三轴五档变速器简图三轴五档变

范文一：三轴五档变速器简图三轴五档变速器_图文

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(5)四挡斜齿轮几何参数

mn=2.5mm，Z3=19，Z4=33，?n=20?，?=22?，A'=70.5mm 变位系数 ?1=0.19， ?2=0.52 端面模数 mt=

mncos?

=2.696mm

端面压力角 ?t?arctan(tan?n)=21.43? ?

αt=22.24? 端面啮合角 α't=arccosAcos

理论中心距 A=Z3?Z4

mt=70.1mm

齿顶降低系数 ?n?????n=0.42

分度圆直径 ??3=m?? ??3 cos?? =51.52mm，??4=m?? ??4 cos?? =89.48mm 齿顶高 ha3=mn(ha+ξ1-σn)=1.75mm ha4=mn(ha+ξ2-σn)=2.75 mm 齿根高 hf3=mn(ha+c-ξ1)=2.825mm

hf4=mn(ha+c-ξ2)=1.825mm 齿全高 h?ha+hf?4.575mm

齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=55.02mm da4=d4+2ha4=94.98mm 齿根圆直径 da3=d3+2ha3==45.87mm da4=d4+2ha4=85.83mm (6)

倒挡齿轮几何参数

m=3mm，Z11=22 , Z12=21 , ?n=20?，?=0?

分度圆直径??11=Z11*m=66mm??12=Z12*m=63mm 齿顶高ha11=ha12=ha*m=3mm 齿根高 hf11=hf12=(ha*+c*)=3.75mm

齿全高 h11=h12=(2ha*+c*)=6.75mm 齿顶圆直径 da11=(Z11+2ha*)=72mm da12=69mm 齿根圆直径 df11=(Z11-2ha*-2c*)m=58.5mm

df12=55.5mm

4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择

4.1齿轮的损坏原因及形式

齿轮的损坏形式分三类:轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。轮齿折断分两种:轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断;轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。

齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面

细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。

用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏

4.2齿轮的材料及热处理

现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造,使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合,以大大提高其接触强度,弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。

国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下:

mn?3.5 渗碳深度0.8,1.2mm 3.5,mn,5 渗碳

深度0.9,1.3mm mn?5 渗碳深度1.0,1.6mm

渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC58,63，心部硬度为HRC33,48。对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2;表面硬度HRC48,53。

本设计变速器齿轮选用材料是20CrMnTi。

4.3各轴转矩的计算

发动机最大扭矩为105N.m，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=105×99%×96%=99.79N.m 中间轴 T3=T1?承?齿i2?1=99.79×96%×99%×36/15=227.62N.m

?轴

一挡T21?T3?承?齿i9?10=227.62×0.96×0.99×31/16=419.14N.m 二挡 T22?T3?承?齿i7?8=227.62×0.96×0.99×29/23=272.76N.m 三挡

T23?T3?承?齿i5?6=227.62×0.96×0.99×24/28=185.42N.m 四

挡T24?T3?承?齿i3?4=227.62×0.96×0.99×19/33=124.56N.m 五挡 T25?T3?承?齿=394.99×0.96×0.99=375.40N.m

2倒挡T倒?T(?齿)i10?11*i123?承

=227.62*(96%*99%)2*22/16*31/21=417.32N.m

2倒挡轴 T'(?齿)

i10?11=227.62*(96%*99%)2*22/16=297.45N.m 倒?T3?承

4.4齿轮的强度计算与校核

4.4.1齿轮弯曲强度计算 1、直齿轮弯曲应力?w

图4.1 齿形系数图

?w?

2TgK?Kf

?mzKcy

(4.1)

式中:?w—弯曲应力(MPa);

; Tg—计算载荷(Nmm)

K?—应力集中系数，可近似取K?=1.65;

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4.1。

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400,850MPa 。

(1)倒挡齿轮11，12，的弯曲应力?w11，?w12

z11=22，z12=21，y11=0.122，y12=0.138，T倒=297.45Nm，T3=227.62Nm

?w11?

2T倒K?Kf

?mz11Kcy11

2?297.45?1.65?0.93

?10=569.29MPa<400,850MPa 3

?3?22?6.5?0.122

?w12?

2T3K?Kf

范文二：三轴五档汽车变速器结构改进设计说明书

密级：

学号：

本科生毕业论文（设计）

三轴五档汽车变速器结构改进设计

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学士学位论文原创性申明

本人郑重申明：所呈交的论文（设计）是本人在指导老师的指导下独立进

行研究，所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文（设

计）不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做

出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式表明。本人完全意识到本申

明的法律后果由本人承担。

学位论文作者签名（手写）：签字日期：年月日

学位论文版权使用授权书

本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校

保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和

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（请在以上相应方框内打“√” ）

学位论文作者签名（手写）：指导老师签名（手写）：

签字日期：年月日签字日期：年月日

江西科技学院本科生毕业论文（设计）

摘要

随着国民经济的持续发展，汽车工业也在不断地发展着，各种设备都在不断

地发展，创新着。特别是在汽车变速器方面，三轴五档汽车变速器的应用非常广

泛，在一些特定的工作场合，三轴五档汽车变速器体积小，变速灵活，价格成本

低廉很受欢迎，越来越多的驾驶人员选择三轴五档汽车变速器作为车辆的变速装

置。根据市场调查发现，三轴五档汽车变速器必须满足当今人们对机动车辆速度

调节方面的灵活性操控等需求，能够在不改变发动机的扭矩和转速的情况下，改

变机动车辆的驱动力和行驶速度；在发动机曲轴旋转方向不变的情况下，使机动

车辆前进或后退；在发动机不熄灭的情况下，可使机动车辆长时间停车或进行固

定作业。变速箱有自锁功能、互锁装置和倒挡锁装置。

目前市面上的三轴五档汽车变速器大多都是采用传统的变速结构，在某些特

定的区域，这种结构形式的三轴五档汽车变速器非常不受欢迎。由于以往的三轴

五档汽车变速器采用传统的结构形式，这样就造成传动精度不好控制，保养维护

费用较高; 同时存在一定的安全隐患。因此，对整机的安全性要求较高，操作时也

会给工作人员带来强烈的震动，使得操作很不舒服。虽然传通的三轴五档汽车变

速器传动效率较高，变速效果较好，但是价格也较昂贵，对于一般的用户难以接

受。所以研究一种新式的三轴五档汽车变速器势在必行！

本次设计的题目是三轴五档汽车变速器结构改进的设计，目前，国内三轴五

档汽车变速器的研发也在向朝着高稳定性、高传动效率的方向发展，通过对传统

的三轴五档汽车变速器进行内部结构的改进设计，使改进后的三轴五档变速器传

动效率和精度都更高。

关键词：汽车工业；三轴五档汽车变速器；结构；改进

Abstract

With the sustainable development of the national economy, the automobile industry is

constantly developing, and all kinds of equipment are constantly developing and innovating.

Especially in the automobile gearbox, triaxial fifth gear of automobile gearbox is widely used.

In some specific workplace, triaxial fifth automobile gearbox has the advantages of small

volume, flexible speed, low cost price is very popular, more and more drivers choose triaxial

fifth car gearbox as the vehicle speed change device. According to the market survey, three

shaft gear of automobile gearbox must meet today people of motor vehicle speed adjusting

flexibility control and needs to be without changing the engine torque and speed change motor

vehicle driving force and speed; engine crankshaft rotation direction in the same situation, the

motor vehicle forward or backward; in engine is not extinguished, the motor vehicle for a long

time parking or fixed operation. Transmission has self locking function, interlocking device and

reverse gear lock device.

Currently on the market, most of the motor vehicle transmission is using the traditional

transmission structure, in some specific areas, the structural form of motor vehicle transmission

is very unpopular. Because of the previous motor vehicle transmission using the traditional

structure, which caused the transmission accuracy is not good control, maintenance costs are

high; at the same time there is a certain security risk. Therefore, the safety requirements of the

whole machine is higher, the operation will give the staff a strong vibration, making the

operation is not comfortable. Although the transmission efficiency of the transmission of motor

vehicle transmission is higher, the effect is better, but the price is more expensive, it is difficult

for the average user to accept. So it is imperative to study a new kind of motor vehicle gearbox!

This design topic is triaxial fifth automobile transmission structure improvement design, at

present, research and development of domestic triaxial fifth gear of automobile gearbox also to

towards the direction of high stability, high transmission efficiency by of conventional triaxial

fifth automobile gearbox of the improved design of the internal structure, so that the improved

triaxial fifth gear transmission efficiency and accuracy are higher.

Abstract:Automobile industry; three axis five automobile gearbox; structure; improvement

第一章绪论 . ................................................... 1

1.1机动车辆发展现状 . ............................................... 1

1.1.1机动车辆结构形式的发展 . .................................... 3

1.1.2汽车变速器的发展状况 . ...................................... 4

第二章三轴五档汽车变速器的总体方案设计 ..................... 7

2.1 变速箱的结构形式 . .............................................. 9

2.2.1变速箱内部传动系统的布局 . ................................ 10

第三章三轴五档汽车变速器体传动系统的设计 ................... 12

3.1变速箱内部传动系统的具体结构 .................................. 13

3.2各档位的传动路线的确定 ........................................ 13

3.3各档位的传动比及其速度的计算 .................................. 15

3.3.1各档位的传动比的确定 ...................................... 16

3.3.2各档位速度确定 ............................................ 18

第四章变速箱内部传动零件的设计 ................................ 20

4.1传动轴的设计计算 .............................................. 21

4.2传动齿轮的设计计算 ............................................ 21

第五章变速箱内部主要传动零件的强度校核 ...................... 23

5.1传动轴的强度校核 .............................................. 24

5.2传动齿轮的强度校核 ............................................ 25

5.3轴承强度的校核 ................................................ 26

结论 ............................................................. 27

参考文献 . ............................................................. 28

致谢 ............................................................. 29

第一章绪论

1.1 机动车辆发展现状

19世纪时，机械工程的知识总量还很有限，在欧洲的大学院校中它一般还与土木工

程综合为一个学科，被称为民用工程，19世纪下半叶才逐渐成为一个独立学科。进入20

世纪，随着机械工程技术的发展和知识总量的增长，机械工程开始分解，陆续出现了专业

化的分支学科。这种分解的趋势在20世纪中期，即在第二次世界大战结束的前后期间达

到了最高峰。

综合-专业分化-再综合的反复循环，是知识发展的合理的和必经的过程。不同专业的

专家们各具有精湛的专业知识，又具有足够的综合知识来认识、理解其他学科的问题和工

程整体的面貌，才能形成互相协同工作的有力集体。

综合与专业是多层次的。在机械工程内部有综合与专业的矛盾；在全面的工程技术中

也同样有综合和专业问题。在人类的全部知识中，包括社会科学、自然科学和工程技术，

也有处于更高一层、更宏观的综合与专业问题。

在全球经济发展的大环境之下，我国各个行业在受到其他国家先进技术冲击的同时，

与国外品牌企业的沟通交流的机会也变的越来越多。机动车辆行业通过行业展会、科研合

作等多种途径，不断的提高了自身实力和核心竞争力，缩小与发达国家之间的差距。

在新的市场需求的驱动下，机动车辆设备的更新和优化升级更加迫切。国内机动车辆

设备生产企业充分挖掘市场潜力，大力发展大型环保节能的机动车辆械设备，在我国飞速

发展的农业从人工作业到机械化的转变中发挥着积极的作用。一般生产大型机动车辆设备

的企业对设备传动效率指数上都有严格的要求。各企业在生产设备时，都充分考虑到设备

在运行中可能会出现的种种问题，从而减少设备因为振动或者操作不当而引起的噪音大、

污染重等现象。

国内机动车辆设备的研发及制造要与全球号召的低碳经济、经久耐用主题保持一致。

加大机动车辆设备新型多样化的研发及生产是行业发展的大趋势，同时也迎合了国内基础

建设发展的需求。

机动车辆的发展与人类社会的进步和科学技术的水平密切相关。随着科学技术的发

展，各学科间相互渗透，各行业间相互交流，广泛使用新结构、新材料、新工艺，目前机

动车辆正向着大型、高效、可靠、节能、降耗和自动化方向发展。

1.1.1 机动车辆结构形式的发展

机动车辆的结构形式主要有一下几个方面：首先是发动机，发动机主要是动力来源，工作方式简单的说是，把氧气和柴油混合喷进燃烧室，然后压燃，产生动力通过飞轮传单变速箱。发动机后面是变速箱，变速箱主要是把发动机输出的单一速度转变成很多个速度级，然后根据不同的作业条件调整速度。原理就是改变传动比来改变行走速度还有需要的扭矩。变速箱后面是液压提升体统，液压提升系统主要是用于挂接所需农具使用，有的农具在使用过程中需要机动车辆把农具背起来作业，液压提升系统就可以。液压系统的工作原理就是利用液体不能压缩的原理工作的，液体动力来源于液压油泵，然后驱动液压油，因为液压油不能压缩，所以必须做功，然后通过改变油路，然后进到不同的油路，推动液压油缸做伸展运动。最后面还有动力输出，也就是机动车辆的二级动力，它是给机动车辆后面挂接的农具输出动力的，因为有的农具虽然背起来了，但是自己不会工作或者说没有动力源，然后机动车辆在后面给一个输出轴，作为后面农具的动力源，只要挂接传动轴就可以输出动力。

当今社会，机动车辆的发展不断地向着操作灵活，多样型，复合型发展，其具体结构形式的变更最主要的是体现在以下几个方面：

1）前轮小，后轮大。

传统的机动车辆的轮子基本上是一样大，但通过技术创新，改变了传动的结构形式，采用前轮小，后轮大的结构，这样更省力，操作起来也更方便。

2）机动车辆底盘上面安装有输出轴，可以直接给后面的需要工作的农业挂具提供动力。

3）橡胶履带式机动车辆

通常这样类型的机动车辆采用三角带传动，适合大功率，重负载的场合，目前西方资本主义国家正在着手研制。

1.1.2汽车变速器的发展状况

从广义上面来说，现在市场上不同机动车辆所配置的变速箱来看，主要分为：手动变速箱、负载换挡变速箱、自动变速箱。

一、手动变速箱(MT)

①手动变速箱：手动变速箱可以采用滑动齿轮、啮合套和同步器换挡等方式。滑动齿轮换挡变速箱的基本结构是主动齿轮在驱动轴上滑动，使其与从动齿轮相啮合。啮合套

换挡是从动轴上的齿轮和主动轴上的空套齿轮经常处于啮合状态，移动主动轴花键上的啮合套，使空套齿轮与主动轴连接。与滑动齿轮相比，其滑动距离小，在圆周速

度低的部位啮合，故换挡较前者容易。以上两类换挡变速箱由于结构简单、加工制造成本低，在机动车辆发展早期，应用较为广泛。但由于这两类变速箱换挡时，两个齿轮的圆周速度不一致，挂挡时噪声大，若操作不当甚至会导致齿轮损坏，因此，自上世纪30年代同步器问世以来，这两类换挡变速箱在欧美机动车辆上逐步被淘汰。同步器换挡变速箱采用摩擦原理，使相啮合的齿轮的圆周速度迅速地相等后再挂挡，因此，其换挡平顺，减少了齿轮啮合时的互相撞击，延长了齿轮的使用寿命，在三轴五档汽车变速器发展史上占有重要的地位。

②负载换挡变速箱：负载换挡变速箱由于换挡过程简单且动力不中断，改善了机动车辆的操纵性能，提高了工作效率。自1959年Caterpillar 公司在D9D 机动车辆上首次成功地应用负载换挡以来，由于这种机构在换挡时所表现出的明显优点，吸引了许多厂家纷纷效仿。

自动变速箱：自动变速箱的换挡与人无关，以设计时给定的程序为基础，根据机动车辆行驶状态自动地进行变速。按所采取的传动形式不同，可分为液力机械式变速箱、静液压式变速箱和液压机械式变速箱。液力机械式变速箱是液力偶合器或液力变矩器与机械式变速箱串联的传动装置，它可以使机动车辆平稳起步及防止传动系过载，但其最大的缺点是传动效率低。静液压式变速箱由液压传动装置与机械式变速箱串联组成，发动机的功率全部通过液压传动装置。液压机械式变速箱是一种液压传动装置与机械式变速箱并联的传动装置，通过差动机构功率合流或分流，这样，发动机功率仅部分通过液压传动装置，必要时又能将液压传动闭锁变为纯机械传动。因此，其总传动效率大大提高了，而且在低速区域可使机械传动输出为零，变为纯液压传动，有利于机动车辆的平稳起步。与液力机械式变速箱相比，它的传动效率高，且高效区宽。

当今机动车辆产业的发展，是非常迅速的，用户对于机动车辆性能的要求是越来越高的。三轴五档汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速箱便是人们追求的“最高境界”。无级变速箱最早由荷兰人范·多尼斯（VanDoorne ’s ）发明。无级变速系统不像手动变速箱或自动变速箱那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速箱“突然换档”、油门反应慢、

油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速箱称为无级变速箱，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速箱只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速箱有2～7个档。而无级变速箱能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。从市场走向来看，虽然无级变速箱是一个技术分量比较高的部件，但是也已经走进了普通轿车的“身体”之中，广本两厢飞度每个排量都有一款配置了CVT 无级变速箱，既方便又省油，且售价也仅在9.68～11.68万元。而且奇瑞机动车辆销售公司表示QQ 无级变速箱型年底上市。看来无级变速箱在中档车中的运用将越为广泛。

第二章三轴五档汽车变速器的总体方案设计

2.1 变速箱的结构形式

2.1.1 变速箱内部传动系统的布局

机动车辆广泛应用于农业、建筑行业等，适用于耕田、拖运，装运等等各个领域。它工作时，发动机通过V 带传动带动三轴五档汽车变速器转动，从而间接地带动了机动车辆轮子的转动，这样机动车辆就可以行驶了，通过改变变速箱理论的档位来实现机动车辆的前进、后退、加速、减速等等功能。在机动车辆的几个组成部分里，变速箱是最重要也是最核心的部分，其组成机构及传动系统的布局图如下图所示：

第三章三轴五档汽车变速器传动系统的设计

3.1变速箱内部传动系统的具体结构

三轴五档汽车变速器体内部主要有各档位传动齿轮，各传动轴以及端盖，轴承等等零件组成，通过发动机驱动V 带传动，从而带动机动车辆内部的传动机构动作，继而实现机动车辆轮子的转动，于是机动车辆就可以行驶了。其具体内部传动结构图如下图所示：

江西科技学院本科生毕业论文（设计）

3.2各档位的传动路线的确定

江西科技学院本科生毕业论文（设计）

3.3 各档位的传动比及其速度的计算

3.3.1 各档位的传动比的确定

根据以上条件可知，该变速箱体主要有传动齿轮副，传动轴系等等零件组成，各档位的传动比计算如下：

i 1=Z

X Z 3

X Z 7

X Z X Z =48

1012

i 2=Z

X Z 3

X Z 5

X Z X Z =42

1012 X Z X Z =12 1012

i 3=Z

X Z 3

X Z 7

i 4=Z

X Z 322

X Z X Z 65

X Z X Z =16 1012X Z X Z =11 1012

i 5=Z

X Z X Z i 6=Z

X Z X Z X Z =6

61012

i 倒=Z

X Z X Z X Z =40

31012

3.3.3 各档位速度确定

由于机动车辆的各部分已经标准化了，根据标准，我们选择标准直径为600MM 的车轮，于是各档位的速度分别如下：

V 1=4. 6km /h

V 2=6. 3km /h V 3=15km /h V 4=11. 6km /h V 5=19km /h V 6=35km /h V 倒=5. 6km /h

第四章变速箱内部传动零件的设计

4.1 传动轴的设计计算

（1）初步确定轴的直径

p 55

d ≥A 0=130?=45

n 0556

mm （3.32）

根据工作条件，取d =90mm （2）传动轴受力分析

F t =

2T d m 1

2?9. 26?105

360

=5144. 44

N （3.33）

F r =F t tg αcos δ1=5144. 44?tg 20 ?cos 22 22' 06' ' =1731. 54N （3.34） F a =F t tg αsin 22 22' 06' ' =5144. 44?tg 20 ?sin 22 22' 06' ' =712. 57N （3.35）

图4.1 传动轴的受力简图

（3）绘制传动轴的受力简图，如图所示，求支座反力 ①垂直面支反力：由∑

M C =0

，得：

570

=02 （3.36）

R BY L 2-F r L 3-F a

R BY = 由∑

F r L 3+F a 360/21731. 54?202. 5+712. 57?360/2

==629. 13N

L 2761. 5 ，得：

Y =0

. 54+629. 13=2360. 67N （3.37） R CY =F r +R BY =1731②水平面支反力：由∑

M C =0

，得：

R BZ L 2-F t L 3=0 （3.38）

R BZ =

F t L 35144. 44?202. 5

==1368. 02L 2761. 5N

由∑

Z =0

，得：

. 54+1368. 02=3099. 56N （3.39） R CZ =F r +R BZ =1731 （4）作弯矩图： ①垂直面弯矩M Y 图： C 点

. 495N ·mm （3.40） M CY =R BY L 2=629. 13?761. 5=479082②水平面弯矩M Z 图： C 点

. 67?202. 5=478035. 675N ·mm （3.41） M CZ =R BZ L 2=2360③合成弯矩M 图： C 点

M =M CY +M CZ =479082. 4952+478035. 6752=676785. 153

N ·mm （3.42）

（5）作转矩T 图：

T =3. 2?10N ·mm

（6）校核轴的强度：按弯扭合成应力校核轴的强度

校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C ）的强度。由文献[1，15-5]可知，取α=0. 6，轴的计算应力

σc α=

M 2+(αT 3) 2

676785. 1532+(0. 6?9. 26?105) 2==14. 3

0. 1?1503MPa （3.43）

选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[1]表15-1可知，[σ-1]=60MPa 。因此，

σca <>

（7）精确校核轴的疲劳强度 ①判断危险截面

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV 和V 引起的应力集中最严重，而V 受的弯矩较大；从受载的情况来看，截面C 的应力最大，但应力集中不大，故C 面不用校核。只需校核截面V 。

②截面V 左侧

333

抗弯截面系数 W =0. 1d =0. 1?140=274400mm （3.44）

W =0. 2d =0. 2?140=548800mm 3 （3.45） T 抗扭截面系数

截面V 左侧的弯矩M 为

M =676785. 153?

705

=626570. 628761. 5Mpa （3.46）

截面V 上的扭矩T 为 T 1=3200000MPa

截面上的弯曲应

σb =

M 626570. 628==2. 28W 274400Mpa （3.47）

τT =

截面上的扭转切应力

T 13200000

==5. 83W T 548800MPa （3.48）

轴的材料为45钢，调质处理。由文献[1]表15-1可知，σB =640MPa ，σ-1=275MPa ，

τ-1=155MPa 。

由文献[1] 附表3-8可知，用插入法求出

k σ

k τ=0. 8?2. 8=2. 24

ε=2. σ，ετ

轴按精车加工，由文献[1] 附图3-4可知，表面质量系数为： βσ=βτ=0. 84 轴未经表面强化处理，βq =1

固得综合系数为

K =

k σ

σε+

β-1=2. 8+

0. 84-1=2. 99 K k τ

-1=2. 24+

0. 84-1=2. 43

τ=

ε+

βτ

由文献[1] §3-1，§3-2可知，碳钢的特性系数 ?σ=0. 1~0. 2 取?σ=0. 1 ?τ=0. 05~0. 1 取?τ=0. 05 所以轴在截面V 左侧的安全系数为

S σσ=

-1275

K =?2. 28+0. 1?0=40. 34

σσb +?σσm 2. 99 S στ=τ-1K =275

=19. 02

ττa +?ττm

2. 43?+0. 05?2

S S σS τca ==

40. 34?19. 02

S 2

σ+S τ

40. 342

+19. 02

=17. 22>S =1. 5

故该轴在截面V 左侧的强度是足够的。 ③截面V 右侧

抗弯截面系数 W =0. 1d 3=0. 1?1303=219700mm 3

抗扭截面系数 W T =0. 2d 3=0. 2?1303=439400mm 3

截面V 左侧的弯矩M 为

（3.49）

（3.50）

3.51）

（3.52）

（

M =676785. 153?

705

=626570. 628761. 5MPa

截面V 上的扭矩T 为 T =3200000MPa

截面上的弯曲应力

σb =

M 626570. 628

==2. 85W 219700MPa

τT =

截面上的扭转切应力

T 13200000==7. 28W T 439400MPa

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数

r 3D 140

==0. 023==1. 08d 130d 130，，

ασ及ατ按文献[1]附表3-2查取。因

ασ=2. 05，ατ=1. 3

又由文献[1]附图3-1可得轴的材料的敏感系数为 q σ=0. 83，q τ=0. 87

故有效应力集中系数按文献[1，附3-4]为

k σ=1+q σ(ασ-1) =1+0. 83?(2. 05-1) =1. 87 （3.53） k τ=1+q τ(ατ-1) =1+0. 87?(1. 3-1) =1. 26 由文献[1]附图3-2可得轴的截面形状系数为εσ=0. 58

由文献[1]附图3-3可得轴的材料的敏感扭转剪切尺寸系数为ετ=0. 76 综合系数为

K σ=

k σ

εσ

βσ

-1=

1. 871

+-1=3. 410. 580. 84

K τ=

k τ

ετβτ

-1=

1. 261+-1=1. 840. 760. 84

所以轴在截面V 左侧的安全系数为

S σ=

σ-1275==28. 29

K σσa +?σσm 3. 41?2. 85+0. 1?0

S στ=

S σS τ28. 29?24. 96

S ca ===18. 72>S =1. 5

2222S σ+S τ28. 29+24. 96 故该轴在截面V 左侧的强度是足够的。 4.2 传动齿轮的设计计算

1初步计算（1）材料选择

τ-1275

==24. 96

K ττa +?ττm 1. 84?+0. 05?

因传动尺寸已经在图纸上面有注明，批量较小，故小齿轮用40Cr(调质），硬度241HB~286HB，平均取为280HB ，大齿轮用45钢（调质），硬度229HB~286HB,平均取为240HB 。选齿轮精度为7级。

（2）节锥角的计算

i =cot δ1 （3.11）

δ1=arc cot i =arc cot 1. 66=22 22' 06' ' （3.12）

δ2=90 -22 22' ' 06' ' =67 67' ' 54' ' （3.13）

由文献[2]表14-3-3可知，

z min

*2h a 2?1o =cos δ=cos 2222' 06" =15. 8122sin a sin 20 （3.14）

**h h a a 式中，齿顶高系数，=1。

取小齿轮齿数z 1=30，

z 2=iz 1=1. 66?30=49. 8 （3.15）取大齿轮齿数z 2=50。

（3）根据工作条件的要求，大端模数为

m =12 （3.16）（4）齿轮分度圆的直径

范文三：三轴五档汽车变速器结构改进设计

摘要

随着国民经济的持续发展，汽车工业也在不断地发展着，各种设备都在不断地发展，创新着。特别是在汽车变速器方面，三轴五档汽车变速器的应用非常广泛，在一些特定的工作场合，三轴五档汽车变速器体积小，变速灵活，价格成本低廉很受欢迎，越来越多的驾驶人员选择三轴五档汽车变速器作为车辆的变速装置。根据市场调查发现，三轴五档汽车变速器必须满足当今人们对机动车辆速度调节方面的灵活性操控等需求，能够在不改变发动机的扭矩和转速的情况下，改变机动车辆的驱动力和行驶速度；在发动机曲轴旋转方向不变的情况下，使机动车辆前进或后退；在发动机不熄灭的情况下，可使机动车辆长时间停车或进行固定作业。变速箱有自锁功能、互锁装置和倒挡锁装置。

目前市面上的三轴五档汽车变速器大多都是采用传统的变速结构，在某些特定的区域，这种结构形式的三轴五档汽车变速器非常不受欢迎。由于以往的三轴五档汽车变速器采用传统的结构形式，这样就造成传动精度不好控制，保养维护费用较高; 同时存在一定的安全隐患。因此，对整机的安全性要求较高，操作时也会给工作人员带来强烈的震动，使得操作很不舒服。虽然传通的三轴五档汽车变速器传动效率较高，变速效果较好，但是价格也较昂贵，对于一般的用户难以接受。所以研究一种新式的三轴五档汽车变速器势在必行！

本次设计的题目是三轴五档汽车变速器结构改进的设计，目前，国内三轴五档汽车变速器的研发也在向朝着高稳定性、高传动效率的方向发展，通过对传统的三轴五档汽车变速器进行内部结构的改进设计，使改进后的三轴五档变速器传动效率和精度都更高。

关键词：汽车工业；三轴五档汽车变速器；结构；改进

Abstract

With the sustainable development of the national economy, the automobile industry is constantly developing, and all kinds of equipment are constantly developing and innovating. Especially in the automobile gearbox, triaxial fifth gear of automobile gearbox is widely used. In some specific workplace, triaxial fifth automobile gearbox has the advantages of small volume, flexible speed, low cost price is very popular, more and more drivers choose triaxial fifth car gearbox as the vehicle speed change device. According to the market survey, three shaft gear of automobile gearbox must meet today people of motor vehicle speed adjusting flexibility control and needs to be without changing the engine torque and speed change motor vehicle driving force and speed; engine crankshaft rotation direction in the same situation, the motor vehicle forward or backward; in engine is not extinguished, the motor vehicle for a long time parking or fixed operation. Transmission has self locking function, interlocking device and reverse gear lock device.

Currently on the market, most of the motor vehicle transmission is using the traditional transmission structure, in some specific areas, the structural form of motor vehicle transmission is very unpopular. Because of the previous motor vehicle transmission using the traditional structure, which caused the transmission accuracy is not good control, maintenance costs are high; at the same time there is a certain security risk. Therefore, the safety requirements of the whole machine is higher, the operation will give the staff a strong vibration, making the operation is not comfortable. Although the transmission efficiency of the transmission of motor vehicle transmission is higher, the effect is better, but the price is more expensive, it is difficult for the average user to accept. So it is imperative to study a new kind of motor vehicle gearbox! This design topic is triaxial fifth automobile transmission structure improvement design, at present, research and development of domestic triaxial fifth gear of automobile gearbox also to towards the direction of high stability, high transmission efficiency by of conventional triaxial fifth automobile gearbox of the improved design of the internal structure, so that the improved triaxial fifth gear transmission efficiency and accuracy are higher.

Abstract:Automobile industry; three axis five automobile gearbox; structure; improvement

第一章绪论 . ................................................... 1

1.1机动车辆发展现状 . ............................................... 1

1.1.1机动车辆结构形式的发展 . .................................... 3

1.1.2汽车变速器的发展状况 . ...................................... 4

第二章三轴五档汽车变速器的总体方案设计 ..................... 7

2.1 变速箱的结构形式 . .............................................. 9

2.2.1变速箱内部传动系统的布局 . ................................ 10

第三章三轴五档汽车变速器体传动系统的设计 ................... 12

3.1变速箱内部传动系统的具体结构 .................................. 13

3.2各档位的传动路线的确定 ........................................ 13

3.3各档位的传动比及其速度的计算 .................................. 15

3.3.1各档位的传动比的确定 ...................................... 16

3.3.2各档位速度确定 ............................................ 18

第四章变速箱内部传动零件的设计 ................................ 20

4.1传动轴的设计计算 .............................................. 21

4.2传动齿轮的设计计算 ............................................ 21

第五章变速箱内部主要传动零件的强度校核 ...................... 23

5.1传动轴的强度校核 .............................................. 24

5.2传动齿轮的强度校核 ............................................ 25

5.3轴承强度的校核 ................................................ 26

结论 ............................................................. 27

参考文献 . ............................................................. 28

致谢 ............................................................. 29

第一章绪论

1.1 机动车辆发展现状

19世纪时，机械工程的知识总量还很有限，在欧洲的大学院校中它一般还与土木工程综合为一个学科，被称为民用工程，19世纪下半叶才逐渐成为一个独立学科。进入20世纪，随着机械工程技术的发展和知识总量的增长，机械工程开始分解，陆续出现了专业化的分支学科。这种分解的趋势在20世纪中期，即在第二次世界大战结束的前后期间达到了最高峰。

综合-专业分化-再综合的反复循环，是知识发展的合理的和必经的过程。不同专业的专家们各具有精湛的专业知识，又具有足够的综合知识来认识、理解其他学科的问题和工程整体的面貌，才能形成互相协同工作的有力集体。

综合与专业是多层次的。在机械工程内部有综合与专业的矛盾；在全面的工程技术中也同样有综合和专业问题。在人类的全部知识中，包括社会科学、自然科学和工程技术，也有处于更高一层、更宏观的综合与专业问题。

在全球经济发展的大环境之下，我国各个行业在受到其他国家先进技术冲击的同时，与国外品牌企业的沟通交流的机会也变的越来越多。机动车辆行业通过行业展会、科研合作等多种途径，不断的提高了自身实力和核心竞争力，缩小与发达国家之间的差距。

在新的市场需求的驱动下，机动车辆设备的更新和优化升级更加迫切。国内机动车辆设备生产企业充分挖掘市场潜力，大力发展大型环保节能的机动车辆械设备，在我国飞速发展的农业从人工作业到机械化的转变中发挥着积极的作用。一般生产大型机动车辆设备的企业对设备传动效率指数上都有严格的要求。各企业在生产设备时，都充分考虑到设备在运行中可能会出现的种种问题，从而减少设备因为振动或者操作不当而引起的噪音大、污染重等现象。

国内机动车辆设备的研发及制造要与全球号召的低碳经济、经久耐用主题保持一致。加大机动车辆设备新型多样化的研发及生产是行业发展的大趋势，同时也迎合了国内基础建设发展的需求。

机动车辆的发展与人类社会的进步和科学技术的水平密切相关。随着科学技术的发展，各学科间相互渗透，各行业间相互交流，广泛使用新结构、新材料、新工艺，目前机动车辆正向着大型、高效、可靠、节能、降耗和自动化方向发展。

1.1.1 机动车辆结构形式的发展

当今社会，机动车辆的发展不断地向着操作灵活，多样型，复合型发展，其具体结构形式的变更最主要的是体现在以下几个方面：

1）前轮小，后轮大。

传统的机动车辆的轮子基本上是一样大，但通过技术创新，改变了传动的结构形式，采用前轮小，后轮大的结构，这样更省力，操作起来也更方便。

2）机动车辆底盘上面安装有输出轴，可以直接给后面的需要工作的农业挂具提供动力。

3）橡胶履带式机动车辆

通常这样类型的机动车辆采用三角带传动，适合大功率，重负载的场合，目前西方资本主义国家正在着手研制。

1.1.2汽车变速器的发展状况

从广义上面来说，现在市场上不同机动车辆所配置的变速箱来看，主要分为：手动变速箱、负载换挡变速箱、自动变速箱。

一、手动变速箱(MT)

第二章三轴五档汽车变速器的总体方案设计

2.1 变速箱的结构形式

2.1.1 变速箱内部传动系统的布局

第三章三轴五档汽车变速器传动系统的设计

3.1变速箱内部传动系统的具体结构

3.2各档位的传动路线的确定

3.3 各档位的传动比及其速度的计算

3.3.1 各档位的传动比的确定

根据以上条件可知，该变速箱体主要有传动齿轮副，传动轴系等等零件组成，各档位的传动比计算如下：

i 1=Z

X Z 3

X Z 7

X Z X Z =48

1012

i 2=Z

X Z 3

X Z 5

X Z X Z =42

1012 X Z X Z =12 1012

i 3=Z

X Z 3

X Z 7

i 4=Z

X Z 322

X Z X Z 65

X Z X Z =16 1012X Z X Z =11 1012

i 5=Z

X Z X Z i 6=Z

X Z X Z X Z =6

61012

i 倒=Z

X Z X Z X Z =40

31012

3.3.3 各档位速度确定

由于机动车辆的各部分已经标准化了，根据标准，我们选择标准直径为600MM 的车轮，于是各档位的速度分别如下：

V 1=4. 6km /h

V 2=6. 3km /h V 3=15km /h V 4=11. 6km /h V 5=19km /h V 6=35km /h V 倒=5. 6km /h

第四章变速箱内部传动零件的设计

4.1 传动轴的设计计算

（1）初步确定轴的直径

p 55

d ≥A 0=130?=45

n 0556

mm （3.32）

根据工作条件，取d =90mm （2）传动轴受力分析

F t =

2T d m 1

2?9. 26?105

360

=5144. 44

N （3.33）

F r =F t tg αcos δ1=5144. 44?tg 20 ?cos 22 22' 06' ' =1731. 54N （3.34） F a =F t tg αsin 22 22' 06' ' =5144. 44?tg 20 ?sin 22 22' 06' ' =712. 57N （3.35）

图4.1 传动轴的受力简图

（3）绘制传动轴的受力简图，如图所示，求支座反力 ①垂直面支反力：由∑

M C =0

，得：

570

=02 （3.36）

R BY L 2-F r L 3-F a

R BY = 由∑

F r L 3+F a 360/21731. 54?202. 5+712. 57?360/2

==629. 13N

L 2761. 5 ，得：

Y =0

. 54+629. 13=2360. 67N （3.37） R CY =F r +R BY =1731②水平面支反力：由∑

M C =0

，得：

R BZ L 2-F t L 3=0 （3.38）

R BZ =

F t L 35144. 44?202. 5

==1368. 02L 2761. 5N

由∑

Z =0

，得：

. 54+1368. 02=3099. 56N （3.39） R CZ =F r +R BZ =1731 （4）作弯矩图： ①垂直面弯矩M Y 图： C 点

. 495N ·mm （3.40） M CY =R BY L 2=629. 13?761. 5=479082②水平面弯矩M Z 图： C 点

. 67?202. 5=478035. 675N ·mm （3.41） M CZ =R BZ L 2=2360③合成弯矩M 图： C 点

M =M CY +M CZ =479082. 4952+478035. 6752=676785. 153

N ·mm （3.42）

（5）作转矩T 图：

T =3. 2?10N ·mm

（6）校核轴的强度：按弯扭合成应力校核轴的强度

校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C ）的强度。由文献[1，15-5]可知，取α=0. 6，轴的计算应力

σc α=

M 2+(αT 3) 2

676785. 1532+(0. 6?9. 26?105) 2==14. 3

0. 1?1503MPa （3.43）

选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[1]表15-1可知，[σ-1]=60MPa 。因此，

σca <>

（7）精确校核轴的疲劳强度 ①判断危险截面

②截面V 左侧

333

抗弯截面系数 W =0. 1d =0. 1?140=274400mm （3.44）

W =0. 2d =0. 2?140=548800mm 3 （3.45） T 抗扭截面系数

截面V 左侧的弯矩M 为

M =676785. 153?

705

=626570. 628761. 5Mpa （3.46）

截面V 上的扭矩T 为 T 1=3200000MPa

截面上的弯曲应

σb =

M 626570. 628==2. 28W 274400Mpa （3.47）

τT =

截面上的扭转切应力

T 13200000

==5. 83W T 548800MPa （3.48）

轴的材料为45钢，调质处理。由文献[1]表15-1可知，σB =640MPa ，σ-1=275MPa ，

τ-1=155MPa 。

由文献[1] 附表3-8可知，用插入法求出

k σ

k τ=0. 8?2. 8=2. 24

ε=2. σ，ετ

轴按精车加工，由文献[1] 附图3-4可知，表面质量系数为： βσ=βτ=0. 84 轴未经表面强化处理，βq =1

固得综合系数为

K σ

. 8+

σ=

k ε+

-1=2σ

βσ

0. 84-1=2. 99 K k τ

1=2. 24+

τ=

ε+

β-τ

0. 84-1=2. 43

由文献[1] §3-1，§3-2可知，碳钢的特性系数 ?σ=0. 1~0. 2 取?σ=0. 1 ?τ=0. 05~0. 1 取?τ=0. 05 所以轴在截面V 左侧的安全系数为

S σσ=

-1K σ=275

28+0. 1?0=40. 34

σb +?σσm 2. 99?2. S τστ=-1K +?=275

=19. 02

ττa ττm

2. 43?+0. 05?2

S S σS τca ==

40. 34?19. 02

S 2

σ+S τ

40. 34+19. 02

=17. 22>S =1. 5

故该轴在截面V 左侧的强度是足够的。 ③截面V 右侧

抗弯截面系数 W =0. 1d 3=0. 1?1303=219700mm 3

抗扭截面系数 W T =0. 2d 3=0. 2?1303=439400mm 3

截面V 左侧的弯矩M 为

（3.49）

（3.50）

3.51）

（3.52）

（

M =676785. 153?

705

=626570. 628761. 5MPa

截面V 上的扭矩T 为 T =3200000MPa

截面上的弯曲应力

σb =

M 626570. 628

==2. 85W 219700MPa

τT =

截面上的扭转切应力

T 13200000==7. 28W T 439400MPa

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数

r 3D 140

==0. 023==1. 08d 130d 130，，

ασ及ατ按文献[1]附表3-2查取。因

ασ=2. 05，ατ=1. 3

又由文献[1]附图3-1可得轴的材料的敏感系数为 q σ=0. 83，q τ=0. 87

故有效应力集中系数按文献[1，附3-4]为

k σ=1+q σ(ασ-1) =1+0. 83?(2. 05-1) =1. 87 （3.53） k τ=1+q τ(ατ-1) =1+0. 87?(1. 3-1) =1. 26 由文献[1]附图3-2可得轴的截面形状系数为εσ=0. 58

由文献[1]附图3-3可得轴的材料的敏感扭转剪切尺寸系数为ετ=0. 76 综合系数为

K σ=

k σ

εσ

βσ

-1=

1. 871

+-1=3. 410. 580. 84

K τ=

k τ

ετβτ

-1=

1. 261+-1=1. 840. 760. 84

所以轴在截面V 左侧的安全系数为

S σ=

σ-1275==28. 29

K σσa +?σσm 3. 41?2. 85+0. 1?0

S στ=

S σS τ28. 29?24. 96

S ca ===18. 72>S =1. 5

2222S σ+S τ28. 29+24. 96 故该轴在截面V 左侧的强度是足够的。 4.2 传动齿轮的设计计算

1初步计算（1）材料选择

τ-1275

==24. 96

K ττa +?ττm 1. 84?+0. 05?

（2）节锥角的计算

i =cot δ1 （3.11）

δ1=arc cot i =arc cot 1. 66=22 22' 06' ' （3.12）

δ2=90 -22 22' ' 06' ' =67 67' ' 54' ' （3.13）

由文献[2]表14-3-3可知，

z min

*2h a 2?1o =cos δ=cos 2222' 06" =15. 8122sin a sin 20 （3.14）

**h h a a 式中，齿顶高系数，=1。

取小齿轮齿数z 1=30，

z 2=iz 1=1. 66?30=49. 8 （3.15）取大齿轮齿数z 2=50。

（3）根据工作条件的要求，大端模数为

m =12 （3.16）（4）齿轮分度圆的直径

d 1=mz 1=12?30=360mm （3.17） d 2=mz 2=12?50=600mm （3.18）（5）锥距

?d ??d ??360??600?R = 1?+ 2?= ?+ ?=349. 86

?2??2??2??2? mm （3.19）

（6）齿轮齿顶、齿根圆直径由文献[3]表10-9可知，齿顶高

h *

a =h a m =1?12=12mm 齿顶圆直径

d a 1=d 1+2h a cos δ1=360+2?12?cos 22 22' 06' ' =382mm d a 2=d 2+2h a cos δ2=600+2?12?cos 67 67' 54' ' =610mm 齿根高

h (h **f =a +c )

m =(1+0. 2)?12=14. 4

mm 齿轮基圆直径

d m 1=d 1(1-0. 5φR )=360(1-0. 5?0. 28)=313. 95mm d m 2=d 2(1-0. 5φR )=600(1-0. 5?0. 28)=528mm （7）齿宽

由文献[2]表14-3-3可知，，

b =φR R =0. 28?349. 86=97. 96mm （8）节圆周速度

v =

πd 1n 1

3. 14?360?556

60?103

=10. 48m/s 其他齿轮的计算后的结果图纸上面已经有注明。

（3.20）

（3.21）（3.22）（3.23）

（3.24）（3.25） 3.26）（3.27）

（

第五章变速箱内部主要传动零件的强度校核

5.1传动轴的强度校核

根据以上工况可知：

2T 2?280?103

F t 2===1866.6N

d 30力：

径向力：F r 2=F t 2tg ?=1866.6?tg 20?=679.3N

求垂直面的支反力

F 1V =

F r 3l 3-F r 2?(l 2+l 3) 1866.6?287-679.3?(287+252)

==314.6N

l 1+l 2+l 3287+252

F 2V =F r 3+F 1V -F r 2=1866.6+314.6-679.3=1501.9N 计算垂直弯矩：

M aVm =F 1V l 1=314.6?287?10-3=902.9N . m

M aVn =-F 1V (l 1+l 2) +F r 2l 2=[-314.6?(287+252) +679.3?252]?10=396N . m

-3

求水平面的支承力：

F 1H =

F t 3l 3+F t 2?(l 2+l 3) 90.29?287+39.6?252

==665.9N

l 1+l 2+l 3287+252

F 2H =F t 2+F t 3-F 1H =1866.6+679.3-665.9=1879.31N 计算、绘制水平面弯矩图：

M aHm =F 1H l 1=665.9?287?10-3=1911.3N . m

M aHn =-F 2H (l 1+l 2) +F t 3l 2=[-1879.31?(287+252) +902.9?252]?10=220.8N . m

-3

求危险截面当量弯矩：

从图可见，m-m,n-n 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数?=0.6）

M e ===206.07N . m

e ' ===226.5N . m

计算危险截面处轴的直径：

d ≥==28.5mm

n-n截面:

m-m截面:

d ≥==29.7mm

由于d 2=d 4=30mm >d ，所以该轴是安全的。

5.2 传动齿轮的强度校核

（Ⅰ）校核齿面接触疲劳强度（1）接触应力的计算

由文献[4]表5-39可知，齿面接触应力计算公式，即

σH =Z H Z E

2KT 1u 2+1

u bd 12(1-0. 5φR ) 2

（3.28）

确定公式内的各计算数值计算载荷系数

电动机驱动，载荷平稳，由文献[4]表5-2可知，取K A =1

平均分度圆直径 d m 1=d 1(1-0. 5φR )=360(1-0. 5?0. 28)=313. 95mm

v m =

πd m 1n 1

60000

平均分度圆圆周速度

3. 14?313. 95?556

=9. 14

60000m/s

v m z 19. 14?30=2. 7405

K =1. 24； 5-4100100由文献[4] 图（a ）可知，按，得V

b 97. 96==0. 272

K =1. 21360由文献[4] 图5-7（b ）可知，按d 1，齿轮悬臂布置，β；

由文献[4]表5-4可知，K α=1. 1；

K =K A K V K βK α=1?1. 24?1. 21?1. 1=1. 65

由文献[1]表10-6可知，弹性系数Z E =189. 8；

节点区域系数计算得，

Z H =

==2. 49

sin αcos αsin 20o cos 20o

2?1. 65?9. 26?105. 662+1

σH =2. 49?189. 8?=106. 3222

1. 6697. 96?360?1-0. 5φR MPa

接触疲劳强度的许用应力

由文献[4] 表5-28可知，许用接触应力计算公式，即

σHP =

σH lim

S H min

Z N Z X Z W Z LVR

（3.29）

确定公式内的各计算数值

①小齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 1=600MPa ②最小安全系数S H min =1. 0

③由文献[1，10-13]可知，计算应力循环系数

N =60n jL =60?360?1?5?365?24=9. 461?1011h

由文献[1] 图10-19可知，查得接触疲劳寿命系数

Z N 1=0. 87，

④尺寸系数Z X =1

Z W =1. 2-

HBS -130

=1. 11

1700

⑤工作硬化系数，按

⑥润滑油膜影响系数，

Z LVR =0. 85

计算得，

600

σHP =

1?0. 87?1?1. 1?0. 85=443. 7MPa

（3）由于σH =106. 32MPa <σhp =443.="" 7mpa="" ，故安全。="" （ⅱ）校核齿根弯曲疲劳强度="">

由文献[4]表5-55可知，弯曲应力计算公式，即

σ1

F =

2KT

bd φY F αY S α

1m (1-0. 5R ) 2

确定公式内的各计算数值

由文献[1]表10-5可知， Y F α1=2. 85，由文献[1]表10-5可知， Y S α1=1. 54，计算得，

σ2?1. 65?9. 26?105

F 1= 97. 96?360?12?1-0. 5?0. 282

?2. 85?1. 54=42. 85MPa （2）弯曲强度的齿根许用应力

由文献[4]表5-31可知，齿根许用应力计算公式，即

σσF lim Y ST

HP =

Y N Y X

S F min

确定公式内的各计算数值 ①弯曲疲劳极限σF lim =300MPa 齿轮的应力修正系数

Y ST =2. 0

弯曲强度的最小安全系数S F min =1. 4 弯曲疲劳寿命系数

Y N 1=0. 93，Y N 2=0. 96

3.30）

3.31）

（（

④弯曲疲劳的尺寸系数Y X =0. 85 计算得，

300?2

?0. 93?0. 85=338. 8MPa 1. 4

（3）由于σF 1=42. 85MPa <[σf 1]="338." 8mpa="">

σF 1=

5.3 轴承强度的校核

（1）滚动轴承的选择

滚动轴承为双列圆锥滚子轴承350324B ，由文献[2]表39. 2-24得C r =862KN ，

C or =1490KN ，e =0. 83，Y 1=0. 8。

（2）寿命验算轴承所受支反力合力

R B =R BY +R BZ =629. 132+1368. 022=1505. 74

N （4.1）

对于双列圆锥滚子轴承，派生轴向力互相抵消。

F Ba =0

，F Ca =F a =712. 57N

F Ba

. 74+0. 8?0=1505. 74N （4.2） P Br =R B +Y 1F Ba =1505按轴承B 的受力大小验算

L h =

10?C ?10?862?10?9

? ?==4. 78?10?60n 60?556 . 74??1505??P Br ?

h （4.3）

L h =4. 78?109h=5. 46?105年

由于三轴五档汽车变速器的运转平稳，必须选择较大寿命的轴承，轴承能达到所计算的寿命。

经审核后，此轴承合格。

结论

在论文完成之际，我首先向我的导师致以衷心的感谢和崇高的敬意！在这期间，导师在学业上严格要求，精心指导，在生活上给了我无微不至的关怀，给了我人生的启迪，使我在顺利的完成学业阶段的学业的同时，也学到了很多做人的道理，明确了人生目标。导师严谨的治学态度，渊博的学识，实事求是的作风，平易近人、宽以待人和豁达的胸怀，深深感染着我，使我深受启发，必将终生受益。

经过近半年努力的设计与计算，论文终于可以完成了，我的心里无比的激动。虽然它不是最完美的，也不是最好的，但是在我心里，它是我最珍惜的，因为它是我用心、用汗水成就的，也是我在大学四年来对所学知识的应用和体现。四年的学习和生活，不仅丰富了我的知识，而且锻炼了我的能力，更重要的是从周围的老师和同学们身上潜移默化的学到了许多。在此，向他们表示深深的谢意与美好的祝愿。

致谢

漫长而充实的毕业设计即将结束，通过几十天的学习和努力，我觉得自己的专业知识应用和独立思考能力得到较大提高。这次设计让我学到了很多，特别是对三轴五档汽车变速器研究有了新的认识，感谢学校提供这次毕业设计，对于我未来的工作很有益处。

我在指导老师ＸＸＸ的指导下，从开始的不知所措，到一步步进入设计状态：收集资料，从拟定题纲和结构，原理图，零件图的绘制直至完成说明书以及后期修改等。通过这次毕业设计，我不但系统复习了以前的知识，而且锻炼独立思考和动手能力。在此，我要感谢我的指导老师ＸＸＸ，不仅在学术上对我精心指导，在生活上面也给予我无微不至的关怀支持和理解，是他的细心指导和帮助才让我顺利完成了本次设计。从尊敬的老师身上，我不但学到了扎实宽广的专业知识，也学到了做人做事认真负责的道理。在此我要向指导我的老师致以衷心感谢。另外也感谢我的父母和我的同学们，在做设计感觉受挫，枯燥与迷茫时，是他们在悉心的为我释放压力，鼓励我不要气馁，勇敢面对。每周一次和父母的通话，与朋友和同学的长谈后都使我精神放松，斗志倍增，以饱满的热情重新投入到工作中去，感谢他们，正是他们的不懈支持和充分理解才能使我顺利完成毕业设计。谢谢老师以及所有关心我和帮助我的人，谢谢大家。在以后的工作中，我们将继续努力，争取把自己的本职工作做好。

参考文献

[1]李玉周. 三轴五档汽车变速器概述．第一版．西南财经大学出版社.2008，（04） [2]张秀丽. 三轴五档汽车变速器设计．第一版．中国财政经济出版社.2009，（05 [3]荆新．财务管理学．第一版. 中国人民大学出版社．2009，（05） [4]李瑞库．三轴五档汽车变速器发展现状．合作经济与科技．2009，(11） [5]姜艳灵. 三轴五档汽车变速器运行机制研究[D] 湖南大学, 2007

[6]韩红. 三轴五档汽车变速器的设计与研究 [D]. 中国博士学位论文全文数据库,2008,(12)

[7]杨序琴. 三轴五档汽车变速器结构设计:福利主义宗旨与制度主义机制的有机融合[J]金融理论与实践, 2007,(02)

[8]杨威. 浅析我国三轴五档汽车变速器存在的问题及对策[J]广西金融研究, 2007,(09)

[9]唐增宝，何永然，刘安俊机电设计课程设计[M] 武汉：华中理工大学出版社 1999.3

[10]濮良贵，纪名刚机械设计[M] 北京：高等教育出版社，2001

[11]成大先三轴五档汽车变速器. 单行本. 机械传动[M] 北京：化学工业出版社 2004.1

[12] L. Mokeyr, D. Winter, B. Bumberger, E. Decker, I. Godor, R. Galler Glancey. Cutter force Tunnelling and Underground Space Technology incorporating Trenchless Technology Research, 2012, 06: 14-93.

[13] A ．D ．S zilagyi，M ．J Whllace．Enterprise capital management present situation and development way．3th Edition.SeottForesmanComPany．2009

范文四：毕业设计汽车三轴五档变速器的设计

中国石油大学胜利学院本科毕业设计(论文)

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工况范围内工作。变速器设有空档和倒档。需要时变速器还有动力输出功能。

因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。

本文设计研究了三轴式五档手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各档齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计。

关键字:档数;传动比;齿数;轴

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中国石油大学胜利学院本科毕业设计(论文)

ABSTRACT

Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function.

Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid.

This paper describes the design of three-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice.

Keywords : block; Transmission ratio; Teeth; Axis

中国石油大学胜利学院本科毕业设计(论文)

前言 ....................................................................... 1 第一章总体方案设计 ......................................................... 2 1.1 汽车参数的选择 ....................................................... 2 1.2 变速器设计应满足的基本要求 ........................................... 2 第二章变速器传动机构布置方案 ............................................... 3 2.1 传动机构布置方案分析 ................................................. 3

2.1.1 固定轴式变速器 ................................................. 3

2.1.2 倒档布置方案 ................................................... 4

2.1.3 其他问题 ....................................................... 5 第三章零部件结构方案分析 ................................................... 7 3.1 齿轮形式 ............................................................. 7 3.2 换档机构形式 ......................................................... 7 3.3 变速器轴承 ........................................................... 9 第四章变速器设计和计算 .................................................... 10 4.1 档数 ................................................................ 10 4.2 传动比范围 .......................................................... 10 4.3 中心距A ............................................................ 10 4.4 外形尺寸 ............................................................ 11 4.5 轴的直径 ............................................................ 11 4.6 齿轮参数 ............................................................ 12

4.6.1 模数的选取 .................................................... 12

,4.6.2 压力角 ...................................................... 12

,6.3 螺旋角 ...................................................... 12 4.

4.6.4 齿宽b ......................................................... 14

4.6.5 变位系数的选择原则 ............................................ 14 4.7 各档齿轮齿数的分配 .................................................. 15

4.7.1 确定一档齿轮的齿数 ............................................ 15

4.7.2 对中心距进行修正 .............................................. 16

中国石油大学胜利学院本科毕业设计(论文)

4.7.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数 .................................... 16

4.7.4 确定其他各档的齿数 ............................................ 17

4.7.5 确定倒档齿轮齿数 .............................................. 17 第五章变速器的校核 ........................................................ 19

5.1 齿轮的损坏形式 ...................................................... 19

5.2 齿轮强度计算 ........................................................ 19

5.2.1 齿轮弯曲强度计算 .............................................. 19

5.2.2 轮齿接触应力计算 .............................................. 21

5.2.3 轴的强度计算 ...........................................23

第六章结论 ................................................................ 26

致谢………………………………………………………………27

参考文献 ................................................................... 28

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前言

现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。无级变速机构由两组锥形轮组成，包括一对主动锥形轮(锥形轮组1)和一对被动锥形轮(锥形轮组2) 同时有一根链条运行在两对锥形轮V形沟槽中间，链条的运动如同动力传递单元。锥形轮组1由发动机的辅助减速机构驱动，发动机的动力通过链条传递给锥形轮组2直至终端驱动。在每组锥形轮中有一个锥形轮可以在轴向移动，调整链条在锥形轮的工作直径并传递速比。两组锥形轮必须保持相同的调整，以保证链条始终处与涨紧状态，使传递扭矩时锥形轮接触充分的压力。采用无级变速器可以节约燃料，使汽车单位油耗的行驶里程提高30%。通过选择最佳传动比，获得最有利的功率输出，它的传动比比传统的变速器轻，结构更简单而紧凑。世界各大汽车制造商正竞相开发无级变速器。专家预计2003至2005年间无级变速器将成为世界各大汽车制造商的技术开发重点。目前一些著名汽车制造商(如福特、通用、本田、克莱斯勒等)正致力于无级变速器的开发工作。现在全球CVT的产量约为50万台，而普通型自动变速器的产量约为2,500万台，双向通讯和线控技术的应用，无级变速器有无比的优势，预计不久将来中国各大汽车制造商也将生产自己的CVT无级变速器，并广泛应用于国产轿车。

在本设计中对变速器作了总体设计，对变速器的传动方案进行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算。

第一章变速器总体方案设计 1.1 汽车参数的选择

根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表

表1-1设计基本参数表

项目参数值

发动机: 2.5L V6

档数: 5

最大功率(kW/n): 250/3500

最大扭矩(N?m/n): 245/3500

1.2 变速器设计应满足的基本要求

表1-1 设计基本参数表

对变速器如下基本要求.

1)保证汽车有必要的动力性和经济性。

2)设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。

3)设置倒档，使汽车能倒退行驶。

4)设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。

5)换档迅速，省力，方便。

6)工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳档，乱档以及换档冲击等现象发生。

7)变速器应当有高的工作效率。

除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各档传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，功率越小，变速器的传动比范围越大。

第二章变速器传动机构布置方案 2.1 传动机构布置方案分析

2.1.1 固定轴式变速器

固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便，中间档位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可能设计得很大。所以选择的是中间轴式的变速器。

图2-1，分别示出了几种中间轴式五档变速器传动方案。它们的共同特点是:变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命;在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离(中心距)不大的条件下，一档仍然有较大的传动比;档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮(一档)可以采用或不采用常啮合齿轮传动;多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和到档传动方案上有差别。

图2-1a所示方案，除一倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图2-1b，c，d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动;图2-1d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四

个前进档的变速器。

图2-1 中间轴式五档变速器传动方案

以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。

发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。综上所述选择第2种传动方案，前进档，均用常啮合齿轮传动。 2.1.2 倒档布置方案

与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒档传动比略有增加。

图2-2 倒档布置方案

图2-2为常见的倒档布置方案。图2-2b所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图2-2c所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图2-2d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-2c所示方案。图2-2e所示方案是将中间轴上的一，倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-2f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图2-2g所示方案。其缺点是一，倒档须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。综上所述选择第四种倒档布置方案。

因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒档，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高档顺序布置各档齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒档的传动比虽然与一档的传动比接近，但因为使用倒档的时间非常短，从这点出发有些方案将一档布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒档。此时在倒档工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一档工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。

，

2.1.3 其他问题

经常使用的档位，其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。将高档布置在靠

近轴的支承中部区域较为合理，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。

某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速档。使用传动比小于1(为0.7~0.8)的超速档，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶1KM所需发动机曲轴的总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接档比较，使用超速档会使传动效率降低，噪声增大。

机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的制造精度等。

第三章零部件结构方案分析

3.1 齿轮形式

与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点;缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。

本设计中一档和倒档用的是直齿轮，其他档都是斜齿轮。

3.2 换档机构形式

变速器换档机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换档三种形式。汽车行驶时各档齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换档，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换档产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术(如两脚离合器)，时齿轮换档时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换档方式结构简单，但除一档，倒档外已很少使用。

由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换档。这时，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换档，它们都不会过早损坏，但不能消除换档冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。

因此，目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车档位间的公比较小，则换档机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换档，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。

使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。

使用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同档位的变速杆行程要求尽可能一样。

自动脱档是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种:

图3-1防止自动脱档的机构措施?

图3-2防止自动脱档的机构措施?

图3-3防止自动脱档的机构措施?

1)将两接合齿的啮合位置错开，见图3-1。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约1~3mm。使用中接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，用来阻止接合齿自动脱档。

2)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄(切下0.3~0.6mm)，这样，换档后啮合套

的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档，见图3-2。

3)将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角(一般倾斜2?~3?)，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，见图3-3。这种方案比较有效，应用较多。 3.3 变速器轴承

变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。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。

汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有档圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。

变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。

变速器第一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6~20mm，下限适用于轻型车和轿车。

滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。

在本次设计中主要选用了圆锥滚子轴承、圆柱滚子轴承和滚针轴承。

第四章变速器设计和计算

4.1 档数

增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换档频率也增高。

在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低档与高档之间传动比比值减小，是换档工作容易进行。要求相邻档位之间的传动比比值在1.8

工作越容易进行。要求高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档以下,该制约小换档

区相邻档位之间的传动比比值小。

近年来为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前轿车一般用4~~5个档位，级别高的轿车变速器多用5个档，货车变速器采用4~~5个档位或多档。装载质量在2~3.5T的货车采用5档变速器，装载质量在4~8T的货车采用6档变速器。多档变速器多用于重型货车和越野车。

选用的是5档变速器。

4.2 传动比范围

变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。

目前轿车的传动比范围在3~4之间，轻型货车在5~6之间，其他货车则更大。

轿车的传动比范围为3.6:1

4.3 中心距A

对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距。其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。

3A= (4-1) KTi,Aemax1g

3=245，3.6，0.96=85mm 9，

TKK式中，A为中心距(mm);为中心距系数，轿车:=8.9~9.3; 为发动机最emaxAA

,i大转矩();为变速器一档传动比;为变速器传动效率0.96。 N,mg1

轿车变速器的中心距在65~80mm变化范围。原则上总质量小的汽车中心距小。 4.4 外形尺寸

变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。

轿车四档变速器壳体的轴向尺寸(3.0~3.4)A。

当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。

设计的是五档变速器，初定轴向壳体尺寸为300mm。

4.5 轴的直径

变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声。

中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=0.45A，轴的最大直径D和支撑间距离L的比值，对中间轴，D/L=0.16~0.18;对第二轴，D/L=0.18~0.21。

第一轴花健部分直径D(mm)可按下式初选

3d=KT (4-2) emax

3，245=4.2=26mm

T式中K为经验系数，K=4.0~4.6，为发动机最大转矩() N,memax

，第二轴和中间轴中部直径 D=0.45A=0.4585=36mm

4.6 齿轮参数

4.6.1 模数的选取

遵循的一般原则:为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽;为使质量小，增加数，同时减少尺宽;从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小;对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。

低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。

啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器

m的接合齿模数相同。其取用范围是:乘用车和总质量在1.8,14.0t的货车为2.0,a

3.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。

m初选齿轮模数 =3.0mm

m齿轮法向模数 =3.0mm n

,4.6.2 压力角

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低;较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。

,变速器齿轮压力角为 20

啮合套或同步器的接合齿压力角用30?。

,4.6.3 螺旋角

斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验还证明:随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提

,高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，

,,从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15,25为宜;而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴

上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同档位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一档和倒档设计为直齿时，在这些档位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些档位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向力作用。

根据图4-1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件

F,Ftan, (4-3) a1n11

F,Ftan, (4-4) a2n22

由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足 Fr,Frn11n22

,tanr11, (4-5) tan,r22

式中，F，F为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力，F，F为作用在中间轴齿轮1、a1a2n1n22上的圆周力;r，r为齿轮1、2的节圆半径;T为中间轴传递的转矩。 12

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和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。

图4-1 中间轴轴向力的平衡

斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用:

,轿车中间轴式变速器为 22,34?

,初选的螺旋角=28 ,

4.6.4 齿宽b

应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均有影响。

考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽。

KKK直齿:b=m，为齿宽系数，取为4.5~8.0 取=5 CCC

KKKm斜齿:b=，取6.0~8.5 ，取=7 CCCn

K第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，可取大些，使接触线长度增加、接触应力降C

低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。

，Km直齿 b==53=15mm C

，Km斜齿 b==73=21mm C

4.6.5 变位系数的选择原则

齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。

变位齿轮主要有两类:高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量

指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。

变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。

总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。

更据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一，二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。 4.7 各档齿轮齿数的分配

在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的档数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。

图4-2 五档变速器传动方案

4.7.1 确定一档齿轮的齿数

一档传动比

z，z29i, (4-6) 1z，z110

z如果z，z齿数确定了，则z与的传动比可求出，为了求z，z的齿数，先求91091021

z 其齿数和h

z直齿=2A/m (4-7) h

zm斜齿=2A/ (4-8) cos,hn

，z因为一档用的是直齿轮，所以=2A/m=285/3=57 h

计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可

zzziz能取小些，以便使/的传动比大些，在已定的情况下，/的传动比可分配小些，910121使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。

中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴经尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。轿车中间轴式变速器一档传动比i=3.5~3.8时，中间轴上一档齿轮数可在15~17间取，货车在2~17间取。 1

zi因为=3.6取中间轴上一档齿轮=15 101

zzz输出轴上一档齿轮=-=57-15=42 9h10

4.7.2 对中心距进行修正

zz因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据和齿轮变位hh系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。

故修正后中心距A取85mm

4.7.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数

zz102,i求出传动比 (4-9) 1zz19

z152,3.6 z421

而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即

m(z，z)A=/2cos, (4-10) n12

,z85=3(z+)/2cos28 21

z求得五档齿轮齿数为 =22 z=28 12

33442.6 各档传动比分别为 i,i,3.6,21

2244 =1.9 i,i,3.631

44 3.6,1.4 i,i,41

i, 1 5

4.7.4 确定其他各档的齿数

zz2271,i二档齿轮是斜齿轮 ,2.6，2zz2882

()3.0，(z，z)mz，zn7878A,,,85 ,2cos,2cos28

z,34z,17求得二档齿轮齿数为 78

zz2261,i,，1.9三档齿轮齿数 3zz2852

(，)3.0，(，)mzzzzn5656,,,85A ,,2cos2cos28z,31z,21求得 56

zz2241,i,，1.4四档齿轮齿数 4zz2832

(，)3.0，(，)mzzzzn3434,,,85A ,,2cos2cos28z,26z,25求得 34

4.7.5 确定倒档齿轮齿数

zzz取中间轴上的倒档齿轮和中间轴上一档齿轮齿数相同，即==15 101212

()mz，z1112zA,有中心距求得 =40 112

z倒档齿轮选用的模数往往与一档相同，倒档齿轮的齿数，一般在21-22之间，13

,初选z后，可计算出中间轴与倒档轴的中心距 A13

()mz，z3，(15，21)1213,z取=21 ===54mm A1322

为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮14和12的齿顶圆之间应保持有

0.5mm以上的间隙，则齿轮14的齿顶圆直径应为

,,D,1D,2=2=56mm A，54,51,1e12e14

z 所以求出 =16 14

第五章变速器的校核

5.1 齿轮的损坏形式

齿轮的损坏形式分三种:轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换档齿轮端部破坏。

轮齿折断分两种:轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断;轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。

齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。

用移动齿轮的方法完成换档的抵档和倒档齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 5.2 齿轮强度计算

与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JB179—83，6级和7级。因此，用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。

5.2.1 齿轮弯曲强度计算

1) 直齿轮弯曲应力

FKK1,f,, (5-1) wbty

F,2T/dTK,F式中，为弯曲应力;为圆周力，;为计算载荷;d为节圆直径;1gg,w1

KK为应力集中系数，可近似取=1.65;为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点f,

KK上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同:主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9;ff

b为齿宽;t为端面齿距，，m为模数;y为齿形系数，如图5-1所示。 t,,m

mz因为齿轮节圆直径d=，z为齿数，带入式(5-1)得

TKK2gf,, (5-2) ,w3,mzKyc

一档从动齿轮

3TKK22，245，10，1.65，0.9gf,,,,333MPMP ,400,aaw333.14，3，42，5，0.15,mzKyc

一档主动齿轮

3TKK22，245，10，1.65，1.1gf,,,,762.9MPMP ,850,aaw333.14，3，15，5，0.15,mzKyc

一、倒档直齿轮作用弯曲应力在400~850N/mm

故直齿轮弯曲应力均符合要求

2) 斜齿轮弯曲应力

,FK1, (5-3) ,wbtyK,

mzn,F,2T/dTmFd式中，为圆周力，;为计算载荷;d为节圆直径，，为1ggn1cos,

KK法向模数;z为齿数;为斜齿轮螺旋角;为应力集中系数，=1.50;b为齿面宽;,,,

zKt,,mt为法向齿距，;y为齿形系数，可按当量齿数,在图5-1中查得;z,na3cos,

K为重合度影响系数，=2.0。 ,

将上述有关参数代入式(5-3)，整理后得斜齿轮弯曲应力为

,TK2cosg,, (5-4) ,w3,zmyKK,nc

五档齿轮弯曲应力

3,,TK2cos2，245，10，cos28，1.5g,,,,165.7MPMP ,180,aaw333.14，22，3，0.15，7，2.0,zmyKK,nc

TT当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮gemax

MP和高档齿轮，许用应力在180,350范围。符合要求。 a

图5-1 齿形系数图

,f,1(假定载荷作用在齿顶，) ,,20,5.2.2 轮齿接触应力计算

轮齿接触应力

11FEδ =0.418 ( + ) (5-5) jbρ ρ zb

F1,F,F式中，为轮齿的接触应力;F为齿面上的法向力， ;为圆周力，j1cos,cos,

,F,2T/dT;为计算载荷;d为节圆直径;为节点处压力角，为齿轮螺旋角;E,1gg

,,为齿轮材料的弹性模量;b为齿轮接触的实际宽度; 、为主、从动齿轮节点处的bz

,,rsinrsinbz,,,,,,rsin,,,rsin,曲率半径，直齿轮、，斜齿轮， ;zbbbzz22cos,cos,

rr 、为主、从动齿轮节圆半径。 bz

一档齿轮接触应力

FE11δ =0.418 ( + ) jbρ ρ zb

35，，，245102.11022 ,，，， 0.418(),,,，，，，，，，3423(cos28cos20)315sin20342sin20

=1955.3MP a

五档齿轮接触应力

FE11δ =0.418 ( + ) jbρ ρ zb

35,,，，，，，，，245102.110223sin20283sin20,，，， 0.418(),,,,，，，，2233(cos28cos20)2cos282cos28

MP =1341.8 a

校核都在范围之内，符合要求

Temax将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触2

,应力见表5-1。 j

表5-1 变速器齿轮许用接触应力

,MP , ja齿轮

渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮

一档和倒档 1900--2000 950--1000 常啮合齿轮和高档 1300--1400 650--700

变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯取疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。值得指出的是，对齿轮进行强力喷丸处理以后，齿轮弯曲疲劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形;磨齿齿轮精度高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度，使得传动平稳、效率提高;在同样负荷的条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高。

国内汽车变速器齿轮材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为58,63HRC，芯部硬度为33,48HRC。

5.2.3 轴的强度计算

变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。所以设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。

对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合;后者使齿轮相互歪斜，如图5-2所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。

图5-2 变速器轴的变形简图

a) 轴在垂直面内的变形 b)轴在水平面内的变形

初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算

T时将轴看做铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取。 emax

轴的挠度和转角可按《材料力学》有关公式计算。计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图5-3所示时，可分别用下式计算

图5-3 变速器轴的挠度和转角 Figure 5 -3 transmission shaft and the deflection angle

22Fab，，1f, (5-6) c3EIL

3,2，245，10，tan2022，216，61,3，42，cos28, =0.08mm 43.14，4453，2.1，10，，27764

22Fab，，2f, (5-7) s3EIL

3224510，，2221661，，3，42 ,=0.13mm 43.14，44532.110277，，，64

Fab(ba)，，,1,, (5-8) 3EIL

3,2，245，10，tan20，216，61，(216,61),3，42，cos28, =0.0008rad 43.14，4453，2.1，10，，27764

FF式中，为齿轮齿宽中间平面上的圆周力;为齿轮齿宽中间平面上的径向力;E为弹12

54MP性模量，E=2.1X;I为惯性矩，对于实心轴:I=π/64;d为轴的直径，花键处10da

按平均直径计算;a、b为齿轮上作用力距支座A、B的距离;L为支座间距离。

2222f,f，f,0.08，0.13轴的全挠度f为=0.15mm0.2mm。 ,cs

ff轴在垂直面和水平面挠度的允许值为=0(05,0(10mm，=0(10,0(15mm。cs

齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。

校核都在范围内，符合要求。

与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承直接装在轴上，这就能够增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。

作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水

FF平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的cs

T弯矩Mc、Ms。轴在转矩和弯矩同时作用下，其应力为 n

M32M, (5-9) ,,3,Wd

32，158333.1MPMP ==18.94400 ,aa3,，44

222M,M，M，T式中，;d为轴的直径，花键处取内径;W为抗弯截面系数。 ? csn

MP在低档工作时，σ?400 a

。第六章结论

1) 使用直接档，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上。

2) 变速器在一档和倒档工作时有较大的力，变速器的低档与倒档，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多。

3) 五档变速器可提高发动机的功率利用率、汽车的燃油经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。

4) 降低噪声水平对轿车很重要，所以在选择齿轮模数时应该小些。

,当螺旋角=28时，齿轮啮合的重合系数增大，工作平稳、降低噪声同时提5) ,

高齿轮强度。

6) 变速器设计计算中，齿轮的损坏形式主要有:轮齿折断、齿面疲劳剥落、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合。在对轮齿强度计算中，轮齿弯曲强度和轮齿接触应力都符合了要求。对轴的强度计算也都基本达到了要求。

致谢

本设计论文是在我的导师史朝晖老师的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。史老师不仅在学业上给我以精心指导，同时还在思想、生活上给我以无微不至的关怀，在此谨向史老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。我还要感谢在一起愉快的度过毕业论文小组的同学们，正是由于你们的帮助和支持，我才能克服一个一个的困难和疑惑，直至本文的顺利完成。

在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意!最后我还要感谢培养我长大含辛茹苦的父母，谢谢你们!

最后，再次对关心、帮助我的老师和同学表示衷心地感谢～

参考文献

[1] 濮良贵. 纪名刚主编. 机械设计 .北京:高等教育出版社，2006. [2] 孙恒，陈作模，葛文杰主编. 机械原理 .北京:高等教育出版社，2006. [3] 陈花玲主编. 机械工程测试技术. 北京: 机械工业出版社，2002.12. [4] 于骏一主编. 典型零件制造工艺. 北京: 机械工业出版社，1989. [5] 王先逵编著. 机械制造工艺学. 北京: 清华大学出版社，1989. [6] 陈位宫主编. 工程力学. 北京: 高等教育出版社，2000. [7] 孟宪源. 现代机构手册[M]. 北京: 机械工业出版社，1994. [8] 余越庆. 现代机械动力学[M]. 北京:北京工业大学出版社，2001. [9] 王步赢. 机械零件了强度计算的理论和方法. 北京:高等教育出版社，1986. [10] 张春林，曲继芳. 机械创新设计[M]. 北京:机械工业出版社，2001.

范文五：三轴五档汽车变速器-说明书

毕业设计

题目三轴五档汽车变速器设计

学院机械工程学院

专业机械设计制造及其自动化

姓名

学号

指导教师

二OO 年月日

三轴五档汽车变速器设计

Three-axis gearbox design of the five stalla

cars

专业：

学生：

指导教师：

济南大学机械工程学院

二零零年月

摘要 . ...........................................................i ABSTRACT . ..........................................................ii

第一章前言 .......................................................1

1.1手动变速器（MT ） ......................................... 1

1.2自动变速器（AT ） ......................................... 2

1.3手动/自动变速器（AMT ） ................................... 2

1.4无级变速器 ............................................... 3

第二章机械式变速器的概述及其方案的确定 ...........................5

2.1变速器的功用和要求 ....................................... 5

2.2变速器结构方案的确定 ..................................... 5

2.2.1变速器传动机构的结构分析与型式选择 . ................................... 5

2.2.2倒档传动方案 . ............................................................................... 7

2.3变速器主要零件结构的方案分析 ............................. 8

第三章变速器主要参数的选择与主要零件的设计 ......................12

3.1变速器主要参数的选择 .................................... 12

3.1.1档数和传动比 . ............................................................................. 12

3.1.2中心距 . ......................................................................................... 13

3.1.3轴向尺寸 . ..................................................................................... 13

3.1.4齿轮参数 . ..................................................................................... 14

3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定 ............................ 15

3.2.1确定一档齿轮的齿数 . ................................................................. 15

3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数 . ......................................................... 16

3.2.3确定其他档位的齿数 . ................................................................. 16

3.2.4确定倒档齿轮的齿数 . ................................................................. 16

3.3齿轮变位系数的选择 ...................................... 17

第四章变速器齿轮的强度计算与材料的选择 ..........................19

4.1齿轮的损坏原因及形式 .................................... 19

4.2齿轮的强度计算与校核 .................................... 19

4.2.1齿轮弯曲强度计算 . ..................................................................... 19

4.2.2齿轮接触应力 j ........................................................................ 21

第五章变速器轴的强度计算与校核 ..................................23

5.1变速器轴的结构和尺寸 .................................... 23

5.1.1轴的结构 . ..................................................................................... 23

5.1.2确定轴的尺寸 . ............................................................................. 24

5.2轴的校核 ................................................ 24

5.2.1第一轴的强度与刚度校核 . ......................................................... 24

5.2.2第二轴的校核计算 . ..................................................................... 25

第六章变速器同步器的设计及操纵机构 ..............................28

6.1同步器的结构 ............................................ 28

6.2同步环主要参数的确定 .................................... 29

6.3变速器的操纵机构 ........................................ 31

第七章小结 ......................................................33

致谢 . ..........................................................34

参考文献 . ..........................................................35

摘要

本设计的任务是设计一台用于轿车上的FR 式的手动变速器。本设计采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。

根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。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。

它功用是：①改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；②在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；③利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。

关键词：变速器；锁环式同步器；传动比；中间轴

ABSTRACT

The duty of this design is to design a FR type manual transmission used in the saloon ,It’s the countershaft -type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits: Firstly,the transmission efficiency of the direct drive keeps off high, the attrition and the noise are also slightest;Secondly ,it’s allowed to obtain in the biger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller.

According to the contour,track，wheel base，the smallest ground clearance,the smallest turning radium,the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the choosing 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.

Its function is:①Changing gear ratio,expanding the torque of the driving wheel and the range of the rotational speed,to adapt the travel condition which frequently changes, like start, acceleration, climbing and so on, simultaneously causes the engine to work under the advantageous operating mode; ②Under the premise of the invariable rotation, enables the automobile to travel back;③Using neutral , severances the power transmission, to make the engine start, idle, and is advantageous for the engine to shift gears or to carry on the dynamic output. This gearbox has five (including over drive —fifth gear) and a reverse gear, and through the inertial type of synchronizer to realize shift gears.

KEY WORDS: transmission; inertial type of synchronizer; gear ratio; countershaft

第一章前言

现在，每当人们观看F1大赛，总会被那种极速的感觉所折服。此刻，大家似乎谈论得最多的就是发动机的性能以及车手的驾驶技术。而且，不忘在自己驾车的时候体会一下极速感觉或是在买车的时候关注一下发动机的性能，这似乎成为了横量汽车品质优劣的一个标准。的确，拥有一颗“健康的心”是非常重要的，因为它是动力的缔造者。但是，掌控速度快慢的，却是它身后的变速器。

从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT ）、自动变速器（AT ）、手动/自动变速器（AMT ）、无级变速器（CVT ）。

1.1手动变速器（MT ）

手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是3.85, 二档是2.55, 再到五档的0.75, 这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级) ，所以说它是有级变速器。

曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。

首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。

其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历较深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。

另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。

第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。

1.2自动变速器（AT ）

自动变速器（AutomaticTransmission ）[7]，利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。

在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以济南市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。

在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。

1.3手动/自动变速器（AMT ）

其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为Tiptronic ，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D 档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。

自动—手动变速系统向人们提供两种驾驶方式—为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。

笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体, 而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档”。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度1.3L CVT 两厢、南京菲亚特2004派力奥1.3 HL Speedgear、南京菲亚特西耶那Speedgear EL 这些“二合一”的车型价格均在10万元左右，这个价格层面还比较低的。所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。

1.4无级变速器

当今汽车产业的发展[3]，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范·多尼斯（VanDoorne’s）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有2～7个档。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。

从市场走向来看，虽然无级变速器是一个技术分量比较高的部件，但是也已经走进了普通轿车的“身体” 之中，广本两厢飞度每个排量都有一款配置了CVT 无级变速器，既方便又省油，且售价也仅在9.68～11.68万元。而且奇瑞汽车销售公司表示QQ 无级变速器型年底上市。看来无级变速器在中档车中的运用将越为广泛。

奇瑞东方之子1.8L 豪华型

本设计是根据东方之子1.8L 手动豪华车型而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：

主减速比：4.782

最高时速：190km/h

轮胎型号：205/65R15

发动机型号：SQR481FC

最大扭矩：170Nm/4500

最大功率：95kw/5750

最高转速：6000r/min

第二章机械式变速器的概述及其方案的确定

2.1变速器的功用和要求

变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。

对变速器的主要要求是：

1. 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。

2. 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。

3. 重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。

4. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。

5. 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。

2.2变速器结构方案的确定

变速器由传动机构与操纵机构组成。

2.2.1变速器传动机构的结构分析与型式选择

有级变速器[1]与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（η=0.96~0.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。

设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。

传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3.0~4.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.0~8.0；越野车与牵引车为10.0~20.0。

通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达6~16个甚至20个。

变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。

某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（0.7~0.8）的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。

有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。

三轴式变速器得到的最广泛的应用。

三轴式变速器第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器

有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。

图2-1a 所示[2]方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合

的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。

齿轮传动。图2-4b 、c 、d 所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图2-4d 所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。

图2-1 中间轴式五档变速器传动方案

变速器用图2-1c 所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-1c 所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。

2.2.2倒档传动方案

图2-2为常见的倒挡布置方案[2]。图2-2b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-2c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-2d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-2c 所示方案。图2-2e 所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-2f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-2g 所示方案。其

缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。

图2-2 变速器倒档传动方案

本设计采用图2-2f 所示的传动方案。

因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。

2.3变速器主要零件结构的方案分析

变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。

2.3.1齿轮型式

与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。

2.3.2换档结构型式

换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种[2]。

直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。

啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。

采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。

自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：

1）将啮合套做得长一些（如图2-3a ）

或者两接合齿的啮合位置错开（图2-3b ），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约1~3mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。

此段切薄

a b

图2-3 防止自动脱档的结构措施Ⅰ 图2-4 防止自动脱档的结构措施Ⅱ

2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.3~0.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图2-4）。

3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜20~30），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力（图2-5）。这种结构方案比较有效，用较多。

加工成斜面

图2-5 防止自动脱档的结构措施Ⅲ

在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图2-6所示：

图2-6 锁环式同步器

l 、4-同步环; 2-同步器齿鼓; 3-接合套; 5-弹簧; 6—滑块;

7-止动球; 8-卡环; 9—输出轴; 10、11-齿轮

2.3.3变速器轴承

变速器轴承[12]常采用圆柱滚子轴承，

球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑

动轴套等。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。

汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支撑在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间常采用球轴承来承受轴向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以承受轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器内采用圆锥滚子轴承虽然直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴承易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点，所以不适用于线性膨胀系数较大的铝合金壳体。

变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6～20mm, 下限适用于轻型车和轿车。

滚针轴承、滑动轴套[13]主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。

第三章变速器主要参数的选择与主要零件的设计

3.1变速器主要参数的选择

3.1.1档数和传动比

近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4~5个档位的变速器。本设计也采用5个档位。

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

汽车爬陡坡时[1]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

e max gI 0T i i η

r r

则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为

i g ≥ mg ψmax r r （3-1） T e max i 0η式中 m ----汽车总质量； ≥mg (f cos αmax +sin αmax ) =mg ψmax

g ----重力加速度；

ψmax ----道路最大阻力系数；

r r ----驱动轮的滚动半径；

T emax ----发动机最大转矩；

i 0----主减速比；

η----汽车传动系的传动效率。

根据驱动车轮与路面的附着条件

T e max i gI ηT r r ≤G 2?G r r （3-2）2?求得的变速器I 档传动比[4]为： i ≤g I T e max i 0ηT

式中 G 2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；

φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。

由已知条件：满载质量 1800kg ；

r r =337.25mm；

T e max=170Nm；

i 0=4.782；

η=0.95。

根据公式（3-2）可得：i gI =3.85。

超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计取五档传动比i g Ⅴ=0.75。

中间档的传动比理论上按公比为：

q =（3-3）的等比数列，实际上与理论上略有出入，些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：q =1.51。故有：

i gII =2.55i gIII =1.69i gIV =

1.12(修正为1)

3.1.2中心距

中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A （mm ）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

A = K （3-4）

式中 K A ----中心距系数。对轿车，K A ；对货车，K A =8.6~9.6；对多档

主变速器，K A =9.5~11；

T I max ----变速器处于一档时的输出扭矩：

T I max=T e max i g I η =628.3N﹒m

故可得出初始中心距A=77.08mm 。

3.1.3轴向尺寸

变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。

轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A 。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.2~2.7)A

五档(2.7~3.0)A

六档(3.2~3.5)A

当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K A 应取给出系数的上限。为检测方便，A 取整。

本次设计采用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是

3?77.08mm=231.24mm，

变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。

3.1.4齿轮参数

（1）齿轮模数

建议用下列各式选取齿轮模数[12]，所选取的模数大小应符合GB1357-80[5]规定的标准值。

第一轴常啮合斜齿轮的法向模数m n

m n =0. （3-5）其中T e max =170Nm，可得出m n =2.5。

一档直齿轮的模数m

m =0. （3-6） x

通过计算m=3。

同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形[13]。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都取相同，轿车和轻型货车取2~3.5。本设计取2.5。

（2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b

汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表3-1选取。

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度以降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角α取20°, 啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角β取30°。

应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。

齿轮宽度b 的大小[13]直接影响着齿轮的承载能力，b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮

的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽[14]：

直齿 b=(4.5~8.0)m，mm

斜齿 b=(6.0~8.5)m，mm

第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。

3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定

在初选了中心距、齿轮的模数[1]和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。

3.2.1确定一档齿轮的齿数

一档传动比

Z 2Z i = ?9 （3-7） gI

Z 1 Z 10 为了确定Z 9和Z 10的齿数，

先求其齿数和Z ∑:

2A Z = ∑ （3-8） m 其中 A =77.08mm、m =3；故

有Z ∑=51. 4。当轿车三轴式的变速器

i gI =3. 5~3. 9时，则图3-1 档变速器示意图 Z 10可在15~17范围内选择[15]，

此处取Z 10=16，则可得出Z 9=35。

上面根据初选的A 及m 计算出的Z ∑可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）看出中心距有了变化，这时应从Z ∑及齿轮变位系数反过来计算中心距A ，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。

这里Z ∑修正为51，则根据式（3-8）反推出A =76.5mm。

3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数

由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比

Z 2= i ? Z 10 （3-9） gI Z 1Z 9 Z 由已经得出的数据可确定2 = 1 . ① 76Z 1而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等

m ( Z + Z 2 ) （3-10） A =n 1

2cos β由此可得：

Z 1+Z 2=2A cos β

m n （3-11）

而根据已求得的数据可计算出：Z 1+Z 2=53 。 ②

① 与②联立可得：Z 1=19、Z 2=34。

则根据式（3-7）可计算出一档实际传动比为： = 。 i gI 3 . 91

3.2.3确定其他档位的齿数

Z 2Z 7i = g ∏ ? （3-12） Z 1Z 8而 i = 2 ，故有： . 55g ∏Z 7 = 1 . 425 ③ Z 8

对于斜齿轮， Z ∑ = 2A cos β （3-13） m n

故有：Z 7+Z 8=53 ④

③ 联立④得：Z 7=31、Z 8=22。

按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 Z 5=26、Z 6=27；四档齿轮

Z 3=16、Z 4=37。二档传动比

3.2.4确定倒档齿轮的齿数

一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比i gr 取

3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取Z 12=13。

而通常情况下，倒档轴齿轮Z 13取21~23，此处取Z 13=23。

由 Z Z Z i gr =11?13?2 Z Z Z （3-14） 13121

可计算出Z 11=27。

故可得出中间轴与倒档轴的中心距

A′= 1m n ( Z 12 + Z 13 ) （3-15） 2

=50mm

而倒档轴与第二轴的中心:

A '' = 1( Z + Z ) （3-16） 11132

=72.5mm。

3.3齿轮变位系数的选择

变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。

总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。

根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数Z 10〈17，因此一档齿轮需要变位。

变位系数 17-Z （3-17） ξ=

式中 Z 为要变位的齿轮齿数。

第四章变速器齿轮的强度计算与材料的选择

4.1齿轮的损坏原因及形式

齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。

用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。

4.2齿轮的强度计算与校核

与其他机械[2]设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr 。

4.2.1齿轮弯曲强度计算

（1）直齿轮弯曲应力σW

K σ = F t 10σK f （4-1） W bty

式中，σW ----弯曲应力（MPa ）；

F t 10----一档齿轮10的圆周力F t 10=2T g /d （N ）， F = 2 T / d ；其中为计算载T

荷（N·mm ），d 为节圆直径。图4-1 齿形系数图

10g g

K σ ----应力集中系数，可近似取1.65； K f ----摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；

b ----齿宽（mm ），取20

t ----端面齿距（mm ）；

y----齿形系数，如图4-1所示。

当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：

Z Z T g =T e max ?9?2

Z 10Z 1

=170?1000?2.18?1.78

=659668Nm

故由 F = 2 T g 可以得出F t 10；再将所得出的数据代入式（4-1）可得

10 d σ=651.3MPa w 10（4-2）

01P a σw 9=533. M

当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩T e max 时，一档直齿轮的弯曲

应力在400~850MPa 之间。

（2）斜齿轮弯曲应力 F 1K σσ= w （4-3） btyK ε

式中 K ε为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（4-1）注释相同，K σ=1.50，选择齿形系数y 时，按当量模数z n =z /cos 3β在图（4-1）中查得。

二档齿轮圆周力： = F 2 T g （4-4） F =t 8t 7d 8

根据斜齿轮参数计算公式可得出：F t 8=F t 7=6798.8N

齿轮8的当量齿数z n =z /cos 3β=47.7，可查表（4-1）得：y 8=0.153。故 σ = 6798.8?1.5 = MPa 212.28w 820?7.85?0.153?2

同理可得： σw 7=231.99MPa 。

依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：

211.5三档： σ w 5 = 276.2 MPa 四档： σ w 1 = MPa 五档： σw 3=218.8MPa

σw 6=266.4MPa σw 2=197.4MPa σw 4=216.98MPa

当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180~350MPa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。

4.2.2齿轮接触应力σj

σj =（4-5）

式中， σ j ----齿轮的接触应力（MPa ）；

o s c (/o s c ) α F ----齿面上的法向力（N ），F =F 1

F 1 ----圆周力在（N ）， F = 2 T / d ； 1g β；

α----节点处的压力角（°）；

）； β----齿轮螺旋角（°

E ----齿轮材料的弹性模量（MPa ），查资料可取E =190?103MPa ；

b ----齿轮接触的实际宽度，20mm ；

ρz 、ρb ----主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm ）；

r z sin 直齿轮： ρ z = α （4-6）

ρ b = r b sin α （4-7）斜齿轮： 2 （4-8）（4-9） 2

ρz =(r z sin α)/cos βρb =(r b sin α)cos β

其中，r z 、r b 分别为主从动齿轮节圆半径（mm ）。

将作用在变速器第一轴上的载荷T e max 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接

触应力ρj 见下表：

通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：

一档： j 1 σ=1998.61MPa

= 1325.17二档： σ j 2 MPa

三档： σ j 3 = 1233.1 MPa

四档： σ j 4 MPa = 1208.5

五档： σ j 5 = 1015.78 MPa

倒档： σ MPa = 1904.32jR

对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。

第五章变速器轴的强度计算与校核

5.1变速器轴的结构和尺寸

5.1.1轴的结构

第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的

内花键统一考虑。第一轴如图5-1所示：

图5-1 变速器第一轴

中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示：

图5-2 变速器中间轴

5.1.2确定轴的尺寸

变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：

第一轴和中间轴： d =(0. 4~0. , （5-1） A 5m ) m

, m 第二轴：

d =1. （5-2） m

式中 T e max ----发动机的最大扭矩，N·m

为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d 与轴的长度L 的关系可按下式选取：

第一轴和中间轴： d/L=0.16~0.18；

第二轴： d/L=0.18~0.21。

5.2轴的校核

由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。

5.2.1第一轴的强度与刚度校核

因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度[8]条件公式为

P 9550000T τ T = ≈ 3 ≤ [ τ T ] （5-3） W T 0.2d

式中：τT ----扭转切应力，MPa ；

T ----轴所受的扭矩，N·mm ；

W T ----轴的抗扭截面系数，mm 3；

P ----轴传递的功率，kw ；

d ----计算截面处轴的直径，mm ；

[τT ]----许用扭转切应力，MPa 。

其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：

=50.5MPa τT = 0.2?253

由查表可知[τT ]=55MPa，故τT ≤[τT ]，符合强度要求。 9550000?

轴的扭转变形用每米长的扭转角?来表示。其计算公式为：

? = 5.73 4T （5-4） ? 10

GI P

式中，T ----轴所受的扭矩，N·mm ；

G ----轴的材料的剪切弹性模量，MPa, 对于钢材，G =8.1?104MPa ；

I 4

P ----轴截面的极惯性矩，mm ，I p =πd 4/32；

将已知数据代入上式可得： ? = 5.73 ? 10 4 170?1000

8.1?104?3.14?254= 0.9 。

对于一般传动轴可取[?]=0.5~1(?) /m ；故也符合刚度要求。32

5.2.2第二轴的校核计算

1）轴的强度校核

计算用的齿轮啮合的圆周力F t 、径向力F r 及轴向力F a 可按下式求出：

2 T e max i

F t =d

F = 2 T e max i tan α

r d cos β

2 T i tan β

F =e max a d

式中 i ----至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比3.85；

d ----计算齿轮的节圆直径，mm ，为105mm ；

α----节点处的压力角，为16°；

β----螺旋角，为30°；

T e m a ----x 发动机最大转矩，为170000N·mm 。

代入上式可得： F t = 12466.7 N ，

F r = 4127.8 N ，

F a = 7197.6 N 。

危险截面的受力图为：

5-5） 5-6） 5-7）（（（

图5-3 危险截面受力分析

水平面：F A （160+75）=F r 75

F A =1317.4N；

水平面内所受力矩：M c =160?F A ?10-3=210.78N ?m

垂直面： d -F a +F t ?160 F ' =

（5-8） A 160+75

=6879.9N

垂直面所受力矩：M s =160?F A '?103=1100.78N ?m 。

该轴所受扭矩为：T j =170?3.85=654.5N 。

故危险截面所受的合成弯矩为：

M = （5-9）

==6.9?105N ?mm 32M ≤σ则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力σ（MPa ）: σ = 3 [ ] （5-10）πd 将M 代入上式可得：σ=136.16MPa ，在低档工作时[σ]=400MPa ，因此有： σ≤[σ]；符合要求。

2）轴的刚度校核

第二轴在垂直面内的挠度f c 和在水平面内的挠度f s 可分别按下式计算：

22F a b 1 f c = （5-11） 3EIL

22F a 2 f = b （5-12） s 3EIL

式中, F 1----齿轮齿宽中间平面上的径向力（N ）, 这里等于F t ；

F 2----齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N ），这里等于F r ；

2. 0? E ----弹性模量（MPa ），E =115（MPa ），E =2.1?105MPa ；

I ----惯性矩（mm 4），I =πd 464/，d 为轴的直径（mm ）；

a 、b----为齿轮坐上的作用力距支座A 、B 的距离（mm ）；

L ----支座之间的距离（mm ）。

将数值代入式（5-11）和（5-12）得：

f c =0.13

f =0.15故轴的全挠度为f ==0.198mm s ≤0.2mm ，符合刚度要求。

第六章变速器同步器的设计及操纵机构

6.1同步器的结构

在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：

图6-1 锁环式同步器

1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环）

5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套

如图（6-1），此类同步器的工作原理[3]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。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差?ω，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图6-2b ），使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，

与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图6-2d ），完成同步换档。

总的来说[10]，同步运动分为3个阶段。第一阶段，结合套通过变速杆

移向齿轮，并与花键毂逐渐结合；第2阶段，结合套的运动使滑块将锁环压在齿轮的锥面上；第3阶段，同步环完成其与齿轮锥面配合的摩擦，齿轮随着同步组件成为相同的速度。结合套在齿轮上滑动，并将齿轮和其同步器组件锁定在第2轴上。

图6-2 锁环同步器工作原理

6.2同步环主要参数的确定

(1)同步环锥面上的螺纹槽

如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺

距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图6-3a 中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图6-3b 则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm 。

图6-3 同步器螺纹槽形式

(2)锥面半锥角α

摩擦锥面半锥角α越小，摩擦力矩越大。但α过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan α≥f 。一般α=6°～8°。α=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在α=7°时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7°。

(3)摩擦锥面平均半径R

R 设计得越大，则摩擦力矩越大。R 往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R 取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R 取大些。本次设计中采用的R 为50～60mm 。

（4) 锥面工作长度b

缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定

M m （6-1） b =2πpfR 2

设计中考虑到降低成本取相同的b 取5mm 。

（6）同步环径向厚度

与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。

轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。锻造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁

同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5mm ），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.07～0.12mm 的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。

本设计中同步器径向宽度取10.5mm 。

（6）锁止角β

锁止角β选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角β选取的因素，主要有摩擦因数f 、摩擦锥面的平均半径R 、锁止面平均半径和锥面半锥角α。已有结构的锁止角在26°～46°范围内变化。本次设计锁止角β取30?。

（7）同步时间t

同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.15～0.30s ，低档取0.50～0.80s ；对货车变速器高档取0.30～0.80s ，低档取1.00～1.50s 。

6.3变速器的操纵机构

设计变速器操纵机构[6]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，其结构型式如下图所示。

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[9]时，齿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6-4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。倒档锁的结构见本设计装配图中67、68、69所示。

图6-4 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

第七章小结

本次设计是奇瑞东方之子1.8豪华车型的变速器部分。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+1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。

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12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《汽车原理》这三本书。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***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，这与张老师的指导是分不开的，在此，我对他表示感谢。

另外，遇到技术困难的时候，学院其他专业的老师们也给了我很多帮助。其实他们中我大多都不认识，平时很陌生，但在恳求他们帮助的时候，他们却无微不至，因此我非常感谢他们。

济南大学毕业设计参考文献

参考文献

[1] 刘惟信. 汽车设计[M].北京：清华大学出版社，2001：158-200.

[2] 张洪欣. 汽车设计[M].北京：机械工业出版社，1981：106-126.

[3] 陈家瑞. 汽车构造[M].第二版. 北京：机械工业出版社，2005：40-61.

[4] 张文春. 汽车理论[M].北京：机械工业出版社，2005：70-83.

[5] 彭文生，张志明，黄华梁. 机械设计[M].北京：高等教育出版社，2002：96-138.

[6] 董宝承. 汽车底盘[M].北京：机械工业出版社，2004：32-81.

[7] 陈焕江，徐双应. 交通运输专业英语[M].北京：机械工业出版社，2002：20-30.

[8] 刘鸿文. 简明材料力学[M].北京：高等教育出版社，1997：254-259.

[9] 周一鸣，毛恩荣. 车辆人机工程学[M].北京：北京理工大学出版社，1999：

154-174.

[10]（美）J. 厄尔贾维克. 手动变速器和变速驱动桥[M].北京：机械工业出版社，

1998：49-65.

[11] [日]小田柿浩三. 汽车设计[M].北京：机械工业出版社，2003：119-123.

[12] 葛志祺. 简明机械零件设计手册[M].北京：冶金工业出版社，1985.

[13] 濮良贵，纪名刚. 机械设计[M].第七版. 北京：高等教育出版社，2005：

184-223.

[14] 王昆，何小柏，汪信远. 课程设计手册[M].北京：高等教育出版社，1995：

47-49.

[15] 侯洪生，王秀英. 机械工程图学[M].北京：科学出版社，2001.

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