车辆工程毕业设计80轿车两轴机械式变速器结构设计

第1章绪 论

1.1 概述

随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。

1.1.1 汽车变速器的设计要求

变速器是汽车的核心组成部分，用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等。

变速器的基本设计要求：保证汽车有必要的动力性和经济性；设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；设置倒档，使汽车能倒退行驶；换档迅速、省力、方便；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出现；工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长；除此之外，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。

变速器传动机构有两种分类方法。

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根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。

根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。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。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。

1.1.2 国内外汽车变速器的发展现状

变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。目前国内外的变速器主要向着自动变速器方向发展，自动变速器在实际中所占的比例越来越大，目前有一半以上的轿车和部分重型载货汽车上使用的是自动变速器。变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。

根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。

根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。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。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。目前自动变速器得到广泛的应用。

变速器技术的发展动向如下：

（1）节能与环境保护。变速器的节能与环境保护既包括传动系本身的节能与环境保护，也包括发动机的节能与保护。因此研究高效率的传动副来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行。

（2）应用新型材料。材料科学与技术是21世纪重点发展的科学技术领

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域。各种新型材料在变速器中的应用已经推动了汽车技术的发展和性能的提高。陶瓷材料、高分子聚合物、纳米材料、梯度材料、表面渡膜技术等独特的性能特点，将对变速器的性能产生重要的影响。

（3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向。

（4）智能化、集成化。变速器智能化、集成化是信息、电子集成技术和控制技术与变速器技术的结合。其特点是根据发动机的特性和汽车的行驶工况，通过计算机智能控制，实现对变速器传动比的实时控制，使发动机工作在最佳状态。将变速器智能化，并且普及到大众化的汽车上。这样的汽车可以依据驾车者的性情、路面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种因素，挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，确保安全。变速器的发展使汽车好像有了人的智慧，甚至比人更善于思索，它根据外界路面的变化，经过计算，代替人作出准确聪明的决断。

随着科技的发展和汽车工业的不断向前进步，汽车自动变速器会越来越多的得到使用。

1.2 设计的内容及方法

本次设计的变速器是在原有捷达GTX变速器的基础上，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。

1、对变速器传动机构的分析与选择。 通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。

2、变速器主要参数的选择

变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。 3、变速器齿轮强度的校核

变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。

4、轴的基本尺寸的确定及强度计算。

对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。 5、轴承的选择与寿命计算。

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对变速器轴的支撑部分选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为30万千米。

本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；同时对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析设计；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。

1.3 设计的目的及意义

此次变速器设计将基本满足车型的使用要求，通过自己的分析、方案选择、设计计算和整理，能达到预期的效果。在此次毕业设计中，通过运用计算机绘图提高计算机绘图水平，了解变速器设计的基本过程和在设计过程中应该注意的问题，学会设计的过程和方法，提高计算能力和逻辑思维。

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第2章变速器传动机构与操纵机构

的选择与设计

2.1 变速器传动机构布置方案

机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。 2.1.1 变速器传动方案分析与选择

机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。

其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。

而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汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。

对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。

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综上所述，由于此次设计的捷达变速器是中档轿车变速器，布置形式采用发动机前置前轮驱动，驱动形式采用42，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择5档变速器，并且五档为超速档。 2.1.2 倒档布置方案

常见的倒档布置方案如图2.1所示。图2.1b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度；图2.1c方案能获得较大的倒档传动比，同时利用五档换挡同步器，在换倒档时使其容易啮合；图2.1d方案对2.1c的缺点做了修改；图2.1e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2.1f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。

综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图2.1c所示方案。

(a) (b) (c)

(d) (e) (f) (g)

图2.1 倒档布置方案

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整个变速器传动方案如图2.2：

1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮

11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮

图2.2 五档变速器传动方案简图

2.1.3 零部件结构方案分析

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。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计长啮合齿轮选用斜齿轮，倒档选用直齿圆柱齿轮。

变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。

齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度b（图2.3）影响齿轮强度[6]。要求尺寸b应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸C，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求：

C(1.2～1.4)d2 （2.1）

式中：d2——花键内径。

为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图2.3

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中的尺寸D1可取为花键内径的1.25～1.40倍。

图2.3 变速器齿轮尺寸控制图

齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在Ra0.80～Ra0.40μm范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。

2、变速器轴

变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。

用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易[4]。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与Ra0.8μm，硬度不低于58～63HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。

倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。

由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。

3、变速器轴承的选择

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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、滑动轴套等等。

滚针轴承、滑动轴承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。

变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、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

由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴输出轴均采用深沟球轴承。

2.2 变速器操纵机构布置方案

2.2.1 概述

根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。

变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。

用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。

1、直接操纵式手动换档变速器

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档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。

2、远距离操纵手动换档变速器

平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换

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档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。

3、电动自动换档变速器

20世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档，这种变速器成为电动自动换档变速器[7]。

由于所设计的变速器为两轴变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换档变速器。 2.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置

定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。

图2.4 为典型的操纵机构图

1、换档机构

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。

采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。但考虑到可以缩短轴向空间，本设计倒档外采用直齿滑动换挡。

常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。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。

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使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，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。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。

通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。

2、防脱档设计

互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：

（1）互锁销式

图2.5是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。

图2.5，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.5，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。

a b c d

图2.5 互锁销式互锁机构

（2）摆动锁块式

图2.6为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。

（3）转动钳口式

图2.7为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。

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图2.6 摆动锁块式互锁机构 图2.7 转动钳口式互锁机构

操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。

锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。

倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。

本次设计属于前置前轮驱动的轿车，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。

2.3 本章小结

本章主要介绍了变速器传动机构和操纵机构的类型，分析了各类型机构的优缺点，并针对所设计的变速器的类型、特点及功用，对变速器的传动方式、操纵机构的布置方式、及主要零件的形式，做出了初步的选择，为后期的设计工作打下基础。

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第3章 变速器的设计与计算

3.1 变速器主要参数的选择

本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，捷达整车主要技术参数如表3.1所示

表3.1 捷达GTX整车主要技术参数

发动机最大功率 发动机最大转矩 最大转矩时转速 总质量 74kw 155N·m 3800r/min 2150kg 车轮型号 最大功率时转速 最高车速 前轴载荷 185/60R14S 5200 r/min 165km/h 1300kg 3.1.1 档数的选择

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。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用4～5个档或多档。载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。

档数选择的要求：

1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。

2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。

因此，本次设计的轿车变速器为5档变速器。 3.1.2 传动比范围

变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.75～0.98。

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影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车则更大。

本设计最高档传动比为0.96。 3.1.3 变速器各档传动比的确定

1、主减速器传动比的确定

发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为[12]：

ua0.377式中：

rn （3.1） igi0； ua——汽车行驶速度（km/h）； n ——发动机转速（r/min）； r ——车轮滚动半径（m）

ig ——变速器传动比； i0 ——主减速器传动比。

已知：最高车速uamax=vamax=190 km/h；最高档为超速档，传动比ig=0.85；

车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14S得到r=29(mm)；发动机转速

；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式： n=np=5800（r/min）

i00.377nr38000.2860.3772.48 igua11652、最低档传动比计算

按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大

坡道角max坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）。用公式表示如下：

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式中：

Temaxi0igtrGfcosmaxGsinmax （3.2）

G ——车辆总重量(N)；

f ——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.01~0.02)；

m)； Temax——发动机最大扭矩(N·

i0 ——主减速器传动比；

ig ——变速器传动比；

； t ——为传动效率（0.85~0.9）R ——车轮滚动半径；

max——最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约16.7）

由公式（3.2）得： ig1(GcosmaxGsinmax)r （3.3）

Temaxi0t已知：m=1480kg；f0.015；max16.7；r=0.29m；Temax170 N·m；

i03.93；g=9.8m/s2；t0.88，把以上数据代入（3.3）式：

(21509.80.012cos16.721509.8sin16.7)0.286ig13.56

1552.480.9满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下：

Temaxi0ig1trFn

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ig1式中：

Fnr （3.4）

Temaix0tFn——驱动轮的地面法向反力，Fnm1g；

 ——驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.5~0.6之间。

已知：m11300kg；取0.6，把数据代入（3.4）式得：

ig121509.80.550.2864.28

1552.480.9所以，一档转动比的选择范围是：

3.56ig14.28

初选一档传动比为3.56。 3、变速器各档速比的配置

按等比级数阶分配的各档速比的计算

汽车多在高档区工作，换档频率，高档区也多于低档区，为了节约燃料和操纵轻便起见，应尽量使高档区两档位之间的速度差值小些，所以高档区的速比阶K要比低档区的速比阶K要小。根据汽车的工作要求(长途运输、城市公交车、矿山运输等)和发动机特性的不同，速比阶K的偏离情况也不同.例如城市公交车和山区工作的汽车速比阶K的偏离值要小一些，而轿车的直接档的速比阶K要更小一些。 即： Kn1i1/i51.37

2档： i2 3档： i3 4档： i4i13.562.59 K1.37i22.591.89 K1.37i31.891.38 K1.37

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3.1.4 中心距的选择

初选中心距可根据经验公式计算：

AKA3Temaxi1g （3.6）

式中：

A ——变速器中心距（mm）；

KA ——中心距系数，乘用车KA=8.9~9.3；

Temax——发动机最大输出转距为155（N·m）；

i1 ——变速器一档传动比为3.56；

g ——变速器传动效率，取96%。

A（8.9~9.3）31553.560.96=（8.9-9.3）8=70.83~74.01mm 轿车变速器的中心距在60～80mm范围内变化。初取A=74mm。 3.1.5 变速器的外形尺寸

变速器的横向外形尺寸，可以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。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。

乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： L(3.4~4.0)A(3.4~4.0)74251.6~296mm 初选长度为260mm。 3.1.6 齿轮参数的选择

1、模数

选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面

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考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。

轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3.2选取模数范围为2.25~2.75，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。

表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数

车 型 模数mn/mm 乘用车的发动机排量V/L 1.014 4.50~6.00 2、压力角

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角。

国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。

3、螺旋角

齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。

试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计中螺旋角大小根据实际情况选择。

4、齿宽b

齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。

考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加

- 18 -

齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中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造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数mmn的大小来选定齿宽：

斜齿bkcmn，kc取为6.0～8.5，取6.0

bkcmn62.25~2.7513.5~17.5mm为了不使齿宽过小，本设计中齿宽全部采用16.5mm。

5、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，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0.75～0.80的短齿制齿轮。

在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。

本设计取为1.00。 3.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算

在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。

1、一档齿数及传动比的确定 一档传动比为：

当选定中心距A，模数mn和螺旋角后，可以根据Zh轴间相啮合齿轮副的总齿数。

2AcosB算出两mn

- 19 -

由Zh1Z2AcosBZ1Z2，ig12得出 mnZ12AcosB274cos26Z110.604，Z2ig1Z110.6043.5638.114

mn1ig12.7513.56'取整后Z1'11，Z239

'Z239实际传动比i'3.546

Z111'g1'mnz1'z22.751139实际中心距A74.962 2cos2cos26'取整后A'75

'mnz1'z22.751138arccos26.06精确螺旋角arccos '2752AAcos74.962cos20arccos20.08 变位后啮合角arccos'75A2、对中心距A进行修正

A''mnz1'z22.751139A74.962 2cos2cos26mnzh

2cos取整得A075mm，A0为标准中心矩。 3、二档齿数及传动比的确定 由Zh22A0cosBZZ3Z4，ig24得出 mnZ32AcosB275cos22Z313.87，Z4ig2Z318.7371.96936.893

mn1ig22.7512.59''取整后Z337 14，Z4

- 20 -

实际传动比i'g2'Z437'2.64 Z314''mnz3z42.751437arccos21.04 精确螺旋角arccos'2752A4、计算三档齿轮齿数及传动比 由Zh3Z2AcosBZ5Z6，ig36得出 mnZ52AcosB275cos24Z6ig3Z51.8917.49933.071 Z517.499，

mn1ig32.7511.89''取整后Z518，Z633

'Z633'1.83 Z518实际传动比i'g3''mnz5z62.751833arccos23.79 精确螺旋角arccos'2752A5、计算四档齿轮齿数及传动比 由Zh4Z2AcosBZ7Z8，ig48得出 mnZ72AcosB275cos24Z721.675mn1ig42.4511.38

Z8ig4Z721.6751.3829.9115

''取整后Z722，Z830

实际传动比i'g4Z8'30'1.364

22Z7''mnz7z82.453022arccos23.79 精确螺旋角arccos'2752A6、计算五档齿轮齿数及传动比

- 21 -

由Zh5Z2AcosBZ9Z10，ig510得出 mnZ92AcosB275cos24Z925.92，Z10ig5Z925.920.9624.88

mn1ig52.7511''取整后Z926，Z1025

'Z1025'0.964 Z926实际传动比i'g5''mnz9z102.752625arccos23.79精确螺旋角arccos '2752A7、计算倒档齿轮齿数及传动比

初选倒档轴上齿轮齿数为z12=25，输入轴齿轮齿数z11=12，为保证倒档齿

轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式：

(zz)m 11132m0.5A0 （3.7）

2已知：把数据代入（3.7）式，齿数取整，解得：z1338，m2.75，A075，则倒档传动比为：

iRz13383.167 z1112输入轴与倒档轴之间的距离：

A1mn(z11z12)2.75(1225)50.875mm

22取整A1'50

输出轴与倒档轴之间的距离：

A2mn(z13z12)2.75(3825)86.625mm

22'取整A285

- 22 -

3.1.8 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整

采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声。

为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。

1、

一档齿轮的变位

arctantanarctantan20压力角at 22.05coscos26at'arccosA75cosaarccoscos22.0521.97 t'74.962A角度变位系数之和

invat'invatinv21.97inv22.05xz1z211380.016

2tan2tan20查机械手册齿轮变位系数表得到：xn10.125，xn20.109 因为z11117cos2612.34，故要采用齿轮高度变位，根据机械设

''''计手册：xn，取，xx0x0.5n20.5 1n2n12、 二档齿轮的变位

arctantanarctantan20压力角at 21.43coscos22at'arccosA75cosaarccoscos21.4321.66 t'74.962A角度变位系数之和

invat'invatinv21.66inv21.43xz3z417370.049

2tan2tan20

- 23 -

查机械手册齿轮变位系数表得到： xn30.135，xn40.086 3、

三档齿轮的变位

arctantanarctantan20压力角at 21.72coscos24at'arccosA75cosaarccoscos21.7221.95 t'75.119A角度变位系数之和

invat'invatinv21.95inv21.72xz5z625360.055

2tan2tan20查机械手册齿轮变位系数表得到：xn30.082，xn40.027 4、

四档齿轮的变位

arctantanarctantan20压力角at 21.72coscos24at'arccosA75cosaarccoscos21.7221.95 t'75.119A角度变位系数之和

invat'invatinv21.95inv21.72xz7z830310.055

2tan2tan20查机械手册齿轮变位系数表得到：xn30.032，xn40.023 5、

五档齿轮的变位

arctantanarctantan20压力角at 21.72coscos24at'arccosA75cosaarccoscos21.7221.95 t'75.119A角度变位系数之和

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invat'invatinv21.95inv21.72xz9z1033380.055 2tan2tan20查机械手册齿轮变位系数表得到：xn30.052，xn40.003

3.2 变速器齿轮强度校核

3.2.1 齿轮材料的选择原则

（1）满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，

故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。

（2）合理选择材料配对。如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。

（3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度>350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮[12]。

由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为58～62HRC。 3.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核

齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） wF1K (3.8) btyK- 25 -

式中：

，F1F1 ——圆周力（N）

2Tgd；

mm）； Tg ——计算载荷（N·

d ——节圆直径（mm），dmnz ，mn为法向模数（mm）； ocs ——斜齿轮螺旋角()； K ——应力集中系数，K=1.50；

b ——齿面宽（mm）；

t ——法向齿距，tmn；

y ——齿形系数，可按当量齿数znz在齿形系数图3.2中查得； 3cosK ——重合度影响系数，K=2.0。

图3.1 齿形系数图

将上述有关参数据代入公式（3.8），整理得到

- 26 -

w（1）一档齿轮校核 主动齿轮：

2TgcosKzmnyKcK3 (3.9)

已知：Tg150103 N·mm；26；K1.5；mn2.75mm；Kc7.0；

x0.016；K2.0；znz1115.15，查齿形系数图3.1得：33coscos26y=0.125，把以上数据代入(3.9)式，得：

w12150103cos261.5302.70MPa 33z1mnyKcK3.14112.750.125272TgcosK从动齿轮： 已知：Tg15038103518.18103N·mm；22；K1.5；11mn2.75znmm；

Kc7.0；

x0.016；

K2.0；

z3847.67，查齿形系数图3.1得：y=0.157，把以上数据代33coscos22入(3.9)式，得：

w22518.18103cos221.5264.57MPa 33z2mnyKcK3.14382.750.157272TgcosK（2）二档齿轮校核 主动齿轮：

已知：Tg150103 N·mm；22；K1.5；mn2.5mm；Kc7.0；

x0.049；K2.0；znz1923.84，查齿形系数图3.1得：33coscos22y=0.173，把以上数据代入(3.9)式，得：

- 27 -

2150103cos221.5w3184.80 MPa

z3mn3yKcK3.14192.530.17327从动齿轮： 已知：Tg15037103292.11103N·mm；22；K1.5；192TgcosKmn2.5mm；Kc7.0；x0.049；K2.0；znz3746.42，cos3cos322查齿形系数图3.1得：y=0.176，把以上数据代入(3.9)式，得：

w42292.11103cos221.5181.65MPa z4mn3yKcK3.14372.530.176272TgcosK (3)三档齿轮校核 主动齿轮：

已知：Tg150103 N·mm；24；K1.5；mn2.25mm；Kc7.0；

x0.055；K2.0；znz2532.79，查齿形系数图3.1得：33coscos24y=0.177，把以上数据代入(3.9)式，得：

w32150103cos241.5185.53 MPa 33z3mnyKcK3.14252.250.177272TgcosK从动齿轮： 已知：Tg15036103216103N·mm；24；K1.5；25mn2.25mm；Kc7.0；x0.055；K2.0；znz3647.22，cos3cos324查齿形系数图3.1得：y=0.179，把以上数据代入(3.9)式，得：

w42216103cos241.5183.46MPa 333.14362.250.17927z4mnyKcK2TgcosK

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（4）四档齿轮的校核 主动齿轮：

已知：Tg150103 N·mm；24；K1.5；mn2.25mm；Kc7.0；

x0.055；K2.0；znz3039.35，查齿形系数图3.1得：33coscos24y=0.179，把以上数据代入(3.9)式，得：

w32150103cos241.5152.88 MPa 33z3mnyKcK3.14302.250.179272TgcosK从动齿轮： 已知：Tg15031103155103N·mm；24；K1.5；30mn2.25mm；Kc7.0；x0.055；K2.0；znz3140.66，33coscos24查齿形系数图3.1得：y=0.180，把以上数据代入(3.9)式，得：

w42155103cos241.5152.04MPa 333.14312.250.18027z4mnyKcK2TgcosK（5）五档齿轮的校核 主动齿轮：

已知：Tg150103 N·mm；24；K1.5；mn2.25mm；Kc7.0；

x0.055；K2.0；znz3343.28，查齿形系数图3.1得：33coscos24y=0.179，把以上数据代入(3.9)式，得：

w32150103cos241.5138.99 MPa 33z3mnyKcK3.14332.250.179272TgcosK从动齿轮：

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已知：Tg15028103127.27103N·mm；24；K1.5；33mn2.25mm；Kc7.0；x0.055；K2.0；znz2836.73，cos3cos324查齿形系数图3.1得：y=0.178，把以上数据代入(3.9)式，得：

w42127.27103cos241.5139.76MPa 33z4mnyKcK3.14282.250.178272TgcosK3.3 轴的结构和尺寸设计

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，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。

初选轴的直径

在已知两轴式变速器中心距A时，轴的最大直径d和支承距离L的比值可在以下范围内选取：对输入轴，d/L=0.16～0.18；对输出轴，d/L0.18～0.21。

输入轴花键部分直径d（mm）可按下式初选取：

dK3Temax

式中： K——经验系数，K=4.0～4.6；

。 Temax——发动机最大转矩（N.m）

输入轴花键部分直径：

d14.0～4.63155=21.25～24.44mm

初选输入、输出轴支承之间的长度L=270mm。

- 30 -

按扭转强度条件确定轴的最小直径： d395501030.2[]3P （3.15） n式中： d——轴的最小直径（mm）；

； []——轴的许用剪应力（MPa）P——发动机的最大功率（kw）； n——发动机的转速（r/min）。

将有关数据代入（3.15）式，得：

95501033P39550103374d318.7mm

0.2[]n0.2525200所以，选择轴的最小直径为20mm。

根据轴的制造工艺性要求[20]，将轴的各部分尺寸初步设计如图3.2、3.3所示：

图3.2 输入轴各部分尺寸

- 31 -

图3.3 输出轴各部分尺寸

3.4 轴的强度验算

3.4.1 轴的刚度计算

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，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。

图3.4 变速器轴的挠度和转角

轴的挠度和转角如图3.4所示，若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用下式计算：

F1a2b2 fc （3.16）

3EIL

- 32 -

F2a2b2 fs （3.17）

3EIL 式中：

F1abba （3.18） 3EIL； F1 ——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）； F2 ——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），E=2.1×105 MPa； E ——弹性模量（MPa）

，对于实心轴，Id464； I ——惯性矩（mm4）

，花键处按平均直径计算； d ——轴的直径（mm）

； a、b——齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）。 L ——支座间的距离（mm）轴的全挠度为ffc2fs20.2mm。

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc=0.05～0.10mm，fs=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。

1、变速器输入轴和输出轴的刚度校核 （1）轴上受力分析 一档工作时：

2T12Tg1cos12150103cos26Ft18913.66N

d1mnz12.7511tanntan20Fr1Ft18913.663609.62N cos1cos26Fa1Ft1tan18913.66tan264347.48N

输入轴的挠度和转角的计算：

已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=25mm，把有关数据代入（3.16）、（3.17）、（3.18）得到：

- 33 -

Fr1a2b2Fr1a2b264fc 43EIL3EdL3609.622021802640.0194[fc]0.05~0.10mm 32.11053.14254200Ft1a2b2648913.66202180264fs0.0478[fs]0.1~0.15mm

3Ed4L32.11053.14254200ffc2fs20.019420.047820.05160.2mm

Fr1ab(ba)3609.6220180(18020)640.0008610.002rad

3EIL32.11053.14254200输出轴的挠度和转角的计算：

输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。

已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=45mm，把有关数据代入（3.16）、（3.17）、（3.18）得到：

Fr1a2b2Fr1a2b264fc 43EIL3EdL3609.622021802640.00185[fc]0.05~0.10mm 32.11053.144542008913.66202180264fs0.00456[fs]0.1~0.15mm

32.11053.14454200ffc2fs20.0018520.0045620.004920.2mm

Fr1ab(ba)3609.6220180(18020)640.0000820.002rad

3EIL32.11053.14454200 由于一挡工作时，轴上所受的作用力、弯矩最大，所以只需校核一挡工

作时的轴的强度，若满足要求，则轴的强度满足要求。

倒档工作时：

2T2Tg2150103FtR9917.36N

d11mnz112.7511FrRFt5tann9917.36tan203231.69N

- 34 -

FaRFtRtanR9917.36tan213408.3N

输入轴的挠度和转角的计算：

已知：a=218mm；b=47mm；L=265mm；d=32mm，把有关数据代入（3.16）、（317）、（3.18）得到：

FrRa2b2FrRa2b2643461.52218247264fc 4543EIL3EdL32.1103.14322650.0423[fc]0.05~0.10mm

fsFtRa2b2643Ed4L8878.82182472640.108[fs]0.1~0.15mm5432.1103.1432265ffc2fs20.042320.10820.1160.2mm

FrRab(ba)3461.5221847(21847)640.0007040.002mm 543EIL32.1103.1432265输出轴的挠度和转角的计算：

输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=218mm；b=47mm；L=265mm；d=30mm，把有关数据代入（3.16）、（317）、（3.18）得到：

FrRa2b2FrRa2b2643461.52218247264fc 4543EIL3EdL32.1103.14302650.0547[fc]0.05~0.10mm

fsFtRa2b2643Ed4L8878.82182472640.140[fs]0.1~0.15mm5432.1103.1430265ffc2fs20.054720.1420.1500.2mm

FrRab(ba)150021847(21847)640.0009140.002mm 543EIL32.1103.1430265由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。 3.4.2 轴的强度计算

变速器在一档工作时：

- 35 -

对输入轴校核：

计算输入轴的支反力：

2T12Tg1cos12150103cos26Ft18913.66N

d1mnz12.7511tanntan20Fr1Ft18913.663609.62N

cos1cos26Fa1Ft1tan18913.66tan264347.48N

已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=25mm 1、垂直面内支反力

对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即：

FALFr1b （3.19）

将有关数据代入（3.19）式，解得：FA=3248.66N

同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：FB360.96N 2、水平面内的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知：

FAHaFBHb （3.20） FAHFBHFt1 （3.21）

将相应数据代入（3.20）、（3.21）两式，得到：

FAH8022.29NFBH891.37N3、计算垂直面内的弯矩 B点的最大弯矩为：

MBMBAMB1

mm MBAFAa3248.662064973.2N·

MB1FadFamnz3248.662.751154668.79N·mm 22cos2cos26- 36 -

mm MBmax64973.254668.79119641.99N·

B点的最小弯矩为：

mm MBmin64973.254668.7910304.41N·

4、计算水平面内的弯矩

mm MBHFAHa8022.2920160445.8N·

5、计算合成弯矩

22MMBMBHT2

222222MminMBMT10304.41160445.8150000219884.14 BHmin22MmaxMBMBHT2119641.992160445.821500002250114.10 max轴上各点弯矩如图3.5所示：

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之后，计算相应的弯矩MB、MBH。轴在转矩T和弯矩的同时作用下，其应力为

M32M  (3.22) Wd322MBHT2（N.m）式中：MMB；

d——轴的直径（mm），花键处取内径； W——抗弯截面系数（mm3）。

将数据代入（3.22）式，得：

minMmin32Mmin32219884.14143.41MPa 33Wd3.1425Mmin32Mmax32250114.10163.13MPa Wd33.14253max在低档工作时，400MPa，符合要求。

- 37 -

图3.5 输入轴的弯矩图

对输出轴校核： 计算输出轴的支反力： 齿轮受力如下：

.62N，Fa14347Ft18913.66N，Fr13609.48N

已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=25mm；c=30mm 减速器主动齿轮的受力分析：

2T22Tg1i1cosz21501033.455cos22Ftz20860.39N

dzmnzz2.7517tanntan20FrzFtz20860.397203.84N coszcos22FazFtztanz20860.39tan227510.20N

- 38 -

3.5 轴承选择与寿命计算

轴承的使用寿命可按汽车以平均速度vam行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。

S Lvam式中，vam301042631.58h 0.6vamax0.6190，L0.61903.5.1 输入轴轴承的选择与寿命计算

初选轴承型号根据机械设计手册选择30304型号轴承Cor33.2KN，Cr33KN。

根据机械设计手册选择轴承型号为：

右轴承采用6304型号Cor7.88KN，Cr15.9KN 左轴承采用6306型号Cor15.2KN，Cr27KN

1、变速器一档工作时

Fr13609.62N，Fa14347.48N

轴承的径向载荷：FA=3248.66N；FB360.96N 轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=2

s1FA3248.66812.17N 2Y22FB360.9690.24N 2Y22s2s1Fa1812.174347.485159.65Ns290.24N

所以

Fa1812.17N

Fa2s1Fa1812.174347.485159.65N

计算轴承当量动载荷p

- 39 -

查机械设计手册得到e0.3

x1Fa1812.17； 0.25e，查机械设计手册得到

y0FA3248.66x0.4Fa25159.65 14.29e，查机械设计手册得到y2FB360.96当量动载荷：

Pfp(xFryFa)

fp1.2

p11.2(13609.620812.17)4331.54N p21.2(0.4360.9625159.65)12556.42N

Fr为支反力。

106Cr10633.01033Lh()()130.47h

60nP260320012556.42表3.4 变速器各档的相对工作时间或使用率fgi

车型 档 位 数 Ⅰ 轿 车 普通 级 以下 中 级 以 3 4 4 3 4 4 1 1 <1 1 1 <1 1 0.5 1 1 0.5 0.5 Ⅱ 30 3 8 22 2 3 Ⅲ 69 20 23 77 10.5 20 Ⅳ 76.5 68 87 76.5 Ⅴ 最高档 传动比 变速器档位 10fgi/%

- 40 -

上 5 5 1 <1 0.5 0.5 2 2 4 15 18.5 57.5 75 25 查表3.4可得到该档的使用率，所以：

130.4729590.50014.8h

所以轴承寿命满足要求。 2、变速器四档工作时

.65N，Fa1807Ft4060.20N，Fr1617.72N

轴承的径向载荷：FA=161.77N；FB1455.89N 轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=2

s1s2FA161.7740.44N 2Y22FB1455.89363.97N 2Y22s1Fa40.441807.721848.16Ns2363.97N

所以

Fa140.44N

Fa2s1Fa40.441807.721848.16N

计算轴承当量动载荷p 查机械设计手册得到e0.3

x1Fa140.44； 0.25e,查机械设计手册得到：y0FA161.77x0.4Fa21848.161.27e,查机械设计手册得到：

y2FB1455.89当量动载荷：

Pfp(xFryFa)fp1.2

- 41 -

Fr——支反力。

p11.2Fr1941.18N

p21.2(0.41617.6521807.72)5115N

106C106591033Lh()()18060.09h

60nP26032005115查表3.4可得到该档的使用率，于是

18060.09295957.5001701.4h

10所以轴承寿命满足要求。

3.5.2 输出轴轴承的选择与寿命计算

1、

初选轴承型号

根据机械设计手册选择轴承型号为：

右轴承采用30310型号Cor158KN，Cr130KN 左轴承采用30306型号Cor63KN，Cr58KN 变速器一档工作时： 一档齿轮上力为：

.62N，Fa14347Ft18913.66N，Fr13609.48N

减速器主动齿轮上的力：

.84N，Faz7510Ftz20860.39N，Frz7203.20N

.76N，FC=1414.54N 轴承的径向载荷：FA4828轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=2

- 42 -

s1s2FA4828.761207.19N 2Y22FC1414.54353.64N 2Y22s1FaFaz1207.194347.487510.204369.91Ns2353.64N 所以

Fa1353.64N

Fa2s1FaFaz1207.194347.487510.204369.91N 2、计算轴承当量动载荷p 查机械设计手册得到e0.42

x1Fa1353.64； 0.073e，查机械设计手册得到：y0FA4828.76x0.4Fa24369.91 3.09e，查机械设计手册得到：

y2FB1414.54当量动载荷：

Pfp(xFryFa)fp1.2

p11.2(13609.6204347.48)4331.54N p21.2(0.43609.6224347.48)12166.57N

106C106631033Lh()()1250.98h

60nP260320034804.7查表3.4可得到该档的使用率，于是

1250.98h29590.50014.8h

10所以轴承寿命满足要求。

- 43 -

3.6 本章小结

本章主要对变速器的主要参数进行了选择，基本上完成了变速器主要尺寸的计算；同时对变速器各档齿轮进行弯曲疲劳强度和接触疲劳强度校核、对输入轴、输出轴的基本尺寸进行了设计；完成了轴的刚度和强度校核，以及完成了各轴轴承校核。

- 44 -

第4章变速器同步器及结构元件设计

4.1 同步器设计

4.1.1 同步器的功用及分类

目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。

同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。

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。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。 4.1.2 惯性式同步器

惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。

1、锁环式同步器

（1）锁环式同步器结构

如图4.1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1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿。

（2）锁环式同步器工作原理

换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环

- 45 -

移动，直至锁环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速度差w，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，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图4.2a），使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态。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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束。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，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图4.2b），完成同步换档。

1、4-锁环（同步环） 2-滑块 3-弹簧圈 5、8-齿轮 6-啮合套座 7-啮合套

图4.1 锁环式同步器

- 46 -

(a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换档位置 1-锁环 2-啮合套 3-啮合套上的接合套 4-滑块

图4.2 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。 4.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定

1、接近尺寸b

同步器换档第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离b，称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取b=0.2～0.3mm。本设计取为0.2。

2、分度尺寸a

锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离a，称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。

3、锁销端隙1

锁销端隙1系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩擦锥环端面之间的间隙为2，要求2＞1。若2＜1，则换档时，在摩擦锥面尚未接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近

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尺寸b＜0，此刻因摩擦锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证b＞0，应使2＞1，通常取1=0.5mm左右。

摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙3，并可称之为后备行程。 预留后备行程3的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，在换档时，摩擦锥环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙3逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦锥环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现摩擦锥环等零件与齿轮同步后换档，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取3=1.2～2.0mm，取为1.6mm。在空档位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0.2～0.5mm。

4.1.4 主要参数的确定 1、摩擦因数f

汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，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，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大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，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。

摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则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的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。

由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.1。 摩擦因数f对换档齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换档省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。

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2、同步环主要尺寸的确定 （1）锥面半锥角

摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tanf。一般取=6°～8°。=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=7°市就很少出现咬住现象。本设计取=7°。

（2）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取大以后还会影响同步器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。

（3）锥面工作长度b

缩短锥面长度b，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。

（4）同步环径向厚度

与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径R和布置上的限制，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。

乘用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，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。锻造时选用锰黄铜等材料，铸造时选用铝黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5），使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，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孔表面喷上厚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。

3、锁止角

锁止角选取得正确，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选取的因素，主要有摩擦因数f、摩擦锥面平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在

- 49 -

26°～42°。

4.2 变速器壳体

变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5～8mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。

为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。

为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。

为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取3.5～4mm 。采用铸铁壳体时，壁厚取5～6mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。

4.3 本章小结

本章主要介绍了同步器结构、分类和功用，并对其主要参数进行了选择，最后简单介绍了变速器壳体应该满足的要求。并对一些变速器附件进行了选择设计，使变速器的结构更加合理。

- 50 -

结 论

变速器是汽车的核心组成部分，用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。

本设计是依据一汽大众捷达GTX变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，设计出符合要求的变速器。着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算，同时对各结构件进行分析设计、改进，合理布置各部分总成，以达到良好的性能。

本次设计的变速器具有结构简单，加工、装配方便，因此降低了制造成本。同时又具有较好的动力性和经济性，从而保证了汽车行驶的稳定性和操纵性。由于此变速器全部采用同步器换档，所以具有换档轻便，噪声低等优点。

由于本设计采用比较传统的设计方法，可能存在设计精度低，材料、资源浪费，部分结构可能存在一些缺点，望读者予以指正。

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致 谢

岁月如梭，时光飞逝，还有几天的时间，2011年就过去了，我们也将要走上社会奔向自己的工作岗位，离开了培养我四年的各位老师和领导。 首先要感谢指导我完成这次毕业设计的导师闫春丽老师，感谢他对我的辛勤指导。导师严谨的治学态度和精益求精的务实学风使我终身受益，他渊博的知识和对问题敏锐的洞察力是我终身追求的目标。

感谢院系各级领导为我们提供了良好的教学设施和学习环境，使我大学四年受益匪浅。另外，还要感谢在设计过程中给予指导和帮助的其他老师和同学，特别感谢在百忙之中抽出时间为我们答辩的各位老师。同时祝愿我们的学校越办越好！

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