长城风骏皮卡轻型货车变速器设计[荟萃知识]

1、借鉴 1% 摘 要 本次设计的题目是轻型货车变速器设计，采用车型为长城风骏皮卡。变速器由变 速器传动机构和操纵机构组成，其基本功用是改变传动比，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，同时使发动机在有利的工况下工作;在发动 机曲轴旋转方向不变的前提下使汽车能倒退行驶；利用空挡中断动力传递，以使发动 机能够起动 、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。 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。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

2、同步器来实现换档。本设计论述了变速器的总体结构，在设计中完成了各挡齿轮和 轴的计算和校核及 CAD 绘图等工作。 关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，中间轴，第二轴，齿轮 借鉴 1% ABSTRACT The design is the subject of a light goods vehicle transmission design, the use of models for the Great Wall Wingle pickup. Transmission and transmission by the transmission control mechanism, whose

3、 basic skills is to change the gear ratio, wheel torque and speed to expand the scope of the changes to adapt to constantly changing driving conditions, while the engine in the favorable conditions of work; the engine crankshaft without changing the direction of rotation so that cars can travel back

4、wards; the use of neutral interrupt power transmission to the engine to start, idle, and to facilitate the transmission shift or power output. The use of intermediate shaft transmission, the transmission has two significant advantages: First, the direct file transmission efficiency, wear and noise a

5、re minimal; second gear center distance is smaller still can get a larger one file transmission ratio. This transmission has five forward gears (including a five-speed overdrive) and a reverse, and through the lock ring synchronizer to achieve the shift. Discusses the transmission of the overall des

6、ign structure, completed in the design of gears and shafts of the gear and check calculations and CAD drawings and other work. Keywords：Transmission, Locking ring type synchronizer,Gear ratio, Countershaft,Second axis, Gear 借鉴 1% 目 录 摘要.I Abstract.II 第 1 章 绪论.1 1.1 汽车变速器概述.1 1.2 汽车变速器设计的目的和意义.2 1.3

7、汽车变速器国内外现状和发展趋势.2 1.3.1 变速器国内外的现状.2 1.3.2 汽车变速器的发展趋势.3 1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容.3 1.4.1 手动变速器的特点.3 1.4.2 手动变速器的设计要求.4 1.4.3 设计的主要内容.4 第 2 章 变速器传动机构布置方案确定.6 2.1 设计所依据的主要技术参数.6 2.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择.6 2.2.1 两轴式变速器的特点分析.7 2.2.2 中间轴式变速器特点分析.7 2.2.3 倒挡布置方案分析.8 2.2.4 传动机构布置的其他问题.10 2.3 零部件结构方案分析.10 2.3.1 齿轮形式

8、.10 2.3.2 换挡机构形式.10 2.3.3 防止自动脱挡的结构.11 借鉴 1% 2.3.4 变速器轴承.11 2.4 本设计所采用的传动机构布置方案.11 2.5 本章小结.12 第 3 章 变速器主要参数的选择和齿数分配.13 3.1 变速器各挡传动比的确定.13 3.1.1 变速器最低挡传动比的确定.13 3.1.2 变速器其他各挡传动比的确定.14 3.2 中心距的确定.14 3.3 变速器外形尺寸的初选.15 3.4 变速器齿轮参数的选择.15 3.4.1 模数.15 3.4.2 齿形、压力角及螺旋角.16 3.4.3 齿宽.16 3.4.4 齿顶高系数.17 3.5 变速器

9、各挡齿轮齿数的分配.17 3.5.1 确定一挡齿轮的 齿数.17 3.5.2 对中心距进行修正.18 3.5.3 确定常啮合齿轮的齿数.19 3.5.4 确定其他各挡齿轮的齿数.20 3.6 本章小结.23 第 4 章 变速器齿轮的设计计算.24 4.1 变速器齿轮的几何尺寸计算.24 4.2 计算变速器各轴的扭矩和转速.24 4.3 齿轮的强度计算和材料选择.25 4.3.1 齿轮损坏的原因和形式.25 4.3.2 齿轮的材料选择.26 4.3.3 齿轮的强度计算.27 4.4 本章小结.38 第 5 章 变速器轴和轴承的设计计算.39 借鉴 1% 5.1 初选变速器轴的轴径和轴长.39 5

10、.2 轴的结构设计.39 5.3 变速器轴的强度计算.40 5.3.1 齿轮和轴上的受力计算40 5.3.2 轴的强度计算.41 5.3.3 轴的刚度计算.46 5.4 变速器轴承的选择和校核.49 5.4.1 第一轴轴承的选择和校核.49 5.4.2 第二轴轴承的选择和校核.50 5.4.3 中间轴轴承的选择和校核.51 5.5 本章小结.51 第 6 章 同步器和操纵机构的设计选用.52 6.1 同步器的设计选用.52 6.1.1 锁环式同步器52 6.1.2 锁销式同步器53 6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定54 6.1.4 同步器主要参数的确定.55 6.2 变速器操纵机构的设计

11、选用.57 6.2.1 变速器操纵机构的分类.57 6.2.2 变速器常用操纵机构分析.58 6.3 变速器箱体的设计.59 6.4 本章小结.60 结论.61 参考文献.62 致谢.63 附录 A.64 借鉴 1% 附录B.65 借鉴 1% 第 1 章 绪 论 1.1 汽车变速器概述 自 1886 年世界上第一辆汽车诞生以来，汽车已经历了近 120 年的发展。随着科 学技术的日益发展，汽车的各项性能也日臻完善。现代汽车已成为世界各国国民经济 和社会生活中不可缺少的交通工具。现代汽车除了装有性能优良的发动机外还应该有 性能优异的传动系与之匹配才能将汽车的性能淋漓尽致的发挥出来，因此汽车变速器

12、的设计显得尤为重要。 变速器在发动机和汽车之间主要起着匹配作用，通过改变变速器的传动比，可以 使发动机在最有利的工况范围内工作。 变速器用于转变发动机曲轴的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及 克服各种道路障碍等不同行驶条件下，对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。用 变速器转变发动机转矩、转速的必要性在于内燃机转矩-转速变化特性的特点是具有 相对小的对外部载荷改变的适应性1。 变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳 定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、 停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。 变速器按其传动比

13、的改变方式可分为有级、无级和综合式的。有级变速器按其前 进挡的挡位数分为三、四、五挡和多挡的；而按其轴中心线的位置又可分为固定轴线 式、旋转轴线式和综合式的。固定轴式变速器又分为两轴式、三轴式和多轴式的。变 速器按其操纵方式又可分为自动式、半自动式、预选式、指令式、直接操纵式和远距 离操纵式2。 变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性 与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好 的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧措 施以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同 步

14、器可使换挡轻便，无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动 平稳、噪声低，降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着 汽车技术的发展，增力式同步器，双、中间轴变速器，后置常啮合传动齿轮、短第二 借鉴 1% 轴的变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。 变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。 变速器都装有单向的通气阀以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底放油塞 多放置磁铁以吸附油内铁屑。 1.2 汽车变速器设计的目的和意义 进入 90 年代以来，科学技术的急速发展和市场竞争的日益加剧，促使汽车工业 发生了根本性

15、的变革，其生产组织方式从传统的大批量、少品种的刚性生产结构向着 多品种、中小批量的柔性生产结构转变，以 CAD/CAE/CAM 为代表的现代汽车设计方法 正逐渐代替传统的设计方法。 现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速的变化范围很小，而复杂 的使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在 传动系统中设置了变速器，用来改变传动比，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，同时使发动机在最有利的工况范 围下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动 力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变

16、速器换挡或进行动力输出。变速器设 计的目的就是为了满足上述的要求，使汽车在特定的工况下稳定的工作。9 变速器除了要能满足一定的使用要求外，还要保证使其和汽车能有很好的匹配性， 可以提高汽车的动力性和经济性，保证发动机在有利的工况范围内工作提高汽车的使 用寿命、降低能源消耗、减少汽车的使用噪声等。这就要求设计人员依据汽车的技术 参数，合理的选择变速器的参数，使所设计的变速器能和整车具有很好的匹配性。 1.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势 1.3.1 变速器国内外的现状 早期的汽车传动系，从发动机到车轮之间的动力传动形式是很简单的。1892 年 法国制造出第一辆带有变速器的汽车。1921 年英国

17、人赫伯特福鲁特采用耐用的摩擦 材料进一步完善了变速器的性能。现代汽车变速器是 1894 年由法国人路易斯雷 纳本哈特和艾米尔拉瓦索尔推广使用的。目前为止，变速器经历了几个发展阶段， 主要为： 1、手动变速器 手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副， 而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内的不同的齿轮副工作。手 借鉴 1% 动变速器又称手动齿轮式变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合 达到变速变矩的目的3。手动变速器的换挡操作可以完全遵从驾驶者的意志，且结构 简单、故障率相对较低、价廉物美。 2、自动变速器 自动变速器是根据车速和负荷（

18、油门踏板的行程）来进行双参数控制，挡位根据 上面的两个参数来自动升降。自动变速器与手动变速器的共同点，就是二者都属于有 级式变速器，只不过自动变速器可以根据车速的快慢来自动实现换挡，可以消除手动 变速器“顿挫”的换挡感觉。 自动变速器是由液力变矩器、行星齿轮和液压操纵机构组成，通过液力传递和齿 轮组合的方式来达到变速变矩的目的。 3、无级变速器 无级变速器又称为连续变速式无级变速器。这种变速器与一般齿轮式自动变速器 的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行 变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众 多齿轮副，也没有自动变速器复

19、杂的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来 实现速比的无级变化3。 4、无限变速式机械无级变速器（IVT） 无限变速式机械无级变速器与其它自动变速器的差别之一是不使用变矩器。变矩 器的作用是通过油液介质将发动机动力传递给变速器，它的传递效率通常只有 80%。IVT 由于不使用变矩器，与其它变矩器比较，IVT 具有效率高、不易打滑、油 耗低、不需要工艺复杂造价高昂的金属传送带、结构简单、成本低等一系列优点，加 上传递扭矩大，长时间使用也不会过度发热，不但使用于轿车，也使用于越野车，是 一种新型变速器。 1.3.2 汽车变速器的发展趋势 回顾汽车变速器的发展可以清楚的知道，变速器作为汽车传动系

20、统的重要组成部 分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一个重要依据。现代汽车变速器的发展趋 势，是向着可调自动变速器或无级变速器的方向发展。 自动变速器多挡化虽能扩大自动变速的范围，但它并非安全迅速。理想的无级变 速器是在整个传动范围内能连续的、无挡比的切换变速比，是变速器始终按最佳换挡 规律自动变速。无级化是对自动变速器的理想追求。 现代无级变速器传动效率提高，变速反应快、油耗低。随着电子技术的发展，变 借鉴 1% 速器的自动控制进一步完善，在各种使用工况下能实现发动机与传动系的最佳匹配， 控制更加精确、有效，性能价格比大大提高。无级变速器装有自动控制装置，行车中 可以根据车速自动调整挡位，

21、无需人工操作，省去了换挡及踩踏离合器踏板的操作。 其不足之处在于价格昂贵、维修费用很高，而且使用起来比手动挡车费油，尤其是低 速行驶或堵车中走走停停时，更会增大油耗7。 当今世界各大汽车公司对无级变速器的研究都十分活跃。不久的将来，随着电子 控制技术的进一步完善，电子控制式的无级变速器可望得到广泛的发展和应用。 1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容 1.4.1 手动变速器的特点 手动变速器的挡数通常在 6 挡以下，当挡数超过 6 挡时，可以在 6 挡以下的主变 速器的基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。 近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般采

22、用 4- 5 个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车多用 5 个挡。商用车变速器采用 4-5 个挡 或多挡。载质量在 2.0-3.5t 的货车采用五挡变速器，载质量在 4.0-8.0t 的货车采用六 挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野车上6。 某些汽车的变速器，设置有用在良好的路面上轻载或空车驾驶的场合的超速挡， 超速挡的传动比小于 1。采用超速挡，可以提高汽车的燃油经济性。但是如果发动机 功率不高，则超速挡使用频率很低，节油效果不显著，甚至影响汽车的动力性。 从传动机构布置上来说，目前，两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。其 中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。

23、三轴式变速器的第一轴的常 啮合齿轮与第二轴的各挡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转矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均 不承载，而第一、第二轴也仅传递转矩。因此，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也 最小，因为直接挡的利用率要高于其它挡位，因此提高了变速器的使用寿命；在其它 前进挡位工作时，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和第二轴之间的距离（中心距）不大的情况下，一 挡仍有较大的传动比；挡位高的齿轮采用长啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用或 不采用长啮合齿轮传动；多数传动方案中除一

24、挡以外的其它挡位的换挡机构，均采用 同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或 啮合套多数情况下装在第二轴上。 手动变速器的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿圆柱齿轮。 借鉴 1% 斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍微复杂且在 工作时有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿 圆柱齿轮所取代。当然，常啮合齿轮副的增多将导致旋转部分总惯性力矩的增大。 1.4.2 手动变速器的设计要求 (1)、正确选择变速器的挡位数和传动比，使其和发动机参数优化匹配，以保证 汽车具有良好的动力性和经济性； (2)

25、、设置空挡以保证汽车在必要时能将发动机和传动系长时间分离，设置倒挡 使汽车能倒退行驶； (3)、操纵简单、方便、迅速、省力； (4)、传动效率高，工作平稳、无噪声； (5)、体积小、质量轻、承载能力强，工作可靠； (6)、制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长； (7)、贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规 定； (8)、需要时应设置动力输出装置。 1.4.3 设计的主要内容 本次设计主要是依据长城风骏皮卡的有关参数，通过变速器各部分参数的选择和 计算，设计出一种基本符合要求的手动变速器。本文主要完成下面一些主要工作： 1、参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计

26、算、齿轮参数计算、各挡齿轮 齿数的分配； 2、变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及 材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验； 3、变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计 算、轴的加工工艺分析； 4、变速器轴承的选择及校核； 5、同步器的设计选用和参数选择； 6、变速器操纵机构的设计选用； 7、变速器箱体的设计。 借鉴 1% 第 2 章 变速器传动机构布置方案确定 2.1 设计所依据的主要技术参数 本设计是根据长城风骏皮卡的技术参数来设计一种轻型货汽车变速器，其具体参 数如表 2.1。 表 2.12.1 长城风骏皮卡长城风骏皮

27、卡的主要技术参数 发动机最大功率70kw车轮型号215/75 R15 发动机最大转矩260Nm最大功率时转速3600 r/min 最大转矩时转速16002600r/min最高车速140km/h 总质量2795kg整备质量2470kg 2.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择 本设计应用 体布置方案，发动机发出的动力依次经过离合器、变速器、万向传 动装置（万向节和传动轴） 、主减速器、差速器、半轴，传到驱动轮，如图 2.1 所示 借鉴 1% 1.离合器； 2.变速器； 3.万向传动装置； 4.驱动桥 图 2.1 发动机前置后轮驱动汽车传动系 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。 根据前进档数的

28、不同，变速器有三、四、五和多档几种。根据轴的不同类型，分 为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、三轴式和多中间轴式变速器。 2.2.1 两轴式变速器的特点分析 与中间轴式变速器相比较，两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高挡外其他各挡 的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽 车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减少 6%10%。两轴式变速器则 方便于这种布置且使传动系的结构简单。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作 时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。 如图 2.2ac 所示为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器

29、传动方案。其特点 是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮， 其它挡位均用常啮合齿轮传动。图 2.2c 中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换 挡；图 2-2a 所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。 借鉴 1% 图 2.2 两轴式变速器传动方案 2.2.2 中间轴式变速器特点分析 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。 变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机的飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器 的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。 如图 2.3ad 所示为中间轴式变速器的传动方案，其中 ab 为中间轴式五挡变

30、 速器，cd 为中间轴式六挡变速器的传动方案。中间轴式变速器的共同特点为：变 速器第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承 在第一轴后端的孔内，且保证两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到 直接挡。使用直接挡，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，可达到 90%以上，噪声低、齿 轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率要高于其他挡位，因而提高了变速器的使 用寿 命；在其他前进挡位工作时，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

31、离（中心距）不大的 条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿 轮可以不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案件中除一挡以外的其他挡位的换挡机构， 均采用同步器或接合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或接合套换挡，各挡同步 器或接合套多数情况下装在第二轴上。 借鉴 1% 图 2.3 中间轴式变速器传动方案 在除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是 它的缺点。 2.2.3 倒挡布置方案分析 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倒档，故多 次数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用中间轴和 第二轴上

32、的齿轮传动路线中加入一个中间传动齿轮的方案；也有利用两个联体齿轮方 案的。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。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方 案换入倒档。 借鉴 1% （a） （b） （c） （d） 图 2.4 倒档布置方案 图 2.4 为常见的倒档布置方案。图 2.4(a)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；但换档时要求有两对齿轮同时进入 啮合，使换档困难。图 2.4(b)所示方案能获得较大的倒档传动

33、比，缺点是换档程序不 合理。图 2.4(c)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 2.4（d）所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档更为轻便。 综上所述，方案(c)较为适合本设计 变速器的一档或倒档因传动比大，工作时在齿轮上作用的力增大，并导致变速器 轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工 作噪声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一档与倒档，都应当 布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从抵档到高档的顺序布置 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

34、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，轮齿磨损与噪声在短时 间内略有增加，而在一档工作时轮齿的磨损与噪声有所减少。 4 传动机构布置的其他问题 常用挡位的齿轮因接触应力过高而易造成表面点蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的 两端支承中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可 保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高齿轮寿命7。 某些汽车的变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于 1 的超速挡，能够更充分的利用发动机的功率，使汽车行驶 1Km 所需发动机曲轴的总 转数减少，因而有助于减少

35、发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超 速挡会使传动效率降低、工作噪声增加。 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 借鉴 1% 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。 2.3 零部件结构方案分析 2.3.1 齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优 点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。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，并导变速器的质量和转动惯 量增大。直齿圆

36、柱齿轮仅用于低档和倒档，本设计为一档和倒档采用直齿圆柱齿轮， 二、三、四档常啮合齿轮采用斜齿圆柱齿轮。 2.3.2 换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。 汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角度，所以用轴向滑动直齿齿轮方 式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损 坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡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）才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点；但换 挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿换挡时，换挡行 程长也是它的缺点。因此，尽管这种换

37、挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容 易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡已很少使用。 当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换 挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿数多，而轮齿又不参 与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练 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力矩 增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。 这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此 采用啮合套换挡，并且与同步器比较还有结构

38、简单、制造容易、能够减低制造成本及 减小变速器长度等优点。 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，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。同上述两种换挡方法比较，虽 然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用 同步器换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这 借鉴 1% 种差别就更为明显。为了操纵方便发，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样， 如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。 2.3.3 防止自动脱挡的结构 自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振

39、 动等原因都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构 上采取措施行之有效的方案有：将两接合齿的啮合齿位置错开;将啮合齿套齿座上前 齿圈的齿厚切薄；将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角等等一些措施可 以有效防止脱档现象的发生。 2.3.4 变速器轴承 作旋转运动的变速器轴支承在壳体或其它部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接 处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱辊子轴承、球轴承、滚针轴承圆锥辊子轴承、 滑动轴套等。至于何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特 点不同而不同的。 汽车变速器结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承受限制，常在布置上 有困

40、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 可布置圆柱辊子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。本设计主要针对的是轻型汽车， 故内腔空间比较狭小，只能采用滚针轴承，而第二轴后端采用球轴承，用来承受轴向 力和径向力。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，此处用轴承外圈有挡圈的球轴承。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，但在壳体前端面布置轴承盖有困难，必须由后端轴承承受 轴向力，前端采用圆柱辊子轴承来承受径向力，而后端采用外圈有挡圈的球轴承或圆 柱辊子轴承，本设计两端均采用有挡圈的球轴承。 变速器第一轴、第二轴的后部

41、轴承，以及中间轴前、后轴承，按之直径系列一般 选用中系列球轴承或圆柱辊子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证后 壁两轴承孔之间的距离不小于 620mm。 滚针轴承、滑动轴承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，但 为了设计的整体质量，在设计中只采用滚针轴承。 2.4 本设计所采用的传动机构布置方案 借鉴 1% 在本次设计中采用 5+1 挡中间轴式变

42、速器。采用如图 2.6 所示的传动机构布置方 案。其中齿轮结构形式斜齿圆柱齿轮；换挡机构形式为环式同步器的方案。 图 2.6 变速器传动机构布置方案 2.5 本章小结 本章主要依据变速器几种常见的传动机构布置方案，对两轴式和中间轴式的变速 器的结构特点作了简要说明，分析了各种方案的优缺点，同时介绍了几种常见的倒挡 机构布置方案，并比较了各个方案的优缺点。在零部件的选择部分，对变速器齿轮、 换挡机构的形式和变速器防止自动脱挡的结构进行了分析和说明。最后结合本次设计 所依据车辆的主要技术参数，选择了本设计的传动机构布置方案和零、部件的结构形 借鉴 1% 式，作为以后各章节设计的基础。 第 3 章

43、变速器主要参数的选择和齿数分配 3.1 变速器各挡传动比的确定 3.1.1 变速器最低挡传动比的确定 在选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽 车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的 滚动阻力及爬坡阻力10。故有 maxmaxmax 01max sincos mgfmg r iiT r Tge 则由最大爬坡度要求的变速器 1 挡传动比为 (3.1) Te r g iT rfmg i 0max maxmax 1 )sincos( 式中：汽车总质量，m=2795 Kg

44、；m 重力加速度，m/s2；g8 . 9g 道路附着系数，；f015 . 0 f 驱动车轮的滚动半径，=342 mm； r r r r 发动机最大转矩，=260 NM maxe T maxe T 主减速比，=3.542； 0 i 0 i 汽车传动系的传动效率，。 T 85 . 0 T 将各数据代入式(3.1)中得 61 . 3 85 . 0 542 . 3 260 342 . 0 ) 7 . 16sin 7 . 16cos015 . 0 (8 . 92795 )sincos( 0max maxmax 1 Te r g iT rfmg i 根据驱动车轮与路面的附着条件 借鉴 1% 2 01max

45、 G r iiT r Tge 可求得变速器一挡传动比为 (3.2) Te r g iT rG i 0max 2 1 式中：汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，Kg； 2 G1895 2 G 道路的附着系数，计算时取；5 . 06 . 0 其他参数同式(3.1)。 将各数据代入式(3.2)得 87 . 4 85 . 0 542 . 3 260 342 . 0 6 . 08 . 91895 0max 2 1 Te r g iT rG i 通过以上计算可得到 3.614.87，在本设计中，取。 1g i75 . 3 1 g i 3.1.2 变速器其他各挡传动比的确定 变速器的四挡为直接挡，其

46、传动比为 1.0，中间挡的传动比理论上按公比 (其中 n 为挡位数)的几何级数排列，实际上与理论值略有出入。1 1 1 min max n gn g n g g i i i i q 将各数代入式中得 55. 1 1 75 . 3 14 q 则变速器其他各挡的传动比为 65 . 0 55 . 1 75 . 3 155 . 1 75 . 3 419 . 2 55 . 1 75 . 3 44 15 22 13 12 qii qii qii gg gg gg 3.2 中心距的确定 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距；对两A 轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称

47、为变速器的中心距。它是A 一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮 齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最 小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体 借鉴 1% 上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影 响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。还有，变速器中心取得过小，会使变速器长 度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏11。 中间轴式变速器的中心距(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式A 初选，经验公式为 (3.3) 3 1maxgge

48、A iTKA 式中：中心距系数，乘用车：，商用车：； A K3 . 99 . 8 KA6 . 96 . 8 KA 发动机的最大转矩(Nm)； maxe T 变速器一挡传动比； 1g i 变速器的传动效率，取 96%。 g 将各数代入式(3.3)中得 3 3 1max 96 . 0 75 . 3 2606 . 96 . 8 iTKA ggeA =84.5093.91mm 故可初选中心距mm。90A 3.3 变速器外形尺寸的初选 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初 步确定。 影响变速器壳体轴向尺寸的有变速器的挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。实际 初可根据中心距离

49、的尺寸参照下列关系初选。A 乘用车变速器壳体的轴向尺寸为。A 4 . 30 . 3 商用车变速器的轴向尺寸为： 四挡：五挡；六挡 A7 . 22 . 2A0 . 37 . 2 A 5 . 32 . 3 所以本设计变速器的轴向尺寸可初选为mm，取整30627070)4 . 30 . 3(4 . 3A mm。296A 变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。 3.4 变速器齿轮参数的选择 3.4.1 模数 齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所确定。选择模数时 应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量， 借鉴 1% 则应增大模数并减小

50、齿宽和中心距。降低噪声水平对乘用车很重要，而对商用车则更 应重视减小其质量。 变速器用齿轮模数的范围如表 3.1。 所选模数应符合国家标准 GB/T13571987 的规定，在本设计中所有齿轮模数选 择 3.0。同步器的接合齿和啮合套多采用渐开线齿形。由于工艺上的考虑，同一变速 器中的结合齿采用同一模数。其选取的范围是：轿车及轻、中型货车为 23.5；重型 货车为 3.55。选取较小模数并增多齿数有利于换挡。所选模数应符合国家标准。此 处取 3.0mm。 表 3.13.1 汽车变速器齿轮的法向模数 n m 乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量/t a m 车 型 1.0V 1.61.6V

51、 2.56.014.0 a m14.0 a m 模数/mm n m2.252.752.753.003.504.504.506.00 3.4.2 齿形、压力角及螺旋角 汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表 3.2 选取。 表 3.23.2 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车高齿并修形的齿形 ， 5 . 14 15 16 5 . 16 25 45 一般货车GB1356-78 规定的标准齿形 20 18 26 重型车GB1356-78 规定的标准齿形 低挡、倒挡齿轮， 5 . 22 25 小螺旋角 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它

52、对齿轮工作 噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。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。实验还证明：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 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因 此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以 1525为宜； 而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上 同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中 间轴上不同挡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

53、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。 借鉴 1% 压力角初选 20 3.4.3 齿宽 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工 作平稳性的要求。通常可以根据齿轮模数来选择齿宽 b。 ncm kb 式中：齿宽系数，直齿轮取，斜齿轮取； c k0 . 74 . 4 kc6 . 80 . 7 kc 法面模数。 n m 3.4.4 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿 顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的 弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高

54、，并认为轮齿上 受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80 的短齿制齿轮。我国 规定，齿顶高系数取为 1.00。 3.5 变速器各挡齿轮齿数的分配 在初选了变速器的挡位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘 出变速器的结构方案简图后，即可对各挡齿轮的齿数进行分配。所设计的变速器的传 动简图如图 3.1 所示。 3.5.1 确定一挡齿轮的齿数 初选一挡螺旋角 25 87 已知一挡传动比，且 1g i 8 7 1 2 1 z z z z ig 为了确定，的齿数，先求齿数和 7 z 8 z z 直齿轮 (3.4) m A z 2 斜齿轮 (3.5) n m A z

55、87 cos2 由于一挡齿轮为斜齿轮，故可用式(3.5)计算。代入数据后得 54 3 25cos902cos2 87 n m A z 计算后应取为整数，然后再进行大、小齿轮齿数的分配，中间轴上小齿轮的 z 借鉴 1% 最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸和 齿 轮齿数要统一考虑。为避免根切、增加强度，一挡小齿轮应为变位齿轮。货车中间轴 式变速器一挡传动比时，中间轴上一挡齿轮的齿数可在之间8 . 35 . 3 1 ig1715 12 z 选取；货车可在 1217 之间选用13。则可取 54 z 取一挡小齿轮齿数 17 8 z 371751 87 zzz 1-

56、第一轴常啮合齿轮；2-中间轴常啮合齿轮；3-第二轴三挡齿轮；4-中间轴三挡齿轮；5-第二轴二挡齿轮；6-中间轴二挡齿轮；7-第 二轴一挡齿轮；8-中间轴一挡齿轮；9-第二轴五挡齿轮；10-中间轴五挡齿轮；11-第二轴倒挡齿轮；12-中间轴倒挡齿轮；13-倒挡中间 齿轮 图 3.1 变速器传动简图 3.5.2 对中心距进行修正 借鉴 1% 因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和 z z 齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的AA 依据，故中心距变为 mmmm mzz A n 37.89 25cos2 354 cos2 )( 87 87 对中

57、心距进行取整，取中心距mm。70A 由于调整后中心距发生了变化，所以需对一挡齿轮进行变位。中心距变动系数为 21 . 0 m AA y 啮合角为 933 . 0 20cos 0 . 90 37.89 coscos A A 1 . 20 查变位系数线图得 变位系数之和为 0 x 而齿轮齿数比为 18 . 2 17 37 u 故可以分配变位系数得，。1 . 0 7 x1 . 0 8 x 根据所确定的齿数，一挡齿轮精确的螺旋角的值为 84.25 )902/(3)3717arccos( )2/()arccos( 8787 Amzz n 3.5.3 确定常啮合齿轮的齿数 由式得 8 7 1 2 1 z

58、z z z ig 7 8 1 1 2 z z i z z g 因常啮合齿轮副与 1 挡齿轮副以及其它各挡齿轮副的中心距相同，故由式(3.5)可 得 n m A zz 21 21 cos2 借鉴 1% 63.55 3 22cos902cos2 723 . 1 37 17 75 . 3 21 21 7 8 1 1 2 n g m A zz z z i z z 联立求解并将、取整数后得 1 z 2 z , 21 1 z35 2 z 63 . 3 17 37 21 35 8 7 1 2 1 z z z z ig 11gg ii 故齿轮齿数不需调整。 mm 6 . 90 22cos2 356 cos2

59、21 21 n mzz A 由于调整后中心距发生了变化，所以需对常啮合齿轮进行角度变位。中心距变动 系数为 2 . 0 m AA y 啮合角为 933 . 0 20cos 6 . 90 90 coscos A A 02.21 查变位系数线图得 变位系数之和为 3 . 0 x 而齿轮齿数比为 67 . 1 21 35 u 故可以分配变位系数得，。35 . 0 1 x05 . 0 2 x 根据所确定的齿数，常啮合齿轮精确的螺旋角的值为 04.21 )902/(3)3521arccos( )2/()arccos( 2121 Amzz n 3.5.4 确定其他各挡齿轮的齿数 1、确定二挡齿轮的齿数 二

60、挡齿轮为斜齿轮，则有 借鉴 1% 451 . 1 35 21 419 . 2 2 1 2 6 5 z z i z z g 81.54 3 24cos902cos2 65 65 n m A zz 联立求解，并对齿数取整后得 ，32 5 z23 6 z 由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力 6 5 21 2 65 21 1 tan tan z z zz z 中心距为 mm 3 . 90 24cos2 32332 cos2 65 65 n mzz A 由于调整后中心距发生了变化，所以需对二挡齿轮进行角度变位。中心距变动系 数为 1 . 0 3 90 3 . 90 n m AA y