汽车手动变速箱分析与改进设计（含图纸）
汽车手动变速箱分析与改进设计（含图纸）[20191230153401]
毕业设计说明书（论文）中文摘要
毕业设计说明书（论文）外文摘要
1 绪论
1.1 变速器的基本功用
汽车的行驶条件和工况的多样性变化，这就要求我们的汽车所提供的驱动力和转矩也能在很大范围内变化以适应汽车不同的行驶条件与行驶工况。然而，作为汽车人的我们都知道，发动机所能提供的转矩的变化范围都比较小，不足以适应复杂多变的行驶条件和行驶工况，因而在汽车的传动系统中设置了变速器来解决这一矛盾。具体的讲，汽车变速器的主要作用有如下几点：
1.1.1 改变传动比：
手动变速器中，每个档位的传动比都是固定的。一档传动比最大，应用齿轮传动降速原理（如图1），一档的车速是最低的。由于功率p等于转速与转矩的乘积，即：p=u*v，发动机所发出的功率不变，速度降低，因而转矩变大，所以一档的转矩是最大的。依次类推，对于大部分汽车而言，5档是超速档（如图2），最高车速车速最大，转矩最小。四档为直接档，传动比为1。
1.1.2 实现倒车：
在倒档齿轮传动中，设置三个齿轮，改变传动方向，实现倒档行驶。在本毕业设计中，采用如图3所示的形式。
1.1.3 中断动力传递：
利用空挡，切断第一轴与第二轴之间的动力传递，以保证汽车能平稳启动并稳定怠速运转。
1.2 奥迪100型车012轴式变速器的结构原理
1.2.1 奥迪100型车012型两轴式变速器结构图：
如图4
1.2.2 两轴式变速器原理示意图：
如图5
1.2.3 两轴式变速器传动原理分析[1]：
①一档动力传递路线：2-5-23-22-19-24
②二档动力传递路线：2-7-21-22-19-24
③三档动力传递路线：2-9-8-20-19-24
④四档动力传递路线：2-9-10-18-19-24
⑤五档动力传递路线：2-11-16-15-19-24
⑥倒档动力传递路线：2-13-26-14-15-19-24
1.3 改进思路及设计要求
1.3.1 改进思路：
在原来012型两轴式变速箱的基础上，将第二轴上的两个花键毂移到第一轴上。由此，第一轴上就有三个与第一轴压配合的花键毂，还有五个空套在第一轴上的1-5档的主动齿轮和一个空套的倒档主动齿轮。由此，动力输出轴上将依次分布有六个从动齿轮，从高档往低档分别为1-5档的输出轴齿轮和输出轴倒档齿轮，他们均通过内外花键的相互啮合保持与第二轴的同步转动。原来的倒档中间轴和倒档中间轴齿轮不动（如图6）。这样改过之后，当动力从第一轴进来时，第一轴上只有三个花键毂在转，空套的齿轮不随着轴一起转动。又由于花键毂比齿轮要轻（这是由于要让主动齿轮和接合套正常结合，花键毂必须要比一档主动齿轮的尺寸还要小），因而第一轴的转动惯量将比原来要小，而在正常行驶过程中，第二轴的转动惯量将变大。其他的元件及构造均不变。
1.3.2 设计要求：
①保证汽车具有高的动力性能和燃油经济性。②传动效率高。③保证汽车换挡时工作可靠平稳，操纵轻便。④保证变速箱体重量轻，体积小。⑤行驶与换挡时噪声小[2]。
2 二轴式变速箱结构形式
2.1 齿轮布置型式
本设计对Audi100型车012型变速箱进行改进设计，齿轮布置形式如图6。
2.2 轴承布置形式
本设计中轴承的型式采用原012型变速箱的轴承型式不变，即输入轴前端使用滚针轴承，后端使用滚子轴承，中间用球轴承和一个滚子轴承支撑在变速器前壳体上；输出轴使用圆锥滚子轴承支撑在变速器壳体上。
2.3 换挡机构的型式
在本毕业设计中前进档采用锁环式同步器换挡机构。其结构原理如图7所示。
2.4 防跳档，脱档装置结构
为了防止汽车在运行过程中由于振动导致的自行脱档或者自行跳档，在变速器操纵机构中加入自锁装置和互锁装置。
1)自锁装置：防止齿轮产生轴向移动而减少齿的啮合长度。自锁装置由自
锁钢球和自锁弹簧构成。其结构如图9所示。
2)互锁装置：防止同时挂入两个档位。互锁装置由互锁钢球和互锁销构成。其结构如图8所示。
2.5 倒档结构型式和倒档锁装置
2.5.1 倒档结构：
本设计中的倒档结构采用在第二轴旁加入一个倒档中间轴的型式，通过第三个齿轮（即倒档中间轴齿轮）来改变动力传递方向。如图9和图3所示。
2.5.2 倒档锁装置：
为了防止驾驶员误挂倒档，特地设置倒档锁。驾驶员必须使用很大的力来克服弹簧的弹力才能挂上倒档，以此来提醒驾驶员。其结构如图10所示。
3 改进后变速器主要参数的确定
3.1 基本参数的确定：
通过查阅资料可知，奥迪100型2.0排量的车的相关参数如下：最大功率(kW/rpm) 85.0/5400 ，最大扭矩(N.m/rpm) 172/4000，综合工况百公里油耗（L/100km）9.4，变速器为5档手动变速，原传动比为：i1=39/11=3.545, iR=35/10=3.5。由设计要求可知，本车为家庭用中级轿车，载质量在原有基础上均不变动，所以据此可确定，发动机参数不变，为最大功率(kW/rpm)85.0/5400，最大扭矩(N.m/rpm) 172/4000；变速箱采用五个前进档，一个倒档。其中五档为超速档。
3.2 各档传动比的确定：
3.2.1 根据最大爬坡度确定一档传动比：
根据2.1已经确定发动机的功率和最大扭矩，以及变速器档位数和汽车排量，由于这是家庭乘用车,选择最高车速为220码，且由于轿车的爬坡能力常常大于30%，即大于16.7。在本毕业设计中选定这款轿车的最大爬坡度为20度，根据用最大爬坡度确定一档传动比的方法，有 其中，G为汽车总重量，r是汽车驱动轮的滚动半径， 是道路最大阻力系数，Ttqmax是发动机最大转矩，i0 是主传动器传动比， 是汽车传动系总效率[3]。据此，可计算得一档传动比为i1=3.144。
3.2.2 根据驱动轮与路面间的附着力确定一档传动比：
又由于，要想汽车正常行驶，驱动轮不打滑，必须使汽车所能提供的驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力，据此可得公式 转化可得关系式： ,式中， 是道路附着系数，一般取0.5—0.6，Fz为坡道上路面对驱动轮的法向反作用力。计算可得一档传动比ig1=3.269。
3.2.3 按照最低稳定车速确定一档传动比：
当汽车在柔软路面上行驶时，因为土壤受冲击剪切破坏而使地面附着力大幅下降，严重时可使汽车无法行驶。此时，变速箱最大传动比itmax应当能够保证汽车在极低的车速下稳定行驶。这里，可设最低稳定车速为uamin（km/h）,则有公式： ，式中，r为车轮滚动半径（m），nmin为发动机最低稳定转速（r/min），itmax为最大传动比[4],据此，可求得一档传动比ig1=3.258。根据三种方法算出来的三个以党内传动比，选其中的最小值ig1=3.144,经验证，满足最大爬坡度和地面附着力的要求，可以采用。故选定一档传动比ig1=3.144。
3.2.4 最小传动比选定：
最小传动比可根据最高档动力印数D0max来确定，一般有如下关系式： 式中，G为汽车的重力（N）；uat为汽车处于最高档时并且发动机发出最大转矩时的汽车车速（km/h），Domax为最高档动力因数，中级轿车一般取0.1—0.15，A为轿车的迎风面积。计算可得最小传动比为i0=0.795。
3.2.5 其他档位传动比的确定：
为了充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性能，使汽车发动机能经常在接近外特性最大功率Pemax处的大功率范围内运转，以增加汽车的后备功率，提高汽车的加速或上坡能力，汽车传动系各档传动比应当按照等比级数分配，并且相邻档位传动比之间的比值不应大于1.7-1.8。设公比为“q”则有公式： ，转化可得第m档的传动比为： [5]，计算可得公比为1.42，第二档传动比为ig2=2.214，第三档传动比ig3=1.559，第四档传动比ig4=1.098。
3.3 中心距（A）的确定：
中心距A是汽车变速器的一个基本参数，其取值的不同不仅会对变速器的外形尺寸，体积，质量大小有影响，而且还会对轮齿的接触强度有影响。具体地说，变速器中心距越小，变速器轮齿的接触应力越大，齿轮的寿命也就相应越短。因此，最小中心距的确定应当保证轮齿有良好的接触应力，不至发生轮齿折断，点蚀，胶合，磨损，齿面塑性变形；更不应当使轮齿由于中心距过大而导致退出啮合。又因为变速器的传动轴轴是经过轴承安装在变速器的壳体上。从布置轴承的可能性方面考虑，并且还要不影响壳体的强度，这也要求中心距选的要大一点[6]。依据经验公式： 式中，A为变速器中心距，KA为中心距系数，其中乘用车KA取8.9-9.6，Temax为发动机最大转矩（N.M），i1为变速器一档传动比， 为变速器传动效率，取96%，可确定中心距范围为69.609-75.084，为使检测与计算方便，圆整处理后取Ａ＝75mm。
4 变速器齿轮参数的设计
4.1 齿轮参数的设计
4.1.1 模数的选取：
齿轮模数是一个非常重要的参数，确定齿轮模数的因素很多，其中最重要的就是变速器齿轮所承受的载荷的大小，因此高档齿轮跟低档齿轮所选用的模数应当不一样。根据GB/T1357-1987可选用如下模数：一档m=2.5mm，倒档m=2.5mm。
4.1.2 压力角的选取：
压力角取的较小时，重合度较大，传动平稳，噪声低；压力角较大时，轮齿的抗弯强度和表面接触强度能得到相应的提高加强。国家规定的压力角标准值为20。故，此设计中采用轮齿压力角20。
4.1.3 螺旋角的选取：
第一轴齿轮应该采用左旋，因为左旋可以使第一轴所受的齿向力直接通过轴承盖作用在变速器的壳体上，而不必通过轴承的弹性挡圈传递。这里暂定螺旋角为 。
4.1.4 齿宽的选取：
齿轮宽度取的越大，承载能力也就相应越高，但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变化等原因，延齿宽方向的受力不是均匀的，因而齿宽的选取不宜过大。有经验公式：直齿轮b=(4.5—7.5)m；斜齿轮b=(6.0-8.5)m[7]。再此，综合考虑各个齿轮的情况并结合本毕业设计的要求，倒档齿轮采用直齿轮，齿宽为18mm，前进档均采用斜齿轮，齿宽为20mm。
4.2 齿轮齿数的确定
4.2.1 一档齿轮齿数的确定：
一档传动比 ，为了确定Z5和Z23的齿数，这里先求其齿数和 ，其中A=75mm，m=2.5，计算可得 ，取整得 ，根据经验，第一轴一档齿轮齿数在15—17之间取，这里，可以选取 ,则 。下面，通过 对中心距进行修正，并确定螺旋角精确数值。由公式 有， ，对中心距A进行修正，取A=75mm，然后根据中心距，模数和齿数可以重新确定螺旋角的精确值，有公式 [8]。
4.2.2 倒档齿轮齿数的确定：
在本设计中，倒档采用的是直齿圆柱齿轮。倒档传动比 ，倒档传动比 [9]，参照一档齿轮的齿数，可选定 。
5 改进后变速器的相关元件
5.1 齿轮
第一轴上的所有花键毂均通过花键与轴紧密配合，第一周上的所有主动齿轮均通过滚针轴承空套在轴上，第二轴上的所有从动齿轮均通过花键与轴紧密配合，倒档中间轴齿轮通过滚针轴承空套在倒档中间轴上。
5.2 轴
5.2.1 轴的直径的确定：
在已经确定了中心距A之后，可根据公式 算出第一轴的轴直径，经计算得：d1=30mm-37.5mm；这里，初选第一轴的直径为d1=30mm。
5.2.2 轴的长度的确定：
轴的长度对轴的强度的影响很大，在草图设计的过程中，轴的长度可以初步的确定下来。根据关系式有：
第一轴： ，计算可得第一轴长度L1=166.67-187.5(mm)
5.2.3 轴的结构的确定：
见附录1
5.2.4 花键的型式和尺寸：
第一轴上所有花键毂部分的花键直径可以按下列公式初选： ，式中，K为经验系数，一般取K=4.0-4.6， 为发动机最大转矩，由此可得，d=22.245-25.581(mm)，公差等级为IT12，型式为 渐开线花键。
6 变速器的强度计算与校核
6.1 转矩的计算
校核过程中，不考虑功率的损失，取最大转矩 可得：
一档传递转矩：
倒档传递转矩：
6.2 齿轮的校核
6.2.1直齿轮弯曲应力：
，式中， 是弯曲应力， ， ，可近似取1.65， 是摩 擦力影响系数，主动齿轮去1.1，从动齿轮取0.9，b是齿宽，取18，t为端面齿距，y是齿形系数[13]。在本设计中，只有倒档是直齿圆柱齿轮，故当处于倒档时， ,因而有 , ，倒档直齿轮许用应力在400-800mpa，故弯曲强度足够。
6.2.2 一档齿轮弯曲应力：
，其中 是重合度影响系数，取2.0， =1.5，一档齿轮圆周力 ，计算可得 ，同理可得：查相关资料可知，许用应力在180-350mpa内，强度要求足够，根据计算结果，所有斜齿轮强度要求均足够。
6.2.3 齿轮的接触应力 ：
有公式 ，式中， 为齿轮的接触应力，F为齿面上的法向力（ ）， 为圆周力， ， 为节点处的压力角， 为齿轮螺旋角，E为齿轮材料的弹性模量，可取 b为齿轮接触的实际宽度， ， 为主从动齿轮节点处的曲率半径，对于直齿轮， = , = ，对于斜齿轮， = ）/ ， = * ， ， 分别为主从动齿轮节圆半径。若将作用在变速器第一轴上的载荷 ，变速器齿轮的许用接触应力 见表2：
表1 变速器齿轮的许用接触应力
齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮
一档和倒档1900-2000950-1000
常啮合齿轮和高档1300-1400650-700
通过计算可得出各档齿轮的接触应力分别如下：
一档： =1940.81 mpa
倒档： =1993.25 mpa
对照上表，所有齿轮的接触应力均基本符合要求，故可以采用。
6.3 轴的校核
6.3.1 第一轴的强度与刚度校核：
第一轴的扭矩强度条件公式：
[14]
式中： 为扭转切应力（mpa），
T为轴所受的扭矩（N.mm）
为轴的抗扭界面系数（ ）
P为轴传递的功率（KW）
d为计算截面处轴的直径（mm）
为许用扭转切应力（mpa）
其中， P=85KW，n=5400r/min，d=30mm，代入计算可得 =27.838，查表可知 =55MPa，故 < 强度符合要求。
轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示，其计算公式为：
式中，T为轴所受的扭矩（N.mm）
G为轴的材料的剪切弹性模量，对于钢材，G=8.1*104MPa
为轴截面的极惯性矩 [15]
把一只数据代入上式中，经计算可得， ，对于一般传动轴， =0.5-1，故刚度符合要求。
结 论
本设计是在奥迪100型车012型变速箱的基础上展开的。变速器是汽车不可或缺的一部分，其中机械式变速器的技术发展到今天已经成熟，我的设计对于如今的技术来说，虽然已经不能适应社会的发展，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，意义是十分深远的。其中的设计理念和设计方法很值得我们去学习，去探讨的，这些理念和方法是我们走上工作岗位的基础，也是对我们本科四年学习的很好的总结。
对于本毕业设计的手动变速器来说，其特点为：扭矩变化范围大，可以满足不同的工况要求；第一轴转动惯量变小，第二轴转动惯量变大；结构简单，易于生产，维修方便，价格低廉；换挡机构采用锁环式同步器挂档，可以使变速器挂档平稳，降低噪声，延长齿轮的使用寿命；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，这也是本设计的不理想之处。再者，本毕业实际在过程和方法上还存在很大不足，因为个人能力及知识水平有限，所以在变速器材料，刚度，强度，耐用度等等许多方面还需要重新考察，诚请各位老师指正。
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全面的检验，也更是一次综合的学习过程。本毕业设计不仅使我学习了更多的专业知识，也巩固了我已经学过的专业知识，让我对已经学过的知识有了更深层次的理解，个人能力也得到了很大的提高。同时也锻炼了我的团队协作精神，为我以后走上社会打下了扎实的基础。
致 谢
通过本次毕业设计，不但巩固了我以前所学的专业知识，也从中学到了更多的新知识，尤其对汽车设计理论和汽车构造知识有了更深层次的理解。在这里，我像四年里给予过我巨大帮助的老师跟同学表示衷心的感谢，这是因为有了你们无私的帮助与奉献，才使得我圆满的完成了大学四年的学习与生活。
在本次毕业设计的过程中，指导老师严桃平严老师一直关注着我的每一步进展，在我不在学校的期间内，严老师也经常打电话询问我的进展并给予适当的建议，同时，严老师也对我提出了更加严格的要求。我之所以能圆满的完成本次的毕业设计，这与严老师的帮助和指导是分不开的，在此，我表示衷心的感谢。
另外，我还要感谢交通工程学院的各位领导，各位老师这三年来对我的教导和帮助，是你们丰富了我的专业知识，是你们严谨了我的学习态度，是你们教会了我做人做事的方法，你们的敦敦教诲，使我如沐春风，终身受益。在此，我表示深深的感谢！
参 考 文 献
1． 陈家瑞.汽车构造[M].下册.第三版.北京.机械工业出版社，2007
2． 刘惟信.汽车设计[M].北京：清华大学出版社，2001
3． 王望予.汽车设计[M].第4版.机械工业出版社，2010
4． 张文春.汽车理论[M].第二版.机械工业出版社，2012
5． 宋新萍.汽车制造工艺学[M].清华大学出版社，2012
6． 张学利，何勇.在用汽车传动系阻力的研究[J].公路交通科技，2001(1)：91～93
7． 夏迎春，陈慧岩.动力传动系统的整体控制技术[J].车辆与动力技术，2002(1):43～47
8． 宋宝玉，任秉银.汽车传动系参数优化设计系统的研究[J].哈尔滨工业大学学报，2001(1):179～182
9． 李良德.汽车变速器参数优化设计[J].设计与研究，2012(2):1～4
10. Ross Babcock Scientific American>，2007
11. Frederic Williams D.Tippi >,2010
12.Yon-Sang Cho,Heung-Sik Park，2009
13.冯樱.汽车变速器齿轮的三维建模及参数化设计[J].湖北汽车工业学院，2006(1)：16～18
14. 石允国.汽车变速器的现状与前景[J].兰州石化职业技术学院期刊 2007（2）:1～3
15. 杨可桢，程光蕴，李仲生.机械设计基础[M].第5版.高等教育出版社，2006
附录1：相关齿轮和轴的工程图
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1 绪论
1.1 变速器的基本功用
汽车的行驶条件和工况的多样性变化，这就要求我们的汽车所提供的驱动力和转矩也能在很大范围内变化以适应汽车不同的行驶条件与行驶工况。然而，作为汽车人的我们都知道，发动机所能提供的转矩的变化范围都比较小，不足以适应复杂多变的行驶条件和行驶工况，因而在汽车的传动系统中设置了变速器来解决这一矛盾。具体的讲，汽车变速器的主要作用有如下几点：
1.1.1 改变传动比：
手动变速器中，每个档位的传动比都是固定的。一档传动比最大，应用齿轮传动降速原理（如图1），一档的车速是最低的。由于功率p等于转速与转矩的乘积，即：p=u*v，发动机所发出的功率不变，速度降低，因而转矩变大，所以一档的转矩是最大的。依次类推，对于大部分汽车而言，5档是超速档（如图2），最高车速车速最大，转矩最小。四档为直接档，传动比为1。
1.1.2 实现倒车：
在倒档齿轮传动中，设置三个齿轮，改变传动方向，实现倒档行驶。在本毕业设计中，采用如图3所示的形式。
1.1.3 中断动力传递：
利用空挡，切断第一轴与第二轴之间的动力传递，以保证汽车能平稳启动并稳定怠速运转。
1.2 奥迪100型车012轴式变速器的结构原理
1.2.1 奥迪100型车012型两轴式变速器结构图：
如图4
1.2.2 两轴式变速器原理示意图：
如图5
1.2.3 两轴式变速器传动原理分析[1]：
①一档动力传递路线：2-5-23-22-19-24
②二档动力传递路线：2-7-21-22-19-24
③三档动力传递路线：2-9-8-20-19-24
④四档动力传递路线：2-9-10-18-19-24
⑤五档动力传递路线：2-11-16-15-19-24
⑥倒档动力传递路线：2-13-26-14-15-19-24
1.3 改进思路及设计要求
1.3.1 改进思路：
在原来012型两轴式变速箱的基础上，将第二轴上的两个花键毂移到第一轴上。由此，第一轴上就有三个与第一轴压配合的花键毂，还有五个空套在第一轴上的1-5档的主动齿轮和一个空套的倒档主动齿轮。由此，动力输出轴上将依次分布有六个从动齿轮，从高档往低档分别为1-5档的输出轴齿轮和输出轴倒档齿轮，他们均通过内外花键的相互啮合保持与第二轴的同步转动。原来的倒档中间轴和倒档中间轴齿轮不动（如图6）。这样改过之后，当动力从第一轴进来时，第一轴上只有三个花键毂在转，空套的齿轮不随着轴一起转动。又由于花键毂比齿轮要轻（这是由于要让主动齿轮和接合套正常结合，花键毂必须要比一档主动齿轮的尺寸还要小），因而第一轴的转动惯量将比原来要小，而在正常行驶过程中，第二轴的转动惯量将变大。其他的元件及构造均不变。
1.3.2 设计要求：
①保证汽车具有高的动力性能和燃油经济性。②传动效率高。③保证汽车换挡时工作可靠平稳，操纵轻便。④保证变速箱体重量轻，体积小。⑤行驶与换挡时噪声小[2]。
2 二轴式变速箱结构形式
2.1 齿轮布置型式
本设计对Audi100型车012型变速箱进行改进设计，齿轮布置形式如图6。
2.2 轴承布置形式
本设计中轴承的型式采用原012型变速箱的轴承型式不变，即输入轴前端使用滚针轴承，后端使用滚子轴承，中间用球轴承和一个滚子轴承支撑在变速器前壳体上；输出轴使用圆锥滚子轴承支撑在变速器壳体上。
2.3 换挡机构的型式
在本毕业设计中前进档采用锁环式同步器换挡机构。其结构原理如图7所示。
2.4 防跳档，脱档装置结构
为了防止汽车在运行过程中由于振动导致的自行脱档或者自行跳档，在变速器操纵机构中加入自锁装置和互锁装置。
1)自锁装置：防止齿轮产生轴向移动而减少齿的啮合长度。自锁装置由自
锁钢球和自锁弹簧构成。其结构如图9所示。
2)互锁装置：防止同时挂入两个档位。互锁装置由互锁钢球和互锁销构成。其结构如图8所示。
2.5 倒档结构型式和倒档锁装置
2.5.1 倒档结构：
本设计中的倒档结构采用在第二轴旁加入一个倒档中间轴的型式，通过第三个齿轮（即倒档中间轴齿轮）来改变动力传递方向。如图9和图3所示。
2.5.2 倒档锁装置：
为了防止驾驶员误挂倒档，特地设置倒档锁。驾驶员必须使用很大的力来克服弹簧的弹力才能挂上倒档，以此来提醒驾驶员。其结构如图10所示。
3 改进后变速器主要参数的确定
3.1 基本参数的确定：
通过查阅资料可知，奥迪100型2.0排量的车的相关参数如下：最大功率(kW/rpm) 85.0/5400 ，最大扭矩(N.m/rpm) 172/4000，综合工况百公里油耗（L/100km）9.4，变速器为5档手动变速，原传动比为：i1=39/11=3.545, iR=35/10=3.5。由设计要求可知，本车为家庭用中级轿车，载质量在原有基础上均不变动，所以据此可确定，发动机参数不变，为最大功率(kW/rpm)85.0/5400，最大扭矩(N.m/rpm) 172/4000；变速箱采用五个前进档，一个倒档。其中五档为超速档。
3.2 各档传动比的确定：
3.2.1 根据最大爬坡度确定一档传动比：
根据2.1已经确定发动机的功率和最大扭矩，以及变速器档位数和汽车排量，由于这是家庭乘用车,选择最高车速为220码，且由于轿车的爬坡能力常常大于30%，即大于16.7。在本毕业设计中选定这款轿车的最大爬坡度为20度，根据用最大爬坡度确定一档传动比的方法，有 其中，G为汽车总重量，r是汽车驱动轮的滚动半径， 是道路最大阻力系数，Ttqmax是发动机最大转矩，i0 是主传动器传动比， 是汽车传动系总效率[3]。据此，可计算得一档传动比为i1=3.144。
3.2.2 根据驱动轮与路面间的附着力确定一档传动比：
又由于，要想汽车正常行驶，驱动轮不打滑，必须使汽车所能提供的驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力，据此可得公式 转化可得关系式： ,式中， 是道路附着系数，一般取0.5—0.6，Fz为坡道上路面对驱动轮的法向反作用力。计算可得一档传动比ig1=3.269。
3.2.3 按照最低稳定车速确定一档传动比：
当汽车在柔软路面上行驶时，因为土壤受冲击剪切破坏而使地面附着力大幅下降，严重时可使汽车无法行驶。此时，变速箱最大传动比itmax应当能够保证汽车在极低的车速下稳定行驶。这里，可设最低稳定车速为uamin（km/h）,则有公式： ，式中，r为车轮滚动半径（m），nmin为发动机最低稳定转速（r/min），itmax为最大传动比[4],据此，可求得一档传动比ig1=3.258。根据三种方法算出来的三个以党内传动比，选其中的最小值ig1=3.144,经验证，满足最大爬坡度和地面附着力的要求，可以采用。故选定一档传动比ig1=3.144。
3.2.4 最小传动比选定：
最小传动比可根据最高档动力印数D0max来确定，一般有如下关系式： 式中，G为汽车的重力（N）；uat为汽车处于最高档时并且发动机发出最大转矩时的汽车车速（km/h），Domax为最高档动力因数，中级轿车一般取0.1—0.15，A为轿车的迎风面积。计算可得最小传动比为i0=0.795。
3.2.5 其他档位传动比的确定：
为了充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性能，使汽车发动机能经常在接近外特性最大功率Pemax处的大功率范围内运转，以增加汽车的后备功率，提高汽车的加速或上坡能力，汽车传动系各档传动比应当按照等比级数分配，并且相邻档位传动比之间的比值不应大于1.7-1.8。设公比为“q”则有公式： ，转化可得第m档的传动比为： [5]，计算可得公比为1.42，第二档传动比为ig2=2.214，第三档传动比ig3=1.559，第四档传动比ig4=1.098。
3.3 中心距（A）的确定：
中心距A是汽车变速器的一个基本参数，其取值的不同不仅会对变速器的外形尺寸，体积，质量大小有影响，而且还会对轮齿的接触强度有影响。具体地说，变速器中心距越小，变速器轮齿的接触应力越大，齿轮的寿命也就相应越短。因此，最小中心距的确定应当保证轮齿有良好的接触应力，不至发生轮齿折断，点蚀，胶合，磨损，齿面塑性变形；更不应当使轮齿由于中心距过大而导致退出啮合。又因为变速器的传动轴轴是经过轴承安装在变速器的壳体上。从布置轴承的可能性方面考虑，并且还要不影响壳体的强度，这也要求中心距选的要大一点[6]。依据经验公式： 式中，A为变速器中心距，KA为中心距系数，其中乘用车KA取8.9-9.6，Temax为发动机最大转矩（N.M），i1为变速器一档传动比， 为变速器传动效率，取96%，可确定中心距范围为69.609-75.084，为使检测与计算方便，圆整处理后取Ａ＝75mm。
4 变速器齿轮参数的设计
4.1 齿轮参数的设计
4.1.1 模数的选取：
齿轮模数是一个非常重要的参数，确定齿轮模数的因素很多，其中最重要的就是变速器齿轮所承受的载荷的大小，因此高档齿轮跟低档齿轮所选用的模数应当不一样。根据GB/T1357-1987可选用如下模数：一档m=2.5mm，倒档m=2.5mm。
4.1.2 压力角的选取：
压力角取的较小时，重合度较大，传动平稳，噪声低；压力角较大时，轮齿的抗弯强度和表面接触强度能得到相应的提高加强。国家规定的压力角标准值为20。故，此设计中采用轮齿压力角20。
4.1.3 螺旋角的选取：
第一轴齿轮应该采用左旋，因为左旋可以使第一轴所受的齿向力直接通过轴承盖作用在变速器的壳体上，而不必通过轴承的弹性挡圈传递。这里暂定螺旋角为 。
4.1.4 齿宽的选取：
齿轮宽度取的越大，承载能力也就相应越高，但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变化等原因，延齿宽方向的受力不是均匀的，因而齿宽的选取不宜过大。有经验公式：直齿轮b=(4.5—7.5)m；斜齿轮b=(6.0-8.5)m[7]。再此，综合考虑各个齿轮的情况并结合本毕业设计的要求，倒档齿轮采用直齿轮，齿宽为18mm，前进档均采用斜齿轮，齿宽为20mm。
4.2 齿轮齿数的确定
4.2.1 一档齿轮齿数的确定：
一档传动比 ，为了确定Z5和Z23的齿数，这里先求其齿数和 ，其中A=75mm，m=2.5，计算可得 ，取整得 ，根据经验，第一轴一档齿轮齿数在15—17之间取，这里，可以选取 ,则 。下面，通过 对中心距进行修正，并确定螺旋角精确数值。由公式 有， ，对中心距A进行修正，取A=75mm，然后根据中心距，模数和齿数可以重新确定螺旋角的精确值，有公式 [8]。
4.2.2 倒档齿轮齿数的确定：
在本设计中，倒档采用的是直齿圆柱齿轮。倒档传动比 ，倒档传动比 [9]，参照一档齿轮的齿数，可选定 。
5 改进后变速器的相关元件
5.1 齿轮
第一轴上的所有花键毂均通过花键与轴紧密配合，第一周上的所有主动齿轮均通过滚针轴承空套在轴上，第二轴上的所有从动齿轮均通过花键与轴紧密配合，倒档中间轴齿轮通过滚针轴承空套在倒档中间轴上。
5.2 轴
5.2.1 轴的直径的确定：
在已经确定了中心距A之后，可根据公式 算出第一轴的轴直径，经计算得：d1=30mm-37.5mm；这里，初选第一轴的直径为d1=30mm。
5.2.2 轴的长度的确定：
轴的长度对轴的强度的影响很大，在草图设计的过程中，轴的长度可以初步的确定下来。根据关系式有：
第一轴： ，计算可得第一轴长度L1=166.67-187.5(mm)
5.2.3 轴的结构的确定：
见附录1
5.2.4 花键的型式和尺寸：
第一轴上所有花键毂部分的花键直径可以按下列公式初选： ，式中，K为经验系数，一般取K=4.0-4.6， 为发动机最大转矩，由此可得，d=22.245-25.581(mm)，公差等级为IT12，型式为 渐开线花键。
6 变速器的强度计算与校核
6.1 转矩的计算
校核过程中，不考虑功率的损失，取最大转矩 可得：
一档传递转矩：
倒档传递转矩：
6.2 齿轮的校核
6.2.1直齿轮弯曲应力：
，式中， 是弯曲应力， ， ，可近似取1.65， 是摩 擦力影响系数，主动齿轮去1.1，从动齿轮取0.9，b是齿宽，取18，t为端面齿距，y是齿形系数[13]。在本设计中，只有倒档是直齿圆柱齿轮，故当处于倒档时， ,因而有 , ，倒档直齿轮许用应力在400-800mpa，故弯曲强度足够。
6.2.2 一档齿轮弯曲应力：
，其中 是重合度影响系数，取2.0， =1.5，一档齿轮圆周力 ，计算可得 ，同理可得：查相关资料可知，许用应力在180-350mpa内，强度要求足够，根据计算结果，所有斜齿轮强度要求均足够。
6.2.3 齿轮的接触应力 ：
有公式 ，式中， 为齿轮的接触应力，F为齿面上的法向力（ ）， 为圆周力， ， 为节点处的压力角， 为齿轮螺旋角，E为齿轮材料的弹性模量，可取 b为齿轮接触的实际宽度， ， 为主从动齿轮节点处的曲率半径，对于直齿轮， = , = ，对于斜齿轮， = ）/ ， = * ， ， 分别为主从动齿轮节圆半径。若将作用在变速器第一轴上的载荷 ，变速器齿轮的许用接触应力 见表2：
表1 变速器齿轮的许用接触应力
齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮
一档和倒档1900-2000950-1000
常啮合齿轮和高档1300-1400650-700
通过计算可得出各档齿轮的接触应力分别如下：
一档： =1940.81 mpa
倒档： =1993.25 mpa
对照上表，所有齿轮的接触应力均基本符合要求，故可以采用。
6.3 轴的校核
6.3.1 第一轴的强度与刚度校核：
第一轴的扭矩强度条件公式：
[14]
式中： 为扭转切应力（mpa），
T为轴所受的扭矩（N.mm）
为轴的抗扭界面系数（ ）
P为轴传递的功率（KW）
d为计算截面处轴的直径（mm）
为许用扭转切应力（mpa）
其中， P=85KW，n=5400r/min，d=30mm，代入计算可得 =27.838，查表可知 =55MPa，故 < 强度符合要求。
轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示，其计算公式为：
式中，T为轴所受的扭矩（N.mm）
G为轴的材料的剪切弹性模量，对于钢材，G=8.1*104MPa
为轴截面的极惯性矩 [15]
把一只数据代入上式中，经计算可得， ，对于一般传动轴， =0.5-1，故刚度符合要求。
结 论
本设计是在奥迪100型车012型变速箱的基础上展开的。变速器是汽车不可或缺的一部分，其中机械式变速器的技术发展到今天已经成熟，我的设计对于如今的技术来说，虽然已经不能适应社会的发展，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，意义是十分深远的。其中的设计理念和设计方法很值得我们去学习，去探讨的，这些理念和方法是我们走上工作岗位的基础，也是对我们本科四年学习的很好的总结。
对于本毕业设计的手动变速器来说，其特点为：扭矩变化范围大，可以满足不同的工况要求；第一轴转动惯量变小，第二轴转动惯量变大；结构简单，易于生产，维修方便，价格低廉；换挡机构采用锁环式同步器挂档，可以使变速器挂档平稳，降低噪声，延长齿轮的使用寿命；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，这也是本设计的不理想之处。再者，本毕业实际在过程和方法上还存在很大不足，因为个人能力及知识水平有限，所以在变速器材料，刚度，强度，耐用度等等许多方面还需要重新考察，诚请各位老师指正。
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全面的检验，也更是一次综合的学习过程。本毕业设计不仅使我学习了更多的专业知识，也巩固了我已经学过的专业知识，让我对已经学过的知识有了更深层次的理解，个人能力也得到了很大的提高。同时也锻炼了我的团队协作精神，为我以后走上社会打下了扎实的基础。
致 谢
通过本次毕业设计，不但巩固了我以前所学的专业知识，也从中学到了更多的新知识，尤其对汽车设计理论和汽车构造知识有了更深层次的理解。在这里，我像四年里给予过我巨大帮助的老师跟同学表示衷心的感谢，这是因为有了你们无私的帮助与奉献，才使得我圆满的完成了大学四年的学习与生活。
在本次毕业设计的过程中，指导老师严桃平严老师一直关注着我的每一步进展，在我不在学校的期间内，严老师也经常打电话询问我的进展并给予适当的建议，同时，严老师也对我提出了更加严格的要求。我之所以能圆满的完成本次的毕业设计，这与严老师的帮助和指导是分不开的，在此，我表示衷心的感谢。
另外，我还要感谢交通工程学院的各位领导，各位老师这三年来对我的教导和帮助，是你们丰富了我的专业知识，是你们严谨了我的学习态度，是你们教会了我做人做事的方法，你们的敦敦教诲，使我如沐春风，终身受益。在此，我表示深深的感谢！
参 考 文 献
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2． 刘惟信.汽车设计[M].北京：清华大学出版社，2001
3． 王望予.汽车设计[M].第4版.机械工业出版社，2010
4． 张文春.汽车理论[M].第二版.机械工业出版社，2012
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15. 杨可桢，程光蕴，李仲生.机械设计基础[M].第5版.高等教育出版社，2006
附录1：相关齿轮和轴的工程图
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