摘要關于變速箱的設計一直是汽車工程領域的重要課題之一。它不僅直接影響著汽車的性能和駕駛感受，還與燃油經濟性、可靠性以及成本等方面密切相關。在設計變速箱時，需要考慮諸多因素，從齒輪比和齒輪設計到換檔機構以及安全和可靠性等方面都需要仔細權衡和設計。本次設計主要針對目前市場上的哈佛H5變速箱進行設計，結合市場上現有的變速箱類型，選擇了相對成熟且具有代表性的手動變速箱作為本次設計的研究目標。在設計過程中，首先檢索了相關資料，了解了目前國內外相關領域的發(fā)展現狀，在設計過程中，齒輪比和齒輪設計對于變速箱至關重要，每個齒輪的齒數和直徑都必須經過分析計算，以確保合適的速比和轉速范圍。在設計過程中，需要考慮到加速性能、燃油經濟性和行駛舒適性等方面的需求。在手動變速器的設計過程中，換擋機構同樣占據著重要的地位。不同類型的換檔機構會對變速箱的操作方式和便利性產生影響。換檔桿的布局和操作機制必須符合駕駛員的習慣和操作習慣，并且需要經過精心設計和調整。安全和可靠性也是手動五檔變速箱設計中需要重點考慮的因素之一。合適的設計可以防止誤操作，并提高駕駛員對車輛的控制能力。最后，本文總結了哈佛H5六檔變速器的設計思路和計算的經驗，并且對未來的研究方向進行了展望。通過本文的研究和分析計算，我們可以看到哈佛H5六檔變速器在設計和性能方面還有很多需要改進和完善的地方。未來的話我們還可以更進一步深入研究更高檔位的手動變速器的設計理論和方法，提高其性能和品質，同時拓展其應用領域，為交通工具的綠色環(huán)保、智能發(fā)展做出更大的貢獻。關鍵詞：變速器;傳動機構;齒輪;離合器;傳動比AbstractTransmissiondesignisoneoftheimportanttopicsinthefieldofautomotiveengineering.Itnotonlydirectlyaffectstheperformanceanddrivingexperienceofthecar,butalsocloselyrelatedtofueleconomy,reliabilityandcost.Whendesigningagearbox,manyfactorsneedtobeconsidered,fromgearratiosandgeardesigntoshiftmechanismsandsafetyandreliability,whichneedtobecarefullyweighedanddesigned.ThisdesignismainlyaimedattheHarvardH5gearboxonthemarketatpresent.Combinedwiththeexistingtransmissiontypesonthemarket,therelativelymatureandrepresentativemanualgearboxisselectedastheresearchobjectofthisdesign.Inthedesignprocess,firstconsulttherelevantinformation,understandthecurrentdevelopmentstatusoftherelevantfieldsathomeandabroad,inthedesignprocess,gearratioandgeardesigniscrucialtothegearbox,thenumberofteethanddiameterofeachgearmustbecarefullycalculatedtoensuretheappropriatespeedratioandspeedrange.Inthedesignprocess,theneedsofaccelerationperformance,fueleconomyanddrivingcomfortneedtobetakenintoaccount.Shiftmechanismisalsooneoftheimportantconsiderationsinthedesignofmanualtransmission.Thedifferenttypesofshiftmechanismshaveanimpactonthewaythegearboxoperatesandtheconvenience.Thelayoutandoperatingmechanismoftheshiftlevermustconformtothehabitsandoperatinghabitsofthedriver,andneedtobecarefullydesignedandadjusted.Safetyandreliabilityarealsoimportantfactorstoconsiderinthedesignofamanualfive-speedtransmission.Therightdesigncanpreventmisoperationandimprovethedriver'sabilitytocontrolthevehicle.Finally,thispapersummarizesthedesignideaandcalculationexperienceofHarvardH5six-speedtransmission,andlooksforwardtothefutureresearchdirection.Throughtheresearchandanalysisofthispaper,wecanseethattheHarvardH5six-speedtransmissioninthedesignandperformanceofalotofimprovementsandimprovements.Inthefuture,wecanfurtherstudythedesigntheoryandmethodofhighergearmanualtransmission,improveitsperformanceandquality,andexpanditsapplicationfield,soastomakegreatercontributionstothegreenandintelligentdevelopmentoftransportationvehiclesKeywords:transmission;drivingmechanism;gearwheel;clutch;gearratio目錄摘要 IAbstract II第一章緒論 11.1設計的目的及意義 11.2國內外研究現狀 11.2.1國外研究現狀 11.2.2國內研究現狀 11.2.3未來發(fā)展趨勢 21.3課題來源及設計要求 2第二章整體方案的確定 42.1變速器的功用和要求 42.2變速器結構方案的確定 42.2.1變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 42.2.2倒檔傳動方案 62.3變速器主要零件結構的方案分析 62.3.1齒輪型式 72.3.2換檔結構型式 72.4本章小節(jié) 7第三章主要參數的確定 93.1傳動比的確定 93.2中心距的確定 113.3齒輪參數的確定 113.4各檔傳動比及其齒輪齒數的確定 123.4.1確定一檔齒輪的齒數 133.4.2確定常嚙合齒輪副的齒數 143.4.3確定二檔齒輪的齒數 143.4.4確定三檔齒輪的齒數 153.4.5確定四檔齒輪的齒數 173.4.6確定五檔齒輪的齒數 183.4.7確定六檔齒輪的齒數 193.4.8確定倒檔齒輪的齒數 203.5本章小節(jié) 21第四章齒輪的強度校核 224.1傳動扭矩的計算 224.2齒輪彎曲強度的校核 224.3齒輪接觸應力的校核 234.4本章小節(jié) 26第五章軸的設計及校核 285.1第一軸的強度與剛度校核 285.2第二軸的校核計算 295.3軸承校核 305.4本章小節(jié) 31第六章變速器同步器和操縱機構的設計 326.1同步器的結構 326.2同步環(huán)主要參數的確定 326.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽 326.2.2錐面半錐角α 336.2.3摩擦錐面平均半徑R 336.2.4錐面工作長度b 336.2.5同步環(huán)徑向厚度 346.2.6鎖止角β 346.2.7同步時間t 346.3變速器的操縱機構 346.3.1變速器操縱機構的功用 346.3.2變速器應滿足以下要求 346.3.3換檔位置 356.4本章小節(jié) 35結論 36參考文獻 37致謝 38緒論1.1設計的目的及意義隨著中國經濟的快速增長和科技的進步，汽車產業(yè)已經成為支撐國家經濟的骨干行業(yè)。在過去幾十年中，汽車已經從奢侈品變成了廣泛家庭的必需品，尤其是轎車。由于汽車發(fā)動機通常運行在高轉速，其最大動力和扭矩的輸出有一定的轉速區(qū)間，因此，為了充分利用發(fā)動機的性能，對于一個能夠精準匹配發(fā)動機轉速與車輛行駛速度的變速系統(tǒng)來說，選擇是極其關鍵的。在變速器設計中，經濟效率同樣占據了核心地位。本研究深入探討了哈佛H5變速器的構造，并闡述了確定其重要參數的過程。設計上采用了傳統(tǒng)的手動六速機械變速器，并確立了相關的設計參數。這種變速器不僅提升了駕駛感受，還提高了燃油效率和降低了排放，有益于環(huán)境保護。此外，該設計加深了對六速手動變速器工作原理的理解，并創(chuàng)造了一款結構簡潔、性能穩(wěn)定的產品，具有市場潛力。1.2國內外研究現狀1.2.1國外研究現狀在1889年，法國的標致汽車公司邁出了汽車變速器技術的重要一步，發(fā)明并成功實施了世界上第一臺手動機械式四檔齒輪變速器。隨著時間的推移，汽車變速器已經從一個簡單的傳動部件發(fā)展成為影響汽車整體性能的關鍵組件。通過對主減速器、變速器和發(fā)動機參數的優(yōu)化搭配，可以實現汽車在動力性能和燃油經濟性上的雙贏。通過合理調配變速器、主減速器和發(fā)動機的參數，可以使汽車在不同速度和負載下保持較高的動力輸出和燃油經濟性[2]。采用互鎖及自鎖裝置、倒檔安全輔助裝置等設計可以增強操縱的可靠性。這些裝置能夠保證在操作時避免發(fā)生檔位混亂、意外換檔、錯誤掛入倒車檔或自動脫離檔位等問題，從而提升了駕駛的舒適度和安全性。利用同步器技術，換檔操作變得更加輕松和便捷，同時顯著降低了換檔時的沖擊感和噪聲。。同步器的作用是在換檔過程中使變速器內部齒輪同步旋轉，從而實現平穩(wěn)的換檔，使駕駛員的換檔操作更加順暢和舒適[3]。與其他自動變速器的一個顯著不同之處在于它不使用變矩器。這種結構設計使得具有更高的傳動效率和更廣泛的傳動比范圍，從而提高了汽車的性能和燃油經濟性[4]。雖然在技術上取得了重大突破，但在實際應用中仍然需要克服一些挑戰(zhàn)，如高成本、復雜性和耐久性等方面的問題。1.2.2國內研究現狀中國汽車變速器制造業(yè)的發(fā)展歷程與國家的工業(yè)化進程緊密相連。隨著經濟的快速發(fā)展和人民生活水平的提升，汽車作為現代交通工具，已經成為人們日常出行的重要選擇。這也促使了汽車變速器行業(yè)的迅猛發(fā)展，目前我國大約有50家主要的汽車變速器制造公司，其中約30家專心致志于乘用車變速器的研究和生產[5]。這些企業(yè)分布在多個地區(qū)，形成了較為分散的競爭格局，沒有任何一家企業(yè)能夠占據絕對的市場主導地位，各企業(yè)在整個產業(yè)中的影響力相對有限。乘用車手動變速器的汽車生產商主可以劃分為兩大類：一類是一汽、東風、上汽等大型整車公司旗下的自主研發(fā)企業(yè)，它們除了滿足自身需求外，還有可能將剩余產能投入到獨立市場。另一類是獨立的變速器制造商，它們?yōu)槎嗉艺噺S提供配套服務，如格特拉克傳動系統(tǒng)有限公司、中馬汽車變速器有限公司、唐山通力齒輪有限公司等。這些企業(yè)為中國汽車制造業(yè)提供了堅實的支撐。自20世紀80年代初，中國開始研究手動變速器(MT)技術，雖然在理論研究的層面上我們與國際水平并駕齊驅，但在將研究成果轉化為產品的過程中，與國際先進水平還存在明顯的差距。國內企業(yè)和研究機構在MT技術研究上主要聚焦于提升系統(tǒng)的適應性、可靠性和安全性，以及降低成本。北京理工大學正與多家國內汽車企業(yè)和變速器制造商合作研發(fā)MT產品，這一合作有助于推動MT技術的商品化和產業(yè)化。經過20多年的研發(fā)，中國的MT技術逐漸成熟，為商品化和產業(yè)化打下了基礎。推廣MT系列化產品不僅滿足國內市場需求，還具有巨大的市場發(fā)展?jié)摿?。隨著技術進步和市場需求的增長，中國乘用車變速器行業(yè)有望在未來實現更大的突破和發(fā)展。然而，面對國際市場競爭和國內市場需求的變化，中國汽車變速器制造業(yè)仍面臨許多挑戰(zhàn)。如何提高產品技術水平、降低成本、增強品牌影響力，以及如何應對新能源汽車變速器技術的變革，都是該行業(yè)需要解決的重要問題。未來，中國汽車變速器制造業(yè)需繼續(xù)增加研發(fā)投入，提升自主創(chuàng)新能力，來應對市場變化和行業(yè)挑戰(zhàn)，目標是確?？沙掷m(xù)發(fā)展。1.2.3未來發(fā)展趨勢1.變速器向多檔位設計轉變已成為一種發(fā)展趨勢。。自動變速器的發(fā)展趨勢是向增加檔位數量的方向發(fā)展，這對駕駛體驗、車輛性能和燃油經濟性等多個方面都有影響。近年來，無論是國際市場還是中國市場，自動變速器都在向8AT、9AT等更多檔位方向發(fā)展。技術創(chuàng)新主要體現在變速器的結構和檔位設計上，例如通過行星齒輪排與定軸齒輪傳動相結合的方式來實現速比的變化，從而增加自動變速器的檔位數。2.電動車變速器正成為新的研究焦點。除了已有的自動變速技術，電動汽車的出現對傳統(tǒng)變速器行業(yè)既構成了挑戰(zhàn)，也提供了新的機遇。在電動車領域，配備多檔位變速器是必然趨勢，可以更好地發(fā)揮電機特性，減少電機的體積和重量，提高續(xù)航里程和中高速段的加速性能[10]。因此，電動車未來將更多地采用多檔位變速器。3.自動變速器技術的進展包含了眾多不同的發(fā)展方向。自動變速器的發(fā)展在國內具有地域性和傳承關系，不同類型的自動變速器技術在不同國家有著不同的發(fā)展歷程和優(yōu)勢[11]。中國的自動變速器技術路線將呈現百家爭鳴的態(tài)勢，核心在于追求低碳、高效、低成本。1.3課題來源及設計要求本次設計項目是基于實際生產需求而確定的，目標是設計一款三軸六檔手動變速器。本次課題研究的主要內容是：1.在設計變速傳動機構時（不包括同步器），需要完成對標準零部件的基本選擇2.完成強度計算。3.分析軸、齒輪等關鍵部件的初步制造工藝。4.分析變速器裝配過程中的工藝要求，涵蓋裝配順序、軸承間隙的調整、以及潤滑等方面。在變速器的設計過程中，我們首先需要確立各個檔位的傳動比和必要的中心距。在此基礎上，我們將計算齒輪的各類參數，以便選取最適合的齒輪并對其性能進行驗證。接下來，我們對變速器的軸和軸承進行初步的選擇，確保它們能夠滿足設計要求，并進行嚴格的校核。這一系列步驟完成后，我們將最終繪制出變速器的所有零件圖和整體裝配圖，為制造和組裝提供精確的指導。本論文所設計出的變速器能夠處理以下問題：a.正確選擇恰當的變速器檔位數和傳動比，確保它們與發(fā)動機特性相協(xié)調，以保障汽車具有良好的動力性能和經濟性；b.提供空檔功能，以確保在特定條件下發(fā)動機與傳動系統(tǒng)可以長時間分離；設定倒檔，使汽車能夠執(zhí)行倒車操作；c.操縱簡單、方便、迅速、省力；d.傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲；e.體小、質輕、承載能力強，工作可靠；f.制造相對容易、成本物美價廉、維修簡單方便、使用壽命長；g.遵循汽車零件的標準化、部件通用化和總成系列化的設計原則，并依照相關標準進行規(guī)定。本次設計是針對市場上廣受歡迎的哈佛H5車型進行的，所有相關的設計參數均是從這款車型中提取和借鑒的，確保了設計的針對性和適用性：主減速比：4.782最高時速：165km/h輪胎型號：245/65R17發(fā)動機型號：GW4D20M最大扭矩：370Nm最大功率：122kw扭矩轉速：3000r/min整體方案的確定2.1變速器的功用和要求作為汽車動力系統(tǒng)核心部件的變速器，它連接發(fā)動機與驅動輪，負責調整發(fā)動機輸出的扭矩和轉速，以適應各種行駛狀況。變速器能夠將發(fā)動機產生的扭矩轉換并傳遞至驅動輪，從而驅動汽車前行，并提供多種傳動比，確保發(fā)動機在高效工作區(qū)間內運行，同時滿足車輛在不同速度下的行駛要求。所以在對變速箱進行設計時，變速箱的性能應該盡可能滿足以下要求：1.高效率。變速箱應具有較高的傳動效率，減少能量損失。高效率的變速箱能夠更好地利用發(fā)動機輸出的動力，減少能量在傳遞過程中的損失，提高燃油經濟性和動力性能。2.可靠性。變速箱結構應堅固耐用，保證長時間穩(wěn)定工作。變速箱在汽車使用過程中承受著巨大的扭矩和沖擊，因此要求其結構設計能夠經受住長時間的高負荷工作，不易出現故障或損壞。3.平順性。換擋過程應盡量平順，減少駕駛時的沖擊感和不適。平順的換擋能夠提供更好的駕駛體驗，減少駕駛員和乘客的不適感。4.經濟性。在確保滿足性能需求的基礎上，變速箱的設計應盡量降低制造成本和維護成本。經濟性是變速箱設計中一個關鍵的考慮因素，因為低成本的變速箱能夠減少整車的制造成本，從而增強在市場上的競爭力。2.2變速器結構方案的確定2.2.1變速器傳動機構的結構分析與型式選擇有級變速器和無級變速器是兩種常見的汽車變速器類型，它們在結構、成本、傳動效率和適用性方面有所不同。有級變速器通過一系列固定的齒輪比例來改變傳動比，從而提供不同的檔位。每個檔位都有其特定的傳動比，駕駛員通過換擋來選擇合適的檔位以適應不同的行駛條件。有級變速器的結構相對簡單，制造成本較低，因此在各類汽車上得到了廣泛的應用。由于其齒輪傳動的高效率（傳動效率可達0.96至0.98），有級變速器能夠有效地將發(fā)動機的動力傳遞到車輪，增加了汽車的動力同時提高了燃油的經濟性。在設計有級變速器時，需要確定傳動比范圍，這個范圍決定了汽車在不同道路條件下的爬坡能力和最高速度。例如，對于行駛在良好路面上的客車，傳動比范圍通常在5.0到8.0之間；而對于越野車，由于需要應對更加復雜的路況，傳動比范圍會更大，通常在10.0到20.0之間。三軸式有級變速器是一種常見的機械設計，由輸入軸（第一軸）、輸出軸（第二軸）和中間軸這三個關鍵軸組成。如圖2.1所展示，在這種變速器結構中，第一軸上的齒輪與第二軸上的多個檔位齒輪通過中間軸上的相應齒輪實現嚙合。值得注意的是，第一軸和第二軸共享同一條中心線。特別地，直接檔是三軸式變速器中的一種特殊檔位，它使得第一軸和第二軸能夠直接相連，從而直接傳遞扭矩，避免了通過中間軸齒輪的傳遞過程。在這種狀態(tài)下，中間軸的齒輪和軸承不承受扭矩，只有第一軸和第二軸負責動力的傳輸。這種設計的優(yōu)點在于，由于傳遞路徑簡化，直接檔的傳遞效率極高，能量損耗相對較低。然而，在其他非直接檔位，由于扭矩需要通過更多的齒輪和軸承傳遞，會導致更多的能量損失。另外，三軸式變速器的結構較為復雜，可能帶來較高的制造和維護成本。兩軸式變速器是另一種常見的汽車變速器設計，它相對于三軸式變速器來說具有更簡單的結構。在兩軸式變速器中，通常只有一個輸入軸（即第一軸）和一個輸出軸（即第二軸），而中間軸被省略，其結構圖如圖2.2所示。這種設計使得變速器緊湊，并在非最高檔位提供更高的傳動效率和低噪音。在兩軸式變速器中，輸出軸常與主減速器主動齒輪合并這種設計有助于進一步簡化結構并減少部件數量。總的來說，兩軸式變速器以其結構簡單、緊湊、高效和成本效益高的特點，在現代汽車工業(yè)中得到了廣泛應用。它的設計非常適合前置發(fā)動機前輪驅動的車型，有助于提升車輛的燃油經濟性、性能和駕駛體驗。隨著汽車技術的發(fā)展，兩軸式變速器也在不斷地優(yōu)化和改進，以滿足更高的性能和環(huán)保標準。圖2.圖2.1三軸式變速器圖2圖2.2兩軸式變速器在本設計的變速器方案中，我們選擇了中間軸式結構。由于倒檔齒輪需要常嚙合以保持性能，我們特別采用了斜齒輪設計，以滿足這一要求。2.2.2倒檔傳動方案在汽車變速器的設計中，倒檔的布局是一個關鍵要素，它需要權衡換檔的便捷性、傳動比的選擇、變速器的整體體積和重量，以及生產和維護的難度。您提出的倒檔布局方案各有其優(yōu)勢和局限性。在圖2.3b的方案中，通過優(yōu)化設計，使用中間軸上的單一檔位齒輪，有效減少了中間軸的長度，進而實現了變速器整體尺寸的減小。盡管這一設計有助于提升變速器的緊湊性，但在換檔操作過程中，它要求兩對齒輪必須同時參與嚙合，增加了換檔機制的復雜性，這可能會使得換檔過程更為復雜。增加了駕駛員的操作難度。圖2.3c方案能夠獲得較大的倒檔傳動比，適用于需要較大傳動比的應用場景，換檔程序不合理，可能會導致換檔不順暢，影響駕駛體驗。圖2.3d方案針對圖2.3c方案的缺點進行了修改，可能提供了更加合理的換檔程序，改善了駕駛體驗，但可能是基于圖2.3c方案的改進，因此可能仍然存在一些類似的挑戰(zhàn)。圖2.3e方案把中間軸上的一、倒檔齒輪做成一個整體，然后加長齒寬。這種設計可能有助于簡化結構，減少零件數量。圖2.3f方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪的情況，換檔更為簡單，提高了駕駛的舒適性，但可能需要在空間布局和齒輪設計上做出妥協(xié)。圖2.3g方案適用于需要充分利用空間、縮短變速器軸向長度的貨車。在設計倒檔布置方案時，需要在多個因素之間進行權衡，包括換檔的平順性、傳動比的要求、空間利用、成本和駕駛員的舒適性等。隨著汽車技術的發(fā)展，倒檔布置方案也在不斷地優(yōu)化和創(chuàng)新，以滿足更高的性能和環(huán)保標準。本設計采用圖2.3f所示的傳動方案。一檔和倒檔的齒輪都布置在靠近軸的支承處，可以減少軸的彎曲和扭曲，從而保持齒輪的正確嚙合，減少齒輪嚙合時的沖擊和噪聲，提高變速器的平順性和齒輪的壽命，增加軸的剛性，防止因軸的變形而導致齒輪的不正常磨損。按照從低檔到高檔的順序布置齒輪，可以使裝配過程更加簡單和直觀，減少了裝配錯誤的可能性?？傊?，圖2.3f所示的傳動方案是一種平衡了性能、耐用性、裝配和維護便利性的設計選擇。圖2圖2.3變速器倒檔傳動方案2.3變速器主要零件結構的方案分析在制定變速器的設計方案時，我們不僅要確保設計方案能夠滿足實際使用中的性能需求，適應現有的生產條件，提供便捷的維修服務，還要符合標準化、通用化和系列化的行業(yè)規(guī)范。。同時，在選擇變速器的結構方案時，需要細致考量齒輪的類型和規(guī)格、換檔機制的設計樣式、軸承的選用標準、潤滑系統(tǒng)的布局優(yōu)化，以及密封性能的技術要求。2.3.1齒輪型式斜齒輪相比直齒輪有許多優(yōu)點，包括更長的壽命和更低的噪聲，這使得它們在現代汽車變速器中得到了廣泛的應用。斜齒輪的嚙合方式使得齒輪接觸面積逐漸變化，從而減少了齒輪磨損的速度，延長了齒輪的使用壽命。斜齒輪的嚙合過程比直齒輪更加平順，因此產生的噪聲較低，提升了駕駛的舒適性。2.3.2換檔結構型式同步器是目前應用最廣泛的換檔結構，它的設計允許駕駛員在換檔時不需要擔心齒輪的速度匹配，因為同步器會在換檔之前自動同步齒輪的速度。這極大地提高了駕駛的舒適性、安全性和變速器的耐用性。雖然同步器的制造和維護成本較高，但其優(yōu)點使得它成為現代汽車變速器的首選換檔結構。在本設計中，選擇了鎖環(huán)式同步器，這種同步器依靠摩擦力進行同步。其設計保證了在同步動作發(fā)生前，配合套件與待嚙合的花鍵齒圈不會發(fā)生接觸，這樣就可以防止齒輪間的撞擊和噪音產生。同步器的結構示意如圖2.4所示：圖2圖2.4同步器結構示意圖2.4本章小節(jié)本章主要是對目前變速器的主流布置形式進行詳細的分析對比，最終確定了本次設計車型采用中間軸式的布置方案，同時對倒檔的布置形式和換檔機構進行了詳細的對比并完成了最終的選型。主要參數的確定3.1傳動比的確定在確定最小檔位傳動比時，必須全面考慮車輛的最大爬坡能力、最大路面抓地力、最低穩(wěn)定速度、主減速器比例以及輪胎的滾動半徑等多個因素，以確保準確設定。a.根據汽車最大爬坡度確定當汽車攀爬陡峭坡道時，由于車速較低，空氣阻力相對較小，可以忽略不計。在這種情況下，車輛最大的驅動力主要用于克服輪胎與路面之間的滾動摩擦力和攀爬坡道的阻力。故有：Temaxi根據最大爬坡度的需求，變速器的Ⅰ檔傳動比應按照以下計算方法來確定：ig1≥mg式中m——汽車總質量；g——重力加速度；f——道路阻力系數；Ψmax——道路最大阻力系數；αmaxrrTemaxi0ηt主減速比i0的確定：i0=0.377r式中rrrnpig?Vamax這次設計的變速器ig?=1，一般貨車的最大爬坡度約為60%，即αmax由公式（3-3）得：i由公式（3-2）得：Ψ查閱哈佛H5的汽車參數可以知道m(xù)=2755kgib.根據驅動車輪與路面的附著條件確定變速器Ⅰ檔傳動比為：igⅠ≤G式中G2 φ——道路的附著系數，計算時取φ=0.6～0.8因為汽車滿載時后軸的軸荷分配范圍為60%～68%，本次設計取68%，所以G2=2755×10×68％=18734N由公式（3-3）和公式（3-4）得：i綜合a和b條件得：6.3≤ig1變速器的1檔傳動比應該按照前面所說的條件來確定。一般情況下，變速器的最高檔是直接檔，有時也叫超速檔。而中間檔的傳動比在理論上是按照等比級數來確定的。q=n?1因為q=n?1iig3=在實際應用中，傳動比的理論值可能會與實際值存在一些差異，這是因為齒數必須是整數，而且在常用檔位之間，公比通常會選擇較小值。此外，還需要考慮到與發(fā)動機參數的合理配合。一旦確認了變速器的結構設計、傳動比以及檔位數，就可以開始選擇和計算其他必要的基本參數。3.2中心距的確定三軸式變速器的中心距A（mm）可以通過對現有變速器數據的統(tǒng)計分析來初步確定，這一過程依據經驗公式進行A=K式中KATⅠmaxTImaxTemax——發(fā)動機最大轉矩，N?migⅠηg——由公式（3-6）得：T由公式（3-5）得:A=中心距的初步選擇也可以通過計算發(fā)動機的最大轉矩，并按照特定公式來直接確定出：A=KAe3式中KAe由公式（3-7）得:A=商用車輛變速器中心距約在65～170之間變動,初步選定中心距A=1123.3齒輪參數的確定（1）齒輪模數建議使用下面的公式來選擇齒輪模數，所選模數的尺寸需要符合JB111-60標準的規(guī)定值。第一軸上常嚙合斜齒輪法向模數mmn=0.473其中Temax=370Nm，可得出一檔直齒輪的模數mm=0.333TImax通過計算m=3.27。同步器和嚙合套一般采用漸開線齒形配合。由于生產技術的限制，同一變速器內部的嚙合套模數通常統(tǒng)一，對于轎車和輕卡，這個模數一般在2到3.5的范圍。在本設計案例中也是如此，斜齒輪的模數被選為4。（2）壓力角α、螺旋角β、齒寬b和齒形汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角應根據表3-1中的規(guī)定選取。表3-1汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項目車型齒形壓力角α螺旋角β轎車高齒并修形的齒形14.5°，15°，16°16.5°25~45°一般貨車GB156-78規(guī)定的標準齒形20°20~30°重型車同上低、倒檔齒輪22.5°25°小螺旋角在壓力角較小的情況下，齒輪的重合度提高，這有助于傳動更加平穩(wěn)且降低噪音；而在壓力角較大時，能增強齒輪的彎曲強度和接觸表面強度。轎車為了提升重疊度和降低噪音，一般選用較小的壓力角，而貨車為了提高承載能力，則更可能選擇較大的壓力角。在本設計的變速器中，齒輪的壓力角設定為20°，而嚙合套或同步器的壓力角為30°；斜齒輪的螺旋角是30°。在明確斜齒輪的螺旋角時，需要保證中間軸上的軸向力保持平衡。為此，中間軸上的齒輪都應該設計成順時針旋轉（右旋），而第一軸和第二軸上的斜齒輪則應設計成逆時針旋轉（左旋），這樣軸向力可以通過軸承座傳遞到變速器殼體上承受。齒輪寬度b是影響齒輪承載能力的關鍵因素，寬度增加會提升齒輪的承載能力。然而，實驗結果顯示，當齒寬增加到一定程度后，由于載荷分布不均，齒輪的承載能力可能反而下降。所以，在確保齒輪強度的前提下，要盡量選擇較小的齒寬，這樣的話有利于減輕變速器的整體重量并且縮小軸向尺寸。通常，齒輪的齒寬會選擇根據齒輪模數的大小來確定：直齒b=(4.5~8.0)斜齒b=(6.0~8.5)第一軸上常用的齒輪副齒寬系數可以設置得較大，這樣做可以增加接觸線的長度，減少接觸應力，進而提高傳動的平穩(wěn)性并增加齒輪的壽命。3.4各檔傳動比及其齒輪齒數的確定在中心距、齒輪模數和螺旋角確定之后，可以根據變速器需要的檔位數、傳動比以及結構設計來分配不同檔位齒輪的齒數?，F在，我將以本設計為例，說明分配各檔齒輪齒數的過程。3.4.1確定一檔齒輪的齒數一檔齒輪采用的是斜齒輪傳動，取其模數4，壓力的角度αn=2，則這可計算知道一檔的傳動比值。i為了算出Z11和Z12的齒數，應該要先算齒數和Z?:Zh其中A=112、m=4。中間軸上小齒輪的最小齒數受到軸徑大小和剛度要求的約束。中型汽車可在12～17范圍內選用，本設計取Z12Z考慮到安全性和穩(wěn)定性需要對中心距和螺旋角度β修正處理，具體可根據公式計算：A=mcosβ可以通過計算知道修正的螺旋角度β=20.28°。由于實際使用時中心距沒有發(fā)生改變，仍為112,所以不需要進行變位處理。dd可以進一步計算出一檔齒輪副的齒根高?f1和?f2、齒頂高?a1和?a2、齒頂圓直徑da1和da2、齒根圓直徑d??式中：??式中：ddddh=3.4.2確定常嚙合齒輪副的齒數由公式求出常嚙合齒輪的傳動比 由已經得出的數據可確定Z2常嚙合齒輪中心距離是和第一檔齒輪中心距離相同的。A=Mn(Z由此可得：Z1+Z而利用已獲得的數據，可以進行計算得出：Z聯立可得：Z1=15、Z3.4.3確定二檔齒輪的齒數在設計時采用斜齒輪作為二檔的齒輪，取模數數值4，壓力的角度αn=20°，螺旋的角度β=20°，因此可以計算出二檔的iZ同時取Z21=34，Z22cos通過函數轉化求出其值β=20.28°修正二檔傳動比i根據上面的數據還可以計算出二檔的齒輪變位系數相關參數理論中心距A1、端面壓力角αt、端面嚙合角αt,、當量齒數zv3和Atanαtcosαtzzξ此外取值，=-0.02，可以進一步計算出二檔的齒輪的參數分度圓直徑d3和d4、齒頂高?a3和?a4、齒根高?f3和?f4、齒頂圓直徑da3和da4、dd??式中：yn=（A?A1 ?式中：ddddh=3.4.4確定三檔齒輪的齒數在設計時旋轉斜齒輪作為三檔的齒輪，選擇模數數值4，壓力的角度αn=20°，螺旋的角度β=20°，因此可以計算出三檔的iZ同時取Z31=29，Z32cos通過函數轉化求出其值修正三檔傳動比i這樣可以推導出來三檔的齒輪變位系數參數理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數之和、當量齒數和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒高h：AtanαtcosαtξZZ此外取值，可知：dd??式中：yn=（A?A??式中：ddddh=3.4.5確定四檔齒輪的齒數在設計時利用斜齒輪作為四檔的齒輪，確定模數數值4，壓力的角度αn=20°，螺旋的角度β=20°，因此可以計算出四檔的iZ同時取，則可以計算出修正的螺旋角度β的數值：cos由三角函數計算可以知道修正的數值修正四檔傳動比i這樣可以推導出來四檔的齒輪變位系數參數中的理論中心距A1、端面壓力角αt、端面嚙合角αt,、變位系數之和、當量齒數Zv7和Zv8、分度圓直徑d7和d8、齒頂圓直徑?a7Atancosαt,ξZZ此外取值可知：dd??式中：yn=（A?A??式中：dddd?3.4.6確定五檔齒輪的齒數在設計時利用斜齒輪作為五檔的齒輪，選擇模數數值4，壓力的角度αn=20°，螺旋的角度β=20°，因此可以知道五檔的iZ同時取Z51=19Z52cos由三角函數計算可以知道修正的數值β=20.282°修正五檔傳動比i這樣可以計算出五檔的齒輪變位系數參數理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數之和、當量齒數和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h：Atanαt=tancosαt,ξZv9Z此外取值可知：dd??式中：yn=（A?A??式中：cdddd?=3.4.7確定六檔齒輪的齒數在設計時利用斜齒輪作為六檔的齒輪，選擇模數數值4，壓力的角度αn=20°，螺旋的角度β=20°，因此可以知道六檔的傳動比i=Z61同時取，則可以計算出修正的螺旋角度β的數值：cos由三角函數計算可以知道修正的數值β=20.282°修正六檔傳動比i這樣可以計算出六檔的齒輪變位系數參數理論中心距A1、端面壓力角αt、端面嚙合角αt,、變位系數之和、當量齒數Zv11和Zv12、分度圓直徑d11和d12、齒頂圓直徑?a11Atanαtcosαt,ξZZ此外取值ξ11=-0.03dd??式中：yn=（A?A??式中：cdddd?=3.4.8確定倒檔齒輪的齒數在這個設計里，倒檔傳動比igr設定為6.26。中間軸上倒檔傳動齒輪13的齒數大致和一檔主動齒輪z1接近或相同，定為15。通常，倒檔惰輪14齒數z14一般在21～23范圍內選擇，初選igr=可計算出z15在本設計中，由于倒檔齒輪也是斜齒輪，因此可以確定中間軸和倒檔軸之間的中心距離：A然后倒檔軸與第二軸的中心距推導如下：中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部A2=m3.5本章小節(jié)在本節(jié)中，我們通過深入分析初始數據，完成了對變速器最大傳動比的計算和確定，同時也明確了各個不同檔位的具體傳動比大小。這些計算結果為選擇合適的變速器中心距提供了重要的依據。在此基礎上，我們繼續(xù)推導并確定了齒輪設計中的關鍵參數，包括模數、壓力角、螺旋角和齒寬等，這些參數的確定為后續(xù)章節(jié)中對齒輪強度的校核工作打下了堅實的基礎，確保了設計的準確性和可靠性。齒輪的強度校核4.1傳動扭矩的計算由于設計使用的發(fā)動機的最大扭矩是，而且齒輪傳動的有效效率，離合器傳動的有效效率，軸承傳動的有效效率。因此可通過下表4-1知道各個檔的最大扭矩：表4-1各軸的最大扭矩名稱計算公式計算結果單位輸入軸=352N·m輸出軸一檔2134.37N·m輸出軸二檔1471.98N·m輸出軸三檔1020.35N·m輸出軸四檔702.54N·m輸出軸五檔485.08N·m輸出軸六檔334.54N·m倒檔512.96N·m4.2齒輪彎曲強度的校核由于在校核過程中，我們只關注受力最大和最為危險的第一檔和倒檔的齒輪。因此，將分別對這兩個檔位的齒輪進行彎曲強度的計算。斜齒輪的彎曲應力σwσw=2T式中各個符號含義與取值見下表4-2表4-2各個符號含義及取值名稱符號單位備注理論載荷N·mm-齒數Z--續(xù)表4-2各個符號含義及取值名稱符號單位備注法向模數mm4斜齒輪螺旋角度°20應力集中系數-齒形系數-可按當量齒數得；齒寬系數-取7.5重合度影響系數=2.0根據計算和設計指南，只有當許用應力介于180MPa至350MPa之間時，才能符合常嚙合齒輪的使用要求。（1）一檔齒輪彎曲應力、的計算，，，，T11=2134.37N.m，T1=352N.m，（2）倒檔齒輪彎曲應力σw13齒輪副:由于倒檔的齒輪充當惰輪,所以它的的主動齒輪是Z14=23，從動齒輪為Z15=45。然后經過惰輪后主動齒輪是Z15=45，從動輪是Z13=15。上述所說的齒輪副都達到彎曲強度的標準要求。4.3齒輪接觸應力的校核σj公式中各種符號含義見下表4-3表4-3齒輪接觸應力公式符號含義名稱符號單位備注理論載荷N·mm-輪齒的接觸應力MPa-節(jié)圓的直徑mm-螺旋角度°續(xù)表4-3齒輪接觸應力公式符號含義名稱符號單位備注壓力角度°-齒輪材料的彈性模量MPa-齒輪嚙合寬度mm-主動齒輪的曲率半徑mm直齒輪、斜齒輪從動齒輪的曲率半徑mm主動齒輪的節(jié)圓半徑mm-從動齒輪的節(jié)圓半徑mm-如果Tg=Temax2表4-4變速器齒輪許用接觸應力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔與倒檔的許用接觸應力常嚙合齒輪與高檔的許用接觸應力所以可知通過計算知道彈性模量的值，齒的寬度可以使用公式計算。（1）一檔齒輪1，2的接觸應力的計算T11=2137.37N.m，T1=485N.m，Zddρρ（2）二檔齒輪3，4的接觸應力的計算T12=1471.98N.m，T1=352N.m，Zddρρ（3）三檔齒輪5，6的接觸應力的計算T13=1020.35N.m，T1=352N.m，Zddρρ（4）四檔齒輪7，8的接觸應力的計算T14=702.54N.m，T1=352N.m，Zddρρ（5）五檔齒輪9，10的接觸應力的計算T1=352N.m，T15=485.08N.m，Zddρρ（6）六檔齒輪11，12的接觸應力的計算T1=352N.m，T16=334.54N.m，Zddρρ（7）倒檔齒輪的接觸應力的計算，T1=352N.mZ13=15，Zddρρ4.4本章小節(jié)這一章節(jié)主要是為了保證設計的齒輪滿足其工作條件要求下，在合理的去選擇材料的時候進行了簡要的分析、考慮加工時的工藝和熱處理的方式，并且依據了前面設定的變速器齒輪的關鍵參數，利用這些公式來去對齒輪進行一個接觸強度和彎曲強度的一個校核，并且最后對所有的齒輪的計算和驗算，確定了所設計變速器的齒輪滿足強度的要求。軸的設計及校核在本設計變速器中，軸的強度和剛度已確保有足夠安全余量。強度校核只需針對第一檔，因其傳遞最大扭矩，軸承受的扭矩也最大。由于第二軸結構復雜，故此著重考慮，它也成為了校核的重點對象。接下來，將對第一軸和第二軸進行詳細的強度校核。5.1第一軸的強度與剛度校核鑒于第一軸在運行過程中承受的彎矩非常微小，以至于可以認為其影響微乎其微，因此我們可以做出假設，即它主要只受到扭矩的影響，而其他因素如彎矩等可以忽略不計。在這種情形下，軸的扭矩強度條件的推導公式為：τT=TW式中：扭轉切應力，MPa；T軸所受的扭矩，N·mm；軸的抗扭截面系數，mm3P軸傳遞的功率，kw；d計算截面處軸的直徑，mm；[]許用扭轉切應力，MPa。其中d=30；代入上式得：τ由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。軸的扭轉變形則要通過每米長的扭轉角來表達。它的計算公式為：φ=5.73×104TG式中，T軸所受的扭矩，N·mm；G為軸的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G=8.1×1軸截面的極慣性矩，mm4，I將已知數據代入上式得：φ=5.73×對于一般情況的傳動軸可??；所以符合剛度要求。5.2第二軸的校核計算(1)軸的強度校核所需要的齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Ft=2TFr=2TFa=2T式中計算齒輪傳動比，為三檔傳動比3.526；d計算齒輪的節(jié)圓直徑mm；節(jié)點處的壓力角，為20°；螺旋角為20°；發(fā)動機最大轉矩，為510000N·mm。代入上式可得：FFF危險截面的受力圖5.1所示：水平面：FA218+99=水平面內所受力矩：M圖5圖5.1危險截面受力分析垂直面：FA,垂直面所受力矩：M該軸所受扭矩為：F故危險截面所受的合成彎矩為：M==(79.19×1000)2=1.01×則在轉矩和彎矩相互作用下的軸應力σ（MPa）:σ=32Mπd3≤[σ]將代入上式可得：，在低檔工作時[σ]=400MPa，因此有：σ[σ]；符合要求。(2)軸的剛度校核第二軸在垂直面的撓度fc和在水平面的撓度fA=F1a2b2fs=F2a式中,F1齒輪齒寬中間平面內的徑向力（N）,這里等于；F2齒輪齒寬中間平面內的圓周力（N），這里等于；E彈性模量（MPa），E=2.1×105（MPa），I慣性矩（），I=πd4/64，a、b指的是齒輪坐上的作用的力距與支座A、B的距離L支座之間的距離a=218b=99L=(218+99)將數值代入得：ff軸的全撓度為f=f5.3軸承校核根據之前的分析，我們可以確定輸出軸的型號，然后通過查閱《機械設計手冊》知道它代號為GB283-87。接下來，我們將按照下面公式進行計算，圓柱型的滾子軸承Cr=43200N，Cro=50500N，e=0.37,Y=1.6。由以上數據能夠知道軸承的計算預壽命長度為L軸承壽命的校核Ⅰ）、水平平面分析R,V1+RFr2b=R得2R,Ⅱ）、內部分析，取FFⅢ）、軸向力分析Fa01=Fa2+Ⅳ）、當量動載荷的計算Cr=43200NCro=50500NFa01R故軸承的左側,軸承的右側可以知道左側的徑向當量動載荷值Pr軸承壽命的校核:L?=10660n左側：L可以知道右側的徑向當量動載荷值P右側：L由左側和右側的使用壽命校核計算分析，可以知道輸出軸檢查合格。5.4本章小節(jié)在本章節(jié)中，我們首先概述了軸的工藝要求，以保證其能夠滿足工作條件。通過分析和計算，我們知道了軸的最小直徑，同時，考慮到軸承等部件，我們確定了軸的實際直徑以及各段階梯軸的具體長度。為了確保使用過程中的安全可靠性，我們進一步對軸的剛度和強度進行了核查與確認，選用了恰當的軸承類型，并對其壽命進行了評估，確保了其滿足使用上的需求。變速器同步器和操縱機構的設計6.1同步器的結構在先前已提及，本設計選用的同步器類型是鎖環(huán)式同步器，其結構如圖所示：圖6圖6.1鎖環(huán)式同步器1、9-變速器齒輪2-滾針軸承3、8-結合齒圈4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)）5-彈簧6-定位銷10-花鍵轂11-結合套如圖（6.1）同步器，同步器在汽車變速器中扮演著關鍵角色，它通過摩擦效應實現齒輪間的速度匹配，以減輕換檔時的震動和磨損。換檔時，駕駛員施加的力量推動嚙合套軸向移動，同時帶動定位銷和鎖環(huán)。隨著嚙合套的推進，鎖環(huán)錐面與齒輪錐面接觸，產生角速度差異，從而在錐面間形成摩擦力矩，讓鎖環(huán)相對于嚙合套和滑塊旋轉并且定位。當嚙合套的齒端接觸到鎖環(huán)的鎖止面，其移動受阻，同步器鎖定，完成換檔初階段。換檔力維持鎖環(huán)在錐面上的位置并增加摩擦力矩，而鎖止面產生的反向撥環(huán)力矩起作用。直到齒輪和鎖環(huán)的角速度一致，同步過程結束，換檔的第二階段也隨之完成。。當摩擦力矩消失，撥環(huán)力矩將鎖環(huán)拉回原位，使得兩個鎖止面分開，同步器的鎖定狀態(tài)得以解除。在換檔力的推動下，接合套的接合齒穿過鎖環(huán)，并與齒輪的接合齒成功嚙合，實現了同步換檔的最終步驟。6.2同步環(huán)主要參數的確定6.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽同步器的工作性能受到螺紋槽螺線頂部設計的重要影響。如果螺紋槽螺線的頂部設計較為狹窄，那么在換檔過程中，它能夠更有效地清除摩擦錐面間的油膜。這有助于提高同步效率，因為油膜的存在會降低摩擦系數，影響同步器的工作。然而，若頂部寬度過窄，會導致接觸面壓強增大，這可能會加速磨損。過高的接觸壓力會使得摩擦面的磨損加快，降低同步器的使用壽命。圖6.3a和圖6.3b分別給出了適用于不同類型汽車的尺寸，這表明同步器的設計需要根據車輛的類型和使用條件進行調整。設計時需要綜合考慮油膜刮除效果、接觸面積和磨損速度，以及車輛的性能要求，以確定最佳的螺紋槽尺寸大小。通常軸向泄油槽的數量范圍是6到12個，槽寬范圍是3到4。這些尺寸的選擇旨在確保足夠的油膜刮除效果，同時避免過大的接觸壓力。圖6圖6.2鎖環(huán)同步器工作原理6.2.2錐面半錐角α在同步器設計中，摩擦錐面的半錐角是一個關鍵參數，它直接影響摩擦力矩的強弱。如果摩擦錐面的半錐角較小，那么摩擦力矩將會相應增大。因為半錐角越小，接觸面積就越小，從而單位面積的摩擦力矩就越大。但是，半錐角過小可能會引起自鎖等問題。自鎖是指在某些條件下，摩擦錐面上的摩擦力矩過大，導致齒輪無法轉動。為了避免自鎖現象，需要確保摩擦錐面上的摩