠；

(6)、制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；

(7)、贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；

(8)、需要时应设置动力输出装置。

1.4.3设计的主要内容

通过变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动变速器。本文主要完成下面一些主要工作：

（1）研究汽车机械变速器的组成、结构与设计；

（2）建立有限元计算模型；

（3）研究汽车机械变速器的载荷；

（4）加载进行应力分析与结果分析；

（5）对汽车机械变速器的结构参数进行优化设计

第2章变速器传动机构布置方案确定

2.1设计所依据的主要技术参数

本设计是根据一款轻型客车汽车变速器，其具体参数如表2.1。

表2.1 主要技术参数

发动机最大功率80kw车轮型号165/60 R14

发动机最大转矩200Nm最大功率时转速3000 r/min

最大转矩时转速1600~1800r/min最高车速90km/h

总质量2000kg整备质量1000kg

2.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择

有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，具有高的传动效率（η=0.96～0.98），因此在各种类型的汽车上均得到了广泛的应用。

通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进挡；重型载货汽车和重型越野车则采用多挡变速器，其前进挡位数多大6～16个甚至20个。变速器挡位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但挡位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。

某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于1（约为0.7～0.8）的超速挡，可充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。

有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。

两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。

2.2.1两轴式变速器的特点分析

与中间轴式变速器相比较，两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高挡外其他各挡的传动效率高、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、操纵性好且可使汽车质量减少6%～10%。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系的结构简单。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。

如图2.1a～c所示为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。图2.1c中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；图2-1a所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。

变速器第一轴.gif

第二轴.gif

第二轴一挡齿轮.gif

第二轴一档齿轮.gif

两齿一轴.gif

中间轴.gif

装配图.gif

内容简介：: SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名穆明系部汽车工程系专业、班级车辆工程07-10指导教师姓名崔宏耀职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称HLJIT5-200变速器设计一、课题研究现状,选题的目的、意义1、目的和意义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。变速器是汽车的重要部件之一，主要是在汽车行进过程中改变传动比，从而改变汽车的行驶速度和驱动轮上的转矩，以适应变化的行驶条件；或利用倒档实现汽车的倒向行驶；在发动机不熄火的情况下利用空挡中断动力传递，便于汽车起动、怠速、换挡、和动力输出。它由几十个零件组成，零件之间的装配关系复杂。因此变速器的设计需要较长的时间和反复的实验。为了缩短设计周期和降低成本，基于CAD软件平台实现变速器的辅助设计是现代制造技术的必要手段。对于车辆工程专业的本科学生，通过本毕业设计可以充分复习所学知识，并能提高计算机及软件使用水平，为以后的工作打下坚实基础。本设计的目的就是以我国现今发展情况探讨开发一种适合我国国情、满足家庭使用的中小型、经济实用、发动机前置前驱动的一种变速器。2、国内外研究现状、发展，趋势距1894年，一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器至今，汽车变速器已经经过了一百多年的发展。变速器为汽车重要的组成部分，是承担放大发动机扭矩，配合引擎功扭特性，实现理想动力传递，从而适应各种路况实现汽车行驶的主要装置。如今,变速器的设计和制造广泛采用CAD、CAE和CAM技术，这些计算机辅助技术不仅仅节省了在设计研究过程中的时间，更解决了在研发过程中的成本问题，各大汽车制造厂家也纷纷引进技术，使计算机应用到汽车生产研发的过程中去。在对汽车变速器的三维设计中,目前仍主要采用自底向上设计方法,即先对组成总成概念设计模型的零件进行详细的几何结构设计,然后再对其结构零件进行装配。这种设计方法的缺陷是所开发的产品不仅缺乏整机设计标准和设计要求的继承性, 而且在整个设计阶段一些重要的产品设计信息、零部件信息没有得到很好的建立和控制, 一旦发现问题修改起来相当困难。而工程技术人员通常的设计过程是一个由抽象到具体的逐步细化过程,是一个自顶层向底层的逐步分解细化和求解的过程。其中的结构设计一般是先设计装配图,再设计零件图, 装配图和零件图是相互关联的。这种设计流程叫做自顶而下的设计。比如通过将虚拟样机技术中软件协同方法应用于虚拟装配的研究中，实现了在产品的设计阶段以较少的时间和精力进行虚拟装配，并从静态和动态两方面对装配结果进行了验证，得到可靠的装配检查结果。从而减少虚拟样机的建模时间，增加模型的可信度，提高产品质量，加快产品上市的时间，这种技术就是基于在计算机辅助设计、分析和制造的基础上进行的研究。再如对具体的齿轮进行几何精度计算设计完成后,在计算机辅助设计、分析和制造软件中调用绘图软件进行自动绘图,生成各级齿轮的平面二维图形。所有图形基本不需要任何修改即可用于生产。而且所有齿轮的参数、尺寸,包括技术要求均能在图纸中自动标注,无须手工输入。所以当今对汽车的设计很大程度上依赖于计算机的相关软件。由于对自动变速器良好性能的逐渐认识，用户的需求量也越来越大，使国内汽车企业加快了对自动变速器的发展步伐。近几年我国大量进口和合资生产的中高档轿车中，据统计价格在14万元以上的轿车绝大部分装有自动变速器，这对自动变速器的设计制造、匹配与维修提出迫切要求，因此这就要求我们这些汽车专业人员对汽车自动变速器的结构和工作原理有较为深刻的了解和掌握。由于自动变速器结构复杂，专业技术要求高，仅靠传统的理论学习方法很难保证对它的了解和掌握，需要一种适用于科研教育机构使用的自动变速器实验设备，应用于教学实践，可使学生自行操作、练习，既充分利用设备又能加深学生对相关知识的理解，使学生综合运用知识的能力和技能得以提高。二、设计（论文）的基本内容,拟解决的主要问题(一) 主要研究内容本课题的主要内容是研制开发中小型前轮驱动轿车变速器的方案和各系统的设计，计算和校对.结合国外汽车设计的一些先进技术和国内专家们做过的一些工作，对前驱动轿车变速器的设计给出了详细的方法和较为合理的理论，本文主要预计做的工作包括以下几方面：1)总体方案分析根据所开发车型的关键所在，要全面考虑所有方面，包括可行性、经济性、安全性、舒适性、操纵稳定性、平顺性、动力性、高速性等一系列问题，才能使你开发出的车在市场上有竞争力，才能被人们所接受。2) 变速器总体布置，确定系统的性能参数总体方案出台后，就要对变速器进行总体布置，确定各系统参数，根据各系统性能的需要开始设计各系统。3)传动系统的设计传动系统的布置和组成取决于发动机的结构形式、布置位置和车辆的驱动形式.因为该车型采用前置前驱动形式，发动机的动力通过离合器和变速器后输出，并直接带动前桥，这样传动系省去了一根传动轴，同时离合器和变速器可以与发动机制成一体，从而使总体结构非常紧凑，这种结构的关键在于等速万向节的设计与选取.本文对此加以探讨，给出合理的设计原则。4)变速器结构设计与计算变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机再最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。(二）拟解决的主要问题1）变速器的挡数，各挡传动比的设计2）齿轮，轴等零件的尺寸和参数设计3）齿轮，轴等的强度校核4）利用计算机绘制各零件图及装配图三、技术路线（研究方法）调研和收集资料确定变速器的设计方案掌握变速器设计过程根据整车要求确定汽车变速器的设计参数计算变速器各项参数及关键齿轮及轴的强度校核完成CAD装配图、零件图完成设计说明书四、进度安排（1）调研、资料收集、完成开题报告第2周（2）整体方案设计，完成结构示意图（手绘）第3周（3）结构设计计算，有限元分析，4-8周（4）绘制设计图9-12周（5）编写设计说明书13周（6）毕业设计（论文）审核、修改第14、15周（7）毕业设计（论文）答辩准备及答辩第16周五、参考文献1 刘惟信汽车设计J清华大学出版社，2001，72 汽车工程师手册汽车工程师手册编辑委员会J人民交通出版社，2001，53 陈家瑞汽车构造（下）J机械工业出版社，2005，84 王望予汽车设计第四版J机械工业出版社，2006，85 余志生汽车理论J机械工业出版社c：2006，56 周松鹤工程力学机械工业出版社，2004，87 濮良贵，纪名刚机械设计J高等教育出版社：2001，68刘品,李哲机械精度设计与检测基础M.哈尔滨工业大学出版社，2005.1.9汪斌汽车变速器技术的发展与展望 J.汽车研究与开发,2005.10赵桂范，郑德林，郭岩汽车设计J.哈尔滨工业大学出版社，1994.6.11中外汽车构造图册(底盘分册) M. 吉林科学技术出版社，1995.1.12中国第一汽车集团公司汽车产品构造图册. 人民交通出版社，1999.813sebulke a the two-mass flywheel-a torsional vibration damper for the power train of passenger carsstate of the art and further technical development (SAE870394).SAE transactions.1987:89-9814Yasuo shimizu ,Toshitake kawai. Development of electric power steering . SAE paper no. 1994,15(3,4,5:243-254)六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计摘要本次设计的题目是 HLJIT5-200 变速器设计。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成，其基本功用是改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作;在发动机曲轴旋转方向不变的前提下使汽车能倒退行驶；利用空挡中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。本设计论述了变速器的总体结构，在设计中完成了各挡齿轮和轴的计算和校核及 CAD 绘图等工作。关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，第二轴，齿轮黑龙江工程学院本科生毕业设计I ABSTRACTThe design of the subject is Nissan HLJIT5-200 thestrals sharpness triaxial type transmission design. Transmission of transmission mechanism and manipulate the transmission mechanism, its basic function is changed, expand the rotation drive transmission torque and speed range, in order to adapt to the changing conditions, also make the engine driving in the favorable conditions work, In the engine crankshaft direction invariable under the premise of driving the car can reverse, Use neutral interrupt power to make the engine can start, idle, and facilitate transmission shift or power output.Using the transmission of transmission oart has two outstanding advantages: one is the direct transmission efficiency, the wear and tear of noise and minimum, The center distance of small gear cases can still get larger gear transmission. The transmission has five forward (including a overdrive five files) and one reverse, and through the lock ring type synchronizer to realize the shift. This design is discussed in the overall structure, design of the gear and finish the checking and calculating and axial CAD drawing, etc.Key Words：Transmission, Locking ring type synchronizer,Gear ratio, Second axis, Gear黑龙江工程学院本科生毕业设计II目录摘要 .IABSTRACT.II第 1 章绪论.11.1 汽车变速器概述 .11.2 汽车变速器设计的目的和意义.11.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势 .2 1.3.1 变速器国内外的现状.2 1.3.2 汽车变速器的发展趋势.31.4 手动变速器的特点和设计要求及内容 .3 1.4.1 手动变速器的特点.3 1.4.2 手动变速器的设计要求.4 1.4.3 设计的主要内容 .4第 2 章变速器传动机构布置方案确定.62.1 设计所依据的主要技术参数.62.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择 .6 2.2.1 两轴式变速器的特点分析 .6 2.2.2 中间轴式变速器特点分析.7 2.2.3 倒挡布置方案分析.8 2.2.4 传动机构布置的其他问题 .92.3 零部件结构方案分析 .9 2.3.1 齿轮形式.9 2.3.2 换挡机构形式.10 2.3.3 防止自动脱挡的结构.11 2.3.4 变速器轴承.112.4 本设计所采用的传动机构布置方案 .11黑龙江工程学院本科生毕业设计III2.5 本章小结 .12第 3 章变速器主要参数的选择和齿数分配.133.1 变速器各挡传动比的确定 .13 3.1.1 变速器最低挡传动比的确定.13 3.1.2 变速器其他各挡传动比的确定.143.2 中心距的确定.143.3 变速器外形尺寸的初选.153.4 变速器齿轮参数的选择 .15 3.4.1 模数 .15 3.4.2 齿形、压力角及螺旋角.16 3.4.3 齿宽.16 3.4.4 齿顶高系数.173.5 变速器各挡齿轮齿数的分配 .17 3.5.1 确定一挡齿轮的齿数.17 3.5.2 对中心距进行修正.18 3.5.3 确定常啮合齿轮的齿数.19 3.5.4 确定其他各挡齿轮的齿数.203.6 本章小结 .23第 4 章变速器齿轮的设计计算.244.1 变速器齿轮的几何尺寸计算.244.2 计算变速器各轴的扭矩和转速 .244.3 齿轮的强度计算和材料选择 .25 4.3.1 齿轮损坏的原因和形式.25 4.3.2 齿轮的材料选择.26 4.3.3 齿轮的强度计算.274.4 本章小结 .39第 5 章变速器轴和轴承的设计计算.405.1 初选变速器轴的轴径和轴长.405.2 轴的结构设计 .41黑龙江工程学院本科生毕业设计IV5.3 变速器轴的强度计算 .41 5.3.1 齿轮和轴上的受力计算 .41 5.3.2 轴的强度计算.42 5.3.3 轴的刚度计算.465.4 变速器轴承的选择和校核.49 5.4.1 第一轴轴承的选择和校核.49 5.4.2 第二轴轴承的选择和校核.50 5.4.3 中间轴轴承的选择和校核.515.5 本章小结 .52第 6 章同步器和操纵机构的设计选用.536.1 同步器的设计选用 .53 6.1.1 锁环式同步器.53 6.1.2 锁销式同步器.54 6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定.55 6.1.4 同步器主要参数的确定.566.2 变速器操纵机构的设计选用 .58 6.2.1 变速器操纵机构的分类.58 6.2.2 变速器常用操纵机构分析.596.3 变速器箱体的设计 .606.4 本章小结 .61第 7 章轴的有限元分析.627.1 有限元基本理论简介 .627.2 有限元分析基本步骤 .627.3 变速器输出轴的有限元分析的主要步骤 .637.4 本章小结 .68结论.69参考文献.70致谢.71黑龙江工程学院本科生毕业设计V附录 A 外文文献.72附录 B 外文文献的中文翻译.74黑龙江工程学院本科生毕业设计第 1 章绪论1.1 汽车变速器概述变速器用于转变发动机曲轴的转矩和转速，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不同要求的需要。用变速器转变发动机转矩、转速的必要性在于内燃机转矩-转速变化特性的特点是具有相对小的对外部载荷改变的适应性1。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。变速器按其传动比的改变方式可分为有级、无级和综合式的。有级变速器按其前进挡的挡位数分为三、四、五挡和多挡的；而按其轴中心线的位置又可分为固定轴线式、旋转轴线式和综合式的。固定轴式变速器又分为两轴式、三轴式和多轴式的。变速器按其操纵方式又可分为自动式、半自动式、预选式、指令式、直接操纵式和远距离操纵式2。变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧措施以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同步器可使换挡轻便，无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双、中间轴变速器，后置常啮合传动齿轮、短第二轴的变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。变速器都装有单向的通气阀以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底放油塞多放置磁铁以吸附油内铁屑。1.2 汽车变速器设计的目的和意义现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速的变化范围很小，而复杂的使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在黑龙江工程学院本科生毕业设计传动系统中设置了变速器，用来改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在最有利的工况范围下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。变速器设计的目的就是为了满足上述的要求，使汽车在特定的工况下稳定的工作。9变速器除了要能满足一定的使用要求外，还要保证使其和汽车能有很好的匹配性，可以提高汽车的动力性和经济性，保证发动机在有利的工况范围内工作提高汽车的使用寿命、降低能源消耗、减少汽车的使用噪声等。这就要求设计人员依据汽车的技术参数，合理的选择变速器的参数，使所设计的变速器能和整车具有很好的匹配性。1.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势1.3.1 变速器国内外的现状早期的汽车传动系，从发动机到车轮之间的动力传动形式是很简单的。1892 年法国制造出第一辆带有变速器的汽车。1921 年英国人赫伯特福鲁特采用耐用的摩擦材料进一步完善了变速器的性能。现代汽车变速器是 1894 年由法国人路易斯雷纳本哈特和艾米尔拉瓦索尔推广使用的。目前为止，变速器经历了几个发展阶段，主要为：1、手动变速器手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内的不同的齿轮副工作。手动变速器又称手动齿轮式变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合达到变速变矩的目的3。手动变速器的换挡操作可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、故障率相对较低、价廉物美。2、自动变速器自动变速器是根据车速和负荷（油门踏板的行程）来进行双参数控制，挡位根据上面的两个参数来自动升降。自动变速器与手动变速器的共同点，就是二者都属于有级式变速器，只不过自动变速器可以根据车速的快慢来自动实现换挡，可以消除手动变速器“顿挫”的换挡感觉。自动变速器是由液力变矩器、行星齿轮和液压操纵机构组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来达到变速变矩的目的。3、无级变速器无级变速器又称为连续变速式无级变速器。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行黑龙江工程学院本科生毕业设计变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化3。4、无限变速式机械无级变速器（IVT）无限变速式机械无级变速器与其它自动变速器的差别之一是不使用变矩器。变矩器的作用是通过油液介质将发动机动力传递给变速器，它的传递效率通常只有80%。IVT 由于不使用变矩器，与其它变矩器比较，IVT 具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工艺复杂造价高昂的金属传送带、结构简单、成本低等一系列优点，加上传递扭矩大，长时间使用也不会过度发热，不但使用于轿车，也使用于越野车，是一种新型变速器。1.3.2 汽车变速器的发展趋势回顾汽车变速器的发展可以清楚的知道，变速器作为汽车传动系统的重要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一个重要依据。现代汽车变速器的发展趋势，是向着可调自动变速器或无级变速器的方向发展。自动变速器多挡化虽能扩大自动变速的范围，但它并非安全迅速。理想的无级变速器是在整个传动范围内能连续的、无挡比的切换变速比，是变速器始终按最佳换挡规律自动变速。无级化是对自动变速器的理想追求。现代无级变速器传动效率提高，变速反应快、油耗低。随着电子技术的发展，变速器的自动控制进一步完善，在各种使用工况下能实现发动机与传动系的最佳匹配，控制更加精确、有效，性能价格比大大提高。无级变速器装有自动控制装置，行车中可以根据车速自动调整挡位，无需人工操作，省去了换挡及踩踏离合器踏板的操作。其不足之处在于价格昂贵、维修费用很高，而且使用起来比手动挡车费油，尤其是低速行驶或堵车中走走停停时，更会增大油耗7。当今世界各大汽车公司对无级变速器的研究都十分活跃。不久的将来，随着电子控制技术的进一步完善，电子控制式的无级变速器可望得到广泛的发展和应用。1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容1.4.1 手动变速器的特点手动变速器的挡数通常在 6 挡以下，当挡数超过 6 挡时，可以在 6 挡以下的主变速器的基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般采用 4-5 个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车多用 5 个挡。商用车变速器采用 4-5 个挡或多挡。载质量在 2.0-3.5t 的货车采用五挡变速器，载质量在 4.0-8.0t 的货车采用六黑龙江工程学院本科生毕业设计挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野车上6。某些汽车的变速器，设置有用在良好的路面上轻载或空车驾驶的场合的超速挡，超速挡的传动比小于 1。采用超速挡，可以提高汽车的燃油经济性。但是如果发动机功率不高，则超速挡使用频率很低，节油效果不显著，甚至影响汽车的动力性。从传动机构布置上来说，目前，两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。三轴式变速器的第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递转矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也仅传递转矩。因此，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也最小，因为直接挡的利用率要高于其它挡位，因此提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴和第二轴之间的距离（中心距）不大的情况下，一挡仍有较大的传动比；挡位高的齿轮采用长啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用或不采用长啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其它挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。手动变速器的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍微复杂且在工作时有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿圆柱齿轮所取代。当然，常啮合齿轮副的增多将导致旋转部分总惯性力矩的增大。1.4.2 手动变速器的设计要求(1)、正确选择变速器的挡位数和传动比，使其和发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性和经济性；(2)、设置空挡以保证汽车在必要时能将发动机和传动系长时间分离，设置倒挡使汽车能倒退行驶；(3)、操纵简单、方便、迅速、省力；(4)、传动效率高，工作平稳、无噪声；(5)、体积小、质量轻、承载能力强，工作可靠；(6)、制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；(7)、贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；(8)、需要时应设置动力输出装置。黑龙江工程学院本科生毕业设计1.4.3 设计的主要内容通过变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动变速器。本文主要完成下面一些主要工作：（1）研究汽车机械变速器的组成、结构与设计；（2）建立有限元计算模型；（3）研究汽车机械变速器的载荷；（4）加载进行应力分析与结果分析；（5）对汽车机械变速器的结构参数进行优化设计黑龙江工程学院本科生毕业设计第 2 章变速器传动机构布置方案确定2.1 设计所依据的主要技术参数本设计是根据一款轻型客车汽车变速器，其具体参数如表 2.1。表 2.1 主要技术参数发动机最大功率80kw车轮型号165/60 R14发动机最大转矩200Nm最大功率时转速3000 r/min最大转矩时转速16001800r/min最高车速90km/h总质量2000kg整备质量1000kg2.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，具有高的传动效率（=0.960.98），因此在各种类型的汽车上均得到了广泛的应用。通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进挡；重型载货汽车和重型越野车则采用多挡变速器，其前进挡位数多大 616 个甚至 20 个。变速器挡位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但挡位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于 1（约为 0.70.8）的超速挡，可充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为 1 的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。2.2.1 两轴式变速器的特点分析与中间轴式变速器相比较，两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高挡外其他各挡黑龙江工程学院本科生毕业设计的传动效率高、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、操纵性好且可使汽车质量减少 6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系的结构简单。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。如图 2.1ac 所示为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。图 2.1c 中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；图 2-1a 所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。图 2.1 两轴式变速器传动方案2.2.2 中间轴式变速器特点分析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客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机的飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。如图 2.2ad 所示为中间轴式变速器的传动方案，其中 ab 为中间轴式五挡变速器，cd 为中间轴式六挡变速器的传动方案。中间轴式变速器的共同特点为：变速器第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保证两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达到 90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率要高于其他挡位，因而提高了变速器的使用寿黑龙江工程学院本科生毕业设计图 2.2 中间轴式变速器传动方案命；在其他前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案件中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或接合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或接合套换挡，各挡同步器或接合套多数情况下装在第二轴上。在除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。以上各方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡形式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡2.2.3 倒挡布置方案分析如图 2.3 所示为常见的倒挡布置方案。图 2.3b 方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 2.3c 方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2.3d 方案对 2.3c 的缺点做了修改。图 2.3e 所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2.3f 的方黑龙江工程学院本科生毕业设计案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2.3g 所示方案；其缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良情况，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴具有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。图 2.3 倒挡布置方案 2.2.4 传动机构布置的其他问题常用挡位的齿轮因接触应力过高而易造成表面点蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的两端支承中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高齿轮寿命7。某些汽车的变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于 1的超速挡，能够更充分的利用发动机的功率，使汽车行驶 1Km 所需发动机曲轴的总黑龙江工程学院本科生毕业设计转数减少，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速挡会使传动效率降低、工作噪声增加。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数、每分钟转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮和壳体等零件的制造精度等8。2.3 零部件结构方案分析2.3.1 齿轮形式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍有复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。2.3.2 换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器）才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点；但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡已很少使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器比较还有结构简单、制造容易、能够减低制造成本及减小变速器长度等优点。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，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。同上述两种换挡方法比较，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。利用黑龙江工程学院本科生毕业设计同步器换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便发，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。2.3.3 防止自动脱挡的结构图 2.4 防止自动脱挡的结构措施自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：1、将两接合齿的啮合位置错开，如图 2.4a 所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的 13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。2、将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下 0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图 2.4b 所示。3、将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 2。3。），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图 2.4c 所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。2.3.4 变速器轴承变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 620mm9。2.4 本设计所采用的传动机构布置方案在本次设计中采用 5+1 挡中间轴式变速器。采用如图 2.5 所示的传动机构布置方黑龙江工程学院本科生毕业设计案。其中齿轮结构形式斜齿圆柱齿轮；换挡机构形式为环式同步器的方案。图 2.5 变速器传动机构布置方案2.5 本章小结本章主要依据变速器几种常见的传动机构布置方案，对两轴式和中间轴式的变速器的结构特点作了简要说明，分析了各种方案的优缺点，同时介绍了几种常见的倒挡机构布置方案，并比较了各个方案的优缺点。在零部件的选择部分，对变速器齿轮、换挡机构的形式和变速器防止自动脱挡的结构进行了分析和说明。最后结合本次设计所依据车辆的主要技术参数，选择了本设计的传动机构布置方案和零、部件的结构形式，作为以后各章节设计的基础。黑龙江工程学院本科生毕业设计第 3 章变速器主要参数的选择和齿数分配 3.1 变速器各挡传动比的确定3.1.1 变速器最低挡传动比的确定在选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力10。故有maxmaxmax01maxsincosmgfmgriiTrTge则由最大爬坡度要求的变速器 1 挡传动比为 (3.1)TergiTrfmgi0maxmaxmax1)sincos(式中：汽车总质量，m=2000 Kg；m重力加速度，m/s2；g8 . 9g道路附着系数，；f015. 0f驱动车轮的滚动半径，=205 mm；rrrr发动机最大转矩，=200 NMmaxeTmaxeT主减速比，=2.4；0i0i汽车传动系的传动效率，。T85. 0T将各数据代入式(3.1)中得87. 285. 04 . 2200205. 0)7 .16sin7 .16cos015. 0(8 . 92000)sincos(0maxmaxmax1TergiTrfmgi根据驱动车轮与路面的附着条件201maxGriiTrTge可求得变速器一挡传动比为黑龙江工程学院本科生毕业设计 (3.2)TergiTrGi0max21式中：汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，Kg；2G10002G 道路的附着系数，计算时取；5 . 06 . 0其他参数同式(3.1)。将各数据代入式(3.2)得81. 385. 04 . 2200205. 08 . 08 . 910000max21TergiTrGi通过以上计算可得到 2.873.81，在本设计中，取。1gi8 . 31gi3.1.2 变速器其他各挡传动比的确定变速器的四挡为直接挡，其传动比为 1.0，中间挡的传动比理论上按公比(其中 n 为挡位数)的几何级数排列，实际上与理论值略有出入。111minmaxngngnggiiiiq将各数代入式中得56. 118 . 314q则变速器其他各挡的传动比为642. 056. 18 . 3156. 18 . 3436. 256. 18 . 34415221312qiiqiiqiigggggg3.2 中心距的确定对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距；对两A轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距。它是A一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。还有，变速器中心取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏11。黑龙江工程学院本科生毕业设计中间轴式变速器的中心距(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式A初选，经验公式为 (3.3)31maxggeAiTKA式中：中心距系数，乘用车：，商用车：；AK3 . 99 . 8 KA6 . 96 . 8 KA发动机的最大转矩(Nm)；maxeT变速器一挡传动比；1gi变速器的传动效率，取 96%。g将各数代入式(3.3)中得331max96. 08 . 32003 . 99 . 8iTKAggeA =89.1793.18mm故可初选中心距mm。90A3.3 变速器外形尺寸的初选变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的有变速器的挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。实际初可根据中心距离的尺寸参照下列关系初选。A乘用车变速器壳体的轴向尺寸为。A 4 . 30 . 3商用车变速器的轴向尺寸为：四挡：五挡；六挡 A7 . 22 . 2A0 . 37 . 2A 5 . 32 . 3所以本设计变速器的轴向尺寸可初选为mm，取整30627090)4 . 30 . 3(4 . 3Amm。290A变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。3.4 变速器齿轮参数的选择 3.4.1 模数齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所确定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对乘用车很重要，而对商用车则更应重视减小其质量。变速器用齿轮模数的范围如表 3.1。所选模数应符合国家标准 GB/T13571987 的规定，在本设计中所有齿轮模数选黑龙江工程学院本科生毕业设计择 2.25。同步器的接合齿和啮合套多采用渐开线齿形。由于工艺上的考虑，同一变速器中的结合齿采用同一模数。其选取的范围是：轿车及轻、中型货车为 23.5；重型货车为 3.55。选取较小模数并增多齿数有利于换挡。所选模数应符合国家标准12。此处取 2.25mm。表 3.1 汽车变速器齿轮的法向模数nm乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量/tam车型1.0V 1.61.6V 2.56.014.0am14.0am模数/mmnm2.252.752.753.003.504.504.506.003.4.2 齿形、压力角及螺旋角汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表 3.2 选取。表 3.2 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形，5 .1415165 .162545一般货车GB1356-78 规定的标准齿形201826重型车GB1356-78 规定的标准齿形低挡、倒挡齿轮，5 .2225小螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。在齿轮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。实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以 1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。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。压力角初选203.4.3 齿宽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。通常可以根据齿轮模数来选择齿宽 b。 (3.4)ncmkb 黑龙江工程学院本科生毕业设计式中：齿宽系数，直齿轮取，斜齿轮取；ck0 . 74 . 4 kc6 . 80 . 7 kc法面模数。nm3.4.4 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。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80 的短齿制齿轮。我国规定，齿顶高系数取为 1.00。3.5 变速器各挡齿轮齿数的分配在初选了变速器的挡位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各挡齿轮的齿数进行分配。所设计的变速器的传动简图如图 3.1 所示。3.5.1 确定一挡齿轮的齿数初选一挡螺旋角3087已知一挡传动比，且 1gi87121zzzzig为了确定，的齿数，先求齿数和7z8zz直齿轮 (3.5)mAz2斜齿轮 (3.6)nmAz87cos2由于一挡齿轮为斜齿轮，故可用式(3.6)计算。代入数据后得=5296.51330cos902cos287nmAz计算后应取为整数，然后再进行大、小齿轮齿数的分配，中间轴上小齿轮的z最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸和齿轮齿数要统一考虑。为避免根切、增加强度，一挡小齿轮应为变位齿轮。中间轴式变速器一挡传动比时，中间轴上一挡齿轮的齿数可在之间选取；8 . 35 . 31ig171512z可在 1217 之间选用13。则可取52z黑龙江工程学院本科生毕业设计取一挡小齿轮齿数 178z35175187zzz1- 第一轴常啮合齿轮；2-中间轴常啮合齿轮；3-第二轴三挡齿轮；4-中间轴三挡齿轮；5-第二轴二挡齿轮；6-中间轴二挡齿轮；7-第二轴一挡齿轮；8-中间轴一挡齿轮；9-第二轴五挡齿轮；10-中间轴五挡齿轮；11-第二轴倒挡齿轮；12-中间轴倒挡齿轮；13-倒挡中间齿轮图 3.1 变速器传动简图3.5.2 对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和zz齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的AA依据，故中心距变为mm06.9030cos2352cos28787nmzzA黑龙江工程学院本科生毕业设计对中心距进行取整，取中心距mm。90A 由于调整后中心距发生了变化，所以需对一挡齿轮进行变位。中心距变动系数为 02. 0mAAy啮合角为 939. 020cos06.9090coscosAA1 .20查变位系数线图得变位系数之和为 0x而齿轮齿数比为 06. 21735u故可以分配变位系数得，。1 . 07x1 . 08x根据所确定的齿数，一挡齿轮精确的螺旋角的值为 93.2990233517arccos2arccos8787Amzzn3.5.3 确定常啮合齿轮的齿数由式得87121zzzzig78112zzizzg因常啮合齿轮副与 1 挡齿轮副以及其它各挡齿轮副的中心距相同，故由式(3.5)可得nmAzz2121cos263.55322cos902cos2746. 135178 . 3212178112ngmAzzzzizz联立求解并将、取整数后得1z2z，201z362z71. 31735203687121zzzzig黑龙江工程学院本科生毕业设计11ggii故齿轮齿数不需调整。mm6 .9022cos2356cos22121nmzzA 由于调整后中心距发生了变化，所以需对常啮合齿轮进行角度变位。中心距变动系数为 2 . 0mAAy啮合角为 933. 020cos6 .9090coscosAA02.21查变位系数线图得变位系数之和为 3 . 0x而齿轮齿数比为 52. 12335u故可以分配变位系数得，。35. 01x05. 02x根据所确定的齿数，常啮合齿轮精确的螺旋角的值为 04.2190233620arccos2arccos2121Amzzn3.5.4 确定其他各挡齿轮的齿数1、确定二挡齿轮的齿数二挡齿轮为斜齿轮，则有353. 13620436. 221265zzizzg81.54324cos902cos26565nmAzz联立求解，并对齿数取整后得，325z236z由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力 6521265211tantanzzzzz黑龙江工程学院本科生毕业设计中心距为 mm3 .9024cos232332cos26565nmzzA由于调整后中心距发生了变化，所以需对二挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为 1 . 03903 .90nmAAy啮合角为 9366. 020cos3 .9090coscosAA 5 .20齿轮总变位系数为19. 020tan2205 .202134tan2,65invinvinvinvzzx齿轮齿数比为 62. 12134u变位系数可分配为，。02. 05x15. 06x2、确定三挡齿轮的齿数三挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有21343zzizzgnmAzz4343cos2由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式 4321243211tantanzzzzz求解上述三式，取整得，。263z304z04.204356. 13026203643123zzzzig33ggii故齿轮齿数不需调整。黑龙江工程学院本科生毕业设计mm62.894 .20cos2356cos24343nmzzA 由于调整后中心距发生了变化，所以需对三挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为 126. 0mAAy啮合角为 936. 020cos621.8990coscosAA65.20查变位系数线图得变位系数之和为 08. 0x而齿轮齿数比为 154. 12630u故可以分配变位系数得，。01. 03x07. 04x3、确定五挡齿轮的齿数五挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有215109zzizzgnmAzz109109cos2由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式 109212109211tantanzzzzz求解上述三式，取整得，。149z3910z 24109923. 039202036109125zzzzig55ggii故齿轮齿数不需调整。mm22.8924cos2353cos2109109nmzzA 由于调整后中心距发生了变化，所以需对五挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为黑龙江工程学院本科生毕业设计258. 0mAAy啮合角为 932. 020cos9022.89coscosAA3 .21查变位系数线图得变位系数之和为 1 . 0x而齿轮齿数比为 79. 21439u故可以分配变位系数得，。15. 09x25. 010x4、倒挡齿轮的设计和齿数确定通常 1 挡与倒挡齿轮选用同一模数，故倒挡齿轮的模数可以取为 2.25。取倒挡中间齿轮 13 的齿数取。中间轴倒挡齿轮的齿数取为，倒挡时的传动比3313z1812z为。5 . 3Ri 5 . 31311121312zzzzzziR第二轴倒挡齿轮的齿数为41.4，取41。11z11z倒挡轴与中间轴的中心距为 mm6023331821312nmzzA倒挡轴与第二轴的中心距为 mm5 .8423333521311 nmzzA3.6 本章小结本章主要任务是对齿轮齿数进行分配、确定中心距。在确定完传动方案后，开始进行齿轮各参数的选择以及齿轮齿形和齿数的计算，为后续设计打下基础。黑龙江工程学院本科生毕业设计第 4 章变速器齿轮的设计计算 4.1 变速器齿轮的几何尺寸计算汽车变速器均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比恒定不变等基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分性及切齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。根据以上计算所得到的变速器齿轮的齿数、模数、齿顶高系数、齿宽系数等条件，可计算得出变速器齿轮的几何尺寸如表 4.1 所示。表 4.1变速器齿轮的主要几何尺寸 (mm) 项目齿轮齿数螺旋角（）端面模数（）tm端面压力角（）分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽1z2021.042.42721.0264.2970.2958.29202z3621.042.42721.02115.71121.71109.71203z2620.72.3320.783.3889.3877.38224z3020.72.3320.796.21102.2190.21225z32242.46220.5105.09111.0999.09206z23242.46220.575.5381.5360.53207z3729.932.74720.1128.08134.08122.08208z1729.932.74720.158.85114.8552.85209z14272.46321.347.1453.1441.142010z39272.46321.3131.31137.31125.312011z38302.74720.1131.64137.64125.642012z18302.74720.162.3568.3556.352013z33302.74720.1114.32120.32108.3220黑龙江工程学院本科生毕业设计4.2 计算变速器各轴的扭矩和转速已知发动机的最的转矩为 200Nm，转速为 16001800r/min；离合器的传动效率为 0.99，齿轮传动效率为 0.99，轴承的传动效率为 0.96。通过计算可得到各轴的转矩和转速。一轴 Nm4 .25799. 0260max1离eTTr/min16001 nn中间轴 Nm34.44020/3699. 096. 04 .2572112iTT齿承r/min89.88836/2016002112inn二轴（1）挂 1 挡时Nm85.91017/3799. 096. 034.4408723iTT齿承 r/min41.40837/1789.8888723inn（2）挂 2 挡时 Nm26.58223/3299. 096. 034.4406523iTT齿承 r/min89.63832/2389.8886523inn（3）挂 3 挡时 Nm7 .36230/2699. 096. 034.4404323iTT齿承 r/min64.102526/3089.8884323inn（4）挂 4 挡时 Nm4 .2573T r/min16003n（5）挂 5 挡时 Nm23.15039/1499. 096. 034.44010923iTT齿承 r/min19.247614/3989.88810923inn黑龙江工程学院本科生毕业设计4.3 齿轮的强度计算和材料选择4.3.1 齿轮损坏的原因和形式齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡转角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为一次性断裂所呈现的粗状颗粒面。在汽车变速器中这种情况很少发生。而最常见的断裂则是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后所产生的折断，其疲劳断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面14。变速器低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强度的形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上产生大量的扇形小麻点，即是所谓点蚀。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处的点蚀较靠近节圆顶部齿面出的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。对于高速重载齿轮，由于齿面相对滑动速度高、接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。在局部高温、高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式成为齿面胶合。在一般汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面强度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面强度，选择适当的齿面表面处理方法和镀层等，是防止齿面胶合的措施。4.3.2 齿轮的材料选择1、齿轮材料的选择原则(1)满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。(2)合理选择材料配对如对硬度 350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高黑龙江工程学院本科生毕业设计于大齿轮，且使两轮硬度差在 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。(3)考虑加工工艺及热处理工艺大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。2、齿轮材料的选择现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表面的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑其加工性能及制造成本。国产汽车变速器齿轮的常用材料是 20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnCr5 的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下：渗碳层深度 0.81.2mm5 . 3nm3.55 渗碳层深度 0.91.3mmnm 渗碳层深度 1.01.6mm5nm渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 HRC5863，心部硬度为HRC3348。某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数（）齿轮，采75. 30 . 3 mn用了 40Cr 或 35Cr 钢并进行表面氰化处理。这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标，氰化钢热处理后变形小也是优点。但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高，故接触强度和承载能力均受到限制。4.3.3 齿轮的强度计算与其它机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比用于通用齿轮强度公式更为黑龙江工程学院本科生毕业设计简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。1、轮齿的弯曲应力（1）直齿轮弯曲应力公式为 (4.1)btyKKFfw1式中：弯曲应力(MPa)；w圆周力(N)，；1FdTFg21计算载荷(Nm)；gT节圆直径(mm)；d应力集中系数，可近似取=1.65；KK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fK力的影响也不同，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；fKfK齿宽(mm)；b端面齿距(mm)，；tmt模数；m齿形系数，如图 4.1 所示。y黑龙江工程学院本科生毕业设计图 4.1 齿形系数图因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入式后得mzd z (4.2)yzKmKKTcfgw32（2）斜齿轮的弯曲应力公式为btyKKFw1式中：圆周力()，；1FNdTFg21计算载荷(Nm)；gT节圆直径(mm)，法向模数(mm)，齿数，dcoszmdnnmz斜齿轮螺旋角( )；应力集中系数，；K50. 1K齿面宽(mm)；b法向齿距(mm)，；tnmt齿形系数，可按当量齿数在图 4.1 中查得；y3coszzn重合度影响系数，。K0 . 2K将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为黑龙江工程学院本科生毕业设计 (4.3)KyKzmKTCngw3cos2当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和maxeT高挡齿轮，许用应力在 180350MPa 范围，对货车为 100250MPa 范围。2、轮齿接触应力j (4.4)bzjbFE11418. 0式中：轮齿接触应力(MPa)；j齿面上的法向力(N)，为圆周力()，FcoscostFF tFN，为计算载荷(Nm)，为节圆直径(mm)，为节点处压力角( )，为dTFgt2gTd齿轮螺旋角( )；齿轮材料的弹性模量(MPa)，MPa；E5101 . 2 E齿轮接触的实际宽度(mm)，斜齿轮用代替；bcosb、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、zbsinzzr，斜齿轮、，、主、从动齿sinbbr2cossinzzr2cossinbbrzrbr轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接2maxeT触应力见表 4.2。3、常啮合齿轮强度的校核（1）弯曲应力的校核常啮合齿轮为斜齿轮，由式(4.3)得齿轮的弯曲应力公式为KyKzmKTCngw3cos2式中：齿形系数。由图 4.1 得，。y13. 01y145. 02y通过以上的计算，把各个参数代入公式后得0 . 2813. 032014. 35 . 104.21cos4 .2572cos231312111KKymzKTCngw =204.35MPa100250MPa黑龙江工程学院本科生毕业设计KKymzKTCngw2322122cos228145. 033614. 35 . 104.21cos34.44023=174.1MPa100250Mpa所以常啮合齿轮的弯曲强度合格。表 4.2 变速器齿轮的许用接触应力/MPaj 齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（2）接触应力的校核由式(4.4)得齿轮的接触应力公式为 bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力F (4.5)coscos2dTFg =9189.8N04.21cos02.21cos29.644 .2572coscos221111dTFg 04.21cos02.21cos71.11534.4402coscos221222dTFg =8736.1N主、从动齿轮节点出的曲率半径，zb 04.21cos202.21sin29.64cossincossin212rrzz黑龙江工程学院本科生毕业设计 =12.35mm 04.21cos202.21sin71.115cossincossin222rrbb =22.23mm将各参数代入公式后得bzjbEF11cos418. 012111 23.22135.1212504.21cos101 . 28 .9189418. 05 =1259.42MPa13001400MPa 23.22135.1212504.21cos101 . 21 .8736418. 011cos418. 0522122bzjbEF =1227.9MPa13001400MPa所以常啮合齿轮的接触应力合格。4、一挡齿轮强度校核（1）弯曲强度的校核一挡齿轮为斜齿轮，由式(4.3)得斜齿轮的弯曲应力公式为 KyKzmKTCngw3cos2结合一挡齿轮的变位系数，由图 4.1 得，14. 07y136. 08y将各参数代入公式后得 0 . 2814. 033714. 35 . 195.34cos85.9102cos237318737KKymzKTCngw =337.02MPa180350MPaKKymzKTCngw8328728cos2黑龙江工程学院本科生毕业设计28136. 031714. 35 . 193.29cos34.44023=342.39MPa180350MPa所以一挡齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核由式(4.4)得接触应力的公式为 bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力F (4.1)coscos2dTFg93.29cos1 .20cos1 .12885.9102coscos287737dTFg =17473N87828coscos2dTFg93.29cos1 .20cos85.5834.4402=18387.43N主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb mm68.1183.29cos21 .20sin85.58cossincossin212rrzz93.29cos21 .20sin1 .128cossincossin222rrbb =25.4mm将各参数代入公式后得黑龙江工程学院本科生毕业设计bzjbEF11cos418. 078777 4 .25168.1112593.29cos101 . 217473418. 05 =1666.76MPa13001400MPa 2 .2515 .1011895.34cos101 . 206.7402418. 011cos418. 0588788bzjbEF=1291.73MPa19002000MPa所以一挡齿轮的接触强度合格。5、二挡齿轮的强度校核（1）弯曲强度校核二挡齿轮为斜齿轮，由式(4.3)得齿轮的弯曲应力公式为 KyKzmKTCngw3cos2式中:齿形系数；由图 4.1 得，。y124. 05y135. 06y将二挡齿轮的参数代入上式后得 KKymzKTCngw5356535cos2 0 . 28124. 033214. 35 . 124cos26.58223=296.47MPa180350MPa 0 . 28135. 032314. 35 . 124cos34.4402cos236366526KKymzKTCngw=286.53 MPa180350MPa所以二挡齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度校核由式(4.4)得齿轮接触强度的公式为黑龙江工程学院本科生毕业设计 bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力F coscos2dTFg将各参数代入得 24cos5 .20cos09.10526.5822coscos265535dTFg =12950.2N 24cos5 .20cos53.7534.4402coscos265626dTFg =13626.67N主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb 24cos25 .20sin53.75cos2sincossin265262drzz =15.85mm 24cos2/5 .20sin09.105cos2sincossin2652525drb =22.05mm将参数代入公式后得bzjbEF11cos418. 056555 05.22185.1512524cos101 . 22 .12950418. 05 =1372.25MPa19002000MPa黑龙江工程学院本科生毕业设计 05.22185.1512524cos101 . 267.13626418. 011cos418. 0566566bzjbEF =1407.64MPa19002000MPa所以二挡齿轮的接触强度合格。6、三挡齿轮的强度校核（1）弯曲强度的校核三挡齿轮为斜齿轮，由式(4.3)得齿轮的弯曲强度公式为 KyKzmKTCngw3cos2式中：齿形系数；由图 4.1 得，。y139. 03y141. 04y代入各参数后得 0 . 28139. 032614. 35 . 17 .20cos7 .3622cos233334333KKymzKTCngw =207.63MPa100250MPa 0 . 28141. 033014. 35 . 17 .20cos34.4402cos234344324KKymzKTCngw =215.36MPa100250MPa所以三挡齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核由式(4.4)得接触强度的公式为bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力Fcoscos2dTFg代入参数后得黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 .20cos7 .20cos38.837 .3622coscos243333dTFg =9943.08N 7 .20cos7 .20cos21.9634.4402coscos243444dTFg =10461.7N主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb 7 .20cos27 .20sin21.96cos2sincossin243242drzz =19.43mm 7 .20cos27 .20sin38.83cos2sincossin243232drbb =16.84mm将参数代入公式后得84.16143.191257 .20cos101 . 204.9943418. 011cos418. 0534333bzjbEF =1230.13MPa13001400MPa84.16143.191257 .20cos101 . 27 .10461418. 011cos418. 0544344bzjbEF=1261.81MPa13001400MPa所以三挡齿轮的接触强度合7、五挡齿轮的校核（1）弯曲强度的校核五挡齿轮为斜齿轮，由式(4.3)弯曲强度校核的公式为黑龙江工程学院本科生毕业设计 KyKzmKTCngw3cos2式中:齿形系数；由图 4.1 得，。y136. 09y147. 04y将各参数代入式中得 0 . 28136. 031414. 35 . 127cos23.1502cos2393910939KKymzKTCngw =106.22MPa100250MPa 0 . 28147. 033914. 35 . 127cos34.4402cos2310310109210KKymzKTCngw =151.35MPa100250MPa所以齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核由式(4.4)得接触强度的公式为 bzjbFE11418. 0确定有关的参数和系数：齿面法向力F coscos2dTFg代入参数后得 27cos3 .21cos14.4723.1502coscos2109939dTFg =7677.91N 27cos3 .21cos31.13134.4402coscos210910210dTFg =8079.17N黑龙江工程学院本科生毕业设计主、从动齿轮节点处的曲率半径，zb27cos23 .21sin31.131cos2sincossin21092102drzz =30.04mm27cos23 .21sin14.47cos2sincossin2109292drbb =10.78mm将各参数代入公式后得 78.10104.3012527cos101 . 291.7677418. 011cos418. 05910999bzjbEF =1124.77MPa13001400MPa78.10104.3012527cos101 . 217.8079418. 011cos418. 05101091010bzjbEF =1153.7MPa13001400MPa所以五挡齿轮的接触强度合格。4.4 本章小结在齿轮设计计算过程中，需要全面考虑，分清主次要方面，最大限度的平衡各方面关系，设计出正确的齿轮形式，完成了对齿轮的设计计算问题。黑龙江工程学院本科生毕业设计第 5 章变速器轴和轴承的设计计算5.1 初选变速器轴的轴径和轴长变速器在工作时承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。设计变速器轴时，其刚度大小应以能保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器第二轴与中间轴的最大直径 d 可根据中心距按以下公式初选黑龙江工程学院本科生毕业设计 Ad60. 045. 0则 9060. 045. 060. 045. 0Ad =40.554mm故可取第二轴的最大直径=40mm，中间轴的最大直径=50mm。max2dmax中d第一轴花键部分的直径可根据发动机的最大转矩(Nm)按下式初选：maxeT 3max6 . 44eTd 则 33max2606 . 446 . 44eTd =25.5329.348mm故可取第一轴花键部分的直径为 27mm。变速器的最大直径和支承间的距离可按下列关系初选：中间轴 18. 016. 0ld mm5 .31278.277l故中间轴可初选为 300mm。第二轴 21. 018. 0max2ld mm78.2771 .238l故第二轴的长度可初选为 250mm。初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性挡圈等标准以及轴的刚度和强度验算结果进行修正。5.2 轴的结构设计如图 5.1 所示，根据轴的受力，取第一轴装轴承处的直径为 40mm，第二轴装轴承处的直径为 35mm，中间轴装轴承处的直径为 25mm；mm，mm，1201a251bmm，mm，mm，mm，mm。253a253b1304a254b130c黑龙江工程学院本科生毕业设计图 5.1 齿轮和轴上的受力简图5.3 变速器轴的强度计算5.3.1 齿轮和轴上的受力计算根据受力简图 5.1，可计算出变速器的齿轮和轴上的作用力。第一轴N55.1369829.64100034.44022111dTFt N83.313122cos29.64100020tan2602costan2111dTFr N92.294329.64100020tan2602tan2111dTFa中间轴 1 .761171.115100034.44022222dTFtN3 .327122cos71.115100022tan34.4402costan2222dTFr N1 .307571.115100022tan34.4402tan2222dTFaN25.1056238.83100034.44022333dTFt黑龙江工程学院本科生毕业设计 N2 .443930cos38.83100020tan34.4402costan2333dTFr N12.609838.83100030tan34.4402tan2333dTFa第二轴 N14.1422308.128100085.91022444dTFt N83.597730cos08.128100020tan85.9102costan2444dTFr N73.821108.128100030tan85.9102tan2444dTFa5.3.2 轴的强度计算在进行轴的强度和刚度验算时，欲求三轴式变速器第一轴的支承反力，必须先求出第二轴的支承反力。应当对每个挡位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为挡位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支承的梁，第一轴的计算转矩为发动机的最大转矩。maxeT1、求第二轴支反力（1）在垂直平面内的支反力由得0AM02244441144144dFbaBdFbaFbFacarr 25130208.12873.8211229.56492.29432513083.31312583.59772244441144144badFdFbaFbFBaarrc =1312.5N由得0Z 5 .131283.313183.597714crrcBFFA =37795N（2）在水平面内的支反力由得0AM黑龙江工程学院本科生毕业设计 04444144baBbaFbFstt25130251301369825142234444144babaFbFBtts =11404.5N5 .1140455.1369814.1422314sttsBFFA =11929.1N2、求第一轴支反力 041rrccFFAC 779583.597783.313141crrcAFFC =1313N 041ttssFFAC 14.1422355.136981 .1192941ttssFFAC =11394N3、求中间轴的支反力（1）在水平面内的支反力 0323333cbFbcaEbFtst 25130252510562251307611333332bcabFcbFEtts =5087N761150871056223tstsFEFF =8038N（2）在垂直平面内的支反力0222333233dFcbaEbcFbFacrr黑龙江工程学院本科生毕业设计251302527 .1153075251303271254439233223233bcadFbcFbFEarrc =2445N26.24452 .443936.327132crrcEFFF =5265.3N4、验算轴的强度作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的反力后，计算相应的垂向弯矩、水平弯矩。则轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为cMsMgT 332dMWM式中:(MPa)；222gscTMMM为轴的直径(mm)，花键处取内径；d为抗弯截面系数(mm3)，在低挡工作时，400MPa。W 下面计算各轴在弯矩和转矩作用下的轴应力。（1）第一轴的轴应力计算在垂直方向的弯矩为229.6492.29432513132111dFbCMacc =61383MPa在水平方向的弯矩为25113941bCMss =284850MPa则在弯矩和转矩的联合作用下黑龙江工程学院本科生毕业设计22222225740075.28511269.50342gscTMMM=387399MPa故一轴的轴应力为 334014. 33873993232dM =61.69MPa400MPa所以第一轴的强度合格。（2）第二轴轴应力计算在垂直面内的弯矩为 44bAaBMccc 2577951305 .1312 =24250MPa在水平面内的弯矩为 44bAaBMsss 251 .119291305 .11404 =1780812.5MPa则在弯矩和转矩的联合作用下 2222229108501780812671103gscTMMM =2109816MPa故第二轴的轴应力为 333514. 321098163232dM =216.58MPa400MPa所以第二轴的强度合格。黑龙江工程学院本科生毕业设计（3）中间轴的应力计算在垂直方向 a2211511502245271.11530751303271255265222223MPcaEdFcFbFMcarcc在水平方向1301 .76111505087258038223cFcaEbFMtsss =25430MPa 在弯矩和转矩的联合作用下22222244034025430221151gscTMMM =493410.34MPa故中间轴上的轴应力为 321.82MPa400MPa332dM所以中间轴强度合格。5.3.3 轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度和轴在水平面内的转角，前者改变了齿轮的中心距并破坏了齿轮的正确啮合；后者使大小齿轮相互歪斜导致沿齿长方向压力分布不均匀，如图 5.2 所示，其中 a 是在垂直平面内的变形，b 为轴在水平面内的变形。计算时，仅计算齿轮所在位置处的挠度和转角。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。变速器齿轮在轴上的位置如图5.3 所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别按cfsf下式计算： (5.1)EILbaFfrc322 (5.2)EILbaFfts322 (5.3)EILababFr3式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力(N)；rF黑龙江工程学院本科生毕业设计齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)；tF弹性模量(MPa)，MPa；E5101 . 2 E惯性矩(mm4)，对于实心轴，；I644dI轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算；d，齿轮上的作用力到支座、的距离(mm)；abAB支座间的距离(mm)。L轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为2 . 022scfffmm，mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。 10. 005. 0fc 15. 010. 0fs图 5.2 变速器轴的变形简图图 5.3 变速器轴的挠度和转角1、第二轴的挠度和角的计算黑龙江工程学院本科生毕业设计（1）第二轴挠度的计算由式(5.1)得第二轴在垂直平面内的挠度为EILbaFfrc322而惯性矩 I 为 mm41.73624643514. 36444 dI4故在垂直面内的挠度为 15541.73624101 . 23130255978352222EILbaFfrc =0.00878mm由式(5.2)得在水平面内的挠度为 15541.73624101 . 231302514.14223352222EILbaFfts =0.0209mm故轴的合成挠度为 22220209. 000878. 0scfff =0.023mm0.2mm所以第二轴的挠度符合要求。（2）第二轴转角的校核由式(5.3)得EILababFr3 15541.73624101 . 23251302513083.59775=0.000284rad0.002rad所以第二轴转角符合要求。2、中间轴刚度的校核（1）中间轴挠度的计算和校核由式(5.1)得中间轴在垂直面内的挠度为黑龙江工程学院本科生毕业设计17541.73624101 . 232515094.253217541.73624101 . 23155206 .108533525222322323222EILbcaFEILbcaFfrrc =0.0057mm由式(5.2)得中间轴在水平面内的挠度为17541.73624101 . 23251502 .443917541.73624101 . 23155203271335225222322323222EILbcaFEILbcaFftts =0.0116mm故轴的全挠度为22220285. 00116. 0scfff =0.0308mm0.2mm所以中间轴的挠度合格。（2）中间轴转角的校核由式(5.3)得中间轴的转角为17541.73624101 . 2325125150443917541.73624101 . 2313515520327133552332323322EILacbbcaFEILacbbcaFrr =0.000425rad0.002rad故中间轴的转角合格。5.4 变速器轴承的选择和校核一般是根据布置并参考同类车型的相应轴承以后，按国家规定的响应轴承标准选定，再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据，承受动载荷是其工作的基本特征。5.4.1 第一轴轴承的选择和校核第一轴装轴承处的直径为 40mm，按 GB/T276-1994 的规定，选择轴承 6308，其基本额定动载荷N，极限转速为 9000r/min。40800rC滚动轴承的实际的载荷条件常与确定基本额定动载荷时不同。在进行轴承寿命计算时，必须将实际载荷转换为与确定基本额定动载荷时的载荷条件相一致的假想载荷，在其作用下的轴承寿命与其实际载荷作用下的相同，这一假想载荷成为当量动载荷，黑龙江工程学院本科生毕业设计用 P 表示，因此，轴承的寿命计算必须想求出当量动载荷。当量动载荷的计算公式为 arPYFXFfP式中：，径向、轴向载荷系数；，。XY56. 0X71. 1Y考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取 1.21.8，在此取pfpf=1.4。 pf294471. 1313156. 04 . 1arPYFXFfP =9502.64N对汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万 Km，货车和大客车 25 万 Km。则轴承的使用预期使用寿命可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程 S 来计算amvamhvSL式中的汽车平均车速可取。max6 . 0aamvv 所以轴承失效前汽车行驶的时间为hamhvSL2 .29761406 . 0250000而轴承寿命的计算公式为 pCnLrh60106式中：寿命系数，对滚子轴承，；3轴承转速。n将参数代入公式后得36664.950240800300060106010pCnLh =4398.6hhL所以第一轴轴承的使用寿命符合要求。5.4.2 第二轴轴承的选择和校核第二轴装轴承处的直径为 35mm，由 GB/T276-1994 得，选择轴承的型号为6407，其基本额定动载荷N，极限转速为 8500r/min。56800rC黑龙江工程学院本科生毕业设计求第二轴轴承的当量动载荷 P73.821145. 1597856. 04 . 1arPYFXFfP =21356.56N则第二轴轴承的寿命为36656.213565680093.82160106010pCnLh =3825.6hhL所以第二轴轴承的寿命符合要求。5.4.3 中间轴轴承的选择和校核中间轴装轴承处的直径为 25mm，由 GB/T276-1994 得，选择轴承的型号为6405，其基本额定动载荷为N，极限转速为 11000r/min。38200rC求中间轴轴承的当量动载荷arPYFXFfPN2 .377102 .4439327132rrrFFF N302312.60981 .307532aaaFFF而径向、轴向载荷系数为 56. 0X16. 1Y故中间轴轴承的当量动载荷为arPYFXFfP 302316. 1771056. 04 . 1 =3506.68 N中间轴轴承的寿命为3668113820043.197160106010pCnLh=8815.56hhL所以中间轴轴承的寿命符合要求。黑龙江工程学院本科生毕业设计 5.5 本章小结本章完成的主要任务是对于轴和轴承进行设计计算，达到正确的装配关系，在满足装配关系的条件下还要进行强度的校核，以满足设计、使用需要。黑龙江工程学院本科生毕业设计第 6 章同步器和操纵机构的设计选用 6.1 同步器的设计选用同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮使用寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油，故轿车变速器除倒挡、货车除一挡、倒挡外，其他挡位多装用。要求其转矩容量大，性能稳定、耐用。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器虽然结构简单，但是不能保证啮合件在同步状态下换挡的缺点，现在已经不再使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。惯性式同步器能确保同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又可分为惯性锁止式和惯性增力式。用得最广泛的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽然结构有所区别，但工作原理无异，都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件14。挂挡时，在轴向力作用下摩擦元件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步；锁止元件用于阻止同步前强行挂挡；弹性元件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。6.1.1 锁环式同步器1、4-锁环（同步锥环）；2-滑块 3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套图 6.1 锁环式同步器如图 6.1 所示，锁环式同步器工作可靠、耐用，因摩擦锥面半径受限，其转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛应用于轿车及轻型客、货汽车。在其啮合套外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块，它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口，缺口比滑块宽一个接合齿宽。换挡时，啮合套带动滑块推动锁环与被接合齿轮的锥面相靠，转速差产生的黑龙江工程学院本科生毕业设计摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位，恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵，如图 6.2a 所示，此时换挡力经锁止斜面使锁环进一步压紧，锥面间的摩擦力矩进一步增大，产生滑磨。选择适当的参数，使在换挡力作用下锁止面上产生的迫使锁环回正的脱锁力矩小于锥面间的摩擦力矩，可阻止同步前挂挡。当锥面间的摩擦力矩克服了被接合部分的惯性力矩后，转速差及摩擦力矩消失，脱挡力矩迫使锁环回正，如图 6.2b 所示，锁止斜面脱开，啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的接合齿同步啮合，保证无冲击挂挡。 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置 1-锁环；2-啮合套；3-啮合套上接合齿；4-滑块图 6.2 锁环式同步器工作原理6.1.2 锁销式同步器1、4-同步锥环；2-锁销；3-啮合套；5-啮合齿座；6-定位销图 6.3 锁销式同步器如图 6.3 所示，锁销式同步器的同步过程与锁环式类似，但锁止元件是三个锁销及相配的锁销孔倒角，另外三个以弹簧及钢球定位的定位销。作为弹性元件的三个弹簧及相应的定位钢球是装在啮合套的钻孔中，使啮合套等在空挡时保持中间位置。摩黑龙江工程学院本科生毕业设计擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面。其摩擦锥面径向尺寸大，转矩容量大，广泛用于中、重型汽车上15。6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定1、接近尺寸b同步器换挡第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离，称为b接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.20.3mm。bb2、分度尺寸a锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离，称为分度尺寸。尺寸应等于 1/4 接合齿齿距。尺寸和是保证同aaab步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。3、锁销转动距离c锁销在滑动齿套锁销孔中的转动距离影响分度尺寸。锁销直径、锁销转动cad距离与销孔直径之间的关系如下cE=+2Edc锁销转动距离与接合齿齿距的关系如下ct214RtRc 式中：锁销轴向移动后的外半径（即摩擦锥环外半径）；1R接合齿分度圆半径。2R4、锁销端隙1锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩1擦锥环端面之间的间隙为，要求。若，则换挡时，在摩擦锥面尚未22121接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸0，此刻因摩擦b锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证0，应b使，通常取=0.5mm 左右。摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，2113并可称之为后备行程。预留后备行程的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换3挡时，摩擦锥环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增黑龙江工程学院本科生毕业设计多，导致间隙逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间3隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦锥环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现摩擦锥环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取=1.22.0mm。3在空挡位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在 0.20.5mm。6.1.4 同步器主要参数的确定1、摩擦因数f汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短已遭淘汰。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为 0.1。f摩擦因数对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，f则换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。2、同步环主要尺寸的确定（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。实验还证明：螺纹的齿顶宽对的影响很大，随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿ff顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存在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。通常轴向泄油槽为 612 个，槽宽34mm。黑龙江工程学院本科生毕业设计（2）锥面半锥角。摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取=6。8。=6。时，ftan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=7。时就很少出现咬住现象。（3）摩擦锥面平均半径。设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限RRR制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后还会影响同R步器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，尽可能将取大些。R（4）锥面工作长度。缩短锥面长度，可使变速器的轴向长度缩短，但同时bb也减小了锥面的工作面积，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b22 dfRMbm式中：摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，=1.01.5MPa；ppMm摩擦力矩；摩擦因数；f摩擦锥面的平均半径。R上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。（5）同步环径向厚度。与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，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，R不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。乘用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，这能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，铸造时选用铝黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约 0.30.5），使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，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孔表面喷上厚 0.070.12mm 的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的 23 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。3、锁止角锁止角选取得正确，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黑龙江工程学院本科生毕业设计能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面平均半径、fR锁止面平均半径和锥面半锥角。4、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。轴向力大、则同步时间减少。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，计算时可在下述范围选取：对乘用车变速器，高挡取 0.150.30s，低挡取 0.500.80s；对货车变速器，高挡取 0.300.80s，低挡取 1.000.50s。5、转动惯量的计算换挡过程中依据同步器改变转速的零件，统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘、中间轴及其上的齿轮、与中间轴上齿轮向啮合的第二轴上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算是：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同挡位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出；若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体，并按数学公式合成求出转动惯量值。6.2 变速器操纵机构的设计选用6.2.1 变速器操纵机构的分类根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：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。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挡位。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、自锁和倒挡装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或推到空挡工作，称为手动换挡变速器16。根据变速器操纵方式的不同，变速器可分为：1、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挡功能的手动换挡变速器，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，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求黑龙江工程学院本科生毕业设计各挡换挡行程相等。2、远距离操纵手动换挡变速器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器，称为远距离操纵手动换挡变速器。这时要求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时，变速器支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换挡传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵有不利的影响。3、电控自动换挡变速器尽管有级式机械变速器应用广泛，但是它有换挡工作复杂、对驾驶员操纵技术要求高并使驾驶员容易疲劳等缺点。20 世纪 80 年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换挡，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换挡时刻的判断，接着自动实现收油门、离合器分离、选挡、换挡、离合器接合和回油门等一系列动作，使汽车动力性、燃油经济性有所提高，简化操纵并减轻了驾驶员的劳动强度。6.2.2 变速器常用操纵机构分析1-五、六挡拨叉；2-三、四挡拨叉；3- 一、二挡拨块；4-五、六挡拨块；5- 一、二挡拨叉；6倒挡拨叉；7-五、六挡拨叉轴；8-三、四挡拨叉轴；9- 一、二挡拨叉轴；10-倒挡拨叉轴；11-换挡轴；12-变速杆；13-叉形拨杆；14-倒挡拨块；15-自锁弹簧；16-自锁刚球；17-互锁柱销图 6.4 六挡变速器操纵机构示意图黑龙江工程学院本科生毕业设计如图 6.4 所示为汽车六挡变速器操纵机构的组成和布置示意图。拨叉轴 7、8、9和 10 的两端均支承于变速器盖的相应孔中，可以轴向滑动。所有的拨叉和拨块都以弹性销固定于相应的拨叉轴上。三四挡拨叉 2 的上端具有拨块。拨叉 2 和拨块3、4、14 的顶部制有凹槽。变速器处于空挡时，各凹槽在横向平面内平齐，叉形拨杆 13 下端的球头即深入这些凹槽中。选挡时可使变速杆绕其中部球形支点横向摆动，则其下端推动叉形拨杆 13 绕换挡轴 11 的轴线摆动，从而使叉形拨杆下端球头对准与所选挡位对应的拨块凹槽，然后使变速杆纵向摆动，通过叉形拨杆带动拨叉轴及拨叉向前或向后移动，即可实现挂挡。例如，横向摆动变速杆使叉形拨杆下端的球头深入拨块 3 顶部的凹槽中，再纵向摆动变速杆使拨块 3 连同拨叉轴 9 和拨叉 5 沿纵向向前移动一定距离，便可挂入二挡；若向后移动一段距离，则挂入一挡。当使叉形拨杆下端的球头深入拨块 14 的凹槽中，并使其向前移动一段距离时，则挂入倒挡17。图 6.5 变速器倒挡锁和选挡锁装置为保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作，对变速器操纵机构提出如下要求：保证变速器不自行脱挡或挂挡，在操纵机构中应设有自锁装置；保证变速器不同时挂入两个挡位，在操纵机构内应设有互锁装置；防止误挂倒挡，在变速器操纵机构中应设有倒挡锁。如图 6.5 所示。6.3 变速器箱体的设计变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有 58mm 的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间黑龙江工程学院本科生毕业设计要留有不小于 15mm 的间隙。为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取 3.54mm 。采用铸铁壳体时，壁厚取 56mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本18。货车变速器壳体应设置动力输出孔。6.4 本章小结本章通过对变速器中同步器和箱体的介绍以及对其提出的设计标准为主要内容，在设计过程中明确设计依据，掌握设计准则，达到在绘制图纸过程中正确、快速、准确的设计出同步器及箱体。黑龙江工程学院本科生毕业设计第 7 章轴的有限元分析本次设计采用 ANSYS 软件进行输出轴的有限元网络划分，然后通过 ASYS 软件对建立的模型进行分析计算得出结论。7.1 有限元基本理论简介有限元法最初起源于土木工程和航空工程中的弹性和结构分析问题的研究. 它的发展可以追溯到 Alexander Hrennikoff(1941)和 Richard Courant(1942)的工作. 这些先驱者使用的方法具有很大的差异, 但是他们具有共同的本质特征: 利用网格离散化将一个连续区域转化为一族离散的子区域, 通常叫做元.Hrennikoff 的工作离散用类似于格子的网格离散区域; Courant 的方法将区域分解为有限个三角形的子区域, 用于求解来源于圆柱体转矩问题的二阶椭圆偏微分方程. Courant 的贡献推动了有限元的发展, 绘制了早期偏微分方程的研究结果. 有限元分析是用较简单的问题代替复杂问题后再求解。它将求解域看成是由许多称为有限元的小的互连子域组成，对每一单元假定一个合适的(较简单的）近似解，然后推导求解这个域总的满足条件(如结构的平衡条件），从而得到问题的解。这个解不是准确解，而是近似解，因为实际问题被较简单的问题所代替。由于大多数实际问题难以得到准确解，而有限元不仅计算精度高，而且能适应各种复杂形状，因而成为行之有效的工程分析手段。 7.2 有限元分析基本步骤对于不同物理性质和数学模型的问题，有限元求解法的基本步骤是相同的，只是具体公式推导和运算求解不同。有限元求解问题的基本步骤通常为：第一步：问题及求解域定义：根据实际问题近似确定求解域的物理性质和几何区域。第二步：求解域离散化：将求解域近似为具有不同有限大小和形状且彼此相连的有限个单元组成的离散域，习惯上称为有限元网络划分。显然单元越小（网络越细）则离散域的近似程度越好，计算结果也越精确，但计算量及误差都将增大，因此求解域的离散化是有限元法的核心技术之一。第三步：确定状态变量及控制方法：一个具体的物理问题通常可以用一组包含问题状态变量边界条件的微分方程式表示，为适合有限元求解，通常将微分方程化为等黑龙江工程学院本科生毕业设计价的泛函形式。第四步：单元推导：对单元构造一个适合的近似解，即推导有限单元的列式，其中包括选择合理的单元坐标系，建立单元试函数，以某种方法给出单元各状态变量的离散关系，从而形成单元矩阵（结构力学中称刚度阵或柔度阵）。第五步：总装求解：将单元总装形成离散域的总矩阵方程（联合方程组），反映对近似求解域的离散域的要求，即单元函数的连续性要满足一定的连续条件。总装是在相邻单元结点进行，状态变量及其导数（可能的话）连续性建立在结点处。第六步：联立方程组求解和结果解释：有限元法最终导致联立方程组。联立方程组的求解可用直接法、选代法和随机法。求解结果是单元结点处状态变量的近似值。对于计算结果的质量，将通过与设计准则提供的允许值比较来评价并确定是否需要重复计算。简言之，有限元分析可分成三个阶段，前置处理、计算求解和后置处理。前置处理是建立有限元模型，完成单元网格划分；后置处理则是采集处理分析结果，使用户能简便提取信息，了解计算结果。7.3 变速器输出轴的有限元分析的主要步骤1、是将 CAD 文件整理好生成面域图然后输出 SAT 格式的文件黑龙江工程学院本科生毕业设计2、用 ANSYS 软件的 FILE 里的 IMPUT 命令将生成的面域图导入到 ANSYS 里 3、将导入的面域图改成 Normal Faceting 格式4、利用 MODELING 命令里的 operate 命令将面域进行旋转生成实体图 5、然后定于材料属性比如密度弹性模量泊松比 6、定义单元格类型单元格采用八节点 45 号单元 7、将实体进行连接关键点处理黑龙江工程学院本科生毕业设计8、进行网格划分生成 element 类型黑龙江工程学院本科生毕业设计9、利用 define load 命令进行位移限制10、应力分布图黑龙江工程学院本科生毕业设计黑龙江工程学院本科生毕业设计11、加载完载荷进行应力计算分析，利用 solve 命令中 current LS 命令进行计算12、计算完毕利用 general postproc 命令中的 plot results 命令查看应力分析结果。7.4 本章小结本章不仅介绍了 ANSYS 软件的基本情况，而且着重讲述计算模型的建立是一个非常复杂且重要的过程，需要定义模型的类型、材料性质、载荷约束。尤其是在划分网格的过程中，要保持面与面之间的网格能够相连接。应用 ANSYS 软件进行了强度计算，满足设计要求，得到了应力及应变的具体状况。通过进行有限元分析可以发现此变速器的轴设计还有较大的修改空间，可以进一步优化。黑龙江工程学院本科生毕业设计结论本次设计是 HLJIT5-200 变速器。通过确定该汽车的基本参数，确定各个档位的传动比，计算出齿轮和轴的尺寸，并运用 AutoCAD 软件绘制出主要零部件的零件图和装配图。采用中间轴式变速器，其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作;在发动机曲轴旋转方向不变的前提下使汽车能倒退行驶；利用空挡中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。对于本次设计本着结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉的原则，采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂档时用结合套，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则。黑龙江工程学院本科生毕业设计参考文献1 刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,2001.2 王望予.汽车设计M.北京:机械工业出版社,2000. 3 陈家瑞.汽车构造M.北京:人民交通出版社，2001. 4 侯洪生，王秀英.机械工程图学.北京：科学出版社，2001：2253335成大先.机械设计手册 Vol 2) M. .北京:化学下业出版社，1994.6韩林山.机械优化设计M.郑州:黄河水利出版社，2003.7 董宝承.汽车底盘.北京：机械工业出版社，2004：32818汽车工程于朋编辑委员会.汽车工程手册(设计篇) M北京:人民交通出版社，2001: 386- 387.9 石允国. 汽车变速器的现状与前景J.机械研究与应用, 2007,410韦志林.汽车变速器轴承的校核计算J.广西工学院学报，2000,11(2):37-4011 冯樱. 汽车变速器自顶向下设计方法研究J. 北京汽车，2

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