1.1 课题的目的和意义
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的工况范围内工作。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。变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。
为了近一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱轿车市场销售份额，应该建立一个适应发动机排量为2.0升的后驱动变速器新平台，以满足车厂和用户更高层次的要求。
设计方案力求实现：
（1）变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需；
（2）选挡、换挡轻便、灵活、可靠；
（3）同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡；
（4）齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。
1.2课题研究的现状
目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时，6档变速器的装车率也在日益上升。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。
汽车变速器是汽车的重要部件之一，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、加速等各种行使工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空档，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行使能力。
汽车变速器技术的发展历史：
手动变速器（MT：Manual Transmisson）主要采用了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不同的齿轮副工作。
自动变速器（AT：Automatic Transmisson）是由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。
AMT是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在MT总体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。
无级变速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又称为连续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组，从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带和金属链等。
无限变速式机械无级变速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用的是一种摩擦板式变速原理。IVT的核心部分由输入传动盘，输出传动盘和Variator传动盘组成。它们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变Variator装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化。
1.3 变速器的设计思想
根据发动机匹配的轿车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。
新型后驱动变速器应满足：
（1）发动机排量2.0升；
（2）六个前进挡，一个倒档；
（3）输入、输出轴保证两点支承；
（4）采用同步器，保证可靠平稳换挡；
（5）齿轮、轴及轴承满足使用要求。
1.4 研究的主要工作内容
中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。
1.确定合适的布置结构
变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。
2.进行主要参数的选择
确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。
3.进行主要零部件及其他结构的设计
齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。
4.绘制图纸
根据设计方案，通过CAD完成装配图及零件图的绘制。
第2章 变速器设计的总体方案
变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。
2.1 设计依据
随着消费者对汽车安全性、舒适性、经济性和动力性需求的提高，汽车的技术含量不断提高，机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时，6档变速器的装车率也在日益上升。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。设计新型后驱动变速器以使变速器结构更加紧凑、合理、承载能力强。
选择车型为BMW 320i 2.0 典雅型轿车进行设计，基本性能参数如表2.1。
表2.1 基本性能参数
| 发动机参数 | 排量(L) | 2.0 |
| 最大功率(km) | 110(6200r/min) | |
| 最大扭矩(N·m) | 200(3600r/min) | |
| 底盘参数 | 驱动方式 | 后轮驱动 |
| 轮胎规格 | 205/55 R16 | |
| 整车尺寸及质量 | 长*宽*高(mm) | 4520*1817*1421 |
| 轴距(mm) | 2760 | |
| 总质量(kg) | 3000 | |
| 整备质量(kg) | 1425 | |
| 整车性能参数 | 最高车速(km/h) | 220 |
| 最大爬坡度 | 30% |
故车轮滚动半径近似等于轮胎半径，为r=(406.4+205*0.55)/2=315.95mm。
2.2传动机构布置方案分析
变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进档数或轴的不同分类，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多中间轴式变速器等。
2.2.1两轴式和中间轴式变速器
现代汽车大多数都采用固定轴式变速器，而两轴式和中间轴式应用最为广泛。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，还要考虑以下几个方面：
与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作是齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。还有，受结构，两轴式变速器的一档速比不可能设计的很大。对于前进档，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。
中间轴式变速器可以设置直接档，在使用直接档时，变速器的齿轮和轴承及轴承均不承载，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90％以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。对于本设计，采用如图2.1所示的传动方案。
图2.1 中间轴式变速器传动方案
2.2.2倒档的形式和布置方案
图2.2为常见的布置方案。图2.2（a）方案广泛用于前进档都是同步器换档的四档轿车和轻型货车变速器中；图2.2（b）方案的优点是可以利用中间轴上的1档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难，某些轻型货车四档变速器采用这种方案；图2.2（c）方案能获得较大的倒档速比，突出的缺点是换档程序不合理；图2.2（d）方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了图2.2（c）方案；图2.2（e）方案中，将中间轴上的一档和倒档齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度；图2.2（f）方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便；为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车采用图2.2（g）方案，其缺点是一档和倒档得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。后述五种方案可供五档变速器的选择：本次设计中采用中间轴式变速器，图2.2（f）琐事得到当布置方案。
图2.2 倒档布置方案
2.3 变速器基本参数的确定
2.3.1 挡数的确定
挡数的设置与整车的动力性和经济性有关。就动力性而言，增加变速器的挡数，能够增加发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了整车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，挡数多，增加了发动机在低油耗区工作的可能性，降低油耗。所以挡数设置为六档。
2.3.2 传动比的确定
1、主减速器传动比的确定
发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：
（2.1）
式中：
——汽车行驶速度（km/h）；
——发动机转速（r/min）；
——车轮滚动半径（m）；
——变速器直接档传动比；
——主减速器传动比。
已知：最高车速==220km/h；最高档为超速档，传动比=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格205/55R16得到=315.95(mm)；发动机转速==6200（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比：
I0=3.35
2、最低档传动比计算
按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）[13]。用公式表示如下：
（2.2）
式中：
G ——车辆总重量(N)；
——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.01~0.02)；
——发动机最大扭矩(N·m)；
——主减速器传动比；
——变速器传动比；
——为传动效率（0.85~0.9）；
R ——车轮滚动半径；
——最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）
由公式（3.2）得：
（2.3）
已知：m=3000kg；；；r=0.32m； N·m；； g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：
ig≥4.76
满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下：
（2.4）
式中：
——驱动轮的地面法向反力，；
——驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.5~0.6之间。
已知： kg；取0.55，把数据代入（3.4）式得：
所以，初选一档传动比为5.0。
3、变速器各档速比的配置
按等比级数分配其它各档传动比，即：
2.3.3 中心距的选择
初选中心距可根据经验公式计算：
（2.5）
式中：
A ——变速器中心距（mm）；
——中心距系数，乘用车=8.9~9.3；
——发动机最大输出转距为200（N·m）；
——变速器一档传动比为5.0；
——变速器传动效率，取96%。
8.9=87.79mm
取A=90mm。
2.3.4 变速器的外形尺寸
变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。
乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：
；
第3章 主要零部件的设计及计算
3.1 齿轮的设计及校核
3.1.1 齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配
1.模数m
齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在的货车为，取。
2.压力角
国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为。
3.螺旋角
选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。
乘用车中间轴式变速器为，选。
4.齿宽b
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，通常是根据齿轮模数来确定齿宽b。，其中为齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮；常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮。
5.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。一般齿轮的齿顶高系数，为一般汽车变速器齿轮所采用。
6.各挡齿轮齿数的分配
分配齿数时应注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。
（1）确定一挡齿轮的齿数
齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节，采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。
一挡齿轮参数如表3.1。
表3.1 一挡齿轮基本参数
| 序号 | 计算项目 | 计算公式 | |
| 1 | 端面压力角 | ||
| 2 | 分度圆直径 | ||
| 3 | 齿顶高 | ||
| 4 | 齿根高 | ||
| 5 | 齿顶圆直径 | ||
| 6 | 齿根圆直径 | ||
| 7 | 当量齿数 | ||
| 8 | 齿宽 | ||
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，；
故总变位系数，即为高度变位。
查得：。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。
（2）对中心距进行修正
因为计算齿轮和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的重新计算中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。。
由一挡传动比求出常啮合传动齿轮的齿数比：
（3.1）
而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即：
（3.2）
由公式（3.1）（3.2）得：。
核算=3.27，与前相差较小，故由（3.2）式得：齿轮1、2精确的螺旋角。
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，故，角度变位。
查得。
（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数见表3.2
表3.2 常啮合齿轮基本参数
| 序号 | 计算项目 | 计算公式 | |
| 1 | 分度圆直径 | ||
| 2 | 齿顶高 | ||
| 3 | 齿根高 | ||
| 4 | 齿顶圆直径 | ||
| 5 | 齿根圆直径 | ||
| 6 | 当量齿数 | ||
| 7 | 齿宽 | ||
（3.3）
而 （3.4）此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
（3.5）
联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（3.3）（3.4）求出。
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，故，正角度变位。
查得。
二挡齿轮基本参数见表3.3
表3.3 二挡齿轮基本参数
| 序号 | 计算项目 | 计算公式 | |
| 1 | 理论中心距 | ||
| 2 | 中心距变动系数 | ||
| 3 | 齿顶降低系数 | ||
| 4 | 分度圆直径 | ||
| 5 | 齿顶高 | ||
| 6 | 齿根高 | ||
| 7 | 齿顶圆直径 | ||
| 8 | 齿根圆直径 | ||
| 9 | 当量齿数 | ||
| 10 | 齿宽 | ||
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，故，正角度变位。
查得。
三挡齿轮基本参数见表3.4
表3.4 三挡齿轮基本参数
| 序号 | 计算项目 | 计算公式 | |
| 1 | 理论中心距 | ||
| 2 | 中心距变动系数 | ||
| 3 | 齿顶降低系数 | ||
| 4 | 分度圆直径 | ||
| 5 | 齿顶高 | ||
| 6 | 齿根高 | ||
| 7 | 齿顶圆直径 | ||
| 8 | 齿根圆直径 | ||
| 9 | 当量齿数 | ||
| 10 | 齿宽 | ||
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，故，负角度变位。
查得。
四挡齿轮基本参数见表3.5
表3.5 四挡齿轮基本参数
| 序号 | 计算项目 | 计算公式 | |
| 1 | 理论中心距 | ||
| 2 | 中心距变动系数 | ||
| 3 | 齿顶降数 | ||
| 4 | 分度圆直径 | ||
| 5 | 齿顶高 | ||
| 6 | 齿根高 | ||
| 7 | 齿顶圆直径 | ||
| 8 | 齿根圆直径 | ||
| 9 | 当量齿数 | ||
| 10 | 齿宽 | ||
表3.6 五挡齿轮基本参数
| 序号 | 计算项目 | 计算公式 | |
| 1 | 理论中心距 | ||
| 2 | 中心距变动系数 | ||
| 3 | 齿顶降低系数 | ||
| 4 | 分度圆直径 | ||
| 5 | 齿顶高 | ||
| 6 | 齿根高 | ||
| 7 | 齿顶圆直径 | ||
| 8 | 齿根圆直径 | ||
| 9 | 当量齿数 | ||
| 10 | 齿宽 | ||
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，故。
查得。
（5）。倒挡齿轮基本参数见表3.6
表3.6倒挡齿轮基本参数
| 序号 | 计算项目 | 计算公式 | |
| 1 | 分度圆直径 | ||
| 2 | 齿顶高 | ||
| 3 | 齿根高 | ||
| 4 | 齿顶圆直径 | ||
| 5 | 齿根圆直径 | ||
| 6 | 基圆直径 | ||
| 7 | 齿宽 | ||
| 序号 | 计算项目 | 计算公式 | |
| 1 | 分度圆直径 | ||
| 2 | 齿顶高 | ||
| 3 | 齿根高 | ||
| 4 | 齿顶圆直径 | ||
| 5 | 齿根圆直径 | ||
| 6 | 基圆直径 | ||
| 7 | 齿宽 | ||
设
为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮13和14的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，故取，满足输入轴与中间轴的距离。假设当齿轮13和14啮合时，中心距，且。故倒挡轴与中间轴的中心距，。
根据中心距求啮合角：，故，高度变位。查得
3.1.2 轮齿强度计算
变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。
轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些[3]。变速器抵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的破坏形式。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点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。
1.轮齿弯曲强度计算
（1）直齿轮弯曲应力
（3.6）
式中：——计算载荷（N·mm）；
——应力集中系数，可近似取=1.65；
——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=1.1，从动齿轮=0.9；
——齿宽系数；
y——齿形系数。
倒挡主动轮14，查手册得y=0.172，代（3.6）得；
倒挡传动齿轮15，查手册得y=0.176，代入（3.6）得；
倒挡从动轮13，查手册得y=0.174，代入（3.6）得；
当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，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。
故<[]，弯曲强度足够。
（2）斜齿轮弯曲应力
（3.7）
式中：——计算载荷（N·mm）；
——斜齿轮螺旋角；
——应力集中系数，可近似取=1.50；
Z——齿数；
——法向模数（mm）；
y——齿形系数，可按当量齿数在图中查得；
——齿宽系数；
——重合度影响系数， =2.0。
一挡齿轮12，查图得y=0.162，代入（3.7）得=291.81Mpa；
一挡齿轮11，查图得y=0.138，代入（3.7）得=118.85Mpa；
二挡齿轮10，查图得y=0.191，代入（3.7）得=158.26Mpa；
二挡齿轮9，查图得y=0.175，代入（3.7）得=101.91Mpa；
三挡齿轮8，查图得y=0.182，代入（3.7）得=166.27Mpa；
三挡齿轮7，查图得y=0.174，代入（3.7）得=115.94Mpa；
四挡齿轮6，查图得y=0.178，代入（3.7）得=142.76Mpa；
四挡齿轮5，查图得y=0.173，代入（3.7）得=131.01Mpa；
五挡齿轮4，查图得y=0.176，代入（3.7）得=120.16Mpa；
五挡齿轮3，查图得y=0.172，代入（3.7）得=157.27Mpa；
常啮合齿轮2，查图得y=0.142，代入（3.7）得=136.21Mpa；
常啮合齿轮1，查图得y=0.148，代入（3.7）得=219.56Mpa；
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高挡齿轮，许用应力在180~350Mpa范围，所有斜齿轮满足<[]，故弯曲强度足够。
2.轮齿接触应力计算
（3.8）
式中：——轮齿的接触应力（Mpa）；
F——齿面上的法向力（N），；
——圆周力（N），；
——计算载荷（N·mm）；
d——节圆直径（mm）；
——节点处压力角；
——齿轮螺旋角；
E——齿轮材料的弹性模量，合金钢取E=；
b——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；、为主、从动齿轮的节圆半径（mm）。
将上述有关参数代入式（3.8），并将作用在变速器第一轴上的载荷/2作为计算载荷时，得出：
一挡接触应力；
二挡接触应力；
三挡接触应力；
四挡接触应力；
五挡接触应力
常啮合接触应力；
倒挡接触应力（齿轮14主动，15从动）；
（齿轮15主动，13从动）；
对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力[]，一挡和倒挡 []=1900~2000Mpa，常啮合齿轮和高挡[]=1300~1400Mpa。故所有齿轮满足<[]，接触强度足够。
3.1.3 变速器齿轮的材料及热处理
变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。
国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为58~63HRC，心部硬度为33~48HRC。
淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定；消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求。
3.2 轴的设计及校核
3.2.1初选轴的直径
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，变速器轴的最大直径与支承间的距离可按下列关系式初选
对于二轴式: = 0.18～0.21 （3.9）
中间轴式变速器第二轴与中间轴的最大直径d==可根据中心距A(mm)按下式初选:
d≈(0.45～0.60)A （3.10）
第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩按下式初选
d≈(4～4.6) （3.11）
初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键，弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正［2］。经过计算得：
第一轴花键部分直径： d=26mm
中间轴的最大直径： =40mm
支承间的距离： =224mm
第二轴的的最大直径： =40mm
支承间的距离： =192mm
3.2.2轴的刚度计算
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3.1所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。
(a)轴在垂直面内的变形 (b)轴在水平面内的变形
图3.1 变速器轴的变形示意简图
轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。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3.2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，可分别用下式计算
（3.12）
（3.13）
（3.14）
式中 ——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；
——为齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；
——弹性模量（MPa），=2.1×105 MPa；
——惯性矩（mm4），对于实心轴，；
——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；
——支座间的距离（mm）。
图3.2 变速器轴的挠度和转角
轴的全挠度为
mm （3.15）
轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm， =0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad［3］。
1、第一轴的刚度
==17101.33N
==6765.36 N
变速器工作时，，，
==0.02mm＜
==0.05mm＜
===0.05mm＜[]
==0.00003rad＜[]
2、中间轴的刚度
（1）一档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力及轴向力，可按下式求出：
===52631.58N
===20821.28N
===24736.84N
一档工作时，，，
==0.08mm≤
==0.003 mm≤
===0.08mm＜[]
==0.0005rad＜[]
（2）二档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：
===33000N
===13054.95N
二档工作时，，，
==0.037mm≤
==0.094mm≤
===0.10mm＜[]
==0.00002rad＜[]
（3）三档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：
===26300N
===3422.3N
三档工作时，，，
==0.023mm≤
==0.073mm≤
===0.077mm＜[]
==0.00027rad＜[]
（4）四档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：
===19000N
===7516.48N
四档工作时，，，
==0.030mm≤
==0.074mm≤
===0.080mm＜[]
==0.00009rad＜[]
（5）五档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力及轴向力，可按下式求出：
===14526.32N
===5746.68N
===6827.37N
一档工作时，，，
==0.017mm≤
==0.043 mm≤
===0.05mm＜[]
==0.0002rad＜[]
（6）倒档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：
===65866.66N
===26057.14N
倒档工作时，，，
==0.090mm≤
==0.032mm≤
===0.09mm＜[]
==0.00002rad＜[]
3、第二轴的刚度
（1）一档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力及轴向力，可按下式求出：
===71428.57N
===28257.46N
===33571.43N
一档工作时，，，
==0.06mm≤
==0.041 mm≤
===0.072mm＜[]
==0.0015rad＜[]
（2）二档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：
===41485.71N
===111.93N
二档工作时，，，
==0.05mm≤
==0.13mm≤
===0.14mm＜[]
==0.0001rad＜[]
（3）三档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：
===30057.14N
===110.74N
三档工作时，，，
==0.047mm≤
==0.10mm≤
===0.11mm＜[]
==0.00048rad＜[]
（4）四档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：
===25333.33N
===10021.98N
四档工作时，，，
==0.036mm≤
==0.028mm≤
===0.046mm＜[]
==0.00043rad＜[]
（5）五档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力及轴向力，可按下式求出：
===19714.29N
===7799.06N
===9265.72N
一档工作时，，，
==0.01mm≤
==0.026 mm≤
===0.028mm＜[]
==0.00036rad＜[]
（6）倒档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：
===818.18N
===35532.47N
倒档工作时，，，
==0.075mm≤
==0.14mm≤
===0.16mm＜[]
==0.0036rad＜[]
3.2.3 轴的强度计算
作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的水平垂直面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为
== （3.16）
式中 M——合成弯矩，（N·mm）；
d——轴的直径（mm），花键处取内径；
W——抗弯截面系数（mm)。
在低档工作时，[]≤400MPa。
除此之外，对轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。
变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。
1、第一轴强度校核
第一轴一档工作时强度校核：
=22045.5N， =8716.8N， =9357.7N,
, ,.
求H面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图3.3（a）所示，则
+= （3.17）
= （3.18）
由式（3.17）和式（3.18）可得： =-960.8N， =6966.1N， =-192.16N·m。
（a）第一轴水平方向受力图 （b）第一轴垂直方向受力图
图3.3 第一轴受力图
求V面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图3.4（b）所示，则
+= （3.19）
+= （3.20）
由式（3.19）和式（3.20）可得： =96.5N， =2384.7N， =93.21N·m
（3.21）
=
=281.9N·m
===106.4＜[] （3.22）
（a）第一轴水平弯矩图 （b）第一轴垂直弯矩图
图3.4 第一轴弯矩图
2、中间轴强度校核
中间轴一档工作时强度校核：
=22045.5N， =8716.8N， =9357.7N
,
求H面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图3.5（a）所示，则
+= （3.23）
= （3.24）
由式（3.23）和式（3.24）可得： =6298.7N， =15746.8N， =1007.79N·m
求V面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图3.5（b）所示，则
+= （3.25）
=+ （3.26）
由式（3.25）和式（3.26）可得： =38.1N， =5068.7N， =583.70N·m
=
=1179.07N·m
===181.88＜[]
（a）中间轴水平方向受力图 （b）中间轴垂直方向受力图
图3.5中间轴受力图
弯矩图如图3.6所示：
（a）中间轴水平弯矩图 （b）中间轴垂直弯矩图
图3.6 中间轴弯矩图
3、第二轴强度校核
第二轴一档工作时强度校核：
=11713.9N， =4631.7N， =4972.2N，，
求H面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图3.8（a）所示，则
+= （3.27）
= （3.28）
由式（4.23）和式（4.24）可得： =3904.6N， =7809.3N， =499.79N·m
求V面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图4.8（b）所示，则
+= （3.29）
=+ （3.30）
由式（3.29）和式（3.30）可得： =24.4N， =1737.3N， =370.48N·m
=
=8.77N·m
===120.5＜[]
（a）第二轴水平方向 （b）第二轴垂直方向受力图
图3.7 第二轴受力图
（a）第二轴水平弯矩图 （b）第二轴垂直弯矩图
图3.8 第二轴弯矩图
第4章 同步器的选择
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，但有不能保啮合件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。
4.1 惯性式同步器
惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。
按结构分，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。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。
4.1.1 锁环式同步器的结构
如图4.1所示，锁环示同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑快压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑快凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换挡的零件保持在中立位置上。滑快两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑快宽一个接合齿。
图4.1 锁环式同步器
1、4-锁环；2-滑块；3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套
4.1.2锁环式同步器的工作原理
换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑快和锁环移动，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△，致使在锥面上有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑快予以定位。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，同步器处在锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档哪个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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了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，啮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，完成换档。
锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。
4.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定
接近尺寸，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，称为接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.2～0.3mm。
分度尺寸，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。
尺寸和是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。
滑块转动距离，滑块在锁环缺口内的转动距离影响分度尺寸。滑块宽度、滑块转动距离与缺口宽度尺寸之间的关系如下
（4.1）
滑块转动距离与接合齿齿距的关系如下
（4.2）
式中 —滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）；
—接合齿分度圆半径。
滑块端隙，滑块端隙系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，同时，啮合套端面与锁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，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸＜0，此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套可以通过同步环，而使同步器失去锁止作用。为保证＞0，应使＞，通常取=0.5mm左右。
锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，并可称之为后备行程。
预留后备行程的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换挡时，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。一般应去=1.2～2.0mm。
在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在0.2～0.5mm。
4.2主要参数的确定
4.2.1摩擦因数f
汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，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f取为0.1。
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，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。
4.2.2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6～12个，槽宽3～4mm。
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，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，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的，以及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，尽可能将取大些。
4、锥面工作长度b
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
（4.3）
式中 ——摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副， =1.0～1.5MPa；
Mm——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
与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的，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，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。锻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0.3～0.5），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0.07～0.12mm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。
4.2.3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、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26°～42°。
4.2.4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1.00～0.50s。
4.2.5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［3］。
第5章 变速器操纵机构的选择和箱体设计原则
5.1变速器操纵机构的选择
根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。
变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。
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。
变速器操纵机构可分为直接操纵手动换档变速器，远距离操纵手动换档变速器和电控自动换档变速器。
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档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最为简单，以得到广泛应用。
本设计采用直接操纵手动换挡变速器。
5.2变速器箱体设计原则
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5～8mm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。
为了放油，在变速器壳体上设计有放油孔。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。
致 谢
时光飞逝，马上就要离开学习和生活了四年的大学校园了。回顾四年来，
从对汽车的一无所知，到现在能进行简单的设计，感慨良多。这些都是汽车系的每一位老师辛勤，努力的结果。作为汽车运用工程专业的学生，我们学到了汽车的专业知识，尽管刚开始接触时有点陌生，但经过老师和学生的共同努力，我们顺利完成了学业，并为以后继续从事汽车行业的工作和学习奠定了基础。
首先要感谢从最初的开题报告到最终指导我完成毕业设计的季海成老师，感谢他这段时间以来对我的辛勤指导。另外，在变速器的结构、传动布置方案，操纵机构及箱体的设计中得到了老师和同学的大力帮助。在他们的帮助下，我知道了操纵机构的布置，箱体的形式等，对我后来绘制变速器总装图有很大帮助。
参考文献
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