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河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計論文
摘 要
汽車變速器，是一套用于來協(xié)調(diào)發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和車輪的實際行駛速度的變速裝置，用于發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能。變速器可以在汽車行駛過程中，在發(fā)動機和車輪之間產(chǎn)生不同的變速比，通過換擋可以使發(fā)動機工作在其最佳的動力性能狀態(tài)下。
文中對變速器的主要參數(shù)進行了驗證，包括齒輪強度的校核、變速器軸度和剛度的校核、軸承壽命的驗算等。計算結(jié)果表明整體性能滿足要求。
此變速器的齒輪都為標(biāo)準(zhǔn)齒輪，檔位數(shù)和傳動比與發(fā)動機參數(shù)匹配，保證了汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性。該變速器具有操縱簡單、方便、傳動效率高、制造容易、成本低廉、維修方便的特點，適合輕型貨車的使用。
關(guān)鍵詞：變速器；中間軸；設(shè)計；傳動比；齒輪
Abstract
Automotive transmission, is used to coordinate the speed of the engine and the wheels of the actual speed of the transmission device, used to play the best performance of engine. The transmission can be in the running process of the automobile, the engine between the wheels and the different transmission ratio, by shifting can make the engine work in the best state of dynamic performance.
The main parameters of transmission have been checked, including the strength of gears, the transmission shafts’ strength and stiffness , bearing life. The results show that the whole performance meet the requirement.
The transmission gear for standard gear, gear number and transmission ratio and engine parameter matching, ensures that the car has a good power performance and the economy of. The transmission has simple operation, convenient, high transmission efficiency, easy manufacture, low cost, convenient repair, suitable for the use of light truck.
Keywords :Transmission;Intermediate Axle; Design ;Gear ratio; Gear
58
目錄
前 言 1
1.1 變速器概述 2
1.2 汽車變速器的功用及對其要求 3
1.3 汽車變速器的分類 3
1.4 汽車變速器的研究現(xiàn)狀 4
1.5 汽車變速器的發(fā)展趨勢 7
第2章 傳動方案及零部件結(jié)構(gòu)分析 8
2.1 變速器的基本設(shè)計要求 8
2.2 變速器傳動機構(gòu)布置方案 9
2.2.1 倒檔布置方案 9
2.2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 10
第3章 主要參數(shù)的選擇與計算 14
3.1 擋數(shù)的選擇 14
3.2 傳動比的確定 15
3.3 中心距A的確定 16
3.4 外形尺寸的初選 17
3.5 齒輪參數(shù)選擇 18
3.5.1模數(shù)m 18
3.5.2壓力角α 19
3.5.3 螺旋角β 19
3.5.4尺寬b 21
3.6 各擋齒輪齒數(shù)分配 21
3.7 齒輪的變位 26
第4章 齒輪與軸的設(shè)計計算 29
4.1 齒輪設(shè)計與計算 29
4.1.1齒輪材料的選擇原則 29
4.1.2各軸的轉(zhuǎn)矩計算 30
4.1.3齒輪強度計算 31
4.2 軸的設(shè)計與計算 38
4.2.1軸的工藝要求 38
4.2.2初選軸的直徑 39
4.2.3軸最小直徑的確定 40
4.2.4軸的強度計算 41
4.3 軸承的選擇與校核 45
4.3.1一軸軸承的選擇與校核 45
4.3.2中間軸軸承的選擇與校核 47
第5章 同步器及操縱機構(gòu)的選擇 49
5.1 同步器的選擇 49
5.1.1同步器工作原理 49
5.1.2慣性同步器 50
5.2 操縱機構(gòu)的選擇 53
5.2.1概述 53
5.2.2典型操縱換檔機構(gòu) 53
5.3 變速器殼體的設(shè)計 55
5.3.1變速器結(jié)構(gòu)尺寸選擇 55
5.3.2變速器殼體的檢修 56
結(jié) 論 57
致 謝 58
附錄：外文資料與中文翻譯 60
前 言
現(xiàn)在的汽車變速器，多數(shù)為手動變速器、自動變速器、手動/自動變速器、無級變速器。傳統(tǒng)的自動變速器AT起源于20世紀(jì)40年代的美國，在過去的20年中，全球汽車自動變速器的技術(shù)、產(chǎn)品、市場不斷得到迅速發(fā)展，盡管它在結(jié)構(gòu)復(fù)雜、尺寸較大、重量偏重、油耗較高、價格較貴、維修費用等方面受到自動變速器、無級變速器、DCT等更先進自動變速器的嚴(yán)峻挑戰(zhàn)。但手動變速器由于其的變速靈活性，燃油的經(jīng)濟性，行駛的方便性，還是被大多數(shù)的用戶的許可，又基于輕型貨車的變速器設(shè)計，所以手動變速器的設(shè)計的重要性不言而喻。
在給定發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨立設(shè)計出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計的重點部分是檔位傳動比的選擇及計算依據(jù)、齒輪參數(shù)的選擇計算及校核、二軸及中間軸的強度校核等。
根據(jù)設(shè)計數(shù)據(jù)，利用AutoCAD、Pro/Engineer等軟件，繪制整體部分、軸和齒輪圖。
此次變速器設(shè)計基本滿足輕型貨車的使用要求，通過對變速器的分析、方案選擇、設(shè)計計算和整理，能達到了預(yù)期的效果，完成此次畢業(yè)設(shè)計。畢業(yè)設(shè)計是對自己大學(xué)四年所學(xué)知識進行系統(tǒng)的綜合運用，
通過此次設(shè)計，了解了變速器設(shè)計的基本過程和在設(shè)計過程中應(yīng)該注意的問題，學(xué)會了設(shè)計的過程和方法。
第1章 變速器的研究和發(fā)展
1.1 變速器概述
汽車問世百余年來，特別是從汽車產(chǎn)品的大批量生產(chǎn)以及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車已經(jīng)為世界經(jīng)濟的發(fā)展和人類進入現(xiàn)代生活產(chǎn)生了無法估量的巨大影響，為人類社會的進步作出了不可磨滅的巨大貢獻。目前，全世界汽車保有量已經(jīng)超過6.5億量，按全世界人口計算，平均9人就擁有1輛。社會對汽車不斷增長的要求，促使汽車工業(yè)生產(chǎn)日益繁榮。而汽車工業(yè)的發(fā)展也會促進各行各業(yè)的繁榮興旺，帶動整個國家國民經(jīng)濟的快速發(fā)展。
從上世紀(jì)50年代第一輛國產(chǎn)載貨汽車下線以來，我們汽車工業(yè)經(jīng)過了50多年的發(fā)展，已經(jīng)成為我國的支柱產(chǎn)業(yè)。隨著改革開放的深入和社會發(fā)展的廣泛需求，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅速，汽車產(chǎn)量和保有量逐年上升，2010年產(chǎn)量更是超過了1800萬輛，保有量達到了6539萬輛。
變速器作為汽車傳動系中最主要的部件之一，快速發(fā)展的汽車工業(yè)對其需求也日益旺盛。機械式手動變速器因結(jié)構(gòu)簡單，傳動效率高，制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛的應(yīng)用。機械式手動變速器在今后相當(dāng)長的時間里，依然會在我國輕、中型貨車傳動系統(tǒng)中占據(jù)主導(dǎo)地位。因此，對機械式手動變速器進行研究仍然具有十分重要的意義。
1.2 汽車變速器的功用及對其要求
現(xiàn)代汽車廣泛采用活塞式內(nèi)燃機作為動力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設(shè)置了變速器。它的功用是：
1）改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時是發(fā)動機在有利的工況下工作；
2）在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；
3）利用空檔，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進行動力輸出。
1.3 汽車變速器的分類
按傳動比變化方式不同，變速器可以分為有級式、無級式和綜合式三種：
1）有級式變速器應(yīng)用最為廣泛。它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。按所用輪系形式不同，有軸線固定式變速器（普通齒輪變速器）和軸線旋轉(zhuǎn)式變速器（行星齒輪變速器）兩種。目前，轎車和輕、中型貨車變速器的傳動比通常有3 -5個前進檔和一個倒擋；在重型貨車用的組合式變速器中，則有更多檔位。
2）無級式變速器的傳動比在一定的范圍內(nèi)可以按無限多級變化，常見的有電力式和液力式（動液式）兩種。電力式變速器在傳動系統(tǒng)中也有廣泛采用的趨勢，其變速傳動部件為直流串勵電動機。液力式變速器的傳動部件是液力變矩器。
3）綜合式變速器是指由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液力機械式變速器，其傳動比可以在最大值和最小值之間的幾個間斷范圍內(nèi)作無級變化，目前應(yīng)用較多。
按操縱方式不同，變速器又可以分為強制操縱式、自動操縱式和半自動操縱式三種：
1）強制操縱式變速器靠駕駛員直接操縱變速桿換擋，為大多數(shù)汽車所采用。
2）自動操縱式變速器的傳動比選擇（換擋）是自動進行的。駕駛員只需要操縱加速踏板，即可控制車速。
3）半自動操縱式變速器有兩種形式。一種是常用的幾個檔位自動操縱，其余檔位則由駕駛員操縱；另一種的預(yù)選式，即駕駛員預(yù)先用按鈕選定檔位，在踩下離合器踏板或松開加速踏板時，接通一個電磁裝置或液壓裝置來進行換擋。
1.4 汽車變速器的研究現(xiàn)狀
目前，國際上汽車變速器主要有以下5種：機械式手動變速器（MT）、液力機械式自動變速器（AT）、電控機械式自動變速器（AMT）、機械式無級自動變速器（CVT）、雙離合器式自動變速器（DCT）。下面對這5種主要汽車變速器的研究現(xiàn)狀作以下簡要分析：
1）機械式手動變速器（MT）,在我國，MT仍然是車用變速器的主流。首先是因為目前國內(nèi)企業(yè)已經(jīng)基本掌握MT的設(shè)計、制造等各方面的技術(shù)，從而在價格和質(zhì)量方面具有較大的優(yōu)勢；另外，絕大多數(shù)中國駕駛員駕駛的是手動檔的汽車，他們習(xí)慣于使用手動變速器，并有很大一部分駕駛員更愿享受手動擋汽車帶來的駕駛樂趣。所以，在短期內(nèi)，MT仍將是國內(nèi)的變速器主流。其不足自然是在于操縱上的不便。
2）液力機械式自動變速器（AT）,AT是由液力變扭器、行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩。液力變矩器速比在一定范圍內(nèi)可以連續(xù)變化，所以AT是分段無級變速。近些年，各種新技術(shù)不斷地應(yīng)用于AT上，使得AT系統(tǒng)技術(shù)更為成熟，AT正朝著多檔位、數(shù)字化控制方面發(fā)展。國內(nèi)很多院校對AT進行了機械系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、電控系統(tǒng)等方面的研究。
3）電控機械式自動變速器（AMT）,AMT是在MT和離合器基礎(chǔ)上配備一套電控執(zhí)行機構(gòu)通過自動切換擋位以達到更好傳遞動力的目的。配置AMT的汽車省去了離合器踏板，駕駛員只需踩油門，AMT能自動選擇換擋的最佳時機，從而消除了駕駛員對換擋的錯誤操縱，這一點對新手和整車的可靠性格外重要。AMT大大簡化了操縱的復(fù)雜性，另駕駛更加簡便、省心。并且最佳換擋時機的選擇能夠保證最低的動力損耗。AMT順應(yīng)了“節(jié)能減排”這一趨勢，而且制造成本遠低于AT，是一項非常適合中國市場的先進技術(shù)，國內(nèi)的很多車型準(zhǔn)備采用AMT。隨著中國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，將有更多的車型采用AMT，中國也將會超越歐洲和美洲，成為世界上最大的AMT應(yīng)用市場。目前AMT的研究工作主要圍繞發(fā)動機、離合器和變速器等對象的控制展開，進而實現(xiàn)起步和換擋時的自動化。
4）機械式無級自動變速器（CVT）,CVT在其速比變化范圍內(nèi)消除了有級式自動變速器的擋位概念,實現(xiàn)了真正意義上的無級變速,變速過程更加平穩(wěn)、迅速,可使汽車獲得更好的動力性、燃油經(jīng)濟性以及低排放性能。近幾年，CVT的發(fā)展勢頭非常迅猛，目前在國內(nèi)應(yīng)用的車型已有幾款，國外的應(yīng)用車型則更多。全世界各大汽車廠商為了提高產(chǎn)品競爭力都在大力進行CVT的研發(fā)工作。CVT已經(jīng)成為當(dāng)今自動變速器發(fā)展的主要趨勢。
5）雙離合器式自動變速器（DCT）,DCT是基于平行軸式MT發(fā)展而來的.它將變速器擋位按奇、偶數(shù)分別布置在與2個離合器所聯(lián)接的2個輸入軸上,通過離合器的交替切換等完成換擋過程,實現(xiàn)了動力換擋,具有良好的換擋品質(zhì)。DCT在帶來低油耗的同時，在汽車性能方面卻沒有任何損失，同樣具有出色的動力性。DCT可以說是目前世界上最先進、具有革命性的變速器系統(tǒng)。近幾年，國際上DCT的增長速度非常快，國內(nèi)也掀起了DCT的研究熱潮。有專家分析了DCT機械系統(tǒng)和控制系統(tǒng)的關(guān)鍵技術(shù)，提出發(fā)展DCT可以保護現(xiàn)有MT的生產(chǎn)設(shè)備，生產(chǎn)繼承性好，非常適合我國國情。
1.5 汽車變速器的發(fā)展趨勢
從節(jié)能環(huán)保的角度來看，高效節(jié)能將成為汽車變速器技術(shù)的重要發(fā)展方向。為進一步降低油耗，提高汽車的燃油經(jīng)濟性，變速器結(jié)構(gòu)將繼續(xù)像擴大速比范圍、緊湊化、輕量化和提高效率方向發(fā)展。
從提高舒適性、安全性和方便性的角度來看，汽車變速器主要將在控制系統(tǒng)方面向更加人性化和智能化的方向發(fā)展。
根據(jù)上述未來對汽車變速器性能需求方面的分析以及汽車變速器的技術(shù)條件和市場情況來看，國際上，CVT及DCT的發(fā)展將變得更為迅猛，特別是DCT將擁有非常廣闊的前景；國內(nèi)市場，機械式手動變速器在短期內(nèi)仍將主導(dǎo)市場，但自動變速器將越來越受到青睞，其中，DCT在國內(nèi)也具有巨大的潛力。
第2章 傳動方案及零部件結(jié)構(gòu)分析
變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。變速器設(shè)有空檔，可在發(fā)動機起動、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅(qū)動輪工作。
2.1 變速器的基本設(shè)計要求
變速器在汽車底盤中具有很重要的作用，它的好壞直接決定汽車的使用壽命和經(jīng)濟性，因此變速器的設(shè)計必須滿足以下要求：
（1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性；
（2）設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸；
（3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛；
（4）設(shè)置動力輸出裝置；
（5）換檔迅速、省力、方便；
（6）工作可靠，變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；
（7）變速器應(yīng)有高的工作效率；
（8）變速器的工作噪聲低。
除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。
2.2 變速器傳動機構(gòu)布置方案
2.2.1 倒檔布置方案
圖2-1為常見的倒檔布置方案。圖2-1b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，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。圖2-1c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2-1d方案對2-1c的缺點做了修改。圖2-1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為輕便。為了縮短變速器軸向長度，倒檔傳動采用圖2-1g所示方案。缺點是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些。
本設(shè)計結(jié)合實際車型，在給定的任務(wù)書中已經(jīng)確定是中間軸式變速器，全部齒輪為常嚙合齒輪，所以綜合考慮，本身設(shè)計選擇圖2-1（f）形式進行設(shè)計。
圖2-1 倒檔布置方案
2.2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析
1、齒輪形式
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪僅用于一檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設(shè)計倒擋選用直齒輪，其他擋選用斜齒輪。
2、換擋機構(gòu)
變速器換檔機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。
采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。
常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。
使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用同步器或嚙合套換擋，其換檔行程要比滑動齒輪換擋行程小。
通過比較本設(shè)計所有擋選用同步器換檔。
3、 操縱機構(gòu)及其互鎖裝置
定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機構(gòu)。
互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其他變速叉軸互被鎖住，下面介紹幾種常見的機構(gòu)：
（1）互鎖銷式
圖2-2是汽車上用得最廣泛的一種機構(gòu)，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。
圖2-2，a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖2-2，b,c,d為某一叉軸在工作位置，而其他叉軸被鎖住。
圖2-2 互鎖銷式工作原理
（2）擺動鎖塊式
圖2-3為擺動鎖塊式互鎖機構(gòu)工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其他兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。
（3）轉(zhuǎn)動鉗口式
圖2-4為與上述鎖塊機構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉(zhuǎn)動。選檔時操縱桿轉(zhuǎn)動鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。上海SH-130型載重汽車的變速器互鎖機構(gòu)就采用這種型式。
圖2.3 擺動鎖塊式互鎖機構(gòu) 圖2.4 轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖機構(gòu)
上述操縱機構(gòu)用于長頭駕駛室時期車上，為操縱桿由駕駛一室底板伸出的直接操縱機構(gòu)。
對于平頭駕駛室汽車，輕型載重汽車或小客車所采用的遠距離操縱機構(gòu)（操縱桿在方向盤下），要加上一套聯(lián)動機構(gòu)。這種機構(gòu)應(yīng)有足夠的剛性，并保證各連接件在靈活轉(zhuǎn)動情況下，其間隙不能過大，否則會使換檔手感不明顯。
為改善操縱輕便性，在小客車或重型載重汽車上的采用電磁、電力和液力控制，因其結(jié)構(gòu)復(fù)雜并需要氣源或液壓源，在載重汽車上一般很少采用。
本次設(shè)計采用互鎖銷式互鎖裝置。
4、變速器軸承的選擇
變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。
第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。
變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。
滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。
變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。
本設(shè)計中間軸選用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾針軸承，二軸右側(cè)用圓錐滾子軸承，一軸用球軸承。
第3章 主要參數(shù)的選擇與計算
本次設(shè)計是在已知主要整車參數(shù)的情況下進行設(shè)計，已知的整車主要技術(shù)參數(shù)如表3-1所示。
表3-1 主要技術(shù)參數(shù)
發(fā)動機最大功率
88kw
車輪型號
7.50-R16
發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩
300N.m
主減速器傳動比
5.43
最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速
2100r/min
最高車速
90km/h
總質(zhì)量
5455kg
后軸載荷
3255kg
3.1 擋數(shù)的選擇
增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)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(shù)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。
檔數(shù)選擇的要求：
（1）相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下；
（2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。
目前，轎車一般用4～5個檔位變速器，貨車變速器采用4～5個檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車。
傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。目前轎車的傳動比范圍在3～4之間，輕型貨車在5～6之間，其它貨車則更大。
文中設(shè)計結(jié)合實際，變速器選用5檔變速器，最高檔傳動比為1。
3.2 傳動比的確定
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傳動比的比值。
1、最低檔傳動比計算
一檔傳動比應(yīng)該滿足最大驅(qū)動力能夠克服汽車輪胎與路面的滾動阻力及最大爬坡阻力，
（3.1）
（3.2）
式中：
——最大轉(zhuǎn)矩，
——車輪半徑,由已知輪胎規(guī)格R16（8級）可知道為320.47mm；
——主減速器傳動比，
——傳動系傳動效率
mg——汽車重力，mg=5455×9.8；
代入公式（3.2）得到：
=3.103
根據(jù)車輪與路面的附著條件則：
（3.3）
（3.4）
在0.5~0.6之間取0.55，=31899N
代入式（3.3）得到：=4.5298
所以
由于本車為輕型車且無超速檔，一檔初選傳動比取4.2。
2、其他各擋傳動比初選
各檔傳動比為等比分配 [6] ，則：
3.3 中心距A的確定
由于變速器為中間軸式變速器，初選中心距可根據(jù)以下的經(jīng)驗公式（3.5）計算
（3.5）
式中：
——變速器中心距（mm）；
——中心距系數(shù)，輕型貨車=8.6~9.6；
——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距=300（N.m）；
——變速器一檔傳動比為4.2；
——變速器傳動效率，取96%。
將各參數(shù)代入式（3.4）得到：
（8.6~9.6）=（8.6~9.6）10.7=92.02~102.7mm
貨車的變速器中心距在92～102.7mm范圍內(nèi)變化，初取A=96mm。
3.4 外形尺寸的初選
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。
影響變速器的殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。
貨車變速器殼體的軸向尺寸可參考表3-2數(shù)據(jù)選用：
表3-2 貨車變速器殼體的軸向尺寸
四檔
（2.2～2.7）
五檔
（2.7～3.0）
六檔
（3.2～3.5）
為了減小變速器的尺寸，取外形尺寸初選為310mm。
3.5 齒輪參數(shù)選擇
3.5.1模數(shù)m
齒輪模數(shù)選取的一般原則：
（1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；
（2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；
（3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；
（4）從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。
對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。
對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表3-3：
表3-3 變速器齒輪的法向模數(shù)
微型、普通級轎車
中級轎車
中型貨車
重型貨車
2.25～2.75
2.75～3.00
3.5～4.5
4.5～6.0
選用時，優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的盡量不要用，表3.4為國標(biāo)GB/T1357—1987，可參考表3-4進行變速器模數(shù)的選擇。
表3-4 變速器常用的齒輪模數(shù)
第一系列
1
1.25
1.5
—
2.00
—
2.50
—
3.00
—
—
第二系列
—
—
—
1.75
—
2.25
—
2.75
—
（3.25）
3.5
表中數(shù)據(jù)摘自（GB/T1357——1987）
綜合考慮文中設(shè)計由于是輕型車，變速器倒檔模數(shù)取3.5mm；其他各檔為3.0mm。
3.5.2壓力角α
壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。
對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。
本變速器是采取了《重要輕型汽車變速器的新技術(shù)》主要內(nèi)容是，在保證齒輪的強度要求之下，盡量將模數(shù)減小。這樣就明顯提高了齒輪的重合度，從而減小了沖擊載荷和噪聲。
3.5.3 螺旋角β
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。選用大些的旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。
試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強度來著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角值。
斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時應(yīng)力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖3-1所示：
圖3-1 中間軸軸向力的平衡
欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：
（3.6）
（3.7）
為使兩軸向力平衡，必須滿足：
（3.8）
式中：
——作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；
——作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；
——齒輪1、2的節(jié)圓半徑；
T ——中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。
貨車變速器的螺旋角為：18°～26°。
3.5.4尺寬b
齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的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(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。
選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)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。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來選定齒寬b,
式中：
——齒寬系數(shù)，斜齒為6.0～8.5。
3.6 各擋齒輪齒數(shù)分配
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動及各部件如圖3-2所示：
圖3-2 變速器傳動示意圖
1—一軸常嚙合齒輪 2—中間軸常嚙合齒輪 3—第二軸四擋齒輪 4—中間軸四擋齒輪 5—第二軸三擋齒輪 6—中間軸三擋齒輪 7—第二軸二擋齒輪 8—中間軸二擋齒輪 9—第二軸一擋齒輪 10—中間軸一擋齒輪11—第二軸倒擋齒輪 12—中間軸倒擋齒輪 13—惰輪
1、最低檔傳動比計算
一檔傳動比為：
如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒輪和，
——一檔齒數(shù)和，
直齒 ， 斜齒 （3.9）
中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。貨車可在12～17之間選取，本設(shè)計取=16，初選，，
代入公式（3.6）得到：
取整得58，則。
2、對中心距A進行修正
因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整使中心距有了變化，所以要根據(jù)取定的齒數(shù)和和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距A，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
（3.10）
將各已知條件代入式（3.10）得到：
mm，取整為96mm。
3、常嚙合齒輪傳動齒輪副的齒數(shù)確定
（3.11）
而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即：
（3.12）
已知各參數(shù)如下：
代入式（3.12）得到：
取整：
，
4、二檔齒數(shù)的確定
已知：
由式子：
（3.13）
（3.14）
（3.15）
此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式：
（3.16）
聯(lián)解上述（3.13），（3.14），（3.15）三個方程式，可采用比較方便的試湊法。解得結(jié)果如下：
，
5、三檔齒數(shù)的確定
已知：
由式子
（3.17）
（3.18）
（3.19）
聯(lián)解上式（3.17），（3.18），（3.19）三個方程式，可采用比較方便的試湊法，解得：
6、 四檔齒數(shù)的確定
已知：
由式子
（3.20）
（3.21）
（3.22）
聯(lián)解上述（3.20），（3.21），（3.22）三個式子，可采用比較方便的試湊法，解得：
7、 倒檔齒數(shù)的確定
初選（22-23）之間，小于取為14，
中間軸與倒檔軸之間的距離的確定：
取整63mm。
為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉，齒輪11和齒輪頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙。則齒輪11的齒頂圓直徑為：
=129.92mm
=35.12 取整為=35
二軸與倒檔軸之間的距離確定：
mm 取整100mm。
3.7 齒輪的變位
采用變位齒輪的原因：
（1）配湊中心距；
（2）提高齒輪的強度和使用壽命；
（3）降低齒輪的嚙合噪聲。
變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。
變位系數(shù)的選擇原則：
（1）對于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)；
（2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應(yīng)根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)；
（3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。
為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。本設(shè)計采用角度變位來調(diào)整中心距。
1、一檔齒輪的變位
已知條件：
，
由計算公式，代入得到：
查機械設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到：
2、其余齒輪的變位，計算過程同上，計算結(jié)果見表3-5
常嚙合齒輪
二檔齒輪
三檔齒輪
四檔齒輪
倒檔齒輪
變位系數(shù)
0.1
0.13
0.023
0.009
0.021
0.011
-0.103
-0.083
0.046
0.309
-0.22
表3-5 變速器各齒輪的變位系數(shù)
第4章 齒輪與軸的設(shè)計計算
4.1 齒輪設(shè)計與計算
變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等，為防止齒輪損壞需要對齒輪進行強度校核。
4.1.1齒輪材料的選擇原則
1、滿足工作條件的要求
不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
2、合理選擇材料配對
如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。
3、考慮加工工藝及熱處理工藝
常嚙合齒輪因其傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，并且一直參與傳動，所以磨損較大，應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20GrMnTi材料滲碳后淬火，硬度為58～62HRC。大齒輪用40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為48～55HRC。一檔傳動比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi滲碳后淬火，硬度為56～62HRC，大齒輪40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為46～55HRC；其余各檔小齒輪均采用40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為48～55HRC，大齒輪用45鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為40～50HRC。
4.1.2各軸的轉(zhuǎn)矩計算
一軸轉(zhuǎn)矩：
中間軸轉(zhuǎn)矩：
二軸各檔轉(zhuǎn)矩：
一檔齒輪N·m；
二檔齒輪N·m；
三檔齒輪N·m；
四檔齒輪N·m；
倒檔軸轉(zhuǎn)矩：
二軸倒檔齒輪轉(zhuǎn)矩：
4.1.3齒輪強度計算
1、 斜齒齒輪輪齒彎曲強度計算
（4.1）
式中：
——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——法向模數(shù)（mm）;為斜齒輪螺旋角；
——應(yīng)力集中系數(shù)，；
——齒面寬（mm）；
——法向齒距，；
——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖（圖4-1）
中查得；
——重合度影響系數(shù)，
將上述有關(guān)參數(shù)代入（4.1），整理得到：
（4.2）
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。斜齒輪對貨車為100～200MPa。
圖4-1 齒型系數(shù)圖
（1）一檔齒輪彎曲強度校核
已知參數(shù)：
，
N·m , N·m
查齒形系數(shù)圖4-1得：；
代入公式（4.2）得：
MPa
MPa
對于貨車當(dāng)計算載荷取變速器第一軸最大轉(zhuǎn)距時，其許用應(yīng)力應(yīng)該小于250Mpa，，均小于250Mpa，所以滿足設(shè)計要求。
（2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強度校核
常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強度校核方法與一檔齒輪相同其計算結(jié)果見表4-1：
表4-1各檔齒輪的彎曲強度校核
常嚙合齒輪
二檔齒輪
三檔齒輪
四檔齒輪
彎曲應(yīng)力MPa
218.58
198.71
232.1
233.48
221.90
222.00
228.19
230.00
各齒輪的彎曲應(yīng)力均小于250MPa，所以滿足設(shè)計要求。
2、倒檔齒輪輪齒彎曲強度計算
（4.3）
式中：
——彎曲應(yīng)力；
——應(yīng)力集中系數(shù)，為1.5；
——計算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪為1.1，從動齒輪為0.9；
——齒寬（mm）；
——端面齒數(shù)（mm），，為模數(shù)；
——齒形系數(shù)；
查齒形系數(shù)圖4-1得：；
代入公式（4.3）得：
MPa
當(dāng)計算載荷取作用在變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，倒檔直齒輪的許用彎曲應(yīng)力在400-850之間，在許用范圍內(nèi)，所以滿足設(shè)計要求。
3、斜齒齒輪輪齒接觸應(yīng)力
（4.4）
式中：
——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；
F ——齒面上的法向力（N），；
F1 ——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點處壓力角；
——齒輪螺旋角；
E——齒輪材料的彈性模量（MPa）；
——齒輪接觸的實際寬度（mm）；
——主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），
直齒輪，
斜齒輪；
——主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表4-2 ：
表4-2 變速器的許用接觸應(yīng)力
齒輪
MPa
滲碳齒輪
液體滲氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900——2000
950——1000
常嚙合齒輪和高檔
1300——1400
650——700
（1） 一檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知條件：
，
N·mm
N·mm
N
N
mm
將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得：
，均小于1900 MPa，所以滿足設(shè)計要求。
（2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核
常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核的方法同上，校核計算結(jié)果見表4-3：
表4.3各齒輪的接觸應(yīng)力
常嚙合齒輪
二檔齒輪
三檔齒輪
四檔齒輪
接觸應(yīng)力（MPa）
894.05
894.05
1073.67
1072.13
983.55
999.785
915.157
922.77
各齒輪的接觸應(yīng)力均小于1300——1400 MPa，所以滿足設(shè)計要求。
4、直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知條件：
N·m
將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得到：
N
N
N
MPaMPaMPa
，，均小于1900 MPa，所以滿足設(shè)計要求。
4.2 軸的設(shè)計與計算
變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結(jié)構(gòu)和強度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)該有足夠強的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設(shè)計變速器軸時，其剛度的大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關(guān)剛度和強度方面的驗算。
4.2.1軸的工藝要求
第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面粗糙度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面粗糙度不能過低。
對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。
對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。
本設(shè)計經(jīng)過綜合考慮中間軸選用齒輪軸,材料與齒輪一樣為20CrMnTi。
4.2.2初選軸的直徑
在已知中間軸式變速器中心距A時，第二軸和中間軸中部直徑d為0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離的比值：對中間軸，對第二軸，。第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選：
（4.5）
式中：
K——經(jīng)驗系數(shù)K=4.0-4.6；
——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距（N·mm）。
第二軸和中間軸中部直徑=0.45mm
的取值：
中間軸長度初選：
第二軸長度初選：
第一軸長度初選：
取160mm。
4.2.3軸最小直徑的確定
按扭轉(zhuǎn)強度條件計算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進行計算，對實心軸，其強度條件為：
（4.6）
——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩N·mm，=300N·m；
——軸的抗扭截面模量(mm3)；
——軸傳遞的功率（kw），=88kw；
——軸的轉(zhuǎn)速，=3600；
——軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（MPa），見4-3表：
表4-3 軸常用集中材料的及A值
軸的材料
Q235-A，20
Q237，35
（1C,18Ni9Ti）
45
40Cr,35SiMn,38SiMnMo,
3Cr12,20CrMnTi
/MPa
15-25
20-35
25-45
35-55
A
149-126
135-112
126-103
112-97
由式（4.5）得到軸直徑的計算公式：
（4.7）
對中間軸為合金鋼,則A查表得為100；P為88kw；。
代入式（4.7）得d為26mm。
二軸為查表得為110；P為88kw；代入式（4.6）得mm取為32mm。
4.2.4軸的強度計算
軸的受力如圖4-2所示:
圖4-2變速器受力圖
1、 軸的撓度驗算
軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計算：
（4.8）
（4.9）
（4.10）
式中：
——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；
——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；
——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa；
——慣性矩（mm4），對于實心軸，；
——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的
作用力距支座A、B的距離（mm）；
——支座間的距離（mm）。
軸的全撓度為
軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。
與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上，這就能增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。
第二軸軸上受力分析如圖4-5所示。
（1） 變速器在一檔工作時二軸和中間軸的剛度
圖4-5變速器的撓度和轉(zhuǎn)角
第一軸軸上受力分析如圖4-5所示。
N
N
N
中間軸軸上受力分析如圖4-5所示。
N
N
N
N
N
N
N
N
N
二軸軸剛度校核：
將各已知參數(shù)代入公式（4.8）得到：
N,mm,mm,mm,mm
各已知參數(shù)代入公式（4.9），（4.10）得到：
mm
mm
r
所以變速器二軸在一檔工作時滿足剛度要求。
同理：變速器在一檔時中間軸符合剛度要求
變速器二軸在二檔工作時滿足剛度要求。
變速器在二檔時中間軸符合剛度要求。
變速器二軸在三檔工作時滿足剛度要求。
變速器在三檔時中間軸符合剛度要求。
變速器二軸在四檔工作時滿足剛度要求。
4.3 軸承的選擇與校核
軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。
4.3.1一軸軸承的選擇與校核
（1）初選軸承型號根據(jù)軸承處直徑選擇6208型號軸承，查得：
KN，KN
（2）計算軸承當(dāng)量動載荷P
當(dāng)變速器在一檔工作時軸承受到的力分別為：
N，N，N，
查《機械原理與設(shè)計》得到，
，查《機械原理與設(shè)計》得到，，
當(dāng)量動載荷計算
（4.12）
將各已知參數(shù)代入式（4.12）：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
軸承壽命計算公式為：
（4.13）
將個已知參數(shù)代入式（4.13）得到：
h
對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。
，式子中，h。 如表4-4所示，變速器各檔位相對工作使用率為：
表4-4 五檔變速器各檔位相對工作使用率
車型
檔
位
數(shù)
最高檔
傳動比
/%
變速器檔位
貨車
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
5
1
1
3
5
16
75
5
<1
1
3
12
64
20
所以所選軸承滿足設(shè)計要求。
當(dāng)變速器在四檔工作時軸承受到的力分別為：
N，N
查《機械原理與設(shè)計》得到，
，查表《機械原理與設(shè)計》得到
當(dāng)量動載荷計算代入式（4.12）：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
將個已知參數(shù)代入式（4.13）得到：
對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。本設(shè)計為貨車，，式子中，h。
=606.08所以軸承符合要求。
4.3.2中間軸軸承的選擇與校核
初選軸承型號根據(jù)中間軸裝軸承處軸直徑選擇32207型號軸承，查得
KN，KN，，
軸承受力為：
N，N
N，N
軸承內(nèi)部軸向力為：
N，N
假設(shè)左側(cè)為1，右側(cè)為2，
N，N
所以：
N，N
左側(cè)，則
代入式（4.12）得：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
代入式（4.13）得到：
h
=606.08
所以滿足使用要求。
同理：中間軸右側(cè)和二軸軸承同樣滿足使用要求。
第5章 同步器及操縱機構(gòu)的選擇
5.1 同步器的選擇
同步器是變速器換檔機構(gòu)的主要部件，能保證汽車穩(wěn)定換檔，防止齒輪的撞擊損壞。同步器有常壓式、慣性式和增力式三種?，F(xiàn)在得到最廣泛的是慣性式同步器。
5.1.1同步器工作原理
目前所有的同步器幾乎