1、長春理工大學本科畢業設計摘要本設計的任務是設計CA7220轎車手動變速器設計。本設計采用兩軸式變速器，該變速器具有兩個突出的優點：一是其各檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。根據轎車的外形、輪軸、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數結合增加選擇的適合該轎車的發動機型號可以得出發動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要參數。再結合某些轎車的基本參數，選擇適當的主減速比。根據上述參數，再結合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，計算出相關的變速器參數并論證設計的合理性。它的功用是：改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛

2、條件，如起步、加速、上坡等，同時使發動機在有利的工況下工作；在發動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，以使發動機能夠啟動、怠速，并便于發動機換檔或進行動力輸出。這臺變速器具有五個前進檔（包括一個超速檔五檔）和一個倒檔，并通過鎖環式同步器來實現換檔。關鍵詞：變速器 鎖環式同步器 傳動比 齒輪ABSTRACTThe duty of this design is to design CA7220 car transmission.This design uses the two shafts type transmission.This transmission has

3、 two prominent merits:Firstly,the transmission efficiency of the direct keeps off high,the attrition and the noise are also slightest;Secondly,its allowed to obtain in the biger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller.According to the contour, wheel base,the vehicles weight,

4、the all-up weight as well as the highest speed and so on,union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power,the max torque,the displacement and so on.According to the basic parameters of the certain saloon,choose the suitable final drive ratio.According to the ab

5、ove parameters,combining the knowledge of automobile design,automobile theory,machine design and so on,calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design.Its function is:Changing gear ratio,expanding the torque of the driving wheel and the range of the rotatio

6、nal speed,to adapt the travel condition which frequently changes,like start,acceleration,climbing and so on,simultaneously causes the engine to work under the advantageous operating mode;Under the premise of the invariable rotation,enables the automobile to travel back;Using neutral,severances the p

7、ower transmission,to make the engine strart,idle,and is advantafeous for the enfine to shift gears or to carry on the dynamicoutput.This gearbox has five(including over drivefifth gear)and a reverse gear,and through the inertial type of synchronizer to realize shift gears.KEY WORDS:transmission；iner

8、tial type of synchronizer；gear ratio；gearII目錄摘要IABSTRACTII目錄i第1章 緒論11.1 研究的目的和意義11.2.1變速器的要求11.2.2變速器的分類21.3 國內外發展現狀3第2章 設計方案論證52.1 手動變速器的工作原理52.2 變速器結構方案的確定52.2.1傳動機構的結構分析52.2.2三軸式變速器與兩軸式變速器52.2.3倒檔傳動方案72.3 變速器主要零件結構的方案分析72.3.1齒輪型式72.3.2換檔結構型式82.3.3軸的結構與分析82.3.4軸承型式92.4 傳動方案的最終設計92.5 小結11第3章 手動變速器主

9、要零件參數的設計計算123.1 檔位數和傳動比123.1.1檔數的選擇123.1.2傳動比范圍123.2 功率轉速123.3 齒輪的設計要求133.3.1齒輪基本參數的確定133.3.2各檔齒輪齒數的確定173.3.3齒輪變位系數的選擇273.4 小結28第4章 齒輪的設計計算294.1 齒輪的損壞原因及形式294.1.1輪齒折斷294.1.2齒面點蝕294.2 齒輪的材料選擇及熱處理294.3 齒輪強度參數計算304.3.1斜齒輪齒根彎曲疲勞強度校核304.3.2齒面接觸疲勞強度計算31第5章 變速器軸的設計計算325.1 軸的功用及設計要求325.2 軸的結構和尺寸325.2.1軸尺寸的初

10、選325.2.2軸向尺寸335.2.3軸的剛度和強度校核33第6章 變速器軸承的設計計算386.1 軸承型號的選擇386.2 軸承當量動載荷386.3 計算軸承的基本額定壽命386.4 軸承的強度參數計算386.4.1初選軸承型號386.4.2計算軸承當量動載荷396.4.3計算軸承的基本額定壽命39第7章 變速器同步器的設計計算407.1 同步器的結構407.2 同步環主要參數的確定417.2.1同步環錐面上的螺紋槽417.2.3摩擦錐面平均半徑427.2.4錐面工作長度427.2.5同步環徑向厚度427.2.6鎖止角427.2.7同步時間427.3 變速器的操縱機構437.3.1操縱機構的

11、功用437.3.2設計變速器操縱機構時，應滿足下列主要要求：437.3.3操縱機構的結構與分類437.3.4換檔位置44第8章 結論468.1 工作總結468.2 研究展望46參考文獻47致謝4850第1章 緒論發動機的性能，這似乎成為了衡量汽車品質優劣的一個標準。的確，擁有一顆“健康的心”是非常重要的，因為它是動力的締造者。但是，掌控速度快慢的，確是它身后的變速器。1.1 研究的目的和意義21世紀，汽車工業成為中國經濟發展的支柱產業之一，汽車企業對各系統部件的設計需求旺盛。其實，汽車與人一樣，也是有著整套健康系統的有機結合體。發動機是心臟，車輪、底盤與懸掛是軀干與四肢，然而連接它們的，是類似

12、于人體經脈的變速器系統。可以說，變速器是伴隨著汽車工業出現的必然產物，是汽車上的必需品。在完成了最基本的傳動功能之外，我們對變速器的要求也是越來越高，這是變速箱演變過程的首要催產素。由此可見，對汽車的變速器進行研究具有十分重要的意義。變速器作為汽車的傳動系的關鍵部件，對汽車的動力性與經濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩性與效率都有著直接的影響。通過調查發現，傳動機械式的手動變速器仍然是目前使用最為廣泛的汽車變速器。即使它有諸多缺點，如換檔沖擊大、體積大、操縱麻煩等；但同時它也有很多優點，結構簡單緊湊，使用壽命長，瞬時傳動比為常數，傳動效率高達98%，生產和制造工藝成熟以及成本低等，如果能改

13、善手動變速器上述的缺點，它還是有很大發展空間的。所以對手動變速器變速傳動機構進行研究是很必要也是很有意義的。目前，國內變速器主要采用齒輪傳動機構傳遞動力。齒輪是手動變速器的主要傳動部件，由于其具有結構緊湊、效率高、壽命長、工作可靠和維修方便等特點，在運動和動力的傳遞等方面得到了非常普遍的應用，并且有關齒輪的設計方法也已經有了相應的規范和標準。然而隨著汽車節能環保和輕量化要求的提高，希望變速器在尺寸和質量盡量小的情況下，仍能夠可靠地進行高速、重載的傳遞，具有更小的噪聲，這些都對變速器的設計提出了更高的要求。但是傳動的齒輪設計方法偏于安全，變速器內的部件，無論是齒輪還是軸等都顯得過于笨重，已經不能

14、滿足當前變速器輕量化的發展需要，因此對手動變速器進行必要的優化設計，使整個傳動機構既能保證具有足夠的可靠性要求，又能保證具有最佳的使用性能，這些都是值得進一步研究的課題。1.2 變速器的要求與分類1.2.1變速器的要求為了確保變速器具有良好的工作性能，對于變速器的設計一般有以下要求：（1）應保證汽車具有高的動力性和經濟性指標。在汽車整體設計時，根據汽車載重量、發動機參數及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數及傳動比，來滿足這一要求。（2）工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現象的發生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這

15、可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現。（3）重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數是變速器的中心距。選用優質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。（4）設置空擋，用來切斷發動機的動力傳輸；設置倒檔，使汽車能夠倒退行駛。（5）設置動力輸出裝置。（6）傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當的潤滑油都可以提高傳動效率。（7）噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。除此之外，變速器還有應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。近年來，

16、隨著汽車技術的飛速進步和道路車輛密度的不斷增大，對變速器的性能要求也越來越高，設計研究中對變速器主要零部件的強度和剛度計算及校核的意義十分重大。例如齒輪，作為變速器中的重要零件，它起著傳動發動機轉矩的作用，由于車速的不斷變化和頻繁的換檔，齒輪的運轉工況較為復雜多變，工作環境較為惡劣，對其進行科學準確的建模和強度計算十分必要。眾多的汽車工程師在改進汽車變速器性能的研究中傾注了大量的心血，使變速器技術得到了飛速的發展。1.2.2變速器的分類在汽車變速器100多年的歷史中，主要經歷了從手動到自動的發展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、半自動變速器（AMT）

17、、無級變速器（CVT）、雙離合變速器（DCT）等。（1）按變速器傳動比的變化方式可分為有級式、無級式和綜合式三種。有級式變速器采用齒輪傳動，由多組不用的齒輪相互嚙合進行傳動，它有幾個可供選擇的固定傳動比，其傳動比的變化也不是連續的，而是分級變速的。按其中齒輪組成輪系的不同，又可分為齒輪軸線固定的普通齒輪變速器和部分齒輪（行星齒輪）軸線旋轉的行星齒輪變速器兩種。無級式變速器的傳動比可在一定范圍內連續變化，根據傳力介質的不同又可分為液力式和電力式。綜合式變速器由液力變矩器和行星齒輪式變速器共同組成的，其傳動比可以再最大值與最小值之間若干個分割的區間內作無級變化。（2）按變速器操縱方式的不同，可分為

18、手動變速器（MT）、自動變速器（AT）和半自動變速器三種。手動變速器也叫手動檔，即用手撥動變速桿改變變速器內的齒輪嚙合位置，改變傳動比，從而達到變速的目的。手動變速器換擋裝置有直齒滑動式、接合套式和同步器式三種。齒輪式有級變速器大都采用的是手動變速器。半自動變速器可分為兩種，一種是部分檔位自動換檔，部分檔位手動換檔；另一種是預先用按鈕選定檔位，同時連接變速器換檔機構的控制系統，在控制系統操縱下由執行機構自行換檔。自動變速器能夠根據發動機負荷和車速等情況自動變換傳動比，使汽車獲得良好的動力性和燃料經濟性，并減少發動機排放污染。多數自動變速器是采用行星齒輪機構也有采用平行軸齒輪機構的。單排行星齒輪

19、機構不能滿足汽車行駛中變速變矩的需要。在自動變速器中，兩排或三排行星齒輪機構組合成在一起，用以滿足汽車行駛需要的多種傳動比。1.3 國內外發展現狀汽車行駛的速度是不斷變化的，即要求汽車變速器的變速比要盡量多，這就是無級變速（Continuously Variable Transmission 簡稱CVT）。盡管傳統的齒輪變速器并不理想，但以其結構簡單、效率高、功率大三大顯著優點依然占領著汽車變速器的主流地位。在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速器，這是汽車的無奈和缺憾。但是，人們始終沒有放棄尋找實現理想汽車變速器的努力，各大汽車廠商對無級變速器（CVT）表現了極大

20、的熱情，極度重視CVT在汽車領域的實用化進程。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器研究的終極目標。（1）自動變速器發展趨勢分析液力自動變速器已有60多年的歷史，其優點是技術成熟、性能可靠，因此國外一直未停止對液力自動變速器替代品的研究與開發。對于電控機械式自動變速器，雖然世界上許多國家投入了研究與開發，但一直未見批量生產的報道，足見其進展的艱難。盡管電控機械式自動變速器產業化的進程不會一帆風順，但前景是廣闊的。在更能滿足重型車的動力傳遞要求方面，電控機械式自動變速器更具發展的優勢。金屬帶無級自動變速器商品化的時間雖不長，目前在汽車變速器中的占有率也不高，但從產品性能看，其發展前景卻十

21、分看好。（2）手動變速器發展趨勢分析手動變速器的許多最近的發展集中在為降低成本和體積的新制造方法上。傳統來說，變速器制造包含大量昂貴的機器，以及為機械加工和裝配操作所需留出的空間限制的設計。目前，全世界各大汽車廠商為了提高產品的競爭力都在大力進行CVT的研發工作，NISSAN、TOYOTA、FORD、GM、AUDI等著名汽車品牌中都配備CVT的轎車銷售，全世界CVT轎車的年產量已達到近50萬輛。值得注意的一點是，裝備有CVT的汽車市場，由最初的日本、歐洲已經滲透到北美市場，CVT汽車已經成為當今汽車發展的主要趨勢。根據我國汽車變速器的技術條件和市場情況，對于未來20年的中國市場，可以得出以下結

22、論：手動變速器在短期內仍將主導市場，但自動變速器將不斷受到市場青睞，其中，雙離合器技術潛力巨大。在汽車工業高速發展的今天，隨著世界燃油價格的日益上漲和運用在汽車各種配件上的技術日趨成熟，變速器發展面臨的主要問題如下：（1）如何設計出更加節能環保、經濟型的變速器，將是變速器乃至汽車發展所要面臨的一個巨大問題；（2）自動變速器之所以發展如此迅速是因為它操縱起來簡單方便，但同時也減少了駕車的樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的同時，又能使操縱更加方便快捷，也是變速器設計時要考慮的一個重要問題；（3）如何設計出結構更簡單、傳動效率更高、使汽車車速變化更加平穩以及駕車舒適性更高的變速器，則一直都是變速器設計

23、所要攻克的技術難關。第2章 設計方案論證2.1 手動變速器的工作原理改變齒輪的嚙合位置，可以改變傳動比，可以改變速度。前進檔時，動力由第一軸（或中間軸）直接傳給第二軸，只經過一對齒輪傳動，兩軸轉動方向相反。通過增加齒輪傳動的對數，可以實現倒檔。倒檔時，動力由第一軸傳給倒檔軸、再由倒檔軸傳給第二軸，經過兩對齒輪傳動，第一軸與第二軸轉動方向相同。變速器結構方案的確定。2.2 變速器結構方案的確定2.2.1傳動機構的結構分析有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率，因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發

24、動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.04.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.08.0；越野車與牽引車為10.020.0。變速器檔位數的增多可提高發動機的功率利用效率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現迅速、無聲換檔，對于多于5個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數的上限為5檔。有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。2.2.2三軸式變速器

25、與兩軸式變速器三軸式變速器如圖2-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優點。其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。兩軸式變速器如圖2-2所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動

26、效率高、噪聲低。轎車多采用前置發動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統緊湊、操縱性好且可使汽車質量降低6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。圖2-1 轎車三軸式四檔變速器1.第一軸；2.第二軸

27、；3.中間軸圖2-2 兩軸式變速器1.第一軸；2.第二軸；3.同步器由于所設計的汽車是發動機前置，前輪驅動，因此采用二軸式變速器。2.2.3倒檔傳動方案常見的倒檔結構方案有以下幾種：圖2-3 倒檔換檔方式a)方案為常見的倒檔布置方案。此方案廣泛用于轎車和輕型的貨車的四檔同步器式變速器中。b)方案的優點是換倒檔時利用了中間軸上的一擋齒輪，因為縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。c)方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。d)方案針對前者的缺點做了修改，因而經常在貨車變速器中使用。e)方案是將中間軸上的一檔、倒檔齒輪做成一體，

28、將其齒寬加長。f)方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。綜合考慮，本次設計采用f方案的倒檔換檔方式。2.3 變速器主要零件結構的方案分析變速器的設計方案必須滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。2.3.1齒輪型式手動變速器采用的傳動齒輪型式主要分直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低，運轉平穩等優點；缺點是制造上較為復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅

29、用于低檔和倒檔。在本設計中，由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。2.3.2換檔結構型式手動變速器的換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種型式。直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，除一檔、倒檔外很少采用。嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒嚙合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單

30、，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。采用同步器換擋雖然具有結構復雜、制造精度高、成本高、軸向尺寸有所增加以及同步環使用壽命短等問題，但可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發揮，同時無噪聲，操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的動力性、燃油經濟性以及行駛安全性，同時也可以延長齒輪傳動的壽命。此外，該種型式還有利于實現操縱自動化。故在現代轎車上采用的大部分都是同步器換檔。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種：（1）將嚙合套做得長一些或者兩接合齒的嚙合位置錯

31、開，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約13 。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。（2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（0.30.6 ），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔。（3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角，使接合齒面產生阻止自動脫檔的軸向力。這種結構方案比較有效，采用較多。在本設計中，所采用的是鎖環式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發生噪聲。2.3.3軸的結構與分析本設計中，變速器采用的是兩軸式結構，軸工作時要同時承

32、受轉矩及彎矩的作用，其變形將影響軸上齒輪的正常嚙合，使得變速器不僅會產生較大的噪聲，也會降低軸及其裝配零件的使用壽命。變速器軸的結構設計除了要保證其自身的強度和剛度外，軸上齒輪、同步器以及軸承的安裝于固定也是需要重點考慮的，同時它與加工工藝有著非常密切的關系。輸入軸上的小齒輪通常與軸一體做成齒輪軸的形式，軸的總長度決定于離合器總成的軸向尺寸以及軸上各檔主動齒輪和同步器的軸向尺寸之和。輸入軸前端花鍵尺寸與離合器從動盤轂的內花鍵配合統一考慮，均采用漸開線花鍵的形式。從軸的受力及材料的合理使用來看，輸入軸制成階梯軸的形式較好，可以便于軸上齒輪、花鍵等零件的安裝。同時輸入軸的各截面尺寸不應相差太大，該

33、軸上三檔及五檔主動齒輪均為接合齒形式，通過同步器完成換檔，由于該車齒輪所受軸向力不是很大，故選用彈性擋圈定位即可。另外對于輸入軸上同步器的安裝問題，由于漸開線花鍵固定連接的精度要求相比于矩形花鍵較低，且定位性能好，承載能力強，對于軸的剛度有提高的作用，故軸上同步器齒轂的內花鍵將采用漸開線花鍵，并且以大徑定心。2.3.4軸承型式手動變速器軸上支承多采用滾動軸承，包括圓柱滾子軸承、向心球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。一般情況下，軸承的選取是根據變速器的結構來確定，然后驗算其壽命。第一軸常嚙合齒輪的內腔尺寸足夠時，可采用圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小

34、、寬度較寬因而容量大、可承受高負荷等優點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。在本設計中，輸入軸的前軸承安裝于發動機飛輪的內腔中，本變速器將采用向心球軸承；輸入軸和輸出軸的連接處將采用滾針軸承，使兩軸的定位精度更高，有利于齒輪的嚙合和傳動效率的提高，但對其配合處的尺寸精度、表面粗糙度以及硬度等有較高的要求，配合需適宜。由于輸出軸要承受向外的軸向力，故其前端將采用帶止動槽的向心球軸承，后端也采用向心球軸承。變速器的第一軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。2.4 傳動方案的最終設計最終確定的傳動方案如圖所示：圖2-4 傳動結構形式圖2-4為所設計的

35、轎車手動變速器的傳動結構形式簡圖。齒輪從左至右依次為四檔、三檔、二檔、倒檔、一檔和五檔齒輪，同時，三、四檔采用同步器換檔，一、二檔采用同步器換擋，倒檔齒輪直徑通過與五檔同步器連接的撥叉進行換檔，并且一、二檔位同步器位于第二軸上，三、四檔位及五檔同步器位于輸入軸上。輸入軸前軸承、輸出軸前軸承及輸出軸后軸承與變速器殼體支承，輸入軸與輸出軸之間也采用軸承連接。本人的題目為CA7220轎車變速器的設計，其基本參數如下表所示。表2-1 CA7220轎車的基本參數參數基本值車型名稱CA7220轎車驅動形式42整車尺寸：長、寬、高（mm）4793、1814、1446軸距（mm）2687輪距：前/后（mm）1

36、476/1483最高車速（km/h）170滿載質量（kg）1710裝備質量（kg）1160發動機功率（kW/rpm）67/4800發動機功率實際使用值（kW/rpm）63.3/4800發動機轉矩（Nm/rpm）161/3000發動機轉矩實際使用值（Nm/rpm）153/3000主減速器傳動比3.89車輪滾動半徑（m）0.314檔位五檔2.5 小結本章較為詳細地闡述了手動變速器的基本結構和工作原理。結合該轎車手動變速器的相關要求對所設計的變速器進行了分析，同時對變速器的主要零件，如齒輪、軸、軸承、倒檔型式以及換檔機構的結構等型式進行了選擇和分析。第3章 手動變速器主要零件參數的設計計算3.1 檔

37、位數和傳動比為保證整車必要的動力性和經濟性指標，必須合理選擇檔位和配置變速器的各檔傳動比。3.1.1檔數的選擇增加變速器的檔數能夠改善汽車的動力性和經濟性。檔數越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換檔頻率也增高。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。檔數選擇的要求：（1）相鄰檔位之間的傳動比值在1.8以下；（2）高檔區相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區相鄰檔位之間的比值小。目前，轎車一般用45個檔位變速器，火車變速器采用45個檔或多檔，多檔變速器多用

38、于重型火車和越野汽車。由主要參數知，本設計采用5個檔位。3.1.2傳動比范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發動機參數、汽車的最高車速和使用條件等因素有關。目前轎車的傳動比范圍在34之間，輕型貨車在56之間，其他貨車則更大。選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。表3-1是由主要參數知，在其基礎上完成齒輪相關參數的選取和計算。表3-1 各檔傳動比初值檔位一檔二檔三檔四檔五檔倒檔主減速器傳動比3.62.1251.4581.0710.8573.723.8

39、9由于齒數取整，最后的傳動比允許在指定值的3%范圍內浮動。3.2 功率轉速 (3-1) 式中：最高車速，=170 ； 車輪滾動半徑，=0.314 ；功率轉速，； 最高檔五檔傳動比，=0.857； 主減速器傳動比，=3.89。故，=4787 。3.3 齒輪的設計要求作為機械傳動中最重要也最廣泛的傳動形式之一，齒輪傳動廣泛的運用于手動變速器中。在其整個傳動系統中，齒輪的作用主要是用來傳遞運動與動力，因而在此工作過程中可能會出現傳動的不平穩，同時產生振動、沖擊與噪聲問題等。齒輪經過實際負載工況工作至一定的壽命后，就可能產生輪齒折斷、齒面接觸疲勞點蝕以及磨損等形式的損傷。由以上這些問題可以看出齒輪傳動

40、過程中必須遵循的兩項基本要求：一是齒輪傳動過程需具備必要的工作穩定性，即對不同用途的齒輪需要求不同程度的工作平穩性指標，使得齒輪在其傳動過程中產生的振動、噪聲等處于允許的范圍內，保證整個傳動系統都能正常的工作；二是齒輪應具備足夠的強度，即要求傳動齒輪尺寸小、重量輕，在保證承載能力的基本前提下有盡可能長的壽命，也就是說傳動齒輪在工作過程中做到輪齒不折斷，齒面無點蝕，同時也不會因為嚴重的磨損而失效。3.3.1齒輪基本參數的確定手動變速器齒輪的基本參數主要包括各檔齒數、模數、齒寬、斜齒輪螺旋角、壓力角以及齒頂高系數等。1.齒輪模數齒輪模數的確定受到很多因素的影響，其中最主要的是其所受載荷的大小。由于

41、低檔齒輪與高檔齒輪承受載荷的不同，故低檔與高檔齒輪的模數也最好做到不相同。從齒輪現代加工工藝及日常維修的觀點考慮，同一變速器中的齒輪模數種類不應過多。需要注意的是，在變速器中心距都相同的情況下，選用小模數的齒輪可以有效的減小傳動噪聲，故本設計轎車表俗氣的齒輪將選用模數較小的齒輪。齒輪模數選取的一般原則：（1）為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；（2）為使質量小些，應該增加模數，同時較少齒寬；（3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數；（4）從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數。對于轎車，較少工作噪聲較為重要，因此模數應選的小些，一般在2.03.5；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要

42、，因此模數應選得大些，一般在3.55.0。所選模數值應符合國家標準的規定。表3-2 汽車變速器齒輪法向模數車型轎車的發動機排量貨車的最大總質量1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模數2.252.752.753.003.504.504.506.00表3-3 汽車變速器常用齒輪模數一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50齒輪模數初選時，可以對同類型汽車的齒輪模數進行參考來確定，也可以根據現代汽車的大量手動變速器齒輪模數使用的統計數據，找出其中的變化規律，即通過前人總結的經驗公式來

43、初選模數。（1）對于低檔齒輪：= (3-2)式中：發動機最大轉矩，已知=161；變速器的一檔傳動比，已知=3.6；變速器的傳動效率，一般取=0.96。可得出=2.672，即一、二檔齒輪的模數定為2.75。（2）對于高檔齒輪：= (3-3)其中=1,可得出=2.525，即三、四、五檔及倒檔的模數定為2.5。（3）同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形，轎車取23.5。本設計同步器和嚙合套的模數取=2.25。初選的模數用來完成齒輪齒數的分配及其相關的幾何尺寸計算，最后確定的模數值也應滿足齒輪的相關強度要求，并符合GB1357-78中的規定。2.壓力角、螺旋角、齒形、齒寬和齒頂高系數（1）壓力角國家

44、規定齒輪的標準壓力角為20，因此該壓力角使用的最多，同時也選用如14.5、16.5及22.5等其他角度的壓力角。壓力角的增大可以增加根圓的齒厚，并且嚙合齒輪的節圓處漸開線曲率半徑也增大，使得齒輪的彎曲強度和接觸強度都顯著提高，但同時不根切的最少齒數減小，重合度也減小，傳動時噪聲也隨之增大。對轎車，為了加大重合度以降低噪聲，取小些；對貨車，為了提高齒輪強度，應取大些。對于本設計的轎車變速器，要求其噪聲小，故應選用小的壓力角，同時對于該變速器，低檔齒輪承載能力大，應采用大的壓力角，而高檔齒輪需滿足高轉速工況，要求降低噪聲故采用小的壓力角。故本設計的變速器，齒輪壓力角取20，嚙合套或同步器的壓力角取

45、30；斜齒輪螺旋角取28。（2）螺旋角變速器采用斜齒輪時，其螺旋角選用范圍一般在1035。齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，會使得軸向力以及軸承承受載荷過大，齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩、噪聲降低；而選用螺旋角太小時，又難以發揮斜齒輪的優點。實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度考慮，應當選用較大的螺旋角。對于所設計的轎車變速器，要求其齒輪轉速高而噪聲小，故選用螺旋角時應取較大值。為了適當減小

46、輸出軸上的軸向力，各檔齒輪的螺旋角可不相同。當常嚙合齒輪與各檔齒輪的軸向力相互抵消時，各檔齒輪的螺旋角應滿足下式要求： (3-4)式中：輸出軸上常嚙合齒輪螺旋角；輸出軸上常嚙合齒輪節圓半徑；當下標注=1，2，3，5時，分別表示變速器一、二、三和五檔輸出軸的齒輪螺旋角；輸出軸上其他各檔齒輪的節圓半徑。（3）齒形斜齒輪螺旋角的方向有左旋和右旋之分。本設計中，第一軸斜齒輪全部采用左旋，可使得輸入軸上所承受的軸向力經軸承蓋直接作用于變速器的殼體上，而不需要通過軸承的彈性擋圈來傳遞。同時，第二軸上斜齒輪全部采用右旋，因此相互嚙合的幾對齒輪副具有方向相反的軸向力，故該力可以部分抵消。（4）齒寬齒輪寬度對變

47、速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩性、齒輪強度和齒輪工作時受力均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩的優點唄削弱，齒輪的工作應力增加；選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。齒輪寬度的大小直接影響著齒輪的承載能力，加大，齒的承載能力增高，但在齒寬增大到一定數值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據齒寬系數來選定齒寬： = (3-5)式中：齒寬系數,取=7；法向模數。齒輪的齒寬

48、在按公式計算后再做適當圓整，而且常將小齒輪的齒寬在圓整值的基礎上加寬510，以防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大齒輪單位齒寬的工作載荷。（5）齒頂高系數一般汽車變速器的齒輪均采用標準齒頂高系數=1.0。而現代轎車變速器多采用長齒齒輪，即齒頂高系數大于1，因為該長齒齒輪不僅可以增大重合度，而且相比標準齒高齒輪在強度、噪聲、動載荷和振動等方面均有明顯改善，但同時也存在著相對滑動速度大、易根切或齒頂變尖等問題，如果能有效平衡其優缺點選取一個較好的齒頂高系數，則對變速器齒輪的傳動性能有著很大的幫助。3.中心距齒輪中心距作為變速器的重要參數之一，對變速器的外形尺寸、體積及質量大小

49、、輪齒的接觸強度有著直接的影響，所選取的中心距也應該能保證齒輪的強度。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。本文設計的兩軸式變速器的齒輪中心距，可根據對已有變速器統計而得出的經驗公式來進行初選： = (3-6)式中， 中心距系數,對轎車，=8.99.3；對貨車，=8.69.6； 發動機最大轉矩，已知=161；變速器的一檔傳動比，已知=3.6；變速器的傳動效率，一般可取=0.96。則, =（8.99.3）=73.20276.492（）初選中心距=76。檔變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數應取給出系數的上限。另外，當汽

50、車在良好路面上行駛時，中心距應取最小值。同時，中心距的確定還要考慮齒輪相關的幾何參數和變速器結構的要求，如模數、齒數、變位系數及斜齒輪螺旋角要與所選的中心距相匹配。3.3.2各檔齒輪齒數的確定在初選了變速器的檔位數、傳動比、中心距、軸向尺寸、齒輪模數和螺旋角并繪出變速器的結構方案簡圖后，即可對各檔齒輪的齒數進行分配。變速器的齒輪齒數確定應考慮一下幾點因素：（1）應盡量滿足整車動力性、經濟性等對變速器各檔傳動比的要求；（2）增加齒輪齒數可適當降低齒輪傳動時的噪聲；（3）最少齒數應使齒輪不產生根切。通常變速器一檔小齒輪的齒數最少，因此該小齒輪不應產生根切，并且其根圓直徑應大于所在軸的直徑；（4）對

51、于相互嚙合的齒輪，其齒數不應有公因數，高速齒輪更應該注意這點。圖3-1 變速器結構簡圖1.確定一檔齒輪的齒數分配初選模數時，一檔=2.75；初選中心距時，取=76；初選螺旋角=28；一檔傳動比： (3-7)一檔齒數和： (3-8)則初步確定一檔齒數和=48.80；初取=11，=40，則= =51，得此時的中心距=79.69 。對一檔齒輪進行角度變位：分度圓壓力角：即=22.47。端面嚙合角：即=14.32分度圓直徑：齒頂高：齒根高：全齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：當量齒數：2.確定二檔齒輪的齒數分配二檔齒輪選用斜齒輪，令其螺旋角和不同，初選螺旋角=32；初選模數=2.75；二檔傳動比：二檔齒數

52、和：則初步確定二檔齒數和=46.87；初取=15，=32，則=47，得此時的中心距=76.21。對二檔齒輪進行角度變位：分度圓壓力角：即=23.23端面嚙合角：即=22.86分度圓直徑：齒頂高：齒根高：全齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：當量齒數：3.確定三檔齒輪的齒數分配三檔齒輪選用斜齒輪，令其螺旋角和不同，初選螺旋角=35；初選模數=2.5；三檔傳動比：三檔齒數和：則初步確定三檔齒數和=49.80；初取=20，=30，則=50，得此時的中心距=76.31。對三檔齒輪進行角度變位：分度圓壓力角：即=23.96端面嚙合角：即=23.43分度圓直徑：齒頂高：齒根高：全齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：當

53、量齒數：4.確定四檔齒輪的齒數分配四檔齒輪選用斜齒輪，令其螺旋角和不同，初選螺旋角=35；初選模數=2.5；四檔傳動比：四檔齒數和：則初步確定四檔齒數和=49.80；初取=24，=26，則=50，得此時的中心距=76.31。對四檔齒輪進行角度變位：分度圓壓力角：即=23.96。端面嚙合角：即=23.43分度圓直徑：齒頂高：齒根高：全齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：當量齒數：5.確定五檔（超速檔）齒輪的齒數分配五檔齒輪選用斜齒輪，令其螺旋角和不同，初選螺旋角=35；初選模數=2.5；五檔傳動比：五檔齒數和：則初步確定五檔齒數和=49.80；初取=27，=23，則=50，得此時的中心距=76.31。

54、對五檔齒輪進行角度變位：分度圓壓力角：即=23.96。端面嚙合角：即=23.43分度圓直徑：齒頂高：齒根高：全齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：當量齒數：6.確定倒檔齒輪的齒數分配該手動變速器的倒檔機構示意圖如圖所示：圖3-2 倒檔機構示意圖由于倒檔采用的是直齒輪，初選其模數時采用較大值。倒檔齒輪選用的模數與一檔相同，初選=2.75；倒檔的傳動比為:為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應保持有0.5以上的間隙，故即=11，=40，=21。倒檔的傳動比為：對倒檔齒輪進行角度變位：分度圓壓力角：即=23.96。端面嚙合角：即=23.43分度圓直徑：齒頂高：齒根高：全齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：當量齒數：由于齒數需要取整，故完成齒輪的齒數分配后，由齒輪齒數計算得到的傳動比相比之前滿足整車動力性和經濟性優化得到的傳動比值有一定的誤差，如表3-4所示，表3-4 各檔傳動比與真實值的誤差檔位一檔二檔三檔四檔