四档手动变速箱设计

两轴式四档手动变速器设计摘要轿车作为一种最常用汽车，已在现代的社会中占有举足轻重的地位而变速器是汽车传动系统结构中最重要的局部之一，汽车的前进、后退，增速、减速都要靠变速器传动来实现而且变速器在汽车的动力性和燃油经济性上也有很重要的影响本次设计的汽车变速箱主要是从强度方面来对齿轮的尺寸计算及校核，轴的尺寸计算和位置确实定，选择设计满足其承载能力的同步器另外，针对齿轮作用力的不同，在不同的轴上选择适宜的轴承利用软件AUTCAD完成变速器总成图、第一轴、第二轴、中间轴、各个挡齿轮及同步器的设计随着我国汽车行业的迅猛开展，人们对汽车的需求也越来越高通过对轿车车变速器的设计，我了解到变速器在汽车结构中具有着重要的作用，因此变速器结构的改良对汽车行业的开展与进步具有着深远的意义关键词汽车；变速器；齿轮AbstractsAs a automobile commonlyused bycommercial vehicles,in modernsociety occupiesa pivo-tai position.And the transmission gearboxis oneof mostimportant partsin the automobiletransmission systemstructure,automobiles advance,the backlash,the growthrate,thedeceleration mustdepend on thetransmission gearbox transmissionto realize.Moreover thetransmission gearbox alsohas thevery importantinfluence inautomobiles powerand thefuel oilefficiency.This designis mainlygears sizecomputation and the examination,the axissizes calculationand the positionsdetermination,the choicedesign satisfiesits bearingcapacity thesyn-chromesh.Moreover,in viewof the gear actionsdifference,chooses theappropriate bearingonthedifferentaxis.Completes thetransmissiongearboxunit chart,the firstaxis,the secondaxis,theintermediateshaft usingsoftware AUTCAD,tokeep offthegearandthesynchromesh designone byone.Along withour countryautomobile professionrapid development,the peopleare alsog-ettinghigher andhigher toautomobiles demand,Through to the trucktransmission gearboxsdesign,Iunderstood thetransmissiongearboxis having the vitalrole intheautomobilestruct-产生的力，用来提醒驾驶员注意本次设计的变速箱是手动四档两轴式变速箱，器传动方案如上图所示，考虑到缩小轴向的2Tb尺寸，故将器倒档置于

一、二档得结合套上，具体布置如下列图所示2-6图2-6两轴式手动四档变速器布置方案变速器零、部件结构方案分析

2.

22.

2.1齿轮型式变速器所用的齿轮有斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮两种与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮虽然制造时复杂、工作时有轴向力，但因其使用寿命长、工作平稳、噪音小而仍然得到广泛的使用变速器中的长啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使长啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大直齿圆柱齿轮用于低档和倒档本次设计中除

一、倒档，其余全为斜齿圆柱齿轮

2.

2.2换档结构型式变速器换档结构型式有直齿滑动齿轮、啮合套、同步器等三种汽车行驶时各档齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动齿轮方法换档，会在齿轮端面产生冲击，并伴有噪音这使齿轮端面磨损加剧并过早损坏同时使驾驶员精神紧张，而换档时的噪音又使汽车的舒适度减低只有驾驶员用熟练的技术，使齿轮换档时无冲击，才能克服上述缺点但是，该瞬间驾驶员注意力被分散，影响行使平安性因此尽管这种换档方法结构简单除一档、倒档外已很少使用由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮啮合状态，所以可用啮合套换档这时，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，但不能消除换挡冲击，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，使变速器旋转局部的惯性力矩增大因此，这种换档方法，目前只在某些要求不高的档位大货车变速器上使用使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术熟练程度无关，从而提高汽车的加速性、经济性、和行驶平安性同上述两种换档方法比拟，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命较短等缺点，但仍然得到广泛的应用

2.

2.3变速器轴承形式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、滑动轴承等至于何处应当采用什么轴承，是守结构限制并所受的载荷的点不同而不同汽车变速器有结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承受限制，常在布置上有困难如变速器的第二轴前端支承在第一轴长啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，如空间缺乏那么采用滚针轴承第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力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，常采用一端有密封的的球轴承来承受径向力作用在第一轴的长啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部的轴承传递给变速器壳体，此处常用委员有挡圈的球轴承由于变速器向轻量化开展的需要，要求减少变速器中心距，这样就影响到轴承外径尺寸为保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向里的无保持架的圆柱滚子轴承中间轴上的齿轮工作时产生的的轴向力，原那么上由前或后轴承承受都可以，但当在壳体前端布面布置轴承盖有困难，必须由后轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而后端采用外圆有挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承圆锥滚子轴承因具有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承的预紧能消除轴向间隙和轴向传窜动等优点，固在一些变速器上得到应用圆锥滚子轴承轴承也有装配后需要调整预紧，是装配变的麻烦且磨损后易歪斜，导致齿轮不能正常啮合而损坏因此，锥轴承不适合用在线膨胀系数较大的铝合金壳体上变速器第一轴、第二轴的后端轴承，以及中间轴承、后轴承，按直径系列一般选用种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滚针轴承、滑动轴套主要用在齿轮和周不是固定连接，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、有利于齿轮啮合的优点滑动轴套的径向配合间隙大、易磨损、间隙大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增大滑动轴套的优点是易制造、本钱低此次设计中采用圆柱滚子轴承

2.

2.4齿轮变位系数的选择原那么齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节何谓变位？即通过改变标准刀具对齿轮毛坯的径向位置或改变标准刀具齿槽宽后切制的齿形为非标准渐开线齿形的齿轮采用变位齿轮，除了防止根切和配凑中心距之外，它还影响齿轮强度，使用平稳性，耐磨性、抗校核能力及齿轮的啮合噪声齿轮的变位分为高度变位和角度变位两类高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零高度变位可增加小齿轮齿根局部的强度，使它到达和大齿轮强度相接近的程度高度变为的缺点就是不能痛风石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备了高度变位的优点，又防止饿其缺点总体变为系数上二勒+越小，一对齿轮的齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯曲强度越低但2是由于齿轮的刚度减少，易于吸收冲击振动，故噪声会小一点另外，值越小,齿轮的齿形重合度越大，这不但有利于较低噪声，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷的着力点距齿根越近，弯曲力矩越小，相当于齿根强度的提高，由于齿根减薄而产生的消弱强度的因素也有所抵消根据上述的理由，为降低噪声，对于变速器中除去一档、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用小一些的数值，以便获得低噪声传动一般情况下，最高档和一档齿轮副的可选用.随着档位的降低，值应该逐挡增大

一、二挡和倒档齿轮应选用较大的值，以便获得-

0.2~

0.2高强度齿轮副一档齿轮的可取以上

1.0在本次设计中考虑到根切问题，一挡和倒挡采用变位齿轮，其他齿轮不选用变位可按照下面的公式来确定17-Z

2.

2.5其他问题因为变速器在低档工作时有较大的力，所以典型的两轴式变速器的低档，布置在靠近后支撑处，然后按照从低档到高档顺序不止各档位齿轮这样做既能使轴有足够大的刚性，有能保证容易装配多数情况下，输出轴和输入轴及其上面的零部件是通过变速器壳体上方孔口设计在变速器壳体下方或者侧面输入轴上做在轴上的齿轮外径，应该比壳体前壁轴承孔的尺寸小，因为它要经过该孔装变速器整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系对于典型的两轴式变速器，通过控制轴的长度既控制档数，可以作到有足够的刚性通常壳体是整体的，有些地方设计有加强筋板壳体前或后壁轴承孔之间的连接局部应当留有足够的尺寸内装操纵机构的变速器盖，用螺栓固定到壳体上，装配后的变速器结构刚度，还与该螺栓的扭紧程度有关第三章变速器主要参数选择中心距的选定A对中间袖式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距对两轴式变A速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距它是一个根本参数，其大小A不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短因此，最小允许中心距应当由保证齿轮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反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，要求中心距取大些此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些还有，变速器中心距取的过小，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对于中间轴式变速器，初选中心距是可以根据以下经验公式计算A=K/v\/r^e7naxh ng式中，A为变速器中心距（mm）；K A为中心距系数，乘用车以=

8.9〜

9.3；T^max为发动机的最大转矩（）；为变速器的一档传动比；胴为发动机的传动效率，取N.m k96%桑塔纳手动变速器的一档传动比在左右，先取

20003.5ii=

3.5,T max=155e带入上式得出初选中心距的范围二A〜

74.8mm而此次设计中的变速器为乘用车一类，发动机前置前驱，也可以根据变速器中心距和发动机的A排量的关系来初选，乘用车中心距在70〜80mm故综上，此次设计初选中心距为74mm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挡机构的布置方案来初步确定影响壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为〔

3.0~

3.4A商用车变速器壳体的轴向尺寸可参照下类数据选用四档〔

2.2~

2.7A五档〔・27~

3.0A六档〕

3.2~

3.5A当变速器选用的挡数和同步器较多时，上述中心距系数应选取上限为了检测的方便,中心距A最好为整数齿轮参数

3.

23.

2.1模数的选取齿轮模数是一个重要参数，并且影响他的选取因数又有很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等选取模数应该遵守以下原那么在变速器中心距相同的情况下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可是齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮的应该选取一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮要有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应取得小些；对于货车减少质量比减少噪声重要，固齿轮应选用大些的模数；变速器低档应选用大些的模数，其他档位应选用另一种模数少数情况下汽车变速器各档的齿轮选用相同的模数表3-1汽车变速器齿轮的法向模数叫乘用车的发动机排量货车的最大总质量V/L m/ta车型

1.0V^

1.6VW

6.0m^ma a模数m/mm

2.n所选模数数值应符合国家标准的规定，见下表选用时应用第一系列,括号内的GB/T1357-1987模数尽量不用表3-2汽车变速器常用的齿轮模数第一系列第二系列

3.

253.75表3—1汽车变速器齿轮的法向模数加〃车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车mn此次所设计的变速器是桑塔纳手动四速变速器，发动机的排量是为中级汽

20001.8V,车，一般情况下，汽车的

一、倒挡会使用较大的模数，故根据以上三表格的内容，

一、倒挡选用模数为m=3mm压力角a齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合是的动载荷，是传动平稳，有力与降低噪声；压力角较大时可提高齿的抗弯强度和外表接触强度实验证明对于直齿轮，压力角在是强度最高，超过时强度增加的不多；对于斜齿轮，压力角在2828时强度最高25实际上因国家规定的标准压力角为，所以变速器的齿轮采用的压力角普遍是啮合套2020或同步器的结合压力角有、、等，但普遍使用的压力角20°2530°30所以此次设计中的齿轮锁采用的压力角为，同步器的压力角为

20303.螺旋角B斜齿轮在变速器中得到广泛应用选取斜齿轮的螺旋角，应该注意他对齿轮工作噪声、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，齿的强度也随着提高不过当螺旋角大于时，其抗30弯强度骤然下降，而接触强度继续上升因此从上下档齿轮的抗弯强度出发，并不希望有过大的螺旋角，以为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应中选用较大的螺旋角15~25斜齿轮螺旋角可以在以下提供的范围内选取中间轴式变速器22°~34两轴式变速器为20~25齿宽b通常根据齿轮模数〔的大小来确定齿宽m mJb直齿轮b=K m,Kc c斜齿轮b=K m,Kc nc采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿轮的工作宽度初选是可取2~4mm各档齿数的分配与计算此次所设计的桑塔纳手动四速变速箱的各档齿轮分配方案如上一章节中图所示在分20002-6配齿数的时候，应该注意的是各档齿轮的齿数应该尽可能的不是整数，以便齿轮均匀磨损一档齿轮齿数确实定桑塔纳手动四速两轴式变速器，发动机输出功率千瓦，转速最大扭矩2000p=74n=5200r/min,排量载荷平稳，可靠性一般Te=155N.M,L8V,确定一档齿轮齿数一档传动比1Z2为113T为了求和的齿数，先求其齿数和，公式如下:Z1Z2Zh直齿2A=Zh~rn斜齿；2Acos pZh=ni选取中间轴一档的齿数2轿车两轴式变速器一档传动比退时，一档的齿数在由于所设计为一般中级轿车，载

3.5~

3.8Z8=ll〜17,荷平稳、可靠性要求一般一档齿轮传动比模数取一档主齿轮齿数二i=

3.5,m=3nin,Z111由于齿数为将会发生根切，故需要对其进行变位，变位系数11,^=17-Zi/17=17-11/17=

0.36Z=ZiXiFllX2取整后重新计算Z=39,ii=Z/Z122计算中心距，A=Z1+Z2m=[39+11X3=75mmZ4；i=z[3-32根据初选的中心距模数为『初选螺旋角带入上式中，A=74,

2.7513=203-2二】.2Acos pZh I2X74x cos200=

2.75/cos200取整,Z=48oh先取二挡的传动比取那么产12=

1.3=48Z=

17.14,Z=17Z48-17=

31.33然后对中心距进行修正A由于齿轮齿数取整后会使中心距发生变化，固需耍重新计算中心距A=Zhm/2cospnA=为了方便检测，故中心距应当取整，取A=75mm由于中心距发生了变化那么需要对螺旋角进行修正，二B B=2016,12”由于齿数的取整，传动比发生了变化，修正后的传动比为i

23.

3.3三档齿轮齿数确实定Z6二左〔i23-4先取三档的传动比为取那么.螺旋角不变，为i=48Z=

21.8,Z=22Zs=48-22=26B3555二,一201612由于齿数的取整，传动比发生了变化，修正后的传动比为i

33.

3.4四档齿轮齿数确实定Z8为123-5该挡为最高档，选用超速挡，传动比在之间，初选四档的传动比为取

0.7〜

0.9i455Z7=48Z=,Z7=267那么.螺旋角不变，为，Zh48-26=226=201612由于齿数的取整，传动比发生了变化，修正后的传动比为二ik22/

263.

3.5确定倒档齿轮齿数一档、倒档齿轮常选用相同的模数，所以二倒档齿轮的齿数，一般在之间，m3mni Z”21〜23可选倒档齿轮齿数加二为防止齿轮与齿轮齿顶圆的接触，故将齿数取为可计算出输22,9,10Z9Zkll,入轴与倒档轴的中心距，AA=l/2mZ+Zii9=1/2X3X[11+22=mm初选倒档的传动比为倒二倒二】i

3.2,i ZoZZuZ9,计算得出取整后，重新计算倒档传动比，倒二整后Zio=

35.2,Zi=35i/ZiZ0计算倒档齿轮与输出轴的中心距，，二⑵二A o+Z”m/2[35+22X由于Zg验证中心距为了保证齿轮与齿轮不发生接触，那么其两者齿顶圆直径之和必须小于1092Aoda9=m Z+2+x=3Xmm〔〔daio=m Z+2-x=3X35+2-

0.36=〔2A-da9+daio=0mm,会发生运动干预，故采用短齿齿轮，齿顶高系数取再代入上两式，ha

0.8,da9=m Z+L6+x=3X〔daio=m Z+

1.6—x=3X〔+2A-da9dal0有足够的空间，不会发生运动干预

3.

3.6各挡齿轮参数表

一、倒挡的齿宽系数应取得稍微大些，因此去所以

一、倒档的齿宽二工皿二义8,b83=24mm0其余各挡的齿宽系数取取k=6,b=k m=6X0=

15.99,b=16mmc n各挡齿轮的参数如下表所示表3T各挡齿轮的参数从动齿轮主动齿轮中间齿轮挡数传动比i齿数齿数齿数齿宽模数螺旋角b mmm[mm3°一挡39112430二挡311716三挡262216四挡222616倒挡3511222430第四章变速器的设计与计算齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面1胶合齿轮折断发生在以下几种情况齿轮收到足够大的冲击载荷作用，造成齿轮弯曲折断;齿轮在重复载荷作用下，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极其少见，而后者出现的多些齿轮工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细小裂纹中的润滑油压升高，并导致裂纹扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致齿轮折断用移动齿轮的方法完成的换挡的低档和倒档出论，由于换挡时两个进入啮合的齿轮的存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用下的情况使齿面间的润滑油膜遭到破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称之为齿面胶合变速器齿轮的这种破坏出现的较少齿轮的强度计算直齿轮弯曲应力m wFK黑°w-bty4-1式中，、为弯曲应力；世为圆周力［尸；为计算载荷〔；为节圆直径；MPa N,F2Tg/d TgN.mni d mm为集中应力系数，可取近似值；为摩擦力影响系数，主、从动轮在啮合点上的摩擦力K K0=L65h方向不同，对弯曲应力的影响也不同主动齿轮；为齿宽；为端面齿距为K=

0.9b mmt mmt=n,mff m模数；为齿形系数，如图所示y4-1应为齿轮的节圆直径为二式中为齿数，所以将上述有关参数带入［后得到当计算载d mz,z4-1荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，

一、倒档得许用弯曲应力在承受双向交变载400^850MPa,荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限图4T齿形系数图假定载荷作用在齿顶=20，2TgK*「宣小4-2发动机的最大转矩为帕Te x,输入轴上的齿轮其二输出轴上的齿轮其二Tg Ti,Tg iTcmax计算一档主动齿轮齿数尸其正变位为齿宽系数带入式一挡的许用弯曲z15,

0.3653Kc=8,4-2,应力为400^850Mpao2x155000x165x

1.1义义°w=

3.

14.33x0153118=Mpa故满足许用弯曲应力要求计算一档从动齿轮齿数Z2=39,其负变位为

0.3628齿宽系数K C=8,带入式4-2〕，一挡的许用弯曲应力为400〜850Mpa义2x155000x

3.545x

1650.9义满足许用弯曲应力要求0w=-

3.14x33x

0.12839x8--=Mpa计算倒主动齿轮齿数其正变位为齿宽系数二倒挡的许用弯曲应力为Z9Z9=ll,

0.3653Kc,8,400~850Mpa2x155000x165x110w=

3.14x33x0153x11x8=Mpa满足许用弯曲应力要求计算倒从动档齿轮齿数其负变位为齿宽系数的许用弯曲应力为Z Zio=

350.3623Kc=8,10400850Mpao义二2x155000x

3.182x165x

0.9°w=

3.14x

330.123x35x8满足许用弯曲应力要求［斜齿轮弯曲应力2w及F=研w4-3式中，式中，为弯曲应力［；为圆周力尸；为计算载荷［；为节圆直径ow MPaR N,F2Tjd1N.mm d［叱为法向模数［；为集中应力系数，可取近似值；为齿宽［；mm d=mnz/cos B,mm KKo=l.50b mm为法向齿距；为齿形系数，可按当量齿数二在上图中查得；为重合度影响t mmt=n my ZnZ/cos K.n系数，K=

2.0oE将上述有关参数带入后得到4-32T cos3Kg aOw=Zni3yK K14-4c E当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合和高档齿轮，许用应力在的范围180〜350MPa在计算常啮合齿轮时由于没有采用变位，所以主、从动齿轮的弯曲应力大小只差在上，而随y y着当量齿数的增大而减小，所以计算时只要计算该对齿轮中弯曲应力大的，即齿数小的那个齿轮即可计算二挡常啮合齿轮齿轮的弯曲应力Z=17,Kc=6,3=

20.27°,Zn=

20.6,283带入式4-4义曲帆2x155000x cos

20.27°x

1.5O W=

3.14x17x

2.753/COS

320.27^x2x

60.12a满足许用弯曲应力要求计算三档常啮合齿轮的弯曲应力K=6,Z=22,3=°,Zn=75C带入式4-42x155000x cos

20.27°x15义0W=

3.14x22x

2.753/COS

320.27^x26x

0.137满足许用弯曲应力要求计算四档常啮合齿轮的弯曲应力二，二Z=22,6,8Zn78带入式4-4义满足许用弯曲应力要求2x155000x

0.846x cos

20.27°x150*=

3.14x22x

2.753/COS

320.27^x26x

0.137齿轮接触应力

2.j/I+J4-5式中，为齿轮的接触应力；为齿面法向力［；为节点处压力角；为齿轮材料的Oj MPaF NQ E弹性模量；为齿轮接触的实际宽度；、为主、从动轮节点处的曲率半径［直齿轮MPa bPz Pbmm,P z

二、,斜齿轮P［

2、2；人为主、从动轮节圆r sinQ P=KbSin az=r sina/cos BP b=r sina/cos0z bz b半径［mm将作用在变速器第一轴上的载荷兀喇作为计算载荷时，变速器的许用接触应力见下表所示/2表4-1变速器齿轮的接触应力o j/MPa齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900〜2000950^1000常啮合齿轮和高档1300〜1400650~700F=Fi/cos a.cos BFi=2T/dg输出轴上的齿轮其＞工皿/12正常啮合齿轮的节圆直径等于分度圆直径所以二齿轮所选用的材料为外表渗碳处理，d dmz,20GrMnTi,弹性模量E=210000Mpa将各参数带入式［后计算得出4-5一挡齿轮的接触应力为MPa倒挡齿轮的接触应力为二挡齿轮的接触应力为三挡齿轮的接触应力为四挡齿轮的接触应力为参照上表，计算所得出的数据满足齿轮的许用接触应力ure,so thetransmission gearboxstructureimprovement ishavingtheprofound significancetotheautomobile professiondevelopmentandtheprogress.Keyword Automobile;Transmission gearbox;Gear;目录摘要ABSTRACT第1章绪论--------------------------------------------------------------------

11.1变速器的概述------------------------------------------------------------

11.2变速器的种类---------------------------------------------------------------1机械式变速器的特点-------------------------------------------------------------4第二章变速器传动机构布置方案---------------------------------------------------

52.1传动机构的布置方案分析--------------------------------------------------

52.2变速器零、部件结构方案分析------------------------------------------------

92.

2.1齿轮型式--------------------------------------------------------------

92.

2.2换档结构型式---------------------------------------------------------

92.

2.3变速器轴承形式--------------------------------------------------

102.

2.

42.4齿轮变位系数的选择原那么------------------------------------

112.

2.5其他问题----------------------------------------------------------11第三章变速器主要参数选择------------------------------------------------------12---------------------------------------------------------------------------12-----------------------------------------------------------------------------12-------------------------------------------------------------------------12a--------------------------------------------------------------------------13B--------------------------------------------------------------------------14-------------------------------------------------------------------------14---------------------------------------------------------------------------14------------------------------------------------------------------------------

143.

3.2二档齿轮齿数确实定---------------------------------------------------

153.

3.3三档齿轮齿数确实定---------------------------------------------------

153.

3.

43.4四档齿轮齿数确实定-----------------------------------------------

153.

3.5倒档齿轮齿数确实定------------------------------------------------16综合齿轮的弯曲应力和接触应力，此次设计的齿轮均根本满足强度要求变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度和心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性和抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力在选用刚刚及热处理时，可对加工性及本钱予以考虑国内汽车常用的变速器齿轮材料有20GrMnTi20GrMn TiB15MnCr520MnCr525MnCr

5.2渗碳齿轮的外表硬度为心部硬度为28MnCr5o58~63HRC,33~48HRC本次设计中齿轮的材料选用一般设计中轴与齿轮的材料选取应相同，所以此次设计中20GrMnTi,轴的材料也选用20GrMnTio轴的强度计算

4.3变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴承受转矩和弯矩要求变速器的轴应有足够的刚度和强度因为刚度缺乏轴会发生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响因此，在设计变速器轴时，器刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件设计阶段可根据经验和条件来初选轴的直径，然后根据公式进行相关的刚度和强度方面的验算

4.

3.1初选轴的直径此次设计的变速器为两轴式四档变速器，重强度的方面考虑，一挡齿轮处的输入轴，输出轴局部器受力最大，所以此次的轴的直径应该是最粗的地方，直径初选30mm输入轴花键局部直径可按下式初选d mm二d Kjlemax式中，K为经验系数，K=

4.0〜

4.6；Tm为发动机的最大转矩N.m，计算后得出d=mnT

24.70mm,先取d=23mni

4.

3.2轴的强度验算轴的刚度验算1对齿轮工作的影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和周在水平面内产生的转角前者是齿轮的中心距发生变化，破坏了齿轮的正常啮合；后者是齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀在计算时可以按照下式计算Fa2b2{3EIL尤二F2a2b23EIL八-Fab b-ay°~3ETL^T tanaemaxdcosP-FL2TemaxF2=-~3~~Fa二d式中，为轴在垂直面上内的挠度，丸为轴在水平面的挠度，为转角；为齿轮齿宽中间平面的径fc3向力［；为齿轮齿宽中间平面的圆周力［为轴向力；为传动比，为齿轮节圆直径；为N F2N Fai da节点处压力角；为螺旋角；；为惯性矩［对于实心轴,二兀；为轴的直径B XIOMPaI nz164d mmL1nl花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离；为支座间的距离a bA Bmm Lmm轴的全挠度J+f=2mmo轴在垂直面和水平面挠度的允许值为［fJ=O.05〜

0.lOmni,［£］二

0.10〜

0.15mm齿轮所在平面的转角不能超过

0.002rado轴的强度计算2作用在齿轮是上的径向力和轴向力，是轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力是轴在水平面内弯曲变形其盈利为M_二32M亚二彘式中，JM+M2为轴的直径花键取内径；为抗弯截面系数在低档工作M=T2N.mm;dmm,W m/时，［］W400MPa

4.

3.3校核各挡齿轮处轴的强度和刚度在本次设计中，由于是两轴式变速箱，正常工作时只有一对齿轮啮合，所以对其总弯矩的计算可用以下公式对于直齿轮总二合M Fab/L其中合=瑶+班F J一M=JM1+对于斜齿轮，由于多了一项轴向力，且轴向力产生的弯矩为Ma=l/2Fad［M=JM+.+M此次设计中，各档齿轮在轴上的分布情况如下列图所示图4-2各挡齿轮在轴上的分布状况及其分度圆半径各挡齿轮出轴的直径如下所示一挡齿轮处轴的直径mm倒档齿轮处轴的直径二档齿轮处轴的直径平均花键内径

26.5mm,

25.5三档齿轮处轴的直径平均花键内径

26.5mm,

25.5四档齿轮处轴的直径

23.5mm校核一挡齿轮处轴的强度和刚度，1一挡为一对直齿圆柱齿轮的啮合，,压力角二,螺旋角二传动比X2=33mm,T ax=155N.m2080i=

3.545,a=191mm,cm二4b24mm,L=215mm,E=210000MPa,1=n d

764、……一2TemaxtQna计算径向力『dcosp-=2X155000Xtg20°/33XcosO°=N加小27计算圆周力片「一=2X155000/33=N计算轴向力本次设计中由于一挡齿轮是直齿，故没有轴向力Fa2b2L计算水平面挠度f,F1r22〔X191X24/3X210000X X215[fc]、.F2a2b2计算垂直面挠度fs-4ETL2X191X2473X210000X X215^[f]s轴的全挠度£=西口？二22^

0.019+

0.052[f]Fab b-at计算转角-3E1LX191X24X191-24/3X210000X X2155]校核刚度二J

3419.1M+

9393.942F+2122F总二合M Fab/LX191X24/21522=^/

213141.5+155000M32M一彘03=32X X二129MPa[o]综上计算内容，挂一挡时，轴满足强度和刚度的要求〕校核倒挡齿轮处轴的强度和刚度，2一二压力角二,螺旋角传动比X2=33mm,T155N.m,20B=0i=

3.182,a=161mm,b=54mm,4L=215mm,E=210000MPa,1=n d

764、、_」,2Temox^ana计算径向力Fr dcos^=2X155000Xtg20°/33XcosO°2rM计算圆周力F尸.=2X155000/33计算轴向力本次设计中由于倒挡齿轮是直齿，故没有轴向力计算水平面挠度£当靠22〔X161X54/3X210000X*21548mm[f]cFa2b22计算垂直面挠度fs-4ETL22X161X54/3X210000XX215=

0.132[f]s轴的全挠度后f=F二22^

0.048+

0.132=

0.14[f]F,ab b-a计算转角§二一环一X161X54X161-54/3X210000X X21584rad

[8]校核刚度/

3419.112+

9393.942=A总二合M Fab/LX161X54/215F+2122FM=jMg+官二,

404243.52+1550002M_32M二彘W3=32X X二217MPa[o]综上计算内容，挂倒挡时，轴满足强度和刚度的要求〕校核二挡齿轮处轴的强度和刚度，3,压力角,螺旋角二°传动比，d=X2=mni,T ax=155N.m a=20°B i=mm,b=mm,L=215mm,emE=210000MPa,1=n d,/64=

24195.39mn2Temaxtana计算径向力F LdcosB〔=2X155000Xtg20°/Xcos=2572N2T i计算圆周力序¥二2X155000/=6631N2Temaxta珅、，一,计算轴向力用二---d----=2X155000Xtg20°二2413N计算水平面挠度£当靠二22572X X73X210000X

24195.39X215[fe]Fa2b22计算垂直面挠度2=6631X X73X210000X

24195.53X215=

0.134[fs]轴的全挠度二展强f=J

0.0522+

0.1342=

0.143[f]Fab b-a计算转角3二3EILy=2572X X X/[3X210000X

24195.53X215=

0.00033rad

[5]校核刚度:二.25722+66312=7097N总二合M Fab/L=7097X X/215=369527M=l/2F daaX2413XM=7MI+Tn+二222^/369527+155000+564033=32X404668X

25.5二248MPa[o]综上计算内容，挂二档时，轴满足强度和刚度的要求校核三挡齿轮处轴的强度和刚度，4,压力角,螺旋角d=22X

2.75=

60.5mm,T x=155N.m a=20°B°,a=

86.5mm,b=

128.5mm,ema兀，L=215mm,E=210000MPa,1=d7642Temaxtana计算径向力F尸dcosB=2X155000Xtg20°X°二1988N2T i计算圆周力Fk¥二2X=5123N计算轴向力Fa二—3—=2X155000Xtg20°二1864NFa2b2r计算水平面挠度fc^TL-[fc]Fa2b22计算垂直面挠度7r22=5123X X/3X210000X X215[f]s轴的全挠度二展强f22=^

0.04+

0.103[f]F,ab b-a\计算转角§-3ETL=1988X X X

128.5-

86.5/3X210000X X21527rad

[5]校核刚度二J19882+51232=5495N总二合M Fab/L二5495X

128.5X

86.5/215二284085Ma=l/2F daX1864X=56M=JM[+.+M二222^/284085+155000+56386=328494M_32M二彘W二332X328494X

25.5]=207MPa[综上计算内容，挂三档时，轴满足强度和刚度的要求校核四挡齿轮处轴的强度和刚度，5二,压力角,螺旋角d=26X

2.75=

71.5mm,155N.m a=20°B°,a=

24.5mm,=兀b=

190.5mm,L=215mm,E=210000MPa,I d/64=14936nm/计算径向力FkdcosPF12+F22=2X155000Xtg20°/X°J=1682N…2T iemax计算圆周力FL—g—二2X155000/叩Fa2%3s计算轴向力:二一a—=4335N=2X155000Xtg20°/二1578N计算水平面挠度£号篝二221682X

190.5X

24.5/13X210000X14936X21518[f]c、.F2a2b2计算垂直面挠度2=4335X X73X210000X14936X215=

0.046[f]s轴的全挠度二产用f二22^

0.018+

0.046=[f]F,ab b-a计算转角§-3ETL二1682X

190.5X

24.5X

190.5-

24.5/3X210000X14936X21564rad

[5]校核刚度/16822+43352=A=4649N总二合M Fab/L=4649XX

24.5/215=100921M=l/2FadaX1578X=

56413.5F+2122F=J1009212+1550002+564132=193371M_32M二彘OR3）=32X193371X

23.5［］=MPa综上计算内容，挂四档时，轴满足强度和刚度的要求所以该轴的强度和刚度在工作时都能满足要求第五章同步器的设计同步器有常压式、惯性式、和惯性增力式三种常压式同步器虽然结构简单，但不能保证啮合条件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现在己经不用得到广泛应用的是惯性式同步器惯性式同步器惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡原件之间的角速度到达完全相等之前不允许换挡，因而能很好的完成同步器的功能和实现对同步器的根本要求按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种虽然他们的结构不同，但他们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件本次设计的变速器所使用的是锁环式同步器锁环式同步器锁环式同步器的结构图锁环式同步器的结构5-1如图所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环或和齿轮或5-14719凸肩局部的锥形斜面上作为锁止元件是做在锁环或上的齿和做在啮合套上齿的端部，4711且端部均为斜面称为锁止面弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈，弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状得滑块压向啮合套在不换挡的中间位置，滑块凸起局部嵌入啮合套中部的内环槽中，是同步器用来换挡的零件保持在中立位置上滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比宽一个结合齿锁环式同步器的工作原理换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，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加速度差致使在锥面上作用有摩擦力矩，他使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予A3,以定位接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图）使啮合套的移动受阻，同步C,器处在所锁止状态，换挡的第一阶段工作至此完成换挡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拔环力矩齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换挡过程的第二阶段工作之后，摩擦力矩随之消失，而拔环力矩是二使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的结合齿在换挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图〕，完成同步换挡d图5-2锁环式同步器的工作原理锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大,而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中同步器重要参数确实定f汽车在行驶过程中换挡，特别是在高档区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命,应中选用耐磨性能良好的材料为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数打而且性能稳定的材料制作同步环另一方面，同步器在油中工作，是摩擦因数减小，这就为设计工作带来了困难摩擦因数除与选取的材料有关以外，还与工作外表的粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关作为同步器锥面接触的齿轮上的锥面局部与之论做成一体，用低碳合金钢制成对锥面的外表粗糙度要求较高，用来保证使用过程中摩擦因数变化小假设锥面的外表粗糙度值大，那么在使用初期容易损害同步环锥面同步环常选用能保证具有足够高强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如镒黄铜、铝黄铜和锡黄铜等早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短而淘汰由于黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数尸（）同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计的窄些，那么刮去存在于摩擦锥面之1间的油膜效果好但顶部宽度过窄会影响接触面压强，是磨损加快实验还证明:螺纹的齿顶宽对f的影响很大，随齿顶的磨损而降低，换挡费力，固齿顶宽不易过大螺纹槽设计的大些，可使被刮f下来的油存在于螺纹之间的空隙中但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度下列图给出的a尺寸适用于轻、中型汽车，图适用于总质量大些的货车通常轴向泄油槽为个槽宽b6~123〜4mm图5-3同步环螺纹槽形式）锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大但过小那么摩擦锥面将产生自锁[2aaa现象，防止自锁的条件是一般取时，摩擦力矩较大，但在锥面的外表粗tana Nfa=6~8a=6糙度控制不严时，那么有粘着和咬住的倾向；在=7°的时候就很少出现咬住现象故本次设计中，a取半锥角a=7°o）摩擦面平均半径设计的越大，那么摩擦力矩越大往往受结构限制，包括变速器中[3R RR心距级相关零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后还会影响同步环径向厚度尺寸要取小的约束，R故不能取大原那么上是在条件允许的情况下，尽可能的大些此次R

3.

3.6各档齿轮参数表------------------------------------------------------16第四章变速器的设计与计算------------------------------------------------------17-----------------------------------------------------------------------------17-----------------------------------------------------------------------------

174.3轴的强度计算-------------------------------------------------------------

204.

3.1初选轴的直径----------------------------------------------------------

214.

3.2轴的强度验算-----------------------------------------------------

214.

3.3校核各挡齿轮处轴的强度和刚度---------------------------------------22第五章同步器的设计------------------------------------------------------------3030---------------------------------------------------------------------------o3------------------------------------------------------------------------------31第六章变速器的操纵机构--------------------------------------------------------34参考文献----------------------------------------------------------------------35致谢--------------------------------------------------------------------------36设计中取左右R25mni锥面工作长度缩短锥面工作长度可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工[4b b,作面积，增加了单位压力并使磨损加速设计时可按以下公式确定bMm二五b2pfR2式中为摩擦面的许用压力，对于黄铜与钢的摩擦副，；为摩擦力矩；为摩擦因数；P p-

1.0^

1.5MPa Mmf为摩擦锥面的平均半径经初步计算与本钱的考虑，初定R b=5nim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结构布置上的限制，包5括变速器中心距级相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不易取得很厚，但必须保证同R步环有足够的强度乘用车的同步环比货车的小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这样能提高材料的屈服强度和疲劳寿命锻造是选用镒黄铜的材料有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与铝配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁的外表喷镀一层钥〔使其摩擦因数在刚与铜合金的摩擦副范围

0.3~

0.5mm,内，而耐磨性和强度明显的提高也有的同步环是在铜环根本的锥孔外表喷上厚的铝

0.07^

0.12mm制成喷铜环的寿命是铜环的倍以钢质为根本的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环2〜3的强度本次设计中同步环的厚度初定lOmmo锁止角选取的正确，可以保证只有在换挡的两个局部之间的角速度差到达零值时才能换挡B影响锁止角选取的因数，主要有摩擦因数摩擦锥面平均半径、锁止平面平均半径和锥面半锥角83R已有结构的锁止角在范围内变化本次设计中取锁止角26〜423=30°o同步器工作时，要连接的两个局部到达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、输出轴的角速度差级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，那么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同为此，同步时间与车型有关,计算时可在下述范围内选取对于乘用车变速器，高档取

0.15〜

0.30s,低档取0・50~

0.80s；对于货车变速器,高档取

0.30~

0.80s,低档取L00~L50s第六章变速器的操纵机构根据汽车的使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡变速器操纵机构应当满足如下主要要求换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，轻便换挡用于机械式变速器的操纵机构，常见的是有变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡、或退到空挡工作，称为手动换挡变速器手动换挡变速器又分为直接操纵手动换挡变速器和远距离操纵手动换挡变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动变速器，称为直接操纵变速器这种操纵方案结构简单，已得到广泛应用变速器距离驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置假设干传动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能这种变速器称为远距离操纵手动变速器这时要求整套系统又足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否那么换挡时手感不明显，并增加了变速杆颤抖的可能性此时，变速杆支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方,最好将换挡传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以防止对操纵有不利的影响在平头式汽车上或发动机后置后轮驱动的汽车的变速器，受总体布置限制，多采用远距离操纵机构本次设计中，结合总体的要求和对操纵机构的布置分析我采用的是直接操纵手动换挡变速器参考文献.百度文库

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[14]20043张那么曹主编.汽车构造图册.北京人民交通出版社，年月林清福主编.国外汽车构造

[15]19982

[16]最新构造图册.北京机械工业出版社，致谢经过两个月的设计工作，我终于按时的、较圆满地完成了此次设计任务从中遇到了以前许多没注意的问题、和一些常见的问题，并且进过老师的细心指导和同学间的讨论都已解决所以在此我感谢老师在此次设计过程中不辞辛苦的为我解答实际中遇到的问题，和同学对我的帮助本次设计培养了我对设计工程的设计能力，学习和掌握课件的根本制作方法和步骤，并给我们以后的工作打下坚实的根底，通过本次设计把在课本中学习到的理论知识在此次设计中加以综合运用，不仅稳固了所学的理论知识，更对其有了进一步的理解和认识由于我对所学知识不够彻底，而且时间较短，又缺乏经验，设计书中难免会存在疏漏和欠缺之处，恳请老师批评指正，以便在以后的工作和学习中不犯类似的错误最后，再次真诚的感谢辅导老师，老师对我的指导和帮助，和同学们对我的关心和帮助第一章绪论变速器作为传递力和改变汽车车速的主要装置，现在对其操纵的方便性和档位数方面的要求愈来愈高目前，

四、五档特别是五档的变速器的用量有日渐增加的趋势同时，六挡变速器的装车率也在上升变速器是用于改变发动机的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种路障的不同条件下对驱动车轮牵引力级车速不同要求的汽车总成设置变速器的目的是在各种行驶状况下，是汽车获得不同的牵引力和速度，同时是发动机在最有利的工作范围内工作因此它的性能直接影响到汽车的动力性和经济性我们知道，汽车发动机在一定的转速下能够到达最好的状态，此时发出的功率你较大,燃油经济性也比拟好因此，我们希望发动机总能在其最正确状态下工作但是，汽车在实际使用中还是需要有不同的速度，这样就产生了矛盾这个矛盾需要通过变速器来解决变速器的作用用一句话来概括就是变速变扭，即减速增扭或增速减扭为什么减速可以增扭，而增速又要减扭呢？在相同情况下，发动机输出的功率是不变的，功率可以表示为N=G）T,其中3是传动角速度，是扭矩当固定的时候，3和是成反比的所以减速必增扭，反之亦然汽车变T NT速器的就是根据变速器变速变扭的原理，分成各个档位对应不同的传动比，以适应不同的运行状况那么变速器的具体作用是什么？）改变传动比，扩大驱动轮的转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的形式条件、如起步、1加速、上坡等，同时是发动机机在最有利的情况下工作；）在发动机的旋转方向不变的前提下，是汽车能倒退行驶；2）利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够启动、怠速，并是变速器便于换挡或进行动力输3出必要时变速器还有动力输出功能对于变速器提出如下根本要求）保证汽车有必要的动力性和经济性1）设置空挡，用来切断发动机向驱动轮的动力传输2）设置倒档，使汽车能倒退行驶3）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出4）换挡迅速、省力、方便5）工作可靠汽车在行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱档以及换挡冲击等现象发生6）变速器应当有高的工作效率7）变速器的工作噪声低8此外，变速器还要满足轮廓尺寸和质量小、制造本钱低、拆装容易和维修方便等要求变速器的种类

1.2变速器有传动机构和操纵机构组成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（）、自动变速器［）、手/自一体变速器（）、无级变速器［）MT ATAMT CVT

一、手动变速器（）MT手动变速器〔）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变Manual Transmission速比是个定值（也就是所谓的“级〃）比方，一档变速比是二档是再到五档的这o

3.85,

2.55,

0.75,些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有个值（即有级）,所以说它是有级变速器55曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速开展的步伐，手动变速器会在不久“下课〃，从事物开展的角度来说，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，对于老司机和大局部男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器从我国的具体情况来看，手动变速器儿乎贯穿了整个中国的汽车开展历史，资历郊深的司机都是“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根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，经济型轿车最为适宜，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，它们的各款车型根本上都是档手动变速5

二、自动变速器〔〕AT自动变速器（）利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车AutomaticTransmission,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别离或合闭，从而到达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，这是个表达地非常完美而且，以北京市来说，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，那么会反复地挂档摘档，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拟适合，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

三、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车型上首先推出，称为911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Tiptronic,车在其档位上设有“+〃、”—〃选择档位在档时，可自由变换降档-或加档+,如同手动档D一样自动一手动变速系统向人们提供两种驾驶方式一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，表达了“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，比方广州本田飞度两厢、南京菲CVT亚特派力奥、南京菲亚特西耶那这些“二合一〃的车型价格均

20041.3HL SpeedgearSpeedgear EL在万元左右，这个价格层面还比拟低的所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势而10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拟广阔的市场的

四、无级变速器当今汽车产业的开展，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开展也并不仅限于此，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•多尼斯创造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CVanDoorne s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〃、油门反响慢、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2〜7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适宜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拟高的部件，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无级变速器，既方便又省油，且售价CVT也仅在万元而且奇瑞汽车销售公司表示无级变速器型年底上市看来无级变速器

9.68〜

11.68QQ在中档车中的运用将越为广泛本次设计的变速器为手动变速器

1.机械式变速器的特点3机械式变速器结构简单，维修维护方便，造价低廉，窗洞效率高，工作可靠性强机械式变速器分为两轴式和中间轴式两轴式多用于发动机前置的前驱的乘用车上，中间轴式为发动机前置后驱和后置后驱的中型货车上中间轴式机械效率低，噪声大为两轴式轴和轴承数少，所以结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等有点本次设计中的所选择的汽车及其主要参数如下所示表1-1变速器设计的主要参数工程参数桑塔纳2000时代骄子GSi

1.8SVW7182HFi速手动44680X1700X1423车型名称三厢轿车根本参数变速箱1140常宽高车体结构百公里加速XXmm纵置，前置S转/分74Kw@5200总质量Kg发动机布置转/分@3800发动机最大功率排量前轮驱动发动机最大扭矩驱动方式第二章变速器传动机构布置方案机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造本钱低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛的应用分析〔〕两轴式变速器固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器得到广泛应用其中，两轴1式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上与中间轴式变速器比拟，两轴式变速器因轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时燥声也低因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作燥声增大,容易损坏，还有，受结构限制，两轴式变速器与一挡速比不可能设计的很大对于前进挡,两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反;而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同图2-1两轴式变速器的传动方案图示出用在发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案，其特点是变速器输出轴与2T主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或双曲面齿轮，发动机横置时那么采用圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他挡位均用常啮合齿轮传动；图2—If中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并且用同步器换档；同步器多数用在输出轴上，这是因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器装在输入轴上有困难，而高挡的同步器可以装在输入轴后端，如图所示；2—Id,e图所示方案有辅助支撑，用来提高轴的刚度,减少齿轮磨损和降低工作噪声图所示方2—Id2—If案为五挡全同步器式变速器，以此为根底,只要将五挡齿轮用尺寸相当的隔套替代，即可改变为四挡变速器，从而形成一个系列产品）中间轴式变速器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[2客车上变速器第一轴的前端经轴承支撑在发动机飞轮上,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图分别示出了几种中间轴式变速器的传动方案各种传动方案的共同特点是:变速器的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支撑在第一轴的后端的孔内，并且保持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此此时变速器的传动效率高,可到达以上,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它挡位,因而提高了变90%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;档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮〔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挡以外的其它挡位的换档机构，均采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在除直接挡以外的其它挡位工作时，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情况下，中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数,轴的支撑方式,换挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上有差异.图2-2中间轴式四档变速器如图中的中间轴式四档变速器传动方案例如的区别为图、所示方案有四对常啮合齿轮，2-22-2a b倒档用直齿滑动齿轮换档第二轴为三点支承，前端支承在第一轴的末端孔内，轴的中部和后端分别支承在变速器壳体和附加壳体上图所示的传动方案又能到达提高中间轴和第二轴刚度的目2-2a的；图所示传动方案的二，三，四档用常啮合齿轮传动，而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档，2-3c第二轴为支承点如图中间轴式五档变速器传动方案中，图所示方案中，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡2-32-3a外，其余各挡为常啮合齿轮传动图、、所示的方案的各前进挡均采用常啮合齿轮传-动图2-3b cd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，这样布2-3d置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低噪声外还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器图所示方案中的一挡，倒挡和图所示方案中的倒挡用直齿2-4a2-4b滑动齿轮换挡,其余各挡均为常啮合齿轮图2-3中间轴四档变速器传动方案图2-4中间轴式六挡变速器传动方案以上各方案中，凡采用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承用车采用中间轴式变速器,为缩短传动轴长度,将第二轴加长置于附加壳体内，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局部的外形尺寸及提高中间轴和输出轴的刚度变速器用图所示的多支撑结构方案,能提高轴的刚度这时如用在轴的平面上可分开的壳体,2-3c就能很好的解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题图所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，2-3c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倒挡布置方案与前进挡相比，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换挡为了实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中参加一个中间传动齿轮的方案图2-5倒档布置方案图为常见的倒挡布置方案图所示方案的优点是倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，2-32-3b因而缩短了中间周的长度；但倒挡时要求有两队齿轮同时进入啮合，使倒挡困难,图所示方案2—3c能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理图所示方案针对前者的缺点作了修改，2—3d因而取代了图所示方案图所示方案是将中间轴上的一倒挡齿轮做成一体，将齿宽加2—3c2—3e长图所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便为了充分利用空间，缩2—3f短变速器的轴向长度，有的货车倒挡传动采用图所示方案；其缺点是一，倒挡各用一根变速2—3g器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也大，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,无论使两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支撑处,以便改善上述不良状况，然后按照从低挡到高挡的三顺序布置各挡齿轮，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靠近轴的支撑处倒挡设置在变速器的左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了为防止以外挂如倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需要克服弹簧所。