轎車手動變速器的結構設計及計算摘要變速箱是車輛傳動系統中的主要部分。在車輛傳動系統上主要的功能是把電機的扭矩和速度變化后傳給主減速機上,以變化驅動輪上的扭矩和速度,使車輛能夠在原地啟動,轉向,加速等各種不同的駕駛情況下。本文針對設計轎車的手動變速器進行了闡述。在最大爬坡、扭矩、轉速以及功率等發動機條件給定的狀態下，以現有模型為傳動設計基礎，使得所設計的手動變速器可在最有利發動機運行狀態區間內充分滿足轎車指標。設計過程中，充分運用汽車相關知識，包括汽車理論、設計、構造、運用工程基礎、工程手冊以及機械設計手冊等等，基于以上參數要求，對變速器進行設計，給出其各部分參數，并對合理性加以驗證。關鍵詞:桑塔納；變速箱；汽車目錄1緒論 32變速器設計的總體方案 42.1設計依據 42.2傳動機構布置方案分析 52.2.1兩軸式變速器 52.2.2倒檔的形式和布置方案 52.2.3傳動方案 52.2.4齒輪形式 62.3變速器基本參數的確定 62.3.1確定各檔傳動比 63主要零部件的設計及計算 73.1變速器的設計及計算 73.1.1擋數 73.1.2中心距A 83.1.3齒輪參數 83.2變速器各檔齒輪齒數的分配及變位系數的選擇 93.3各檔齒輪校核 213.3.1齒輪材料的選擇原則 213.3.2輪齒彎曲強度計算 223.3.3輪齒接觸應力計算 233.4軸的設計及校核 243.4.1初選軸的直徑 243.4.2軸的剛度計算 253.4.3軸的強度計算 293.4.4軸承的壽命計算 323.5本章小結 334同步器的設計 344.1同步器工作原理 344.1.1同步器換擋過程由三個階段組成 34參考文獻 35致謝 361緒論18世紀末期奔馳發明了世界上第一輛汽車，這輛汽車就裝備了變速箱，直到如今的汽車，也離不開變速箱這個重要的部件。變速箱起初是直齒輪的設計，其殼體和外形較大，后來改為錐齒輪和傘齒輪的設計，這種減速器具有可以實現換向和使用的齒輪少的優點，汽車變速箱作為汽車主要零部件在國內外發展非常迅速。隨著科學技術的飛速發展，汽車已成為越來越多的人的替代工具。已經成為了現代社會生活的必不可少的重要組成部分了。而當代技術的迅猛發展又促進著汽車的設計與制造和與之相關的一系列產業進入一個嶄新的時代。但在全球汽車產業迅猛發展的大趨勢下，還面臨著許多問題，中國汽車零部件，整車的設計與制造又與世界汽車產業有著不小的差距。因而國家對于汽車企業的發展與扶持是十分重視的，我國汽車產業正展現出蓬勃的生機。我國是世界上最大的發展中國家和人口最多的國家，汽車的需求量正與日俱增，這廣闊的市場也吸引著國外優秀的車企進入中國，國外優秀車企的進入，帶動著國產車企業進入了飛速發展的時代。我國的汽車零件制造業大多都是合資企業，獨立制造的企業很少，而且這些零部件企業大多數都是一些小型企業，而且制造的基本都是一些低端的不重要的零部件，尤其是在變速箱的制造業，缺乏獨立自主的核心知識和制造技術。近些年國內電動汽車興起，純電動汽車和燃料汽車除了發動機和電動機的區別,一些電動汽車并沒有配備了變速箱,，這對我國汽車變速箱的發展又成為了一種阻礙。變速箱的技術發展主要是依附于工程機械和客車貨車行業的發展，近些年這些行業發展勢頭迅猛，但是到近幾年呈下降的趨勢，而且近些年國內變速箱的市場競爭比較激烈，大型汽車制造廠比如一汽集團和東風集團以及重汽集團，對變速箱的自產或者自身變速箱業務比較重視，這樣使我國的貨車用變速箱發展比較良好。本文首先對桑塔納的變速箱常規結構進行分析，確定變速箱的方案，然后確定變速箱的形式，對變速箱的齒輪進行計算設計，對主要零部件例如軸、軸承、鍵等進行校核，最后對差速器進行設計計算。本文設計的變速箱根據任務書規定為5+1級變速箱，5+1級變速箱是現在轎車的主流，單級變速箱具有制造成本低、維護性好、運行可靠的優點，一般小型的家庭轎車和城市SUV使用的變速箱也是5+1變速箱，所以它在汽車領域占據了重要的地位。2變速器設計的總體方案變速箱是整個車輛傳動系統中必不可少的部件。用于連接發動機和整車之間的動力總成。發動機的全部動力通過變換傳遞給整車，以滿足整車在各種工況下的需要。因此，整車的結構和發動機的主要參數對變速箱的整體方案有很大的影響。2.1設計依據基本參數如表2.1。表2.1基本參數額定功率70KW最高車速120km/h輪胎參數185/60R16成員人數5人擋位數5+1總質量1545Kg最小轉彎直徑11m滿載前軸允許符合小于810kg滿載后軸允許符合小于810kg2.2傳動機構布置方案分析2.2.1兩軸式變速器由于本畢業設計是5+1變速器，其分為兩驅和四驅兩種發動機前置前驅布局形式，充分考慮汽車采取四輪驅動時，復雜的結構加大了變速器設計難度，綜合考量空間、平順、噪聲等多方面因素，本設計布局方案以二軸式變速器為確定方案。2.2.2倒檔的形式和布置方案倒擋排布形式設計如圖所示。圖QUOTEb充分發揮一檔齒輪優勢，從而縮小了變速器體積；圖c具有較大數值的高傳輸比；圖QUOTEd則兼有圖c優勢并彌補了部分不足之處；圖QUOTEe中一、倒擋齒輪都變成了雙聯動的,齒長也能夠有所增加;圖QUOTEf中方案更適合于把齒輪副都為常嚙合的大齒輪,換擋方式也比較簡單。綜上所述,為了換擋滿足當下駕駛者的需求,也為了兼顧駕駛者舒適性,下圖所示方案確定為所設計方案的倒擋形式。圖2-1倒檔排布形式2.2.3傳動方案如圖2-2即為簡化傳動方案示意圖。圖2-2變速器傳動方案簡圖2.2.4齒輪形式對此變速器常常用圓柱斜齒輪，倒檔采用直齒。2.3變速器基本參數的確定2.3.1確定各檔傳動比①方案設計應滿足的最大爬坡度：QUOTETtqig1i0ηTr≥故式QUOTEig1i0≥GG—總車重量，QUOTE1322+75×5×9.8=16630.6；—坡面滾動阻力系數，；—最大發動機轉矩，；—變速箱傳動比；—變速器一擋傳動比；—傳動效率，；—車輪滾動半徑，=QUOTE17×25.42+215×50%=0.323m； QUOTEαImax—最大爬坡角度，轎車按30％坡度取QUOTEαImax=16.7°；代入式（2-1）得：QUOTEig1i0≥16630.6×②滿足QUOTEFt≤Fφ的附著條件：即QUOTETtqig1i0ηTr≤F—法向驅動輪地面反作用力，；—附著系數，即為驅動輪與地面間，取良好路面，故該系數為0.8；代入式（2-2）得故QUOTEig1i0≤F由上可求：QUOTE8.427≤ig1i0≤13.422，故進一步得出QUOTEig1=3.10,i0=4.19。范圍在3—4.5為乘用車。校核：穩定轉速最低多是QUOTEnminminQUOTEnminmin，QUOTEunminig1i0800×0.32313minQUOTEQUOTEuumin[]minQUOTEuumin[]min，達到指標QUOTEig1=3.10,ig23主要零部件的設計及計算3.1變速器的設計及計算3.1.1擋數檔數的多少,直接關系著整機的動力性、經濟效益等。在發動機工作特性方面,增加了變速箱的檔位數位能夠增加了發動機充分發揮接近最大輸出功率的機會,從而增強了整機的加速度與攀爬力量。在燃油經濟性方面,更多的擋位增加了發電機在較低油耗地區實際工作的可行性,并減少了油耗。所以,將檔位設定為5+1擋。3.1.2中心距A在使用過程中的齒輪，其壽命長短與變速器中心距息息相關，當中心距較小時，齒輪緊密接觸，增大了其所受接觸應力，二者間呈現反相關關系，故而在中心距確定最小值的過程中，應充分考慮其接觸應力規定限值；做工優良的殼體可承受一定程度的沖擊力，其來源于齒輪與軸，故應選取稍大一些的中心距。據其與排量間關系，初定其值為，對于變速器安裝于轎車內部，其中心距變化范圍為QUOTE65~80mm。3.1.3齒輪參數1.模數表3-1汽車變速器齒輪的法向模量（mm）車型1.0＜V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜ma≤14.0ma＞14.0模數mn/mm2.25~2.752.75~3.003.50~4.504.50~6.00表3-2為國標GB1357?78，在設計過程中，不僅應考慮其強度滿足指標，且其模數應參考表3-2要求。表3-2汽車變速器常用齒輪模數（mm）一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50——選取與一檔近似的倒檔模數。設計中齒輪模數定為一、二、三檔以及倒檔時QUOTEm=3，四、五檔為QUOTEm=2.75。2.壓力角QUOTEα我國制定的標準壓力角為20°。壓力角小，匹配度大，驅動平穩，噪聲低；在大壓力角時，提高了齒彎強度和表面接觸力。在這種情況下，選擇了20°的壓力選擇角。3.螺旋角QUOTEβ選取斜齒輪的螺旋角應注意以下問題：試驗結果證實,因為螺旋角度大時齒輪嚙合的聲音聚合度增大,而由于動作的平穩,噪音也相應減小,所以螺旋角度提高,齒輪的硬度也隨之增加。轎車螺旋角取值域為，在一擋位本課題所提出的設計方案確定。4.齒寬齒輪的齒寬的確定主要取決于其模數的取值，具體計算方法如下所示。斜齒：，，在汽車各個擋位范圍中齒輪均采用斜齒結構。一、二、三、倒擋，四、五擋，5.齒頂高系數作為幾何參數的齒頂高度系數。在齒輪設計時可以根據它來決定齒輪的大小和形狀以及加工工藝等一系列相關因素。因此齒頂高系數對齒輪的影響非常大。在設計過程中必須要考慮到這個方面的問題。精確漸開線即為斜齒圓柱齒輪端面輪廓，其法向端面輪廓也是如此；但是在具體參數方面其端面與法向面參數存在差異。齒頂高度系數齒輪變速器的重合度、傳動噪聲、傳動速度、齒輪硬度、齒頂厚有關。選取的齒頂高系數也要達到指標，接觸不良的情況將在過小齒輪間發生，這一問題將進一步加劇組件的噪聲及振動水平。對于這些壞問題，我們可以做一些好的事情，如今越來越多的研究者投身到正在升級這個工藝技術的研究之中，以減少這其中存在的誤差。中國的相關標準將齒頂高系數取為1。3.2變速器各檔齒輪齒數及變位系數確定變位齒輪使得齒輪在常規工況運行狀態下得以穩定運行，強度得以進一步提升，同時避免了湊配中心距離或切根現象出現在其運行工作過程中。除上述優勢外，其在一定程度上削弱了摩擦損耗，尤其是相互作用的齒輪間尤為明顯，削弱了運行工況下齒輪噪聲，有效抑制了齒輪間由于長期嚙合等原因造成的膠合現象，甚至還有利于舊齒輪磨損態的進一步修復。綜合上述優勢，本設計對所應用齒輪采取變位，各擋參數及相關系數計算如下：1.一擋齒輪齒數及變位系數首先給出求解所需要的基本參數，即為，，，，；所采取圓柱齒輪的齒形為斜齒。（3-1)

，（3-2）故可得，，，。此時通過上述公式可以進一步求得傳動比為:（3-3）當量齒數為：QUOTEzv1=z1cos3β1=16.12，變位齒輪操作后可得，，（3-5)QUOTEtanαn=tanαtcosβ1，（3-QUOTEcosαt'=A0AcosαtQUOTExn∑=(z1+z2)invαQUOTEyn=(A?A0)/mn=0.2633查閱相關設計手冊進一步知曉下列參數并進一步計算：QUOTExn1=0.20QUOTExn2=xn∑?xn1QUOTEΔy=xn∑?yn=0.0067QUOTEΔy=xn∑?yn=0.0067（3QUOTEcosβ1=mn(z1+分度圓直徑：QUOTEd1=z1mt=41.92mm齒頂高：QUOTEha1=(f0+ξ1?σ齒根高：QUOTEhf1=(f0+c?ξ1)m齒全高：QUOTEh=ha1+hf1=ha2+hf2齒頂圓直徑：QUOTEda1=d1+2ha1=49.08mm（3齒根圓直徑：QUOTEdf1=d1?2hf1=35.62mm節圓直徑：QUOTEd1'=2Az1z1+z22.二擋齒輪齒數及變位系數首先給出求解所需要的基本參數，即為，，，，；所采取圓柱齒輪的齒形為斜齒。參照1中的計算順序進行相關參數計算，過程如下所示。QUOTEig2=z4z3QUOTEzh=2Acosβ可得QUOTEzh=49,z3=14,z4=35此時通過上述公式可以進一步求得傳動比與當量齒數分別為:QUOTEzv3=z3cos3β2=17.21QUOTEzv3=z3cos3β變位齒輪操作后可得，QUOTEtanαn=tanαt?cosβ，QUOTEαQUOTEcosαt'=A0Acosαt，QUOTE查閱相關設計手冊進一步知曉下列參數并進一步計算：QUOTExn3=0.062QUOTExn4=xn∑?xn3對進行合理修正，以減小計算過程中可能出現的誤差。按照公式（3-12）~（3-18）分別計算下列參數信息。分度圓直徑：齒頂高：齒根高：齒全高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：節圓直徑：3.三擋齒輪齒數及變位系數首先給出求解所需要的基本參數，即為，，，，；所采取圓柱齒輪的齒形為斜齒。參照1中的計算順序進行相關參數計算，過程如下所示。QUOTEig3=z6zQUOTEzh=2Acosβ求得QUOTEzh=49,z5=16,此時通過上述公式可以進一步求得傳動比與當量齒數分別為:QUOTEzv5=z5cos3β3=20.07QUOTEzv5=z5cos3β3=20.07QUOTEz變位齒輪操作后可得，QUOTEtanαn=tanαtcosQUOTEcosαt'=A0Acosαt，QUOTE查閱相關設計手冊進一步知曉下列參數并進一步計算：QUOTExn5=?0.054QUOTExn6=xn∑?xn5對進行合理修正，以減小計算過程中可能出現的誤差。按照公式（3-12）~（3-18）分別計算下列參數信息。分度圓直徑：齒頂高：齒根高：齒全高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：節圓直徑：4.四擋齒輪齒數及變位系數首先給出求解所需要的基本參數，即為，，，，；所采取圓柱齒輪的齒形為斜齒。參照1中的計算順序進行相關參數計算，過程如下所示。QUOTEig4=z8zQUOTEzh=2Acosβ4mn,

QUOTE求得QUOTEzh=53,z7=22,此時通過上述公式可以進一步求得傳動比與當量齒數分別為:QUOTEzv7=z7cos3β4=28.21QUOTEzv7=z7cos3β4=28.21QUOTEz變位齒輪操作后可得，，QUOTEαt=21.57°QUOTEcosαt'=A0Acosαt，QUOTE查閱相關設計手冊進一步知曉下列參數并進一步計算：QUOTExn7=?0.033QUOTExn8=xn∑?xn7對進行合理修正，以減小計算過程中可能出現的誤差。按照公式（3-12）~（3-18）分別計算下列參數信息。分度圓直徑：齒頂高：齒根高：齒全高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：節圓直徑：5.五擋齒輪齒數及變位系數首先給出求解所需要的基本參數，即為，，，，；所采取圓柱齒輪的齒形為斜齒。參照1中的計算順序進行相關參數計算，過程如下所示。QUOTEig5=z10zQUOTEzh=2Acosβ5mn,

求得QUOTEz此時通過上述公式可以進一步求得傳動比與當量齒數分別為:QUOTEzv9=z9cos3β5=33.12QUOTEzv9=z9cos3β5=33.12QUOTEz變位齒輪操作后可得，，QUOTEαt=21.72°QUOTEcosαt'=A0Acosαt，QUOTE查閱相關設計手冊進一步知曉下列參數并進一步計算：QUOTExn9=?0.14QUOTExn10=xn∑?xn9對進行合理修正，以減小計算過程中可能出現的誤差。按照公式（3-12）~（3-18）分別計算下列參數信息。分度圓直徑：齒頂高：齒根高：齒全高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：節圓直徑：6.倒擋齒輪齒數及變位系數首先給出求解所需要的基本參數，即為，，，，；所采取圓柱齒輪的齒形為斜齒。參照1中的計算順序進行相關參數計算，過程如下所示。QUOTEig6=z12z11=0.8QUOTEig6QUOTEzh=2Acosβ求得QUOTEzh=52,z11=29,此時通過上述公式可以進一步求得傳動比與當量齒數分別為:QUOTEzv11=z11cos3β6=39.10QUOTEzv11=z11cos3β6=39.10QUOTEz對六擋齒輪進行變位：，，查閱相關設計手冊進一步知曉下列參數并進一步計算：QUOTExn11=0.023QUOTExn12=xn∑?xn11對進行合理修正，以減小計算過程中可能出現的誤差。按照公式（3-12）~（3-18）分別計算下列參數信息。分度圓直徑：齒頂高：齒根高：齒全高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：節圓直徑：由公式（3-5）分別計算計算倒擋軸和輸入軸、輸出軸的理論中心距，分別對應為：倒擋軸和輸入軸、輸出軸的實際中心距分別求解為，。3.3各檔齒輪校核3.3.1齒輪材料的選擇原則(1)為了充分適配于運行環境。針對大齒輪驅動在不同狀態下的不同指標，對傳動材料提出相對應指標要求。但是,對于普通的空氣動力傳動齒輪,則需要其具備適當的硬度和耐磨性,且齒面堅固。齒芯柔軟。(2)合理選用相關建筑材料。而對于硬度≤的軟齒面輪,為使二個輪耐久性相似,驅動小齒輪材料堅韌性要略高于大輪組合的鋼材堅韌性,并使二輪堅韌性差在30~50HBS之間。為了改善抗膠合機特性,大、小兩個輪可使用不同鋼鐵品種的。(3)考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸齒輪通常為鑄造粗齒輪，可以是鑄鋼或鑄鐵：鍛造粗齒輪通常用于中等和中等等級內的齒輪，且規格要求較高，或采用鍛鋼制作。當規格較小且品質要求不高時,圓鋼支架亦可啟用作品毛壞。軟齒面齒輪通常采用中碳鋼和中碳合金鋼第一表面經過正火和回火處理后,再采用熱切割工藝加工而得;而硬牙面齒輪(硬度>350HBS)常使用低碳合金鋼材料切齒后再表層滲碳淬火工藝或中碳鋼(或中碳合金鋼)切齒后再表面淬火加熱的溫度工藝加工,以達到齒面、齒心強韌的金相組合,為減少熱加工對已切輪齒所引起的牙面變化需要通過磨削齒。然而,若通過氨淋失處理后,因為牙面變化很小,不磨削齒,所以仍可廣泛應用于不切削內輪等齒的小齒輪。因為參與傳動的同一對齒輪反復運作，沖擊負荷不斷作用于齒輪運動，加劇其磨損，故而對其有較為高指標的彎曲剛度要求。故選取硬齒面牙輪構成的齒輪結構，其牙輪部件為淬火加工滲碳后20CrMnTi表面,可達到58~62HRC的硬度范圍。3.3.2輪齒彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應力σQUOTEσω=2TgKσKfπm3ZKcy式中：QUOTETg——（）；QUOTEKσ——，??；QUOTEKf——摩擦力影響系數，主要在自動牙輪的嚙合點之間的摩擦方向不同,對彎曲應力產生有差別的影響：主、從動齒輪分別為1.1和0.9；QUOTEKc——；——。倒擋主動齒輪，查手冊可知y=0.172，代（3-19）得QUOTEσω=843.45Mpa<850Mpa；倒擋從動齒輪，查手冊可知y=0.174，代入（3-19）得QUOTEσω=234.63Mpa<850Mpa；在測量負荷為作用于改變器第一軸上的最大扭矩值或Temax值時,倒檔直傳動系統的容許用內部彎曲應力區間一般在400~850Mpa左右,而受雙向交變載荷影響的倒檔直傳動系統齒輪的許用內部應力范圍則為上下限。故QUOTEσω<[]，彎曲強度足夠。（2）斜齒輪彎曲應力QUOTEσωQUOTEσω=2TgcosβKσπZmn3yK式中：——（）；QUOTEβ——（）；QUOTEKσ——，取QUOTEKσ；——；QUOTEmn——（）；——；QUOTEKc——；QUOTEKε——，QUOTEKε。圖3-1一擋主動輪，查圖3-1可知y=0.162，代入（3-20）得QUOTEσω=291.81Mpa；一擋從動輪，查圖3-1可知y=0.138，代入（3-20）得QUOTEσω=118.85Mpa；二擋主動輪，查圖3-1可知y=0.191，代入（3-20）得QUOTEσω=158.26Mpa；二擋從動輪，查圖3-1可知y=0.175，代入（3-20）得QUOTEσω=101.91Mpa；三擋主動輪，查圖3-1可知y=0.182，代入（3-20）得QUOTEσω=166.27Mpa；三擋從動輪，查圖3-1可知y=0.174，代入（3-20）得QUOTEσω=115.94Mpa；四擋主動輪，查圖3-1可知y=0.178，代入（3-20）得QUOTEσω=142.76Mpa；四擋從動輪，查圖3-1可知y=0.173，代入（3-20）得QUOTEσω=131.01Mpa；五擋主動輪，查圖3-1可知y=0.176，代入（3-20）得QUOTEσω=120.16Mpa；五擋從動輪，查圖3-1可知y=0.172，代入（3-20）得QUOTEσω=157.27Mpa；倒檔主動輪，查圖3-1可知y=0.142，代入（3-20）得QUOTEσω=136.21Mpa；倒檔從動輪，查圖3-1可知y=0.148，代入（3-20）得QUOTEσω=219.56Mpa；在測量負荷并取功能在變速器第一軸上的最大扭矩時,相對于高擋變速牙輪與常嚙合齒輪，這二者應用于中國常用乘用車中,范圍均在內的許用應力,且各種斜齒輪均達到QUOTEσω<[QUOTEσω]，故彎曲剛度度已夠用。3.3.3輪齒接觸應力計算QUOTEσj=0.418FEb(1ρz+1其中：QUOTEσj——（）；——（），；——（），QUOTEF1=2Tgd；——（）；——（）；QUOTEα——（）；——（）；——QUOTE2.06×1Mpa；——（）；QUOTEρz、QUOTEρb——（），QUOTEρz=rzsinα,ρb=rbsinα，QUOTEρz=rzsinαcos2β,ρb=rbsinαcos2βQUOTEρz=rzsinαcos2β上述有關參數代入式（3?21），并將作用在變速器第一軸上的載荷QUOTETemax/2作為計算載荷時，得出：一擋接觸應力QUOTEσj=808.99Mpa<1900Mpa；二擋接觸應力QUOTEσj=803.21Mpa<1300Mpa；三擋接觸應力QUOTEσj=731.25Mpa<1300Mpa；四擋接觸應力QUOTEσj=756.28Mpa<1300Mpa；QUOTEσj=780.74Mpa<1300Mpa；QUOTEσj=997.79Mpa<1900Mpa；[]就滲碳齒輪變速器而言，常嚙合與高擋[]=，一、倒擋[]=。故所有齒輪滿足QUOTEσj<[QUOTEσj]，接觸強度足夠。3.4軸的設計及校核3.4.1初選軸的直徑兩軸式變速器中心距A確定條件下，的比值按輸入軸：，輸出軸:范圍確定。按式QUOTEd=K3Temax（）式中:—，；—（）。：QUOTEd1=(4.0~4.6)3155=21.49~24.71進、出口軸支承間高度確定為。據扭轉剛度要求,確定了軸承的最小直徑QUOTEd=39550×1030.2τ3Pn（3-22）式中:d-軸的最小直徑(mm)；[t]_-軸的許用剪應力(MPa)；P--發動機的最大功率(kw)；n--（）。代入(3-22)式，得:故最小軸直徑為。3.4.2軸的剛度計算對傳動中齒輪工作危害較大的是軸承在垂直于面內形成的撓度,以及軸承在水平面內形成的旋轉。前者使齒輪中心距改變，使得正嚙合關系遭到破壞；后者將歪斜齒輪，使得壓力在齒長方向不再均勻分布，示意如圖3.2。(a)軸在垂直面內的變形(b)軸在水平面內的變形圖3.2變速器軸變形示意圖《材料力學》中對軸承轉角及撓性相關公式均有闡述,可據其推算。然而計算過程中,通常只計算大齒輪所在位置處軸承的撓性和轉角。第一對軸常為嚙合輪副,但因為離支承軸承節點較近,負荷又小,所以一般的撓性也較小,故可不必計算。當于同一主軸上安裝變速器輪如圖3.3所示,若同一垂直面內軸的最大撓性為QUOTEfc=F1a2b23EILQUOTEfc=F1QUOTEfs=F2a2b23EILQUOTEfs=F2QUOTEδ=F1abb?a3EILQUOTEδ=F1abb?a3EIL式中QUOTEF1——（）；QUOTEF2——（）；——（），；QUOTEI——（），）；QUOTEd——（），；、（）；QUOTEL——（）。圖3.3變速器軸轉角與撓度軸全撓度為（3-26）與分別為垂直與水平面內允許軸撓度值。在對應的平面內，齒輪轉角小于等于。1.輸入軸剛度變速器運行狀態下，，QUOTEa=98mmQUOTEa=98mm，QUOTEb=48mmQUOTEb=48mm2.輸出軸剛度（1）一檔運行剛度齒輪嚙合，，由下式可得：一檔運行，，，（2）二檔運行剛度齒輪嚙合，，由下式可得：二檔運行狀態下，，，（3）三檔運行剛度齒輪嚙合，，由下式可得：三檔運行狀態下，，，（4）四檔運行剛度齒輪嚙合，，由下式可得：四檔運行狀態下，，，（5）五檔運行剛度齒輪嚙合，，由下式可得：五檔運行狀態下，，，（5）倒檔運行剛度，，由下式可得：倒檔運行狀態下，，，3.4.3軸的強度計算徑、軸向力在大齒輪間進行交互,迫使軸垂直于表面的扭曲變化,而圓周力矩使平面的軸向變形的變化。在計算反應的支點力值在水平和垂直平面內,可以計算彎矩,因此。軸扭轉和彎曲力矩的相互影響下,其應力（3-27）式中——，QUOTEM=MC2+MS2+Tg——（），；——（）。低檔運行狀態下，。另，對于齒面壓應力作用于花鍵軸上的也需要查驗。變速器齒輪與軸材料相同。1、輸入軸校核強度輸入軸一檔運行校核強度：，，,,,.和、求取過程如下。如圖3.4為輸入軸受力，則（3-28）（3-29）式（3?28）和（3?29）得：，，。圖3.4輸入軸受力圖和、求取過程如下。圖3.4為輸入軸受力，則（3-30）（3-31）式（3-30）和（3-31）得：，，。（3-33）達到指標。圖3.5輸入軸軸彎矩圖2、輸出軸校核強度輸出軸一檔運行校核強度：圖3.6輸出軸受力圖，，，，和、求取過程如下。圖3.6為輸出軸受力，則（3-34）（3-35）式（3-34）和（3-35）得：，，和、求取過程如下。圖3.6為輸出軸受力，則（3-36）（3-37）式（3-36）和（3-37）得：，，。達到指標。3.4.4軸承的壽命計算根據經驗選擇軸承的載荷系數fp=1.2~1.8，取fp=1.2。查《機械設計手冊》該軸承的p=（5·11）軸承的受力根據平衡公式可得：FFF查《機械設計手冊》取X=0.4，Y=0.3因為：F

PP因為軸承1的P比較大，因此軸承的壽命按照軸承1的計算，軸承的壽命為:L花鍵的校核花鍵的校核公式為：σ（5·12）p=（5·13）Ψ—載荷分配不均系數，一般取Ψ=0.7—1z—花鍵的齒數z=8；L—花鍵的工作長度L=10mm；H—花鍵的工作高度，漸開線花鍵壓力角為30°時，h=m=2.5；dm—花鍵的平均直徑dm=σp=校核后符合要求。圖3.7輸出軸彎矩圖3.5本章小結對變速器的設計及計算，算出各檔傳動比。算出齒輪的基本數據，然后開始對齒輪進行變位和計算出齒輪的齒數。以及進行齒輪，軸的強度剛度校核4同步器的設計圖4.1鎖環式同步器1、4—鎖環2—滑塊3—彈簧圈5、8—齒輪6—嚙合套座7—嚙合套如圖4.1所示,而閉鎖環型同步器的主要結構特點,是將同步器的磨擦元件置于1或4和5或8凸臂錐形斜邊上。1或4的齒輪面上還作了鎖止元件，7上作有齒端面,二者端部均位于斜面，此面多被稱作格擋面。4.1同步器工作原理4.1.1同步器換擋過程階段一：由中間部位滑開的同步器總成將接近摩擦表面并作軸向移動停靠。與其接觸瞬間，轉動速率在滑動牙套和大齒輪間存在差異的原因，以滑動牙套為基準，鎖銷將于摩擦動力促使下形成角度轉動，轉動值較小，卻可形成格擋位置占據。若恰好接觸格擋面，則滑動牙套將不再移向換擋方向。階段二:力矩F施加于滑動牙套，其源于手柄至換擋撥叉，此力矩過鎖止元件，并最終施加于摩擦表面。轉動速率在滑動牙套和傳動齒輪間存在差異的原因，使得摩擦力將產生于該表面，這兩個轉動速率差異組件連接著變速器和整車的轉動與輸入部件，故在此摩擦動力