三轴五档变速器

2023年12月7日发(作者：雷克萨斯高端轿车系列)

金杯小海狮X30三轴五档变速器

1绪论

变速器的简介

手动变速器（MT）

手动变速器（ManuaI Transmission,简称MT,又称机械式变速器）采用齿轮组⑷，，它的原理是用手拨动变速杆改变变速器内齿轮的啮合位置，而改变传动比，以达到变速的目的。现代轿车的手动变速器大多为五挡的有级式齿轮传动变速器，由于大多采用同步器的原因，所以，噪音小，换挡方便。但是，手动变速器在操纵时必须踩下离合，才能拨得动变速杆。

曾有人预言，驾驶操作繁杂等缺点，阻碍了汽车迅猛的发展，手动变速器会在不久便会被淘汰，从事物发展的角度来说，的确有它的道理所在。但从目前市场的适用角度和需求来看，我认为手动变速器暂时还不会离开太快。

首先，从微车的特性上来说，其他变速器的功用不能完全代替手动变速器。以货车为例，货车用于运输，通常要装载大量的货物，面对如此高的重力，除了需要强劲的发动机动力之外，还需要变速器的全力配合。大家都知道一挡功率最大，这样，在起步的时候才有足够大的牵引力将车带动。尤其是在爬坡路段, 它的优势就更加明显了。与其他新型的变速器相比较，它们虽然具有简便的操作等优势，但这些优势却十分欠佳。

其次，虽然自动变速器和无级变速器已非常普遍，但是大多数年轻的司机还是喜欢手动，尤其是喜欢在超车时手动变速器带来的那种快速超越感。所以, 一些中高级别的汽车（特别是轿车）也不敢果断的换掉手动变速器。还有一个原因是，我国的汽车驾驶学校中大部分教练车都是使用的手动变速器，除了经济性之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及驾驶协调性。

第三，现在轿车已经进入了生活水平不断提高的寻常百姓中，对于一般的家庭来说，经济适用型轿车最为合适。经济型轿车厂家采用性价比高的手动变速器，这就使得经济适用型轿车占据着在中国车市销量的大部分份额。例如，长安、吉利、奇瑞等国内厂家的经济型1

轿车都配备的手动变速，而且各款车型基本上都是采用的5挡手动变速。

自动变速器(AT)

自动变速器(Automatic Transmission),利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板行程和车速变化而自动变速。驾驶者只需操作加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器踏板，但自动变速器里面有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动合闭或者分离，从而达到自动变速的目的。

在中档级别的汽车市场上，自动变速器有着自己的一席之地。驾驶这种车型的用户希望能够操作简便，降低驾驶疲劳感，从而享受高速驾驶的带来的愉悦。特别是在高速公路上，这个体现几乎完美。况且，以重庆市的交通状况来说, 堵车更是家常便饭，有时要不断的停停走走，像蜗牛般蠕动，司机如果使用手动变速器，就会反复地踩离合并挂挡摘挡，繁琐的操作，尤其对于新手和女式来说更是有苦难言。使用自动挡，就不会再有这样麻烦了。

在市场上，这种汽车的销售状况还是十分可观，特别适合女性朋友，因为她们需要的是驾车时的便捷性。然而，对于我国现在的不均匀道路的状况，普及这种车型还是有相当的难度，因为自动挡汽车的优势无法完全发挥出来。

手动/自动变速器(AMT)

在了解了一些车友后，知道他们既希望拥有传统的手动变速器的驾驶乐趣，有时候又希望驾驶的便捷。这样，手/自一体变速器应运而生。这种变速器第一次推出是在德国保时捷车厂的911车型上面，称为Tiptronico它解放了高性能跑车受传统自动挡的束缚，让驾驶者享受了手动换挡的无尽乐趣。这种车型在挡位上面设有和“+”选择挡位。当拨挡杆选择D挡时，可自由选择加档(+) 或减挡(-)，和手动挡操作一样。

自动一手动变速系统向驾驶者提供的两种驾驶方式，既可以满足手动挡的驾驶乐趣，又可以在拥堵的交通道路中切换成自动挡，这种变速方式也非常适合我国的道路现状。并且，这种变速器十分适合那些夫妻双方都会驾车的家庭，既满足了男性驾驶者喜爱手动挡的乐趣，又兼顾了女性驾驶者驾驶简捷的要求，可谓2

真正的“夫妻挡”。虽然这种二合一的配置技术含量要求比较高，但这类汽车在价格上也并不是高得离谱，比如长安CS35、起亚K2、捷达2013款等等，这些“二合一”的车型价格均在8_9万元左右，这个价格大众还是比较能够接受的。所以, 手动/自动变速器的汽车销售上面还是有相当大优势。因此，这类型的变速器的市场还是比较比较广阔。

无级变速器(CVT)

当今，汽车产业以其迅猛的速度发展着，然而，用户对于汽车性能的要求也是越来越高。汽车变速器的发展也并没有停滞不前，无级变速器成了人们的“终极”追求。无级变速器最早由荷兰人范?多尼斯(VanDoorne, s)发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换挡的突跳感觉⑵。它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点⑶。通常有些朋友错误的将自动变速器称为无级变速器，虽然它们有共同之处，但是，自动变速器是有级式传动比，只有换挡是自动的，一般自动变速器有2?7个挡。而无级变速器能在一定范围内实现无级的速度比变化，并可以将几个常用的速度比选定为常用的

“挡”。配备这种变速器的发动机可在任何转速下自动获得最适合的传动比。从市场需求分析，虽然无级变速器的技术含量相比其他变速器较高，但是，也已经装配到了普通的家庭轿车之上。

变速器的确定与设计车型参数

本设计就是根据金杯小海狮X30车型而开展的，变速器依旧是采用经典的手动变速器，而设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：

最高时速：135km/h

轮胎型号:175/70 R14

总质量：叫二1860Kg

最大扭矩：105N

m/3200r/mi n

最大功率：60kw/5500r/mi n

转矩转速：nF3200r/min

2变速器传动机构布置方案的确定

变速器结构方案的确定

变速器传动机构的结构分析与型式选择

有级变速器与无级变速器相比，其制造低廉、结构简单，具有高的传动效率

（H二），因此，在各类汽车上均得到广泛的应用。

设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、挡数及各挡的传动比，因为它们对汽车的燃料经济性和动力性都有重要的直接影响。

传动比范围是变速器低挡传动比与高挡传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围也应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为?；一般用途的货车和轻型以上的客车为?；越野车与牵引车传动比?⑷。

通常，有级变速器具有4、5个前进挡；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多挡变速器，其前进挡位数多达6?16个甚至20个⑷。

变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于5个前进挡的变速器来说是相当困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为5挡。多于5个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。

某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。

有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。

三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。

三轴式变速器如图2T所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一挡传动比, 这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接挡外其他各挡的传动效率有所

下降。

图2-1轿车中间轴式变速器

1第一轴；2第二轴；3中间轴

两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到挡外其他各挡的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时, 主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了降低了成本。除倒挡常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）夕卜，其他挡均采用常啮合斜齿轮传动;个挡的同步器多装在第二轴上,这是因为一挡的主动齿轮尺寸小, 装同步器有困难；而高挡的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。

两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，5

也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传动比取值的（ih）也受到较大限制，但这一缺点可通过减小各挡传动比同时增大主减速比来取消。

图2-2两轴式变速器

1―第一轴；2—第二轴；3—同步器

图2-3、图2-4、图2-5分别示出了几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载, 发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达

90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均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。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速

器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到挡传动方案上有差别。

图2-3中间轴式四挡变速器传动方案

如图2-3中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别：图2-3a、b所示方

案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图2-3c所示传动方案的一，三，四挡用常啮合齿轮传动，而倒挡用直齿滑动齿轮换挡。

图2-4a所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图2-4b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图2-4d

所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，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2-4中间轴式五挡变速器传动方案

图2-5a所示方案中的一挡、倒挡和图b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮

换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。7

图2-5中间轴式六挡变速器传动方案

以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。

由于本设计的是微面车型，属于发动机中置后轮驱动的布置形式，同时考虑到制造成本以及便于用户维护等因素，再结合变速器的特点，现选用三轴式变速器。

倒挡传动方案

图2-6为常见的倒挡布置方案。图2-6b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-6c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-6c所示方案。图2-6e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-6f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-6g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一

图2-6变速器倒挡传动方案

与前进挡位比较，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彳到扌当。变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的

力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出

齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此，一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改

善上述不良状况，本设计采用如下方案（见图2-7）o

图2-7倒挡布置

零、部件结构方案的分析

变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。

齿轮型式

与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。本设计中除一、倒挡外，其余均采用斜齿轮传动。

换挡结构型式

换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。

直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因，除一挡、倒挡外很少采用。本设计中一挡与倒挡采用直齿滑动换挡。

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。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换挡结构简单，9

但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的挡位上常被使用。

采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。本设计也采用同步器换挡。

自动脱挡

自动脱挡是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外, 在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：

1）将啮合套做得长一些（如图2-8a）

或者两接合齿的啮合位置错开（图2-8b）,这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约广3咖。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱挡。

图2-8防止自动脱挡的结构措施I

图2-9防止自动脱挡的结构措施II

2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（~）,这样，换挡后啮合套的后端面

便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡（图2-9）o

3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜2*3°）,使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力。这种结构方案比较有效，用较多。

在本设计中所采用的是直齿滑动齿轮换挡与锁环式同步器换挡相结合的方式实现换挡。锁环式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10

花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图2T0所示：

图2-10锁坏式同步器

I、4-同步坏;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6-滑块；

7-止动球;8-卡坏;9—输出轴；10、-齿轮

变速器轴承

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。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。

汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支撑在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间常采用球轴承来承受轴向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以承受轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器内采用圆锥滚子轴承虽然直径小，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，磨损后轴承易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点，所以不适用于线性膨胀系数较大的铝合金壳体。

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。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,下限适用于轻型车和轿车。

滚针轴承、滑动轴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11

方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。

3变速器主要参数的确定

变速器主要参数的选择

挡数

近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，微面车一般用挡位的变速器。本设计也采用5个挡位。

传动比

初选传动比：

设五挡为直接挡，贝IJ： /；5=1

SmJ

g max^O

式中：—最高车速

-一发动机最大功率转速

一车轮半径

—一变速器最大传动比

一主减速器传动比12

4~5个 nJ①二?

则

np=(?)X3200=4480?6400r/min

O?=9549X竺叱 (式中&二?，取&二)

(1. 1 \" 1. 3)x 60

所以，心二9549X ----------------------

二

八,

P 1 AC

汽油机的转速在5000?6500 r/min

()

6002?7090r/min

取坷，二6000r/min

主减速器传动比：

n r

6000 x 300. 3 x IO-?

i。二 X 二一二 X

95 ~

max

单面主减速器，当％〈6时，取〃二95%,

乘用车心在~范围，仇二96%,

% 二〃

依二95%><96%

二％

最大传动比G的选择:

①满足最大爬坡度

根据汽车行驶方程式:

CDA du

=Gf +

irt + Gj + 3m

21.15

汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为:

Wo% = Gfcos a + Gsma r

Rn()

；、Gr(fcosa + sma)

即’」—莎—

式中：G—作用在汽车上的重力，G = mg, m—汽车质量，g—重力

加速度，G = wgh860Xh8228N；13

Te^-发动机最大转矩，-mJ；

/0 —主减速器传动比,二;

〃7?—传动系效率，〃丁二％；

尸一车轮半径，广二；

/一滚动阻力系数，对于货车取/二；

a—爬坡度，取&二。

. 1860 x 9. 8 x (0. 02 x cosl6. 7° + sinl6. 7°) x 0. 3003

＞ ---------------------------------------------------- 二

小

105 x 5. 027 x 91. 2%

②满足附着条件。

人mJ/\"

＜已?0

在沥青混凝土干路面，4＞二~,取4)二

口仃.一

1860 x 9. 8 x 60% x 0. 75 x 0. 3003

即

Q W --------------------------------------------

\' 105 x 5. 027 x 91. 2%

二

由①②得：WQW;

又因为乘用车.二~；

所以，取g二

其它各挡传动比的确定：

按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：? ? ? ?

=佥=1&2?

?殳.3

=直=?。

l ?l 4

()S4

式中：9一常数，即各挡之间的公比。

因此，各挡的传动比有：

()

所以，其他各挡传动比为:

中心距

初选中心距时，可根据下述经验公式

心心见丿仏

式中：A—变速器中心距（mm）；

（）

K八一中心距系数，乘用车：K”二?，

7；m^一发动机最大转矩，（）;

L-变速器一挡传动比，b二；

仇一变速器传动效率，取96%

；

则，4 = K八匝二而

二（8. 9?9. 3）^105 x 4.5 x 96%=?（mm）

初选中心距4二70mm。

齿轮参数

（1）

齿轮模数

乘用车模数取值为本设计中一挡与倒挡直齿轮模数m二3mm,其余各挡斜齿轮模数m二

（2）

齿形、压力角a、螺旋角B

汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表3T选取。

表3-1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角

齿形

车

压力角a

螺旋角

25。

轿车高齿并修形的齿形

° , 15。，16° °

20°

~45

20°

~30

小螺旋

角

GB1356-78规定的标一般货车

准

齿形

重型车

同上

低挡、倒挡齿轮。，25°

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度以降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角Q取20°，啮合套或同步器取30°

；斜齿轮常啮合齿轮为25°

,其余各挡斜齿轮均为22Q

。

应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋, 其轴向力经轴承盖由壳体承受。

(3)

齿宽b

齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是根据齿轮模数来确定齿宽b： b = Kcm?

式中:K<—齿宽系数，直齿齿轮取?，斜齿轮取?；

叫一法面模数。

使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。常啮合齿轮副：中间轴上的齿轮b二18mm,对应一轴齿轮b二24mm；

一挡：中间轴上齿轮b二20mm,对应的一挡齿二挡：中间轴上齿轮b二轮b二22mm；

对应的二挡齿轮b二20mm；

对应的三挡齿轮b二18mm；

对应的三挡齿轮b二18mm；20mm,

三挡：中间轴上齿轮b二18mm,

四挡：中间轴上齿轮b二18mm,

倒挡：b二20mm, b二20mm。

各挡传动比及其齿轮

齿数的确定

在初选了中心距、齿轮的模数

和螺旋角后,可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构方案来分配各16

计来说明分配各挡齿数的方法。

确定一挡齿轮的齿数

—挡传动比:

确定一挡直齿轮的齿数,

T~ --------------- --- ------------

\'Z 乙。

_ Z2 爲

()

图3T变速器示意图

为了确定Zg和Zg的齿数，

先求其齿数和ZJ

—空

其中，A =70mmx m =3；故

有以=46.67 o

当乘用车为三轴式的变速器时，Z\"在15^17之间选择，此处取Z沪16,则可得出Z9二（取整为31）。

上面根据初选的力及刃计算出的Z可能不是整数，将其调整为整数后，可以看出中心距有了变化，这时应从Z及齿轮变位系数反过来计算中心距儿再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里乙修正为47,则反推出/二o

()

确定常啮合齿轮副的齿数

求出常啮合斜齿轮齿轮的传动比:

()

乙

由已经得出的数据可畴:二

2?32

而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等

()

由此可得:

Z1+Z2 =

24cos0

叫

而根据已求得的数据可计算出：A + /2 = 51

① 与②联立可得：乙二15、Z2=36O

则可算出实际螺旋角B二@

确定其他挡位的齿数

二挡传动比：

。

()

故有：

对于斜齿轮，

三=

1.2875

③

_ 2A cos

Z V = ----------------

()

④

故有：7 + Zs = 52.3

③联立④得：Z] = 29、厶=23。

贝IJ,实际螺旋角

按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮/5 =

24、厶=28；四挡齿轮

Z3 = 19、Z4 = 33

,实际螺旋角Bn

确定倒挡齿轮的齿数

倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮乙2的齿数一般在21?23之间，初选乙\'后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距夕。初选乙？二22,

B，存（乙+乙。）（）

二?

x 3 x（22 + 16）二57mm

为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和10的齿顶圆之间应保持有以上的间隙，则齿轮门的齿顶圆直径0“应为：

如+

0.5

+如二歹

2 2

（）

则：DelJ=2B—1—Del0=71mm

Z12=（取整为21）

倒挡轴与第二轴的中心距:18

B\"=导（乙

+7）

各二78mm。

挡齿轮几何参数

（D

一挡直齿轮几何参数

二

3mm,

分度圆直径

齿顶咼

齿根高

齿全咼

齿顶圆直径

齿根圆直径

, Z、o -16, ctn -20 , -0° , A

CI9—Zgni—93mm d〔o—Ziom-48mm

h^9

二

h9io=ha*m二

3mm

hf9=hfio= (ha*+c*)二

h?二

二(2ha*+c*)二

daF (Zg+2ha*)二

99mm

dt9- (Z9\"2ha*-2c*) in

二

dfw-

daio-54mm

（2）常啮合斜齿轮几何参数

mn Z］二

15，Z三二36, an =20° , 0二25° , A丄

端面模数

端面压力角

a】=aictan(tan

a；Fccos A?%

二。

端面啮合角

分度圆直径

齿顶高

齿根高

齿全咼

齿顶圆直径

产叭（%s卩）二，严mn（%s|3）=

2)二

hai—IPn (ha+ § J

二

ha2二叫(ha+ ?he二(ha+c- § J

二

h = ha +hf =

dal=df+2ha1=

da2=d2+2ha2=

d=d-2h=

dfFd

厂

齿根圆直径

2hfi

（3）二挡斜齿轮几何参数

mn=, Z7-29, Z广23,匕二20。

变位系数＜二,

端面模数m,二上—二

COS P

端面压力角

cct = aictaii(ta11 ay^os Q)二 °

端面啮合角a^arccosAcOSa^°

理论中心距A二玉+Zs m =

中心距变动系数2二A—A二

nia

变位系数之和

& = (Z： + Zs)(mq—mq)二

2tga“

齿顶降低系数S二心二分度圆直径

07 - nin(Z7/cOS B )二，宀8 -

^(^8/cOS (3 )

齿顶高

h订二叫(ha+ §

厂

0 n)二

齿根高

hf?二叫(ha+c- 4i) =

齿全高

h = h3+hf =

齿顶圆直径da7=d7+2ha7=

齿根圆直径df7=2二m八(ha+ 4 2- a n)=

h偲二叫(ha+c-

? 2)二

d72hf7=

-da8=d8+2ha8=

(4)

三挡斜齿轮几何参数

mn=, Z5-24, Z6 =289 匕二20。, 0

二22。,

A‘二

端面模数m产上「二

COS P

=aictaii(tan^/s^)=°

端面压力角

端面啮合角?^arccosACOSa^° A

理论中心距A二乙+乙c6 m二

中心距变动系数爲二A—A二

变位系数之和U

(Z3 + Z6)(inva^-mvac)二

Z 2tgan

m齿顶降低系数an = ^-V

s20

分度圆直径

二

ninQs/cos B)二，dg = mn(Z8/cos B)二

齿顶高

ha5=mn (ha+ ?

厂

o n)二

齿根高

hf5二叫(ha+c- 4 1)=

hd6-mn (ha+ 4 2\"

o r

hf6二m八(ha+c-

齿全高

h = ha+hf =

齿顶圆直径da5=d5+2h+a5=

da6~d62ha6—

齿根圆直径df5=d5+2hf5=

df6=d6^2hf6=

(5)

四挡斜齿轮几何参数

nin

=, Z5=199 Z4=339 an =200 , 0二22° , A =

变位系数刍二，.二

端面模数1斗二丄％二

COS P

细面压力角

ctt = arctan(tan

卩 ~

端面啮合角

a>arccosACOSCt-°

理论中心距A二Z3 +2

乙c

m =

齿顶降低系数S二生-九二

分度圆直径

d3 = mnCZVcos B)二，d4 = %(Z4/cos

齿顶高

ha3二ra、(ha+ ? 1- o J

二

ha4二叫(ha+ § 2- o □

齿根高

hf3二m八(ha+c- § 1)二

hf4二叫(ha+c- g 2：齿全高

h = ha+hf =

齿顶圆直径

da3

二

d3+2ha3

二

da4

二

Ch+2ha4

二

齿根圆直径

da3

二

C)3+2ha3

二二

da4

二

cU+2ha4二

(6)

倒挡齿轮几何参数m二3fnri, Zu乙

二2=21

分度圆直径22

d 11

二z 11 *m

二

66mm

齿顶高

ha”

二

hj2

二

ha*m

二

3mm

齿根高

hfii—hfi2= (ha*+c*)二

B)二

)二

d 12

二

Z12*m

二

63mm

齿全高

齿顶圆直径

齿根圆直径

h?=h12= (2ha*+c*)二

dal1= (Z)1+2ha*)=72mm

dfn= (Zn-2ha*-2c*) m3： dnF

dai2-69mm

4变速器齿轮的强度计算与材料的选择

齿轮的损坏原因及形式

齿轮的损坏形式分三类:轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。

齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。

用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏齿轮的材料及热处理

现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造,使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度，弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。

国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB, 20MnVB

的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下：渗碳深度?

渗碳深度?

渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC58?63,心部硬度为

HRC33?48。对于氟化齿轮，氟化层深度不应小于；表面硬度HRC48?53。

本设计变速器齿轮选用材料是20CrMnTio

各轴转矩的计算

发动机最大扭矩为，齿轮传动效率99%,离合器传动效率99%,轴承传动效率

96%。

= 丁亠卅二

105X99% X 96%二中间轴

T3 二

TR 承〃齿―产

X 96% X 99% X 36/15

二轴

—挡

= 齿為-汕二^

X X31/16二—挡

妇2

= ▲〃承〃齿X X 29/23二二挡

挡

T23 = ▲〃欣〃齿丄5_6

二

X X X 24/28=四石4 = 4〃承“齿=3-4二X X X 19/33二五挡

妇5

= ▲〃承〃齿二X X二倒挡

珞=Z(〃承〃庐\"* 212 - 9 =*(96%*99%)2*22/16*31/21=倒挡轴

厂倒=W^)2iw_n =* (96%*99%)

2*22/16=齿轮的强度计算与校核

齿轮弯曲强度计算

1、直齿轮弯曲应力

图齿形系数图

=2T扎匚

7iin zKcy

()

式中：兔一弯曲应力（MPJ；

° 一计算载荷（）；

K。一应力集中系数，可近似取K。二；

K,一摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮K,?二，从动齿轮K/二；

b—齿宽（mm）；

加一模数；

〉，一齿形系数，如图。

当计算载荷人取作用到变速器第一轴上的最大转矩7：口藏时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400?850MPa o

（1）倒挡齿轮11, 12,的弯曲应力6山，

2%世儿

2 x 297. 45 x 1. 65 x 0. 9

龙3‘ x 22 x 6. 5 x 0. 122

2也心

7unzz12Kcyl2

2^297.45 3

兀3彳

x 21 x 6. 5 x 0. 138

（2）

一挡齿轮弯曲应力Ex <7..10=16

=31

xl0斜齿轮弯曲应力入

2JK°Kf

7Un2

3z3Kcy9

2x419.14x1. 65xO.9xlQ3

龙33 x 31 x 7 x 0. 117

^10

2T：K °K f

如曲儿。

32Tg cos pKa

7tzmnyKcKe

式中：匚一计算载荷（N ? mm）；

叫—法向模数（mm）；

z—齿数；

0—斜齿轮螺旋角(° );

K。一应力集中系数，K。二；

〉，一齿形系数，可按当量齿数= z/cos2 3

p在图中查得；

心一齿宽系数心二

心一重合度影响系数，匚二。

当计算载荷7；?取作用到变速器第一轴上的最大转矩7：口寢时，对乘用车常啮

合齿轮和高挡齿轮为180?350MPaO

(1)

计算二挡齿轮7, 8的弯曲应力

b = 2^2 cos

辱K°

_ & ““

二 --------- --------------------

x 10—080

?350MPs

龙36 x 2 . 53 x 0. 124 x 7. 5 x 2 . 0

齿轮接触应力J

2 x 227. 62 x cos 22. 78’ x 1. 50

a = 0.418 [ , 7 —(丄+

J_[

- y bd\' cos a cos P p= pi)

式中： J —轮齿的接触应力(MPJ；

°一计算载荷()；

dr—节圆直径(mm)；

节点处压力角(° ),

0—齿轮螺旋角(° );

?一齿轮材料的弹性模量(MPJ；

b-齿轮接触的实际宽度(咖)；

p：、PL主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮

ph = rhsma ,斜齿轮

p. = (r. snia)/cos2x ph = (rz, snm)/cos2/7 ；

r：、rb—主、从动齿轮节圆半径(mm)。

_ 2 x 272. 76 x cos 22. 78 x 1. 50

兀29 x 2. 5 x 0. 156 x 7. 5 x 2. 0

3x 10—080

?350M

巳

^zmnyzKcK,

2 x 227. 62 x cos 22. 78* x 1. 50 “3

八“ 小“”

--------- x 103 =<180~350MPa

龙23 x 4 x 0. 153 x 7. 5 x 2. 0

(2)

计算三挡齿轮5, 6的弯曲应力

,=2r5 _宓屁人匚心石3 COS 05-6

心

_ 2 x 185. 42 x cos 22. 78* x 1. 50

兀24 x 2. 53 x 0. 163 x 7. 5 x 2. 0

o = 2妇

COS 0x6心

r6 _叱叙也26

x 10—080

?350MR

_ 2 x 124. 56 x cos 22. 78* x 1. 50

3兀19 x 2. 53 x 0. 143 x 7. 5 x 2. 0

x 10=<180

?350MP*

2可cos队K。

7tz^nyAKcKs

_ 2 x 227. 62 x cos 22. 78 x 1. 50

3兀33 x 2 . 53 x 0. 175 x 7. 5 x 2 . 0

x 10=<180

?350MP*

(4)

计算常啮合齿轮1, 2的弯曲应力

27； cos

卩”Ka

_ 2 x 99. 79 x cos 25. 2& x 1. 50

兀15 x 2. 53 x 0. 158 x 7. 5 x 2. 0

x 10—080

?350MP*

_ 2T3

COS 02觴

5 =宅町儿心心

_ 2 x 227. 62 x cos 25. 28* x 1. 50

x 103=<180

?350MP&

()

r sina、

将作用在变速器第一轴上的载荷T“J2作为计算载荷时，变速器齿轮的许

用接触应力J见表。

弹性模量

E二

X10“ N - mm-2,齿宽

b = Km = Kmn

表变速器齿轮的许用接触应力

齿轮

渗碳齿轮

一挡和倒挡

常啮合齿轮和高挡

G)[MPci

液体碳氮共渗齿轮

1900?2000

1300?1400

950?1000

650?700

(1)计算一挡齿轮9, 10的接触应力

d：

勺1 1

9 = 0. 418.

bd； cos a 1如

pb3)

1 1 + -----

x 103

8. 21 15. 90 )

= 0.418

419. 14 x 20. 6 x 101

22 x 93 cos 20°

=<1900?2000MP*

% = °?418

1 1 —+ — rlObd；。cos ap二

Pb3

= 0.418

严?

62x20. 6x2 1 1

3x 10

------- F -----

V 24 X 48 cos 20°

(8. 21 15. 9

二〈1900?2000MP$

(2)计算二挡齿轮7, 8的接触应力

sin a/003^22. 780 =

sin a /

COS222.

78°二

aJ7 = 0.418

T“E

1 1

—&

--- + ------

bd； cos acos22? 78°k

PzZ Pbl )

= 0.418

1 1 —+ ------

272. 76 x 20. 6 x 10

18 x 72. 5 cos 20°cos22. 78° (11.57 14. 58

x 103

=<1300?1400MP*

31V ■

= 0. 418.

bd； cos acos22? 78° pz3 pbl 丿

1 1

- F ------

227. 62 x 20. 6 x IO1

cos22? 78° 1,11.57 14. 58

x 103

= 0.418

20 x 57. 5 cos 20°=<1300?1400MP*

(3)

计算三挡齿轮5, 6的接触应力

必弋sin\"曲22. 7叶

pb5 =——-sin a /

COS422. 78°二

J = 0.418

J_ 1

bd； cos acos22? 78° pb5 丿185. 42 x 20. 6 x 101

1 1 )

3x 10

= 0.418

---- + ---------

18 x 60 cos 20°cos22? 78° (14. 08 12. 07

=<1300?1400MP*

1 1 ------------------------------------- + 18 x

227. 62 x 20. 6 x 10

j6 = 0. 418.

70 cos 20°cos22? 78° 14. 08 ------ 12. 07

x 103

0.418

=<1300?1400MP*

(4)

计算四挡齿轮3, 4的接触应力

◎込

sin °/c心2. 78。=

d：

■

bd； cos acos22? 78°

p沽

Pb5 丿

Pb3 = — sin a /

COS222. 78°二

1 1

—+——

勺

3 = 0.418

Pb3

bd； cos acos22? 78° p认

1 1 —+ ---

124. 56 x 20. 6 x 10

cos22. 78° (16. 6 9. 56 J

x 103

= 0.418

19 x 47. 5 cos 20°=<1300?1400MP&

cr.4 = 0. 418 .

Y bd； cos acos22? 78° ( p认二

0.418“

T3E

1 1

—+——

Pb3

，

227. 62 x 20. 6 x 10

1 1

V17 x 82. 5cos20°cos22? 78°

=<1300?1400MP&

（5）常啮合齿轮X

2的接触应力

%需皿\"曲25.28。二

-- + ---

1,16.6 9.56

x 103

Pb2 =

寸

six/曲

25. 28。二

Pb2 )

V bd； cos tzcos25? 28°

( p

] 99. 79 x 20. 6 x 1(/

3 ------- x 10

二

0.418

* 20 x 37. 5 cos 20°cos25. 28°

7. 84

18. 82

=<1300?1400MP&

=0.4185/

T、E

1 1

—+——

=0.418

_____ 垒 _____ 丄+丄

bd； cos acos25? 28° pbz 丿

103I 227. 62 x 20. 6 x 10’ *18 x

------- +

討= 0.418

(7.84

90 cos 20°cos25. 28°

=<1300?1400MP&

（6）计算倒挡齿轮11, 12的接触应力

q =匕山20。二丄

P/,11 =y-sm20° =31

f =°⑷冷城cos

= 0 418 297.45 x 20.6 x 10 V 20

x 66 cos 20°

JI. 29

r3x 10

+ ------

=<1900?2000MP$

10. 78

1 1

1 )

3 -------- +

x 10

% = 0. 418

—严

+ ---------

-----

(11.29 - 10. 78 )

Pill >

J ba cos a

兀E

(

i2二0.4】8 227. 62x20. 6x0

V 20 X 63 cos 20°

=<1900?2000MP$

5变速器轴的强度计算与校核

各挡齿轮的受力计算

(1)

一挡齿轮9, 10的受力

/% =经=$ x 429. 14 % 103

= gon. 76N

f9 d. 93

a =玉=$ % 汕

x 1q3 =

9484 nN

血

巴9 = Ft9tana = 9013. 76tan20° = 3280. 74N

FrlQ = Ftl0tancr = 9484. 17tar20° = 3451. 96N

(2)

二挡齿轮7, 8的受力

匹=2 x 272. 76

x 1()3 =

7524> 41N

d7 72.5

空=2 x 227. 62

x 103

= 7917

22N

d3 57.5

—念=7524.4?。皿22. 78。= 2970. 35N

仔s = 4s tan

匕=79i7>22tan20°/cos22. 78° = 3125. 42N cos 07_s

Fa7 = Ft7tan/?s = 7524. 41tan22. 78° = 3159. 88N

Fa3 = Ftstan/7s = 7917. 22tan22. 78° = 3324. 84N

（3）三挡齿轮5, 6的受力

2L3 _ 2 x 185. 42

x 103 = 6180. 67N

60―

27； 2 x 227. 62

x 103 = 65 0 3. 43N

COS 0x6

6观

67^0： = 2439.沁

cos22? 7&

650343tar2-

COS 05-6

° = 2567. 31N

cos22? 7&

：5

FZ5 tan /75_6 = 6180. 67 tan 22. 78° = 2595. 59N

耳6

=存6 tan 06 = 6503. 43 tan 22. 78c = 2731. 12N

（4）四挡齿轮3,

4的受力

2 x 124. 56

x 103 = 5244. 63N

47?5-

2 x 227. 62

82.5

X13=5518

°6N-°

cos 037

F = F认tan冬

r， COS 03-4

1. 63zn2° =

20?0 38N

cos22? 7S3

5518.06ta^

=21?8 32N

cos22? 7&

：=Ft3 tan

卩37 = 5244. 63 tan 22. 78° = 2202. 49N

巴4 = F认 tan 037 = 5518. 06 tan 22. 78° = 2317. 31N33

（5）五挡齿轮1, 2的受力

=诗尹

X 103 = 5322. 13N

2 x 22 /? 62

x 103

= 5 0 5 8.

22N

26N

=込

~d.

凡

tan an — 5322. 13tai^0 =

cos

斥2

tan %

COS 0i_2

cos25? 28\"

55°& 227Z0\' =

2036 Q3N

cos25?

28°

=5322. 13 tan 25. 28° = 2513. 49N

Fq =人2 tan A-2

=5058. 22 tan 25. 28° = 2388. 85#

（6）倒挡齿轮11, 12的受力

27s

2 % \"\"2 x 103 = 6897. 58N

2 5—15 % pa = 9442.

S5N

2厂倒

=Ftlltana = 6897. 58tan20° = 2510. 5IN =F/tana = 9442. 85tar20° =

3436. 92N

变速器轴的结构和尺寸

已知中间轴式变速器中心距4二，第二轴和中间轴中部直径d = 0. 45/1,轴的最大直径d和支承距离厶的比值：

对中间轴，d/厶二?；对第二轴，d/厶??。

第一轴花键部分直径d （mm）可按式（）初选

式中：K-经验系数，K二?;

乙“一发动机最大转矩（）o

第一轴花键部分直径丛=(4 ~ 4. 6)*也二=(4 ~ 4. 6)V105^,取25mm；

第二轴最大直径Ema,二0.45 x 70.5二31.725册取45mm；中间轴最大直径

= 0. 45 x 70. 5

二取

Jmax=38mm

第二轴：如密=

0.18?0.21;第一轴及中间轴：仏竺=

0.16?0.18

第二轴支承之间的长度L2=171?200mm取厶二173mm；中间轴支承之间的长

度厶中二200?225mm取厶二210mm;倒挡轴支承之间的长度L ^103mmo

令第二轴上一至四挡处各直径分别为d2-d24,倒挡为d2fi；中间轴上一至五挡处各直径分别为d3-d35

,倒挡为ck;倒挡轴上一挡与倒挡处直径为山,山。

轴的校核

轴刚度校核

若轴在垂直面内挠度为?,在水平面内挠度为人和转角为6,可分别用式

()、()、()计算

f _ F&X _ 64F『a\'方彳

° - 3EIL ~ 5ELd\'

彳

()

_ F砂 _ 64F?a诂2

\'-3EIL ~ 3兀ELd\'

()

占 _

Frab(b - a) _ 64Fra b(b - a)

^EIL 37TELd\'-

式中：件一齿轮齿宽中间平面上的径向力(N)；

巴一齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)；

E—弹性模量(MP) ^ = X105MPa；

/—惯性矩(鬲)，对于实心轴，I = ^/4/64 ； d—轴的直径(mm),花键处按平均直径计算；

a、b—齿轮上的作用力距支座4、B的距离(血)；

乙一支座间的距离（mm）。

轴的全挠度为f = yj// + // <0.2mm。

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为［?］二?，［?］二?。齿轮所在平面的

转角不应超过。

(1)

第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大,

计算

(2)

二轴的刚度

—挡时：

存9 = 9013. 76N, F沁=3280. 74N

d2l - 25 mm, a9 =43mm, % =62mm L = 105mm

fR4F a

c3 =

r9 9 0. 05-0. 10mm

兀ELd“

A4F

c QA \"A

=叫9玉。9 二

5 0? 107 15mm

3羁風

爲=Jf： + f) = 0. 08mm < 0. 2mm

64F

Q aQ bQ(bQ — aQ)

爲=_曲9 9二__二§二挡时：

兀ELd?、

Ftl = 7524. 41N, Frl = 3125. 42N

d22 =40mm, a7 = 155mm, b7 = 18mm L = 173mm

可以不必 fe7 = & IF汀花

乂二

< o. 05?0? 10mm 3rrELdJ

c c

= 6 l/;7a? Z?? = < o. 10?C? 15mm

兀d\'EL

巧=Jf； + f； = 0? 004mm < 0. 2mm

2 2

6- =

-牛）二<三挡时:

兀ELd“

——

耳5 = 6180. 67N, Fr5 = 2439. 90N

〃23 = 30mm, a5 =82mm, b5 =91 mm L = 173mm

才§ = 竺虽笙二 <

o. 05-0. 10mm

庇ZdJ

二

5 0. 10?0?

15mm

f5 = J点 +

f； = 0. 870mm < 0. 2mm

m =匹邑血二四挡时：

5ELd?

FtZ = 5244. 63 N, FrZ = 2070. 38N

九 =25mm, a3 =58mm, b3 = 118mm L = 173mm

2 2

fe3 =

& 叵戶3 2 二

< 0. 05?0. 10mm

兀ELd：

f2 =

64尸

2Z?2

3 3-^< 0. 10-0. 15mm

5d；EL

f3 = Jf； + f： = 0. 11mm < 0. 2mm

迟=61F/3 b业一弘）二§倒挡日寸：

冗ELd?：

FT12

= 9442. 85 N, Frl2 = 3436. 92 N

d2R = 25 mm, a12 = 90mm, Z?12 = 15mm, L = 105mm

64F a

fel2 = S r

严二

< o. 05-0. 10mm 3nELd?R

64尸

乙=。论a

俺二 <

0. 107 15mm

\"djEL

f12 = J巧2 + &2 = °? °15mm < 0. 2mm

名=6 IF』％仏a「纭）二<

（3）中间轴刚度

Z7tELd2R

一挡时

〃3i =30mm, a10 =49mm, Z?10 =54mm L —

fclQ =

&瓦宀

= <

0 05-0. 10mm

5ELd；

2 2

F - 64存IO^IO v10 , c 1 c c 1 L

Aio -------

3冗严

EL= ~ o. 107 lomm

f、Q = J巧° +

f：Q = 0. 028mm < 0. 2mm

6°

耳

10*10

方

10 （方10

-日

io）

二 V 二挡时.

兀ELdJ

斥

6 = 6503. 43N,仔& =

2567. 31N

d33 = 34mm, a6 = 118mm, b6 =92mm L

103mm

=210mm

=o irr6a6

3血尙

64F

< o. 05-0. 10mm

64尸

2Z?2

=。56怎°6 二 <

o. 107 15mm

3羁夙

= Jf] + f： = 0. 12mm < 0. 2mm % = 64F/6方6

（方6

—日6）二 < 四挡时：

兀ELds；

Ft4 = 5518. 06N, F沁=2178. 32N

必4 = 30mm, a4 =95mm, b} = 115mm

L =210mm

fc,=

品菩二

< 0. 05?0. 10mm 5ELd祉

64尸

=“勺工勺二§

o. I。?o巧伽

s 3

冗d；EL

，64F a

_h =

=0. 16mm < 0. 2mm

5, =

&吃?力仏一 ◎）二＜五挡日寸:

兀ELdsa

Ft2 = 5058. 22N, F汽=2036. 03N

“35 = 30mm, a2 = 18mm, b2 = 192mm

fc.=也弋二

< 0. 05?0. 10mm 5ELd\"

F a h

f2 2 2

Znd^EL

0. 10-0. 15mm

R4F o \"A

L =210mm

f2 = J龙；+

f； = 0. 03mm < 0. 2mm § = 6吃耳2（Q -冬）二§侄!|挡时：

一

兀ELd；

Ftn = 6897. 58 N, Frll = 2510. 51N

bn = 15mm ,

L二105 mm

R4F o \"A \"

x = 也口 ? 二

W 0. 05?0. 10mm ?>7tELdZR

64尸

= 虫 * % 二 <

0. 10-0. 15mm

3如3旧

? = J肴i + = 0. 071mm < 0. 2mm

瓦=6

久仏-如）七轴的强度校核

（1）二轴的强度校核

三挡时挠度最大，最危险，因此校核（如图）。40

RVA

RHA

R IB

图二轴强度校核图

1）求水平面内支反力/心和弯矩必腮

必+磕二斥5

()

RHAL

RHBL?41

由以上两式可得：R孑、%二、%二求垂直面内支反力心、心和弯矩姙

^VA

+尺阳~巴5

—+ *耳4 =时

由以上两式可得■&\'』二，二、

()

血左二，姙*二按第三强度理论有:

M = g +M；右 + 瞌

()

M二

J287. 27° + 129. 78’ + 185. 4=372. 65

才

3 2财

()

o = —

如23

a=0. 14MPa < [b] = 400MPa

四挡时挠度最大，最危险，因此校核(如图)。

1)求水平面内支反力斤旳、水加和弯矩必甌

RHA 十

R/iB

二耳4 ()

RHAL

R^BL? ()

由以上两式可得：R旳二,RHB二、MHC二287N m

2)求垂直面内支反力宓、RVB和弯矩％

^VA

()

心厶+

I鬥0 =时 ()

由以上两式可得心二，為二，姙。左二，财知二按第三强度理论有:

T： ()

M=72872 + 170. 082 + 124. 562 = 356. 07

o = —32财

()

勿34

=化 + % o=0. 135MPa <

[J] = 400MPa

RvA1「

----------

? -------------------------------------------------------------

-------- ?

丁

287N ? m

--------------------------------- ——

图中间轴强度校核图

轴承的选择

⑴一轴轴承校核

① 初选轴承型号

由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承为滚子轴承6206,油润滑极限转速〃二9500r/min,查《机械设计课程设计手册》该轴承的二42500N, 6；二32500N。

② 轴承的校核

一挡时传递的轴向力最大。

I求水平面内支反力必】、蛰

兀十

Rfi? — B ()

()

F从严弘丄

由以上两式可得：R

二、H2~°

II内部附加力尺】、FS2,由机械设计课程设计手册查得Y二和Y二

Fs =际 / 2F = 3712. 24;V

FS2 =蛰

/2Y = 785. 1LV

HI轴向力耳和巴2

由于尸曲+

Fsz > Fsi

所以轴承2被放松，轴承1被压紧

巴1

=巴9

+ 厶2 = 6370. 02 + 785. 11 = 7155. 13;V

= Fs、= 3712. 24Ar

IV求当量动载荷

查机械设计课程设计得：

Cr = 325000N,

COr = 425000N

向当量动载荷Pj = 1.30 > e = 0.29

巴9

查《机械设计课程设计手册》，则X二，F二。

P =伽注+迅J

()

匚为考虑载荷性质引入的载荷系数“

爲（?）取巧二

P =巧忧】+览J二

③ 计算轴承的基本额定寿命厶

?为寿命系数，对球轴承?二3；对滚子轴承?二10/3。

n = 1200/ / min

106

60/2

[32500\'_ 106

(23020. 188二＞厶二30000h

合60 x 1200

格。

丿

（2）二轴轴承校核

初选轴承型号

由工作条件和轴颈直径初选中间轴为球轴承6206,查《机械设计课程设计

手册》该轴承的C=19500N,:二115000N,

预期寿命币二30000h。

一挡时传递的轴向力最大，按同样方法计算可得:

610

Lh =

轴轴承校核

? _ 106 (35800 ]

二〉厶二30000h合格。（3）中B丿

60 x 342. 86

〔

7819.

间

60/2

34 )

初选轴承型号

由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承为圆锥滚子轴承30205,查《机械设计课程手机手册》，该轴承的0。二592000N,：二432000N,

*二，预期寿命

Z;=30000ho

按同样方法计算可得:

6 z 10/3

1° f

心200

二〉厶二30000h

合格。

60 x 573? 91 (5791 ? 76

丿 *

6变速器同步器的设计与操纵机构

同步器的结构原理46

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:

图6T锁坏式同步器

1、9-变速器齿轮2-滚针轴承3、8-结合齿圈4、7-锁环（同步坏）

5-弹簧6-定位销10-花键毂11-结合套

如图（6-1）,此类同步器的工作原理是：换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，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 △血，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（图6-2b）,

使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第一阶段结束。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，完成换挡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挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图6-2d）,完成同步换挡。

卩2

图6-2锁坏同步器工作原理

同步环的主要参数的确定

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6-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图6-3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6?12个，槽宽3?4血。

图6-3同步器螺纹槽形式

锥面半锥角&、摩擦锥面平均半径R、锥面工作长度b的选择

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熟避免自锁的条件是tan6Z>/o

一般a二6°?8。。。二6°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a二7°时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7。。

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35—45mmo

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

2托PF

设计中考虑到降低成本取相同的b取4rmio

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。段造时选用猛黄铜等材料。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上喷镀一层钳（厚约?），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?的铝制成。喷钳环的寿命是铜环的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9询。

锁止角0、同步时间t

锁止角0选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角0选取的因素，主要有摩擦因数/、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0取30。。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。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高挡取?，低挡取?；对货车变速器高挡取?，低挡取?。

变速器的操纵机构简介

由于时间及能力关系，本设计只是简单介绍变速器操纵机构，并没有实际设计尺寸。设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：

（1）

换挡时只允许挂一个挡。这通常设置有互锁装置（如图6T所示）。

（2）

在挂挡的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图6-1所示）。

（3）

汽车行进中若误挂倒挡，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒挡，则容易出现安全事故。为此，应设置倒挡锁。

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