变速器设计(详细过程完整版)

摘要

变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。其设计任务是设计一台用于微型商用车上的手动变速器。采用中间轴式变速器设计方案，其有两个突出优点：一是其直接挡传动效率高，磨损及噪声小；二是在齿轮中心距较小的情况下任然可以获得较大的一档传动比。

设计中根据汽车的外形、轮距、轴距、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合该汽车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要参数，再结合某些轿车的基本参数选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。

设计中给出了机械式变速器设计方案，经过严谨设计过程完成了一款手动变速器设计，并经过校验和catia有限元优化，证明设计的变速器能够符合现实功用要求，设计方案具有比较强的可借鉴性。

关键词 汽车工程；变速器；设计；手动；

（版权所有，翻版不究）

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XXX大学本科毕业论文（设计） Abstract

Gearbox is the one main component of the vehicle transmission.The duty of this design is to design a manual transmission used in the Tiny gears, it is the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits: firstly, the transmission efficiency of the direct drives keep high ,the attrition and the noise are also slightest;Secondly ,it is allowed to obtain in the bigger gear ratio of the first gear when the center distance in smaller.

According to the contour, track, wheel base, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio. According to the above parameters, combining the knowledge of automobile design, automobile theory , machine design and so on, calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design.

The design gives a plan of the mechanical gearbox and achieves a kind of mechanical gearbox after rigorous design.The design has passed calibration and Finite element optimization.It has proved to be fit for function and use for reference perfectly.

Key Words Automotive engineering,Transmission,Design,Manual

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XXX大学本科毕业论文（设计） 目 录

摘要 ............................................................. I Abstract.......................................................... II 第1章 绪论 ....................................................... 1 1.1本课题研究的目的和意义 ...................................... 1 1.2 本课题研究现状和发展 ....................................... 1 第2章 机械式变速器设计 ........................................... 3 2.1 变速器设计基本方案 ......................................... 3

2.1.1变速器传动机构布置方案 .................................. 3 2.1.2 变速器主要参数选择 ..................................... 3 2.2齿轮设计计算 ................................................ 7 2.2.1各挡齿轮齿数的分配 ...................................... 7 2.2.2齿轮强度校核 ........................................... 10 2.3 轴设计计算 ................................................ 19 2.3.1轴的工艺要求 ........................................... 19 2.3.2 轴的校核计算 .......................................... 19 2.4 同步器及操纵机构设计 ...................................... 29 2.4.1同步器的设计 ........................................... 29 2.4.2变速器的操纵机构 ....................................... 31 2.5 轴承及平键的校核 .......................................... 32 2.5.1 轴承选择及校核 ........................................ 32 2.5.2 平键选择及强度计算 .................................... 34 2.6 变速器箱体设计 ............................................ 34

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XXX大学本科毕业论文（设计） 2.6.1 箱体材料与毛坯种类 .................................... 34 2.6.2 箱体的主要结构尺寸的计算 .............................. 35 2.7 本章小结 .................................................. 35 第3章 有限元优化分析 ............................................ 36 3.1 齿轮catia有限元分析 ....................................... 36

3.1.1 倒档主动直齿轮catia有限元分析 ......................... 36 3.1.2 一档从动齿轮catia有限元分析 ........................... 37 3.2 变速器轴catia有限元分析 ................................... 37 3.2.1 中间轴catia有限元分析 ................................. 37 3.2.2 第二轴catia有限元分析 ................................. 38 3.3 本章小结 .................................................. 38 结 论 ........................................................... 39 参考文献 ........................................................ 40 致 谢 ........................................................... 41

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

第1章 绪论

1.1本课题研究的目的和意义

随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期,经过反复改进,成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：

1.手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，

长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。

2.手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。

3.手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。

4.维修方便，维修成本便宜。

5.可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。[1] 在市场经济形势下.特别是当前国家对汽车变速器产品还拿不出完整规划的情况下.寻求引进更先进的汽车变速器,改进现有的变速器,从市场广度开发转变为深度开发,使产品系列化,通用化,标准化.组织好精益生产,降低成本,提高产品质量,才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。

1.2 本课题研究现状和发展

从现代汽车变速器的市场状况和发展来看, 全世界的各大广商都对提高AT的性能及研制无级变速器CVT表现积极, 汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。然而,因无级变速器技术难度很大, 发展相对较慢, 从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种, 并具有各自优势, 但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT变扭器中的自动变速器油在高速运动中, 由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生

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油液温度升高造成功率损失, 存在传动效率低油耗较大的不足, 另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了AT效率低等缺点, 与AT相比, 具有更大的发展优势。可是, AMT依旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测, 到2008年, 欧洲的50％的MT将会被AMT代替, 同时部分市场也将会被占领。[2]

总之, 变速器是汽车除发动机外的主要装置之一, 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展, 汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。

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第2章 机械式变速器设计

2.1 变速器设计基本方案

2.1.1变速器传动机构布置方案 1、变速器类型的选择

本设计是黑豹HB1027轻型商用车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故变速器设计将采用五档中间轴式变速器形式。 2、倒档形式选择

与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。 3、齿轮型式选择

变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 4、轴的结构分析

第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。

第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。[4] 5、轴承型式

变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。[5]

6、换挡机构形式

使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。 2.1.2 变速器主要参数选择 1、变速器挡数的选择

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本设计是针对黑豹HB1027变速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，初步选取传动比范围为5.0，最高档为超速档，次高档为直接挡，传动比为1.0。

2、变速器各挡传动比的确定

选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。

（1）根据汽车最大爬坡度确定

汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有根据汽车行驶方程式

Temaxigi0TCA2duGfDuaGim （2-1） r21.15dt汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 Temaxig1i0tmg(fcosmaxsinmax) （2-2） rrGrfcossin 即ig1

Ttqi0T则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为

mgrr(fcosmaxsinmax)ig1Temaxi0t

mgrr(fcosmaxsinmax)代入数据可得ig1=3.488 （2-3）

Temaxi0t（2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定

G2rr ig1Temaxi0t式中G2——汽车满载静止于水平路面时后驱动桥给地面的载荷；G2=mg×60%。

——道路的附着系数，在沥青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75。

G2rr则ig1=5.12 （2-4）

Temaxi0t由（2-3）（2-4）得3.488≤

ig1≤5.12；

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所以，取

ig1=3.5。

变速器的1档传动比应根据上述条件确定。变速器的次高档为直接档，最高档为超速档，本设计变速器次高档四挡为直接挡,

一般汽车各挡传动比大致符合如下关系

ig4=1.0。[6]

ig1ig2ig2ig3ig3ig4ig4ig5ig5ig6q（即qn1ig1ign）

则q=1.52； ig1=3.5；

ig2q2 ==2.3；

ig3q==1.5；

ig4=1.0；

最高档位为超速档，超速档传动比一般为0.7——0.8，本设计取

ig5=0.78。

列出变速器传动比如表2-1：

表2-1传动比分配表

档位 传动比 一 3.5 二 2.3 三 1.5 四 1.0 五 0.78 倒档 3.5 3、变速器中心距

三轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选：

AKA3Temaxi1gAKA3T1max=

式中KA——中心距系数,对货车8.6～9.6；

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T1max——变速器处于1档时的输出转矩，T1maxTemaxig1g； Temax——发动机最大转矩，N∙m；

ig1——变速器的1档传动比；

——变速器的传动效率，取0.96。[7]

g则

AKA3Temaxi1g

=71.22～79.50（mm）。 初选中心距A=75mm。 4、变速器的轴向尺寸

货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用： 四挡 （2.2～2.7）A 五挡 （2.7～3.0）A 六挡 （3.2～3.5）A

当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。为检测方便，A取整。 5、齿轮参数 （1）模数

齿轮的模数定为4.0mm。

(2)压力角

国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的接合齿压力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。

（3）螺旋角

货车变速器螺旋角选取范围为：18°～26°。 初选常啮合齿轮螺旋角为24°。 （4）齿宽b

直齿bkcm，kc为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0；

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斜齿bkcmn，kc取为6.0～8.5，取7.0。 （5）齿顶高系数 一般齿轮的齿顶高系数

f0＝1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。

变速器基本参数列入表2-2：

表2-2变速器参数

参数 值 模数 压力角 4 20° 螺旋角 24° 齿宽系数 齿顶高系数 7 1 2.2齿轮设计计算

2.2.1各挡齿轮齿数的分配

本设计变速器结构示意图如图2-1：

图2-1变速器结构图

一挡齿轮的齿数：

一档传动比为

ZZi129 （3-1）

Z1Z10为了求Z11，Z12的齿数，先求其齿数和Zh，一挡齿轮为斜齿齿轮，

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Zh2Acos=33.8。取整为34。 m取Z10=13，Z9=Zh-Z10=21。

对中心距A进行修正：

mnZh=74.44mm取整为A=75mm。 A02cos910 确定常啮合传动齿轮副的齿数：

由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比

ZZ2i110Z9 （3-2） Z1=2.17

常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 AmnZ1Z2 2cos2Acos （3-3） mnZ1Z2 =34.3 由式（3-2）、（3-3）得Z1=10.82，Z2=23.48取整为Z1=11，Z2=23，则：

i1Z2Z9=3.38 Z1Z10 确定其他各挡的齿数：

二挡齿轮为斜齿轮

Z7Zi21Z2 Z8 =1.1 Z7Z82Acos8 mn =34.3

则Z7=18.0，Z8=16.3取整得Z7=18，Z8=16。

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i2Z2Z7 Z1Z8=2.35

三挡齿轮为斜齿轮：

Z5Zi31 （3-4） Z6Z2=0.72

AmnZ5Z62cos 56Z5+Z6=34.3

由式（3-4）、（3-5）得Z5=14.36，Z6=19.94。 取整Z5=14，Z6=20。

iZ2Z53ZZ=1.46 16五挡采用超速档，齿轮为斜齿轮。 Z3iZ1Z4 （3-6） 4Z2 =0.37

Z3+Z4=2×A×cosβ （3-7）

=34.3

由（3-6）（3-7）得Z3=9.26，Z4=25.04， 取整Z3=9，Z4=25。

Z2Z3ii4g5qZ1Z4

=0.75

确定倒挡齿轮齿数：

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3-5） （ 哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮Z13的齿数一般在21～23之间，初选Z12后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距

A，。初选Z13=21，Z12=14，则：

A，1mZ12Z13 2=70mm

为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径

De11应为

De12D0.5e11A22 De112ADe121 =85mm

De112m

=19.25 Zn取Z11=19

计算倒挡轴和第二轴的中心距A

mz13z112 =80mm

计算倒挡传动比

zzzi倒21311

z1z12z13A,,=2.84

2.2.2齿轮强度校核

1、满足工作条件的要求

不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。

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变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：

m法3.5时渗碳层深度0.8～1.2。 m法3.5时渗碳层深度0.9～1.3。 m法5时渗碳层深度1.0～1.3。[9]

表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48。[10] 2、计算各轴的转矩

发动机最大扭矩为

Temax=169N.m，转速2100r/min，齿轮传动效率99%，

离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。

Ι轴 T1=Temax离承=169×99%×96%=160.62N.m

中间轴 T2=T1承齿i21=160.62×0.96×0.99×23/11=319.18N.m Ⅱ轴

一挡 T31T2承齿i910=319.18×0.96×0.99×21/13=634.27N.m 二挡 T32T2承齿i78=319.18×0.96×0.99×18/16=341.27N.m 三挡 T33T2承齿i56=319.18×0.96×0.99×14/20=212.34N.m 五挡 T35T2承齿i35=319.18×0.96×0.99×9/25=109.21N.m 倒挡 T倒T2承齿i1112=319.18×0.96×0.99×19/14=411.69N.m 3、轮齿强度计算 1）轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力w

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w2TgKKfmzKcy3 （3-8）

式中：w—弯曲应力（MPa）；

Tg—计算载荷（N.mm）；

K—应力集中系数，可近似取K=1.65； 齿形系数如图2-2，可以查得：

图2-2齿形系数图

Kf—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Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9；

b—齿宽（mm）；

m—模数；

y—齿形系数，如图2-2。

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的

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倒挡齿轮的许用应力应取下限。

计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲应力：

2T倒KKf w113mz11Kcy11=234.60MPa<400～850MPa

2T2KKf w123mz12Kcy12=282.84MPa<400～850MPa 2TKKf w133倒mz13Kcy13=247.98MPa<400～850MPa （2）斜齿轮弯曲应力w

w2TgcosKzmyKcK3n （3-9）

式中：Tg—计算载荷（N.mm）；

； mn—法向模数（mm）

z—齿数；

—斜齿轮螺旋角（°）；

K—应力集中系数，

K=1.50；

3y—齿形系数，可按当量齿数znzcos在图2-2中查得；

Kc—齿宽系数

Kc=7.0；

K—重合度影响系数，K=2.0。

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～

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250MPa。

计算一挡齿轮9，10的弯曲应力：

w92T31cosK3z9mny9KcK

=239.20MPa<100～250MPa 2T2cosKw103z10mny10KcK

=189.82MPa<100～250MPa

其它各挡齿轮弯曲应力按同样方法计算，列表如表2-3：

表2-3 齿轮弯曲应力

档位 常 一 二 三 五 倒 弯曲应力MPa w2:95.87MPa<100～250MPa w1:104.37MPa<100～250MPa w9:239.20MPa<100～250MPa w7:118.39MPa<100～250MPa w10:189.82MPa<100～250MPa w8:132.19MPa<100～250MPa w5:117.26MPa<100～250MPa w6:131.75MPa<100～250MPa w4:64.44MPa<100～250MPa w3:61.56MPa<100～250MPa w11:234.60MPa<400～850MPa w13:247.98MPa<400～850MPa w12:282.84MPa<400～850MPa 2）轮齿接触应力σ

11j0.418 （3-10） bdcoscoszbTgE式中：j—轮齿的接触应力（MPa）；

； Tg—计算载荷（N m）

d—节圆直径(mm)；

.

—节点处压力角（°）；

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—齿轮螺旋角（°）；

E—齿轮材料的弹性模量（MPa）； b—齿轮接触的实际宽度(mm)；

z、b—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮zrzsin、

brbsin，斜齿轮zrzsincos2、brbsincos2；

rz、rb—主、从动齿轮节圆半径(mm)。

弹性模量E=20.6×104 N·mm-，齿宽bKcmKcmn=7×4=28mm。 变速器齿轮的许用接触应力如下表： 计算一挡齿轮9，10的接触应力

2

T31=634.27N.m，T2=319.18N.m

d9mz984mm，d10mz1052mm

d52z10rsin10sinsin208.89mm

z1022d84b9rsin9sinsin2014.36mm

b922j90.418T31E11bd9cosz10b9

=1371.11MPa<1900～2000MPa

j100.418T2E11bd10cosz10b9

=1236.20MPa<1900～2000MPa

其他档位齿轮接触应力按同样方法计算，列表如表2-4：

表2-4 各档位齿轮接触应力

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档位 常 一 二 三 五 倒 接触应力MPa j1:1010.14MP<1300～1400MP aaj2:984.76MPa<1300～1400MPa w9:1371.11MPa<1900～2000MPa j10:1236.20MPa<1900～2000MPa j7:1010.97MPa<1300～1400MPa j8:1037MPa<1300～1400MPa j5: 857.49MPa<1300～1400MPa j6：940.32MPa<1300～1400MPa j3:916.72MPa<1300～1400MPa j4:940.32MPa<1300～1400MPa j11::1043.43MPa<1900～2000MPa j12:1163.55MPa<1900～2000MPa j13:1187.7MPa<1900～2000MPa 4、计算各挡齿轮的受力

（1）一挡齿轮9，10的受力

Ft92T312634.2710313691.74N d992.652T22319.1810311130.95N d1057.35Ft9tann 13691.71tan20/cos24.955496.31Ncos910Ft10tann 11130.95tan20/cos24.954468.34N

cos910

Ft10Fr9Fr10Fa9Ft9tan91013691.74tan24.956370.02N

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Fa10Ft10tan91011130.95tan24.955178.63N

（2）二挡齿轮7，8的受力

Ft72T322341.271038595.14Nd779.41 2T22319.181039043.21Nd870.59

Ft7tann8595.14tan20/cos24.953450.38Ncos78Ft8tann 9043.21tan20/cos24.953630.25Ncos78

Ft8Fr7

Fr8Fa7Ft7tan88595.14tan24.953998.85NFa8Ft8tan89043.21tan24.954207.31N（3）三挡齿轮5，6的受力

Ft52T332212.341036876.30N d561.762T22319.181037234.36N d688.24Ft6Ft5tann6876.30tan20Fr5 2760.38Ncos56cos24.95 Ft6tann7234.36tan20Fr6 2904.11Ncos56cos24.95

Fa5Ft5tan566876.30tan24.953199.17N

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

Fa6Ft6tan67234.36tan24.953365.75N

（4）五挡齿轮3，4的受力

Ft32T342109.211035500.38Nd339.71 2T22319.181035788.01N d4110.29

Ft4Ft3tann5500.38tan20Fr3 2208.04Ncos34cos24.95Ft4tann5788.01tan20Fr4 2323.50N cos34cos24.95Fa3Ft3tan345500.38tan24.952559.03NFa4Ft4tan345788.01tan24.952692.85N

（5）常啮合齿轮1，2的受力

Ft12T12160.621036619.41N d148.532T22319.181036291.12N d2101.47

Ft2Ft1tann6619.41tan20Fr1 2657.25Ncos12cos24.95Ft2tann6291.12tan20Fr2 2525.47N cos12cos24.95Fa1Ft1tan126619.41tan24.953079.65NFa2Ft2tan126291.12tan24.952926.92N

（6）倒挡齿轮11，12的受力

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

Ft112T倒2319.181038399.47N d1176Ft122T22319.1810311399.29N d1256

Fr11Ft11tan 8399.47tan203057.16NFr12Ft12tan 11399.29tan204149.0N

2.3 轴设计计算

2.3.1轴的工艺要求

倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，

可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58～63，表面光洁度不低于▽8。

对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。

对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。[11] 2.3.2 轴的校核计算 1、初选轴的直径

已知中间轴式变速器中心距A=75mm，第二轴和中间轴中部直径

d0.45～0.60A，轴的最大直径d和支承距离L的比值：

对中间轴，d/L=0.16～0.18；对第二轴，d/L0.18～0.21。

第一轴花键部分直径d（mm）可按式（4-1）初选:

dK3Temax （4-1）

式中：K—经验系数，K=4.0～4.6；

Temax—发动机最大转矩（N.m）。

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

第一轴花键部分直径d14.0～4.63169=22.12～25.43mm；第二轴最大直径d2max0.45～0.6075=33.75～45.0mm；中间轴最大直径

dmax0.45～0.6075=33.75～45.0mm.

第二轴：

dd2max0.18～0.21；第一轴及中间轴：1max0.16～0.18。

LL2 第二轴支承之间的长度L2=238.10～277.78mm；中间轴支承之间的长度

L=277.78～312.5mm，第一轴支承之间的长度L1=133.33～150.0mm。

2、轴的刚度验算

若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用式（4-2）、（4-3）、（4-4）计算

Fra2b264Fra2b2fc3EIL3ELd4 （4-2）

Fta2b264Fta2b2fs3EIL3ELd4 （4-3）

Frabba64Frabba3EIL3ELd4 （4-4）

fc2fs20.2mm。

轴的全挠度为f轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc=0.05～0.10mm，

fs=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。

二轴受力弯曲示意图2-3：

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

δ a Fr L b

图2-3 二轴受力图

（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。

（2）二轴的刚度 一档时

fc964Fr9a9b9 43ELd3222=0.0084mm0.05～0.10mm

64Ft9a9b9fs943d32EL =0.0210.10～0.15mm

22f92fc29fs90.023mm0.2mm

964Fr9a9b9b9a93ELd324=-0.00021rad0.002rad

二档时

fc764Fr7a72b72 3ELd334=0.033mm 0.05～0.10mm

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

fs764Ft7a72b7243d33EL

=0.08590.10～0.15mm

f72fc27fs70.092mm0.2mm

764Fr7a7b7b7a73ELd334=-0.000022rad0.002rad

三档时

fc564Fr5a52b52 3ELd344=0.0064mm0.05～0.10mm

64Ft5a5b5fs543d34EL

=0.0160.10～0.15mm

22f52fc25fs50.017mm0.2mm

564Fr5a5b5b5a53ELd3440.00027rad0.002rad

五档时

64Fr3a32b32 fc33ELd354=0.031mm0.05～0.10mm

64Ft3a3b3fs343d35EL

=0.0780.10～0.15mm

22f32fc23fs30.084mm0.2mm

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

364Fr3a3b3b3a33ELd3540.00048rad0.002rad

倒档时

64Fr11 a112b112 fc113ELd314=0.0159mm<0.05～0.10mm

fs1164Ft11a112b112

43d31EL=0.0437<0.05～0.10mm

f112fc211fs110.046mm0.2mm

1164Fr11a11b11b11a113ELd314=-0.00044rad0.002rad

（3）中间轴刚度

中间轴受力图如图2-4 ：

Fr a δ b L

图2-4 中间轴受力图

一档时

fc1064Fr10a10b103ELd22422

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

=0.031mm0.05～0.10mm

fs1064Ft10a10b1043d22EL

=0.0790.10～0.15mm

22f102fc210fs100.085mm0.2mm

1064Fr10a10b10b10a103ELd2240.00022rad0.002rad

二档时

fc864Fr8a82b823ELd334

=0.033mm0.05～0.10mm

64Ft8a8b8fs843d33EL

=0.08590.10～0.15mm

22f82fc28fs80.92mm0.2mm

864Fr8a8b8b8a83ELd334=-0.000022rad0.002rad

三档时

fc664Fr6a6b63ELd34422

=0.049mm0.05～0.10mm

64Ft6a6b6fs643d34EL

=0.0260.10～0.15mm

22- 24 -

哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

f62fc26fs60.135mm0.2mm

664Fr6a6b6b6a63ELd344=0.00027rad0.002rad

五档时

fc464Fr4a4b43ELd25422

=0.0133mm 0.05～0.10mm

fs464Ft4a4b4 43d25EL22=0.03350.10～0.15mm

f42fc24fs40.036mm0.2mm

464Fr4a4b4b4a43ELd254=0.00009rad0.002rad

常啮合

64Fr2a2b2fc243ELd26

=0.0034mm0.05～0.10mm

fs264Ft2a2b2 43d26EL2222=0.00880.10～0.15mm

f22fc22fs20.0094mm0.2mm

264Fr2a2b2b2a23ELd264=0.0001rad0.002rad

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

倒档时

fc1264Fr12a12b1243ELd21

=0.013mm 0.05～0.10mm

22fs1264Ft12a12b1243d21EL

=0.0350.10～0.15mm

22f122fc212fs120.037mm0.2mm

1264Fr12a12b12b12a123ELd214=-0.00045rad0.002rad

3、轴的强度计算

（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。

（2）二轴的强度校核

二轴受力图如图2-5：

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

图2-5 二轴受力图 一档时挠度最大，最危险，因此校核。 1)求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩

RHA+RHB=Ft9MHC

RHAL1RHBL2

由以上两式可得RHA=9338.01N，RHB=4353.73N，2)求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩

MVCMHC=-906.88N.m

。

RVA+RVB=Fr9

1Fr2L1Fa9d9RVBL2

由以上两式可得RVA=428.58N，RVB=5067.73N，Mvc左=81131.28N.mm，

MVC右=482424.73Nmm

.

按第三强度理论得：

222222MMHMV右T31906.88482.420.6982.661421.54N.m

32M115.896MPa400MPa 3d31（3）中间轴强度校核 中间轴受力如图2-6：

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

图2-6 中间轴受力图

综合考虑，常啮合和倒档齿轮挠度最大，最危险，因此校核常啮合齿轮和倒档齿轮。

1)求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩

RHA+RHB+Ft2=Ft12MHC、MHD

Ft2L1RHBLFt12L1L2+

由以上两式可得RHA=-4558.33N，RHB=13692.32N，MHC=-131621.78N.mm，MHD=354288.78N.mm

2)求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩

MVC、

MVD

RVA+RVB=Fr2+Fr12Fr2L1

1Fa2d2Fr12L1L2RVBL 2- 28 -

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由以上两式可得RVA=2206.16N,RVB=5896.61N,MVC左=152574.78N.mm，

MVC右=63702.87Nmm,MVD=223021.10Nmm。

.

.

按第三强度理论得：

.222MCMHCMVCT505.04Nm 2右22MDMHDMVDT22580.34 N.m

C32M41.18MPa400MPa 3d2632M37.66MPa400MPa 3d21D2.4 同步器及操纵机构设计

2.4.1同步器的设计 1、同步器概述

本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器。此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。 2、同步环主要参数的确定

同步环结构参数及尺寸的确定：（如图2-7）

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

图2-7 同步环结构 D—分度圆直径 φ—同步环大端直径 α—同步环锥面角 B—同步环锥面宽 由图9可推算出：

φ=2R锥+B×tgα； D=φ/0.8～0.85；

B=（0.25～0.40）R锥；[13]

3、锁环式同步器的基本尺寸

1）由于摩擦系数μs在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角α一般可取6°～7°30′。对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取8°或8°30′。[14]

2）同步环的几个结构尺寸：

a.摩擦锥面的平均半径R锥和同步锥环的径向厚度W： R锥和W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。设计时应在许可范围内，R锥和W都应该越大越好。

b.同步锥环的工作面宽度B：

在选择B时，应考虑：B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但B的大小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。一般在设计

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

时，R锥越大则B也要相应选择大一些。有些资料推荐的一个经验公式可做参考：B≈（0.25～0.40）R锥。[15]

c.同步锥环内锥面上的螺纹线：

⑴一般推荐螺纹顶宽为0.025～0.10。

⑵螺距及螺纹角：一般螺距推荐取0.6～0.75。螺纹角一般取60°，螺纹深可取0.25～0.40。[16] 2.4.2变速器的操纵机构

根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。

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、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。

设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：

1.换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如右图所示：

图2-8变速器自锁与互锁结构

1-自锁钢球2-自锁弹簧3-变速器盖

4-互锁钢球5-互锁销6-拨叉轴

2.在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图2-8所示）。

3.汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档

锁。

2.5 轴承及平键的校核

2.5.1 轴承选择及校核 1）一轴轴承校核

1、初选轴承型号

由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号圆锥滚子轴承33005，油润滑

C极限转速n=9500r/min，查《机械设计实践》该轴承的o=42500N，

Cr=32500N。

2、轴承的校核

一挡时传递的轴向力最大。

Ⅰ）求水平面内支反力RH1、RH2

RH1+RH2=Ft9

Ft9L1RH1L

由以上两式可得RH1=10394.28N，RH2=3297.46N。

Ⅱ）内部附加力FS1、FS2，由机械设计手册查得Y=1.4和Y=2.1

FS1RH1/2Y3712.24N FS2RH2/2Y785.11N

Ⅲ）轴向力Fa1和Fa2

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

由于Fa9FS2FS1

所以轴承2被放松，轴承1被压紧

Fa1Fa9FS26370.02785.117155.13N Fa2FS13712.24N Ⅳ）求当量动载荷

查机械设计课程设计得

Cr325000N,C0r425000N

Fa11.30e0.29 Fr9查《机械设计手册》，则X=0.4，Y=2.1。 向当量动载荷Pr：

PfpXFr1YFa1，计原理与设计》。

fp为考虑载荷性质引入的载荷系数，见《机械设

fp（1.2～1.8）取

fp=1.2

PfpXFr1YFa1=23020.188N 3、计算轴承的基本额定寿命Lh

106CLh，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。

60nPn1200r/min

106C10632500Lh60nP60120023020.188格。

2）二轴轴承校核

一档时传递的轴向力最大。 按同样方法计算可得：

10/3,L=43630.33h＞h=30000h合

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

106C10635800Lh60nP60342.867819.3410/3,L=31144.03h＞h=30000h合

格。

3）中间轴轴承校核

初选轴承型号

由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承型号32007，查《机械设计实

践》该轴承的

Co=592000N，Cr=432000N，e=0.44，预期寿命

L,h=30000h。

按同样方法计算可得：

106CrLh60nPr1064320060573.915791.7610/3,L=43062.43h＞h=30000h合

格。

2.5.2 平键选择及强度计算

中间轴上选用花键，公称尺寸bh=12×6(mm)，L=56mm，d=40mm。 中间轴T2=T1承齿i21=160.62×0.96×0.99×23/11=319.18N.m。

2T2T2 dkldkl其中，l为键的工作长度,A型，l=L-b（mm）； k为键与轮毂的接触高度，平键k=0.4h（mm）；

pp2T2231918079.16MPa

1.5dkL1.5402.456满足强度要求。

2.6 变速器箱体设计

2.6.1 箱体材料与毛坯种类

根据减速器的工作环境，可选箱体材料为HT200，由于铸造箱体的刚性

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

好，得到的外形美观，灰铸铁造铸造的箱体还易于切削，吸收震动和消除噪音的优点，可采用铸造工艺以获得毛坯。[18] 2.6.2 箱体的主要结构尺寸的计算[19]

箱体的主要结构尺寸的计算如表2-5所示。

表2-5 箱体的主要结构尺寸

名 称 符 号 箱座壁厚  箱盖壁厚 1 箱体凸缘厚b、b1、b2 度 箱座加强筋m 厚度 箱盖加强筋m1 厚度 df地脚螺钉直 径 地脚螺钉数n 目 d1 轴承旁连接螺栓直径 箱盖、箱座d2 连接螺栓直径 轴承该螺钉 d3、n 直径、数目 轴承盖外径 D1 观察孔盖螺d4 钉直径 箱盖箱座连d2 接螺栓直径 减速器型式及结构尺寸 0.25a38,取10 0.25a38，取10 箱座b1.515，箱盖b11.515箱底b22.525m0.858.5 m10.8517.23 df0.036a1214.7取M16 a250,n4 d10.75df取M18 d20.5df0.517.338.665,取M取M8 d38，n4表9—9 D172D(55.5)df;D轴承外径 d40.3df0M.3617.335.199，取M取 d2(0.50.6)df取M8 2.7 本章小结

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

本章主要是对变速器各部件进行设计计算，包括齿轮计算和校核、轴设计计算、同步器及操纵机构设计、轴承及平键校核、变速器箱体设计，是变速器设计整体方案的确定。

第3章 有限元优化分析

本章将对关键设计部件进行有限元优化分析，分析软件采用catia。 鉴于设计校核时齿轮校核中倒档主动直齿轮和一档被动斜齿轮计算应力较大，故对其采用catia有限元分析，同时对中间轴和第二轴也采用有限元分析。

3.1 齿轮catia有限元分析

3.1.1 倒档主动直齿轮catia有限元分析

如图2-9所示，为倒档主动直齿轮catia有限元分析图：

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计） 图2-9倒档主动直齿轮有限元应力图

3.1.2 一档从动齿轮catia有限元分析

如图2-10所示，为一档从动齿轮catia有限元分析图：

图2-10一档从动齿轮有限元应力图

3.2 变速器轴catia有限元分析

3.2.1 中间轴catia有限元分析

如图2-11所示，中间轴catia有限元分析图：

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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）

图2-11中间轴有限元应力图

3.2.2 第二轴catia有限元分析

如图2-12所示，第二轴catia有限元分析图：

图2-12第二轴有限元应力图

3.3 本章小结

本章主要是对变速器部件的catia有限元分析，包括变速器中间轴和第二轴的分析和应力最大的斜齿轮、直齿轮分析，生成catia有限元分析图。

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结论

本次设计是黑豹微型商用车HB1027的变速器部分。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。

对于本次设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂档时用结合套，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这一点是本次设计的不理想之处。但是，在以后的工作和学习中，我会继续学习和研究变速器技术，以求其设计更加合理和经济。

紧张忙碌的毕业设计已经接近尾声，这次设计是对我大学四年来的学习的一次最综合的检验，也更是一次综合的学习过程。毕业设计不仅使我学习和巩固了专业课知识而且了解了不少相关专业的知识，个人能力得到很大提高。同时也锻炼了与人协作的精神，为以后我踏入社会工作打下了良好的基础。

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致 谢

转眼间，大学四年很快就要结束了。而作为大学生活的最后一个环节—毕业设计，经过近20周的紧张准备，也将接近尾声。在这次毕业设计中，我不但巩固了以前所学的知识，并从中学到了很多新的东西，尤其是《汽车设计》、《汽车构造》和《汽车理论》这三门课程。在这里，我向那些在这四年里给于过我巨大帮助的老师和同学们表示衷心的感谢，正是他们的帮忙才让我得以圆满的完成四年的学业和最后的毕业设计。

在这次设计的过程中，指导老师XX老师一直都关注着我的每一步进展，并给了我很多好的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成毕业设计任务，这与刘老师的指导是分不开的，在此，我对他表示衷心感谢。

另外，遇到技术困难的时候，车辆工程专业的老师们也给了我很多帮助，在寻求他们帮助的时候，他们都无微不至，因此我也非常感谢他们。

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