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畢業(yè)設計-翻譯文
三段式圓弧凸輪的解析設計（譯）
摘要：
本文對三段式圓弧凸輪輪廓進行了理論性描述。提出了凸輪輪廓的解析式并為以之為尺寸參數討論。例舉了一些數值樣例來證明本理論描述的正確性并表明恰當的三段式圓弧凸輪在工程上是可行的。
1. 序言
凸輪是一種通過與從動件的直接表面接觸來傳輸預定運動的機構。
一般地，從運動學[1,2]:來看，凸輪機構由三部分組成：凸輪（主動件）；從動件；機架。凸輪機構廣泛用于現代機械中，特別是一些自動化機械裝備,內燃機與控制系統[3]。
凸輪機構簡單而便宜，運動部件少而且結構緊湊。
凸輪輪廓設計主要基于簡單的幾何曲線，比如:拋物線，諧函數曲線，擺線，梯形曲線[2,5]以及它們的復合曲線[1,2,6,7]。
本文主要致力于基于圓弧輪廓的凸輪，即所謂圓弧凸輪。
圓弧凸輪制造容易，用于低速機構中，也可用于微機械與納米機械中，因為精密加工可以通過利用初等幾何學準確地達到。
這種凸輪的缺點是：凸輪輪廓上不同半徑圓弧交接處會產生加速度的劇變。[5]
因為通常只有有限數量的圓弧，所以其設計，制造以及運動傳輸都不是很復雜，從而它成為經濟與簡單的方案，這正是圓弧凸輪[5,8]的優(yōu)點[8]所在。
最近，出于設計目的，有人開始用描述性視圖給予圓弧凸輪注意。
本文通過討論其幾何設計參量描述了三段式圓弧凸輪。我們?yōu)槿⊥馆喬岢隽私馕鍪阶鳛閷σ郧拔墨I[12]中二弧凸輪解析式的擴充。
2. 三段式圓弧凸輪的解析模型
三段式圓弧凸輪解析式中設計參量由圖1[8]，圖2給出。
三段式圓弧凸輪設計重要參量：圖1：推程運動角，休止角，回程運動角，動程角，最大舉升位移。
圖1：普通三弧凸輪設計參量
圖2：三弧凸輪特征軌跡
三段式圓弧凸輪特征軌跡如圖2所示：由凸輪上半徑ρ1 輪廓形成的第一圓Г1，以及圓心 C1；由凸輪上半徑ρ2 輪廓形成的第二圓Г2，以及圓心 C2；由凸輪上半徑ρ3 輪廓形成的第三圓Г3，以及圓心 C3；由凸輪上半徑r輪廓形成的基圓Г4，以及圓心 O；由凸輪上半徑(r+h1)形成的舉升圓Г5，以及圓心 O；半徑的滾子圓，圓心定于從動件軸上。另外，重要的點有：D (,),C1和C5交匯點； F (,) ，C1 和C3交匯點； G (,),C3 和C2交匯點；A (,)，C2和C4交匯點。x 和 y 是與機架OXY坐標系相關的笛卡爾坐標，機架原點就是凸輪轉軸。其他重要軌跡: t13 ，C1 和C3的公切線；t15 ，C1 和 C5的公切線；t23， C2 和 C3的公切線；t24 ，C2 和C4的公切線。
由圖1與圖2可以得出式子，這對于表現并設計三段式圓弧凸輪很有用處。當這些圓被以恰當的形式表達時，解析描述即可得出：
?半徑滿足的圓 C1通過F點時滿足：
（1）
?半徑滿足的圓 C2通過A點時滿足：
（2）
?半徑滿足的圓 C3通過G點時滿足：
（3）
?半徑滿足的圓 C4通過F點時滿足：
（4）
?半徑滿足的圓 C5通過G點時滿足：
（5）
?半徑r 的圓 C4滿足
（6）
?半徑的圓 C5 滿足
（7）
其他特殊情況可以表示如下：
? 圓 C1 與圓 C5在D點有公切線滿足：
? 基圓 C4 與圓 C2在D點有公切線滿足：
? 圓 C2 與圓 C3在D點有公切線滿足：
? 圓 C1 與圓 C2在D點有公切線滿足：
由式(1)–(11) 可以得到關于三段式圓弧凸輪的描述并可用于畫出圖2所示的設計。
3．解析設計過程
由式(1)–(11) 可以推出一系列等式，當C1, C2, C3, F 和 G被賦予合適的值時 ，相關坐標即可得出。
這樣就可以根據所舉解析描述來區(qū)分4個不同的設計情況。
第一種情況我們假設參數以及A,C1,C2, D和G的坐標已知，而點C3, F 坐標未知。當運動角 時，A點橫坐標為0 。由于A點是圓C2和C4的交匯點，故C2圓心處于Y軸上，從而C2圓心橫坐標也為0。由等式(1)–(11) 可得關于C3 和 F坐標的一系列方程。解析程式表示如下：
? 通過點F和D的圓 C1表達式：
? 通過點F和G的圓 C3表達式：
?圓C1和圓C3在F點公切線表達式：
?圓C2和圓C3在G點公切線表達式：
若，則等式(12)–(15) 可表示為：
（16）
若圓心 C2 未知圓心C1位于直線OD上，我們參考圖2得到第二個問題：即參量 以及點 C2, A, D 和G坐標均已知，而點C1, F 和 C3 未知。并再設，而且由上已知，與式(9)聯立可以得到另外2方程：
? 通過點G和A的圓 C2表達式：
? 通過點O和A的圓心 C2的直線的表達式：
由等式（17），（18）可解決第2種情況。
若圓心C1 處于直線OD上某處，這便是第3種情況:即參量 以及A, D 和G點坐標已知。點 C1, C2, F 和 C3 未知。。并再設，而且由上已知，與式(16)–(18)聯立可以得到另外2方程：
? 過點D的圓C1滿足方程：
（19）
? 過點 O, D 和 C1 三點直線滿足：
最后我們得到第4種情況：即當, ,并且 。圖1中角 間于點 A 與 Y 軸。 參量以及點A, D 和 G 坐標已知，點 C1, C2, C3 和 F 未知。方程組(16)第4式可表示為：
（21）
綜上，三段式圓弧凸輪的一般設計可由式 (12)–(14)與(17)–(21) 得到解決。一般的設計過程中的參量計算?？捎缮厦娴哪Ｊ降玫?。這一模式在運用MAPLE解決未知設計量時優(yōu)勢更是明顯。
4.數字樣例
一些數字樣例的計算有力地證明了上文模式的正確性與高效率。只有一個方法可以代表固定程式的圓弧凸輪設計。
以圖3中例1作為設計樣例1。數據如下：
圖三顯示了由等式(16)得出的設計結果。特別的，圖3(a)顯示的是解析式第一種解決方式的結果：應注意到，對應于凸輪輪廓第一，第二圓弧，點 F, C1 和 C3 按 F, C1 和 C3 的順序排列，而點 G, C3 和 C2 按 G, C3 和 C2 的順序排列。圖3(b)顯示了解析式第二種解決方式的結果。凸輪輪廓無法辨別，點F也不在圓上。重要點F, C1 和 C3 按圖3(a)相同順序排列；而點 G, C2 和 C3 是按照 C2, G 和 C3 的順序排列這與圖3(a)不同，并且也沒有給出凸輪輪廓。圖3(c)顯示了解析式第三種解決方式，類似于圖 3(b)。圖 3(d) 顯示了解析式第三種解決方式。我們注意到D點對應一尖點，另外點 F 和 G與圓心 C3 靠得很近，所以正如圖3(d)所示，該處曲率變化特別大。故僅有圖3(a)的方案是切實可行的。各點次序應為 F, C1 ，C3 和 G, C3 ， C2 相應點。
圖3--例1與例2：方程(16)與方程(16)–(18)設計方案的圖示僅(a) 為可行方案。
圖 3(a)方案由以下值確定：
圖3例2，數據如下：
其中圖 3 表示的也是由方程(16)–(18)得到的第2方案?？尚袛底址桨溉≈等缦?
在圖4例3中，由設計情況3，數據給定如下：
圖4展示了由方程 (16)–(20)得到的方案。圖4(a)展示的是第一方案結果，類似于圖3(d)，圖4(b) 展示了解析式第二種解決方案。我們注意到點 F 位于點 D 下方，故點 F, C1 ， C3 不可排列。 圖4(c)展示的于圖3(a)一樣，也是解析式的第3方案。
圖4例3: 方程組(16)–(20)方案的圖形展示。僅圖(c)方案 可行
從而僅有圖4(c)方案可行?？尚袛底址桨赣梢韵轮迪薅ǎ?
在圖5例4中，由第四設計方案，可將數據給定如下：
圖5展示了由方程組 (16)–(21)得到的方案。圖5(a)展示了第一方案。類似于圖4(a), 但是點C1方位有異。 點 F, C1 和 C3 以 C3, F 和 C1 的順序排列。圖5(b) 展示了解析式第二方案，類似于圖4(a)。圖5(c)展示了解析式第三方案，類似于圖4(c)。
圖5例4:方程組(16)–(21)所得方案圖示.僅方案(c) 可行
從而可得可行方案為圖5(c)中方案?？尚袛底址桨钢x值：
5. 應用
本文旨在提出凸輪輪廓近似設計新的設計途徑并滿足其制造需求。
由設計解析式可以獲得高效率的設計運算法則。緊湊的解析式更可以在凸輪的分析過程及其綜合特性的實現中發(fā)揮作用。由圓弧組成的近似輪廓，在取得任何含近似圓弧輪廓的動力學特性的分析表達式具有特殊的重要性。
的確，由于在小型及微型機械中的應用，圓弧形凸輪輪廓已經具有了相當的重要性。事實上，當構造設計已經提升到毫微米級別的時候，多項式曲線輪廓的凸輪的制造變得相當困難，要想校驗更如登天。因此，設計便利的圓弧輪廓凸輪成為首選，而其實驗性測試也是方便。
另外，對低成本自動化與日俱增的需求，也賦予這些僅適于特殊用途的近似設計新的重要性。圓弧凸輪輪廓方案可以方便地用于低速或低精度機械中。
6. 綜述
本文提出了有關三段式圓弧凸輪輪廓基本設計的解析方法。從該法我們推導出了１個設計算法，從而可以高效地解決該方向一些設計問題。另外還舉出了一些數字樣例以展示與討論三段式圓弧凸輪的多重設計以及工程可行性問題。
７．參考文獻
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Last Forty Years, Wiley-Interscience, New York, 1993.
[4] F.Y. Chen, A survey of the state of the art of cam system dynamics, Mechanism and Machine Theory 12(1977)
201–224.
[5] G. Scotto Lavina, in: Sistema (Ed.), Applicazioni di Meccanica Applicata alle Macchine, Roma, 1971.
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[7] J.E. Shigley, J.J. Uicker, Theory of Machine and Mechanisms, McGraw-Hill, New York, 1981.
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Fourth Iberoamerican Congress on Mechanical Engineering, Santiago de Chile, vol. 2, 1999.
924 C. Lanni et al. / Mechanism and Machine Theory 37 (2002) 915–924
9
畢 業(yè) 論 文 ﹙設 計﹚ 開 題 報 告
題 目 汽車變速箱三維設計與仿真
學生姓名 學號
所在院(系)
專業(yè)班級
指導教師
2010 年3月 23日
題 目
汽車變速箱三維設計與仿真
一、 選題的目的及研究意義
。
變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬破、轉彎、加速等各種行駛工況下，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工作。變速器設有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。
現代汽車上廣泛采用活塞式內燃機作為動力源，其轉矩和轉速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的驅動力和車速能在相當大的范圍內變化。為解決這一矛盾，在傳動系統中設置了變速器。它的功用是：改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，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。
變速器按傳動比變化方式不同，變速器可分為有級式、無級式和綜合式三種：有級式變速器應用最為廣泛。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和軸線旋轉式變速器兩種。目前，轎車和輕、中型貨車變速器的傳動比通常有3-5個前進擋和一個倒擋；在重型貨車用的組合式變速器中，則有更多擋位。所謂變速器擋數，均指前進擋位數。無級式變速器的傳動比在一定的范圍內可按無限多級變化，常見的有電力式和液力式兩種。電力式變速器在傳動系統中也有廣泛采用的趨勢，其邊素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。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，其傳動比可在最大值和最小值之間的幾個間斷范圍內作無級變化，目前應用較多。
研究現狀：
?汽車行駛的速度是不斷變化的，這就要求汽車的變速器的變速比要盡量多，這就是無級變速 。盡管傳統的齒輪變速箱并不理想，但其以結構簡單、效率高、功率大三大顯著優(yōu)點依然占領著汽車變速箱的主流地位。在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。這是汽車的無奈和缺憾。但是,人們始終沒有放棄尋找實現理想汽車變速器的努力,各大汽車廠商對無級變速器表現了極大的熱情，極度重視無級變速器在汽車領域的實用化進程。
三． 綜述與本課題相關領域的研究現狀、發(fā)展趨勢、研究方法及應用領域等
目前汽車所使用的自動變速器大致可分為三類[1]：一類是由液力變矩器、行星齒輪機構及電液控制系統組成的液力自動變速器[2]；一類是由傳統固定軸式變速箱和干式離合器以及相應的電－液控制系統組成的電控機械式自動變速器；另一類是無級自動變速器。
1 液力自動變速器
液力自動變速器其基本形式是液力變矩器與動力換擋的旋轉軸式機械變速器串聯。這種自動變速器的主要優(yōu)點有[1]：液力變矩器的自動適應性使其具有無級連續(xù)變速及變矩能力，對外部負載有自動調節(jié)和適應性能，從根本上簡化了操縱；液體傳動本身特有一定的減振性能，能夠有效地降低傳動系的尖峰載荷和扭轉振動，延長了傳動系的壽命；汽車起步平穩(wěn)，加速迅速、均勻、柔和；提高了乘坐舒適性與行駛安全性；車輛的通過性好。
2 電控機械式自動變速器
這是一種由普通齒輪式機械變速器組成的有級式機械自動變速器。機械式自動變速器是在普通固定軸式齒輪變速器的基礎上，把選擋、換擋、離合器操縱及發(fā)動機油門操縱由控制器完成，代寫畢業(yè)論文實現自動變速。基本控制思想是：根據汽車運行狀況、路面情況和駕駛員的意圖，依據事先制定的換擋規(guī)律、離合器接合規(guī)律及發(fā)動機油門變化規(guī)律，對變速器進行最佳擋位判斷、離合器動作控制及發(fā)動機油門動作控制，實現發(fā)動機、離合器及變速器的聯合操縱。
由于機械式自動變速器是非動力換擋，變速器輸出扭矩與轉速變化比較大，易造成沖擊比較大，以及換擋期間動力中斷等缺點，必須對其進行改進，因此提出了扭矩輔助型機械自動變速器和雙離合器式機械自動變速器。前者通過輔助齒輪機構來實現，后者使變速器相鄰擋位的扭矩傳遞，分別受控于兩個獨立的離合器，這樣可以實現動力不中斷換擋。
3 機械無級變速器
前面提到的兩種自動變速器都是有級或分段無級自動變速、無級變速器、帶式無級變速器利用由許多薄鋼片穿成的鋼環(huán)，使其與兩個錐輪的槽在不同的半徑上“咬和”來改變速比，以達到無級變速的性能。它克服了前面兩種自動變速器固有的齒輪傳動比不連續(xù)和零件數量過多的缺點，具有傳動比連續(xù)、傳遞動力平穩(wěn)、操縱方便等特點，實現了無級變速。由于CVT 是摩擦傳動，導致效率低，所使用的傳動鏈制造技術難、加工精度要求較高，使用的材質要求更高，維修更是困難，對這些難點仍在繼續(xù)攻關中。
4 液力變矩器+AMT 的自動變速器
將液力變矩器（TC）與固定軸機械式齒輪變速器(AMT)組合[2]，得到一種新型的自動變速系統，即：TC+AMT。TC 與AMT 共同工作，不但具有AT 的優(yōu)點，大大提高了軍車的通過性、越野性操縱方便性，而且具有成本低與易制造的特點。在保證汽車動力性、燃油經濟性、操縱方便性等特性外，還可以實現發(fā)動機、液力變矩器和機械式自動變速器合理匹配，找到最佳工作點，達到總體效果最佳，不僅越野性、通過性好、操縱方便，而且使影響乘坐舒適性的沖擊度最小，具有良好的乘坐舒適性。是一種具有良好發(fā)展前途的自動變速器，世界各國正致力于此項技術的研究和開發(fā)。
5 帶閉鎖與滑差的TC+AMT 的自動變速器
液力變矩器具有的起步平穩(wěn)、減振、通過性和乘坐舒適性好等優(yōu)越性能，但最大的缺陷是效率低，為了提高液力變矩器的傳動效率，而采用了閉鎖與滑差技術。它是指在液力變矩器的泵輪與渦輪之間，安裝一個可控制的離合器，當汽車的行駛工況達到設定目標時，控制離合器將泵輪與渦輪按設定的目標轉速差傳動（即滑差控制）或鎖成一體（即閉鎖控制），液力變矩器隨之變?yōu)榘雱傂曰騽傂詡鲃?，這樣做一方面提高傳動效率[4]。閉鎖后消除了液力變矩器高速比時效率的下降，理論上閉鎖工況效率為1，從而使高速比工況效率大大提高；另一方面，在液力傳動向機械傳動轉換過程中，由于采用滑差控制，不但擴大了液力變矩器的高效率范圍，而且可以使傳動系從液力傳動平穩(wěn)地過渡到閉鎖后的剛性傳動，特別是在閉鎖開始和閉鎖低速階段，可以吸收由于閉鎖產生的部分振動和沖擊，按照滑差和閉鎖的控制規(guī)律，使得渦輪轉速逐步接近泵輪，大大減少了沖擊和振動，使得乘坐舒適性得以提高。
變速箱目前發(fā)展趨勢有兩個,一個就是節(jié)油,這方面主要是類似于CVVT技術的融入,二是雙離合器變速箱能夠是換擋速度提高,而且更加穩(wěn)定.
變速箱目前應用領域主要就是汽車制造業(yè)、機床制造、工程機械（挖掘機、裝載機、壓路機）、礦山機械、采煤機械等等。
二、 對本課題將要解決的主要問題及解決問題的思路與方法、擬采用的研究方法（技術路線）或設計（實驗）方案進行說明，論文要寫出相應的寫作提綱
研究方案：
變速器設計是一個重要的課題，因此要充分利用現有參考文獻，資料進行認識，不斷的分析增進對變速器的了解。
在對變速器有了較深的理解后開始對變速器的各個部分進行分步設計。
第一步，確定檔數，這里選擇5檔。
第二步，選定車型，確定基本參數。
第三步，變速器主要參數的確定。其中包括軸數（3軸），傳動比范圍，中心距A，外形尺寸，齒輪參數的確定（模數，壓力角，螺旋角，齒輪寬度，齒輪變位系數，齒頂高系數），各檔齒輪齒數的分配：1.確定一檔齒輪齒數。2.對中心距A的修正。3.確定常嚙合傳動齒輪副的齒數。4.確定其他各擋的齒數。5.確定倒擋齒輪齒數。
第四步，輪齒強度的計算。
第五步，軸的強度計算。
第六步，整個變速器三維建模。
第七步，組裝配合。
預期結果：
1.保證汽車有必要的動力性和經濟性。
2.設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的轉輸。
3.設置倒擋，使汽車能倒退行駛。
4.設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。
5.換擋迅速、省力、方便。
6.變速器應當有高的工作效率。
7.變速器的工作噪聲低。
三、 檢索與本課題有關參考文獻資料的簡要說明
[1] 陳家瑞.汽車構造.上冊.北京：機械工業(yè)出版社，1989
[2] 王望予.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，2000
[3] 李風平.機械圖學.沈陽：東北大學出版社 2003
[4] 甘永立.幾何量工差與檢測.上海：上海科學技術出版社 2003
[5] 陳家瑞.汽車構造.下冊.第三版.北京.人民交通出版社，1997
[6] 清華大學 余志生.汽車理論.第2版.北京:機械工業(yè)出版社，1998
[7] 鐘建國 廖耘 劉宏.汽車構造與駕駛.長沙:中南大學出版社，2002
[8] 唐大放 馮小寧 揚現卿.機械設計工程學.江蘇：中國礦業(yè)大學出版社，2001
[9] 余志生.汽車理論 第3版.北京：機械工業(yè)出版社，2000
[10]劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社，2001
[11] 汽車手動變速器和變速驅動橋.(美 )J.厄爾賈維克，機械工業(yè)出版社。
[12] 機械設計（第八版）主編濮良貴、紀明剛，副主編 陳國定 吳立言 高等教育出版社。
四、 畢業(yè)論文（設計）進程安排
本次畢業(yè)設計從第五周到第十五周，其進度安排如下：
5周 開題
6-8 周 總體類型設計及參數選擇，齒輪選型與結構設計，齒輪強度計算與校核。
8-9 周 軸的選擇與強度計算
9-10 周 同步器結構與參數設計，變速器殼體參數選擇。
11-12周 編寫說明書。
12-14周 繪制二維圖及三維建模。
14-15周 打印說明書和圖紙，裝訂整理。
14-15周 準備答辯。
六、指導教師意見
1．對開題報告的評語
2．對開題報告的意見及建議
指導教師（簽名）：
年 月 日
所在院（系）審查意見：
負責人簽字(蓋公章)
年 月 日
6
畢業(yè)設計
設計題目：汽車變速箱三維設計與仿真
【摘要】
變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。
因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。一般通過控制軸的長度即控制檔數，來保證變速箱有足夠的剛性。
本文設計研究了三軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。
【關鍵詞】擋數；傳動比；齒數；軸
【Abstract】
Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function.
Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid.
This paper describes the design of three-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice.
[Keywords]: block; Transmission ratio; Teeth; Axis
目 錄
引言 1
1 總體方案設計 3
1.1 汽車參數的選擇 3
1．2變速器設計應滿足的基本要求 3
2 變速器傳動機構布置方案 4
2.1 傳動機構布置方案分析 4
2.1.1 固定軸式變速器 4
2.1.2 倒擋布置方案 6
2.1.3 其他問題 7
3 零部件結構方案分析 9
3.1 齒輪形式 9
3.2 換擋機構形式 9
3.3 變速器軸承 11
4變速器設計和計算 12
4.1 擋數 12
4.2 傳動比范圍 12
4.3 中心距A 12
4.4 外形尺寸 13
4.5 軸的直徑 13
4.6 齒輪參數 13
4.6.1 模數的選取 13
4.6.2 壓力角 14
4.6.3 螺旋角 14
4.6.4 齒寬b 16
4.6.5 變位系數的選擇原則 16
4.7 各擋齒輪齒數的分配 17
4.7.1 確定一擋齒輪的齒數 17
4.7.2 對中心距進行修正 18
4.7.3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 18
4.7.4 確定其他各擋的齒數 19
4.7.5 確定倒擋齒輪齒數 20
5 變速器的校核 21
5.1 齒輪的損壞形式 21
5.2 齒輪強度計算 21
5.2.1 齒輪彎曲強度計算 21
5.2.2 輪齒接觸應力計算 22
6 同步器的選型 24
6.1 鎖銷式同步器 24
6.1.1 鎖銷式同步器結構 24
6.1.2 鎖銷式同步器工作原理 25
6.2 鎖環(huán)式同步器 26
6.2.1 鎖環(huán)式同步器結構 26
6.2.2 鎖環(huán)式同步器工作原理 26
6.2.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 27
7 變速器操縱機構 30
7.1 直接操縱手動換擋變速器 30
7.2 遠距離操縱手動換擋變速器 31
8 三維建模 32
8.1各檔位齒輪的建模 32
8.2箱體和箱體上蓋的建模見下圖9.11和9.12 37
8.3汽車變速箱整體模型和爆炸圖見下圖9.13和9.14 38
9 變速箱的仿真 40
9.1 方針的的第一步，完成三維變速箱的裝配 40
9.1.1新建裝配環(huán)境 40
9.1.2裝配倒檔軸組件 40
9.1.3裝配中間軸組件 41
9.1.4裝配一二軸組件 41
9.1.5完成變速箱的全部裝配 42
9.2進行仿真 42
9.2.1定義齒輪副 43
9.2.2定義伺服電動機 43
9.2.3機構分析 43
9.3保存仿真動畫 43
10 結論 44
致謝 45
參考文獻 46
附錄 47
[鍵入文字]
引言
現代汽車的動力裝置，幾乎都采用往復活塞式內燃機。它具有相當多的優(yōu)點，如體積小，質量輕，工作可靠，使用方便等。但其性能與汽車的動力性和經濟性之間存在著較大的矛盾。如在坡道上行駛時，所需的牽引力往往是發(fā)動機所能提供的牽引力的數倍。而且一般發(fā)動機如果直接與車輪相連，其輸出轉速換算到對應的汽車車速上，將達到現代汽車極限速度的數倍。上述發(fā)動機牽引力、轉速與汽車牽引力、車速要求之間的矛盾，單靠現代汽車內燃機本身是無法解決的。因此就出現了車用變速箱和主減速器。它們的共同努力使驅動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的幾分之一。
另外，現代汽車的使用條件極為復雜，在不同場合下有不同的要求。往往要受到如載運量、道路坡度、路面好壞及交通是否通暢等條件的影響。這就要求汽車的牽引力和車速能在較大范圍內變化，以適應使用的要求。在條件良好的平直路面上要能以高速行駛，而在路面不平和有較大坡度時能提供較大的扭矩。變速箱的多擋位選擇就能滿足這些需求。此外，發(fā)動機在不同工況下，燃油的消耗量也是不一樣的。駕駛員可以根據具體情況，選擇變速箱的某一擋位，來減少燃油的消耗。在某些情況下，汽車還需要能倒向行駛。發(fā)動機本身是不可能倒轉的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現。
變速箱是由變速傳動機構和操縱機構組成。根據前進擋數的不同，變速箱有三、四、五和多擋幾種。根據軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速箱。
現在汽車變速器的發(fā)展趨勢是向著可調自動變速箱或無級變速器方向發(fā)展。無級變速機構由兩組錐形輪組成，包括一對主動錐形輪（錐形輪組1）和一對被動錐形輪（錐形輪組2） 同時有一根鏈條運行在兩對錐形輪V形溝槽中間，鏈條的運動如同動力傳遞單元。錐形輪組1由發(fā)動機的輔助減速機構驅動，發(fā)動機的動力通過鏈條傳遞給錐形輪組2直至終端驅動。在每組錐形輪中有一個錐形輪可以在軸向移動，調整鏈條在錐形輪的工作直徑并傳遞速比。兩組錐形輪必須保持相同的調整，以保證鏈條始終處與漲緊狀態(tài)，使傳遞扭矩時錐形輪接觸充分的壓力。采用無級變速器可以節(jié)約燃料，使汽車單位油耗的行駛里程提高30%。通過選擇最佳傳動比，獲得最有利的功率輸出，它的傳動比比傳統的變速器輕，結構更簡單而緊湊。世界各大汽車制造商正競相開發(fā)無級變速器。專家預計2003至2005年間無級變速器將成為世界各大汽車制造商的技術開發(fā)重點。目前一些著名汽車制造商（如福特、通用、本田、克萊斯勒等）正致力于無級變速器的開發(fā)工作?，F在全球CVT的產量約為50萬臺，而普通型自動變速器的產量約為2,500萬臺，雙向通訊和線控技術的應用，無級變速器有無比的優(yōu)勢，預計不久將來中國各大汽車制造商也將生產自己的CVT無級變速器，并廣泛應用于國產轎車。
在此次設計中對變速器作了總體設計，對變速器的傳動方案進行了選擇，變速器的齒輪和軸做了詳細的設計計算，對同步器和一些標準件做了選型設計。
1 總體方案設計
1.1 汽車參數的選擇
根據變速器設計所選擇的汽車基本參數如下表
表1.1 設計基本參數
Tablet 1-1 able basic design parameters
項目
參數值
發(fā)動機：
5.5L V12
擋數:
5
最大功率(kW/n)：
380/5000
最大扭矩(N·m/n)：
830/1900_3500
1．2變速器設計應滿足的基本要求
對變速器如下基本要求.
1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。
2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。
3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。
4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。
5）換擋迅速，省力，方便。
6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現象發(fā)生。
7）變速器應當有高的工作效率。
除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的檔數，傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。
2 變速器傳動機構布置方案
機械式變速器因具有結構簡單，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 廣泛應用。
2.1 傳動機構布置方案分析
2.1.1 固定軸式變速器
固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結構簡單，輪廓尺寸小，布置方便，中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。此外，受結構限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設計得很大。所以我選擇的是中間軸式的變速器。
圖2.1，分別示出了幾種中間軸式五擋變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。再除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在擋數相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數，換擋方式和到檔傳動方案上有差別。
圖2.1a所示方案，除一，倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖2.1b，c，d所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖2.1d所示方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速擋的條件下，很容易形成一個只有四個前進擋的變速器。
圖2.1 中間軸式五擋變速器傳動方案
Figure 2 .1 middle coaxial five block Transmission
以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。
發(fā)動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內，布置倒擋傳動齒輪和換擋機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。
綜上所述選擇第2種傳動方案，前進擋，均用常嚙合齒輪傳動，根據需要將其改進，見下圖2.2（最終傳動方案）：此方案的特點為中間軸倒檔齒輪不與二軸齒輪11嚙合，而與倒檔齒輪12嚙合，2軸上的齒輪全部通過滾針軸承空套在2軸上的，中間軸上的齒輪全部通過普通平鍵連接在中間軸（3軸）上的，倒檔軸上的齒輪也是通過滾針軸承空套在倒檔軸上的。
圖2.2 最終傳動方案
2.1.2 倒擋布置方案
與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現換倒擋，故多數方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案。前者雖然結構簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒擋傳動比略有增加。
圖2.3 倒擋布置方案
Figure 2.3 reverse gear layout program
圖2.3為常見的倒擋布置方案。圖2.3b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2.3c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2.3d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2.3c所示方案。圖2.3e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.3f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-2g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。
綜上所述選擇第四種倒擋布置方案。
圖2.4 倒擋軸位置與受力分析
Figure 2.4 reverse gear axles and Analysis
因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內略有增加，與此同時在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。
除此以外，倒擋的中間齒輪位于變速器的左側或右側對倒擋軸的受力狀況有影響，見圖2.4所示。
2.1.3 其他問題
經常使用的擋位，其齒輪因接觸應力過高而造成表面電蝕損壞。將高擋布置在靠近軸的支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小，齒輪保持較好的嚙合狀態(tài)，偏載減少能提高齒輪壽命。
某些汽車變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速擋。使用傳動比小于1（為0.7~0.8）的超速擋，能夠充分地利用發(fā)動機功率，使汽車行駛1KM所需發(fā)動機曲軸的總轉速降低，因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗。但是與直接擋比較，使用超速擋會使傳動效率降低，噪聲增大。
機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數，每分鐘轉速，傳遞的功率，潤滑系統的有效性，齒輪和殼體等零件的制造精度等。
3 零部件結構方案分析
3.1 齒輪形式
與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。
我的設計中一擋和倒擋用的是直齒輪，其他擋都是斜齒輪。
3.2 換擋機構形式
變速器換擋機構有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種形式。汽車行駛時各擋齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋，會在輪齒端面產生沖擊，并伴隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術（如兩腳離合器），時齒輪換擋時無沖擊，才能克服上述缺點。但是該瞬間駕駛員注意力被分散，會影響行駛安全性。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，但除一擋，倒擋外已很少使用。
由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)，所以可用移動嚙合套換擋。這時，因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多。而輪齒又不參與換擋，它們都不會過早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉部分的總慣性矩增大。
因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且還能降低制造成本及減小變速器長度。
使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有機構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。
使用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，換入不同擋位的變速桿行程要求盡可能一樣。
自動脫擋是變速器的主要故障之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，目前在結構上采取措施比較有效的方案有以下幾種：
圖3.1防止自動脫擋的機構措施Ⅰ
Figure 3 .1 prevent automatic block from the institutional measures Ⅰ
圖3.2防止自動脫擋的機構措施Ⅱ
Figure 3 .2 prevent automatic block from the institutional measures II
圖3.3防止自動脫擋的機構措施Ⅲ1）將兩接合齒的嚙合位置錯開，見圖3.1。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，用來阻止接合齒自動脫擋。
2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（切下0.3~0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋，見圖3.2。
3）將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°~3°），使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力，見圖3.3。這種方案比較有效，應用較多。
3.3 變速器軸承
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，滑動軸套等。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。
汽車變速器結構緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結構受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內腔中，內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。變速器第一軸前端支承在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。
變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊，裝配麻煩，磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。
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。軸承的直徑根據變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6~20mm，下限適用于輕型車和轎車。
滾針軸承，滑動軸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。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加。滑動軸套的優(yōu)點是制造容易，成本低。
在本次設計中主要選用了圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承和滾針軸承。
4變速器設計和計算
4.1 擋數
增加變速器的擋數能改善汽車的動力性和經濟性。擋數越多，變速器的結構越復雜，并且是尺寸輪廓和質量加大。同時操縱機構復雜，而且在使用時換擋頻率也增高。
在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下,該制約小換擋工作越容易進行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。
近年來為了降低油耗，變速器的擋數有增加的趨勢。目前轎車一般用4~~5個擋位，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用4~~5個擋位或多擋。裝載質量在2~3.5T的貨車采用5擋變速器，裝載質量在4~8T的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。
選用的是5擋變速器。
4.2 傳動比范圍
變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋轉動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。
目前轎車的傳動比范圍在3~4之間，輕型貨車在5~6之間，其他貨車則更大。
轎車的傳動比范圍為3.6：1
4.3 中心距A
對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距。其大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外受一擋小齒輪齒數不能過少的限制，要求中心距也要大些。
A= （4-1）
==154mm
式中，A為中心距（mm）；為中心距系數，轎車：=8.9~9.3； 為發(fā)動機最大轉矩（）；為變速器一擋傳動比；為變速器傳動效率0.96。
4.4 外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。
轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸（3.0~3.4）A。
當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數K應取給出系數的上限。為檢測方便，A取整。
設計的是五擋變速器，初定軸向殼體尺寸為300mm。
4.5 軸的直徑
變速器工作時軸除傳遞轉矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向力。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。軸的剛度不足會產生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性產生影響，增加工作噪聲。
中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑D=0.45A，軸的最大直徑D和支撐間距離L的比值，對中間軸，D/L=0.16~0.18；對第二軸，D/L=0.18~0.21。
第一軸花健部分直徑D（mm）可按下式初選
d=K (4-2)
=4.2=40mm
式中K為經驗系數，K=4.0~4.6，為發(fā)動機最大轉矩（）
第二軸和中間軸中部直徑 D=0.45×154=69.3mm，將其圓整為70mm。
4.6 齒輪參數
4.6.1 模數的選取
遵循的一般原則：為了減少噪聲應合理減少模數，增加尺寬；為使質量小，增加數，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應選用同一種模數，而從強度方面考慮，各擋齒數應有不同的模數。減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數應選??；對貨車，減小質量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數。
低擋齒輪應選大些的模數，其他擋位選另一種模數。少數情況下汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數。
嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應，同一變速器的接合齒模數相同。其取用范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm。選取較小的模數值可使齒數增多，有利換擋。
初選齒輪模數 =4.0mm
齒輪法向模數 =5.0mm
4.6.2 壓力角
壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。
變速器齒輪壓力角為 20
嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30°。
4.6.3 螺旋角
斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15～25為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大螺旋角。
斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應取為左旋。軸向力經軸承蓋作用到殼體上。一擋和倒擋設計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因為這些擋位使用得少，所以也是允許的)，而此時第二軸則沒有軸向力作用。
根據圖4-1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件
（4-3）
（4-4）
由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足
（4-5）
式中，Fa1，Fa2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力，Fn1，Fn2為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；r1，r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。
最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數或齒數和不同等原因而造成的中心距不等現象得以消除。
圖4-1 中間軸軸向力的平衡
Figure 4 -1 intermediate shaft axial force balance
斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用：
轎車中間軸式變速器為 22～34°
初選的螺旋角=28
4.6.4 齒寬b
應注意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均有影響。
考慮到盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應力增加。使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。
通常根據齒輪模數m的大小來選定齒寬。
直齒：b=m， 為齒寬系數，取為4.5~8.0 取=5
斜齒：b=，取6.0~8.5 ，取=7
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數，可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。
直齒 b==54=20mm
斜齒 b==75=35mm
4.6.5 變位系數的選擇原則
齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。
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的和為零。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想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。
有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。
變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低擋齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象。
總變位系數越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。
更據上述理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一，二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。
4.7 各擋齒輪齒數的分配
在初選中心距，齒輪模數和螺旋角以后，可更據變速器的擋數，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。
圖4-2 五擋變速器傳動方案
Figure 4 -2 5 block Transmission
4.7.1 確定一擋齒輪的齒數
一擋傳動比
（4-6）
如果，齒數確定了，則與的傳動比可求出，為了求，的齒數，先求其齒數和
直齒=2A/m （4-7）
斜齒=2A/ （4-8）
因為一擋用的是直齒輪，所以=2A/m=2154/4=77
計算后取整，然后進行大小齒輪齒數的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數盡可能取小些，以便使/的傳動比大些，在已定的情況下，/的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數又不宜取多。
中間軸上小齒輪的最少齒數，還受中間軸軸經尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數都要統一考慮。轎車中間軸式變速器一擋傳動比=3.5~3.8時，中間軸上一擋齒輪數可在15~17間取，貨車在2~17間取。
因為=3.6取中間軸上一擋齒輪=18
輸出軸上一擋齒輪=-=77-18=59
4.7.2 對中心距進行修正
因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據和齒輪變位系數新計算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。
故修正后中心距A取154mm
4.7.3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數
求出傳動比 （4-9）
而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即
A=/2 （4-10）
154=5（+）/2cos28,在這里齒輪1、2的螺旋角取26.7
求得五擋齒輪齒數為 =20 =35
各擋傳動比分別為 2.6
=1.9
1.4
1
4.7.4 確定其他各擋的齒數
二擋齒輪是斜齒輪
在這里齒輪7、8的螺旋角取16.7
求得二擋齒輪齒數為
三擋齒輪齒數
在這里齒輪5、6的螺旋角取19.6
求得
四擋齒輪齒數
求得
4.7.5 確定倒擋齒輪齒數
取中間軸上的倒擋齒輪和中間軸上一擋齒輪齒數相同，而倒檔齒輪和一檔齒輪使用同一齒輪即=18
倒擋齒輪選用的模數往往與一檔相同，倒擋齒輪的齒數，一般在21-22之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距
取=35 ===106mm
由于倒檔傳動比往往與一檔傳動比還要大，故取=5
則==××=5
求得=53
則倒檔軸與2軸的中心距為：===176mm
5 變速器的校核
5.1 齒輪的損壞形式
齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞。
輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出現的很少，后者出現的多。
齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。
用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。
5.2 齒輪強度計算
與其他機械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用條間仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒和磨齒精加工 ，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JB179—83，6級 和7級。因此，用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結果。下面介紹的是計算汽車變速器齒輪強度用的簡化計算公式。
5.2.1 齒輪彎曲強度計算
直齒輪彎曲應力
（5-1）
式中，為彎曲應力，為載荷系數，和，應力校正系數，b為齒寬；m為模數，為圓周力，，為計算載荷，帶d為分度圓直徑，代 入式（5-1）得
（5-2）
一擋從動齒輪
一擋主動齒輪
而直齒輪作用彎曲應力在400~850N/mm，故直齒輪彎曲應力均符合要求，又因為一檔齒輪所受載荷最大，故只需要校核一檔齒輪即可。
5.2.2齒輪接觸應力計算
輪齒接觸應力
（5-5）
式中，為輪齒的接觸應力；為圓周力，，；為計算載荷；d為分度圓直徑； b為齒輪接觸的實際寬度；
一擋從動齒輪接觸應力
=580.9
一擋主動齒輪接觸應力
=1220.6
校核都在范圍之內，符合要求
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表5-1。
表5-1 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
一擋和倒擋
1900--2000
950--1000
常嚙合齒輪和高擋
1300--1400
650--700
變速器齒輪多數采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎取疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應考慮。值得指出的是，對齒輪進行強力噴丸處理以后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。齒輪在熱處理之后進行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形；磨齒齒輪精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)、效率提高；在同樣負荷的條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。
國內汽車變速器齒輪材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，芯部硬度為33～48HRC。
6 同步器的選型
同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下(即角速度相等)換擋的缺點，現已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。慣性式同步器中有鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、和多錐式幾種。
6.1 鎖銷式同步器
6.1.1 鎖銷式同步器結構
圖6.1所示鎖銷式同步器的摩擦元件是同步環(huán)2和齒輪3上的凸肩部分，分別在它們的內圈和外圈設計有相互接觸的錐形摩擦面。鎖止元件位于滑動齒套1的圓盤部分孔中做出的錐形肩角和裝在上述孔中、在中部位置處有相同角度的斜面鎖銷4。鎖銷與同步環(huán)2剛性連接。彈性元件是位于滑動齒套1圓盤部分徑向孔中的彈簧7。在空擋位置，鋼球5在彈簧壓力作用下處在銷6的凹槽中，使之保持滑動齒套與同步環(huán)之間沒有相對移動。
圖6.1 鎖銷式同步器結構方案
1-滑動齒套 2-同步環(huán) 3-齒輪 4-鎖銷
5-鋼球 6-銷 7-彈簧
Figure 3 -1 Lock pin synchronous structure for the program
1-sliding gear sets 2-synchronous Central 3-Gear 4-Lockpin 5-Ball 6-Pin 7-Spring
在慣性式同步器中，彈性元件的重要性僅次于摩擦元件和鎖止元件，它用來使有關部分保持在中立位置的同時，又不妨礙鎖止、解除鎖止和完成換擋的進行。
6.1.2 鎖銷式同步器工作原理
同步器換擋過程由三個階段組成。
第一階段，同步器離開中間位置，作軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，如圖6-1所示，由于齒輪3的角速度和滑動齒套1的角速度不同，在摩擦力矩作用下瑣銷4相對滑動齒套1轉動一個不大的角度，并占據圖上所示的鎖止位置。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。
第二階段，來自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動齒套上的力F，經過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于和不等，在上述表面產生摩擦力。滑動齒套1和齒輪3分別與整車和變速器輸入軸轉動零件相連。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉速逐漸接近，其角速度差=|-|減小了。在=0瞬間同步過程結束。
第三階段，=0，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態(tài)，此時滑動齒套和鎖削上的斜面相對移動，從而使滑動齒套占據了換擋位置。
鎖銷式同步器的優(yōu)點是零件數量少，摩擦錐面平均半徑較大，使轉矩容量增加。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中。
6.2 鎖環(huán)式同步器
6.2.1 鎖環(huán)式同步器結構
如圖6.2所示，鎖環(huán)式同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是做在鎖環(huán)1或4上的齒輪和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑塊壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上。滑塊兩端伸入鎖環(huán)缺口內，而缺口的尺寸要比滑塊寬一個接合齒。
圖6.2 鎖環(huán)式同步器
1、4—鎖環(huán) 2—滑塊 3—彈簧圈 5、8—齒輪 6—嚙合套座 7—嚙合套
Figure 3 -2 lock ring Synchronizer
1、4-locked Central 2-slider 3-coil 5、8-Gear 6-mesh sets Block 7-mesh sets
6.2.2 鎖環(huán)式同步器工作原理
換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合、齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并由滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖6.3a）,使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止狀態(tài)，換擋的第一階段工作至此已完成。換擋力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成了換擋過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的接合齒在換擋力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合(圖6.3b)完成同步換擋。
鎖環(huán)式同步器有工作可靠，零件耐用等優(yōu)點，但因結構布置上的限制，轉矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質量不大的貨車變速器中。
圖6.3 鎖環(huán)式同步器工作原理
a) 同步器鎖止位置 b) 同步器換擋位置
1—鎖環(huán) 2—嚙合套 3—嚙合套上的接合齒 4—滑塊
Figure 6 -3 lock ring Synchronizer Principle
a) Synchronizer Locking location b) Shifting position Synchronizer
1-locked Central 2-mesh sets 3-meshing gears bearing 4-slider
6.2.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定
（1） 接近尺寸 b 同步器換擋第一階段中間，在滑塊側面壓在鎖環(huán)缺口側邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b（圖6.4），稱為接近尺寸。尺寸b應大于零，取b=0.2～0.3mm。
圖6.4 接近尺寸和分度尺寸
1—嚙合套接合齒 2—滑塊 3—鎖環(huán) 4—齒輪接合齒
Figure 6 -4 close to the size and degree Dimensions
1-meshing gears sets 2-slider 3-locked Central 4-gear gear
（2） 分度尺寸 a 滑塊側面與鎖環(huán)缺口側邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距a（圖6-4） ,稱為分度尺寸。尺寸a應等于1/4接合齒齒距。
尺寸a和b是保證同步器處于正確鎖止位置的重要尺寸，應予以控制。
（3） 滑塊轉動距離 c （圖6.5）滑塊在鎖環(huán)缺口內轉動距離c影響分度尺寸a?；瑝K寬度d、滑塊轉動距離c與缺口寬度尺寸E之間的關系如下
E=d+2c （6-1）
滑塊轉動距離c與接合齒齒距t的關系如下
c （6-2）
式中，為滑塊軸向移動后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）；為接合齒分度圓半徑。
圖6.5 滑塊轉動距離
1—嚙合套 2—鎖環(huán) 3—滑塊 4—鎖環(huán)缺口
Figure 6 -5 slider rotation distance
1-mesh sets 2-locked Central 3-slider 4-locked Central gap
（4）滑塊端隙 滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，如圖6-6所示，同時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面的間隙為，要求>。若<,則換擋時，在摩擦錐面尚未接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸b<0,此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證b>0,應使>，通常取=0.5mm左右。
鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應留有間隙（圖6.6），并可稱之為后備行程。預留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦面會因摩擦而磨損，并在接下來的換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設計不當而影響同步器壽命。一般應取=1.2～2.0mm。
在空擋位置，鎖環(huán)錐面的