优秀论文
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摘 要
变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。所以变速器的结构设计的合理性直接影响到汽车动力性和经济性。设计要求达到换挡迅速、省力、方便、有较高的工作效率、工作噪声低。因此变速器在汽车中得到广泛应用。
本次设计的是五个前进档加一个倒档的中型专用车的变速器。为了使该变速器应用范围更加的广泛，应用到不同工程上，使得本变速器带有取力器。变速器采用中间轴式 , 换档形式采用的是同步器和滑移齿轮换档，使的换档方便，可靠。操纵机构设有自锁和互锁装置。
先利用已知参数确定各挡传动比， 再后确定齿轮的模数、 压力角、齿宽等参数。由中心矩确定箱体的长度、 高度和中间轴及二轴的轴径，
然后对中间轴和各挡齿轮进行校核。在设计过程中，利用 CAXA绘图，
运用 MATALAB软件编程。最后绘制装配图及零件图。
通过本次设计，使所设计的变速器工作可靠，传动效率更高。
关键词： 变速器，同步器，齿轮，取力器
Abstract
To change the engine used to spread transmission of torque and wheel speed, the aim of starting in place, climb, turn and accelerate a variety of driving conditions, different vehicle traction and speed, while the engine in the most favorable range conditions.Therefore, the reasonability of the structure design of a transmission gearbox directly affects the vehicle's dynamic performance. It is usually required shifting gears rapidly and conveniently,saving force, and of the five forward file plus a reverse of the transmission medium-sized special vehicle. In order to make the transmission more broad range of applications, application to a different project, make a check of the power transmission device. Transmission use of the middle axis, shifting the form of using the synchronizer gear shift and sliding to make the shift easy and reliable. Manipulation of institutions with self-locking and interlocking devices.
Using the given basic parameters, it was firstly determined the transmission ratio of each shift, the shaft center distances,the gear modulus, the gear pressing angles and widths, and so on. And then the general dimension of the gearbox, including its length, width and on the intermediate shaft and the block to check gear. During the design
process, using CAXA mapping, the use of software programming MATALAB. The final assembly drawing and componentsdrawing Fig.
Through this design, so that the design of the transmission of reliable, efficient transmission.
Key words:Transmission,，Synchronizer，Gear，Take out of power
目 录
第一章
前 言 ........................................................................................................ 1
第二章 变速器结构概述 ...........................................2
第三章 变速器各主要参数的设计计算 ...............................3 3.1 变速器传动比的确定 . ........................................ 3 3.2 中心距的初步确定 . ..........................................4 3.3 轴的直径的初步确定 . ........................................ 3.4 齿轮模数的确定 ............................................ 4 5
3.5 齿轮压力角的选择 . ..........................................5 3.6 各档齿轮齿数的分配 ........................................ 3.7 变位系数的选择 ............................................. 3.8 齿轮齿宽的设计计算 . ........................................ 5 7 7 3.9 变速器同步器的设计计算 . ....................................8 第四章 变速器中间轴的校核 ...................................... 4.1 中间轴常啮合齿轮处进行校核 ................................ 4.2 对中间轴四挡齿轮处进行校核 ................................ 4.3 对中间轴三挡齿轮进行校核 .................................. 4.4 对中间轴二挡齿轮处进行校核 ................................ 11 11 12 13 14
4.5 对中间轴一档挡齿轮处进行校核 ..............................14 第五章 变速器各档齿轮强度的校核 ................................ 5.1 齿轮弯曲应力计算 .......................................... 5.1.1 二轴一挡直齿轮校核 .................................... 5.1.2 倒挡直齿轮校核 ........................................ 16 16
16 16
5.1.3 二轴二挡斜齿轮校核 .................................... 17 5.1.4 二轴三挡斜齿轮校核 .................................... 17 5.1.5 二轴四挡斜齿轮校核 .................................... 17 5.1.6 二轴常啮合斜齿轮校核 .................................. 18 5.1.7 中间轴一档齿轮校核 .................................... 18 5.1.8 中间轴二档齿轮校核 .................................... 18 5.1.9 中间轴三档齿轮校核 .................................... 19
5.1.1.0 中间轴四档齿轮校核 .................................. 5.1.1.1 中间轴常啮合齿轮校核 ................................ 5.2 齿轮接触应力计算 .......................................... 19 5.2.1 二轴一挡直齿轮校核 .................................. 5.2.2 二轴二挡斜齿轮校核 .................................... 5.2.3 二轴三挡斜齿轮 Z 校核 ................................ 5.2.4 二轴四挡斜齿轮 Z 校核 .................................. 5.2.5 二轴常啮合斜齿轮 Z 校核 ................................ 5.2.6 中间轴一档齿轮校核 .................................... 5.2.7 中间轴二档齿轮校核 .................................... 5.2.8 中间轴三档齿轮校核 .................................... 5.2.9 中间轴四档齿轮校核 .................................... 5.2.1.0 中间轴常啮合齿轮校核 ................................ 5.2.1.1 倒档齿轮校核 ........................................ 24
19 19
20 21 21 22 22 23 23 23 24 24
第六章 变速器操纵机构的设计 .................................... 26 第七章 变速器轴承的选择 ........................................ 27 第八章 取力器的设计与计算 ...................................... 28 8.1 取力器的布置 ............................................. 8.2
28
取力器齿轮、轴和轴承的参数选择和强度计算 ..................28 32 33 34 35 35 44
第九章 结 论 ................................................... 参考文献 ....................................................... 致 谢 .......................................................... 附录一 ......................................................... 外文翻译 ..................................................... 附录二 .........................................................
第一章
前 言
变速器是传动系的重要部件，它的任务就是充分发挥发动机的性
能，使发动机发出的动力有效而经济地传到驱动轮，以满足汽车行驶
上的各项要求。无论从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整
个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计使极其必要的。变
速器设计和一些主要参数选择方法上依然沿袭传统设计方法。现代汽
车技术的发展对传动装置的设计工作提出了更高的要求。在这种情况
下，传动装置的设计，不但要满足动力性和经济性指标，而且要求结
构紧凑、尺寸小、重量轻、传动效率高、工作可靠、寿命长、噪音低
等。
变速器经历了用变速杆改变链条的传动比→手动变速器→有级
自动变速器→无级自动变速器的发展历程。变速器的作用
: 改变汽车
的传动比 , 扩大驱动车轮转矩和转速的范围 , 使发动机在理想的工况 下工作 ; 在发动机转矩方向不变的前提下 , 实现汽车的倒退行驶 ; 实现
空挡 , 中断发动机传递给车轮的动力 , 使发动机能够起动、怠速。
手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理
, 变速器内有多组传动
比不同的齿轮副 , 汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器内不 同的齿轮副工作。如在低速时 , 让传动比大的齿轮副工作 ; 而在高速时 ,
让传动比小的齿轮副工作。由于每挡齿轮组的齿数是固定的 , 所以各
挡的变速比是定值。 常见的手动变速器由铸铁或铝制变速器壳体、 轴、轴承、齿轮、同步器和换挡机构组成。
变速器的只要功能式能改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应变化的行驶条件， 同时使发动机在有利的工况下工作；发动机在转速不变的条件下，变速器能汽车倒挡行驶；利用空挡，中断动力传递，能使汽车启动行驶，怠速，提高速度等。
第二章 变速器结构概述
变速器设计方案要求从使用性能、制造条件和重量、价格性价
比等多方面考虑，要求满足制造、使用、维修等条件。所以应从齿轮
的形式，轴的形式及布置的合理性等多方面分析，得到最佳方案。
（1）固定轴式应用广泛，主要有两轴式和三轴式变速器。
三轴
式变速器的结构：是由第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别
与中间的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二挡直接连
接起来传递转矩称为直接挡。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪
声也最小，这是三轴式变速器的优点。其他前进挡需要依次经过两对
齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的
一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。但也有缺点，除直接挡
外其他各挡的传动效率有所降低。综上所述中型专用汽车应选用三轴式变速器。
（2）齿轮型式：变速器用斜齿轮和直齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿
轮虽然制造时复杂， 工作时有轴向力， 但因其工作平稳、 使用寿命长，噪声小而仍得到广泛使用。直齿圆柱齿轮用于一挡和倒挡。
（3）换挡型式：有直齿滑动齿轮换挡、啮合套换挡和同步器换挡三种型式。使用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲
击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏， 并伴随着噪声。 因此，除一挡、倒挡外已很少使用。 使用同步器能保证换挡迅速、 无冲击、无噪声，得到广泛应用。但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大，多用
于轿车和轻型货车。所以轻型货车的二、三、四挡应采用同步器换挡，而一挡、倒挡应用直齿滑动齿轮换挡。综上所述，中型专用汽
车 6+1 档的布置方案为除倒档为直齿圆柱齿轮换挡，其它档位均为同步器换挡。
（4）变速器轴承常采用滚珠轴承、滚针轴承、滚柱轴承等。我目前的方案为除了变速器二轴长啮合齿轮与二轴之间的轴承以及取力器一轴采用滚针轴承外，其余的轴承均采用深沟球轴承。优点有：直径较小，宽度大，因而容量大，可承受高负荷，能确保可靠性，使
用寿命长。
（5）变速器的操纵机构装在变速箱内，由变速叉轴、变速叉、倒块、自锁弹簧、自锁钢球、互锁钢球、互锁圆柱销组成。为了防止汽车行驶时误挂倒挡，在导快上装有带弹簧的安全止柱。
第三章 变速器各主要参数的设计计算
3.1 变速器传动比的确定
（ 1）由最大爬坡度要求的变速器一档转动比
又，，， 则
M
emax 1 0
ii
mg（ fcos max +sin
max）=mg r
i1
390 6.3 0.9
轮胎型式取 25570RJ
emax 0
Mmg r = 9800 9.8 0.296 0.57i =7.34 12in=0.3048m ，，，， m=9800kg m汽车总质量 g 重力加速度
则即半径为 0.57m
----- 道路最大阻力系数驱动车轮的滚动半径
---- 为发动机最大转矩
主减速比
传动系的传动效率
（ 2）根据驱动轮与路面的附着力确定一档传动比
i 1
390 6.3 0.9 N 驱动轮垂直反力 取整车重量的 65%
emax 0
MN r
i= 62426 0.55 0.57 =8.8 =0.5 ～0.6 道路附着系数
取 0.55
故一档传动比确定为：
由（ 1）、（2）相比较取较小的 3.1.2 其它各档位的传动比 而
各档传动比：
而
各档之比都小于 1.7 ～1.8
故合格 中心距的初步确定
初选中心矩可用下式计算
A k 3 M emaxi1 g 9
3
390 7.34 0.96 126.06 式中：
A——中心距系数，取值范围 8.6 — 9.6 取 A=9
取整 A=126
3.2
——发动机最大转矩，
——变速器一挡传动比，
——变速器传动效率，
求得 A=126mm
3.3 轴的直径的初步确定
变速器的轴必须有足够的刚度和强度。工作时它们除了传递
转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴
向力，在这些力的作用下， 轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，
破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还
会增加噪声。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径
d0.45A ；轴的最大直径 d 个支承间距离 L 的比值，对中间轴，
dL0.16-0.18, 对第二轴 dL0.18-0.21 。
第一轴花键部分直径可按下式初选：
式中：
K—经验系数， K=4.0-4.6 ，取 K=4
—发动机最大转矩 , 求得 D=29.22mm
3.4 齿轮模数的确定
本变速器设计一、倒挡为直齿，其它挡为斜齿，选取齿轮模
数要保证齿轮有足够的刚度，同时兼顾它对噪声和质量的影响，
减少模数、增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变变速器的质
量。降低噪声对轿车有意义，减轻质量对货车比较重要。从齿轮
强度观点出发，每对齿轮应有各自的模数， 而从工艺的观点出发，
全部齿轮选用一种模数是合理的，中型货车模数取直范围为
3.5-4.5mm 。根据齿轮模数选用的优先原则及本变速器的特点，
进行模数的选取，直齿轮为 4mm,斜齿轮为 3.5mm。
3.5 齿轮压力角的选择
为减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒档齿轮及货车一档采用直齿轮。选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题：
首先，增大 β 角使齿轮啮合的重合系数增加，工作平稳、噪声降低。实验还证明：随着 β 角的增大，齿轮的强度相应的增大，不过当螺旋角大于 30°时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍骤然上升。
因此，从提高低档齿轮的弯曲强度出发，并不希望 β角过大，而从提高高档齿轮的接触强度着眼，可选取较大的 β角。
其次，斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力。设计时要求中间轴上
的轴向力平衡，故中间轴上的全部的齿轮的螺旋角采用右旋，
而第一、
二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力由变速器壳体承载。
最后，可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数不
同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。
斜齿轮的螺旋角可在下面提供的范围内选用：中型专用汽车变速
器为 18°～ 26°。初选为
3.6 各档齿轮齿数的分配
3.6.1 确定一挡齿轮的齿数
直齿轮两啮合齿轮齿数和：
齿轮两啮合齿轮齿数和：
Zh
2Acos
m
2 126 cos20 68
4
中型专用车中间轴上一档齿轮次数（ 初选，则
1217）
3.6.2 中心矩的修正
二轴与中间轴之间的直齿圆柱齿轮的中心距 二轴与中间之间的斜齿圆柱齿轮的中心距
A斜 =
mZ n h = 3.5 68
=126.
2cos 2 cos20
故调整
3.6.3 确定常啮合齿轮的齿数
A= m
（n z1 +z2） 126= 3.5 （ z1 +z2） ，
2cos 2 cos19 19
∴一轴常五档齿轮与中间轴五档齿轮的齿数分别为 Z3 =i4 Z1 =1.65 =0.667 Z 4 Z2 47
z3 +z4 =2A cos
:
19
/ m n = 2 126 cos19 19=67.99 3.5
，
∴二轴常四档齿轮与中间轴四档齿轮的齿数分别为 Z5 =i 3 Z1 =2.72 19 =1.099 Z6 Z2 47
z5 +z6 =2A cos
:
/ m n = 2 126 cos19 19=67.99
，
3.5
∴二轴常三档齿轮与中间轴三档齿轮的齿数分别为
z7 +z8 =2A cos / m n =
:
2 126 cos19 19，3.5
=67.99
∴二轴常二档齿轮与中间轴二档齿轮的齿数分别为 :
3.6.4 确定其它各档的齿数
确定倒档齿轮的齿数（倒档齿轮齿数，一般在
21～33）
zz912 =7.34 zz
13 z1 =7.34 z2
19 =2.97 =
A= m（ z9 +z13） z9 +z13 =
111
47
2 A2 m
126 63
2
4
而 =47 则 =63-47=16 则
取
中间轴与倒档轴的中心距：
） 1 （ 26+16） 84 1 （ A= 2 m = z12 +z13 = 2 4
3.7 变位系数的选择
采用变位齿轮，除了避免齿轮产生干涸
根切和配凑中心距外，还因
为变速器不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、耐磨及抗胶合能力
等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别兼顾。齿轮变位是提高
齿轮寿命的有效方法。
对于本次设计，当直齿轮 17 时，采用正变位，和它相啮合的齿轮则
采用负变位。而对于斜齿轮，是当量直齿标准齿轮不发生根切的最小
齿数。而不根切的最小变位系数
ξmin 分别为：
式中：——齿顶高系数。
当 =1， =20 °时
采用非变位齿轮，变位系数为
3.8 齿轮齿宽的设计计算
在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平
稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。
考虑尽量减少轴向尺寸和质量，齿宽应小些，但齿轮传动平稳性
消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿，但这时轴承的轴向力
增大，使之寿命降低，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加，选用宽些的齿宽，工作时因轴的变型导致沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。
根据模数的大小选定齿宽：
直齿： b=，为齿宽系数，其范围 4.5 —7.0 ，因此在 18～30 取
20
斜齿： b=，范围 6.5 — 8.5 ，因此在 22.75 ～29.75 各挡齿轮的齿宽值如下： 一轴常啮合斜齿： =25 二轴一挡直齿： b=20 二轴二挡斜齿： b=25 二轴三挡斜齿： b=25 二轴四挡斜齿： b=25 二轴五挡斜齿： b=25 二轴倒挡直齿： b=20
中间轴一挡直齿： b=20
中间轴二挡斜齿： b=25
中间轴三挡斜齿： b=25
中间轴四挡斜齿： b=25
中间轴五挡斜齿： b=25
中间轴倒档直齿轮： b=20
取 25
3.9 变速器同步器的设计计算
使降低汽车变速器噪声和百公里油耗、消除换档冲击、延长齿轮和传动系寿命 , 实现可靠平稳迅速而又轻便的换档 , 汽车变速器普遍采用了同步器。锁销式同步器就是其中一种 , 它被广泛地应用于中型、重型载重汽车和相应级别的大客车变速器上 . 本次设计的中型专用汽车变速器采用锁销式同步器。
同步器的工作原理：在变速瞬间 , 变速器的输入端和输出端的转速都在变化着 , 输出端与汽车整车相连其转动惯量 J 出相当大 , 换档作用时间较短 , 可认为在换档的瞬间输出端转速是恒定的。而输入端在
接触锥面上产生的摩擦力矩作用下 , 克服输入端被接合零件的等价惯性力矩 , 在最短时间内使输入端与输出端的转速达到同步。通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合。
相邻挡位相互转换时，应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换挡的情况，只是前者的待接合齿圈与接合套的转动角速度要求一致，而后者的待接合齿轮啮合点的线速度要求一致，但所依据的速度分析原理是一样的。
变速器的换挡操作，尤其是从高挡向低挡的换挡操作比较复杂，而且很容易产生轮齿或花键齿间的冲击。为了简化操作，并避免齿间冲击，可以在换挡装置中设置同步器。
同步器有常压式和惯性式。目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦
作用实现同步。惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面
设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可
能接触，从而避免了齿间冲击。
接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止
角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁
止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与
齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行
啮合。
当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦
力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，
两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同
时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈
接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换挡过程。
锁销式同步器的结构见图 2。同步齿轮 1、摩擦锥盘 2、摩擦锥环3、定位销 4、接合套 5、接合齿圈 6、锁销 8、花键毂 9。
在同步阶段中摩擦力矩随着锥面角 α的减小而增大 , 为了增大同步器的容量 , 锥面角 α 应尽量取小值。但是它的极限值又受锥面角自锁条件的 , 为了避免锥面角发生自锁 , α的选取要满足 α≥
arctan μ( μ为摩擦系数 ) 。
1
同步环锥面螺纹和油槽的设计
为了破坏被同步齿轮内锥面上的油膜 , 增大摩擦力矩 , 同步环锥面
上需车制螺纹 , 并在螺纹垂直方向开设排油槽 , 油槽的大小及数量
应根据同步环锥面直径来确定。 一般油槽宽为 2mm～ 4mm,数量 30 个～
40 个。同步环螺纹齿顶宽对摩擦系数的影响较大 , 在设计时 , 一般螺纹
齿顶宽为 0.15mm～0.2mm,螺纹牙形角为 50°, 螺距为 0.65mm～
0.9mm。
2
同步环锥面直径和宽度的确定
在中间轴结构允许的情况下 , 为了增大锥面间的摩擦力矩 , 缩短
同步时间 , 同步环锥面直径应尽量取大值。同步环锥面宽
B 与摩擦锥
面的发热有关 , 一般取 B=R锁 10～ R锁 14(R 锁为拨环半径 ) 。 3
同步环的材料
同步环的材料采用铜合金 , 精锻成型后进行机加工 , 其强度高 , 耐磨
性好。铜合金应控制其化学成分 , 其抗拉强度大于 600Nmm2,屈服强度大于 210Nmm2,硬度为 HB150～ HB200。
4
同步器锁止角的确定
要使同步环在同步阶段中锁止 , 必须满足锁止条件 :tan β≥R 锥 μ
R 锁 sin α。根据摩擦锥面平均半径 R 锥、摩擦系数 μ、锥面角 α 和拨环半径 R锁来确定合适的锁销角 β , 通常取 β =35°～ 45°。中型
车变速器 β 取小值 , 重型车变速器 β 取大值。
5
同步器锁差的确定
由于同步器锁销差大换档沉 , 锁销差小换档轻便 , 所以应选择合
适的锁销差 , 一般取锁销差为 1.3 ～1.4 。
6
齿套锁销孔和定位销空的设计
一般锁销孔的数量为 3 个～ 6 个, 中型车变速器取小值 , 重型车变
速器取大值。锁销孔的直径应根据锁销的最大直径来确定
, 锁销孔两
端的倒角应与锁销的倒角一致。同步器定位销数量为
3 个, 定位销孔
的直径应根据定位销的直径来确定。
7
齿套接合齿的设计
同步器齿套接合齿的模数、齿数应根据所传递的最大扭矩来确
定。为了防止变速器在工作中自动脱档 , 高通用性 , 有时变速器中几组
锁销式同步器要选用相同的同步器。
8
同步时间
同步器工作时 , 要连接两个部分达到同步器的时间越短越好。同
步器时间与车型有关 , 对货车变速器高挡取 0.30 — 0.80s ，抵挡取 1.00
— 1.5s 。
第四章 变速器中间轴的校核
轴的校核是评定变速器是否满足所要求的强度、刚度等条件，是
否满足使用要求，是设计过程中的重要步骤，主要是为了对设计的数
据校核，达到设计的要求。
二轴、中间轴最大直径可取 中间轴： dL=0.16-0.18 二轴： dL=0.16-0.21
d=0.45A=0.45126=56.7mm=57mm 取为 0.18 L=315mm 取为 0.18 L=315mm
轴在垂直面内挠度为，在水平面为，转角为，则
；
；；
为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力，为齿轮齿宽在中间面上的径 向力。
E～为弹性模量， Mpa， I ～为惯性力矩，对于实心轴： 。
D～为轴的直径，花键处按平均直径。
a 、b～为齿轮上作用力矩与支座 A、B 的距离， L～为支座间的 距离。
轴的全挠度为 ；在其作用下应力为
M～， W～为抗弯截面系数。
轴在垂直面和水平面挠度的允许值为
f=0.05 —0.10mm， f=0.10
— 0.15mm.齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad 。
4.1 中间轴常啮合齿轮处进行校核
T
； Fn
e max
Z1 390 1000 19 47 .73
1757.04N
Z 2 r
F1 Fn cos F2
Fn sin
1757.04 cos23.56 1757.04 sin 23.56
1610.58 N
702.31 N
； 所以 f c
F1 a 2b 2 3EIL 1610.58 22 2 2932 3 2.1 105 3.14 534 315
0.00086
合格 f s
F2 a 2 b2
702.31 222 2932
0.00038
3EIL 合格
3 2.1 105 3.14 534
315
F1ab b a
3EIL
1610.58
293 22 293 22
5
3 2.1 10
3.14 53
4
315
0.000036 rad
合格
M c F2 a 702.31 22 150.82 N mm
M s F1 a 1610.58 22 332.76N mm Tn
T
e max
Z
1
Z 2
390 23 1000 195000N mm 46
M 32M W ； 合格
32
M c2 M s2
M n2
d 3 d 3
11.11N
mm2
4.2 对中间轴四挡齿轮处进行校核
T
； Fn
e max
Z1 390 1000 19 47 75.97
2075.29 N
Z 2 r
F1 Fn cos F2
Fn sin
2075 / 29 cos19 / 18 1960.09 N 2075.29 sin19.18
681.81 N
； 所以 f c
F1 a2 b 2 3EIL 1960. 09 1042 2112 3 2.1 105 3.14 5 315
0.011
合格 f s
F2 a 2 b2
681.81 1042 2112
0.00368
3EIL 合格
3 2.1 105
3.14 5
315
F1ab b a
3EIL
1960.09 104 211 211 104 3 2.1 10
5
3.14 55
4 487.5
0.000052
合格
M c F2 a M s F1 a Tn
681.81 104 70908.24N mm 1960.09 104 203849.36N mm
Te max Z1 157659.57N mm4
Z 2
M 32M W ； 合格
32
M c2 M s2
M n2 16.37
N
2
d 3
d 3
mm
4.3 对中间轴三挡齿轮进行校核
T； Fn
e max Z1 r4
Z 2 390 1000 19
2619.80 N 47 60.18
2437.84 N F1 F2 ；
Fn cos Fn sin
2619.80 cos21.48
2619.80 sin 21.48 959.31N N
所以 f c
F1 a2 b 2 3EIL
2437.84 1292 1862 3 2.1 105 3.14 57 4 315
0.0136
合格
合格
F1ab b a
2437.84 129
186 186 129
3EIL
3 2.1 10
5
3.14 57
4
315
0.000032
合格 M c F2 a 681.81 104 70908.24N mm
M s F1 a 1960.09 104 203849.36N mm Tn
Te max Z1
Z 2 M 32M W
d
3
390 1000 19
47 32
157659.57N mm
M c2 M s2 M n2
d
3
16.37 N / mm
2
； 合格
4.4 对中间轴二挡齿轮处进行校核
；
T
Fn
e max
Z1 390 1000 19 47 44.47 Z 2 r
N
35.3 N
F1 Fn cos F2
Fn sin
35.3 cos19.18 3348.50 N 35.3 sin 19.18 11.76N N
； 所以 f c
F1 a2 b 2 3EIL 3348.5 2022 1132
0.017
3 2.1 105 3.14 57 4 315
合格
f s
F2 a 2 b2
11.76 202 2 1132
0.0059
3EIL 合格
5
3 2.1 3.14 574 315 10
F1ab b a
3EIL
3348.5 202 113 202 3 2.1 10 5 3.14 57 4
113 315
0.000066
合格
M c F2 a M s F1 a 11.76 202 235281.52 N mm
TTn
e max Z
3348.50 202 1 676397N mm
Z 2 157659.57N mm
M 32M W ； 合格
32 M c
2
M sd 3 2
M n2
40.35
N
2
d 3
mm
4.5 对中间轴一档挡齿轮处进行校核
T； Fn
e max Z 2
Z1 r 390 1000 19
4926.86 N
47 32
cos0 4926.86 N
0N N
F1 F2
Fn cos Fn sin
4926.86
4926.86 sin 0
； 所以 f c
F1 a2 b 2 3EIL 4926.86 2462 3 2.1 10
5
692
4
3.14 315
0.017 合格
f s
F2 a 2 b2
0 1012 2462
69
0
3EIL 合格
3 2.1 105
3.14 4 315
F1ab a b
3EIL
4926.86 246 69 246
69
3 2.1 105 3.14 4 315
0.000178
合格
M s F1 a 4926.86 246 1212007.56N mm Tn
Te max Z1 Z 2
157659.57N mm
M 32M W ； 合格
32 M c2 M s2 M n2
d 3 d 3
79.102N mm2
第五章 变速器各档齿轮强度的校核
5.1 齿轮弯曲应力计算
直齿 :
斜齿：
式中 : —弯曲应力（）
K—齿宽系数
K—应力集中系数，直齿轮 K=1.65 ， 斜齿轮 K=1.5
K—摩擦力影响系数，主动齿轮 K=1.1
从动齿轮 K=0.9
K—重合度影响系数， K=2
y—齿形系数
—法面周节 =
—端面节圆
=
d—分度圆直径
—圆周力
二轴一挡直齿轮校核
e max
F2M 2 390 t
4.15 =0.9
b=20 =12.56
d
188
y=0.11
=1.65
Ft K K f 4.15 1.65 0.9 w 223
[ ] 400 800N / mm
bypt
20 12.56
0.11
所以的弯曲强度合格
倒挡直齿轮校核
=0.9 b=20 =12.56 y=0.11 =1.65
=NmmNmm =NmmNmm =NmmNmm
所以倒档的弯曲强度合格
2
5.1.1
5.1.2
5.1.3 二轴二挡斜齿轮校核
=1.5 b=25 y=0.11 =2
p
tn
mn
1.5
3.14 3.5 10.99
5.06
=
125.69 NmmNmm
25 10.99 0.11 2
所以 Z 的弯曲强度合格
5.1.4 二轴三挡斜齿轮校核
=1.5
y=0.11
b=25
mn 3.14 3.5 10.99
=NmmNmm
tn
p
所以弯曲强度合格
5.1.5 二轴四挡斜齿轮校核
=1.5 y=0.11
b=25
p
tn
mn 3.14 3.5 10.99
204.83 NmmNmm
=
1.5 8.25 25 10.99 0.11 2
所以 Z 的弯曲强度合格
5.1.6 二轴常啮合斜齿轮校核
b=29.5
y=0.11
=1.5
p
tn
mn 3.14 3.5 10.99
1.5 11.7
=
246.06 NmmNmm
29.5 10.99 0.11 2
所以 Z 的弯曲强度合格
5.1.7 中间轴一档齿轮校核
m=4 b=20 =1.65 y=0.11
=NmmNNmm 所以弯曲强度合格
5.1.8 中间轴二档齿轮校核
=3.5 =2
b=25
=1.5
y=0.11
p
tn
mn Ft k 3.14 3.5 10.99
9.29 1.5
25 10.99 0.11 2
w
230.43
bk yptn
N / mm2 [ ] 100 250N / mm2 所以弯曲强度合格
5.1.9 中间轴三档齿轮校核
=3.5 b=25 =1.5 y=0.11 =2
p
tn
w
mn 3.14 3.5 10.99 Ft k 6.96 1.5
100 250N / mm2 172.83
bk yptn 25 10.99 0.11 2
N / mm2 [ ]
所以弯曲强度合格
5.1.1.0 中间轴四档齿轮校核
=3.5 b=25
=1.5
y=0.11 =2
p
tn
w
mn 3.14 3.5 10.99 Ft k 5.44 1.5
250N / mm2 134.
bk yptn 25 10.99 0.11 2
N / mm2 [ ] 100
所以弯曲强度合格
5.1.1.1 中间轴常啮合齿轮校核
=3.5 b=29.5
=1.5
y=0.11 =2
p
tn
w
mn 3.14 3.5 10.99 Ft k 4.74 1.5
100 250N / mm2 99.72
bk yptn 29.5 10.99 0.11 2
N / mm2 [ ]
所以弯曲强度合格
5.2 齿轮接触应力计算
j
0.418
Fbm E b / cos
(
1
1
1
2
)
式中：
—法面内基圆切向力
—端面内分度圆切向力
E—齿轮材料的弹性模量，取 2.1 ×10Mpa
b—齿轮接触实际宽度
d—节圆直径
M—计算转矩
—节圆压力角
—螺旋角
、—主、从动齿轮节点处的曲率半径
、—主、被动齿轮节圆半径
另外，计算转矩 M=时许用应力为：
常啮合齿轮： 1300～ 1400
一档及倒档齿轮： 1900～2000
5.2.1 二轴一挡直齿轮校核
F
bm
Ft cos cos
2.07 cos20 1 390
2.07
188
2.07 0.94
2.2
Ft
2M d
M
e max
d
2
r10 sin 10 32 sin 20
1 1 E b / cos (
coscos
10.94
r9 sin
9
94 sin 20
j
2
32.15
0.418
1 1
1
2
)
0.418
2.2 2.1 105
(
1 1
) 22.24
20 10.94 32.15
所以接触强度合格
5.2.2 二轴二挡斜齿轮校核
F
Ft cos cos
2.53
cos20 cos19.18 390
2.53
1
2.53 0.94 0.94
bm
2.86
Ft
8
2M
d
M
e max
d
7
r8 sin cos2 r7 sin cos
2
42 sin 20 42 0.34 16.16
0.942 cos19.18 77 sin 20 77 0.34 0.94
2
j
cos19.18 E b / cos (
29.63
0.418
1 1
1
2
) 0.418
2.86 2.1 105 25/ cos19.18
(
1 1
) 19.43N / m
16.16 29.63
所以接触强度合格
5.2.3
Ft
二轴三挡斜齿轮 Z 校核
2M d
M
Ft
e max
d
390
3.18
122.5
3.18
Fbm
3.18 0.94 0.93
2
cos cos cos20 cos 21.48
3.
r5 sin
5
61.25 sin 20 cos21.48 cos21.48 E b / cos (
61.25 0.34 0.930.93
2
coscos
2
24.08
r6 sin
6
56 sin 20 56 0.34
j
2
22.01
0.418
1
1
1
2
) 0.418
3. 2.1 105
(
1 1
) 20.79N / m
25/ cos21.48 24.08 22.01
所以接触强度合格
5.2.4 二轴四挡斜齿轮 Z 校核
M
Ft
3
2M d
e max
d Ft
F
390
4.13 94.5
4.13
4.13 0.94 0.94
bm
4.67
cos cos cos20 cos19.18
r3 sin cosr4 sin cos
2 2
47.25 sin 20 cos19.18
71.25 sin 20 cos19.18 E b / cos (
18.18
4
27.61
j
0.418
1 1
1
2
) 0.418
4.67 2.1 105
(
1 1
) 24.24N / m
25/ cos19.18 18.18 27.61
所以的接触强度合格
5.2.5 二轴常啮合斜齿轮 Z 校核
M
Ft
2M
d
emax
d Ft
390
5.86
66.5
Fbm
1
5.86
cos20 cos 23.56
5.86
6.78
cos cos 0.94 0.92
r1 sin cos2 r2 sin cos2 0.418
33.25 sin20 cos23.56
82.25 sin 20 cos23.56 E b / cos (
12.29 30.4
2
j
1
1
1
) 0.418
6.78 2.1 105
(
1 1
) 29.77N /
2
29.5/ cos23.56 12.29 30.4
所以的接触强度合格
5.2.6 中间轴一档齿轮校核
M
Ft
2M d
e max
390
5.42
F
bm
Ft
d
72
5.42 cos 20 1
5.42 0.94 0.418
5.77
j
cos cos 0.418
E b / cos (
1
1
1
2
)
5.77 2.1 105
(
1 1
) 36.01N / m
29.5/1 10.94 32.15
所以接触强度合格
5.2.7 中间轴二档齿轮校核
M
Ft
2M d
e max
d Ft
390 84
4.
5.25
Fbm
j
4.
cos20
cos19.18
cos cos 0.418
E b / cos (
1
1
1
2
) 0.418
5.25 2.1 105 25/ cos19.18
(
1 1
) 26.32N / m
16.16 29.63
所以接触强度合格
5.2.8 中间轴三档齿轮校核
Ft
2M d
M e max
d Ft
390 112
3.48 4.
F
3.98
bm
j
cos cos 0.418
cos 20 cos21.48
E b / cos (
1
1
1
2
) 0.418
3.98 2.1 105 25/ cos21.48
(
1 1
) 21.74N / m
24.08 22.01
所以接触强度合格
5.2.9 中间轴四档齿轮校核
M
Ft
2M d
e max
390
2.72
F
d Ft
143.5
2.72 cos20 cos19.18
3.08
bm
cos cos
j
0.418
E b / cos
(
1
1
1
2
) 0.418
3.08 2.1 105 25/ cos19.18
(
1 1
) 19.69N / m
18.18 27.61
所以接触强度合格
5.2.1.0 中间轴常啮合齿轮校核
Ft
F
2M d
M
Ft
e max
d
bm
390 2.37 1.5
2.37 cos20
2.37 0.94 0.92
2.74
cos cos
j
cos 23.56
0.418
E ( b / cos 1
1
1
) 0.418 2.74 2.1 10( 1 ) 18.93N / m
29.5/ cos23.56 12.29 30.4 2
5
1
所以接触强度合格
5.2.1.1 倒档齿轮校核
M
： Ft
2M d
emax
390
6.09
F
d Ft
6.09 cos20 1
6.09 0.94
bm
cos cos
6.48
13
r13 sin
32 sin 20
12
cos2 r12 sin cos2
10.94
1 52 sin 20
1 1 1
1
2
17.79
j130.418 E b / cos
( ) 0.418
6.48 2.1 105
20/ cos
( ) 41.N / mm 10.94 17.79
1 1
2
所以接触强度合格 ： Ft
2M
M e max 390 104
3.75
3.75
F
d bm
Ft d
3.75 0.94
3.99
cos cos cos 20 1
j
12
0.418
E b / cos
(
1
1
1 )
2
0.418 3.99 2.1 10( 1
20/ cos 10.94 17.79
5
1
) 32.87N / mm2
所以接触强度合格
Ft ：
2M d Ft
M emax
390 100 3.9
3.9
d
F
3.9
4.15
bm
cos cos cos20 1 0.94
11
r11 sin cosr9 sin cos2 2
50 sin20
9
1
94 sin 20 1
(
17.10
31.96
j
11
0.418
E b / cos 1
1
1
)
0.418
4.15 2.1 105
(
1 1
) 26.14N / mm
2
2
20/ cos 17.1 31.96
所以接触强度合格
第六章 变速器操纵机构的设计
变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。
为了保证变速器的可靠工作，变速器操纵机构应能满足以下要
求：
（1）挂挡后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合（或滑动齿轮换挡时，全齿长都进入啮合） 。在振动等条件影响下，操纵机构应保证变速器不自行挂挡或自行脱挡。为此在操纵机构中设有自锁装置。
（2）为了防止同时挂上两个挡而使变速器卡死或损坏，在操纵
机构中设有互锁装置。
（3）为了防止在汽车前进时误挂倒挡，导致零件损坏，在操纵
机构中设有倒挡锁装置。
直接操纵手动换挡变速器：
当变速器布置在驾驶员座椅附近，可将变速杆直接安装在变速器
上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速
器，称为直接操纵变速器。 这种操纵方案结构最简单， 已得到广泛应用。
近年来，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各挡同
用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。
变速器自锁、互锁、倒挡锁装置：
自锁装置：挂挡后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合（或滑动
齿轮换挡时，全齿长都进入啮合） 。在振动等条件影响下，操纵机构应
保证变速器不自行挂挡或自行脱挡。为此在操纵机构中设有自锁装置。
当拨叉轴位置处于空挡或某一挡位置时，压在凹坑内。起到了自锁
的作用。
互锁锁装置 ：当中间换挡拨叉轴移动挂挡时，另外两个拨叉轴被
钢球琐住。防止同时挂上两个挡而使变速器卡死或损坏，起到了互锁作
用。
倒挡锁装置 ：当换挡杆下端向倒挡拨叉轴移动时，必须压缩弹簧
才能进入倒挡拨叉轴上的拨块槽中。防止了在汽车前进时误挂倒挡，而
导致零件损坏，起到了倒挡锁的作用。当倒挡拨叉轴移动挂挡时，另外
两个拨叉轴被钢球琐住。
第七章 变速器轴承的选择
变速器轴承常用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承、圆锥滚针轴
承、滑动轴
套等，轴承在变速器中起支撑作用，其选择需依据轴的直径，公差配
合，还要保证能够轴向定位，饶径向转动。
中型专用汽车车变速器多处采用滚针轴承，在箱体处的支撑采用
深沟球轴承，中间轴作端盖采用角接触轴承。
轴承的选用应符合国家标准规定的系列，同时包括轴的直径，但
应以齿轮作为选取轴承的标准，因为轴承是标准件。再有就是可实现
系列化，尽量能满足三化的要求。
第八章取力器的设计与计算
8.1 取力器的布置
在现在汽车发展中，除少量专用汽车的工作装置因考虑工作可靠和特殊要求而专门动力输出外，绝大多数专用汽车上的专用设备都是以汽车自身的发动机为动力源，经过取力装置，用来驱动齿轮泵、水泵、空压机等，从而为自卸车、加油车、牛奶车、垃圾车、随车起重车、高空作业车、散装水泥车、后栏板起重车等诸多专用汽车配套使用。因此，取力装置在专用汽车的设计和制造方面显得尤为重要。
根据取力装置相对于汽车地盘变速器的位置，取力装置的取力方式可分为前置、中置和后置三种基本类型。
其中中置式取力器又包括变速器上盖取力、变速器侧盖取力、变速器后盖取力。由于在设计变速器的时候已经考虑了动力输出，因而一般在变速器左侧留有标准的取力窗口，也有专门生产与之配套的取力器厂家，因此，这种取力器比较常用。
8.2 取力器齿轮、轴和轴承的参数选择和强度计算
参数选择：
变速器左侧盖取力器。 它由取力机构齿轮箱、 操纵机构、传动轴、泵架等组成。我所设计的取力器采用双联齿轮，同时考虑窗口的尺寸与形状。结构紧凑、操纵也方便。
该动力输出采用两级齿轮传动，中间为双联齿轮。
传动比的计算和齿数的确定：
按发动机的最大转矩时的输出转速来确定传动比，因而有
设输出轴齿轮的齿数为 20
输出轴一级齿轮的齿数为 18
输出轴二级齿轮的齿数为 14
齿轮的模数为直齿齿轮取 m=4，斜齿轮 m=3.5 变速箱内一对常啮合齿轮的传动比为
齿轮的材料为 40Cr, 初选精度为 8 级。
取力器轴的强度计算：
轴在垂直面内挠度为，水平面为，转角为，
；
；；
～为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力。 ～为齿轮齿宽在中间面上的径向力。
E～为弹性模量， Mpa
I ～为惯性力矩，对于实心轴：
D～为轴的直径，花键处按平均直径
a 、b～为齿轮上作用力矩与支座 A、B 的距离
L～为支座间的距离
轴的全挠度为 ； 在其作用下应力为
M～
W～为抗弯截面系数
轴在垂直面和水平面挠度的允许值为
f=0.05 —0.10mm，—0.15mm.齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad 。 取力器一轴的强度校核：
mZ
r
n
14
3.5 18
T
2cos 2 cos21.48 33.85mm ；
emax 1
390 1000
Fn
33.85
11521.42 N
r
F1 Fn cos 11521.42 cos21.48 10721.20 N F2
Fn sin
11521.42 sin 21.48 4218.87N
；
所以 f c
F1 a2 b2
10721.20 402 862
3EIL
3 2.1
10
5
3.14 28
4
126
0.053
合格
f s
F2a 2b 2 4218.87 402 862
3EIL
3 2.1 10
5
3.14 28
4
126 0.021
合格
f=0.10
F1ab b a
10721.20 40 86 86 40 126
3EIL
3 2.1 105 3.14 28 4
0.00071 rad
合格
M c F2 a 4218.87 40 16875.48N mm
M s F1a 10721.20 40 428848N mm
M W ； 合格
32M d 3
32
M c2 M s2 M n2
d 3
199.24N mm2 取力器二轴的强度校核 ：
；
Fn
Te max 1 r
390 1000 19
3941.49 N 40 47
F1 Fn cos F2 Fn sin ； 所以 f c
3941.49 cos0 3941.49 sin 0
3941.49 N 0N
F1 a2 b2
3941.49 1162 2 3 2.1 105
3.14 28 4 203
0.071 3EIL
合格 f s
F2 a 2 b2 3EIL 合格
0 402 2
0 126
3 2.1 105 3.14 284
F1ab a 3EIL
b
3941.49 116 116 3 2.1 10
5
3.14 28
4
203 0.00028 rad
合格
M c F2 a 0 116 0N mm
M s F1a 3941.49 116 457212.84N mm
M
32M d 3
32
M c2 M s2 M n2
d 3
W ； 合格
212.26N mm2 齿轮弯曲应力计算 :
直齿：
斜齿：
式中：
—弯曲应力（）
T—计算载荷（ N· mm）
K—齿宽系数
K—应力集中系数，直齿轮 K=1.65
斜齿轮 K=1.5
K—重合度影响系数，主动齿轮 K=1.1
从动齿轮 K=0.9
K—重合度影响系数， K=2
y—齿形系数
取力器一轴双联齿轮二级齿轮的校核
2Mb=25
w
Ft
e max d 2 390 19
11.26
28 47
433.95 NmmNmm
Ft K K f bpt y
11.26 1.65 1.1 25 12.56
0.15
所以强度合格。
取力器二轴直齿轮的强度校核
Z ＝47
b=25
w
Ft K K f 11.26 1.65 0.9 355.01 NmmNmm bypt 25 12.56 0.15
所以强度合格
取力器一轴双联齿轮一级齿轮的校核
b=29.6
w
Ft K 11.26 1.5 162.25NmmNmm bptn yk 29.6 10.99
0.16 2
所以强度合格
第九章 结论
以上是我对中型专用汽车变速器的设计。根据设计的目的、方法和步骤，我在长春第一汽车制造厂实习的时候对汽车变速器进行了调
研，收集数据，然后在图书馆和网上寻找资料。
我所设计的变速器为 5+1 档专用汽车变速器。变速器采用中间轴
式 , 换档形式采用的是同步器换档和滑移齿轮换挡。采用拨叉式换档 ,
使它换档方便、可靠。其中二轴一挡、倒挡采用直齿轮，五档是一轴与二轴直接啮合直接挡，并且在四、五挡和二、三档之间装有总成结构基本相同的锁销式惯性同步器，目的是使变速器换挡机构简单、换挡方便，也缩短了轴向尺寸。操纵机构还设有自锁和互锁装置。为了使得汽车能够适应于不同工程的需要，使得汽车的应用范围更加的广泛，本变速器带有取力器。
在确定了基本结构和给定的数据基础上 , 确定各档传动比 , 设计两轴中心距 , 轴的直径 , 进一步算得各档啮合齿轮的基本参数 , 进而对齿轮和轴进行校核， 同时对轴承进行了选择。 在设计过程中， 利用 CAXA绘图。同时，运用 MATALAB软件编程，进行校核。
通过本次设计，使所设计的变速器工作可靠，传动效率更高。我所设计的零部件基本合理，基本符合国家标准。
参考文献
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Vibration Damper for the Power Train of Passenger Cars-State of the Art and Further Technical Development,(SAE 870394).SAE Transactions.1987(2):~98
致 谢
感谢各位老师在这四年中对我们的教育，给了我们很多的专业知
识，使我们更加的充实了自己，使我们都得到了很大的进步。
特别感谢 XXX 老师在这次毕业设计中给我的鼓励、
支持和帮助。
由于各位老师的帮助，使我们对毕业设计更加感兴趣，使我们更加有
信心地完成这次的毕业设计。我们通过这次毕业设计，检验了我们在
大学四年的学习成果，也使我们体现出了我们在这四年学习的价值。
我们会更加努力的学习和工作，在实践中不断的收集资料、积累
经验，绝不辜负老师对我们的期望。
附录一
外文翻译
A Short Course on a part of Automatic Transmissions
The automatic transmission gearbox, as an important part in automobile driving system is used to make up the shortcoming of
engine torque and rotary speed. It can change the vehicle speed and tyre torque in a big scope, cut off the power transfer from the engine, and also provides a reverse traveling direction for the vehicle.
Therefore, the reasonability of the structure design of a transmission gearbox directly affects the vehicle's dynamic performance. It is usually required shifting gears rapidly and conveniently, saving force, and automatic transmission is by far, the most complicated
mechanical component in today's automobile.Manual transmissions contain mechanical systems, perfect inside these technological marvels and what goes into repairing them when they fail.
Transmission
The transmission is a device that is connected to the back of the engine and sends the power from the engine to the drive wheels. An automobile engine runs at its best at a certain RPM (Revolutions Per Minute) range and it is the transmission's job to make sure that the
power is delivered to the wheels while keeping the engine within that range. It does this through various gear combinations. In first gear, the engine turns much faster in relation to the drive wheels, while in though the car may be going in excess of 70 MPH. In addition to the various forward gears, a transmission also which disconnectsthe
engine from the drive wheels, and reverse; which causesthe drive wheels to turn in the opposite direction allowing you to back up. Finally, there is the Park position. In this position, a latch
mechanism (not unlike a deadbolt lock on a door) is inserted into a slot in the output shaft to lock the drive wheels and keep them from turning, thereby preventing the vehicle from rolling.
There are two basic types of automatic transmissions based on whether the
vehicle is rear wheel drive or front wheel drive.
On a rear wheel drive car, the transmission is usually mounted to the back of the engine and is located under the the center of the floorboard alongside the gas pedal position. A drive shaft connects the rear of the transmission to the final drive which is located in the rear axle and is used to send power to the rear wheels. Power flow on this system is simple and straight forward going from the engine, through the torque converter, then through the transmission and drive shaft until it reaches the final drive where it is split and sent to
the two rear wheels.
On a front wheel drive car, the transmission is usually combined with the final drive to form what is called a transaxle. The engine on a front wheel drive car is usually mounted sideways in the car with the transaxle tucked under it on the side of the engine facing the rear of the car. Front axles are connected directly to the transaxle and provide power to the front wheels. In this example, power flows from the engine, through the torque converter to a large chain that sends the power through a 180 degree turn to the transmission that is along side the engine. From there, the power is routed through the transmission to the final drive where it is split and sent tothe two front wheels through the drive axles.
There are a number of other arrangements including front drive vehicles where the engine is mounted front to back instead of
sideways and there are other systems that drive all four wheels but the two systems described mounted directly to the final drive at the rear and is connected by a drive shaft to the torque converter which is still mounted on the engine. This system is found on the new Corvette and is used in order to balance the weight evenly between the front and rear wheels for improved performance and and final drive in the rear. This rear engine
arrangement is popular on the Porsche.
Transmission Components
The modern automatic transmission consists of many components and systems that are designed to work together in a symphony of clever mechanical, art form.
The cyeloid drive
The cyeloid drive ratio，
deep eonstnatly. The drive eompact surtcture， and its rsearch goes
not only applied to traditionalt
rnasmissionfield but also in the aspeets of micro machine，robot gear ,preeision machine taansmission， super mini cycloid drive， asrtonaut cquipment，measurment apparatus， tenement intelligence and the family of the cycloid drive，the AFcycloid 一 pin wheel plnaetary driver educer is a new .Trnasmission devicepared with the
common cycloid drive，it ， diversity transmission，long lief time，，
stbale preeision， .The design of the drive daopts a lot of advnaced theories and technology methoods and uses a kind of innovation
stureurte， so the FA drive precision.
efficency，volume,and the transmission
Automatic transmissions contain many gears in various combinations. In a manual transmission, gears slide along shafts as you move the shift lever from one position to another, engaging various sized gears as required in order to provide the correct gear ratio. In an automatic transmission, be used is by connecting the ring gear to the input
shaft coming from the engine, connecting the planet carrier to the output shaft, and locking the sun gear so that it can't move. In this scenario, when we turn the ring gear, the planets will \"walk\" along the sun gear (which is the same direction as the input shaft but at a slower speed causing gear reduction (similar to a car in first gear).
If we unlock the sun gear and lock any two elements together, this will cause all three elements to turn at the same speed so that the output shaft will mm at the same rate of speed as the input shaft. This is like a car that is in third or use a Planetary gear set is by locking the planet carrier from moving, then applying power to the ring gear which will cause the sun gear to turn in the opposite direction giving us reverse gear.
The clutch pack is used, in this instance, to lock the planet carrier with the sun gear forcing both to turn at the same speed. If both the clutch pack and the band were released, the system would be in neutral. Turning the input shaft would turn the planet gears against the sun gear, but since nothing is gear, it will just spin free and the output shaft. To place the unit in first gear, the band is applied to gear from moving. To shift from first to at the same speed as the input shaft.
Many more combinations are possible using two or more planetary sets connected in various ways to provide the different
forward speeds and reverse that are found in modem automatic transmissions.
Some of the clever gear arrangements found in four and now, five, six and even seven-speedautomatics are complex enough to make a technically astute lay person's trying to understand the flow of power through the transmission as it shifts from first gear through top gear while the vehicle accelerates to newer vehicles, the vehicle's computer monitors and controls these shifts so that theyare almost imperceptible.
Computer Controls
The computer uses sensorson the engine and transmission to detect such things as throttle position, vehicle speed, engine speed, engine load, brake pedal position, etc. to control exact shift points as well as , it then sends signals to a solenoid pack inside the transmission. The solenoid pack contains several electrically controlled solenoidsthat redirect the fluid to the appropriate clutch pack or servo in order to control shifting. Computerized
transmissions even learn your driving style and constantly adapt to it so that every shift is timed precisely when you would need it.
Because of computer controls, sports models are coming out with the ability to take manual control of the transmission as though it were a stick shift, allowing the driver to select gears manually. This is
accomplished on some cars by passing the shift lever through a special gate, then tapping it in one direction or the other in order to up-shift
or down-shift at will. The computer monitors this activity to make sure that the driver does not select a gear that could over speed the engine and damage it.
Hydraulic System
The Hydraulic systemis a complex maze of passagesand tubes that sends
transmission fluid under pressure to all parts of the transmission and torque converter.The newer systems are much more complex and are combined with computerized electrical components. Transmission fluid serves a number of purposes including:shift control, general lubrication and transmission cooling. Unlike the engine, which uses oil primarily for lubrication, every aspect of a transmission'sfunctions are dependant on a constant supply of fluid under pressure. This is not unlike the circulatory system (the fluid is even red) where even a few minutes of operation when there is a lack of pressure can be fatal to the life of the transmission. In order to keep the transmission at normal operating temperature, a portion of the fluid is sent through one of two steel tubes to a special chamber that is submerged in anti-freeze in the radiator. Fluid passing through this chamber is cooled and then returned to the transmission through the other steel
tube. A typical transmission average of ten quarts of fluid between the transmission,torque converter, and cooler tank. In fact, most of the componentsof a transmission are constantly submerged in fluid including the clutch packs and bands. The friction surfaces on these parts are designed to operate properly only when they are submerged in oil.
Valve Body
The valve body is the control center of the automatic
transmission. It contains a maze of channels and 'passages that direct activate the appropriate clutch pack or band servo to smoothly shift to the appropriate gear for each driving situation. Each of the many valves in the valve body . For example the 2-3 shift valve activates the 2nd gear to 3rd gear up-shift or the 3-2 shift timing valve which determines when a downshift should occur.
The most important valve, and the one that you what position the gear shift is placed in. When you place the gear shift in Drive, for instance, the manual valve directs fluid to the clutch pack(s) that activates 1st gear. it also sets up to monitor vehicle speed and throttle position so that it can determine the optimal time and the force for the 1 - 2 shift. On computer controlled transmissions, you will also the valve body to direct fluid to the appropriate clutch packs or bands under computer control to more precisely control shift points.
关于自动变速器部分简介
变速器是汽车重要的传动系组成，在较大范围内改变汽车行驶速
度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。变速器能在发动机旋转方向不
变的前提下，使汽车倒退行驶，而且利用挡位可以中断动力的传递。
所以变速器的结构设计的合理性直接影响到汽车动力性和经济性。设
计要求达到换挡迅速、省力、方便、有较高的工作效率、工作噪声低。
手动变速器到现在为止是汽车上最为复杂的机械部件。手动变速
器包含机械系统、液压系统。这些系统配合在一起，能够非常的协调。
本文将帮助您了解变速器的一些常识和一些技术问题以便帮助您解决
一些问题。
变速器
变速器是连接在发动机背后的一个装置，从引擎传送动力到飞跑
的轮胎上。
一个汽车引擎最好的状态是在某一的范围内每分钟的转数，它传输的
工作要确保
动力是被传到轮胎上的与此同时引擎要保持在那个范围里。它做这个
动作要经过
不同的齿轮联动。在第一挡，引擎要涉及到驱动器所以转动的要快得多；在高速
挡是空转的即使汽车大多保持在时速 70 公里。除了不同的前进装置，变速器在驱动器离开引擎时它处于空挡；相反的，导致驱动器变为反向就允许倒挡了。最后有个停车位置。在这个位置上，闭锁的机械装置是被嵌入从动轴的一个槽里去锁住驱动器并阻止转动，从而防止车子转动。
自动驾驶有两个基本类型：汽车是后驱动还是前驱动。
后驱动的汽车，变速器通常安装在引擎后面并定位于油门旁的车底板中心隆
起的下边。主驱动桥连结变速箱的背面到最后的位于后车桥并用来传送动力到后
轮。在这一个系统方面的动力流量是简单的和笔直前方从引擎去，经过扭力变换
器，然后经过变速箱和驱动桥直到最后传动的时候是分送到两个后轮胎的。
前驱动的汽车，变速器通常连接最后传动到一个形状为驱动桥的地方。在前
驱动汽车的引擎通常安装在车子面对后轮的引擎一边的驱动桥缝摺下。前车桥直
接地被连接到联合传动箱而且提供动力给前轮。在这一个例中，电源从引擎流动
扭力变换器达到一个巨大的链上通过
180 度沿着引擎转到变速器。从
那，动力通
过变速器被发送到最后的传动，通过驱动的车轴送到两个前轮。
许多其他的安排包括前驱动的从前到后代替从一旁的引擎的车子
以及到四轮驱动的是目前为止描述的最流行的。
少量流行的后轮驱动，
变速器直接安装在后面并通过主动轴连接到仍绑在引擎上的转矩变换
器上。这个系统在新的 Corvette 并为了因为改进的性能和处理使重量
被均匀的平衡到前轮和后轮而使用。另外的一个后轮驱动系统展开背
面的每件事物，引擎，变速箱和最后的传动。这一个后引擎布置是在
流行的保时捷上；
变速器的构成
现代自动变速器由许多成分和系统组成。让在机械的、水压的和
电
器技术的能够灵活的和谐的一起工作，那么多年已经发展成了许多机
械倾向的个
体当作是个艺术的形式。
摆线针轮行星传动
摆线针轮行星传动具有传动比范围大、结构紧凑、可靠性高和寿
命长等显著特点，因而获得了广泛的应用，研究也不断深入。该传动
不仅广泛应用于通用传动领域，而且在微机械、机械人传动装置、精
密机械传动、超小型传动、宇航设备，测量仪器、住宅智能化和高技
术设备等方面有诱人的应用潜力。 在摆线针轮行星传动家族中， AF 型摆线针轮行星传动变速器是一种新的传动装置。与一般的摆线针轮行
星传动相比，它具有体积小、重量轻、传动比范围大、传动比的多样性、寿命长、刚度大、回转精度高、精度保持稳定、效率高、传动平稳等一系列的优点。该传动设计采用了许多先进的理念和技术，应用一种创新的结构形式，因此该种 AF 型针摆传动有效地克服了传统的结构不足，提高了传递的功率和容量，提高了传递的精度。自动驾驶包含了许多不同组合的齿轮。在人力操作驾驶中，齿轮沿着轴滑行
正如你从一个位置达到另一个位置移动着操纵杆，引擎不同的尺寸正是为了提供
正确的齿轮传动比的必要性。在自动驾驶中，齿轮仍然从未本身的移动总是和同
样的齿轮紧紧贴合在一起。通过行星齿轮组的使用是完全实现的。基本的行星齿
轮组包含了一个中心齿轮，一个环形齿轮和两个以上的行星齿轮，所有的都经常
啮合。行星齿轮通过一个普通的允许齿轮旋转在附属于架子的叫做 “小齿轮”的
轴上彼此连接着。
一个这种方式的例子：这个系统可以使用是通过引擎上的环形齿轮和输入轴
连接在一起，行星齿轮和输出轴连接在一起并把中心齿轮锁住那样就
不会移动了。在这个情景下，我们转动环形齿轮，行星齿轮就会沿着中心齿轮“行走”了从而在同一个方向行星齿轮去旋转输出轴以及输
入轴也是如此，但是在一个缓慢的速度下会导致齿轮变形 (类似于汽车在低挡 )。如果我们锁住中心齿轮以及任何两个元件，这会导致所有三个元件在同一个方向旋转那样输出轴会在同一速度上旋转同时输入轴
也是。这就像一辆车子在三挡或者高速挡。其他的方式我们可以使用通过行星齿轮移动的行星齿轮组，然后将环形齿轮应用于动力导致中心齿轮会在逆转齿轮相反的方向旋转。离合器在这种情况下使用，把行星齿轮和中心齿轮锁住强迫他们在同一个速度上。如果离合器和传送带都放松，齿轮将会在空挡。输入轴旋转行星齿轮就会朝着逆时针方向旋转，但是既然没有东西锁住中心齿轮，它就会空转对输出轴没有影响。在一挡的位置，传送带用于中心齿轮移动。为了从第一到高速齿轮变挡，带子被释放，而且离合器被应用导致输出桥以如同输入桥一般的速度转。
在现代自动变速器中被发现许多的组成可能使用两个或者更多行星齿轮联结成各种的方式去提供不同的向前和相反的速度。一些零活
的齿轮安排被发现有四个， 现在五个、六个甚至七个挡的自动变速器，这足够复杂的去制作一个技术性灵活的能够放置在较新的车辆上，车辆的计算机检测而且控制这些变化，以便他们几乎察觉不到。
计算机控制
计算机使用引擎和变速器上的传感器捕捉类似于减速、 汽车速度、
引擎速度、
引擎负荷、制动踏板等等的东西，去控制准确的变化点。一旦计算机接收到这个
信息，它会向变速器里电磁线圈发出信号。电磁线圈包含了几个电控螺线管为了
控制挡使改变流向离合器底座的方向。计算机处理的变速器甚至会获悉到你的驾
驶风格并在不断适当的调节那样在需要时每个挡定被精确的计时。
因为计算机的控制、有关运动的型号是伴随着变速器手控的能力而投入市场，虽然它是一根棍棍但允许司机选择手动换挡。这个在一些车上通过一个特殊的闸口经过挡数来完成，然后意愿在一个方向或者另一个方向上进行调高速挡或降低速挡把它弄进去。计算机监控到这个活动并确定司机没有选择一挡可能引擎会超速并导致损害。
水压系统
水压系统是一个复杂的通道，管子在压力下送液体到变速器和转
矩变换器的所有的部分。新系统更复杂，由计算机处理的电力组成。
变速器液体供应
许多包括移动控制、普通润滑油和变速器制冷的用途。不像引擎首先
为润滑油为主的使用油，变速器运作的每方面是依靠在压力下的液体
的固定供应。这不像人力循环系统 (液体甚至是红的 )甚至几分钟的操作
当压力的缺少都是有害的甚至对变速器的寿命是致命的。为了保持变
速器在一个正常的运作温度，液体的一部分是通过一到两个钢管传送
到特殊的地方那样在水箱中防冻剂被淹没。液体穿过这个地方是冻住
的然后通过其他钢管回到变速器。一个典型的变速器在变速器、转矩
变换器和冷却器中有一个平均十夸脱的液体。事实上，一个变速箱的
大部份结构不变地在包括离合器底座和传送带的流体中被浸水。只有
当他们在油中被浸水的时候，在这些零配件上的磨擦表面被设计适当
地操作。
阀体
阀体是自动变速器的控制中心。他包含了一连串的电路和通道，直接将液压机液体传到众多的阀上然后适当的使离合器底座和传输带活跃起来，每次驾驶操作系统适当的调整到平稳移动以及适当的传动。
阀体中的每个阀有明确的作用并因为它的作用而命名。比如 2-3 换挡油阀刺激二挡到三挡或者 3-2 的延时挡这个在调低速挡发生的时候就会这样。
最重要的阀就是你直接控制的手控阀。手控阀是直接传动机构中挡，盖着和未盖的各种通道依靠使换中挡放置的位置上。当你放置使换中挡在驾驶中，这种情况手控阀直接到离合器底座刺激到一挡。它也会
设立监控车子速度并进行减速， 以便它能为 1—2 挡变化决定最佳的时间和力。电脑控制的变速器，你也不得不用安在阀门部分的电磁线圈使之直接流向离合器底座或传输带再到更好的控制点。
附录二
齿轮参数计算程序 :
z1=19;z2=47;z3=27;z4=41;z5=35;z6=32;z7=44;z8=24;z9=47;z10= 16;z11=25; z12=26;z13=16;
zn=[z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10]; z=[z11 z12 z13 ];
f0=1.0;% 标准齿齿顶高系数 Yn=[0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 ]; Y=[0 0 0 ];
mn=[3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4]; m=[4 4 4 ];
cn=0.25.*mn% 径向间隙系数 c=0.25.*m an=20*pi180%αn a=20*pi180% α
B=[23.56 23.56 19.18 19.18 21.48 21.48 19.18 19.18 0 0];%螺旋角 b=B*pi180 =(f0+Yn).*mn =(f0+cn-Yn).*mn
=(pi2+2.*Yn*tan(an)).*mn% 齿厚
s=(pi2+2.*Y*tan(a)).*m% 齿厚 en=(pi2-2.*Yn*tan(an)).*mn% 齿槽宽 e=(pi2-2.*Y*tan(a)).*m% 齿槽宽 dn=mn.*zn.cos(b) d=m.*z dan=dn+2.* da=d+2.*=dn-2.* df=d-2.*=dn.3 r=d.3 ran=dan.3 ra=da.3 rfn=dfn.3 rf=df.3
kc=[7 7 7 7 7 7 7 7 7 7 ]%齿宽系数 kcw=[7 7 7 ] b=mn.*kc;% 齿宽 b1=b.1.5 bw=m.*kcw bw1=bw.1.5%齿宽
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