皮卡车变速器设计

2023年12月12日发(作者：奔驰e级敞篷多少钱)

西南林业大学

本科毕业（设计）论文

（2012届）

题目皮卡车变速器设计

教学院系

机械与交通学院

专业车辆工程

学生姓名

吴成国

指导教师李玉云（副教授）

评阅人

2012年06月05 日

皮卡车变速器设计

吴成国

（西南林业大学车辆工程专业2006级，云南昆明，650224）

摘要：本课题是取材于汽车中比较实用的皮卡车，皮卡，是一种用轿车车头和驾驶室，同时带有敞开式货车车厢的车型，他的特点是既有轿车般的舒适性，又有货车的载货和优越性能，动力好，是一种集轿车，货车优点于一身的车型。在装量配备上采用较高品质的零部件，性能不亚于中档轿车，可谓是下乡不娇，进城不土。

本课题主要是根据长城风骏皮卡车车型来选定它的参数，再根据选定的参数来设计皮卡车的变速器，通过对这种变速器的的组合布置形式的分析和相关计算校核，使其能达到皮卡车对变速器的性能要求，包括各档位组合方式的分析和计算，传动比的选择，齿轮参数的选择，轴的选择计算，轴承的选择等。

关键词：组合式变速器；中间轴；锁环式同步器；齿轮；传动比

Design Of The Pickup Truck Gearbox

Wu Chengguo

( Southwest Forestry University vehicle engineering Yunnan Kunming 650224)

Abstract: This paper is based on the car more practical pickup, pickup, a car head and cab,

at the same time with the open truck compartment models, his characters are both car-like

comfort, and truck cargo and superior performance, power, is a set of cars, on the merits of

a truck vehicle. In charge with the high quality components, the performance is not inferior

to mid-range cars, it is not a go to the countryside, town without soil.

This subject is mainly according to the the Great Wall fan Chun pickup car models to

select its parameter, then according to the selected parameters to design the pickup truck\'s

transmission, the transmission of the combined arrangement forms of analysis and

calculation, which can achieve the pickup truck on transmission performance requirements,

including the file a combination of analysis and calculation, the choice of gear transmission

ratio, parameter selection, the selection and calculation of the shaft, bearing selection.

Key words: Combined Transmission Shaft The lock ring synchronizer gear

Transmission ratio

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

1.1概述 ........................................................................................................................... 1

1.1.2国内外研究状况与变速器的发展趋势 .......................................................... 1

1.1.1 变速器的基本要求： ..................................................................................... 2

1.2 变速器的类型 .......................................................................................................... 2

第二章变速器结构方案的确定 ......................................................................................... 4

2.1变速器传动形式的选择 ........................................................................................... 5

2.1.1两轴式变速器 .................................................................................................. 5

2.1.2三轴式变速器 .................................................................................................. 5

2.2变速器传动机构布置方案 ....................................................................................... 6

2.3多档变速器的组合方案 ........................................................................................... 6

2.3.1 倍档组合式机械变速器 ................................................................................. 6

2.3.2半档组合式变速器 .......................................................................................... 7

2.3.3组合式多档变速器传动比的搭配方式 .......................................................... 7

2.4倒档传动方案 ........................................................................................................... 8

2.5变速器主要零件结构的方案分析 ........................................................................... 9

2.5.1 齿轮型式 ......................................................................................................... 9

2.5.2 换档结构形式 ................................................................................................. 9

2.5.3 变速器轴承的选择 ..................................................................................... 10

第三章变速器主要参数选择和校核 ............................................................................... 11

3.1 挡数的选择 ............................................................................................................ 11

3.2 传动比的确定 ........................................................................................................ 12

3.2.1 最低档传动比计算 ....................................................................................... 12

3.2.2 其他各挡传动比初选 ................................................................................... 13

3.3 中心距A的确定 ................................................................................................... 13

3.4 外形尺寸的初选 .................................................................................................... 14

3.5 变速器各齿轮基本参数的选择 ............................................................................ 14

3.5.1 组合式变速器齿轮的设计准则 ................................................................... 14

3.5.2 模数 ............................................................................................................... 14

3.5.3 压力角α ....................................................................................................... 15

3.5.4 螺旋角β ....................................................................................................... 16

3.5.5 尺宽b ............................................................................................................ 17

3.6 各挡齿轮齿数的分配 ............................................................................................ 17

3.6.1 确定一档齿轮的齿数 ................................................................................... 18

3.6.2 对中心距A进行修正 .................................................................................. 18

3.6.3 确定常啮合齿轮的齿数 ............................................................................... 18

3.6.4 二档齿数的确定 ........................................................................................... 19

3.6.5 其他档位齿轮齿数的确定 ........................................................................... 20

3.6.6 倒档齿轮齿数的确定 ................................................................................... 20

3.6.7 副变速器超速档常啮合齿轮齿数的确定 ................................................... 20

3.7 变速器齿轮的变位 ................................................................................................ 21

3.7.1 常啮合齿轮的计算 ....................................................................................... 22

3.7.2 其他档位齿轮的计算 ................................................................................... 22

第四章齿轮与轴的设计与校核 ....................................................................................... 24

4.1 齿轮设计与计算 .................................................................................................... 24

4.1.1 齿轮材料的选择原则 ................................................................................... 24

4.1.2 各轴转矩的计算 ........................................................................................... 25

4.1.3 齿轮强度的校核 ........................................................................................... 25

4.2 轴的设计与计算 .................................................................................................... 30

4.2.1 轴的工艺要求 ............................................................................................... 30

4.2.2 初选轴的直径 ............................................................................................... 30

4.2.3 轴的强度验算 ............................................................................................... 31

第五章同步器的设计 ....................................................................................................... 33

5.1 同步器 .................................................................................................................... 33

5.2 同步器的结构 ........................................................................................................ 34

5.3 同步环主要参数的确定 ........................................................................................ 35

第六章变速器操纵机构 ................................................................................................... 38

6.1型操纵换挡机构......................................................................................................39

6.1.1直接操纵手动换挡变速器 ............................................................................ 39

6.1.2 远距离操纵手动换挡变速器 ....................................................................... 39

6.1.3 电控自动换挡变速器 ................................................................................. 39

结论 ..................................................................................................................................... 40

致谢 ..................................................................................................................................... 41

参考文献 ............................................................................................................................. 42

第一章绪论

1.1 概述

汽车问世百余年来，特别是从汽车的大批量生产及汽车工业的大量发展以来，汽车已为世界经济的发展、为人类进入现代生活，产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步不可磨灭的巨大贡献，掀起了一场划时代的革命。自从汽车采用内燃机作为动力装置开始，变速器就成为了汽车重要的组成部分，现代汽车上广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点，但其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，故其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾，这对矛盾靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。因此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器，变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车在不同的工况下，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下工作，变速器设置有空档，必要是切断发动机的动力传输，还有倒档，使汽车能够倒退行驶。需要时，变速器还可以输出动力

1.1.2 国内外研究状况与变速器的发展趋势

1894年变速器由法国人路易斯•雷纳•本哈特和埃米尔•拉瓦索推广在汽车上使用，从此变速器在汽车上就得到广泛的运用。经过100多年的发展，汽车变速器的技术达到了一个空前的高度，尤其在近几十年，汽车工业在各个国家的高速发展，更加带动了变速器的进步。随着各个领域的科学技术的发展，未来变速器主要发展方向：

（1）节能与环境保护：研究高效率的传动副节约能源，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：各种新材料的使用推动汽车技术的发展和性能的提高。

（3）高性能，低成本，微型化,对变速器进行机构创新的研究，探索变速器的新类型；对传动副的材料和机理进行研究，提高寿命，减小质量；进行变速器

页第1页共43 第一章绪论

的动力学特性和振动研究，以求提高特性，降低噪声；采用先进的制造技术提高变速器的性能和降低成本。

（4）智能化，集成化：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。

1.1.1 变速器的基本要求：

（1）应该合理地选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性；

（2）工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档、脱档和换档冲击现象发生；此外，还不允许出现误挂倒档的现象；

（3）操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度；

（4）传动效力高、噪音小。为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接档。此外合理地齿轮形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减小噪声的有效措施。

（5）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。

（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

1.2 变速器的类型

汽车变速器的种类有很多，分类的方法也有很多，按传动比的变化方式划分，变速器可分为有级式，无极式和综合式3种；按使用方法可分为手动变速器，自动变速器，无级变速器。

（1）手动变速器：

手动变速器通过大小齿轮的组合变换改变发动机输出的转速和转矩，通过反转齿轮实现倒档功能，又称手动挡，即用手拨动变速杆才能改变变速器内的齿轮齿痕合位置，改变传动比，从而达到变速的目的，驾驶者踩下离合器时，方可拨得动变速杆，如果驾驶技术好，装手动变速器的汽车在加速，超车时比自动变速器快，也节省油。

现在的手动变速器根据前进档数的不同，有三档,四档，五档和多档几种；根据

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轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两种，前者又分为两轴式，中间轴式和多中间轴式变速器。

手动变速器的换挡可完全遵守驾驶员的意志，而且结构简单，效率相对较低，价廉物美，但是在今天的大城市中堵车的现象越来越严重，驾驶员需要频繁的踩离合器换挡，体力消耗大，发动机也没法在最佳的状态工作。

（2）自动变速器：

自动变速器利用行星齿轮机构变速它能根据节气门踏板和车速的变化，自动的进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板加速即可。

一般来讲汽车上常用的自动变速器有以下几种类型：液力自动变速器，液压传动自动变速器，电力传动自动变速器，有极式机械自动变速器和无极式机械自动变速器等。

（3）无级变速器：

无级变速器是由两组变速轮盘和一条传动带组成的，因此比传统自动变速器结构简单，体积小，另外，它可以自由改变传动比，从而实现全程无极变速，使汽车的车速变化平稳，没有传统变速器换挡时的那种顿的感觉。无级变速器属于自动变速器的一种，但是它能克服普通自动变速器“突然换挡”节气门慢，油耗高等缺点

页第3页共43 第二章变速器结构方案的确定

第二章变速器结构方案的确定

目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造条件不同,也是由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的，尽管如此，一般变速器的结构形式，还是有很多的共同点，各种结构形式都有各自的优缺点，这些缺点随主观和客观的条件变化而变化。因此设计者应该深入实际、收集资料、调查研究并对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。

本次设计采用的车型是长城风骏5 小双两驱商务版精英型 2.8TC-2柴油 2009款。已知的皮卡车型和整车主要技术参数如下：

图2-1 长城风骏皮卡

皮卡车主要结构参数

发动机最大功率

发动机最大转矩

最大转矩时转数

整备质量

80kw

300N.m

3600r/min

1740KG

车轮型号

主减速器传动比

最高车速

满载质量

235/70R16

5.1

140km/h

2545kg

页第4页共43 第二章变速器结构方案的确定

2.1变速器传动形式的选择

2.1.1两轴式变速器

两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单，传动效率高，嘈声低，轿车多采用前轮驱动布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑，操纵性能好，对于前进挡，两轴式变速器输入轴的传动方向与输出轴的传动方向相反，而中间轴变速器的第一轴与输出轴传动方向相同，两轴式变速器没有直接挡，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而嘈声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点，另外，低挡传动比取值的上限也受到很大的限制，但这一缺点可以通过减小0传动比同时增大主减速比来取消。

2.1.2三轴式变速器

三轴式变速器的第一轴常合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应的齿轮相啮合，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，直接挡的传动效率高，磨损和嘈音也小，这是三轴式变速器的主要优点，其前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩，因此，在齿轮中轴距较小的情况下依然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点，其缺点是：除直接挡外其他各档的传动比有所下降。有极式变速器结构的发展趋势是增多常场啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮，后者比直齿轮有更长的寿命，更低的嘈声，虽然其制造稍微复杂而且在工作中有轴向力，因此，在变速器中，除抵挡及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替，但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常齿式，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。

2.2变速器传动机构布置方案

中间轴式五档变速器的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将他们连接到直接挡。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，可以高达90%以上，嘈声低，齿轮和轴承的磨损减小因为直接挡的利用率高于其他档位，

页第5页共43 第二章变速器结构方案的确定

因而提高了使用寿命，在其他前进档位工作时，变速器传动的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第三轴的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴和第三轴之间的距离不大的条件下，一档仍有较大的传动比，档位高的齿轮采用齿合齿轮传动，档位低的齿轮可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案除一档外的其他档位的换挡机构，都采用同步器或啮合套换挡，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上，在除直接挡外其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率有降低，这是它的缺点。

2.3多档变速器的组合方案

组合式机械变速器一般分为倍档组合式变速器和半档组合式机械变速器。

2.3.1 倍档组合式机械变速器

倍档组合式机械变速器是在主减速器后部串联安装一个2档副变速器，是主减速器的档位数增加1倍，所增加的档位传动比数值等于主减速比传动比和副变速器传动比的成绩，而且齿轮对数少于档位数，因此箱体尺寸缩短，轴的长度减短，刚度增大，所以增大了变速器的容量，例如在一个五档变速器的后端，串联一个安装一个具有高，低2挡的副变速器，即可组成10挡倍档组合式变速器增加倍档组合式机械变速器最大输入和最低传动比的技术难点是副变速器齿轮强度容量不足，超出齿轮轮齿的承载能力，解决的办法进有一个齿轮承受的载荷分给了几个齿轮来承受，这样，输入齿轮不变，每个齿轮的负荷将等于同时接触齿轮的平均值。

倍档组合式机械变速器的副变速器功率分流方法有两种：一种是采用形象齿轮的传动方法，这种结构非常紧密，现在还在广泛运用。另一种方法是采用齿轮系的传动结构。双中间轴传动最大工艺难点是保护主传动齿轮能和所齿合的双中间轴齿轮的轮齿同时接触问题，解决的办法是用浮动式主传动齿轮的方法来消除齿轴对位的制造误差，确保齿轮同时接触，达到功率分流的目的，与此相适应的换挡同步器也要有一定的浮动量。

2.3.2半档组合式变速器

半档组合式变速器是将副变速器传动比均匀的插入传动比间隔大的主减速器的各档传动比之间，式变速器的档位数增加一倍，半档副变速器串联在主减速器前部，它只有一对齿轮副和同步器。早期的半档副变速器串联在主减速比前部，它只有一对

页第6页共43 第二章变速器结构方案的确定

齿轮副和同步器，早期的半副变速器由单独的一个箱子组成，近年来发展成将半档齿轮直接发到变速器之内，既缩短变速器长度由简化半档结构。半档副变速器有一对类似一轴常齿轮副组成，齿圈套在动力输入轴上自由转动，当动力输入轴上的齿圈与动力输入轴上的结合齿轮的齿轮圈连接时，常齿和齿轮与主主减速器上的中间轴连接，因此主减速器中间轴也旋转，因此组成的各档传动比均匀地插入变速器的各档位传动比之间。

因为半档组合式变速器的长度小于倍档组合式变速器，而且他们的结构简单，成本低，维修保养容易深受客户的喜爱，国外货车采用半档组合式变速器的情况是，发动机的功率在200kw以下的汽车基本上采用半档组合式变速器，发动机功率在200kw以上的多采用倍档组合式变速器。

由于本次设计的变速器为皮卡车组合式变速器，输入功率相当于小货车，并且设有高，低速档故采用组合式变速器。

前置式副变速器常做出具有超速档的传动形式，这样可以减轻主变速器的负荷；而传动比大的副变速器则多装在主不是后面，这有利于减小主变速器的质量和尺寸，传动比小的副变速器，放在主减速器前后均可，视总体布置情况而定，也可兼有前置和后置副变速器。

因为所设计的变速器一轴输入扭矩在200N.m以下，考虑到强度可以满足的原因，故选择前置副变速器的设计方法。副变速器有两个档位可供选择一个直接挡一个超速档。

2.3.3组合式多档变速器传动比的搭配方式

（1）插入式：变速器档位间公比较大，副变速器的传动比均匀的插入住变速器各档传动比之间，两者交替换挡，共同组成一个产的比系列。副变速器有两个档。分段式：租变速器档位之间公比娇小副变速器传动比范围较大时，副变速器高，抵挡传动比分别与主减速器各档搭配，组成高，主减速器有5个挡，副变速器有两个档位。

（2）综合式：插入式和分段式的结合，使传动比范围进一步扩大。

2.4倒档传动方案

倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前

页第7页共43 第二章变速器结构方案的确定

进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。

a)四档倒档方案 b）四档倒档方案 c)五档倒档方案 d)货车倒档方案

e)一体倒档方案 f)啮合倒档方案 g)手动倒档方案

图2.1变速器倒档传动方案

常见的倒档结构方案有以上几种：

方案1.（如图2.1a）所示）

在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。

方案2.（如图2.1b）所示）

此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。

方案3.（如图2.1c）所示）

此方案能获得较大的倒档传动比，突出的缺点是换档程序不合理。

方案4.（如图2.1d）所示）

此方案针对前者的缺点作了修改，因而经常在货车变速器中使用。

方案5.（如图2.1e）所示）

页第8页共43 第二章变速器结构方案的确定

此方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。

方案6.（如图2.1f）所示）

此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，结构简单紧凑，维修和保养方便，工作噪声低，换档轻便，制造成本低，使用寿命长等特点。

方案7.（如图2.1g）所示）

综合考虑：本次课程设计采用的车型为皮卡车，结合皮卡车的实际使用条件和使用要求，再综合考虑对比各种传动方案的特点，考虑到方案6换挡方便，结构简单紧凑，使用寿命长，制造成本低，比较实用像皮卡车这样的车型，所以本设计采用方案6.

2.5变速器主要零件结构的方案分析

变速器的设计方案必须满足使用性能、制造简单、维护方便等要求，在确定变速器的结构方案时，也要考虑齿轮型式，换挡结构形式、轴承型式、润滑和密封等因素。

2.5.1 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直齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除倒档外，均采用斜齿轮传动。

2.5.2 换档结构形式

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单，简凑，但由于换挡不轻便，换挡时齿面受到很大的冲击，导致齿轮早期损坏，滑动花键磨损后易造成脱档，噪声大等原因，除一挡，倒挡外很少采用。

啮合套换挡型式一般是配合斜齿轮传动使用的，由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内啮合套和外啮套，视结构布置而定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换挡结构

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简单，但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的档位上常被采用。

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，同时操作轻便，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，这种形式还有利于实现操作自动化，其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环使用寿命短，目前，同步器广泛采用与各式变速器中。

本课题采用的同步器是锁环式同步器，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,并且使用寿命长，拆装方便，维修保养容易。

2.5.3 变速器轴承的选择

做旋转运动的变速器轴承在壳体或者其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承，变速器轴承采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等至于什么时候采用什么样的轴承视情况而定。

第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足，则采用滚针轴承；变速器第一轴第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。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，变速器采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响正确啮合的缺点。

本课题的中间轴采用圆锥滚子轴承，二轴左端采用滚子轴承，二轴右端采用圆锥滚子轴承，一轴用圆锥滚子轴承，一轴和中间轴支撑选用圆锥滚子轴承。

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第三章变速器主要参数选择和校核

3.1 挡数的选择

变速器的挡数可在3—20个档位范围内变化。通常变速器的挡数在6档以下，档数超过6档以后，可在6档以下的主变速器基础上，再行配置副变速，通过两者的组合获得多档变速器。

增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性以及平均车速。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，同是操纵复杂，而且在使用时换档频率也增高，增加了换挡难度。

在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。

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比低档区相邻档位之间的比值小。

目前，轿车一般用4～5个档位变速器，货车变速器采用4～5个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车。

本设计的主变速部分选用5个档位，副变速部分选用2各档位，最高档传动比为0.8。

3.2 传动比的确定

变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值，本设计最高档为超速档，传动比初选为0.8。

3.2.1 最低档传动比计算

影响最低档传动比的选取因素有：发动机的最大转矩和最低稳定车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形式车速等。目前乘用车的传动比范围是3.0~4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0~8.0之间，其他商用车则更大。

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第三章变速器主要参数选择和校核

Temaxigi0?trr?mg?max （3-1）

ig1?mg?maxrr （3-2）

Temaxi0?t式中

Temax——最大转矩Temax=300N.m；

rr——车轮半径，由已知轮胎规格R15可知，rr?570mm；

i0——主减速器传动比，i0=5.1；

?t——传动系传动效率?t?95%?96%?98%?0.831；

mg——汽车重力，mg=2545?9.8，

代入公式（3-2）得到：

i2545?10?0.3?570g?300?103?0.83?3.43

根据车轮与路面的附着条件则：

Temaxig1i0?tr?G2?

iG2?rrg1?Ti

emax0?T

?在0.5~0.6之间取0.6。

代入式（3-3）得到：

i?0.6?570g1?2545300?103?0.8?6.85

所以：

3.43?ig1?6.85

由于本设计为组合式变速器有超速档，一档初选传动比取5.86

3.2.2 其它各挡传动比初选

各档传动比为等比分配，则：

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43页

（3-3）

（3-4）第三章变速器主要参数选择和校核

i1?0.8,i2?1,i3?1.25,i4?1.56

i5?1.95,i6?2.43,i7?3.03

i8?3.79,i9?4.73,i10?5.90

q?(n?1)igmaxigmin?9i1?1.248i10

3.3 中心距A的确定

由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下的经验公式（3-5）计算。

A?K3ATgmaxi1?g （3-5）

式中

A——变速器中心距（mm）；kA?9.5?11.0

KA——中心距系数，商用车；

Temax——发动机最大转距300（N.m）

i1——变速器一档传动比为5.86

?g——变速器传动效率，取96%

将各参数代入式（3-5）得到：

3A?(9.5~11.0)

300?5.86?0.96=(9.5~11.0)?11.9?113.05~130.09mm

组合式变速器中心距在113.05~130.09mm范围内变化，初取A=120mm。

3.4 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档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。

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

四挡（2.2～2.7）A

第13页共

43页

第三章变速器主要参数选择和校核

五挡（2.7～3.0）A

六挡（3.2～3.5）A

为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸初选为3.5A=420mm

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。

3.5 变速器各齿轮基本参数的选择

3.5.1 组合式变速器齿轮的设计准则

由于汽车变速器各档齿轮的工作情况是不同的，所以齿轮按齿轮受力、转速、噪声要求等情况，应该将他们分为高档工作区和低档工作区两大类。齿轮的变位系数、模数、压力角、螺旋角、和齿顶高系数等都应该按这两个工作区进行不同的选择。

3.5.2 模数

齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取参数又很多，如齿轮的强度、质量、嘈声、工艺要求等。

齿轮模数选取的一般原则：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。所选模数值应符合国家标准的规定。

微型、普通级轿车：2.25～2.75；

中级轿车：2.75～3.00；

中型货车：3.5～4.5；

重型货车：4.5～6.0。

选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表3.2为国标GB/T1357—1987，可参考表3.2进行变速器模数的选择。

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第三章变速器主要参数选择和校核

表3.2 变速器常用的齿轮模数

第一系1

列

第二系—

列

— — 1.75 — 2.25 — 2.75 — （3.25） 3.5

1.25 1.5 — 2.00 — 2.50 — 3.00 —— —

表中数据摘自（GB/T1357——1987）

第一轴常啮合斜齿轮和一档齿轮的法向模数mn

mn?0.473Temaxmm （3-6）

其中Temax=300Nm，可得出mn=3.1

综合考虑文中设计由于组合式变速器，变速器一档、倒档、副变速箱常两对啮合齿轮模数取3.0mm；其他各档为2.5mm。

3.5.3 压力角α

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。

3.5.4 螺旋角β

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，第15页共

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第三章变速器主要参数选择和校核

并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档位齿轮的接触强度来着眼，应当选用较大的螺旋角值。

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间

欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：

Fa1?Fn1tan?1 （3-7）

Fa2?FA2tan?2 （3-8）

为使两轴向力平衡，必须满足：

tan?1r1?

tan?2r2

式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；Fn1、Fn2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；r1、r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。

斜齿轮螺旋角选用范围：

轿车变速器：

两轴式为20°～25°

中间轴式为22°～34°

货车变速器：18°～26

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第三章变速器主要参数选择和校核

图3.1中间轴轴向力的平衡

3.5.5 尺宽b

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

选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。

选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数m（mm）的大小来选定齿宽b：

直齿：斜齿：b?kcmb?kcmn，Kc为齿宽系数，取为4.5～8.0

，Kc取为6.0～8.5

啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（2～4）mm。

第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命

3.6 各挡齿轮齿数的分配

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。

3.6.1 确定一档齿轮的齿数

一档传动比为：

ig1?z2z2?5.90z1z10

如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮数zh，

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第三章变速器主要参数选择和校核

zh?2Acos?mn （3-10）

中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车计取z10=17，初选?10?25?，mn?3.0，

代入公式（3-10）得到：

zh?72.5z10可在12～17之间选取，本设

取整得73，则z9?73?17?56。

3.6.2 对中心距A进行修正

因为计算齿数和zh后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。

将各已知条件代入式（3-11）得到：

A?3?73?120.8,mn?2.52cos25

取整为120mm

3.6.3 确定常啮合齿轮的齿数

ig1?z2z9 （3-12）

z1z10而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即：

A?mn(z1?z2) （3-13）

2cos?1?2已知各参数如下：

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第三章变速器主要参数选择和校核

Mn=3.0

代入公式得:

z9?56

z10?17,?????290

z1?26,z2?47

3.6.4 二档齿数的确定

已知：

mn?2.5,A?120,ig2?3.79

ig2?z7z2 （3-14）

z8z1

z7z?ig21 （3-15）

z8z2mn(z7?z8) （3-16）

2cos?7?8

A?此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：

ztan?2z2?(1?7) （3-17）

tan?1z2?z8z8由上述（3-13），（3-14），（3-15）三个方程式组，可采用比较方便的试凑法。解得结果如下：

z7?59,z8?28,?7?8?200ig2?，

z2z747?59??3.80z1z826?28

3.6.5 其他档位齿轮齿数的确定

同上述计算三档齿轮齿数：四档齿轮齿数：z5?50,z6?37,?5?6?220,ig3?2.44

?3?4?25o,z3?40,z4?48,ig4?1.50

3.6.6 倒档齿轮齿数的确定

倒档齿轮的模数：

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第三章变速器主要参数选择和校核

mn?3.0

初选z13?23 （21-23）之间，z12小于z10取为15，

iR?5.86

中间轴与倒档轴之间的距离的确定：

A\'?mn(z12?z13)?59.6,取整A\'?60

2cosβ12?13为保证倒挡齿轮在啮合不发生干涉，齿轮11和齿轮顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙。则齿轮11的齿顶圆直径De11为：

De10D?0.5?e11?A`22

De11?129.92mm

z11?41.32,取整z11?41

二轴与倒档轴之间的距离确定：

A\'?mn(z11?z13)?109.3mm,取整A\'?109mm

2cosβ11?133.6.7 副变速器超速档常啮合齿轮齿数的确定

ig1?

z2z91??0.8z1z10q (3-18)

而副变速器超速档常啮合齿轮的中心距与一档相等，即：

A? 已知各参数如下：

mn?3,?9?10?25o,z9?56,z10?17,A?120mn(z1\'?z2\') （3-19）

2cos?1?2\'

代入式（3-18）得到：

第20页共

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第三章变速器主要参数选择和校核

z1?26,z2?47,A?120,ig1?z9z2`zz`110?5.83

常啮合齿轮精确螺旋角：

m(z?z2)A?n11192cos????

``3.7 变速器齿轮的变位

采用变位齿轮的原因：

（1）配凑中心距；

（2）提高齿轮的强度和使用寿命；

（3）降低齿轮的啮合噪声。

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之和等于零。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接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。

变位系数的选择原则：

（1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数；

（2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数；

（3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。

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。本设计采用角度变位来调整中心距。

3.7.1 常啮合齿轮的计算

分度圆直径：

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第三章变速器主要参数选择和校核

d1?d2?z1mn26?3?89cos????cos29z2mn47?3??161cos????cos29

齿顶圆直径：

da1?d1?2h*mn?95*d?d?2hmn?167

a22

齿根圆直径：

da1?d1?2(h*?c*n)mn?81da2?d2?2(h*?cn)mn?153

*3.7.2 其他档位齿轮的计算

其他齿轮的计算过程同上计算结果见表3.3：

表3-3各齿轮主要参数

零件名称齿数模数螺旋角/° 分度圆直径/mm

齿顶圆直径/mm

167

115.5

137.40

139.817

94.96

161.96

79.49

192.36

61.27

136.89

53.88

81.55

齿根圆直径/mm

153

104.09

126.15

128.56

93.51

150.71

68.24

177.86

48.77

123.39

40.38

68.05

Z10

Z11

Z12

Z13

3.0

2.5

3.0

161

110.34

132.40

134.81

99.76

156.96

74.49

185.36

56.27

130.89

47.88

75.55

第22页共

43页

第三章变速器主要参数选择和校核

Z1\'

Z2\'

3.0

89.18

161.217

95.18

167.21

81.68

153.71

第23页共

43页

第四章齿轮与轴的设计与校核

4.1 齿轮设计与计算

变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。

4.1.1 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[11]。

（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的方法来制造毛坯，毛坯的材料可以选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸，并且要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，其材料可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作为毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经过正火或调质处理以后，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。

常啮合齿轮因其传递的转矩较大，并且一直参与传动，所以磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用20GrMnTi材料渗碳后淬火，硬度为58～62HRC。大齿轮用第24页共

43页

第四章齿轮与轴的设计与校核

40Cr调质后表面淬火，硬度为48～55HRC；传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，所以抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用20GrMnTi渗碳后淬火，硬度为56～62HRC，大齿轮40Cr调质后表面淬火，硬度为46～55HRC；其余各档小齿轮均采用40Cr调质后表面淬火，硬度为48～55HRC，大齿轮用45钢调质后表面淬火，硬度为40～50HRC。

4.1.2 各轴转矩的计算

一轴转距：

T1?Temax.?离合.?轴承?300?0.98?0.96?282.24 ；

中间轴转矩：

T47中?T1.?齿轮.?轴承i2?1?282.24?0.96?0.98?26?479.99N.m

二轴各档转距：

一档齿轮：T2?1?T中?轴承?齿轮i1?2?2691.38N·m；

二档齿轮：T2?2?1711.47N·m；

三档齿轮：T2?3?1097.33N.m

四档齿轮：T2?4?704.45N.m

五档齿轮：T2?5?361.26N.m

倒档轴：

T倒?T中?轴承?齿轮i13?12?479.99?0.96?0.98?2315?692.41N.m

二轴倒档齿轮：

T0.96?0.98?41倒档二轴?T倒?轴承?齿轮i11?13?529.3?23?1161.23N.m

4.1.3 齿轮强度的校核

1.斜齿齿轮弯曲强度的计算：

?F1K?w?btyK

? 第25页共

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4-1）（第四章齿轮与轴的设计与校核

式中

F1——圆周力（N）

F1?2Td

Tg——计算载荷（N·mm）；

d——节圆直径（mm）

F2T1?,d?mnzdcos?

mn——法向模数（mm）;?为斜齿轮螺旋角；

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/cos3?在齿形系数图4.1中K?——重合度影响系数，K?=2.0。

将上述有关参数??2Tgcos?K?w?zm3代入（4.1），整理得到：

nyKcK?

第26页共

43页

4-2）

（第四章齿轮与轴的设计与校核

图4-1 齿形系数图

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Tgmax时，一档和倒档直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮对货车为100～200MPa。

（1）一档齿轮弯曲强度的校核：

已知参数：

mn?3,kc?8,z10?17,?????

查齿形系数图4.1得：

y9?0.20y10?0.189；

代入公式（4-2）得：

?w92?479.99?103?1.50cos250??85.9Mpa33.14?56?3?0.2?8?2?w102?479.99?103?1.50cos250??282.96Mpa3.14?17?33?0.189?8?2

对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于400Mpa，?w1，?w2均小于400Mpa，所以满足设计要求。

（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核：

常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮相同其计算结果见表4.1：

表4.1各档齿轮的弯曲强度校核

齿轮代号

常啮合齿轮副常啮合齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮

104.98

58.07

257.56

248.02

214.39

253.48

231.90

222.00

248.19

230.30 弯曲应力MPa

第27页共

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第四章齿轮与轴的设计与校核

2.斜齿齿轮轮齿接触应力

?j?0.418FE11(?)b?z?z

（4-3）

式中

?j——轮齿接触应力（Mpa）；

F F——齿面上的法向力（N），F?1(cos?cos?)；

F1——

圆周力（N），F1?2Tgd；

——计算载荷（N·mm）；

d——节圆直径（mm）；

?——节点处压力角；

?——齿轮螺旋角；

E——齿轮材料的弹性模量2.1?105(Mpa)；

；

b——齿轮接触的实际宽度（mm）?z，?b——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮?z?rzsin?,?b?rbsin?，斜齿轮?z?(rzsin?)

rzrb——主从动齿轮节圆半径（mm）。

将作用在变速器第一轴上的载荷触应力?j见下表4.2 ：

表4.2 变速器的许用接触应力

cos?2，?b?(rbsin?)cos2?；

Temax2作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接?j齿轮

渗碳齿轮

一档和倒档

常啮合齿轮和高档

1900——2000

1300——1400

Mpa

液体渗氮共渗齿轮

950——1000

650——700

（1）一档齿轮接触应力校核

第28页共

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第四章齿轮与轴的设计与校核

已知条件：

??20?,mn?3,Kc?8，z9?56,z10?17

563T?300?10?5.90?9?300?10?5.90N.m917,

3F?2Tgdcos??2Tgmnzcos?

2?300?103?5.90F10??22423.74No3?56?cos20

4915?30594.58NF10?3?15?cos20o

2?300?103?b?Kcmn8?3??26.48mm

cos?cos25?mnz10sina3.0?17?sin200rzsinadsina?z?????10.61cos2?2cos2?2cos2?2cos2250rbsinamnz9sina3.0?56?sin200dsina?z?????34.9822220cos?2cos?2cos?2cos25

1?z?1?b?11??0.12283710.6134.98

将已知数据代入公式（4-3）得:

?j10FE1141189.93?2.1?105?0.418(?)?0.418?0.122837?1872.29(Mpa)b?z?z26.48

?j10FE1141189.93?2.1?105?0.418(?)?0.418?0.122837?1381.44(Mpa)b?z?z26.48

?j9，?j10均小于1900

Mpa，所以满足设计要求。

（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核

常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核的方法同上，校核计算结果见表4.3

第29页共

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第四章齿轮与轴的设计与校核

表4.3各齿轮的接触应力

接触应力常啮合齿轮副常啮合齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮

535.72

866.13

839.82

1266.27

1174.80

1126.44

726.73

936.10

569.57

779.28

MPa

各齿轮的接触应力均小于1300——1400

Mpa，所以满足设计要求。

4.2 轴的设计与计算

变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的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公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。

4.2.1 轴的工艺要求

第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在HRC58～63，表面光粗糙度不能过低。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度；对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹；对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。

本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为20CrMnTi。

4.2.2 初选轴的直径

在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d为0.45A，轴的最大直径d和支承间距离l的比值：对中间轴，d 第30页共

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l?0.16?0.18;对第二轴，第四章齿轮与轴的设计与校核

d?0.18?0.21。第一轴花键部分直径d可按下式初选：

d?K3Temax （4-4）

式中 K——经验系数K=4.0-4.6；

Temax——发动机最大转距（N·mm）。

第二轴和中间轴中部直径：d?0.45A?0.45?120?54mm

l的取值：

中间轴长度初选：

?0.16?0.18

l54l??300~337.5mm0.16~0.18

l?320mm

d第二轴长度初选：

dl?l?0.18?0.21

54?257~300mm0.18~0.21l?280mm

第一轴长度初选：

d?k3Temax?4.0~4.63300?(4.0~4.6)?6.69?26.77~30.77mmd?28mm

dl?0.16~0.18mm

l?d28??155~175mm0.16~0.180.16~0.18

l?170mm

4.2.3 轴的强度验算

1.轴的刚度验算

初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、第31页共

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第四章齿轮与轴的设计与校核

径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取Temax。

轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图4-3所示时，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? （4-5）

3EILF2a2b2

fs? （4-6）

3EIL??F1ab?b?a? （4-7）

3EIL式中

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——弹性模量（Mpa），E=2.1×105（Mpa ）

I——惯性矩（mm），对于实心轴，

I??d464 ；

d——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；a、b为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。

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

2.轴的强度计算

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第四章齿轮与轴的设计与校核

作用在齿轮上的径向力合轴向力，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，在求取点的垂直面和水平面内的支反力Fc和Fs之后，计算相应的弯矩Mc、Ms。轴在转矩Tn和弯矩的同时作用下，其应力为：

??M32M （4-8）

?W?d3式中 M——转矩，M?Mc2?Ms2?Tn2()；

d——轴的直径（mm），花键初内径；

W——抗弯界面系数（mm3）。

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第四章齿轮与轴的设计与校核

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第五章同步器的设计

5.1 同步器

同步器是变速器换档机构的主要部件，能保证汽车稳定换档，防止齿轮的撞击损坏。同步器有常压式、惯性式和增力式三种。现在得到最广泛的是惯性式同步器。

5.1.1 同步器工作原理

目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的工作原理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。

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。

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。本设计考虑到所设计的为轻型货车选用锁环式同步器作为设计对象

5.2 同步器的结构

在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示

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第五章同步器的设计

图5-1 锁环式同步器

1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环）

5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套

如图（5-1），此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差??，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，如图5-2b，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，如图5-2d，完成同步换档。

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第五章同步器的设计

a)同步器锁止位置 b)锁止面接触位置 c)解除锁止位置 d)同步器换挡位置

图5-2 锁环同步器工作原理

5.3 同步环主要参数的确定

（1）同步环锥面上的螺纹槽

如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图5-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图5-3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。

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第五章同步器的设计

图5-3 同步器螺纹槽形式

（2）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?=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°时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7°。

（3）摩擦锥面平均半径R

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

（4）锥面工作长度b

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

b?Mm （5-1）

22?pfRmn为摩擦力矩R为摩擦锥面的平均半径p为摩擦锥面的许用压力

f为摩擦因数

设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。

（5）同步环径向厚度

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

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

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第五章同步器的设计

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

本设计中同步器径向宽度取10.5mm。

（6）锁止角?

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

（7）同步时间t

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

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第六章变速器操纵机构

根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选档和实现换挡或退到空档。

变速器操纵机构应满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个档位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档和自动挂档，防止误挂倒档，换挡轻便。

6.1典型操纵换档机构

6.1.1直接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，并依靠驾驶员通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。这种操作方案结构简单，已得到广泛的应用，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，应而使操纵机构简化，但它要求各换挡行程相等。

6.1.2 远距离操纵手动换挡变速器

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，变速器距离驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些换挡机构才能完成换挡功能，这种是的换挡变速器，称为远距离操纵是的换挡变速器。

6.1.3 电控自动换挡变速器

尽管有级式机械变速器应用广泛，但是它有换挡工作复杂，对驾驶员操作技术要求高并使驾驶员容易疲劳等缺点。

因为直接操纵式手动换挡机构的操作方案结构简单，在当今皮卡车上已得到广泛的应用，再结合本设计的实际情况考虑，并综合各种设计的优缺点，决定选用直接操纵式手动换挡机构

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第六章变速器操纵机构

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结论与展望

结论及展望

近年来，随着中国国民经济的发展，尤其是由于农村经济和城乡结合部经济的发展，皮卡车因其多功能性及较好的舒适性受到越来越多的用户的青睐，皮卡的发展不容小觑。变速器作为汽车中的重要组成部分，对它的研究有十分重要的意义。

对于本次设计的变速器来说，所匹配的车型是长城风骏皮卡，其特点是结构简单，易于生产，使用和维护方便，价格低廉，而且采用同步器换挡可以使换挡平稳，嘈声降低，齿轮不易损坏等特点。本次设计中采用五档手动变速器。通过对变速器的相关部件进行计算和改良，可以满足汽车在不同工况下的要求，从而达到动力性和经济性的要求。

本次设计所采用的手动变速器是目前使用较为广泛的汽车变速器，是一个主要依靠齿轮传动的复杂系统。针对这一点，本文主要对长城风骏皮卡进行了研究设计，研究内容和相结论如下：

（1）通过收集大量关于变速器设计方面的资料，以皮卡车为载体，设计出了一款适用于皮卡车的手动变速器，确定其整体结构及相关零件的布置，结合相关的理论知识，选取了变速器的主要参数，再根据这些参数对对变速器的主要零件进行了计算和研究。

（2）通过阅读了大量关于变速器传动方案的知识，结合本次设计所采用的皮卡车的实际使用情况，对变速器的传动方案进行了改良和计算，从而提高了整车的使用性能。

（3）对变速器的使用性能和要求进行了研究，在联系了皮卡车的实际使用情况，详细的分析了同步器的基本构造和工作原理。对同步器的换挡过程进行了研究计算，从而提高了变速器的整体性能。

（4）通过对变速器的性能要求进行研究，详细分析了齿轮和轴的主要损坏形式，同时结合皮卡的实际使用情况，对齿轮和轴进行了相关计算。从而选择了比较合适的齿轮和轴。提高了变速器的动力性和经济性。

随着科学技术的不断发展，尤其是汽车工业水平的不断提高，消费者对汽车的性能要求也越来越高，未来变速器的主要发展方向为：

（1）节能与环境保护：研究高效率的传动副节约能源，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

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