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編號：
畢業(yè)設計（論文）說明書
題 目： 機械式六檔變速器設計
院 （系）： 機電工程學院
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
學生姓名： 劉京華
學 號： 1000110124
指導教師： 彭曉楠
職 稱： 副教授
題目類型：¨理論研究 ¨實驗研究 t工程設計 ¨工程技術研究 ¨軟件開發(fā)
2014年 5 月 26 日
摘 要
變速器是汽車中非常重要的組成部分。雖然機械式變速器換檔時沖擊比較大，操縱繁瑣，但其傳動效率高、生產(chǎn)制造簡單以及成本低，所以仍廣泛應用在現(xiàn)代汽車上。在變速器中增加一個檔位，由于變速器相鄰檔之間的傳動比變化更小，所以汽車換擋時的沖擊較小。本文根據(jù)市場上的五檔汽車，設計一個機械式六檔變速器，依據(jù)機械設計基本原理和方法主要設計變速器的傳動機構、同步器和換擋操縱機構等,然后對齒輪和軸進行校核。
關鍵詞：變速器，六檔，機械式
Abstract
Transmission is a very important component in automobile. Although the impact of the mechanical transmission is relatively large and has complex manipulation, but the transmission is efficient and simple and also has a low manufacturing cost, so it is still widely used in modern vehicles. An increase in the transmission gear, because the transmission ration between adjacent transimission gear become smaller, so the impact of the shift become smaller when the car change the gears. Based on the five-speed car on the market, the article designs a mechanical six-speed transmission according to the mechanical design of the basic principles and methods.The design contains transmission main mechanism design, synchronizer and shift control mechanism, etc., and then check the gear and shaft.
KeyWords: Transmission; six-speed; mechanical
目錄
引言 1
1 變速器設計方案分析 2
1.1 傳動結構的分析與選擇 2
1.2 換擋結構的分析與選擇 3
1.3 倒檔結構布置 5
1.4 換擋操縱結構 6
1.5 其他零部件分析和選擇 9
2 變速器主要參數(shù)的選擇 11
2.1 主要輸入?yún)?shù) 11
2.2 變速器傳動比的選擇 11
2.3 中心距初步計算 13
2.4 齒輪參數(shù)選擇 13
2.5齒輪齒數(shù)的分配 14
3 變速器主要零部件的設計與計算 18
3.1齒輪的幾何尺寸設計計算 18
3.2 齒輪損壞的形式及原因 20
3.3 齒輪的材料選擇和處理工藝 21
3.4 變速器齒輪強度計算 21
3.5 軸的結構設計與校核 23
3.6 花鍵 25
4 同步器設計與計算 27
4.1 同步器結構 27
4.2 同步器工作原理 28
4.3 同步器主要尺寸確定 29
4.4 同步器主要參數(shù)確定 31
5 變速器的潤滑和密封 33
5.1 潤滑 33
5.2 密封 33
結論 34
謝 辭 35
參考文獻 36
IV
桂林電子科技大學畢業(yè)設計（論文）說明書用紙 第36頁 共36頁
引言
車在不同使用場合有不同的要求，采用往復活塞式內(nèi)燃機為動力的汽車，其在實際工況下所要求的性能與發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。例如，受到載運量、道路坡度、路面質量、交通狀況等條件的影響，汽車所需的牽引力和車速需要在較大范圍內(nèi)變化，以適應各種使用要求；此外，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(xiàn)。上述發(fā)動機牽引力、轉速、轉向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單靠發(fā)動機本身是難以解決的，車用變速器應運而生，它與發(fā)動機匹配，通過多擋位切換，可以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。
變速器是汽車非常重要配置，它對汽車的操控性、舒適性以及燃油經(jīng)濟性都起到很重要的作用，它占汽車制造成本的 7%。隨著我國汽車消費者對汽車認識的不斷提升，變速器已經(jīng)開始影響消費者的購車觀念。在過去的幾十年我國主要致力于研究開發(fā)發(fā)動機技術，而變速器已是現(xiàn)在的研發(fā)熱點?，F(xiàn)在市場上主要的幾種變速器是手自一體變速器（AMT）、自動變速器（AT）、無級變速變速器（CVT）和雙離合變速器（DCT），它們各有優(yōu)缺點。AT 的節(jié)能效果差一些，但是舒適性好，元器件可靠性高，其生產(chǎn)歷史長，使用范圍大。CVT 適合小型車，AMT 在換檔時會有短暫的中斷，舒適性差一些。DCT 結合了手動變速器的燃油經(jīng)濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來。
在我國，據(jù)調查 2008 年手動變速器的市場比重為 74%，占據(jù)較大的市場份額。雖然自動變速器市場占有率會不斷的增加，但是由于手動變速器的燃油經(jīng)濟性、節(jié)能性、技術的高度成熟以及它給駕駛者帶來的全方位的駕駛樂趣決定了其在變速器市場上不可取代的地位。
目前，國內(nèi)機械式變速器主要采用齒輪傳動機構傳遞動力。齒輪是手動變速器的主要傳動部件，由于其具有結構緊湊、效率高、壽命長、工作可靠和維修方便等特點，在運動和動力的傳遞等方面得到了非常普遍的應用，并且有關齒輪的設計方法也已經(jīng)有了相應的規(guī)范和標準。
1 變速器設計方案分析
變速器設計方案主要有傳動結構設計、換擋結構設計、倒檔結構設計和換擋操縱機構等設計。這些都是變速器中的重要的組成部分。
1.1 傳動結構的分析與選擇
變速器傳動布置方案主要有兩種：兩軸式布置和三軸式布置。變速器的傳動布置方案對變速器的傳動效率、尺寸結構、傳動比有直接影響。
1.1.1兩軸式變速器
圖1.1 二軸結構
如圖1.1是一個兩軸式變速器的傳動布置方案。兩軸式布置方案的變速器的主要特點是結構簡單、空間尺寸小。發(fā)動機前置且前輪驅動的轎車，這種布置使汽車傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性能好并且可使汽車重量降低6%~10%。如圖1.1所示。兩軸式變速器是沒有直接擋，所以汽車在高擋運行時，齒輪和軸承都有承載，因此產(chǎn)生的噪聲較大，也加大了齒輪磨損，這是它的缺點。另外，變速器的低擋傳動比上限也受到較大限制。兩軸式變速器的優(yōu)點是結構簡單，空間緊湊，缺點是沒有直接檔、低檔傳動比小。
1.1.2三軸式變速器
圖1.2 三軸式結構
如圖1.2是三軸式變速器的示意圖。從圖中我們可以看到，變速器的第一軸（接發(fā)動機的軸）常嚙合齒輪與第二軸（至差速器的軸）的各擋齒輪分別與中間軸上相應的齒輪相互嚙合，并且第一、第二軸同心。如果將第一、第二軸直接連起來時稱為直接擋。使用直接檔時，齒輪、軸承及中間軸均不承受載荷，第一、第二軸之間直接傳遞動力。所以，掛直接擋時，變速器傳遞效率高，齒輪磨損和噪音也比較小，這是三軸式變速器的一個優(yōu)點。在其他檔位時需要經(jīng)過中間軸的兩對齒輪傳遞動力，所以在齒輪中心距（第二軸與中間的中心距）比較小的情況下依然可以獲得比較大傳動比，這是三軸式變速器的另外一個優(yōu)點。但是它其缺點是：除直接擋外其他各擋需要經(jīng)過中間軸，傳動效率有所下降。
為了汽車在高速運行時有較高的效率，減少噪聲，在低速運行時有較大傳動比，所以綜合二軸式變速器和三軸式變速器的優(yōu)點和缺點，在本設計中使用三軸式布置方案。
1.2 換擋結構的分析與選擇
常用的換擋結構有同步器、嚙合套和直齒滑動齒輪三種。
1.2.1直齒滑動齒輪換檔
直齒輪滑動換擋結構制造方便，結構簡單。但是這種結構缺點比較多：汽車運行時各檔的齒輪有不同的角度速度，使用用滑動直齒齒輪換檔，會在齒輪端面產(chǎn)生較大沖擊，并有巨大的噪聲，另外這種結構齒輪端面容易磨損，導致變速器容易損壞。換檔時產(chǎn)生沖擊和噪聲使乘坐體驗大大地降低。要克服上述特點要求駕駛員用較熟練的駕駛技術（如恰當?shù)乜刂齐x合器），使齒輪換檔時產(chǎn)生沖擊較小。所以，這種直齒輪滑動換擋結結構簡單，但是在現(xiàn)代汽車中已經(jīng)很少使用。
1.2.2 嚙合套換檔
變速器輸出軸齒輪和中間軸齒輪是常嚙合的，因此可以使用嚙合套來換檔。變速器中的齒輪不再參與換檔，齒輪端面與換擋機構沒有接觸，所以齒輪不像直齒滑動齒輪換擋那樣齒輪容易損壞。但是由于嚙合換擋時，輸出軸的轉速與即將被嚙合的齒輪的轉速不相同，在換擋時會產(chǎn)生較大換檔沖擊。對汽車安全性和乘坐體驗仍有影響。同時，依然要求駕駛員有比較熟練的駕駛技術。
1.2.3 同步器換檔
圖1.3 同步器
如圖1.3同步器在嚙合套和嚙合齒輪之間增加了一個同步環(huán)（即鎖環(huán)）。在換擋時，在換擋撥叉的作用下，嚙合套和同步環(huán)一起移向被嚙合齒輪。在嚙合套與齒輪嚙合之前，同步環(huán)的錐面先與齒輪上的錐面接觸，在換擋撥叉的作用力下，同步環(huán)錐面與齒輪上的錐面產(chǎn)生摩擦力，使輸出軸的轉速與被嚙合齒輪的轉速相同。這樣在嚙合時，嚙合齒之間的沖擊減少，這樣在換擋時就沒有較大的換擋沖擊。
雖然同步器的結構比較復雜，制造的精度高，并且軸向尺寸大，但由于它能夠在換擋時操作輕便、迅速，并且換擋沖擊小、無噪聲，并且在駕駛時換擋技術要求不高，從而有顯著提高汽車的加速性能、與汽車駕駛安全性，亦可以延長齒輪使用壽命，故在現(xiàn)代汽車上得到廣泛地使用。
在本設計中，所有的換擋結構都是使用同步器換擋。
1.3 倒檔結構布置
圖1.4倒檔布置
在汽車倒檔時，輸出軸的轉動方向與前進檔的方向是相反的，所以在倒檔齒輪之間放一個惰輪，改變輸出軸上的齒輪轉動方向。所謂“惰輪”是兩個不互相接觸的傳動齒輪中間起傳遞作用的齒輪，同時跟這兩個齒輪嚙合，用來改變被動齒輪的轉動方向，使之與主動齒輪相同。它的作用只是改變轉向并不能改變傳動比。
1.4 換擋操縱結構
圖1.5 操縱器
如圖1.5所示是變速器的操縱機構。主要由撥叉、撥叉軸和變速桿組成。變速器的操縱機構主要有兩種：直接操縱式和遠距離操縱式。一般的汽車的變速器安放在駕駛員位置附近，這樣變速桿可以放在駕駛員附近，駕駛員可以直接操縱變速器。另外有些汽車的駕駛員座位遠離變速器，這時通過在變速桿和換擋撥叉間加幾個傳動結構，實現(xiàn)遠距離操作變速器。
另外，在設計變速器時還要考慮幾個問題。一是操縱結構中應該設置自鎖裝置，以防變速器自動換擋或者掛檔后脫檔。二是操縱結構中應該設置互鎖裝置，防止變速器同時掛上兩個檔位，導致變速器損壞。三是設置倒檔安全機構，防止汽車在高速運行時，駕駛員不小心掛上倒檔。
1.4.1自鎖結構
圖1.6 自鎖結構
如圖1.6所示，自鎖結構由自鎖彈簧、自鎖鋼球、和撥叉軸上的凹槽組成。當換擋時，撥叉軸在換擋撥叉的作用力下移動，自鎖鋼球向上運動。掛好檔之后，鋼球在彈簧的作用力下壓在撥叉軸的另一個凹槽中，鎖住撥叉軸，防止撥叉軸移動。
1.4.2互鎖結構
圖1.7互鎖結構
圖1.8 自鎖與互鎖
如圖1.7和圖1.8所示，互鎖結構由互鎖鋼球、互鎖銷和撥叉軸上的凹槽組成。在換擋時，撥叉軸在換擋撥叉的作用力下移動，互鎖鋼球和互鎖銷隨著移動。掛好檔之后，互鎖鋼球和互鎖銷會把其他的撥叉軸鎖住，這樣其他撥叉軸就不能移動。
1.5 其他零部件分析和選擇
變速器的主要零部件有齒輪、軸和軸承。
1.5.1齒輪
雖然斜齒圓柱齒輪在傳動時產(chǎn)生軸向力，并且加工比直齒圓柱齒輪加工復雜。但是與直齒輪傳動相比較，斜齒輪的嚙合性能好，傳動比較平穩(wěn)，噪聲小，重合度大，大大降低了每對齒輪的載荷，提高了齒輪的承載能力和壽命。另外，斜齒輪不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)也較小【1】。因為斜齒輪的這些優(yōu)點，斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。直齒圓柱齒輪僅用于變速器的一檔和倒檔。
所以在本設計中，一檔和倒檔都是使用直齒圓柱齒輪，其他各檔都是使用斜齒圓柱齒輪。
1.5.2軸
機械式變速器的軸在工作時要承受轉矩和彎矩，如果軸有比較明顯的變形將會影響齒輪正常嚙合傳動，并且產(chǎn)生噪聲，會降低軸和齒輪的使用壽命。在設計軸的結構形狀時，除了要保證軸的強度和剛度外，還要綜合考慮齒輪、軸承及同步器等零部件的安裝。另外與軸的制造工藝也有密切聯(lián)系[2]。
第一軸一般和齒輪做一個齒輪軸，軸的長度由離合器總成的軸向尺寸確定。第一軸上的花鍵尺寸應該和離合器從動盤上的的內(nèi)花鍵尺寸相適應。
為了方便齒輪、軸承和同步器的安裝，第二軸設計成階梯軸。另外依據(jù)軸受力情況和合理地利用材料來看，將第二軸設計成階梯軸也是合理的。但是第二軸上的各個截面尺寸不能相差太大。為了方便各檔齒輪的軸向定位和階梯軸的設計，齒輪上的軸向定位都是使用彈性擋圈。另外第二軸上安裝同步器的花鍵轂的花鍵都是使用矩形花鍵。
為了方便變速器的安裝，減少不必要的零部件，變速器的中間設計為齒輪軸的階梯軸。
1.5.3軸承
作高速旋轉運動的機械式變速器軸支承在箱體上或者其他部位以及齒輪與軸不做固定連接處都應該安裝軸承。一軸、二軸和中間軸支撐在箱體上，軸上有斜齒輪，所以可以使用角接觸軸承。角接觸軸承可以同時承受徑向載荷以及軸向載荷，也可以單獨承受軸向載荷。能在較高轉速下正常工作[2]。在輸出軸上，齒輪并不隨軸一起轉動，所以使用滾針軸承。
2 變速器主要參數(shù)的選擇
以汽車發(fā)動機的輸出參數(shù)作為變速器的輸入?yún)?shù)，然后計算變速器的傳動比。最后依據(jù)傳動比選擇中心距和齒輪的參數(shù)等。
2.1 主要輸入?yún)?shù)
在本設計中，變速器的主要輸入?yún)?shù)依據(jù)目前市場熱銷的汽車來選擇。主要的設計參數(shù)如表2.1所示。
表2.1 變速器主要輸入?yún)?shù)
主減速比
4.11
最高時速（km/h）
210
輪胎型號
215/60 R16
發(fā)動機型號
EA888
最大扭矩(N·m)
250
最大功率(kw)
118
最大功率轉速
4500-6200rpm
馬力（ps）
161
整車質量（kg）
1500
滿載質量（kg）
2040
2.2 變速器傳動比的選擇
在本節(jié)內(nèi)容中主要討論了機械式變速器的傳動比范圍，然后計算機械式變速器的各檔的傳動比。
2.2.1 傳動比范圍
機械師變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔的傳動比與最高檔的轉動比的比值。
一般情況下最高檔是直接檔，其傳動比為1，在本文設計中，最高檔的傳動比也是設置為1；有的機械式變速器的最高檔是超速檔，其傳動比為 0.7～0.8。影響汽車最低檔的傳動比的因素有：在發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速時所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的摩擦力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求的最低穩(wěn)定行駛車速等?，F(xiàn)代轎車的傳動比范圍一般在 3.0～4.5之間，輕型貨車的傳動比在 5.0～8.0 之間，商用車的傳動比則更大。本文設計變速器是安裝在現(xiàn)代轎車上的，所以其傳動比范圍在3.0～4.5之間。
2.2.2一檔傳動比計算
在選擇變速器一檔的傳動比時，要綜合考慮汽車的最大爬坡度、車輪與路面的摩擦力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和車輪的半徑。汽車在使用一檔爬陡坡時，車速一般不會很高，空氣阻力可忽略不計，那么發(fā)動機提供的最大驅動力主要用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有
Temaxi0i1ηr≥mg(fcosαmax+fsinαmax) （2-1）
即
i1≥mgr(fcosαmax+fsinαmax)Tmaxi0η （2-2）
在上式中
Temax ------發(fā)動機最大轉矩；
i0------主減速比；
i1------一檔傳動比；
η------傳動效率（在本設計中，傳動效率為96%）；
αmax------最大爬坡度（在本設計中，最大爬坡度為20°）；
r------輪胎半徑
f------滾動阻力系數(shù)
下面計算輪胎半徑。根據(jù)輪胎的型號215/60 R16，215是指輪胎橫截面寬度為215毫米，55是指高寬比為55%，R表示子午線輪胎結構，16是指輪輞直徑為16英寸。另外，1英寸約等于25.4毫米。所以可以得到輪胎的半徑為
r=215×5%+16×25.4÷2 mm=535.4mm
根據(jù)變速器的主要輸入?yún)?shù)（表2.1）和公式2.2可以計算出變速器的一檔傳動比為：
i1=3.96
2.2.3其他各檔傳動比的計算
在傳統(tǒng)的機械式變速器中各檔傳動比之間一般是按照等比級數(shù)來分配,用等比級數(shù)分配傳動比方法可以使發(fā)動機在接近外特性的最大功率附近運轉,增大汽車后備功率，提高汽車的爬坡性能[3]。
按等公比原則來分配傳動比，所以各檔的傳動比是一個等比數(shù)列。即：
i1/i2 = i2/i3=…=q
等比級數(shù)分配各檔傳動比只是理論上的傳動比分配原則,而在實際設計中由于齒輪齒數(shù)只能是整數(shù),實際的傳動比的會與理論值有點偏離。另外按照等比級數(shù)來分配各檔傳動比主要目的是在于改善汽車的性能,充分發(fā)揮發(fā)動機的動力。
另外現(xiàn)代的汽車研究理論認為傳動比之間的比值越小汽車越省油,換擋也將會更加容易。在汽車實際行駛過程中，多數(shù)時間汽車是處在高檔位,高檔之間的換擋頻率也比低檔之間換擋頻率要高很多,所以,在設計時高檔傳動比之間的比值應該要小于低檔[4]。
現(xiàn)在先根據(jù)等比級數(shù)分配各檔傳動比的原則粗略計算其他各檔傳動比，最后根據(jù)齒輪的齒數(shù)計算實際的傳動。
在本設計中，最高檔六檔的傳動比為1。各檔之間的傳動比公比q為：
q=5i1i6=1.32
由此得到其他各檔傳動比： i2=3.00
i3=2.28
i4=1.73
i5=1.32
在傳統(tǒng)的變速器中倒檔齒輪的傳動比與一檔的傳動相近，所以在本設計中倒檔傳動比取與3.90.
變速器各檔傳動比如下表：
表2.2 傳動比
倒檔
一檔
二檔
三檔
四檔
五檔
六檔
傳動比
3.90
3.96
3.00
2.28
1.73
1.32
1.00
2.3 中心距初步計算
在三軸式變速器中，變速器中心距A是指中間軸與第二軸之間的軸線距離距 A。中心距是三軸式變速器的一個重要參數(shù)，它的大小不僅對變速器的結構尺寸有影響，而且它對齒輪的接觸強度有重要影響。變速器的中心距越小，齒輪的接觸壓力越大，齒輪壽命就越短。所以最小的中心距要保證輪齒的接觸強度。另外還要考慮軸在箱體上的安裝。為了方便安裝軸，中心距應該設計大一點。在考慮箱體的強度時，最好也是將中心設計大一點?，F(xiàn)在先根據(jù)對實際生產(chǎn)的變速器的統(tǒng)計而得到的經(jīng)驗公式初選：
A=KA3Tmaxi0η （2-3）
在上面的公式中
A------中心距
KA------中心距系數(shù)。（對轎車，KA=8.9~9.3。在本設計中KA=9.0）
所以得到初選中心距為88.15mm
2.4 齒輪參數(shù)選擇
在本節(jié)中主要齒輪的模數(shù)、齒輪齒形、壓力角和螺旋角等。這些都是齒輪的重要參數(shù)。
2.4.1齒輪模數(shù)
齒輪的模數(shù)是由輪齒的彎曲疲勞強度或者在最大載荷作用下的靜強度確定的。選擇齒輪模數(shù)時應該考慮到適當增大齒輪齒寬而減小齒輪模數(shù)時可以降低變速器的噪聲，然而為了減小變速器的重量，則可以通過增大齒輪模數(shù)和減小齒輪齒寬和中心距實現(xiàn)。對于轎車而言降低噪聲很重要，而對于貨汽車則應該減小變速器的重量[5]。對于機械式變速器齒輪應采用小模數(shù),多齒數(shù)來獲得2～3 的重合系數(shù)和良好的運行平穩(wěn)性和較小的噪聲,且可增加接觸壽命。機械式變速器低檔齒輪模數(shù)應該比高檔的齒輪大一點。
一般機械式變速器齒輪模數(shù)可以根據(jù)經(jīng)驗公式求得：
m=(0.4~0.6)3Tmax （2-4）
其中Tmax=201N·m 所以m=2.97mm。另外選擇的模數(shù)應該符合國標GB1357-1987 規(guī)定并滿足強度要求。所以在本設計中模數(shù)初選結果如下表2.3所示。
表2.3模數(shù)
倒檔
一檔
二檔
三檔
四檔
五檔
六檔
模數(shù)(mm)
3.0
3.5
3.0
3.0
3.0
3.0
3.0
2.4.2齒輪齒形、壓力角和斜齒輪螺旋角的選擇
斜齒輪在傳遞轉矩時，會產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。在設計變速器時應盡量使中間軸上工作的兩對斜齒輪產(chǎn)生的軸向力相互抵消，以降低軸承載荷，提高軸承的使用壽命。所以，中間軸上不同檔位的齒輪的螺旋角應該是相同的。但是為了簡化工藝和設計，中間軸上的斜齒輪的螺旋方向都取為右旋，那么第一軸和第二軸上的斜齒輪則取為左旋。另外，一檔和倒檔設計為直齒。
機械式變速器中的齒輪都使用漸開線齒廓。國家標準規(guī)定的齒輪標準壓力角是20°。增大壓力角會使齒根圓齒厚和節(jié)圓處漸開線曲率半徑增大，所以齒輪的彎曲強度與接觸強度得到提高，但是不根切的最少齒數(shù)變小，重合度減小，噪聲也會隨之增大。所以在本設計中使用國家標準壓力角20°。
斜齒輪的螺旋角也要選擇合適。斜齒輪的螺旋角太小時，發(fā)揮不了斜齒輪的優(yōu)點。當斜齒輪的螺旋角太大是，斜齒輪產(chǎn)生的軸向力又非常大，將會降低軸承的壽命。另外，增大齒輪的螺旋角會使齒輪嚙合時重合系數(shù)增大，工作平穩(wěn)、噪聲減小，齒輪的強度也會得到提高，但是當螺旋角>30°時，雖然齒輪的接觸強度將會提高，但是齒輪的彎曲強度則會突然下降[6]。所以，考慮到提高低檔齒輪的彎曲強度，螺旋角不能太大。所以本設計中的斜齒輪的螺旋角在8°~20°之間選擇。
2.5齒輪齒數(shù)的分配
在初步選擇中心距、齒輪模數(shù)和斜齒輪的螺旋角之后，可根據(jù)機械變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)[26]。本文設計的機械式變速器的傳動方案如下圖 2.1 所示，另外應該注意的是，各檔齒輪間的齒數(shù)比應盡量不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。
圖2.1結構簡圖
2.5.1 一檔齒輪齒數(shù)
一檔齒輪的傳動比：
i1=Z2Z11Z1Z12 （2-5）
如果z11和z12的齒數(shù)確定，z1和z2就可以算出來了。為了計算z11和z12，可以先求出它們的齒數(shù)之和zh。
zh=2Am （2-6）
代入數(shù)據(jù)后計算得zh=50.37，取整后zh=50。zh取整之后，對中心距修正得A=87.5mm。
下面對z11和z12這一對齒輪的齒數(shù)進行分配。為了使一檔的傳動比大一些，中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些。在一檔傳動比i1已經(jīng)確定的情況下，中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)取小一些，使z11/z12的值盡可能大，這樣第一軸上的常嚙合齒輪的齒數(shù)會多些，以便在第一軸的內(nèi)腔設置第二軸的前軸承并保證第一軸軸有足夠的厚度。另外，中間軸上一檔齒輪的最少齒數(shù)還要受中間軸的軸徑大小限制，也就是受中間軸的剛度限制。所以要對軸的尺寸和齒輪的齒數(shù)統(tǒng)一考慮。在本設計中取中間軸上一檔齒輪z11的齒數(shù)為17。z12=zh-z11=50-17=33。
2.5.2 常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)
常嚙合齒輪的傳動比為：
z2z1=i1z12z11 （2-7）
另外常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等。所以得到
A=mn(z1+z2)2cosβ （2-8）
先初選螺旋角β1=20°。算得z1=18.12，z2=38.32。然后對齒數(shù)取整。得z1=18，z2=38。
對齒數(shù)取整后，對螺旋角修正得β1=19°28′。
2.5.2 其他檔的齒輪的齒數(shù)
二檔中兩對嚙合的斜齒輪滿足下面兩個等式：
i2=Z2Z9Z1Z10 （2-9）
A=mn(z9+z9)2cosβ （2-10）
另外斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。在設計變速器斜齒輪時，應該使同時工作的兩對齒輪的軸向力相互抵消。為了使兩個軸向力平衡必須滿足下面等式：
tanβ1tanβ9=z2z1+z2(1+z9z10) （2-11）
聯(lián)立上面三個方程解得:z9=32.86,z10=24.12,取整后得z9=33,z10=24，螺旋角β=12°16′。
依照同樣的方法可以計算其他檔的齒輪的齒數(shù)和螺旋角。求得的結果如下：
三檔齒輪：齒數(shù)z7=30 齒數(shù)z8=27 螺旋角β=12°16′
四檔齒輪：齒數(shù)z5=26 齒數(shù)z6=31 螺旋角β=16°16′
五檔齒輪：齒數(shù)z3=22 齒數(shù)z4=34 螺旋角β=16°16′
2.5.3 齒輪的齒寬
齒輪的齒寬對變速器的軸向尺寸、傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命情況都有影響。齒輪的齒寬減小將影響到變速器的傳動平穩(wěn)，小的齒寬加大了齒輪應力。但是為了減小變速器的軸向尺寸以及減小變速器質量，宜采用小的齒寬。當齒輪的齒寬度較大,齒輪的承載能力會提高。但是當齒輪承載后,由于軸的撓曲變形和齒輪的形狀誤差等因素,會造成齒寬方向的受力不均,所以齒輪的齒寬也不宜過大。這些都應該綜合考慮。
在本設計中根據(jù)下面的經(jīng)驗公式來計算齒輪齒寬。
b=kcmn （2-12）
其中kc是齒寬系數(shù)（直齒輪取4.5～8.0，斜齒輪取6.0～8.5）。為了簡化制造工藝和設計，齒寬都取b=26mm。
2.5.4 倒檔的齒輪的齒數(shù)
倒檔的傳動比跟一檔的傳動比非常接近，所以中間軸上的倒檔齒輪取z14=17。然后根據(jù)倒檔的傳動比：
i倒=z13z14?z2z1 （2-13）
可以求得z13=31.
由于惰輪只是用于轉換輸出軸的轉向，所以本設計中惰輪的齒數(shù)z惰=23。
根據(jù)倒檔上三個齒輪的齒數(shù)，可以計算出中間軸與倒檔軸的中心距：
A=12m(z14+z惰) （2.14）
代入數(shù)據(jù)算得A=60mm
同理得輸出軸與倒檔軸的中心距：
A=12m(z13+z惰) （2.15）
代入數(shù)據(jù)算得A=81mm
綜合上面的計算可以得到變速器中所有齒輪的齒數(shù)和螺旋角。如下表2.4所示。
表2.4 齒數(shù)和螺旋角
齒輪
齒數(shù)
螺旋角
齒輪1
18
19°28′
齒輪2
38
19°28′
齒輪3
22
16°16′
齒輪4
34
16°16′
齒輪5
26
16°16′
齒輪6
31
16°16′
齒輪7
27
12°16′
齒輪8
30
12°16′
齒輪9
33
12°16′
齒輪10
24
12°16′
齒輪11
33
0°
齒輪12
17
0°
齒輪13
31
0°
齒輪14
17
0°
惰輪
23
0°
根據(jù)齒輪的實際齒數(shù)可以修正變速器的傳動比，修正結果如下表：
表2.5 修正傳動比
一檔
二檔
三檔
四檔
五檔
六檔
倒檔
傳動比
3.99
2.83
2.28
1.78
1.33
1.00
3.75
3 變速器主要零部件的設計與計算
變速器需要設計的主要零部件有齒輪的幾何尺寸、齒輪的校核、軸的設計、軸的校核、花鍵的設計和花鍵的校核等。
3.1齒輪的幾何尺寸設計計算
機械式變速器的齒輪均為漸開線齒輪。漸開線齒輪除了能滿足傳動平穩(wěn)、傳動比恒定不變等基本要求之外，還具有互換性好、中心距具有可分離性及切齒刀具制造容易等優(yōu)點。漸開線齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數(shù)、分度圓壓力角必須分別相等，兩斜齒輪的螺旋角必須相等而方向相反[7]
下面表3.1是齒輪的幾何尺寸計算公式
表3.1 齒輪計算公式
名稱
符號
計算公式
基圓柱螺旋角
βb
tanβb = tanβcosαt
端面模數(shù)
mt
mt=mn/cosβ
端面壓力角
at
tan at= tan an/cosβ
法面齒距
pn
pn=πmn
端面齒距
pt
pt=pn/cosβ
法面基圓齒距
Pbn
pbn=pncosαn
分度圓直徑
d
d=zmt
基圓直徑
db
db=dcosαt
齒頂高
ha
h a=mn h*an
齒根高
hf
hf= mn(h*an+ c*n)
齒頂圓直徑
da
da=d+2ha
齒根圓直徑
df
df=d-2hf
其中h*an是法面齒頂高系數(shù)，c*n是法面頂隙系數(shù)。β是螺旋角
根據(jù)表1.3的計算公式計算各個齒輪的幾何尺寸。如表3.2和表3.3所示
表3.2 齒輪幾何尺寸-1
名稱
齒輪1
齒輪2
齒輪3
齒輪4
齒輪5
齒輪6
齒輪7
齒數(shù)
18
37
22
34
26
30
30
法面模數(shù)(mm)
3
3
3
3
3
3
3
螺旋角(deg)
19.46
19.46
16.26
16.26
16.26
16.26
12.27
基圓柱螺旋角(deg)
18.75°
18.75
15.52
15.52
15.52
15.52
11.61
端面模數(shù)(mm)
3.19
3.19
3.19
3.19
3.19
3.19
3.19
端面壓力角(deg)
22.11°
22.11
21.72
21.72
21.72
21.72
21.34
法面齒距(mm)
9.42
9.42
9.42
9.42
9.42
9.42
9.42
端面齒距(mm)
10.00
10.00
9.81
9.81
9.81
9.81
9.64
法面基圓齒距(mm)
8.86
8.86
8.86
8.86
8.86
8.86
8.86
分度圓直徑(mm)
57.27
111.72
68.75
106.25
81.25
93.75
92.10
基圓直徑(mm)
53.06
109.06
60.86
98.70
75.48
87.09
85.79
齒頂高(mm)
3
3
3
3
3
3
3
齒根高(mm)
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
3.75
齒頂圓直徑(mm)
63.27
123.72
74.75
112.25
84.25
99.75
98.10
齒根圓直徑(mm)
49.77
110.23
61.25
98.75
73.75
86.25
84.60
名稱
齒輪8
齒輪9
齒輪10
齒輪11
齒輪12
齒輪13
齒輪14
齒數(shù)
27
33
24
33
17
31
17
法面模數(shù)(mm)
3
3
3
3.5
3.5
3
3
螺旋角(deg)
12.27
12.27
12.27
基圓柱螺旋角(deg)
11.61
11.61
11.61
端面模數(shù)(mm)
3.19
3.19
3.19
端面壓力角(deg)
21.34
21.34
21.34
法面齒距(mm)
9.42
9.42
9.42
10.99
10.99
9.42
9.42
端面齒距(mm)
9.64
9.64
9.64
法面基圓齒距(mm)
8.86
8.86
8.86
10.33
10.33
8.85
8.85
分度圓直徑(mm)
82.89
101.31
73.68
115.5
59.5
93051
69
基圓直徑(mm)
77.21
94.36
68.63
107.93
55.60
86.90
47.65
齒頂高(mm)
3
3
3
3.5
3.5
3
3
齒根高(mm)
3.75
3.75
3.75
4.36
4.36
3.75
3.75
齒頂圓直徑(mm)
88.89
107.31
79.68
122.5
66.5
99
57
齒根圓直徑(mm)
75.39
93.81
66.18
106.75
50.75
85.5
43.5
表3.3齒輪幾何尺寸-2
3.2 齒輪損壞的形式及原因
機械式變速器的齒輪損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落、移動換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合[8]。
輪齒折斷主要發(fā)生在下面的幾種情況：輪齒受到的沖擊載荷太大，導致輪齒彎曲折斷；在齒輪的嚙合過程中，輪齒根部會產(chǎn)生彎曲應力，另外在輪齒過渡圓角處又會產(chǎn)生應力集中，所以當齒輪受到太大的載荷作用時，輪齒根部的彎曲應力超過了材料的許用應力，輪齒就會斷裂。這種由于齒輪強度不夠而產(chǎn)生的輪齒斷裂，在機械式變速器中這種斷裂情況是較少發(fā)生。在變速器中常見的輪齒斷裂情況主要是因為在重復載荷的作用下使齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)了疲勞裂縫而逐漸擴大到一定深度后導致折斷，其破壞斷面在疲勞裂縫部分是呈光滑表面，而突然斷裂的斷面呈粗粒狀表面。變速器中低檔的小齒輪由于載荷較大而齒數(shù)較少、齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。
齒面點蝕是變速器中高速檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。齒輪的齒面長期在脈動的接觸應力作用下，會產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。齒輪在嚙合時由于齒面之間的相互擠壓，使填滿了潤滑油的裂縫內(nèi)油壓增高，導致裂縫的進一步加大，最后在齒面產(chǎn)生剝落，使齒面上形成許多小點，即所謂點蝕[9]。齒輪的點蝕使齒輪齒形誤差加大進而產(chǎn)生動載荷，甚至可能引起齒輪輪齒折斷。一般是靠近節(jié)圓根部的齒面處點蝕比靠近節(jié)圓頂部的點蝕嚴重；主動小齒輪比被動大齒輪點蝕嚴重。
對于高速重載齒輪，由于齒面間的相對滑動速度快、接觸壓力大，在齒輪接觸區(qū)產(chǎn)生高溫進而破壞掉齒面間的潤滑油膜，使兩個齒輪的齒面直接接觸。在局部高溫、高壓下的條件下，齒面熔焊粘連在一起，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱為齒面膠合。在一般的汽車機械式變速器中，產(chǎn)生膠合損壞的現(xiàn)象時很少見的。
加大齒輪的輪齒根部齒厚，增大齒輪齒根圓角半徑，采用高齒，提高齒輪重合度，增加同時輪齒嚙合對數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質材料等，這些方法都是提高齒輪輪齒彎曲強度的重要措施。合理選擇齒輪參數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應力，提高齒面硬度等，可以提高齒面的接觸強度。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，可以提高油膜強度，提高齒面硬度，或者選擇適當?shù)凝X面表面處理和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。
3.3 齒輪的材料選擇和處理工藝
變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼制造，它表層的硬度高，芯部的韌性大，能大大提高齒輪的耐磨性、抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力[10]。在選用齒輪的鋼材和熱處理工藝時，對齒輪的切削加工性能及制造成本也應綜合考慮。另外，通過對齒輪進行強力噴丸處理后，能提高齒輪彎曲疲勞壽命及接觸疲勞壽命。齒輪在熱處理之后可以進行磨齒，能消除齒輪熱處理產(chǎn)生的變形；經(jīng)過磨齒后得齒輪其精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，提高齒輪傳動平穩(wěn)性和效率；在同樣載荷的條件下，經(jīng)過磨齒的齒輪彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。
目前國內(nèi)汽車變速器齒輪的材料主要用 20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5 等鋼材，這些低碳合金鋼都需要進行滲碳、淬火處理，以提高表面硬度細化材料晶粒[11]。為消除內(nèi)應力，還要進行回火處理。滲碳處理齒輪表面硬度為 58～63HRC，芯部硬度為 33～48HRC。
在本設計中齒輪的材料選用 20CrMnTi。
3.4 變速器齒輪強度計算
和其他的機械行業(yè)相比，不同用途的汽車機械式變速器齒輪使用條件基本上是相同的。另外，變速器齒輪使用的制造材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本相同。一般的機械式變速器齒輪用低碳鋼制作，采用剃齒和磨齒進行精加工，齒輪表面使用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級等。因此，使用比計算通用齒輪強度公式更為簡化的計算公式來計算汽車變速器的齒輪，一樣可以獲得比較準確的結果。因此本設計中使用簡化的計算公式來計算變速器齒輪強度
3.4.1 變速器齒輪彎曲疲勞σw計算
σw=FtKσbtyKε （3-1）
式中σw------彎曲應力(Mpa);
Ft------圓周力（N）,Ft=2Tgd;
Tg------計算載荷（N?m），取Tg=Temax2;
d------分度圓直徑(mm)，d=mz；
Kσ------應力集中系數(shù)，可以近似取1.65；
Kf------摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；
b------齒寬（mm）；
t------端面齒距(mm)；
y------齒形系數(shù),取0.133；
Kε------重合度影響系數(shù)，取2.0。
將有關參數(shù)代入上式，得到齒輪的彎曲應力為[12]
σw=2TgcosβKσπzmn2byKε （3-2）
通過上面的方法計算齒輪的彎曲應力。結果如下表3.4：
表3.4 彎曲應力
一檔
二檔
三檔
四檔
五檔
常嚙合齒
倒檔
彎曲應力（Mpa）
191.74
168.64
152.16
129.95
115.10
208.27
178.32
對于汽車變速器齒輪的許用應力在 250Mpa左右，各檔的彎曲應力都在許用應力之內(nèi)，滿足設計要求。
3.4.2 變速器輪齒接觸應力σj計算
輪齒接觸應力計算的簡化公式如下
σj=0.418FEb(1ρz+1ρb) （3-3）
式中
σj------齒輪接觸應力（MPa）；
F------齒面上的法向力（N）；F=FtCOSαCOSβ；
FT------圓周力（N）, Ft=2Tgd；
Tg------計算載荷（N?m），取Tg=Temax2;
d------分度圓直徑
E------材料的彈性模量（MPa），取 E=200000MPa
b------齒輪的實際齒寬（mm），取 b=26mm；
ρz、ρb------主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)
在直齒輪中ρz=rzsinα 、ρb=rbsinα （rz、rb為主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm））。
在斜齒輪中ρz=r2sinαcos2β 、ρb=rbsinαcos2β （rz、rb為主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm））。
將各參數(shù)代入公式，整理后得到接觸應力為：
σj=0.418TemaxEmzbcosαcosβ1ρz+1ρb （3-4）
將各檔齒輪的參數(shù)代入上面公式，計算出各檔齒輪的接觸應力如下表：
表3.5 接觸應力
一檔
二檔
三檔
四檔
五檔
常嚙合齒
倒檔
接觸應力
（MPa）
555.85
387.70
533.39
429.05
521.72
528.14
619.30
滲碳齒輪的許用接觸應力1300～1400Mpa，通過上面的計算，各檔齒輪都滿足要求。
3.5 軸的結構設計與校核
中間軸式變速器有三根軸，三根軸應該同步設計，以滿足安裝軸上齒輪以及同步器的需要，軸的初取最小直徑取?30設計，所有的齒輪寬度取為 26mm。然后根據(jù)實際裝配情況設計軸。
3.5.1軸的剛度驗算
對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。
確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力，因為第二軸是架在第一軸上的。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個檔位都進行驗算。作用在第一軸上的轉矩應取發(fā)動機最大扭矩Tmax。 軸的撓度和轉角計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近、負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。
軸在垂直面內(nèi)的撓度為fc ，在水平面內(nèi)撓度為fs 和轉角δ，可分別用下式計算[12]:
fc=Fta2b23EIL （3-5）
fs=Fra2b23EIL （3-6）
δ=Ftab(b-a)3EIL （3-7）
式中 Ft------齒輪的徑向力（N）
Fr------齒輪的圓周力（N）
E------彈性模量(MPa)，取E=2.1×105 Mpa
I------慣性矩（mm4），對于實心軸，I=πd464；
d------軸的直徑（mm）。
a、b------齒輪上的作用力矩支座A、B的距離（mm）；
L------支座間的距離（mm）。
軸的全撓度 f=fc2+fs2 ≤0.2mm。 （3-8）
齒輪所在平面的轉角不應該超過0.002rad。
根據(jù)上面的計算公式可以得到在各檔工作時，輸出軸和中間軸的撓度和轉角。如下表1.6所示。
表3.6軸的撓度和轉角
一檔
二檔
三檔
四檔
五檔
倒檔
撓度
（mm）
輸出軸
0.043
0.096
0.10
0.059
0.068
0.082
中間軸
0.084
0.12
0.11
0.094
0.17
0.78
轉角
（rad）
輸出軸
0.0001
0.0004
0.0001
0.00013
0.0002
0.00018
中間軸
0.0002
0.0001
0.0004
0.00017
0.0003
0.0003
通過分析上面的分析得到各檔工作時，各軸的剛度滿足要求。
3.5.2軸的強度驗算
變速器上的軸收到彎矩和扭矩，所以按彎扭合成來校核軸。因為一檔的齒輪的受力最大，所以只校驗一檔時的軸強度即可。
一檔上使用的是直齒輪，齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr以及軸向力Fa按下面的公式計算[7]:
Ft=2Td （3-9）
Fr=Fttanα （3-10）
Fa=Ftcosα （3-11）
T------轉矩(N·m)
d------節(jié)員直徑(mm)
α------壓力角(°)
計算軸的彎扭合成強度，先做出軸的計算簡圖，然后分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結果分別做出水平面上的彎矩MH和垂直面上的彎矩Mv。然后按照下面的公式計算彎矩。
M=MH2+MV2 （3-12）
式中,M------軸所受的彎矩，N·mm；
MH------軸的水平方向彎矩，N·mm；
MV------軸的垂直方向彎矩，N·mm；
已知軸的彎矩和扭矩之后，可針對某些危險的截面做彎扭合成強度校核計算。計算公式為：
σ=M2+(αT)2W （3-13）
式中, σ------軸的計算應力，Mpa；
M------軸所受的彎矩，N·mm；
T------軸所受的扭矩，N·mm；
W------軸的抗彎截面系數(shù)，mm 3；
α------折合系數(shù)；
因為軸的扭轉切應力和彎曲應力都是對稱循環(huán)應力，所以取折合系數(shù)α=1。軸的抗彎截面系數(shù)W可以按下面的公式計算：
W=πd332 （3-14）
式中，d是軸的直徑。
根據(jù)上面的計算方法，計算的結果為：輸出軸的應力為172Mpa，中間軸的應力為187Mpa。所以軸的強度滿足要求。
3.6 花鍵
輸出軸上的同步器周向定位是用矩形花鍵定位。下面進行花鍵的設計和校核。
3.6.1 花鍵的設計
根據(jù)軸的實際情況，在五六檔處和倒檔上連接同步器的花鍵小徑d=26mm，大徑D=30mm,花鍵齒數(shù)z=6，齒寬B=6mm。在三四檔和一二檔上連接同步器的花鍵小徑d=34mm，大徑D=38mm，花鍵齒數(shù)z=6，齒寬B=6mm。
3.6.2 花鍵的校核
花鍵的主要失效形式是工作面被壓潰（靜連接）或工作面過度磨損（動連接）。因此，靜連接通常按工作面上的擠壓應力進行強度計算，動連接則按工作面上的壓力進行條件性的強度計算[7]。
本設計中同步器與花鍵是靜連接，花鍵的強度按下面的公式計算[7]：
σp=2T×103ψzhldm≤[σp] （3-15）
式中：
ψ------載荷分布不均系數(shù)，取ψ=0.7，；
z-----花鍵的齒數(shù)；
l-----齒的工作長度（mm）；
h-----花鍵齒側面的工作高度（mm）；
dm------花鍵的平均直徑(mm);
[σp]------花鍵連接的許用壓力（MPa）,取[σp]=140MPa；
代入數(shù)據(jù)計算得到四個花鍵強度如下表：
表1.7 花鍵強度
五六檔花鍵
三四檔花鍵
一二檔花鍵
倒檔花鍵
強度（MPa）
65.25
74.43
88.56
94.12
通過分析上面的分析花鍵滿足設計要求。
4 同步器設計與計算
同步器的設計主要有同步器的尺寸和同步器的參數(shù)選擇等。
4.1 同步器結構
同步器結構如下圖4.1所示