三轴六档汽车变速器设计

1、学科门类： 单位代码: 毕业设计说明书（论文）三轴六档汽车变速器设计学生姓名所学专业班级学号指导教师XXXXXXXXX 系二O *年XX月摘要变速器是汽车传动系中的主要部件之一。变速器由变速传动机构和变速 操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转距和转速的数值和 方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的改变，即 实现换挡，以达到变速变距。本题目主要进行轿车三轴六挡机械式变速器的 设计，包括变速器的整体结构和齿轮传动部分的设计，并进行相关的计算与 校核。经过设计与校核，该变速器主要结构符合设计标准、零件强度也达到 了使用要求。关键词：汽车机械变速器；三轴六挡；传动比；

2、齿轮AbstractTiansnussion in the automotive transmission lines, one of the most unpoitant components. Tiansnussion speed by a variable speed tiansnussion and control meclianism of two paits. The mam role of the variable-speed tiaiisiuission is to change the value of torque aiid lotational speed and due

3、ction. manipulation of the organization main role is to control the transmission mechanism, transmission gear ratio to achieve the exchange, tliat is, to achieve sluft in order to achieve variable-speed pitch. This subject, mainly for automotive six-axis mechanical tiansnussion gear stnictmal design

4、, mcludmg the geai drive parts, coimol of part of the, etc., and the associated calculation and verification, tlirough the design and veiificatioikThe main stricture of the transmission line design standards, parts intensity reached the use requirements.Keywords: Automotive Mechamcal Tiaiismission：

5、Axis 6 block ； gear ratio： gear wheel目录摘要IAbstractIll第1章绪论11.1选题的背景及意义112变速器的功用和要求21.3国内外研究状况314部分己知的主要参数51.5本章小结6第2章机械式变速器的概述及其方案的确定72.1变速器结构方案的确定72.1.1变速器传动机构的结构分析与型式选择72.1.2倒挡传动方案122 2变速器主要零件结构方案的分析132. 2. 1齿轮型式132. 2.2换挡机构型式132.3本章小结16第3章变速器主要参数的选择与主要零件的设计173. 1变速器主要参数的选择173.1.1挡数和传动比173. 1.2中心距

6、193.1.3轴向尺寸193. 1.4齿轮参数203 2各挡传动比及其齿轮齿数的确定213. 2.1确定各挡齿轮的齿数213. 2.2齿轮变位系数的选233. 3变速器齿轮的强度计算与材料的选择243. 3.1齿轮的损坏原因及形式243. 3.2齿轮的强度计算与校核253.4变速器轴的强度计算与校核293. 4. 1变速器轴的结构和尺寸293.4.2轴的校核313.5轴承的选择与校核343. 5.1几种轴承的特点与选择343.5.2轴承的校核3642424446473.6变速器同步器的设计3. 6.1同步器的结构3. 6.2同步环主要参数的确定3.7本章小结二献二 一-文 1 2 论谢考录录

7、结致参附附 第1章绪论1.1选题的背景及意义汽车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽 车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较 大的矛盾。例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影 响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范围内变化，以适应各种使用要求: 此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱 的倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、 行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器应运而 生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机 扭矩的若干倍，

8、同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。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）手动变速器（MT）手动机械式变速器采用齿轮组，每挡的齿轮组的齿数是固定的，所以各 挡的变速比是定值，即所谓有级变速器。虽然这种变速器在操作时比较繁琐, 驾驶工作强度大，但具有成本低、起速快、传递扭矩大等特点，从目前市场 实际需求和适用角度来看，手动变速器还不能被其它新型汽车变速器所完全 替代。（2）自动变速器（AT）自动变速器（AutomaticTninsinission）,利用行星齿轮机构进行变速，它

9、能根据油门踏板程度和年速变化，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。（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 速器在徳国保时捷911车型上首先推出，称为Tiptromc,它可使高性能跑车 不必受限于传统的自动挡束缚，让驾驶者也能享受手动换挡的乐趣。此型车 在其挡位上设有“ 十 ”、”选择挡位。在D挡时，可自由变换降挡（）或加挡 （十

10、）,如同手动挡一样。（4）无级变速器当今汽车产业的发展，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，而是用两个滑抡和 一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换挡的突跳感觉。它能克服 普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些人将自 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 速器只有换挡是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的挡，一 般自动变

11、速器有48个挡。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变 化，并选定凡个常用的速比作为常用的“挡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。1.2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 利的工况范困内工作。为保证汽车倒年以及使发动机和传动系能够分离，变 速器具有倒挡和空挡。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，选择合理的变速器挡数及传动 比，

12、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 挡、乱挡、换挡冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安 全性，操纵轻便的要求口益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换挡 或自动、半自动换挡来实现。（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，釆用合理的热处理，没计合适的齿形，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，应有直接挡。提高零件的制 造精度和安装质量，釆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

13、可减小齿轮的噪声。1.3国内外研究状况20世纪90年代以来，科学技术的急速发展和市场竞争的F1益加剧，促 使汽车工业发生了根本性的变革，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 等为代表的现代汽车设计方法正逐渐代替传统的设计方法。许多大型应用软 件也应运而生，如文件处理、绘图软件、数学分析软件、数据库管理软件、 加上计算机网络的建立，以及基于这些通用软件的专业应用软件的诞生，使 “无纸化设计”在一些发达国家的机械制造企业中得以实现。但是计算机辅助设计的意义不仅仅在于摆脱笔和图纸，还应该包括设计 参数的优化计算：专家设计经验和知

14、识的自动智能推理和学习：设计图纸的 自动生成或从数据库中提取；甚至开始采用虚拟设计的方法，从而帮助设计 人员进行方案设计，以实现半自动甚至全自动的设计。这就要求计算机具有 专业领域内的专家知识和思维能力，能根据设计者的要求给出一定的设计结 果，一般人们把这种掌握大量知识，能从事各种专业领域内专家级水平工作 的计算机程序称为专家系统（Expert System）。一个专家系统至少由知识库、推理机和学习机三部分组成。在实际应用 中，专家系统一般还应具有一个人机交互界面，用于向用户提问，接受用户 回答并对其进行判别。对于较完善的专家系统而言，还有一个知识获取部分, 可以及时补充最新得到的人类专家知识

15、并将其整理为系统可识别的表达方 式；还有一个解释部分，用来向用户解释系统的“思维过程”。帮助部分则是 解释部分的补充，用来就己知的事实或得出的结果向用户提出详细的建议， 如应釆取的措施和步骤。对专家系统的研究源于1965年E.A.Feigenbaum等人对DENDRAL （解 析化学质谱分析和预测的化学专家系统）的研究，至今专家系统的研究和应 用有了长足的进展，特别是七十年代中期形成知识工程方向之后，专家系统 具体应用领域几乎没有限制，如故障诊断、分析解释、咨询、设计、规划、 教学、监控等。通过国际联机检索（工程索引，NTIS美国政府报告）和国内科技期刊情 报检索发现，专家系统在工程技术领域中

16、应用广泛，其中应用在设计方面的 例子有很多。例如，口本佳能公司开发一个设计长焦距镜头的专家系统 OPTEX.镜头设计组己经总结有50种长焦距镜头类型的设计手册以及一个 夏杂的进行光学物理射线跟踪的FORTRAN程序，他们把这些知识和设计过 程的启发性知识（包括有关制造能力的经验规则，如磨出的镜头玻璃片能达 到多薄，镜片间的距离能靠多近，空气间隙有什么作用等）都放入专家系统, 这样只要设计人员输入要设计镜头的技术性能要求和挑选一种镜头设计作为 样板，系统就能自动地设计出所需的新镜头来。据称，该系统运行的效果可 提高工效10倍，设计人员由原先的40人降为4人就能以同样的数量和质量 完成设计任务。目

17、前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设计软 件。发达国家汽车开发能力的高低己不再用它拥有多少高级开发能力的人才 和先进设备的多少来评价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有最先进 的开发软件和数据库来评价。传统的设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后验算其 强度，传动质量指标等，如果不符合要求则根据经验改变某些参数，继续验 算，直至符合所有的条件与要求。这种设计方法计算量较大，得到的答案仅 仅是符合要求的一个解，而一般的经验公式乂较保守，对于不符合要求时改 变的参数有一定的局限性，导致结果过于保证安全性。产品笨重，而许多性 能未必很好甚至变的较差。在当今轿车市场口益

18、竞争激烈，国际市场己趋于 饱和，而国内市场正在蓬勃发展的同时，又是各主要厂家占领市场的良好机 会。那么凭什么来吸引大量客户呢？只有良好的性能价格比，尽量在降低成 本的基础上提高性能，才是所有产品打开市场的根本所在。当前对轿车设计中动力性与经济性要求口渐提高的情况下，对零部件的 限制条件也越来越多，越来越复杂。传统的经验公式己经无法满足新型变速 器设计的要求。而总结新的经验公式又需要丰富的设计经验与知识，是一个 长期的过程。当今科技日新月异，轿车生产的手段方法与目标也不断在改变。 大量使用的经验公式己不具备长期生存实用的必要性和可能性。综上所述，不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋

19、势 来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅仅在 于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系 统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设 计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检 验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计 系统和过程将是一个复杂的工作。釆用前置后驱形式的轿车一直被认为是极具驾驶乐趣的车型。目前国内 采用这种驱动布置的主要有华晨宝马、丰田锐志、皇冠等少数车型。以宝马 为例，除其中某几款四駆车型以外，其余车型均采用前置后驱的形式。在这 种布置中，发动机的位置通常

20、较前置前驱车型靠后，甚至直接位于前轴之上, 同时发动机采用纵置布置，这就使得变速器要采用三轴形式，变速器距离驾 驶员位置较近，从而简化了操纵机构的夏杂程度。而前置后驱的布置，使得 宝马汽车的前后轴荷可以达到完美的50:50=采用性能优异的手动变速器，更 能增加汽车的操控性与驾驶乐趣；而增加变速器的挡数，乂能够改善汽车的 动力性、燃油经济性和平均车速，因此目前宝马汽车的手动变速器均采用六 挡形式。1.4部分已知的主要参数本设计主要进行中级轿车三轴六挡机械式变速器的结构设计，包括齿轮传 动部分、操纵机构部分等，并进行相关的计算与校核。设计中所采用的相关参 数均来源于中级轿车车型：主减速比：3.64

21、最高时速：215kiiVh轮胎型号：205/55R16最大扭矩：200/N11V3600rpm最大功率：115kw/6400rpm最高转速：6500171111111.5本章小结本章主要对变速器的基本分类及其一些发展状况进行了分析，在遵循变速 器设计要求并结合所设计车型的具体参数确立了基本的研究设计方向。本设计 为手动换挡形式的机械式变速器，通过以上的初步研究为今后具体的结构分析 和零部件设计做好了准备工作。第2章 机械式变速器的概述及其方案的确定2.1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。2.1.1变速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无級变速器相比，其结构简单、制造低

22、廉，具有高的传动 效率5=0.960.98),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、挡 位数及各挡的传动比，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挡传动比与高挡传动比的比值。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3.04.5； 一般用途的货车和轻型以 上的客车为5.08.0；越野车与牵引车为10.0-20.0o通常，有级变速器具有4、5、6个前进挡；重型载货汽车和重型越野汽 车则采用多挡变速器，其前进挡位数多达6-16个

23、甚至20个。变速器挡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。但釆用手动的机 械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于6个前进挡的变速器来 说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为6挡。多于5个前进 挡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挡。 采用传动比小于1 (0.70.8)的超速挡，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

24、直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。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。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器如图2-1所示，其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 直接连接起来传递扭矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载, 而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最 小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡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

25、器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然 可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直 接挡外其他各挡的传动效率有所下降。图2-1轿车中间轴式四挡变速器1第一 ; 2第二轴；3中间轴两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑 且除最到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降低6%10%o两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。 如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一 体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动

26、机横置 时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒挡常用滑动齿 轮（直齿圆柱齿轮）夕卜，其他挡均釆用常啮合斜齿轮传动；个挡的同步器多 装在第二轴上，这是因为一挡的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高挡 的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。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 而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传动比取值的上 限（=4.04.5）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各挡传动比同时增 大主减速比来取消。图2-2两轴式变速器1第T由；2第二抽；3一同步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

27、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，除低挡及倒挡外，直齿圆柱齿轮己经 被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒挡齿轮采用的是常啮式， 因此也采用斜齿轮。由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。图2-3、图2-4、图2-5分别示出了儿种中间轴式四，五，六挡变速器传 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90%以上，噪声低，齿轮和轴承

28、的磨损减少因为直接挡的 利用率高于其它挡位，因而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与第二轴之间的距离（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（一挡）可以采用或不釆用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外 的其他挡位的换挡机构，均釆用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采 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。 再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。在挡数相同的条

29、件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿 轮对数，换挡方式和到挡传动方案上有差別。图2-3中间轴式四挡变速器传动方案如图2-3中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别：图1-3臨b所 示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图1-3c所示传动方案 的二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一挡和倒挡用直齿滑动齿轮换挡。图2-4a所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮 合齿轮传动。图2-4b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动：图 2-4d所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内。图2-4中间轴式五挡变速器传动方案图2-5a所示方案中的一挡、倒挡和图b所示

30、方案中的倒挡用直齿滑动 齿轮换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。图2-5中间轴式六挡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挡位，其换挡方式可以用同 步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用 啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。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，如图2-3a、b所示。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，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。变速器用图2-4c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚

31、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 題。图2-4c所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状态，同时一挡和倒挡齿轮布 置在变速器壳体的中间跨距里，而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方 案的特点。2.1.2倒挡传动方案图2-6为常见的倒挡布置方案。图2-6b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。但换挡时有两对齿抡同 时进入啮合，使换挡困难。图2-6c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2-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了 图2-6c所示方案。图2-6e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿

32、轮做成一体, 将其齿宽加长。图2-6f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2-6g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨又轴，致使变速器 上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图2-6f所示的传动方案。图2-6变速器倒挡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挡与倒挡，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，然后按照从低挡到高挡顺序布置各 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

33、比接近，但因为使用倒挡的时冋非常短，从这点出发有 些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。2. 2变速器主要零件结构方案的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、换挡结构型式、轴承型 式、润滑和密封等因素。2.2.1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挡和倒挡。但是，在本设计中由于倒挡采用的 是常啮合方案，因此倒挡也釆用斜齿轮传动方

34、案，即除一挡外，均釆用斜齿 轮传动。2. 2. 2换挡机构型式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简単、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡 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挡、 噪声大等原因，釆用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此, 除一挡、倒挡外很少采用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发 挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，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

35、，同步器广泛应用于各式变速器中。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结合齿齿 数多，而齿轮又不参与换挡，所以他们都不会过早损坏，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使用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发 挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，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

36、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。自动脱挡是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上釆取措 施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下儿种：（1）将啮合套做得长一些（如图2-7a）或者两接合齿的啮合位置错开（图 2-7b）,这样在啮合时使接合齿端部超 过被接合齿约13mm。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，以阻止自动脱挡。（2）将啮合套齿座上前齿圏的齿 厚切薄（0.3-0. 6mm）,这样，换挡后啮 合套的后端面便被后齿圈的前端面顶 住，从而减少自动脱挡。（3）将接合齿的工作面加工成斜 齿面,

37、形成倒锥角（一般倾斜23）, 使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向 力（图2-8）o这种结构方案比较有效, 采用较多图2-7防止自动脱挡的结构措施I加工脚面图2-8防止自动脱挡的结构措施m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2-9所示：图2-9锁环式同步器I、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5垂簧;6一滑块;7-止动球;8-卡环;9F出轴;10、11-齿轮2. 3本章小结本章根据机械式变速器的设计要求并联系实际设计车型确定了变速器的 结构方案与倒

38、挡布置方案，并确定了所采用的齿轮形式，同步器为锁环式同 步器为下一步各部件具体结构参数的设计打下基础。第3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挡数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有増加的趋势。目前，乘用车一 般用45个挡位的变速器。本设计也采用5个挡位。选择最低挡传动比时，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。故有心:2 mgWcos咚 + sin%)=唧皿则由最大爬坡度要求的

39、变速器I挡传动比为(31)式中，m汽车总质量(kg)：g重力加速度(in/s:):g一一道路最大阻力系数：77一驱动轮的滚动半径(m): 一发动机最大转矩(N.m)；feniaxio一一主减速比；/汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件：nuxo求得的变速器I挡传动比为：j V斯“一 4*(3-2)式中，G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷:(P-路面的附着系数，计算时取。=0.50.6。由己知条件：满载质量1800絃；n=307mm；Teg=200Nm：E3.64：=0.95。根据公式(3-2)可得：新=3.91。本设计取六挡传动比为1,中间挡的传动比理论上按公比为：

40、(3-3)仁”正的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，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=l.314故有:ig2=2.979lg3=2.267lg4=1.725ig5=1.313ig6=I3.1.2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 (nun)可根据对己有变速器的统计而得出的 经验公式初定：A=(34)式中，Ka中心距系数。对轿车，Ka=8.99.3；对货车,Ka=8.69.6；对 多挡变速器:Ka=9.511；TImax一-变速器处于一挡时的输出扭矩：7imax=Lg

41、荷 =743.85N m故可得出初始中心距4=81.55ninio3.1.3轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构 的布置初步确定。轿车四挡变速器売体的轴向尺寸3.03.锢。货车变速器壳体的轴向尺寸 与挡数有关：五挡(2. 73. 0)4六挡(3. 23. 5)J当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数Ka应取给岀系 数的上限。为检测方便，4取整。本次设计采用6+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3. 5x81. 55mm二285. 43mm,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

42、轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定 的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数叫二047也皿渺?(3-5)其中 =170X111,可得出 n=2.749,取 2.75。一挡直齿轮的模数mm = 0.33也皿 mm(3-6)通过计算兩=2.99,取3。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因， 同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取23.5。本设计取 2.5。(2) 齿形、压力角a、螺旋角p和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2.1选取。表3-1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角车站齿形压力角a螺旋角轿车高齿并修形的齿形14.5 . 1

43、5 . 16 16.525 -45一般货车GB1356-78规定的标准齿形2020 30重型车同上低挡、倒挡齿轮22.5 , 25小螺旋角压力角较小时，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，为加大重合度己降低噪声，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a取20 , 啮合套或同步器取30 ；斜齿轮螺旋角戶取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是轴向力相互抵 消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮 去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加

44、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：直齿 b=(4.58.0)m. nun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，以提高传动的平穏性和齿轮寿命。3. 2各挡传动比及其齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡 数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配 各挡齿数的方法

45、。3.2. 1确定各挡齿轮的齿数一挡传动比妇=丄包为了确定Z11和Z12的齿数，先求其齿数和乙：2A4 = 一H1（3-8）其中 A=8L55, m=3,故有ZE =54.367,取 54当轿车三轴式的变速器& =3.53.9时，则Z”可在1517范围内选择,此 处取Z12=17，则可得出Zu=37o上面根据初选的人及m计算出的乙可能不是整数，将其调整为整数后，从 式（3-8）看出中心距有了变化，这时应从心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。这里乙修正为54则根据式（3-8）反推出A=81nuno 确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7）求出常啮合齿轮的传

46、动比Z， . Z” =L x乙 乙。(3-9)由己经得出的数据可确定争=L8而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等4 叫(+ZJ2 cos fl(3-10)由此可得:Z* = 2AcosZ?而根据己求得的数据可计算出：乙+乙=52。与联立可得：乙=19、Zz=33则根据式（3-7）可计算出一挡实际传动比为： = 3.78。 确定其他挡位的齿数(3-11)二挡传动比冬.色乙Zm（3-12）而 /；n = 2.979,故有= 1.655 乙。9对于斜齿轮,Ze =24cos/7mn(3-13)故有：Z9 + Z10 = 52联立得：Z9=3K Z10=21o按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮

47、乙=29、乙=23；四挡齿轮Z5 = 25、Z6 = 27 , Z3 = 23、Z4 = 29 a确定倒挡齿轮的齿数一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为接近，在本设计中倒挡传动比七 取3.6。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮10略小，取Z =14。而通常情况下，倒挡轴齿轮Z技取2123,此处取Z技=23。(3-14)(3-15)=冬冬冬 215 Zu 乙可计算出乙3 = 29。故可得出中间轴与倒挡轴的中心距人=呜（乙，+乙5）二 58mm而倒挡轴与第二轴的中心:(3-16)2 cos/?=81. OOmmo3. 2. 2齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用

48、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，使用平穏性， 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 挡传动比的需要，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

49、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 于高挡齿轮，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。对于低挡齿轮，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

50、。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。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二挡和倒挡以外的其他 各挡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, 一挡主动齿轮12的齿数Z1：=17,因此一挡齿轮不需要变位。3. 3变速器齿轮的强度计算与材料的选择3.3.1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

51、。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，这是存在齿面细小裂缝中 的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿而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茶，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。3. 3. 2齿轮的强度计算与校核与其他机械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

52、精加工，齿轮表面釆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40如。（1）齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力J(3-17)式中，（Tu-弯曲应力（MPa）；一一一挡齿轮10的圆周力（N）, F/l0 = 2Te/d ；其中.为计算载荷 （Nmm）, d为节圆直径。Ka一一应力集中系数，可近似取1.65；K,- 一一摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1,从动齿轮取0.9；b齿宽（mm）,取 20t端面齿距（mm）:尸一一齿形系数当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为：(3-18)T

53、 =T .全.冬* 心 z, l=200x1000x2.18x1.78=659668Nm故由么=当 可以得出F心：再将所得出的数据代入式（3-17）可得心= 651.3。b,n = 533.0LWVr当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩7；皿时，一挡宜齿轮的弯曲 应力在4OO85OMP。之间。斜齿轮弯曲应力/ =疝319）式中Ke为重合度影响系数，取2. 0；其他参数均与式（3-17）注释相同，K。=1.50 , 选择齿形系数y时，按当量模数zn = z/P在图（3-17）中査得。二挡齿轮圆周力：尤 =匚=牛（3-20）根据斜齿轮参数计算公式可得出：乙。=Fi9=6798. 8NvlO齿

54、轮 10 的当量齿数zn = z/cos3/?=47,7.可査表（3T7）得：y10 =0.153 o 故 。=6798.E.5=212.2&吹tt, 20x7.85x0.153x2同理可得：，9 = 23L99MFj依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三挡:bg = 276.2MPa=266.4MPd四挡：c7.=2n.5MPas J0 = 197.4A/Pa五挡：a=2S.SMPa0 = 216.98。Gm = 445.03MF六挡：7 . = 494.1 IM Pa wl4crul5 = 469.93MP”当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合

55、齿轮和高挡齿轮, 许用应力在180550MP。范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。（2）齿轮接触应力cr. = 0.418 I + 1（3-21）V b / A；式中，a, 一一齿轮的接触应力（MPa）：F齿面上的法向力（N）,尸=已/（cosqcos）；F、圆周力在（N）, F=2Td ；a-一-节点处的压力角（）;P-一-齿轮螺旋角（ ）:E-一齿轮材料的弹性模量（MPa）,查资料可取E = 190xl0WF；b一一齿轮接触的实际宽度，20mm；R、Pb -主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）;直齿轮：=r7 sin a(3-22)Pb=rb sin a(3-23)斜齿轮：P;=(r sin z)/cos2 p(3-24)Ph=(% sinZ)cos /?(3-25)其中，U匕,分别为主从动齿轮节圆半径（响）。将作用在变速器第一轴上的载荷7；皿作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接 触应力？，见下表：齿轮Pf /MPa渗碳齿轮液