普通商用车手动五挡变速器设计（含CAD图纸和说明书）
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摘 要通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；同时对同步器、换挡操纵机构等结构件进行分析计算；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。然后利用计算机辅助绘图画出装配图和零件图,变速器是汽车传动系统的重要组成部分，它的性能直接影响到汽车的动力性和燃油经济性，因此变速器的设计是关系到汽车整体使用性能的重要总成设计。本次设计主要研究了中间轴式五挡手动变速器，主要设计内容包括变速器传动机构方案的选择分析；变速器主要参数的计算；变速器操纵机构的设计；变速器传动机构的计算及其校核；变速器轴承的选择计算及校核；同步器的设计计算及选用；变速器箱体的结构设计。最后，经过整体的计算、分析与校核，设计出结构性能合理、符合技术要求的变速器。 关键词：变速器；传动比；参数；设计计算；校核ABSTRACTTransmission is an important part of automobile transmission, which directly affects the performance of vehicle dynamics and fuel economy, so the design of transmission is related to the overall performance of major vehicle assembly design. The design of the main shaft of the middle five-speed manual transmission, the main design elements include the choice of transmission of transmission programs; transmission main parameters of the calculation; transmission control mechanism design; transmission, calculation and check of drive mechanism; transmission bearing The choice of calculation and checking; synchronizer design calculation and selection; transmission box structure design. Finally, after the whole calculation, analysis and verification, the performance and structure of the transmission is reasonable, meeting the technical requirements of transmission.Keyword: Transmission; Transmission Ratio; Parameters; Design and Calculation; Checking第1章 绪 论1.1汽车变速器概述变速器用于改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，满足驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。随着汽车工业的不断发展，今后要求汽车车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车的发展趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。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。变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车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，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳挡、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；采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，不同的传动比还可以使在其不同路面提高汽车的动力性和经济性，使汽车和发动机有良好的匹配性。1.2 课题研究现状、设计的目的和意义1.2.1 研究现状汽车变速器作为汽车传动系统中的主要变速机构，它的发展经历了100多年，随着汽车技术日新月异的发展，汽车变速器技术的发展也发生了很大的变化。它通过改变转速比，从而改变传动扭矩比，与发动机配合工作。鉴于变速器重要的变速功能，其结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接的影响，所以它也是影响整车性能的重要因素之一，因此变速器的质量一直也是汽车行业竞争的焦点，对变速器的研究开发也越来越显得举足轻重。随着生活水平的提高，现在很多农户和小企业会根据自身需要和经济状况选择购买一辆经济适用的轻型货车作为运输车，机械式变速器以其自身的性价比配套于经济性货车厂家，而且经济实用型轻型货车的销量在货车市场一直都不错，轻型货车基本上都是5档机械式变速器。由此可见对轻型货车的变速器的研究还是很有必要的。众所周知，传统机械式变速器有很多缺点，比如换挡冲击大，体积大，振动噪声大和操纵复杂沉重等。但是它也有很多优点，例如传动效率高，工作可靠，使用寿命长，制造工艺成熟和成本低廉等。就目前市场希求和适用角度来看，作为在中国适用性最为广泛的汽车变速器，依然会较长一段时间内发挥其不可替代的作用，因此有必要对其作进一步的研究。1.2.2 设计目的意义 汽车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，同时是发动机在最有利的工况范围内工作。手动变速器在我国应用十分广泛，通过对手动变速器的设计，让我充分了解变速器的构造和设计过程，锻炼本人的动手能力、独立思考能力和绘图能力，使其变速器的学习具有一定的实际意义。在汽车开发过程中变速器参数的选择十分重要，因为它们关系到车辆的动力性和燃油经济性。如不同车速时驱动力和行驶阻力之间的关系，当车速低于最高车速时，驱动力大于行驶阻力，这样汽车就可以利用剩余的驱动力加速或爬坡，这些都与变速器的参数有关。通过对手动变速器的设计让我更加的了解变速器参数的选择过程和优化过程。汽车变速器的设计是一个复杂的系统工程。其设计的关键是综合考虑车辆的平顺性、动力性和燃油经济性等多方面的设计要求，这就对变速器设计人员提出较高的要求。采用AutoCAD 绘制二维平面图，对变速器参数进行优化设计，能够大大提高设计的效率和质量。1.3 汽车变速器现状和发展趋势现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能满足人们的需要。而自动变速器技术得到了迅速发展。目前，国内变速器厂商都向着无级变速器和自动变速器方向发展，国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器，而轻型多挡位汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。无级变速器又称为连续变速式无级变速器(Continuously Variable Transmission简称CVT) 。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。几乎所有的自主整车企业都在对自动变速器进行研发，也有企业推出了产品，但结构都比较简单，技术很落后，换档平顺性和经济性都让人难以满意。以AT(液力自动变速器)为例，国内汽车企业研究时间较长的是4挡AT，因为布置方案等技术困难，以及AT对生产设备和工艺控制的要求也是难以具备的，至今尚做不出成熟产品。这些因素同样体现在构造特殊的CVT(机械无级自动变速器)上面。而对于AMT(电控机械自动变速器)、DCT(双离合变速器)，最大的技术难点是在于软体发展和控制。在制造方面，部分可以延续手动变速器的齿轴生产设备，但加工精度仍需要大幅提高。目前国内，自动变速箱基本依靠国际厂商提供产品或者技术，市场竞争还处在手动变速器和自动变速器之间，中国的变速箱发展同国际水平差距很大，尚处在初级阶段。国内手动变速器的技术在国际上也较为落后，虽然目前大部分厂商都拥有生产手动变速器的设备和能力，但普遍以5档手动变速箱为主，对于5 档以上的产品，还得借助一些国外技术进行研究，并且生产出来的产品或多或少还存在齿轮敲击啸叫噪音、换档性能低下等问题。从国际变速器市场看，不同区域的变速器装配情况也不一样。几年前出现的双离合变速器（DCT），结合了手动变速器的燃油经济性、运动性和自动变速器的方便舒适性。世界范围内在对其进行大规模研究和制造，北美已经开始在注重舒适性的同时，寻求可以降低油耗的方案，DCT便是很好解决方案之一，而且4挡AT已经成为落后技术，其将被6挡AT或者是更多档位的AT或者是DCT代替。由于DCT比AT节约大约10%油耗，今后其会逐渐占据一部分原有的手动变速器和AT的市场。可见DCT的出现在一定程度上改变了目前的市场格局。未来短期，全球的变速箱市场竞争主要会在各种自动变速器（AT、CVT、和DCT）间展开。目前全球汽车产量平均以每年3.5的速度递增，预计至2015 年全球轻型汽车产量将至少达到8900万辆。随着轻型汽车的产量增加，手动变速器和行星齿轮自动变速器的产量预计也将随之增加，但都将会被AMT(自动变速器) 和CVT(无极变速器) 侵占一部分市场份额。从商用车的特性上来说，机械式变速器的功用是其他变速器所不能替代的。其载货量大，需要大功率的发动机和大转矩变速器，采用一档或二档起步，在起步时才会有足够的牵引力量将车带动。特别是在满载爬坡时，机械式变速器的特点就非常明显。1.4 变速器的特点和设计要求及内容在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计,在给定的发动机最大转矩、转速及最高车速、发动机标定功率等条件下，主要完成变速器机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。对于变速器的要求： （1）保证汽车有必要的动力性和经济性；（2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；（3）设置倒档，使汽车能到推行驶；（4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出；（5）换挡迅速、省力、方便、工作可靠；（6）汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档以及换挡冲击等现象发生；（7）变速器应当有高的工作效率；（8）变速器的工作噪声要低。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求，满足汽车有必要的动力性和经济性指标。变速器设计的主要内容：1、变速器传动机构方案的选择；2、变速器操纵机构的设计；3、各档齿轮参数计算及其强度校核。参数计算包括变速器传动比计算、中心距计算、各档齿轮齿数的分配、齿轮参数等，强度校核包括齿轮的弯曲应力的校核、接触应力的校核以及计算齿轮所受的圆周力、径向力、轴向力；4、变速器轴及轴上支撑的计算及其校核。包括格挡齿轮滚针轴承的选择及其寿命验算、第二轴和中间轴上圆锥滚子的选择及其寿命验算、轴的加工工艺分析、轴的结构设计、各轴直径及长度计算、轴的强度和刚度计算；5、同步器的设计选用和参数选择；6、变速器箱体的结构设计设计。第2章 变速器的结构分析与型式选择2.1变速器传动机构的结构分析与型式选择2.1.1有级与无级变速器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，因此在各种类型的汽车上得到了广泛的应用。通常，有级变速器具有3个、4个、5个前进挡；重型载货汽车和重型越野车则采用多党变速器，其前进档位数多达6-16个甚至20个。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。2.1.2两轴式与三轴式变速器三轴式变速器如图2.1所示。1-中间轴；2-第一轴；3-第二轴；4-换挡拨叉；5-定位钢球图2.1 载货汽车的三轴式五档变速器 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、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩。因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，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，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所降低。两轴式变速器如图2.2所示。1-第一轴；2-第二轴；3,4-同步器图2.2 轿车具有纵置发动机时的两轴式变速器 与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高、噪声低。两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮（见图2.2）或双曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（）也受到较大限制，但这这一缺点可通过减小各高档传动比同时增大主减速比来消除。2.1.3支承方案分析 有些货车变速器采用多支承方案（见图2.3（a）以提高第二轴与中间轴的刚度，这时可采用以该两轴所决定的平面作为壳体的分界面，以解决轴和齿轮等零部件的拆装问题。传统的三轴式变速器的第二轴长且支承刚度差，而各换挡部件多装在第二轴上，低档同步条件较差，近年来有些货车变速器采用短的第二轴方案。如图2.3（b）所示，其常啮合传动齿轮加大，故除了后置啮合传动齿轮较大外，各档齿轮均可设计得紧凑轻巧；另外，低档同步器安装在中间轴上，同步惯量减小，这样既可缩短同步时间又可减轻换挡力；中间轴的支承刚度较大，低档同步器装于其上既可减少换挡零部件的磨损，又可减少自动脱档的可能性。（a）变速器的多支承方案；（b）变速器的短第二轴方案图2.3 变速器的多支承方案与短第二轴方案2.2变速器零、部件的结构分析与型式选择2.2.1齿轮型式斜齿圆柱齿轮虽然工作时有轴向力且加工稍复杂些，但仍以其运动平衡、噪声低、寿命长的突出优点而受到变速器的普遍采用。直齿圆柱齿轮仅用于一些变速器的一档和倒档。2.2.2轴的结构与分析 变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处得应力集中会引起轴断裂。用弹性挡圈定位各档齿轮虽简单，但拆装不方便，且与旋转件端面有滑摩，同时弹性挡圈也不能承受大的轴向力，故这种结构仅用于轻型及以下的汽车变速器上。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大径定心更宜。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮常与轴做成一体，而高档齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。如结构尺寸允许，应尽量采用旋转式中间轴。固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等作转向定位。刚度主要由支承于其他的连体齿轮（宝塔齿轮）的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和支承盖时。2.2.3轴承型式 变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。 第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承；后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。 第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。 旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承困难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承受。 为适应汽车变速器向着增大其单位质量的传递功率、增强其承载能力、具有更高的可靠性。更长的寿命和更好的性能等方向发展，变速器采用圆锥滚子轴承日益增多。因为与其他轴承此昂比，圆锥滚子轴承的直径小、宽度大、接触线长，因而容量大，可以承受高负荷；在承受同样载荷的情况下其径向尺寸可以减小，从而缩小中心距，减小变速器的尺寸和质量；圆锥滚子轴承可通过预紧消除轴向间隙和轴向窜动。由于上述优点，圆锥滚子轴承已在国外一些轿车、客车和载货汽车及重型汽车的变速器上得到应用。2.2.4换挡机构的结构型式与分析 换挡机构的结构型式有同步器、啮合套和直齿滑动齿轮等三种。 同步器虽然结构比较复杂、制造成本高、精度要求严、轴向尺寸大以及存在同步环的使用寿命有待提高等问题，但由于它能保证轻便、迅速、无冲击、无噪声换挡，且对操作技术无要求，从而有利于提高汽车的加速性、燃料经济性与行驶安全性，也可延长齿轮寿命，故在现代轿车上得到了最普遍的应用，在现代其他种类的汽车上采用的也日益增多。 啮合套换挡用于常啮合斜齿轮，其结构简单、制造容易，维修方便，换挡时行程较短且由于同时承受冲击载荷的接合齿齿数多，故冲击及磨损较轻，噪声低，而齿轮又不参与换挡，因而它们都不会过早损坏。目前它仅用于某些要求不高的档位和重型汽车变速器上。2.2.5变速器的操纵机构变速器操纵机构由变速杆、拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒档安全装置等组合于变速器盖上（图2.4）。应结构简单，操纵轻便，档位清晰，变变速杆的换挡位置（见图2.5）合理，挂档准确、迅速、安全可靠（每次只能挂入一个档，不误挂倒档，不自动脱档）。（a）变速杆由盖得上方装入 （b）变速杆由盖的下方装入1-互锁销；2,5-换挡拨叉；3-自锁用钢球；4-挂一档倒档用的中间杆；6-互锁钢球图2.4 组合于变速器盖上的操纵机构图2.5 换挡位置图 自锁装置为档位定位装置，通过弹簧、钢球及拨叉轴上的凹槽定位（见图2.4），以防止自动脱档并保证接合齿的全长啮合。 互锁装置防止两档同挂，保证当移动某一拨叉轴时，其他拨叉轴互被锁住。销、球式（见图2.4）简单可靠，另有摆动锁块式（图2.6，其中摆动的锁块装在变速器盖上）、转动锁块式互锁装置（图2.7）及三向锁销式（图2.8）等。 图2.6 摆动锁块式互锁装置 图2.7 转动锁块式互锁装置 图2.8 三向锁销式互锁装置 图2.9 倒档安全装置 倒档安全装置又称倒档锁或选档阻力装置（图2.9）。当变速器杆头接触到倒档锁销开始挂倒档时，要克服钢球和弹簧的较大阻力，从而产生明显手感而引起注意。2.3变速器倒档布置方案的选择与分析 倒挡布置应注意以下几点： （1）倒挡齿轮在非工作位置时，不得与第二轴的齿轮有啮合现象； （2）换入倒挡时不得与其他齿轮发生干涉； （3）倒挡轴在变速器壳体上的支承不得与中间轴的齿轮相碰。 图2.1为常见的倒挡布置方案。 图2.1a方案主要用于小客车上。 图2.1b方案用于四挡直齿滑动齿轮的变速器上。(a) (b) (c) (d)(e) (f) (g)(a) 小客车常用；(b) 直齿滑动啮合四挡；(c) 多数五挡采用；(d) c方案的改进 ；(e) 前进挡常啮合；(f) 前进挡常啮合；(g) 一、倒挡各用一跟拨叉轴图2.10 挡布置方案图2.1（d）方案是对（c）的修改；图2.1（e）用于所有前进档都是常啮合的变速器上；图2.1（f）也是用于所有前进档都是常啮合的变速器上。为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.1（g）方案；缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器盖中的操纵机构复杂一些。倒档结构方案的选择，应根据其它档布置情况。力求位置合理并缩短变速器的轴向长度。综合以上几种变速器倒挡布置方案，选择图2.1（f）为变速器的倒挡布置方案7。2.4 本章小结本章首先对比了两轴式和中间轴式的优、缺点，由于中间轴式变速器的结构工艺性、变速器径向尺寸、变速器齿轮的寿命、变速器传动效率好于两轴式,因此设计的变速器选择中间轴式；接着本章确定了倒挡布置方案；然后对零部件的结构方案进行了分析，即对齿轮及换挡机构的形式进行了分析；最后对倒挡的布置方案以及防止自动脱挡进行了设计。第3章 变速器主要参数的计算及校核3.1设计的初始数据表3.1已知基本数据最高车速（Km/h）发动机率（Kw）额定转矩总质量（Kg）转矩转速（r/min）主减速器传动比车轮半径（mm）9088.04300.67545532005.24393.22车轮：R16（选205/55R16） 3.2变速器传动比的确定确定档传动比： 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。故有：= （3.1）式中：-作用在汽车上的重力，；-汽车质量；-重力加速度，；发动机最大转矩，；主减速器传动比，；传动系效率，；车轮半径，；滚动阻力系数，对于货车取；爬坡度，30%换算为。则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为：= （3.2）驱动轮与路面的附着条件： （3.3）-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 取综上可知： 取其他各档传动比的确定：按等比级数分配原则： （3.4）式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：，=高档使用率比较高，低档使用率比较低，所以可使高档传动比较小，所以取其他各挡传动比分别为：=；3.3中心距A3.3.1初选中心距可根据下述经验公式 （3.5）式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，商用车：；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，。 则，初选中心距。3.3.2变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸:mm。3.4齿轮参数及齿轮材料的选择3.4.1齿轮模数同步器与啮合套的接合齿多采用渐开线齿形。出于工艺性考虑，同一变速器的接合齿采用同一模数。轻中型货车为2-3.5，选取较小的模数并增多齿数有利于换挡。变速器一档及倒档模数为3.5mm，其他档位为3.0。3.4.2齿形、压力角及螺旋角根据刘维信的汽车设计表6-3汽车变速器齿轮的齿形，压力角及螺旋角分别为：表3.2齿形压力角螺旋角GB1356 78规定的标准齿形选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一，第二轴上的斜齿轮一律取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。3.4.3齿宽通常是根据齿轮模数来确定齿宽b直齿，为齿宽系数，取为4.48.0，取 8 .0；斜齿，取为7.08.6，取8.0。一档及倒档齿轮齿宽mm;其他档位齿轮齿宽mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮的寿命。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取4mm。3.4.4齿顶高系数一般规定齿顶高系数取为1.00。 3.4.5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 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，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，细化材料晶面粒13。3.5一档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算图3.1 中间轴式五档变速器简图3.5.1一挡齿轮参数的计算 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在1217之间选用，最小为12-14，取，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为 （3.6）为了求，的齿数，先求其齿数和， （3.7）=55 即=-=55-13=42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依据。理论中心距：=102.427mm （3.8）对一挡齿轮进行角度变位：端面压力角： tan=tan/cos （3.9） =21.17端面啮合角： cos= （3.10） =23.3由表14-1-21查得：齿轮齿数之比变位系数之和 （3.11） =0.47067查图14-1-4选择变位系数线图（，），可知，则 计算精确值：A= （3.12） 当量齿数 根据齿形系数图可知一挡齿轮参数：分度圆直径 =3.542/cos22.26=158.82mm =3.513/cos22.26=49.16mm中心距变动系数 =（92-91.25）/3.5=0.214齿顶变动系数 =0.145-0.214=0.0688齿顶高 =3.4279mm =5.07055mm齿根高 =4.52mm =4.01mm齿高 =7.64mm齿顶圆直径 =141.56mm =56.07mm齿根圆直径 =126.15mm =40.81mm3.5.2一挡齿轮强度的计算 1.齿轮弯曲应力的计算图3.2 齿形系数图斜齿轮弯曲应力 （3.13）式中： 计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角；应力集中系数，；齿形系数，可按当量齿数在图2.1中查得；齿宽系数；重合度影响系数，。（1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力 ， 。2齿轮接触应力的计算 （3.14）式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽=74=28mm表3.3变速器齿轮的许用接触应力齿轮齿轮类型一挡和倒挡常啮合齿轮和高挡渗碳齿轮1900200013001400液体碳氮共渗齿轮9501000650700（1）计算一挡齿轮9，10的接触应力mmmm = =3.5.3一挡齿轮受力的计算 N 3.6常啮合齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算3.6.1常啮合齿轮参数的计算 求出常啮合传动齿轮的传动比 （3.15）=因常啮合传动齿轮副的中心距与一挡齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相等，初选=，即 （3.16） （3.17） =由式（3.15）、（3.17）得，则： = 表3.4对常啮合齿轮进行角度变位理论中心距（mm）端面压力角（）端面啮合角（）变位系数精确值（）当量齿数齿形系数102.6621.5723.370.430.03524.6832520.170.158表3.5 常啮合齿轮参数 （mm）分度圆直径中心距变动系数齿顶高变动系数齿顶高齿根高79.23128.750.4460.01864.233.052.463.64全齿高齿顶圆直径齿根圆直径 6.6987.70134.8574.31121.463.6.2常啮合齿轮强度的计算 表3.6 常啮合齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（）接触应力（）（）（）（mm）（mm）（）（）140.76143.9431.699.811297.471330.893.6.3常啮合齿轮受力的计算 表3.7 常啮合齿轮的受力圆周力（N）径向力（N）轴向力（N）7213.426855.582887.582744.283312.843148.503.7二档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算3.7.1二档齿轮参数的计算 二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选 （3.18）= （3.19）=由式（3.18）、（3.19）得，则，=表3.8 对二档齿轮进行角度变位理论中心距（mm）端面压力角（）端面啮合角（）变位系数精确值（）当量齿数齿形系数102.8321.322.9-0.05490.4622.6257240.150.17表3.9 二档齿轮参数 （mm）分度圆直径中心距变动系数齿顶高变动系数齿顶高齿根高146.2461.740.390.01512.794.333.912.37全齿高齿顶圆直径齿根圆直径 6.70151.8270.41138.4157.003.7.2常啮合齿轮强度的计算 表3.10 二档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（）接触应力（）（）（）（mm）（mm）（）（）300.47278.9629.3312.381161.301191.223.7.3二挡齿轮受力的计算 表3.11 二档齿轮的受力圆周力（N）径向力（N）轴向力（N）13586.1514295.195353.645633.045657.745953.013.8三档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算3.8.1三档齿轮参数的计算 （1）三挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选 （3.20） （3.21）=由式（3.20）、（3.21）得，则，=表3-12 对三档齿轮进行角度变位理论中心距（mm）端面压力角（）端面啮合角（）变位系数精确值（）当量齿数齿形系数103.5421.4322.068-0.10530.2622.6250320.1490.162表3.13 三档齿轮参数 （mm）分度圆直径中心距变动系数齿顶高变动系数齿顶高齿根高126.7481.240.150.0112.683.784.072.97全齿高齿顶圆直径齿根圆直径 6.75132.1088.80118.6175.303.8.2三档齿轮强度的计算 表3.14三档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（）接触应力（）（）（）（mm）（mm）（）（）229.89222.4825.4216.29948.05972.483.8.3三挡齿轮受力的计算 表3.15 三档齿轮的受力圆周力（N）径向力（N）轴向力（N）10325.4710864.354068.774281.113312.843148.503.9四档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算3.9.1四档齿轮参数的计算 （1）四挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选 （3-22） = （3-23）= 由（3-22）和（3-23）得，则： 表3.16 对四档齿轮进行角度变位理论中心距（mm）端面压力角（）端面啮合角（）变位系数精确值（）当量齿数齿形系数102.66121.5723.3650.5-0.03424.6842430.1760.144表3.17 四档齿轮参数 （mm）分度圆直径中心距变动系数齿顶高变动系数齿顶高齿根高102.34105.640.4460.0194.442.842.253.85全齿高齿顶圆直径齿根圆直径 6.69111.22111.3297.8497.933.9.2四档齿轮强度的计算 表3.18四档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（）接触应力（）（）（）（mm）（mm）（）（）149.67192.4821.1821.86805.02825.763.9.3四挡齿轮受力的计算 表3.19 四档齿轮的受力圆周力（N）径向力（N）轴向力（N）7940.888355.3043178.733344.623646.943837.263.10倒档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算3.10.1倒档齿轮参数的计算 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在21-23之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选，则：=mm （3-24）取整mm端面压力角： tan=tan/cos （3-25） 端面啮合角： cos= （3-26） 由表14-1-21查得：变位系数之和 （3-27） 则 当量齿数 （3-28）根据齿形系数图可知倒挡齿轮参数：分度圆直径 =3.522/cos20.36=82.1311mm中心距变动系数 =（66-65.33）/3.5=0.1914齿顶高变动系数 =0.19759-0.1914=0.00619齿顶高 =2.6999mm齿根高 =5.5134mm齿高 =7.8533mm齿顶圆直径 =87.5309mm齿根圆直径 =71.8243mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和9的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取间隙为5mm： （3-29）初选，由得取整为表3.20 对倒档齿轮进行角度变位理论中心距（mm）端面压力角（）端面啮合角（）变位系数精确值（）当量齿数齿形系数130.3621.1720.75-0.3230.2219.5651320.1440.157表3.21 倒档齿轮参数 （mm）分度圆直径中心距变动系数齿顶高变动系数齿顶高齿根高159.71100.280.468-0.574.376.275.503.60全齿高齿顶圆直径齿根圆直径 9.87168.44112.82148.7093.073.10.2倒档齿轮强度的计算 1弯曲应力2接触应力mmmm =表3.22 倒档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（）接触应力（）（）（）（mm）（mm）（）（）136.60239.6130.7412.15820.081368.783.10.3倒挡齿轮受力的计算 表3.23 倒档齿轮的受力圆周力（N）径向力（N）轴向力（N）8070.7722483.923115.528679.342865.957984.103.11本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，同时对各挡齿轮进行变位，接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数，最后计算出各挡齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。第四章 轴及轴上支承的计算及其校核4.1轴承的选择及寿命验算4.1.1滚针轴承的选择及寿命验算1.输出轴五档齿轮滚针轴承的选择对货车轴承寿命要求是25万km，由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知hh由 r/minKN根据式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知KN根据式（7-2-6）查表（7-2-29）KN查表（7-2-31）KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：表4.1五档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型38463044.082.56700950030.142.7轴承寿命验算：由h故所选轴承合格。根据速比极差计算各档转速：=即r/min r/min r/min r/min2.输出轴四档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知hKN根据式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知KN根据式（7-2-6）查表（7-2-29）KN查表（7-2-31）KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：表4.2四档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型48563049.81055300750030.142.7轴承寿命验算：由故所选轴承合格。3.输出轴三档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知hKN根据式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知KN根据式（7-2-6）查表（7-2-29）KN查表（7-2-31）KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：表4.3三档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型52603052.011248006700-30.142.7轴承寿命验算：由h故所选轴承合格。4.输出轴二档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知hKN根据式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知KN根据式（7-2-6）查表（7-2-29）KN查表（7-2-31）KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：表4.4二档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型55624062.5160480067007340.172.3轴承寿命验算：由h故所选轴承合格。5.输出轴一档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率可知hKN根据式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知KN根据式（7-2-6）查表（7-2-29）KN查表（7-2-31）KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：表4.5一档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型75833072.598.236005000-30.142.7轴承寿命验算：由h故所选轴承合格。6.倒档齿轮滚针轴承的选择h KN根据式（7-2-1）查表7-2-31表7-2-26可知根据式（7-2-6）查表（7-2-29）KN查表（7-2-31）KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：表4.6倒档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型40483045.286.86300900030.142.7轴承寿命验算：由h故所选轴承合格。倒档轴齿轮11，,12表4.7倒档双联齿轮滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型42502031.054.2600085000-20.142.74.1.2圆锥滚子轴承的选择及寿命验算1.第二轴两端轴承的选择初选轴承型号 30208 和323088因为挂I档时齿轮所受圆周力，轴向力，径向力最大，所以两个圆锥滚子轴承在挂I档时所受力最大。轴向载荷分析图如下图4.1第二轴圆锥滚子轴承受力分析N N根据力的径向平衡条件有：NN轴承的转速为352r/min计算两轴承寿命：附加轴向力：NN因为所以轴承I被“压紧”，轴承II被“放松”。所以被“压紧”的轴承工作所受的总轴向力必须与相平衡，即轴承I：NKN轴承II：NKN轴承的名义寿命L（以转为单位）由h故所选轴承合格。中间轴两端圆锥滚子轴承的选择：初选轴承型号 33228 和32308因为挂I档时齿轮所受圆周力，轴向力，径向力最大，所以两个圆锥滚子轴承在挂I档时所受力最大。轴向载荷分析图如下图4.2中间轴圆锥滚子轴承受力分析 N N根据力的径向平衡条件有： N N轴承的转速为1137r/min计算两轴承寿命：附加轴向力： N N因为所以轴承I被“压紧”，轴承II被“放松”。所以被“压紧”的轴承工作所受的总轴向力必须与相平衡，即轴承I： NKN轴承II： NN轴承的名义寿命L（以转为单位）由h故所选轴承合格。故所选轴承合格。4.2轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，表面光洁度不低于815。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，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16。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17。4.3轴的校核计算4.3.1初选轴的直径三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A按下式初选：=第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩按下式初选： （4.1）式中：经验系数，；发动机最大转矩（N.m）。初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键，弹性挡圈等标准件以及轴的刚度，强度验算结果进行修正。第一轴花键部分直径；第二轴最大直径mm；中间轴最大直径mm。变速器轴的最大直径d与支撑之间的距离L可按下列关系式初选：第二轴：；第一轴及中间轴：第二轴支承之间的长度mm取mm；中间轴支承之间的长度mm取mm，第一轴支承之间的长度mm取mm图4.3 轴的尺寸图4.3.2轴的刚度校核若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式（4.2）、（4.3）、（4.4）计算 （4.2） （4.3） （4.4）式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.06105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为mm，mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。图4.4第二轴受力分析（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。（2）二轴的刚度一档时N，Nmm，mm，mm mm （4.5）mm mm （4.6）mmmmmmmm （4.7）radrad (4.8) 二档时N，Nmm，mm mmmm mm=0.013293mmmmmmradrad三档时N，Nmm，mm mm （1.1）mm mmmmmmmmmmradrad四档时N，Nmm，mm mmmm mmmmmmmmmmradrad倒档时N，Nmm，mm mmmm mmmmmmmmmmradrad（3）中间轴刚度图4.5中间轴受力分析 一档时N，Nmm，mm mmmm mmmmmmmmmmradrad二档时N，Nmm，mm mmmm mmmmmmmmmmradrad三档时N，Nmm，mm mmmm mmmmmmmmmmradrad四档时N，Nmm，mm mmmm mmmmmmmmmmradrad4.3.3轴的强度校核（1）第二轴的强度校核图4.6第二轴剪力图与弯矩图一档时挠度最大，最危险，因此校核。水平面：1）求水平面内支反力、由平衡方程 得A与B端得支反力分别为： N （4.9） N （4.10）2）建立剪力与弯矩方程由于在截面C处作用有集中载荷，故应以该截面为分界面，将梁划分为AC与CB两段，分段建立剪力与弯矩方程。对于AC段，选A点为原点，并用坐标表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为N （0） (4.11) （0） (4.12) 对于CB段，选B点为原点，并用坐标表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为N （0） (4.13) （0） (4.14) 3)画剪力图与弯矩图 根据式（a）与（c）画剪力图，根据式（b）与（d）画弯矩图，如图4.6所示。图4.7中间轴剪力图与弯矩图垂直面：1）求垂直面内支反力、由平衡方程 得A与B端得支反力分别为：N (4.15)N (4.16)2）建立剪力与弯矩方程由于在截面C处作用有集中载荷，故应以该截面为分界面，将梁划分为AC与CB两段，分段建立剪力与弯矩方程。对于AC段，选A点为原点，并用坐标表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为N （0） (4.17) （0） (4.18)对于CB段，选B点为原点，并用坐标表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为N （0） (4.19) （0） (4.20)3）画剪力图与弯矩图根据式（a）与（c）画剪力图，根据式（b）与（d）画弯矩图，如图4.7所示。按第三强度理论得：N.m (4.21) (4.22)4.4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，以满足设计的需要。第五章 同步器和操纵机构的设计及选用5.1同步器的设计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。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但又不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相同）换档的缺点，现已很少使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换档，因而能确保完成同步啮合换挡，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。同步器的功能和实现对同步器的基本要求。它又可分为惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。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。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。5.1.1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5.1锁销式同步器如图5-1所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环1，4和齿轮上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套3的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销6的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。滑动齿套与同步环之间为弹性连接。摩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。在惯性式同步器中b弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。5.1.2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5.2 锁环式同步器如图5-2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5-3a所示，此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，如图5-3b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。1-锁环；2-啮合套；3-啮合套上接合齿；4-滑块 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置图5.3 锁环式同步器工作原理5.1.3同步器主要尺寸的确定1锁环式同步器主要尺寸确定（1）接近尺寸b 同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离b（图5-4），称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取b=0.20.3mm。（2）分度尺寸a 滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距a（图5-4） ,称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸，应予以控制。1啮合套接合齿 2滑块 3锁环 4齿轮接合齿图5.4 接近尺寸和分度尺寸（3）滑块转动距离c （图5-5）滑块在锁环缺口内转动距离c影响分度尺寸a。滑块宽度d、滑块转动距离c与缺口宽度尺寸E之间的关系如下E=d+2c滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系如下： c式中，为滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）；为接合齿分度圆半径。 1啮合套 2锁环 3滑块 4锁环缺口图5.5 滑块转动距离（4）滑块间隙 滑块间隙是指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，如图6-6所示。同时，啮合套端面与锁环端面的间隙为，要求。若，则换挡时在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面位于接触位置，即接近尺寸b0，应,通常取mm左右。锁止端面与齿轮接合齿端面应留有间隙（称之为后备行程），如图5-6所示。预留后备行程的原因是锁环的摩擦面会因摩擦而磨损，并在接下来的换挡时，锁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隙和失去摩擦力矩。而此刻，若锁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锁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mm。在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在0.20.5mm。图5.6 滑块端隙2.锁销式同步器主要尺寸确定（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，称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取b=0.20.3mm。（2）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中心线间的距离a，称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同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、锁销转动距离c与销孔直径e之间的关系如下e=d+2c锁销转动距离与接合齿齿距的关系如下式中：锁销轴向移动后的外半径（即摩擦锥环外半径）；接合齿分度圆半径。（4）锁销端隙 锁销端隙是指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时华东齿套端面与摩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b0，应使，通常取mm左右。5.1.4同步器主要参数的确定1、摩擦因数汽车在行驶过程中换挡，同步器经常处于工作频繁的状态。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。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副在油中工作的摩擦因数f取为0.1。摩擦因数f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，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f的影响很大，f随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不宜过大。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。（2）锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取，当时，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=7。时就很少出现咬住现象。（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取大以后还会影响同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R取大些。（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式中： 摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，=1.01.5MPa；摩擦力矩；摩擦因数；摩擦锥面的平均半径。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R和布置上的限制，不宜取得很厚，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（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锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间的角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素主要有摩擦因数f，摩擦锥面平均半径R，锁止面平均半径和锥面半锥角4、同步时间 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。5.2变速器操纵机构的设计5.2.1变速器操纵机构的要求及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。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。3、电控自动换挡变速器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。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，来实现自动换挡，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，能自动实现收油门、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，减轻了驾驶员的驾驶强度。5.2.2变速器操纵机构分析如图5-7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。为了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。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5.7 六挡变速器操纵机构示意图5.3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。对于空载和满载质量变化大、使用天条件复杂、需要扩大传动比范围、增多挡位数，以适应在各种使用条件下的动力性与经济性要求的重型车。为不使变速器的结构过于复杂和便于系列化，多以四档或五档变速器与两或三、四档副变速器组合，副变速器可装在变速器之后或之前。前置副变速器多由一对齿轮组成超速档代替变速器的常啮合传动齿轮，结构紧凑、易变型；后置副变速器可由两对齿轮或行星齿轮机构组成，传动比大，后置可减小变速器的尺寸及负荷，为常用型；前后均布置方案可得到更多档位。主副变速器多联成一个单独总成，以利拆装。5.4本章小结本章主要对变速器中的同步器和箱体进行了介绍给出了设计的标准，在设计过程中确定了设计的依据，以准确的设计出同步器及箱体。结 论这次毕业设计主要完成了变速器传动方案的确定，变速器各挡传动比的分配，齿轮参数的选择，变速器各挡齿轮齿数分配，变速器齿轮的设计计算，变速器轴和轴承的设计计算，同步器及箱体的设计以及利用AutoCAD画装配图和零件图等设计。由于本次设计的项目在国内外都是成熟的技术，这次设计的目的是为了了解设计的方法、设计过程以及一些设计理念。本次设计以轻型货车变速器设计为题。主要是对变速器的两大主要元件轴和齿轮的设计计算。在机械式变速器中，这两大元件对变速器的工作起了主要作用，通过改变齿轮组的啮合组合的不同从而改变了传动转速。在设计过程中通过运用材料力学的知识，对轴和齿轮进行了力学分析、校核计算以及选择合理的材料和热处理方法。变速器在换档过程中的另一个重要元件式同步器，它能保证平稳地从一个档位换入另一个档位，从而防止了冲击，避免了齿轮因换档角速度不同而使齿轮损坏，其次对操纵机构和箱体进行了设计以及对图纸的绘制等设计工作，从而更好的完成本次毕业设计。参考文献1 陈家瑞.汽车构造(上，下册)M.机械工业出版社，2005.2 胡朝峰,过学迅，汪斌.汽车变速器技术的发展与展望J.汽车研究与开发，2005，（07）.3 余志生.汽车理论M.北京：机械工业出版社,2000.4 陈文才.汽车变速器可靠性设计研究J.煤炭技术, 2010, (09) . 5 刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001.6 彭国民，康黎云, 任海军.变速器齿轮传递误差分析与优化J.汽车技术，2009，(02)7 刘惟信.机械设计手册M.北京：机械工业出版社，1991.8 郝石磊.新型CVT无级变速器动力传递机构的设计，湖北汽车工业学院学报J.2007，(04) .9 范钦珊.材料力学M.北京：侵华大学出版社，2004. 11 刘混举.机械可靠性设计M.北京：国防工业出版社，2009.12 张义民.汽车零部件可靠性设计M.北京：北京理工大学出版社，2000.13 孙靖民.机械优化设计M.北京：机械工业出版社，2003.14 雷兴善. 双离合器变速器DSG结构特点与工作原理J. 大科技科技天地，2010，（11）.15 干茂华, 王忠利.浅议我国工程机械定轴式变速器的应用与发展J.工程机械，2008，(09) .16李杰，张磊，赵旗.中轻型货车变速器齿轮的接触应力分析J .汽车工程学会，2008，（11）.17周飞.基于人际工程轿车变速器操纵机构的设计D.上海交通大学，2008.18蒋春明.汽车机械式变速器变速传动机构可靠性优化设计D.南京航空航天大学，2007.10高敬.汽车变速器变速传动机构可靠性分析A.工程技术，2009.19孙卫静.轻型货车变速器设计平台研发D.武汉理工大学，2010.20肖永清，杨忠敏.汽车的发展与未来J.汽车工程学会，2004，（13）.21高敬.汽车变速器变速传动机构可靠性分析J.科技创新导报，2009，(16) .22施全, 龙月泉, 石晓辉.郭栋.变速器齿轮参数优化与啸叫声控制的研究J. 噪声与振动控制，2010，（03）.24 成大先.机械设计手册第三卷第14 篇（第四版）M.北京：化学工业出版社， 2002.25王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社，2006.26黄鹏.变速器齿轮参数的选择J.上海股份汽车齿轮总厂产品工程部，2006，（04）.27向立明,汽车变速器的发展历史及未来趋势J.公路与汽运，2005，（08）.28Lazaropuoluos,Athanasios.Broadband Transmission via Underground Mediun-Voltage Power Lines Part 1:Transmission CharacteristicsJ.Transactions on Power Delivery,2010(4). 29Masahiko Nishijima, Kenji Hiraga, Michiaki Yamasaki .Characterization of Precipitates in Mg-Sm Alloy Aged at 200 deg C, Studied by High-Resolution Transmission Electron Microscopy and High-Angle Annular Detector Dark-Field Scanning Transmission Electron MicroscopyJ.Materials transactions, 2009.致 谢毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有苏老师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。在毕业设计过程中，我得到了苏老师的亲切关怀和耐心的指导。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成，苏老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。除了敬佩老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。在此谨向苏老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。本次毕业设计凝聚了汽车系所有老师的辛勤汗水，从开始进入课题到设计的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意!我还要感谢培养我长大含辛茹苦的父母，谢谢你们!最后我还要感谢汽车系和我的母校黑龙江工程学院四年来对我的栽培。在此向汽车系以及我的母校所有的老师表示由衷的谢意。附 录Market Analysis and Forecast of Light Vehicle Transmission 1 Global transmission market status The current global vehicle production increases at an average annual rate of 3.5% per year and is expected to at least 89 million at 2015. With the increase in light vehicle production, manual transmission and planetary gear automatic transmission is also expected to yield increases, but they will be occupied a part of the CVT market share by the AMT. Compared with planetary gear transmission, AMT and the CVT automatic transmission can not only improve the transmission efficiency and decrease production costs, but also can quickly improve the shift quality; so it is expected that AMT will be higher growth rates. CVT applications will be limited to small vehicles, but if the ring IVT technology in practical applications become more mature, reliable and gain market acceptance, it can achieve strong growth momentum. 2 Transmission Market Analysis and Forecast 2.1 manual transmission (MT)Over the years, Western Europe focus on studying driving control, manufacturing costs and fuel economy and other issues, becoming the largest market for manual transmissions, but it is expected that in the next 5 years, the market position of the manual transmission will eventually be replaced by Eastern Europe and Asia. However, in whole Europe, the proportion of manual transmission has been on the decline, especially when the AMT gains more market share and the automatic transmission is applied the small car market and manual transmission in the European new car market share is expected to decrease from 2005 In about 80% to 70% in 2010, about 55% by 2015. At Asia-Pacific region (excluding Japan), manual transmission market share is expected to decrease from 87% in 2005 down to 85% in 2010 and drop to 83% in 2015. However, automatic transmission and CVT are very popular in Japan, and manual transmission will lose market share gradually, expecting to decline from the current 22% to 13% in 2010. In North America, the manual transmission market share is expected to continue to decline, from 13% in 2005 down to 11% in 2010, and by 2015 only 10% of the market. In China, India, Pacific Rim and South America, 5-speed manual transmission is expected to continue to occupy most of the market share. Overall, as a slight increase in global automotive production, the global market share of the manual transmission is expected to decline. 2.2 Automatic Transmission (AT)Over the years, the North American car owners are more like driving a car with automatic transmission, and this preference will still continue, despite the recent tend that buying a vehicle with better fuel economy may affect the automatic transmission market, resulting market share falling. Planetary gear automatic transmission will account for 85% of the market share in 2010, 87% in 2005 but2015 will drop to 83%. In 2010, 5-speed automatic transmission will account for 77% of total transmission, while the market share of 6-speed transmission will increase, especially the large torque 6-speed transmission. 6-speed automatic transmission is expected to account for 15%20%of the total output of automatic transmission, 50% by 2010. In 2015. 4-speed automatic transmission is expected to disappear from new product by 2010. Due to CVT quickly capture the market, especially in Japan account for a large proportion of small and micro-car segment, automatic transmission has been Japans dominant position in the market for many years. Automatic transmission market share is expected to decrease from 60% in 2005 to 50% in 2010, down to 45% in 2015. New car market has grown rapidly in the Asia-Pacific (excluding Japan), automatic transmission is expected to increase from 15% in 2005 to 18% in 2010, 22% in 2015. In Europe, the automatic transmission market will be eroded by DCT, from 17% in 2005 down to 16% in 2015 to 14% by 2015. In the March 2007 survey found that 15% of the next European automatic transmission owners planed to buy a car assembled DCT select models, and more than 40% report showed that they would consider models with AMT. According to analysis, the global vehicle production assembled automatic transmission will soon exceed manual transmission car, but a part of the total amount of the automatic transmission increase in the proportion due to AMT. With the growth of AMT and the CVT, the traditional planetary automatic transmission is expected to be only slightly higher than the 29 million units in 2005, while in 2010 it will surpass 3000 million and in 2015 achieve 33 million units. 2.3 Continuously variable transmission (CVT)CVT in Japan has been in a dominant market position, its market share is expected to continue to grow from about 20% in 2005 to 38% in 2010. In other markets, CVT will only get a certain degree of market acceptance. CVT may be expected to achieve 5% market share in Europe by 2010, but the possibility of achieving that is even smaller than the market in North America. While CVT can transmit high torque, but manufacturing CVT need special alloy steel and require special high-precision machining, making the manufacturing cost relatively expensive, much higher than the manual transmission with considerable power. CVT size is also an assembly problem, in Europe because its lower torque transmission capability has limited consumer acceptance. In North America, full of large displacement vehicles, the CVT significantly reduced market penetration, and only to such as the Honda Civic Hybrid and other automotive facilities. Although acceptance is limited in the two larger markets, the global production of CVT is expected to increase about 60%, from 250 million units in 2005 to 400 million units in 2010 and in 2015 almost 600 million units. It will be driven by fast-growing small car market in developing countries, markets in developed countries shifting to better fuel economy small cars and hybrid technology. 2.4 The automatic mechanical transmission (AMT)AMT market share is expected to be significant growth in the coming years, especially with the improvement of the quality shift in the traditional automatic transmission, leading to
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