现代ix35汽车手动变速器设计

现代ix35汽车手动变速器设计毕业论文现代ix35汽车手动变速器设计
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指导教师姓名、职称：
完成日期：2021年月日
摘要
关于汽车变速器来说，手动型变速比自动变速器更难以操作。

然而手动变速器有着它有自有的优点，第一手动变速能传递的效率比较高，比自动变速器来说更节约燃料，在节约燃料的同时，还能提供较好的动力性，在短时刻内有较强的加速能力。

因此本论文研究了现在ix35汽车的手动变速器，它应用6档位变速器，本文对变速器的差不多尺寸进行了大量的运算，并利用画图的相关软件对变速器的装配图进行相应的绘制。

同时对同步器的尺寸和结构也进行了相应的设计工作。

关键字：汽车变速器三轴六挡
Abstract
For auto transmission,manual type variable speed automatic transmission
is more difficult to operate..But there are manual transmission has its own advantages,the first manual transmission can transfer efficiency is higher，more fuel economy than for automatic transmission, at the same time of saving fuel，also can provide good power performance,has strong ability of acceleration in a short time. So this thesis studied the ix35 now car manual transmission, it applies 6 gear transmission,in this paper,the basic dimensions of transmission for a large amount of calculation, and use of drawing software of transmission assembly drawing accordingly. At the same time on the size and structure of the synchronizer and the corresponding design work.
Key words:Car Gearbox Three-axisSix-speed；
名目
摘要.......................................................... Abstract ........................................................
1 绪论 0
1.1概述 0
1.2研究背景及意义 (1)
1.3设计要求 (2)
2 变速器要紧参数的选择 (3)
2.1传动机构布置方案分析 (3)
2.2要紧参数的选择 (5)
2.2.1 档数 (5)
2.2.2 传动比范畴 (5)
2.2.3 变速器各档传动比的确定 (5)
2.2.4 中心距的选择 (8)
2.2.5 变速器的外形尺寸 (8)
2.2.6 齿轮参数的选择 (9)
2.3各档齿轮齿数的分配及传动比的运算 (10)
2.4变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 (13)
2.5本章小结 (15)
3 变速器齿轮强度校核 (15)
3.1变速器齿轮弯曲强度校核 (15)
3.2轮齿接触应力校核 (17)
3.3倒档齿轮的校核 (19)
3.4本章小结 (20)
4 轴的及轴上零件的设计与选择 (20)
4.1初选轴的直径 (20)
4.2轴的强度验算 (22)
4.2.1 轴的刚度运算 (22)
4.2.2轴的强度运算 (25)
4.3轴承选择与寿命运算 (28)
4.3.1 输入轴轴承的选择与寿命运算 (28)
4.3.2 输出轴轴承的选择与寿命运算 (30)
4.4本章小结 (32)
5 变速器同步器及结构元件设计 (32)
5.1同步器锁销的设计 (32)
5.2同步器齿套的设计 (33)
5.3变速器壳体 (33)
5.4本章小结 (34)
结论 (35)
参考文献 (35)
致谢 (37)
1 绪论
1.1 概述
汽车差不多进入了千家万户，差不多成为人们日常生活中不可或缺的一部分。

汽车能够给我们不同速度体验，然而你明白它是如何样的让汽车产生不同的速度。

这些问题的关键都能够联系到一个重要的组成部分——变速器。

接下来我们要做的确实是设计一个变速器。

汽车手动变速器，顾名思义，要紧是用来改变汽车的行驶速度，以适应不同道路条件的需要。

这只是它几个作用中的一个小部分。

接下来我们要了解一下变速器的作用。

它的功用有以下几点：
1.设置倒挡。

那个专门重要，能够让车倒退行驶。

这在生活中用的专门多，倒车入库等等都得用到那个功能。

2.设置空档。

空挡的要紧作用确实是适当的踩踏离合器，达到汽车不再对外进行动力输出，同时汽车不至于熄火，以便能使汽车快速起步。

3.能改变车速。

我们在开车的过程中对汽车的速度有不同的要求，有了
变速器就能够达到目的。

现现在汽车内所使用的变速器普遍具有两个特点：〔1〕.转矩变化范畴小，〔2〕.转速高。

这并不适应汽车在行驶时的实际状况。

假如将驱动桥直截了当与发动机连接在一起，第一便会显现由于发动机的转矩小，不足以克服汽车在行驶时所产生的阻力，使得汽车全然无法起步的情形；其次即便汽车行驶起来，也会显现车速太高，甚至无法驾控的情形。

因此必须对发动机的转矩和转速特性进行改造，使发动机的转矩增大、转速下降以适应汽车实际行
驶的要求。

因此，车用变速箱和主减速器就显现了。

从改善燃油经济性动身，驾驶员能够依照驾驶时的实际情形，对变速器的档位进行改变，从而实现降低燃油消耗的目的。

〝十一五〞期间，汽车产业进展尤为迅猛，私人汽车保有量翻了将近三倍，中国差不多成为世界最大的汽车生产国和消费国之一。

汽车作为一个在各个方面都能阻碍到居民生产和生活的用品，它的经济性、动力性、通过性和操纵方式中的任何一项产生突破，关于整个汽车行业差不多上一次庞大的改革。

1.2 研究背景及意义
最近几十年以来，汽车技术得到了高速的进展，许多新的技术在汽车领域得到了广泛的应用，汽车技术也能够站在科技的前沿，现在也能够通过看一个国家的汽车行业也能够看出那个国家在机械等一系列领域的进展，专门是关于汽车的制造和汽车的销售来说，无不彰显了本国的科学技术水平和经济水平。

依照相关资料的显示，中国的汽车市场前景依旧相当宽敞的，随着改革的深入，人们的收入在逐步的增加，人们对车的期望也越来越高。

从起初的每户每家一辆摩托车逐步变为每户一部小轿车。

中国的汽车市场在今后几年的进展的会越来越好，市场对汽车的需求量会逐步增加。

汽车出于刚起步的状态时，需要一个较低的转速，能够使汽车顺利起步；当汽车达到一定的速度的时候，这就需要高转速连续使汽车快速前进。

我们能够通过换挡来改变传动比，这能够改变转矩就能够达到我们的要求。

组成
整个汽车需要大量的总成和零件，汽车变速器确实是重要零部件之一，他对汽车的行驶性能产生重要的阻碍，甚至关乎人们的生命安全。

假如一辆汽车内安装一台运转不行的变速器，在工作的时候会发出噪声，让驾驶者内心会产生不愉快的感受，同时产生一系列的负面阻碍。

为了能够满足学院关于学生毕业设计的要求，我花费了大量的时刻进行变速器文献的阅读工作，同时复习了机械设计、机械制图的相关知识，这对我进行手动变速器的设计工作奠定了夯实的基础。

在设计变速器是尽管枯燥乏味，然而却让我认识到设计关于一个设计者的重要性，应该努力认确实对待它。

1.3 设计要求
本次设计是以现代ix35变速器为例，得到与变速器设计的相关数据：车型：现代ix352021款 2.0L手动两驱舒服型
发动机：2.0L 118kw
车身尺寸：长×宽×高=4420×1820×1660
轴距：2640mm
最小离地间隙：170mm
最高车速：190Km/h
车重：1398Kg
行李厢容积：465L
2 变速器要紧参数的选择
2.1 传动机构布置方案分析
在汽车构造中讲到，汽车变速器的形式大体能够分为两大类：两轴式汽车变速器和三轴式汽车变速器。

每一种变速器类型有着各自的优点和缺点。

其中两轴式的汽车变速器广泛应用在汽车发动机处于前置的条件下。

关于这一种汽车变速器有专门多优点，比如：
1.相关于三轴变速器来说，这种变速器类型少了中间轴，相应的轴承数量也有所减少。

2.由于这种变速器少了相应的部件，结构比较简单，修理也变得更加容易。

3.尺寸小，便于在车内的安装。

4.由于这种变速器比三轴式的变速器少了中间轴，如此减少了零部件功率的缺失，能有效的提高汽车零部件的功率。

在由于零件较少，噪声相对较小。

任何事物都有相对性，这款变速器也一样，它也存在一定的缺点：由于没有中间轴，造成了齿轮与轴承需要承担过大的载荷，容易造成轴承与齿轮的损坏。

它的特点是：输入轴与输出轴设计在一条水平线上，然而它们不是连接在一起的，需要通过结合套使它们连接起来，构成了直截了当挡。

适当的增加汽车的档位也会给汽车带来专门多的优点，例如：
1.适当的增加汽车的档位，能够降低燃油的消耗率，也会增加开车人员
的愉悦性。

2.降低了工作时的噪声，延长使用寿命。

只是，增加挡数同样也会带来一些缺点：
1.增加了变速箱的整体质量。

2.轴向尺寸增大。

3.成本提高，操作复杂。

依照上面的内容，我们要对变速器进行认确实选择，本次设计的车类型是现代ix35，属于suv类型。

相关于两轴变速器来说，在suv上广泛应用于三轴汽车变速器。

因此，我们所研究的现代ix35汽车采纳三轴式变速器，它能有效的提高汽车的行驶速度。

图2－1 两轴式变速器的传动方案
综上所述，由于此次设计的ix35手动变速器是SUV变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，选择6档变速器。

2.2 要紧参数的选择
2.2.1 档数
近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。

目前，乘用车一样用4～6个档位的变速器。

发动机排量大的乘用车变速器多用6个档。

商用车变速器采纳4～6个档或多档。

载质量在2.0～3.5t的货车采纳五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采纳五档变速器。

多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车内。

档数选择的要求：
〔1〕相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。

〔2〕高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。

因此，本次设计的SUV变速器为6档变速器。

2.2.2 传动比范畴
我们所说的变速器的传动比范畴也确实是指汽车变速器的最高档位与最低档位的比值大小。

截止到现在来看，轿车的传动比范畴相对较小，大致范畴是3.0～4.5，轻型商用车、suv的传动比范畴在5.0～8.0之间，重型商用车传动比范畴会更大一些。

本设计最高档传动比为0.78。

2.2.3 变速器各档传动比的确定
汽车发动机的转动速度和汽车发动机提供动力所产生的行驶速度有一定的关系，关系如以下公式所示：
377
.0i i rn
u g a = 〔2-1〕 式中 a u ——汽车行驶速度〔km/h 〕；
n ——发动机转速〔r/min 〕； r ——车轮滚动半径〔m 〕； g i ——变速器传动比； 0i ——主减速器传动比。

：最高车速max a u =max a v =190 km/h ；最高档为超速档，传动比g i =0.78；我们能够依照汽车车轮的滚动行驶半径明白，用以确定汽车轮胎的规格为215/65 R16为，因此能够运算得到：
mm r 95.342%652152
4
.2516=⨯+⨯=
发动机转速n =p n =6000〔r/min 〕；由以上公式〔2-1〕能够运算出主动减速器的传动比，如下：
235.5190
78.01095.3426000377.0377.03
0=⨯⨯⨯⨯==-a g u i nr i
2、最低档传动比运算 用公式表示如下：
max max 0max sin cos ααηG Gf r
i i T t
g e +≥ 〔2-2〕
式中 G ——车辆总重量(N)；
T
0i ——主减速器传动比；
g i ——变速器传动比；
t η ——为传动效率〔0.85~0.9〕；
R ——车轮滚动半径
max α——最大爬坡度〔一样情形下，SUV 的爬坡度要≥20°，我们
能够取值为 5.21〕
由公式〔2-2〕得： t
e g i T r
G G i ηααμ0max max max 1)sin cos (+≥
〔2-3〕
：m=1398kg ；015.0=f ；
5.31max =α；r=0.343m ；m N T e ⋅=184max ；
235.50=i ；g=9.8m/s2；875.0=t η，把以上数据代入〔3-3〕式：
005.2875
.0235.5184343.0)5.21sin 8.913985.21cos 015.08.91398(1=⨯⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯≥ g i
满足不产生滑转条件。

公式表示如下：
ϕηn t
g e F r
i i T ≤10max
t
e n g i T r
F i ηϕ0max 1≤
〔2-4〕
：前轮轴荷13988.01⨯=m kg ；ϕ取0.6，把数据代入〔2-4〕式得：
676.2875
.0235.5184343
.06.08.08.913981≈⨯⨯⨯⨯⨯⨯≤
g i
因此，一档转动比的选择范畴是：676.2005.21≤≤g i 初选一档传动比为2.6。

3、变速器各档速比的配置
q i i i i i i i i i i =====6554433221 27.178
.06.25561===i i q 999.027
.1269.1269.127.1612.1612.127
.1047.2047.227.16
.24
53
42
31
2===========
=
q i i q i i q i i q i i
2.2.4 中心距的选择
初选中心距可依照体会公式运算：
31max g e A i T K A η= 〔2-5〕
式中 A ——变速器中心距〔mm 〕；
A K ——中心距系数，乘用车A K =8.9~9.3；
max e T ——发动机最大输出转距为184〔N ·m 〕； 1i ——变速器一档传动比为2.6；
g η——变速器传动效率，取96%。

=A 〔8.9~9.3〕396.06.2184⨯⨯⨯=〔8.9~9.3〕⨯7.715=68.67~71.75mm
一样suv 汽车的中心距能够在60～80mm 范畴内变化取值。

我们初取中间值A=70mm 。

2.2.5 变速器的外形尺寸
238~21070)4.3~0.3()4.3~0.3(=⨯==A L mm
初选长度为230mm 。

2.2.6 齿轮参数的选择
1、模数
汽车变速器模数的选取要有一定的要求，如下所示：
〔1〕选小点的模数，同时把齿宽选大点，如此做能够降噪。

〔2〕与之相反，假如我们选取的模数值较大，就应当适当降低齿宽，已达到质量上的统一。

表2－1 汽车变速器齿轮的法向模数
依照汽车变速器齿轮法向模数表可选，00.3=n m ，由于斜齿轮能专门好的降低噪声的产生，也能幸免多度的振动，因此现代ix35采纳斜齿轮设计。

2、压力角α
在国内外来说，汽车的压力角也有着相应的规定。

一样情形下，压力角取值是20°。

为了满足国家标准和达到制造工艺的要求本变速器为了加工方便，所有的压力角均选取20°。

3、螺旋角β
有人专门做了大量的试验，得到的结论确实是：汽车变速器的齿轮螺旋
和齿数成正比例变化，但当螺旋角达到30°那个顶峰数值后，齿的强度和螺旋角成反比例变化。

从实验中可得到的结论是：要选取适当的齿数，如此才能更好的满足螺旋角的需要。

本设计初选螺旋角全部为22°。

4、齿宽b
在模数要求中差不多讲到，我们所选取的齿轮大小，要依照所选取的模数来确定，假如选取的模数较大，就适当降低齿宽，假如模数较小，就适当加大齿轮的数值。

斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5，取7.8
45.2175.28.7=⨯==n c m k b mm 5、齿顶高系数
不管是在国内依旧在国内，齿顶高系数都有着统一的标准，也确实是齿顶高取值为1.00。

如此做能够有效的降噪和改善齿根强度。

本设计取为1.00。

2.3 各档齿轮齿数的分配及传动比的运算
〔1〕一档齿数及传动比的确定 一档传动比为：6.21
2
1==
z z i 27
.430
.322cos 7020
.322cos 2=⨯==︒
==
h n n
h z m m A z ββ
那么一档传动比为：583.212
31121===
z z i 〔2〕对中心距A 进行修正
β
cos 2h
n z m A =
57.6922cos 243
3=︒
⨯⨯=
A
取整得700=A mm ，0A 为标准中心距。

中心距调整后取31,1221==z z 那么 86.22=β 〔3〕二档齿数及传动比的确定
047.23
4
2==
z z i 〔2-6〕 β
cos 2)
(430z z m A n +=
〔2-7〕
：0A =70mm ，2i =2.047，n m =3.0， 22=β；将所得到的数据代入〔2-6〕、〔2-7〕两个公式，整理可得到：153=z ，314=z ，因此二档传动比为：
066.215
31
342===
z z i 〔4〕三档齿数及传动比的确定
612.15
6
3≡=
z z i 〔2-8〕 β
cos 2)
(650z z m A n +=
〔2-9〕
：0A =70mm ，3i =1.612，n m =3.0， 22=β；将所得到的数据代入〔2-8〕、〔2-9〕两个公式，整理可得到：175=z ，286=z ，因此三档传动比为：
269.17
8
4≡=
z z i 〔2-10〕 β
cos 2)
(870z z m A n +=
〔2-11〕
：0A =70mm ，4i =1.269，n m =3.0， 22=β；将所得到的数据代入〔2-10〕、〔2-11〕两个公式，整理可得到：197=z ，258=z ，因此四档传动比为：
315.119
25784===
z z i 〔6〕五档齿数及传动比的确定
999.09
10
5≡=
z z i 〔2-10〕 β
cos 2)
(1090z z m A n +=
〔2-11〕
：0A =70mm ，5i =0.999，n m =3.0， 22=β；将数据代入〔2-10〕、〔2-11〕
两式，整理可得到：229=z ，2110=z ，因此五档传动比为：
955.022
21
9105===z z i 〔6〕计六档齿数及传动比的确定
78.011
12
6≡=
z z i 〔2-10〕 β
cos 2)
(12110z z m A n +=
〔2-11〕
：0A =70mm ，6i =0.78，n m =3.0， 22=β；将上述得到的数据代入〔2-10〕、〔2-11〕两式，整理可得到：2411=z ，1912=z ，因此六档传动比为：
在倒档轴上我们选取的倒挡齿轮的齿数为14z =23，输入轴齿轮的齿数
13z =11，如此能够达到下面那个公式的要求：
011
15135.02cos 2)(A m m z z n n
=+++β 〔2-12〕
： 2111=β，0.3=n m ，700=A ，将这三个数据代入〔2-14〕公式中，由于齿数必须为整数，运算得到：3015=z ，那么倒档传动比为：
73.211
301113===
z z i R 输入轴和倒档轴的距离能够确定为：
63.5421
cos 2)
2311(0.3cos 2)(111413'=+⨯=+=
βz z m A n mm 取55'=A 输出轴与倒档轴的距离能够确定为：
55.8321
cos 2)
2330(0.3cos 2)(111415''=+⨯=+=
βz z m A n mm 取84''=A 2.4 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整
采纳变位齿轮的缘故：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声。

本次设计螺旋角定为：一档至六档 22，倒档 21 依照设计手册及相关图表得： 一档齿轮的变位
当 A 0=70 22=β Z 1=12 Z2=31时，查得总变位系数X ∑=0.522 变位系数分配为X 1=0.324 X 2=0.198
当 A 0=70 22=β Z 3=15 Z 4=31时，查得总变位系数X ∑=0.522 变位系数分配为X 3=0.311 X 4=0.211
三档齿轮的变位
当 A 0=70 22=β Z 5=17 Z 6=28 时，查得总变位系数X ∑=0.522
变位系数分配为X5=0.296 X 6=0.226 四档齿轮的变位
当 A 0=70 22=β Z 7=19 Z 8=25 时，查得总变位系数X ∑=0.522
变位系数分配为X 7=0.270 X 8=0.252 五档齿轮的变位
当 A0=70 22=β Z9=22 Z 10=21 时，查得总变位系数X ∑=0.522
变位系数分配为X 9=0.234 X 10=0.288 六档齿轮的变位
当 A 0=70 22=β Z 11=24 Z 12=19 时，查得总变位系数X ∑=0.522
变位系数分配为X 11=0.221 X 12=0.314 倒档齿轮的变位
汽车变速器输入轴和倒档轴之间：
当 A0=46 21=β Z 13=11 Z 14=23 时，查得总变位系数
变位系数分配为X 13=0.17 X 14=0.03 汽车变速器输出轴和倒档轴之间：
当 A 0=80 21=β Z 14=23 Z 15=30时，查得总变位系数X ∑=－0.12
变位系数分配为X 14=0.03 X 15=－0.15
2.5本章小结
本章进行了整个汽车手动变速器的设计运算，对整个变速器的设计做了大量的工作。

关于各个档位的传动比，各个档位的齿轮齿数差不多中心距都做出了相应的理论说明，是那个文章的中心内容，汽车变速器的绘图工作也要依照这章节的内容进行相应的绘制。

3 变速器齿轮强度校核
3.1
变速器齿轮弯曲强度校核
齿轮的弯曲强度校核公式为： ε
σ
σbtyK K F w 1=
(3-1) 式中 1F ——圆周力〔N 〕，d
T F g 21=
；
g T ——运算载荷〔N ·mm 〕；
d ——节圆直径〔mm 〕，β
cos z
m d n =
，n m 为法向模数〔mm 〕； β——斜齿轮螺旋角)( ；
σK ——应力集中系数，σK =1.50；
b ——齿面宽〔mm 〕；
t ——法向齿距，n m t π=；
y ——齿形系数，能够按照当量齿数β
3cos z
z n =
在齿形系数图3－1中查得；
εK ——重合度阻碍系数，εK =2.0。

图3－1 齿形系数图
将以上查到和运算的相关数据带进公式〔3-1〕，通过运算能够得到 ε
σ
πβσK yK zm K T c n g w 3
cos 2= (3-2)
1、一档齿轮校核
：3
10184⨯=g T N ·mm ； 22=β；5.1=σK ；0.3=n m mm ；0.7=c K ；
X1=0.324；0.2=εK ；30.1622cos 12
cos 33===
βz z n ，查齿形系数图3－1得：y=0.153，把以上数据代入(3-2)式，得：
04.2727
2153.031214.35
.122cos 101842cos 23
3311
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯== εσ
πβσK yK m z K T c n g w MPa 2、二档齿轮校核
：3
10184⨯=g T N ·mm ； 22=β；5.1=σK ；0.3=n m mm ；0.7=c K ；
X3=0.311；0.2=εK ；07.2022
cos 15
cos 33===
βz z n ，查齿形系数图3－1得：y=0.157，把以上数据代入(3-2)式，得：
69.22572157.031514.35
.122cos 101842cos 23
3333
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯== ε
σ
πβσK yK m z K T c n g w MPa 其他各档位齿轮的校核同理，此处不再一一复述。

3.2 轮齿接触应力校核
)1
1(418
.0b
z j b FE ρρσ+= 〔3-3〕 式中 j σ——轮齿接触应力〔MPa 〕；
F ——齿面上的法向力〔N 〕，β
αcos cos 1
F F =
；
1F ——圆周力〔N 〕，d
T F g 21=
；
g T ——运算载荷〔N ·mm 〕；d 为节圆直径〔mm 〕；
E ——齿轮材料的弹性模量5101.2⨯〔MPa 〕；
b ——齿轮接触的实际宽度〔mm 〕；
z r 、b r ——主从动齿轮节圆半径〔mm 〕。

表3－1 齿轮承诺接触的应力大小
1、一档齿轮接触应力校核
：3
10184⨯=g T N ·mm ； 20=α； 22=β；51006.2⨯=E MPa ；
07.3943127022101=⨯⨯=⨯
=h z z A d mm ； 93.10043
317022202=⨯⨯=⨯
=h z z A d mm ； 41.1922
cos 36cos =⨯==
βn c m K b ；mm 5.900422
cos 20cos 07.39101842cos cos 23
11=⨯⨯⨯==
βαd T F g
N 7.2022cos 220sin 93.100cos 2sin cos sin 1
.722cos 220sin 07.39cos 2sin cos sin 22222212=⨯====⨯===
βαβαρβαβαρd r d r b b z z
将以上数据代入〔3-3〕可得：
44.1802)7
.2011.71(87.181006.25.9004418.052
1=+⨯⨯⨯==，j σMPa
2、二档齿轮接触应力校核
：3
10184⨯=g T N ·mm ； 20=α； 22=β；51006.2⨯=E MPa ；
84.4843
157022303=⨯⨯=⨯
=h z z A d mm ； 16.9143
287022404=⨯⨯=⨯
=h z z A d mm ； 41.1922
cos 36cos =⨯==
βn c m K b mm ； 18.731722cos 20cos 84.48101842cos cos 23
33=⨯⨯⨯==
βαd T F g
N
7.822cos 220sin 84.48cos 2sin cos sin 2232=⨯===
βαβαρd r z z
11.1922cos 220sin 16.91cos 2sin cos sin 2242=⨯===
βαβαρd r b b 同一档，将以上数据代入〔3-3〕可得：
94.1527)11
.1917.81(87.181006.218.7317418.054
3=+⨯⨯⨯==，j σMPa
其他各档位校核同理此处不再一一复述。

以上所得到的所有数据，如接触应力的大小完全小于齿轮承诺接触应力大小的数值，因此满足设计内容的要求。

3.3 倒档齿轮的校核
1、齿轮根部弯曲疲劳 倒档输入齿轮：
：3
10184⨯=g T N ·mm ； 21=β；5.1=σK ；0.3=n m mm ；0.7=c K ；
X11=0.17；0.2=εK ；52.1321
cos 11
cos 33===
βz z n ，查齿形系数图3－1得：y=0.132，把以上数据代入(3-2)式，得：
3357
2132.00.31114.35
.121cos 101842cos 233377
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯== εσ
πβσK yK m z K T c n g w MPa 2、齿轮表面疲劳许力
：3
10184⨯=g T N ·mm ； 20=α； 21=β；51006.2⨯=E MPa ；
86
.14cos 2sin cos sin 11
.7cos 2sin cos sin 2102292======
β
αβαρβ
α
βαρd r d r b b z z
09.8807cos cos 29==
β
αd T F g
N
同一档，将以上数据代入〔3-3〕可得：
[]15001389)11
.71
87.141(87.181006.209.8807418.0511
=≤=+⨯⨯⨯=σσj MPa
通过上述运算能够得出的结论是，这两个数值满足设计内容的要求，能够予以采纳。

3.4本章小结
本章是以第2章为基础，连续对变速器的齿轮进行相应的校核强度的运算，通过运算可知，我们所设计的零部件均满足设计的内容，能够连续进行以下工作。

4 轴的及轴上零件的设计与选择
4.1 初选轴的直径
输入轴，L d /=0.16～0.18；输出轴，≈L d /0.18～0.21。

输入轴上花键直径d 〔mm 〕的选取，能够依照那个公式进行运算：
3max e T K d =
式中 K ——体会系数，K =4.0～4.6；
max e T ——发动机最大转矩〔N.m 〕。

输入轴花键部分直径：
()311556.40.4～d ==21.49～24.71mm 初选输入、输出轴距离L =270mm 。

依照公式5-1能够得到轴的最小直径：
333][2.0109550n P
d τ⨯= 〔4-1〕
式中 d ——轴的最小直径〔mm 〕；
][τ——轴的许用剪应力〔MPa 〕；
P ——发动机的最大功率〔kw 〕； n ——发动机的转速〔r/min 〕。

将有关数据代入〔4-1〕式，得：
98.236000
104
60
2.0109550]
[2.01095503
33
3
3
3
=⨯⨯=⨯=n P d τmm 因此，选择轴的最小直径为25mm 。

为了更好的满足设计工艺的相关问题，我们对变速器的轴径进行初步确定
图4－1 输入轴各部分尺寸
图4－2 输出轴各部分尺寸
4.2 轴的强度验算
4.2.1 轴的刚度运算
轴的刚度可分别用下式运算：
EIL b a F f c 32
21= 〔4-2〕
EIL
b a F f s 32
22= 〔4-3〕
()
EIL
a b ab F 31-=
δ 〔4-4〕
图4－3 变速器轴的挠度和转角
式中 E ——弹性模量〔MPa 〕，E =2.1×105 MPa ；
I ——惯性矩〔mm4〕，关于实心轴，4d I π=；
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2.022≤+=
s c f f f mm 。

轴承诺值为[]c f =0.05～0.10mm ，[]s f =0.10～0.15mm 。

齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad 。

〔1〕变速器输入轴与输出轴刚度的校核运算
1〕轴上受力分析 一档工作时：
046.798812322cos 101842cos 223111111=⨯⨯⨯⨯=⨯==
z m T d T F n g t βN
74.313522cos 20tan 046.7988cos tan 11
1=⨯==
βαn t r F F N 38.322722tan 046.7988tan 111=⨯== βt a F F N 输入轴的挠度和转角的运算：
：a=23mm ；b=231.24mm ；L=254.24mm ；d=35.5mm ，把有关数据代入〔4-2〕、〔4-3〕、〔4-4〕得到：
L
d E b a F EIL b a F f r r c 4
221221364
3π⨯== 10.0~05.0][00711.024
.2545.3514.3101.236424.2312374.31354
522=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=c f mm 15.0~1.0][0181.024
.2545.3514.3101.236424.23123046.79883644
5224221=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=
s t s f L
d E b a F f πmm
2.00195.000181.000711.02222≤=+=+=
s c f f f mm
002
.0000278.024
.2545.3514.3101.2364
)2324.231(24.2312374.31353)(451<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯-⨯⨯⨯=-=EIL a b ab F r δrad
输出轴的挠度和转角的运算：
：a=25.25mm ；b=231.24mm ；L=256.49mm ；d=43mm ，把有关数据代入〔4-2〕、〔4-3〕、〔4-4〕得到：
L
d E b a F EIL b a F f r r c 42212213643π⨯==
10.0~05.0][0040.049
.2564314.3101.236424.23125.2574.31354
522=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=c f mm 15.0~1.0][0101.049
.2564314.3101.236424.23125.25046.79884
522=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=s s f f mm 2.0010897.00101.00040.02222≤=+=+=
s c f f f mm
002
.000014.049
.2564314.3101.2364
)2324.231(24.23125.2574.31353)(451<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯-⨯⨯⨯=-=EIL a b ab F r δrad
二档工作时：
29..6490150.322cos 101842cos 2233232=⨯⨯⨯⨯=⨯==
z m T d T F n g t βN
79.254722cos 20tan 29.6490cos tan 222=⨯==
βαn t r F F N
25.262222tan 29.6490tan 222=⨯== βt a F F N 输入轴的挠度和转角的运算：
：a=76.74mm ；b=177.5mm ；L=254.24mm ；d=43.5mm ，把有关数据代入〔4-2〕、〔4-3〕、〔4-4〕得到：
24
.2545.4314.3101.2364
5.17774.7679.254736434
5224222222⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯==L d E b a F EIL b a F f r r c π 10.0~05.0][01680.0=<=c f mm
15.0~1.0][04279.024
.2545.4314.3101.23645.17774.7629.649034522222=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==s r s f EIL b a F f mm
2.00460.004279.001680.02222≤=+=+=
s c f f f mm
002.0000124.024
.2545.4314.3101.2364
)74.765.177(5.17774.7679.25473)(4
52<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯-⨯⨯⨯=-=
EIL a b ab F r δrad
输出轴的挠度和转角的运算：
：a=79mm ；b=177.5mm ；L=256.49mm ；d=40mm ，把有关数据代入〔4-2〕、〔4-3〕、〔4-4〕得到：
49
.2564014.3101.2364
5.1777979.254736434
5224222222⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯==L d E b a F EIL b a F f r r c π 10.0~05.0][02468.0=<=c f mm
15.0~1.0][06288.049
.2564014.3101.2364
5.1777979.254736445224222=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=
s t s f L
d E b a F f πmm 2.006755.006288.002468.02222≤=+=+=
s c f f f mm
002.000017.049
.2564014.3101.2364
)795.177(5.1777979.25473)(4
52<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯-⨯⨯⨯=-=EIL a b ab F r δrad
其他各档位工作时刚度校核运算同理，此处不再一一复述。

4.2.2 轴的强度运算
当汽车手动变速器挂在1档位时，我们对输入轴进行校核运算：
运算输入轴的支反力：
046.7988120.322cos 101842cos 223111111=⨯⨯⨯⨯=⨯==
z m T d T F n g t βN
74.313522cos 20tan 046.7988cos tan 11
1=⨯==
βαn t r F F N
38.322722tan 046.7988tan 111=⨯== βt a F F N ：a=23mm ；b=231.24mm ；L=254.24mm ；d=35.5mm ， 〔1〕垂直面内支反力
对B 点取距：FAY(a+b)+Fa1*r1-Fr1*b=0 代入得：FAY=2623.567N
对A 点取距：FBY(a+b)-Fa1*r1-Fr1*a=0 代入得：FBY=512.173N 〔2〕水平面内的支反力
对B 点取距：FAX(a+b)-Ft1*b=0 代入得：FAX=7265.402N
对A 点取距：FBX(a+b)-Ft1*b=0 代入得：FBX=722.644N 〔3〕运算垂直面内的弯矩 轴上各点弯矩如图4－4所示：
图4－4输入轴的弯矩图
轴在转矩T 和弯矩的同时作用下，其应力为
3
32d M W M πσ==
(4-5) 式中 22
2T M M M BH B ++=〔N.m 〕；
d ——轴径〔mm 〕；
W ——抗弯截面系数〔mm3〕。

将数据代入〔4-5〕式，得：
004.575
.3514.3297
.25024932323
3max min max =⨯⨯===
d M W M πσMPa 在低档工作时，[]≤σ400MPa ，符合要求。

对输出轴校核：
运算输出轴的支反力： 齿轮受力如下：
05.7988120.322cos 101842cos 223111112=⨯⨯⨯⨯=⨯==
z m T d T F n g t βN
74.313522cos 20tan 046.7988cos tan 11
2=⨯==
βαn t r F F N 38.322722tan 046.7988tan 112=⨯== βt a F F N ：a=25.25mm ；b=231.24mm ；L=256.49mm ；d=43mm 轴上各点弯矩如图4－5所示： 〔1〕垂直面内支反力
对B 点取距：FAY(a+b)+Fa2*r2-Fr2*b=0
代入得：FAY=3097.58N
对A 点取距：FBY(a+b)-Fa2*r2-Fr2*a=0 代入得：FBY=38.16N 〔2〕水平面内的支反力
对B 点取距：FAX(a+b)-Ft2*b=0 代入得：FAX=786.69N
对A 点取距：FBX(a+b)-Ft2*b=0 代入得：FBX=7357.39N
图4－5 输出轴弯矩图
把以上数据代入〔4-5〕，得：
00.21323
===
d
M W M MAX
MAX MAX πσMPa 在低档工作时，[]≤σ400MPa ，符合要求。

4.3 轴承选择与寿命运算
4.3.1 输入轴轴承的选择与寿命运算
依照机械设计基础教材轴承37=or C KN ，2.32=r C KN 。

〔1〕变速器一档工作时
74.31351=r F N ，38.3227
1=a F N 轴承的径向载荷：A F =2852.063N ；677.283=B F N 轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6
27.8916
.12063
.282521=⨯==
Y F s A N 65.886
.12677
.28322=⨯==
Y F s B N 65.8865.411838.322727.891211=>=+=+s N F s a N 因此
27.8911=a F N
65.411838.322727.891112=+=+=a a F s F N 运算轴承当量动载荷p 查机械设计手册得到3.0=e
e F F A a 〉==3125.0063
.285227.8911，查机械设计手册得到6.14.0==y x ；
e F F B a >==52.14677
.28365
.41182，查机械设计手册得到6.14.0==y x
当量动载荷：
)(a r p yF xF f P +=
2.1=p f
229.3080)27.8916.1063.28524.0(2.11=⨯+⨯⨯=p N 973.8043)65.41186.1677.2834.0(2.12=⨯+⨯⨯=p N r F 为支反力。

82.565)973
.8043102.32(30006010)(60103
10
3626=⨯⨯==εP C n L h h
表4－1 变速器各档的相对工作时刻或使用率gi f
查表4－1可得到该档的使用率，因此：h 6.155.0312082.56500=⨯> 因此轴承寿命满足要求。

4.3.2 输出轴轴承的选择与寿命运算
〔1〕初选轴承型号
左右轴承均采纳30206型号37=or C KN ，2.32=r C KN 变速器一档工作时：
一档齿轮上力为：
74.3135=r F N ，38.3227
=a F N 轴承的径向载荷：A F =2825.063N ；677.283=B F N 轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6
27.8916
.12063
.285221=⨯==
Y F s A N 65.886
.12677
.28322=⨯==
Y F s B N 因此
27.8911=a F N
65.411838.322727.89112=+=+=a a F s F N 〔2〕运算轴承当量动载荷p 查机械设计手册得到37.0=e
e F F A a <==3125.0063
.285227.8911，查机械设计手册得到：01==y x ；
e F F B a >==52.14677
.28365
.41182，查机械设计手册得到：6.14.0==y x
当量动载荷：
2
.1)(=+=p a r p f yF xF f P
4756.3422)27.8910063.28521(2.11=⨯+⨯⨯=p N
973.8043)65.41186.1063.28524.0(2.12=⨯+⨯⨯=p N
38.624)973.80431063(30006010)(60103
10
3626=⨯⨯==εP C n L h h
查表3.4可得到该档的使用率，因此
6.155.0312038.62400=⨯>h h 。

因此轴承寿命满足要求。

4.4本章小结
本章是对变速器轴及轴上的零件的设计和选择，其中有对轴的强度、刚度的运算，轴承的选择与其寿命的运算，通过这些运算我们能够对变速器的轴体有一个更高的要求，让其更好的表现出传动成效。

5 变速器同步器及结构元件设计
5.1 同步器锁销的设计
1.汽车同步器的锁止角确定
通常我们对锁止角的确定是依照下面的公式来确定的：
A R L R sin tan 锁锥≥β (6-2)
式中 锥R ——摩擦锥角的平均半径
L ——摩擦系数
A ——锥面角 锁R ——拔环半径
β——锁销角
满足上列公式的锁止条件，通常我们是依照上面的公式来确定合适的锁止角。

通常取锁止角β=35°~45°。

关于小汽车，能够选取小一点的数值而关于重型汽车，能够选取大一点数值。

2.确定同步器锁销销差值
我们关于同步器锁销差值的确定也要选取适当。

一旦我们所选取的差值过大，会造成汽车在换挡过程中产生冲击，适当的降低差值的小，能够有效的减缓换挡的冲击。

一样取锁销差1.3~1.4。

5.2 同步器齿套的设计
1.齿套锁销孔和定位销孔的设计
通常我们选取3~6个锁销孔，重型车能够选大值，SUV能够更加具体情形适当降低。

2.齿套结合齿的确定
变速器接合套齿数的确定，我们能够依照发动机传来的最大扭矩来进行确定。

为了防止变速器自动掉档，能够采纳倒角齿的设计方法。

5.3 变速器壳体
在进行变速器壳体设计的时候，要遵循着以下这几个条件：
1.变速器壳体的设计尺寸要尽可能小一点，如此既方便安装，也能够较少材料的用量。

2.变速器的壳体要具有一定的刚度和强度，以便确保轴承在工作过程中不至于左右歪斜。

对此有以下几点要求：
1.为了方便检查变速器箱内油量的多少，我们能够在润滑油所在的平面上设置一个注油孔。

2.放油孔应放在壳体的最低处。

如此的话能够保证放油的程度。

3.放油镙塞我们能够选用永久磁性镙塞，如此能够将润滑油里的金属吸起来。

4.我们在变速箱的上端设置一个通气塞，如此做能够保证变速箱的内部气压与外界是一样的。

现在都讲究汽车的轻量化，因此铝合金材料在汽车内得到了广泛的应用。

我们假设选用铝合金作为变速器的壳体，那壁厚能够在3.5mm~4mm范畴内选取。

假设采纳铸铁作为变速器壳体，壁厚能够在5mm~6mm范畴内选取，如此能够达到汽车的使用质量。

5.4 本章小结
第5章要紧讲述了汽车手动变速器同步器的相关设计工作。

尽管为本文的最后一个章节，但同步器关于汽车来说也起着至关重要的作用。

同步器直截了当阻碍着汽车换挡是否平顺，驾驶员能否在驾驶过程中产生愉悦感，驾驶员能否在想要更换汽车档位的时候进行顺利换挡等等一系列工作。

其次，还对变速器壳体做出了适当的分析，它要具有一定的刚度和强度，以便更好的爱护好整个汽车变速器。