汽车、奇瑞A3轿车两轴式五挡手动变速器设计含8张CAD图
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设计（论文）任务书
Ⅰ、毕业设计（论文）题目：
奇瑞A3汽车手动变速器设计
Ⅱ、毕业设计（论文）工作内容（从专业知识的综合运用、论文框架的设计、文献资料的收集和应用、观点创新等方面详细说明）：
变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。本课题基于奇瑞A3型轿车，结合机械变速器的设计方法，深入研究了变速器传动比的计算，挡数的分配，齿轮参数的计算，轴及轴承的选择等，从而使乘用车的舒适性和动力性有很大的提高。拟采用五档手动变速器的设计方案。并要进行总图和各部装图、零件图的设计。通过毕业设计，全面系统地进行一次机械设计基本训练，使本人对所学课程能融会贯通，综合运用，并得到深化巩固。
Ⅲ、进度安排：
2014年10月20日～2013年11月9日（3周）：选择题目，收集材料，联系落实毕业实习单位，填写毕业设计任务书；
2014年11月10日～2013年12月7日（4周）：布置任务，明确目标、制定计划，确定初步毕业设计方案；
2014年12月8日～2015年1月4日（4周）：深化初步方案，结合毕业实习加深对毕业设计方案的认识；
2015年1月5日～2015年1月16日（2周）：学生毕业设计方案进一步完善；
2015年1月17日～2015年3月1日（6周）：继续前期工作；
2015年3月2日～2015年5月17日（11周）：学生全部返校，进行毕业设计计算、绘图，编制毕业设计说明书，完成毕业设计工作任务（2015年3月30日～2015年4月5日接受学校毕业设计期中检查）；
2015年5月18日～2015年5月31日（2周）：毕业成果预提交、修改、评阅、答辩。
Ⅳ、主要参考资料：
[1] 汽车构造
[2] 汽车底盘设计
[3] 变速器设计
[4] 机械零件设计手册
[5] 校图书馆相应的期刊及数字期刊
指导教师：（签名： ）， 年 月 日
学生姓名：（签名： ），专业年级：
系负责人审核意见（从选题是否符合专业培养目标、是否结合科研或工程实际、综合训练程度、内容难度及工作量等方面加以审核）：
专业负责人签字： ， 年 月 日
XXXX
奇瑞A3汽车手动变速器设计
摘 要
变速器是汽车传动系统中比较关键的部件，它的设计好坏将直接影响到汽车的实际使用性能。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，同时使发动机在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。
因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。
本文设计研究了两轴式五挡手动变速器，主要分为设计和校核两大部分。对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计并讲述了变速器中各部件材料的选择。
关键词：手动变速器 齿轮 轴 传动比 校核强度
ABSTRACT
Transmission is more cruical in automotive driveline components, it is dseigned to ditectly affect the quality of the actual use of performance automobiles. Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function.
Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid.
This paper describes the design of Chery A3 car two-axis five block manual trans mission, The design is divided into two parts and check the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice.
Keywords :Manual transmission Gear Shaft Transmission ratio Check the strength
目 录
摘 要 I
ABSTRACT II
第一章 绪 论 1
1.1 变速器的发展现状 1
1.2 研究的目的、依据和意义 2
第二章 变速器的总体方案设计 3
2.1毕业设计任务及要求 3
2.2变速器的功用及设计要求 3
2.3变速器传动机构的型式选择与结构分析 3
2.3.1三轴式变速器与两轴式变速器 4
2.3.2倒档传动方案 5
第三章 变速器主要参数的选择 7
3.1 设计初始数据 7
3.2 变速器各挡传动比的确定 7
3.3 中心距A的选择 7
3.4齿轮参数 7
3.4.1模数 7
3.4.2 压力角a 8
3.4.3 螺旋角β 8
3.4.4 齿宽b 8
3.4.5 齿顶高系数 8
第四章 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 14
4.1.3 计算各轴的转矩 15
4.2 轮齿的校核 15
4.2.1 轮齿弯曲强度计算 15
4.2.2 轮齿接触应力σj 18
第五章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核 23
5.1 轴的设计计算 23
5.1.1 轴的工艺要求 23
5.1.2 初选轴的直径 23
5.1.3 轴的强度计算 23
5.2 轴承的选择及校核 28
5.2.1 输入轴的轴承选择与校核 28
5.2.2 输出轴轴承校核 29
第六章 变速器同步器的设计 31
6.1、 同步器的结构 31
6.2、 同步环主要参数的确定 32
6.2.1、 同步环锥面上的螺纹槽 32
6.2.2 锥面半锥角α 33
6.2.3 摩擦锥面平均半径R 33
6.2.4 锥面工作长度b 33
6.2.5 同步环径向厚度 33
6.2.6 锁止角β 34
6.2.7 同步时间t 34
第七章 变速器的操纵机构 35
结 论 36
致 谢 37
参考文献 38
V
第一章 绪 论
1.1 变速器的发展现状
近年来，汽车变速器的发展速度呈现出日新月异的势头，而先进制造技术在汽车变速器上的运用更是奇光异彩。所谓先进制造技术，是指集机械工程技术、电子技术、自动化技术、信息技术等多种技术为一体，用于制造产品的技术、设备和系统的总称，基本包含计算机辅助设计、计算机辅助制造、集成制造系统等。
汽车变速器作为用来协调汽车发动机的转速和车轮的理论行驶速度的变速装置。其能够经过换挡可以使发动机工作在它的最佳的动力功能状态下。
手动变速器由变速传动机构、变速器壳体、操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式不同分类。按照前进挡数可以分为三档、四档、五档、多档变速器；按照轴的形式可以分为固定轴式（齿轮的旋转轴线固定不动）和旋转轴式（齿轮的旋转轴线也是转动的，如行星齿轮变速器），其中固定轴式手动变速器可以根据轴数的不同，分为两轴式、中间轴式、双中间轴式、多中间轴式。
手动变速器是与自动变速器相对而言的，其实在自动变速器出现之前所有的汽车都是采用手动变速器。手动变速器是利用大小不同的齿轮配合而达到变速的。最常见的手动变速器多为5挡位（4个前进挡 、1个倒挡），也有的汽车采用6挡位变速器。一般来说，手动变速器的传动效率要比自动变速器的高，因此驾驶者技术好，手动变速的汽车在加速、超车时比自动变速车快，也省油。
据前瞻产业研究院公布的《2014-2018年中国汽车变速器行业产销需求与投资预测分析报告》数据可知：早在2011年，中国汽车全年产销量就已经突破了1800万辆，稳坐全球第一宝座。然而那时中国千人汽车拥有量仍不到100辆，从全球范围来看，千人汽车保有量为120辆，与全球发达国家比较，千人汽车保有量仍非常低，预计将来5-10年，汽车消费需求仍将保持在5%-10%平稳较快发展势头，预计到2015年时汽车销售规模将会达到2500万辆。在汽车行业市场规模高速增长的情况下，中国汽车变速器行业将面临着非常重大机遇。2011年中国汽车变速器市场规模达近870亿元人民币，而且以每年以15%以上的速度增长，估计2015年将会达到1700亿元。绿色汽车、节能减排已经成为当今汽车工业发展的主要方向，将来新能源汽车的利用与车辆“智能化”结合，也是汽车工业发展的目标。发达国家车辆变速器发展情况和需要各有特点，手动与自动并存，不同地域需求比例不同。国内变速器主要以手动为主，自动变速器占有率正在不断提升。
汽车变速器的发展与先进制造技术的应用是相辅相成的。变速器的发展能拉动先进制造技术的利用，先进制造技术的应用可以不断促进变速器的发展。
1.2 研究的目的、依据和意义
改革开放30年来,我国汽车变速器行业随着整车行业的飞速发展而发展壮大,形成了一大批具有规模的变速器企业.大多数国内变速器企业在引进消化吸收国外先进技术方面取得了显著成绩,并不断的坚持自主创新,在手动变速器领域,尤其在重型车用和微型车用手动变速器上,涌现了大量的自主创新的变速器.另外,一些跨国企业或合资的变速器企业开始陆续在中国开设工厂,为满足持续高速增长的中国汽车市场需要作出了非常大的贡献.
21世纪汽车工业成为中国经济发展的支柱产业之一,汽车对各系统部件的设计需求旺盛.其实,汽车与人一样,也是有着整套健康系统的结合体.发动机是心脏,车轮、底盘与悬挂是躯干与四肢，然而连接他们的，是类似于人体神经的变速器系统。如果汽车丧失了这个变速器这个中心环节，心脏、四肢与躯干再好，汽车只是如同植物人般成为废铁一堆。所以说，变速器是伴随着汽车工业出现的必然产物，是汽车上的必需品。在完成了最基本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越高。这是变速箱演变过程的首要催产素。由此可见，对汽车的变速器进行研究是具有十分重要的意义。
本次毕业设计是完成奇瑞A3汽车变速器的设计。通过本次毕业设计，不仅可以巩固我们上课所学的理论知识，还可以培养运用所学专业理论知识的能力，同时提高了应用AUTOCAD软件的能力，是一次非常好的理论和实践相结合的锻炼机会。本次毕业设计源于生产实际，对于我们今后从事实际技术工作有很大的帮助，为日后的工作和学习打下一个非常坚实的基础！
第二章 变速器的总体方案设计
2.1毕业设计任务及要求
变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来调整发动机传到驱动轮上的转矩和转速，所以它的功能影响到汽车的动力性和经济性指标，对汽车而言，其设计意义更为明显。本课题基于奇瑞A3型汽车，结合机械变速器的设计方法，深入研究了变速器传动比的计算，挡数的分配，齿轮参数的计算，轴及轴承的计算和选择等，从而使乘用车的动力性和舒适性有很大的提升。拟采用五档手动变速器的设计方案。并要进行总图和各部装图、零件图的设计。经过本次毕业设计，全面系统地进行一次机械设计基础训练，使我对所学课程能综合运用，融会贯通，并得到深化巩固。
2.2变速器的功用及设计要求
对变速器如下基本要求：
1.保证汽车有必要的动力性和经济型。
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，使汽车能倒退行驶。
4.设置动力传输装置，需要时进行功率输出。
5.换挡迅速、省力、方便。
6.工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。
7.变速器应有高的工作效率。
8.变速器的工作噪声低。
除此之外，变速器还应该满足轮廓尺寸和低制造成本、质量小、容易拆装、方便维修等要求。满足汽车必要的经济性和动力性指标，这与变速器传动比范围、挡数和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大。
2.3变速器传动机构的型式选择与结构分析
变速器的种类很多，按其传动比的改变方式能够分为有级、无级和综合式的。有级变速器依据前进档档数的不同，能够分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又可以分为螺旋轴线式、固定轴线式和综合式的。其中固定轴式应用最为普及，有两轴式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。
2.3.1三轴式变速器与两轴式变速器
现代汽车基本都采用两轴式变速器和三轴式变速器。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案说明。
三轴式变速器如下图2-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。所以，直接档的传递效率高，磨损及噪音也非常小，这是三轴式变速器的主要优点。其余前进档需顺序通过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距较小的情况下依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。其缺陷是：处直接档外其余各档的传动效率有所下降。
两轴式变速器如下图2-2所示。与三轴式变速器比较，其结构简单、紧凑且除最低档外其他各档的传动效率高、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降低6%~10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如下图所示，两轴式变速器的输出轴（即第二轴）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或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而降低了成本，简化了制造工艺。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。
两轴式变速器是它没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损。另外，低档传动比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到较大限制,但这一缺点是可以通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。
本次设计采用两轴式变速器。
2.3.2倒档传动方案
图2-3为常见的倒挡布置方案。图2-3b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但其缺点是换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-3c所示方案优点是能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-3d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-3c所示方案。图2-3e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-3f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短了变速器轴向长度。
综合以上因素考虑，为了换挡更为轻便，减小噪音，故本设计采用图2-3f所示的传动方案。
第三章 变速器主要参数的选择
3.1 设计初始数据
最高车速：maxau=202Km/h
发动机最大功率：maxeP=116KW
最大功率：93KW
额定转速：5500r/min
最大功率转速(rpm)：6550r/min
最大扭矩转速(rpm)：3900r/min
额定转矩：Temax=190mN
最大扭矩：184Nm*
整备质量：1360kg
3.2 变速器各挡传动比的确定
奇瑞A3轿车变速箱QR519MHE传动比为：
i0=3.9 i1=2.7 i2=1.97 i3=1.44 i4=1.07 i5=0.79
i倒=3.333
3.3 中心距A的选择
初选中心距：发动机前置前驱的乘用车变速器中心距A，可根据发动机排量与变速器中心距A的统计数据初选
根据经验公式A=KA³√Temaxi1ηg
KA为中心距系数，一般乘用车KA=8.9~9.3；
Temax为发动机最大输出扭矩=190N·m
i1=2.7
ηg为变速器传动效率，取96%
A=(8.9~9.3)׳√190×2.7×0.96=(8.9~9.3)×8.167=72.68~77.95mm
轿车变速器的中心距在60~80mm范围内变化，初取A=77mm
3.4齿轮参数
3.4.1模数
齿轮模数选取的一般原则：
1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；
2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；
3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；
4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。
对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更为重要，所以模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。
建议用下列各式选取齿轮模数，第一轴常啮合斜齿轮的法向模数
=0.47³√Temax
Temax=190N·m
得=2.75，取2.75mm
3.4.2 压力角a
国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。
3.4.3 螺旋角β
实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度提高，因此工作平稳、噪声减小。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。
乘用车两轴式变速器螺旋角：20°～30°
3.4.4 齿宽b
直齿b=kc·m，kc为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.5；
斜齿b=kc·m，kc取为6.0～8.5。
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2～4mm，本次取2mm。
3.4.5 齿顶高系数
在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。
第四章 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
一挡齿轮为斜齿轮，模数为2.75，初选β=20°
一挡传动比为i1=Z2/Z1=2.7
为了求Z1，Z2的齿数，先求其齿数和Zh
斜齿Zh=2Acosβ／mn=52.6,取整为53
取Z1=14,Z2=39
对中心距A进行修正
由于计算齿数和Zh后，经过取整数而使中心距发生了变动，所以应根据取定的Zh和齿轮变位系数再次计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。
A=·Zh/2cosβ=77.55mm,取整A=78mm
修正螺旋角度β，
β=20.89°
分度圆直径 d1=Z1/cosβ=41.209mm
d2=Z2/cosβ=114.796mm
端面啮合角 αt tanαt=tanαn/cosβ
αt=21.28°
斜齿端面模数 mt=/cosβ=3
故采用高度变位
当量齿数:ZV1=Z1/cos³β=17.16 ZV2=Z2/cos³β=47.8
查《机械设计手册》变位系数线图得:ζ1=0.18 ζ2=-0.18
一档齿轮1、2的参数
齿顶高ha1=(f0+ζ1)=3.548mm
Ha2=(f0+ζ2)=1.952mm
齿根高hf1=(1.25-ζ1)=2.64mm
Hf2=(1.25-ζ2)=4.235mm
齿顶圆直径da1=d1+2ha1=40.097mm
da2=d2+2ha2=120.907mm
齿根圆直径df1=d1-2hf1=27.721mm
df2=d2-2hf2=108.533mm
齿全高 h=ha1+hf1=6.188mm
齿宽 b=kc=7×2.75=19mm
二挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，初选β=25°
二挡传动比为i2=Z4/Z3=1.97
为了求Z3，Z4的齿数，先求其齿数和Zh
斜齿Zh=2Acosβ／=56.5,取整为57
取Z3=20,Z4=37
修正螺旋角度β，
β=24.01°
分度圆直径 d3=Z3/cosβ=49.217mm
D4=Z4/cosβ=100.777mm
端面啮合角 αt tanαt=tanαn/cosβ
αt=21.72°
斜齿端面模数 mt=/cosβ=2.28
故采用高度变位
当量齿数:ZV3=Z3/cos³β=26.92 ZV4=Z4/cos³β=55.12
查《机械设计手册》变位系数线图得:ζ3=0.22 ζ4=-0.22
二档齿轮3、4的参数
齿顶高ha3=(f0+ζ3)=2.562mm
Ha4=(f0+ζ4)=1.638mm
齿根高hf3=(1.25-ζ3)=2.163mm
Hf4=(1.25-ζ4)=3.087mm
齿顶圆直径da3=d3+2ha3=53.029mm
da4=d4+2ha4=101.367mm
齿根圆直径df3=d3-2hf3=43.579mm
df4=d4-2hf4=91.917mm
齿全高 h=ha4+hf4=4.725mm
齿宽 b=kc=7×2=14mm
三挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，初选β=23°
三挡传动比为i3=Z6/Z5=1.44
为了求Z5，Z6的齿数，先求其齿数和Zh
斜齿Zh=2Acosβ／=57.43,取整为57
取Z5=23,Z6=35
修正螺旋角度β，
β=23.79°
分度圆直径 d5=mnZ5/cosβ=62.228mm
d6=mnZ6/cosβ=83.768mm
端面啮合角 αt tanαt=tanαn/cosβ
αt=21.38°
斜齿端面模数 mt=/cosβ=2.39
故采用高度变位系数
当量齿数:ZV5=Z5/cos³β=33.48 ZV6=Z6/cos³β=45.06
查《机械设计手册》变位系数线图得:ζ5=0.22 ζ6=-0.22
三档齿轮5、6的参数
齿顶高ha5=(f0+ζ5)=2.684mm
Ha6=(f0+ζ6)=1.716mm
齿根高hf5=(1.25-ζ5)=2.266mm
Hf6=(1.25-ζ6)=3.234mm
齿顶圆直径da5=d5+2ha5=67.596mm
da6=d6+2ha6=87.2mm
齿根圆直径df5=d5-2hf5=57.696mm
df6=d6-2hf6=77.3mm
齿全高 h=ha5+hf5=4.95mm
齿宽 b=kc=7×2.5=18mm
四挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，初选β=24°
四挡传动比为i4=Z8/Z7=1.07
为了求Z7，Z8的齿数，先求其齿数和Zh
斜齿Zh=2Acosβ／=57,取整为57
取Z7=27,Z8=31
修正螺旋角度β，
β=21.64°
分度圆直径 d8=Z7/cosβ=71.974mm
D7=Z8/cosβ=74.030mm
端面啮合角 αt tanαt=tanαn/cosβ
αt=21.5°
斜齿端面模数 mt=/cosβ=2.06
故采用高度变位系数
当量齿数:ZV8=Z8/cos³β=44.37 ZV7=Z7/cos³β=45.64
查《机械设计手册》变位系数线图得:ζ8=0.21 ζ7=-0.21
四档齿轮7、8的参数
齿顶高ha8=(f0+ζ8)=2.299mm
Ha7=(f0+ζ7)=1.501mm
齿根高hf8=(1.25-ζ8)=1.976mm
Hf7=(1.25-ζ7)=2.774mm
齿顶圆直径da8=d8+2ha8=76.572mm
da7=d7+2ha7=77.032mm
齿根圆直径df8=d8-2hf8=68.022mm
df7=d7-2hf7=68.482mm
齿全高 h=ha7+hf7=4.275mm
齿宽 b=kc=7×2.5=18mm
五挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，初选β=25°
五挡传动比为i5=Z10/Z9=0.79
为了求Z9，Z10的齿数，先求其齿数和Zh
斜齿Zh=2Acosβ／=56.55,取整为57
取Z9=32,Z10=25
修正螺旋角度β，
β=23.07°
分度圆直径 d9=Z9/cosβ=82.520mm
d10=Z10/cosβ=63.477mm
端面啮合角 αt tanαt=tanαn/cosβ
αt=21.55°
斜齿端面模数 mt=/cosβ=2.12
故采用高度变位系数
当量齿数:ZV9=Z9/cos³β=49.83 ZV10=Z10/cos³β=38.33
查《机械设计手册》变位系数线图得:ζ9=0.22 ζ10=-0.22
五档齿轮9、10的参数
齿顶高ha9=(f0+ζ9)=2.379mm
Ha10=(f0+ζ10)=1.521mm
齿根高hf9=(1.25-ζ9)=2.0085mm
Hf10=(1.25-ζ10)=2.8665mm
齿顶圆直径da9=d9+2ha9=87.278mm
Da10=d10+2ha10=66.519mm
齿根圆直径df9=d9-2hf9=78.503mm
Df10=d10-2hf10=57.744mm
齿全高 h=ha10+hf10=4.3875mm
齿宽 b=kc=7×2.5=18mm
确定倒挡齿轮
已知i倒=3.333 Z11=12 Z12=40
倒挡齿轮选用的模数与一挡相同,m=2.75
由于要保证倒挡齿轮的啮合和不发生运动干涉，齿轮11和13的齿顶圆之间应该保持有0.5mm以上的间隙，即得出以下公式：
（Z11+Z13）/2cosβ+2+0.5=A
β=27°A=75mm Z11=14 Z12=23
则Z13=38
倒档轴到输入轴之间的距离：
A’=(Z11+Z13)/2cosβ=67.12mm
倒档轴到输出轴之间的距离：
A”=(Z12+Z13)/2cosβ=107.97mm
倒档齿轮基本参数
分度圆直径d11=Z3=31.2mm
d13=Z13=88.4mm
4.1.2 齿轮材料的选择原则
1、满足工作条件的要求
根据不同的工作条件，因此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耐磨性和强度，而且齿芯软，齿面硬。
2、合理选择材料配对
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30～50HBS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：
≤3.5渗碳层深度0.8～1.2
≥3.5时渗碳层深度0.9～1.3
≥5时渗碳层深度1.0～1.3
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48
对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC48~53。
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。
4.1.3 计算各轴的转矩
发动机最大扭矩为184N·m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。
输入轴 T=Temaxη齿η承=184×0.99×0.96=174.87N·m
输出轴一挡 T1=Tη齿η承i1=462.98N·m
输出轴二挡 T2=Tη齿η承i2=307.469N·m
输出轴三挡 T3=Tη齿η承i3=252.912N·m
输出轴四挡 T4=Tη齿η承i4=190.822N·m
输出轴五挡 T5=Tη齿η承i5=129。843N·m
倒挡 =Tη齿η承Z12/Z11=273.041N·m
=Tη齿η承Z13/Z12=428.736N·m
4.2 轮齿的校核
4.2.1 轮齿弯曲强度计算
1、倒档直齿 轮弯曲应力σw
式中：σws—弯曲应力（MPa）；
Tg—计算载荷（N.mm）；
Kσ—应力集中系数，可近似取sK=1.65；
Kf—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，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9；
b—齿宽（mm）
m—模数；
Kc—齿宽系数；倒档取7.5
y—齿形系数
当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。
计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力σw11σw12σw13
Z11=14，Z12=23，Z13=38，y11=0.132，y12=0.134，y13=0.138 =273.041N.m T=174.87N.m =428.736N·m
2、斜齿轮弯曲应力
式中：Tg—计算载荷，N·mm；
—法向模数，mm；
z—齿数；
b—斜齿轮螺旋角，°
K—应力集中系数，sK=1.50；
y—齿形系数，可按当量齿数在图中查得；
Kc—齿宽系数，取7.5
K—重合度影响系数，eK=2.0。
当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。
（1）计算一挡齿轮1，2的弯曲应力，
Z1=14，Z2=39，y1=0.135，y2=0.143，T1=462.98N.m，T=174.87N.m，
（2）计算二挡齿轮3,4的弯曲应力
Z3=20，Z4=37，y3=0.146，y4=0.148，T2=307.469N.m，T=174.87N.m
（3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力
Z5=23，Z6=36，y5=0.144，y6=0.145，T3=252.912N.m，T=174.87N.m
（4）计算四挡齿轮7，8的弯曲应力
Z7=27，Z8=31，y7=0.145，y8=0.146，T4=190.822N.m，T=174.87N.m
（5）计算五挡齿轮9，10的弯曲应力
Z9=32，Z10=25，y9=0.148，y10=0.142，T=174.87N.m，T5=129.843N.m
4.2.2 轮齿接触应力σj
式中：σj—轮齿的接触应力，MPa；
Tg—计算载荷，N.mm；
d’—节圆直径，mm
αa—节点处压力角，°，
βb—齿轮螺旋角，°；
E—齿轮材料的弹性模量，MPa；
b—齿轮接触的实际宽度，mm；
r—主、从动齿轮节点处的曲率半径，mm，直齿轮 斜齿轮
、r—主、从动齿轮节圆半径(mm)
将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力σj见表
弹性模量E=20.6×10²×10² N·mm-²，齿宽b=kcm=kc
1）计算一挡齿轮1，2的接触应力
T1=512.474N.m，T=152.064N.m，Z1=11,Z2=39,β=27.08°
d1’=2AZ1/(Z1+Z2)=32.12mm
d2’=2AZ2/(Z1+Z2)=113.88mm
ρz1=d1’sinα/2cos²27.08°=7.66mm
ρb2=d2’sinα/2cos²27.08°=27.17mm
计算二挡齿轮3，4的接触应力
T2=307.469N.m，T=174.87N.m，z3=20，Z4=37，β=24.01
（3）计算三挡齿轮5，6的接触应力
T3=252.912N.m，T=174.87N.m，Z5=23 Z6=35
（4）计算四挡齿轮7，8的接触应力
T4=252.912N.m，T=174.87N.m，Z7=27 Z8=31
（5）五挡齿轮1，2的接触应力
T5=252.912N.m，T=174.87N.m，Z9=32 Z10=25
计算倒挡齿轮11，12，13的接触应力
T倒=252.912N.m，T=174.87N.m，Z11=14 Z12=23 Z13=38
=63.25mm
=104.5mm
=38.5mm
第五章 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
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。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HRC58～63，表面粗糙度不低于▽8。
5.1.2 初选轴的直径
传动轴的强度设计只需按照扭转强度进行计算，输入轴花键轴颈
=22.751~26.164mm
K为经验系数，K=4.0~4.6
5.1.3 轴的强度计算
轴的刚度验算
对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，如图5-1所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。
轴的挠度和转角可按《材料力学》有关公式计算。计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。
变速器齿轮在轴上的位置如图5-2所示时，若轴在垂直面内的挠度为，在水平面内的挠度为和转角为，可分别用下式计算：
若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用式计算
式中：Fr—齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；
Ft—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）
E—弹性模量（MPa），E=2.1×105MPa；
I—惯性矩（mm4），对于实心轴，；
d—轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；
a、b—齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）；
L—支座间的距离（mm）。
轴的全挠度为0.2mm
轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为[fc]=0.05～0.10mm，[fs]=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。
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
,
径向力
轴向力
a1=67.94mm,b1=156.31mm L=224.25mm
输出轴刚度
由以上分析可知，轴在五挡齿轮处均能满足刚度要求。 而由一挡齿轮的刚度分析易知，由于离支承点的距离近，故实际上在已知高挡齿轮的刚度时可以不用校核，同理可确定，倒挡齿轮能满足齿轮的刚度要求。
在实际的二轴式变速器中，与输入轴常啮合的输出轴上的齿轮常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，这样也能增加轴的刚度。
输入轴的强度校核
一挡时挠度最大，最危险，因此校核。
d1=41.2mm
Fa1=Fr1tanβ=323.93N
竖直平面面上
得=2330.24N
竖直力矩Mc=aRva=151325.9N.mm
水平面内上、和弯矩M
由以上两式可得=5984.75N，M=a=388650.01N.mm
按第三强度理论得：
=452248.97N.mm
输入轴的强度分析图如图5.3。
输出轴强度校核
d2=114.796mm
Fa2=Fr2tanβ=3078.54N
竖直平面面上
得 FVA=2285.165N
竖直力矩Mc=aFVA=148398.61N.mm
水平面内上RHA、RHB和弯矩MS
由以上两式可得FHA=5687.864N，MS=aFHA=369369.9N.mm
按第三强度理论得：
=610579.029N.mm
=230.46MPa≤[]=400MPa
输出轴的强度分析图如图5.4。
5.2 轴承的选择及校核
5.2.1 输入轴的轴承选择与校核
由工作条件和轴颈直径初选输入轴的轴承型号，30206（左右），由《机械设计手册》查得代号为30206的圆锥滚子轴承Cr=43200N，Cro=50500N，e=0.37,Y=1.6;轴承的预期寿命：Lh=10×300×8=24000h
校核轴承寿命
Ⅰ）、求水平面内支反力RH1、RH2和弯矩MH
由以上两式可得RV1=2330.24N，RV2=974.35N
Ⅱ）、内部附加力FS1、FS2，由机械设计手册查得Y=1.6
=728.2N
=304.48N
Ⅲ）、轴向力Fa01和Fa02
由于
所以左侧轴承被放松，右侧轴承被压紧
Fa01=FS1=728.2N
Fa02=Fs1+Fa1=3967.43N
Ⅳ）、求当量动载荷
查机械设计课程设计得
Cr=43200N
=0.3125≤e,=4.071≥e
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=2796.228N
校核轴承寿命
e为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。
Lh=104976.85h 故合格。
右侧径向当量动载荷=5657.076N
Lh=10014.72h,故合格。
5.2.2 输出轴轴承校核
初选输出轴的轴承型号，30206（左右），由《机械设计手册》查得代号为30206的圆锥滚子轴承Cr=43200N
Cro=50500N，e=0.37,Y=1.6;轴承的预期寿命：Lh=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RV1、RV2和弯矩MH
由以上两式可得2RV1=2286.165N，RV2=854.5N
Ⅱ）、内部附加力FS1、FS2，由机械设计手册查得Y=1.6
=714.42N
=267.03N
Ⅲ）、轴向力Fa01和Fa02
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
Cr=43200N Cro=50500N
=1.65≥e,=0.83≥e
所以左侧轴承X=0.4,Y=1.09.右侧轴承 X=0.4, Y=1.09
左侧径向当量动载荷=5149.76N
校核轴承寿命
e为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。
Lh=13736.177h 故合格。
右侧校核轴承寿命=1344.62N
Lh=364791.9327h 故合格。
5.3 本章小结
本章首先简要介绍了轴的工艺要求，即满足工作条件的要求。通过计算，确定轴的最小轴颈，通过轴承等确定轴的轴颈和各阶梯轴的长度，然后对轴进行刚度和强度的验算校核。通过轴颈，选择合适的轴承，通过轴向力的大小对轴承进行寿命计算。
第六章 变速器同步器的设计
6.1、 同步器的结构
在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：
如图（6-1），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（图6-2b），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（图6-2d），完成同步换档。
6.2、 同步环主要参数的确定
6.2.1、 同步环锥面上的螺纹槽
如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图6-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图6-3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。
6.2.2 锥面半锥角α
摩擦锥面半锥角a越小，摩擦力矩越大。但a过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tanα≥f。一般α=6°～8°。α=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在α=7°时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7°。
6.2.3 摩擦锥面平均半径R
R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为50～60mm。
6.2.4 锥面工作长度b
缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定
设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。
6.2.5 同步环径向厚度
与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。
轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。
本设计中同步器径向宽度取10.5mm。
6.2.6 锁止角β
锁止角β选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角b选取的因素，主要有摩擦因数f、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角β。已有结构的锁止角在26°～46°范围内变化。本次设计锁止角β取30°。
6.2.7 同步时间t
同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.15～0.30s，低档取0.50～0.80s；对货车变速器高档取0.30～0.80s，低档取1.00～1.50s。
第七章 变速器的操纵机构
设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：
1. 换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如下图所示：
1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-变速器盖 4-互锁钢球 5-互锁销 6-拨叉轴
2、在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图7-1所示）。
3、汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。倒档锁的结构见本设计装配图中所示。
结 论
变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。本次设计的变速器是以奇瑞A3参数为依据，乘用车两轴变速器，通过排量选择中心距的大小，齿轮的模数等，确定倒挡的布置形式，确定齿轮的压力角，螺旋角，齿宽，齿形系数等，然后计算变速器的各挡传动比，各齿轮的参数，通过变为系数图查找计算变为系数，然后对各挡齿轮进行变位。然后简要的介绍了齿轮材料的选择原则，对齿轮进行校核。通过最小轴颈的计算，选择轴承，确定轴各段的长度和轴颈大小。对轴和轴承进行校核计算。
对于本次设计的变速器来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5+1档手动变速器，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；变速器挂档时用同步器，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，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这一点是本次设计的不理想之处。
致 谢
通过本次设计，使我对变速器有了更多的了解，在这次毕业设计中，我不但巩固了以前所学的知识，并从中学到了很多新的东西，尤其是《机械设计》和《汽车理论》
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