三轴五档变速器

2023年11月17日发(作者：2022款轩逸经典图片)

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）

手动变速器简称又称机械式变速器）采用齿 轮组

（ManuaI Transmission,MT,

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 上都是采用的挡手动变速。

5

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

(Automatic Transmission),

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

捷车厂的车型上面，称为它解放了高性能 跑车受传统自动挡的束缚，让驾

911Tiptronico

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

择挡时，可自由选择加档(+) 或减挡(-)，和手动挡操作一样。

D

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、起亚、捷达款等等，这些“二 合一”的车型

CS35K22013

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?个挡。而无级变

27

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车型而开展的，变速器依旧是采用经典的手 动变速

X30

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

3

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 二），

（H

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、个前进挡；重型载货汽车和重型越野汽车则采 用多挡变

45

速器，其前进挡位数多达?个甚至个⑷。

61620

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

5

器挡位数的上限为挡。多于个前进挡将使操纵机 构复杂化，或者需要加装具有独立操

55

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。但与传动比为的直接挡比较，采用超速挡会 降低传动效率。

1

4

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

2T

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

2

下降。

图轿车中间轴式变速器

2-1

123

第一轴；第二轴；中间轴

两轴式变速器如图所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除 最到挡外其他

2-2

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，低挡传动比取值的也 受到较大限制，但这一

（ih）

缺点可通过减小各挡传动比同时增大主减速比来取消。

图两轴式变速器

2-2

1―2—3—

第一轴；第二轴；同步器

图、图、图分别示出了几种中间轴式四，五，六挡变速器传动 方案。它

2-32-42-5

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 以上，噪声低，齿轮和轴承的磨

90%

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

6

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。

图中间轴式四挡变速器传动方案

2-3

如图中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别：图、所示方

2-32-3ab

案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图所示传动方案的一， 三，四挡

2-3c

用常啮合齿轮传动，而倒挡用直齿滑动齿轮换挡。

图所示方案，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

2-4a

2-4bcd2-4d

、、所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图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。

图中间轴式五挡变速器传动方案

2-4

图所示方案中的一挡、倒挡和图所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮

2-5ab

换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。

7

b

)

图中间轴式六挡变速器传动方案

2-5

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

图为常见的倒挡布置方案。图所示方案的优点是换倒挡时利用了 中间轴上

2-62-6b

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。图所示方案针

2-6c2-6d

对前者的缺点做了修改，因而取代了图所示 方案。图所示方案是将中间轴上的

2-6c2-6e

一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。 图所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿

2-6f

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

图变速器倒挡传动方案

2-6

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

图倒挡布置

2-7

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）2-8a）

将啮合套做得长一些（如图

或者两接合齿的啮合位置错开（图这样在啮合时使接合齿端部超过 被接合齿

2-8b）,

约广咖。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。

3

b

图防止自动脱挡的结构措施图防止自动脱挡的结构措施

2-8I 2-9II

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）2*3°）,

将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜使接 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：

图锁坏式同步器

2-10

I423-56

、-同步坏;-同步器齿鼓;接合套;-弹簧;-滑块；

78-910

-止动球;卡坏;—输出轴；、-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?下限适用于轻型车和轿车。

620mm,

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，微面车一般用个

挡位的变速器。本设计也采用个挡位。

5

传动比

初选传动比：

设五挡为直接挡，贝

IJ： /；

5

=1

SmJ O

g max^O

式中：—最高车速

-一发动机最大功率转速

r

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

nJ

①二?

则

n

p

=X3200=44806400r/min

(?)?

O?=9549X

竺叱 (式中&二?，取&二) ()

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

所以，心二二?

9549X ---------------------- 60027090r/min

八,

P 1 AC

汽油机的转速在?

50006500 r/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 ~

g

max

单面主减速器，当％〈时，取〃二

695%,

0

乘用车心在~范围，仇二

96%,

% 二〃 依二

X 95%><96%

二％

最大传动比的选择:

G

①满足最大爬坡度

根据汽车行驶方程式:

CA

D

du

=Gf +

ir + Gj + 3m

t

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：作用在汽车上的重力，汽车质量，重力

G—G = mg, m—g—

加速度，

G = wgh860Xh8228N；

13

T^--mJ；

e

发动机最大转矩，

/ —主减速器传动比,

0

二;

〃传动系效率，〃丁二％；

7?—

尸一车轮半径，广二；

/一滚动阻力系数，对于货车取/二； 爬坡度，取&二。

a—

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

i.

＞

---------------------------------------------------- 二

小

105 x 5. 027 x 91. 2%

②满足附着条件。

人＜已?

mJ/\" 0 ()

r

在沥青混凝土干路面，二~,取二

4＞4)

口仃.一

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

即 二

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

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

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：

? ? ? ?

2

=佥=殳=直=。 ()

1ll

&2 .3 4 5

? ? ? ? 4

SS

式中：一常数，即各挡之间的公比。

9

因此，各挡的传动比有：

14

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：—变速器中心距

A（mm）；

（）

KK”

八一中心距系数，乘用车：二?，

7；m^

一发动机最大转矩，（）;

L-b

变速器一挡传动比，二；

仇一变速器传动效率，取；

96%

则，八匝二而

4 = K

二??

（8. 99. 3）^105 x 4.5 x 96%=（mm）

初选中心距二。

470mm

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二其余各挡斜 齿轮模数

m3mm,m

二

（2） aB

齿形、压力角、螺旋角

汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表选取。

3T

表汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角

3-1

齿形

车

压力角

a

螺旋角

25

。

轿车 高齿并修形的齿形

° , 1516° °

。，

20°

~45

O

20° GB1356-78

~30

O

小螺旋

角

规定的标

一般货车

准

齿形

重型车 同上

低挡、倒挡齿轮。，

25°

15

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取，啮合套或同 步器取；斜齿轮常啮合齿轮为

Q20°30°

25° 22Q

,其余各挡斜齿轮均为。

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) b

齿宽

齿轮宽度的大小直接影响着齿轮的承载能力，加大，齿的承载能力增高。 但试验表

bb

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 = K

c

m?

式中—齿宽系数，直齿齿轮取?，斜齿轮取?；

:K<

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：

中间轴上的齿轮二对应一轴齿轮二

b18mm,b24mm；

一挡：中间轴上齿轮二对应的一挡齿

b20mm,

二挡：中间轴上齿轮二

b

轮二

b22mm；

对应的二挡齿轮二

b20mm；

对应的三挡齿轮二

b18mm；

对应的三挡齿轮二

b18mm；

20mm,

三挡：中间轴上齿轮二

b18mm,

四挡：中间轴上齿轮二

b18mm,

倒挡：二二。

b20mm, b20mm

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 确定一挡直齿轮的齿数,

—挡传动比:

1

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

\'Z

乙。

P

_ Z

2

爲

()

图变速器示意图

3T

为了确定和的齿数，

ZgZg

先求其齿数和

ZJ

—空

?

m

其中，

A =70mm

x

m =3；

故

有以=

46.67 o

当乘用车为三轴式的变速器时，在之间选择，此处取沪则可 得出二

Z\"15^17Z16,Z9

（取整为。

31）

上面根据初选的力及刃计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，可以 看出中心

Z

距有了变化，这时应从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

Z

为以后计算的依据。这里乙修正为则反推出/二

47,o

^0

()

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、

15Z

2

=36

O

17

则可算出实际螺旋角二@ 。

B

确定其他挡位的齿数

二挡传动比：

()

故有： 三=

对于斜齿轮，

1.2875

③

Zs

_ 2Ap

cos

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

()

④

故有：

7 + Zs = 52.3

③联立④得：、厶=。

Z] =

2923

贝实际螺旋角

IJ,

按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮/ = 、厶=四挡齿轮

5

2428；

Z = 19Z = 33 Bn

34

、,实际螺旋角

确定倒挡齿轮的齿数

倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮乙的齿数一般在?之间， 初选乙\'

22123

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? 二

x 3 x（22 + 16）57mm

为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮和的齿顶圆之间应保 持有以上

1110

的间隙，则齿轮门的齿顶圆直径应为：

0“

如+ +如二歹

0.5 （）

2 2

则：

D

elJel0

=2B—1—D=71mm

Z=21）

12

（取整为

倒挡轴与第二轴的中心距:

18

B\"=

导（乙 各

+7）

二

78mm

。

挡齿轮几何参数

（D

一挡直齿轮几何参数

m 3mm, , Zo -16, ct -20 , -0° , A

二

分度圆直径

齿顶咼

齿根高 二

齿全咼

齿顶圆直径

齿根圆直径 二

、

n

=

CI9—Zgni—93mm do—

〔

Ziom-48mm

h^9 h9io=ha*m3mm

二 二

hf9=hfio= (ha*+c*)

h?hg (2ha*+c*)

二 二二

daF (Zg+2ha*)99mm

二

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

dio-

a

54mm

（2）

常啮合斜齿轮几何参数

m Z］15，Z36, a =20° , 025° , A

nn

二 三二二丄

端面模数

端面压力角

a

】

=aictan(

tan

a；Fccos A?%

二。

A

端面啮合角

分度圆直径

齿顶高

齿根高

齿全咼

齿顶圆直径

d （%smn（%s|3）=

产叭卩）二，严

2)ha2(ha+ ?

二 二叫

hai—IPn (ha+ § J

二

he(ha+c- § J

二二

h = h +h =

af

d=d+2h=

alfa1

d=d+2h

a22a2

=

d=d-2h=

dfFd

厂

齿根圆直径

2hfi

（3）

二挡斜齿轮几何参数

m=, Z-29, Z23,20

n7

广匕二。

变位系数＜二,

19

端面模数二上—二

m,

COS P

端面压力角

cc

tos

= aictaii(y^

ta11 a

Q)二 °

端面啮合角

a^arccos

AcOSa

^°

理论中心距二玉

A+Zs m =

A

2

c

中心距变动系数2二二

A—A

ni

a

变位系数之和 二

& = (Z： + Zs)(mq—mq)2tga“

齿顶降低系数S二心二 分度圆直径 二，宀

07 - nin(Z7/cOS B )8 -

^(^8/cOS (3 )

齿顶高 订二叫厂 二 2二八

h(ha+ § 0 n)m(ha+ 4 2- a n)=

齿根高 二叫

hf?(ha+c- 4i) =

齿全高

h = h

3f

+h =

齿顶圆直径齿根

d

a7a

7d2h7

=+=

圆直径

df7

==-

h(ha+c-

偲二叫

? 2)

二

d2hf

77

d8d2h

a8a8

=+=

(4)

三挡斜齿轮几何参数

m=, Z-24, Z =2820, 0 22A‘

n569

匕二。二。, 二

端面模数产上「二

m

COS P

=aictaii(

tan

^/^)=°

s

端面压力角

端面啮合角

?^arccos

ACOSa

^° A

理论中心距二乙+乙二

A6 m

c

2

中心距变动系数爲二二

A—A

n

变位系数之和U

(Z3 + Z

6c

)(inva^-mva)

二

Z

2tga

n

m

齿顶降低系数

a

ns

= ^-V

20

分度圆直径

d

5 ninQs/cos B)dg = mn(Z8/cos B)

二 二，二

齿顶高

ha5=m

n

(ha+ ? o n)

厂 二

齿根高 二叫

hf5(ha+c- 4 1)=

h6-mn (ha+ 4 2\"

d

o r

hf6m(ha+c-

二八

齿全高

h = h

af

+h =

齿顶圆直径

da5

=+=

d52h5

+

a

da6~d2h—

6a6

齿根圆直径

df5

=+=

d2hf5

5

df6d6^2hf6

==

(5)

四挡斜齿轮几何参数

ni , Z=19 Z=33 a =20 , 022° , A =

n5949n

=0

二

变位系数刍二，

.二

端面模数斗二丄％二

1

COS P

细面压力角

ct

t

= arctan(

tan

卩 ~

端面啮合角

a>arccos

ACOSCt

-°

A

理论中心距二乙

AZ3 +m =

2

c

齿顶降低系数S二生-九二

分度圆直径

d

34

= mnCZVcos B)d = %(Z4/cos

二，

齿顶高 二、二 二叫

ha3ra(ha+ ? 1- o J ha4(ha+ § 2- o □

齿根高 二八二 二叫

hf3m(ha+c- § 1)hf4(ha+c- g 2：

齿全高

h = h

af

+h =

齿顶圆直径 二 二 二 二

da3 d3+2ha3 da4 Ch+2ha4

齿根圆直径 二 二二 二 二

da3 C)3+2ha3 da4 cU+2ha4

(6)

倒挡齿轮几何参数

m3fnri, Zu

二

乙

二

2=21

分度圆直径

22

d 11 z 11 *m 66mm

二二

齿顶高

ha” hj2 ha*m 3mm

二 二 二

齿根高

hfii—hfi2 (ha*+c*)

=

二

21

B)

二

)二

mm

d 12 Z12*m 63mm

二 二

齿全高

齿顶圆直径

齿根圆直径

h?=h

12

= (2ha*+c*)

二

d

al1)1

= (Z+2ha*)=72mm

dfn= (Zn

-3

2ha*-2c*) m： dnF

di-69mm

a2

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也有采用的。这

20CrMnTi,20Mn2TiB, 20MnVB

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?

渗碳深度?

渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为?心部硬度为 ?

HRC5863,HRC33

48HRC4853

。对于氟化齿轮，氟化层深度不应小于；表面硬度?。

22

本设计变速器齿轮选用材料是

20CrMnTi

o

各轴转矩的计算

发动机最大扭矩为，齿轮传动效率离合器传动效率轴承传动效 率 。

99%,99%,96%

= 丁亠卅

二 二中间轴

105X99% X 96%

TTX 96% X 99% X 36/15

3

二 〃齿―产 二轴

R

承

—挡 齿為-汕二^ 二—挡

=

X X31/16

妇= ▲〃承〃齿二二挡

2 X X 29/23T

挡

23

= ▲〃欣〃齿丄二 四

5_6 X X X 24/28=

石〃承“齿二二五挡 ▲〃承〃齿二二倒挡

4 = 4=3-4X X X 19/335 X X

妇

=

珞=

Z* 212 - 9 =*(96%*99%)

(〃承〃庐\"

2

*22/16*31/21=

倒挡轴

厂倒=

W^)

22

i_ =* (96%*99%) *22/16=

wn

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 zKy

c

()

23

式中：兔一弯曲应力

（MPJ；

° 一计算载荷（）；

KK

。一应力集中系数，可近似取。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?二，从动齿轮二；

K,K/

b（mm）；

—齿宽

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口藏时，一、倒挡直齿 轮许

7：

用弯曲应力在?

400850MP

a

o

（1）11, 12,

倒挡齿轮的弯曲应力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

7unzKy

z

12cl2

2^297.45 xl.65xl.l

xiQ3

兀彳

3x 21 x 6. 5 x 0. 138

（2） Ex <7..

一挡齿轮弯曲应力

10

=16

=31

xl0

斜齿轮弯曲应力入

2JK°Kf 2x419.14x1. 65xO.9

7Un

2

3

zKy

3c9

xlQ3

龙

3

3

x 31 x 7 x 0. 117

^10

2TK °K f

：

如曲儿。

3

2T cos pK

ga

7tzmyKK

nce

式中：匚一计算载荷

（N ? mm）；

叫—法向模数

（mm）；

z—

齿数；

24

0

—斜齿轮螺旋角(° );

KK

。一应力集中系数，。二；

〉，一齿形系数，可按当量齿数

= z/cos

2 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?取作用到变速器第一轴上的最大转矩口寢时，对乘用车常啮

7；7：

合齿轮和高挡齿轮为?

180350MP

aO

(1) 7, 8

计算二挡齿轮的弯曲应力

b = 2^2 cos

辱

K°

_ & ““ 2 x 227. 62 x cos 22. 78’ x 1. 50

二 --------- -------------------- ?

x 10—080 350MPs

龙

36 x 2 . 5

3

x 0. 124 x 7. 5 x 2 . 0

齿轮接触应力J

a = 0.418 [ , 7J_[ I

—(丄+

- y bd\' cos a cos P p pi

=

)

式中： J —轮齿的接触应力

(MPJ；

°一计算载荷()；

d

r

—节圆直径

(mm)；

节点处压力角(° ), —齿轮螺旋角(° );

0

?一齿轮材料的弹性模量

(MPJ；

b-

齿轮接触的实际宽度(咖)；

p：(mm),

、从动齿轮节点处的曲率半径直齿轮

P

L

主、

p = rsma ,p. = (r. snia)/cos p = (r, snm)/cos/7 ；

hhxhz

斜齿轮

22

rr(mm)

：

、

b

—主、从动齿轮节圆半径。

25

_ 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

3

x 10—080 350M

?巳

^myKK,

znzc

2 x 227. 62 x cos 22. 78* x 1. 50 “3

八“ 小“”

--------- x 10 =<180~350MP23 x 4 x 0. 153 x 7. 5 x 2. 0

3

a

龙

(2) 5, 6

计算三挡齿轮的弯曲应力

,=23 COS 05-6

r5

_宓屁人匚心

石心

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

兀

24 x 2. 5

3

x 0. 163 x 7. 5 x 2. 0

o

= 2COS 0x6

妇 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. 5

3

x 0. 143 x 7. 5 x 2. 0

x 10=<180 350MP*

?

2cos

可

队。

K

7tz^yKK

nAcs

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

3

兀

33 x 2 . 5

3

x 0. 175 x 7. 5 x 2 . 0

x 10=<180 350MP*

?

(4) 1, 2

计算常啮合齿轮的弯曲应力

27； cos

卩”

Ka

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

兀

15 x 2. 5 x 0. 158 x 7. 5 x 2. 0

3

x 10—080 350MP*

?

_ 2T 02

3

COS

觴

5 =宅町儿心心

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

x 10=<180 350MP&

3

?

27

()

r sina

、

将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许

T“J2

用接触应力J见表。

弹性模量 二

EX10“ N - mm

-2

,b = Km = Km

齿宽

n

表 变速器齿轮的许用接触应力

齿轮

渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮

一挡和倒挡

常啮合齿轮和高挡

G

)

[MPci

19002000 9501000

??

13001400 650700

??

(1)9, 10

计算一挡齿轮的接触应力

2

d

：

勺

1 1

9 = 0. 418.

+

bd cos a 1p)

；

如

b3

1 1 + -----

x 10

3

8. 21 15. 90 )

= 0.418

419. 14 x 20. 6 x 10

1

22 x 93 cos 20°

=<19002000MP*

?

% = °?418

1 1 —+ — rlO

bdcos ap

；

。二

Pb3

= 0.418 62x20. 6x2 1 1

严?

3

x 10

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

V 24 X 48 cos 20°

(8. 21 15. 9

二〈?

19002000MP$

(2)7, 8

计算二挡齿轮的接触应力

sin a/003^22. 780 =

A

T

2

sin a / 22.78°

COS

2

二

28

a = 0.418

J7

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 10

3

=<13001400MP*

?

31

V ■

= 0. 418.

bd cos acos22? 78° p p

；

z3bl

丿

1 1

- F ------

227. 62 x 20. 6 x IO

1

cos22? 78° 1,11.57 14. 58 20 x 57. 5 cos 20°

x 10

3

= 0.418

=<13001400MP*

?

(3) 5, 6

计算三挡齿轮的接触应力

必弋曲叶

sin\"22. 7p

b5

=——-sin a /

COS

4

22. 78°

二

2

J = 0.418

J_ 1

bd cos acos22? 78° p

；

b5

丿

185. 42 x 20. 6 x 10 1 1 )

1

3

x 10

= 0.418

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

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

=<13001400MP*

?

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

227. 62 x 20. 6 x 10

= 0. 418.

二

j6

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

x 10

3

0.418

=<13001400MP*

?

(4) 3, 4

计算四挡齿轮的接触应力

◎込 心。=

sin °/c2. 78

d

：

3

■

1

bd cos acos22? 78°

；

p

沽

2

P

b5

丿

29

Pb3 = — sin a / 22. 78°

COS

2

二

30

1 1

*E

—+——

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 19 x 47. 5 cos 20°

x 10

3

= 0.418

=<13001400MP&

?

cr. = 0. 418 .

4

Y bd cos acos22? 78° ( p，

；

认

二

0.418“

TE

3

1 1

—+——

Pb3

227. 62 x 20. 6 x 10

1 1

V17 x 82. 5cos20°cos22? 78°

=<13001400MP&

?

（5）2

常啮合齿轮X 的接触应力

%需皿\"曲。二

25.28

-- + ---

1,16.6 9.56

x 10

3

Pb2 =

寸 曲 。二

six/25. 28

Pb2 )

V bd cos tzcos25? 28°

；

( p

1

] 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

/

=<13001400MP&

?

=0.418

5/

TE

、

1 1

—+——

=0.418

_____ 垒 _____ 丄+丄

bd cos acos25? 28° p

；

bz

丿

103

I 227. 62 x 20. 6 x 10’ *18 x

1

------- +

討

= 0.418

(7.84

90 cos 20°cos25. 28°

=<13001400MP&

?

（6）11, 12

计算倒挡齿轮的接触应力

q =匕山。二 丄

202

P/,11 =y-sm20° =

31

f =°⑷冷城

cos

= 0 418

297.45 x 20.6 x 10 V 20

1 1

x 66 cos 20°

JI. 29

r

3

x 10

+ ------

=<19002000MP$

?

10. 78

1 1

1 ) 1

-------- +

3

x 10

% = 0. 418

—严 -----

+ ---------

Pill >

(11.29 - 10. 78 )

J ba cos a

1 E

兀

(

i2

二】

0.48 227. 62x20. 6x0

V 20 X 63 cos 20°

=<19002000MP$

?

5

变速器轴的强度计算与校核

各挡齿轮的受力计算

(1) 9, 10

一挡齿轮的受力

/% =经=

$ x 429. 14 % 103

=

gon. 76N

f9

d. 93

a =玉=

$ % 汕

62

x 1q39484N

= n48

血

巴

9 = F

t9

tana = 9013. 76tan20° = 3280. 74N

F = Ftancr = 9484. 17tar20° = 3451. 96N

rlQtl0

(2) 7, 8

二挡齿轮的受力

F 2 x 272. 76 = d 72.5

匹=

x 1()37524> 41N 7

空=

2 x 227. 62

x 10=2

3 7917 2N

d 57.5

3

32

—念=。皿。

7524.4?22. 78= 2970. 35N

仔匕

s = 4s tan

=7>

79i22tan20°/cos22. 78° = 3125. 42N cos 07_s

F = Ftan/? = 7524. 41tan22. 78° = 3159. 88N

a7t7s

F = Ftan/7 = 7917. 22tan22. 78° = 3324. 84N

a3tss

（3）5, 6

三挡齿轮的受力

2L _ 2 x 185. 42

3

x 10 = 6180. 67N

3

60―

27； 2 x 227. 62

70

x 10 = 65 0 3. 43N

3

COS 0x6

667^0： = 2439.

观 沁

cos22? 7&

650343tar2

- ° = 2567. 31N

COS 05-6

cos22? 7&

：

5=F

Z

5

tan /7_ = 6180. 67 tan 22. 78° = 2595. 59N

56

耳=存

6 6 tan 06 = 6503. 43 tan 22. 78

c

= 2731. 12N

（4）3,

四挡齿轮

4

的受力

2 x 124. 56

x 10 = 5244. 63N

3

47?5-

2 x 227. 62

82.5 °-°

X13=55186N

d

cos 037

F = Ftan

认

冬

r

，

COS 03-4

1. 63zn2° =

20?0 38N

cos22? 7S

3

5518.06ta^

=21?8 32N

cos22? 7&

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

t3

卩

巴

4 = F tan 037 = 5518. 06 tan 22. 78° = 2317. 31N

认

33

（5）1, 2

五挡齿轮的受力

2?

==

诗尹

X 103 = 5322. 13N

^

2 x 22 /? 62 3 5 0 5 8. 2N

x 10=2

90

26Nn

— 5322. 13tai^0 =

込

~d.

凡

tan a

cos

斥

2

tan %

COS 0i_2

cos25? 28\"

55

°& 227Z0\' = cos25?

2036 Q3N

28°

=5322. 13 tan 25. 28° = 2513. 49N

Fq =2

人

tan A-2

=5058. 22 tan 25. 28° = 2388. 85#

（6）11, 12

倒挡齿轮的受力

27s % \"\"2 x 10 = 6897. 58N

23

66

2 5—15 % pa = 9442. 5N

S

63

2

厂

倒

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

tll

3436. 92N

变速器轴的结构和尺寸

已知中间轴式变速器中心距二，第二轴和中间轴中部直径轴 的最大直

4d = 0. 45/1,

径和支承距离厶的比值

d：

对中间轴，厶二?；对第二轴，厶??。

d/d/

第一轴花键部分直径可按式初选

d （mm）（）

式中：经验系数，二?;

K-K

乙“一发动机最大转矩

（）o

第一轴花键部分直径丛=也二=取

(4 ~ 4. 6)*(4 ~ 4. 6)V105^,25mm；

34

第二轴最大直径二二册取中间轴最大直径

Ema,0.45 x 70.531.72545mm；

= 0. 45 x 70. 5 J=38mm

二取

max

第二轴：如密= ?第一轴及中间轴：仏竺= ?

0.180.21;0.160.18

L

第二轴支承之间的长度

L

2

=171200mm173mm；

?取厶二中间轴支承之间的长

度厶中二?取厶二倒挡轴支承之间的长度

200225mm210mm;L ^103mm

o

令第二轴上一至四挡处各直径分别为

d

2242fi

-d,d；

倒挡为中间轴上一至五挡 处各直

径分别为

d

335

-d ck;

,倒挡为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可分别用式

6,

()、()、()计算

f _ F&X _ 64Fa\'

『方彳 ()

° - 3EIL ~ 5ELd\'

彳 砂 _

_ F 64F?a2 ()

诂

\'-3EIL ~ 3ELd\'

兀

() ab(b - a) _ 64Fa b(b - a)

占 _

F

rr

^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—(MP) ^ = X10MP；

弹性模量

5

a

/—惯性矩(鬲)，对于实心轴，

I = ^/

4

/64 ； d—(mm),

轴的直径花键处 按平均直径

计算；

ab—4B

、齿轮上的作用力距支座、的距离(血)；

乙一支座间的距离。

（mm）

轴的全挠度为。

f = yj// + // <0.2mm

35

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, 可以不必

计算

(2)

二轴的刚度

—挡时：

存

9 = 9013. 76N, F=3280. 74N

沁

d - 25 mm, a =43mm, % =62mm L = 105mm

2l9

f = 0. 05-0. 10mm

R4F a

?

c3

r9 9

3 ELd“

兀

A4F \"A

c Q

A

-

=叫玉。 二

995 0? 107 15mm

3

羁風

爲

=Jf + f) = 0. 08mm < 0. 2mm

：

64F a b(b — a)

QQQQQ

爲_曲二__二§二挡时：

=

9 9

3 ELd?

兀、

F = 7524. 41N, F = 3125. 42N

tlrl

d =40mm, a = 155mm, b = 18mm L = 173mm

2277

36

f = & IF< o. 050? 10mm 3rrELdJ

e7

汀花 二 ?

乂

c c

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

7??

?

3 d\'EL

兀

巧=

Jf + f = 0? 004mm < 0. 2mm

；；

2 2

6- =

-牛）二<三挡时:

3 ELd“

兀

——

耳

5 = 6180. 67N, F

r5

= 2439. 90N

〃

23 = 30mm, a

55

=82mm, b =91 mm L = 173mm

2

2

才§ = 竺虽笙二 <

o. 05-0. 10mm

3 ZdJ

庇

二 ?

5 0. 100?

15mm

f = Jf = 0. 870mm < 0. 2mm

5

点 +

；

m

=匹邑血二四挡时：

5ELd?

F = 5244. 63 N, F = 2070. 38N

tZrZ

九

=25mm, a

33

=58mm, b = 118mm L = 173mm

2 2

f = 3 2< 0. 050. 10mm

e3

& 叵戶 二 ?

3 ELd

兀

：

f = -^< 0. 10-0. 15mm

2

64a Z?

尸

22

3 3

5dEL

；

f = Jf + f = 0. 11mm < 0. 2mm 61F/3 b

3

；：

迟=一弘）

业

二§倒挡日寸：

3 ELd?

冗

：

F=

T

12

9442. 85 N, F = 3436. 92 N

rl2

d = 25 mm, a = 90mm, Z? = 15mm, L = 105mm

2R1212

37

64F a b

22

f = S r < o. 05-0. 10mm 3nELd?R

el2

严

二

64a b

尸

22

乙=。论俺二 <

a 0. 107 15mm

\"djEL

f = J2 + &2 = °? °15mm < 0. 2mm 6 IFa

12

巧名=』％仏

「纭二<

）

（3

）

中间轴刚度

Z7tELd

2R

一挡时:

〃

3i =30mm, a

1010

=49mm, Z? =54mm L — 103m

f = bg < 05-0. 10mm

clQ=0

&瓦宀

5ELd

；

2 2

F - 64 v , c 1 c c 1 L

存

IOIO

^

10

Aio ------- ~ o. 107 lomm

3EL

冗严

=

fQ = JfQ = 0. 028mm < 0. 2mm

、

巧° +

：

6° 10*10 10 （10 io）

耳 方 方-日

二 V 二挡时.

3 ELdJ

兀

斥仔& =

6 = 6503. 43N,2567. 31N

d = 34mm, a = 118mm, b =92mm L

3366

38

m

=210m

m

=o ira < o. 05-0. 10mm

r66

3

血尙

64F

A

-

64a Z?

尸

22

=。怎° 二 <

566o. 107 15mm

3

羁夙

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

：

方（方—日二 < 四挡时：

6 6 6）

3 ELds

兀

；

F = 5518. 06N, F=2178. 32N

t4

沁

必

4 = 30mm, a

4}

=95mm, b = 115mm

L =210mm

f,= < 0. 050. 10mm 5ELd

c

品二 ?

菩

祉

64a b

尸

Z2

=“勺工勺二§ 。?巧伽

o. Io

s

3 dEL

冗

；

，

64F a

_h =

=0. 16mm < 0. 2mm

5, =

&吃?力仏一 ◎）二＜五挡日寸:

3 ELdsa

兀

F = 5058. 22N, F=2036. 03N

t2

汽

“35 = 30mm, a

22

= 18mm, b = 192mm L =210mm

f.=< 0. 050. 10mm 5ELd\"

c

也弋二 ?

64

F a h

= 0. 10-0. 15mm

f2 2 2

Znd^EL

R4F o \"A

w

f = Jf = 0. 03mm < 0. 2mm § = 6

2

龙；+ 吃

；

耳冬）二§侄!|挡时：

2（Q -

一

3 ELd

兀

；

F = 6897. 58 N, F = 2510. 51N

tnrll

b = 15mm ,

n

L105 mm

二

R4F o \"A \"

39

x

= 也 口 ? 二 ?

W 0. 050. 10mm ?>7tELd

ZR

64a h

尸

22

= 虫 * %

二 <

0. 10-0. 15mm

33

如旧

? = Ji + = 0. 071mm < 0. 2mm

肴

瓦=久仏-如）七轴的强度校核

6

（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

由以上两式可得：求垂直面内支反力心、心和弯矩姙

R

孑、%二、%二

^VA

+

尺阳~

巴

5

—+ *耳

4 =

时

由以上两式可得■&\'』二，

二、

()

0

血左二，姙*二按第三强度理论有:

M = g +M

；

右 + 瞌

()

MJ287. 27° + 129. 78’ + 185. 4

二

=372. 65

才 财

3 2

()

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

RR/iB 4 ()

HA

十 二耳

RL=R^L? ()

HA B

由以上两式可得：

RRM287N m

旳二,二、二

HBHC

2)

求垂直面内支反力宓、和弯矩％

R

VB

^+

VA

=

()

心厶+ 鬥

I0 =

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: =化 + %

+

T ()

：

M=7287 + 170. 08 + 124. 56 = 356. 07

222

o = —

32

财

()

勿

34

42

M

o=0. 135MPa < = 400MPa

[]

J

4

RvA

1

「

----------

?

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

-------- ?

M

丁

287N ? m

--------------------------------- ——

r5

图中间轴强度校核图

轴承的选择

⑴一轴轴承校核

43

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油润滑极限转速 〃二查

6206,9500r/min,

《机械设计课程设计手册》该轴承的二二。

42500N, 6；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 ()

() 从严弘丄

F

由以上两式可得：

R H2~°

二、

IIYY

内部附加力尺】、由机械设计课程设计手册查得二和二

F,

S

2

Fs =

际

/ 2F = 3712. 24;V

F =/2Y =

S2

蛰

785. 1LV

HI2

轴向力耳和巴

由于

尸曲+

Fsz > Fsi

所以轴承被放松，轴承被压紧

21

巴=巴+ 厶

1 9 2 = 6370. 02 + 785. 11 = 7155. 13;V

= Fs

、

= 3712. 24A

r

IV

求当量动载荷

查机械设计课程设计得：

C =C =

rOr

325000N, 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》，则二，二。

XF

P

=伽注

+迅

J ()

44

匚

为考虑载荷性质引入的载荷系数“

45

爲

（?）取巧二

P

=巧忧】+览二

J

③ 计算轴承的基本额定寿命厶

?为寿命系数，对球轴承?二对滚子轴承?二。

3；10/3 = 1200/ / min

n

10\'_ 10

66

60/2 60 x 1200

[32500

(23020. 188

二＞ 厶二合

30000h

格。

丿

3

（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查《机械设计课程设计

6206,

手册》该轴承的:二预期寿命币二。

C=19500N,115000N, 30000h

一挡时传递的轴向力最大，按同样方法计算可得:

66

10? _ 10

(35800 ]

L

h =

轴轴承校核

二〉厶二合格。中

30000h（3）

B丿

60 x 342. 86

〔

7819.

间

60/2

34 )

3

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查《机械设 计课程手机

30205,

手册》，该轴承的。二二*二，预期寿命

0592000N,：432000N,

Z;=30000ho

n

按同样方法计算可得:

6

z 10/3

1° f 200 30000h

心二〉厶二合格。

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:

图锁坏式同步器

6T

1923847

、-变速器齿轮-滚针轴承、-结合齿圈、-锁环（同步坏）

56-10-11-

-弹簧定位销花键毂结合套

如图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

（6-1）,

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

6-2b）,

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（图完成同步换挡。

6-2d）,

卩

2

F

I

图锁坏同步器工作原理

6-2

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。

图中给出的尺寸适用于轻、中 型汽车；图则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为

6-3a6-3b

61234

?个，槽宽?血。

图同步器螺纹槽形式

6-3

锥面半锥角&、摩擦锥面平均半径、锥面工作长度的选择

Rb

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

a6°86°

一般二?。。。二时，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；在二时就很少 出现咬住现象。本次设计中采用的锥

a7°

角均为取。。

7

RR

设计得越大，则摩擦力矩越大。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

R

能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将取大些。本 次设计中采用的为

RR35—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

2F

托

P

设计中考虑到降低成本取相同的取

b4rmio

同步环径向厚度

48

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?倍。以钢质为

23

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询。

9

锁止角、同步时间

0t

锁止角选取的正确，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

0

行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数/、擦锥面的平均 半径、锁止面平均

0R

半径和锥面半锥角°。已有结构的锁止角在?范围 内变化。本次设计锁止角取。。

26°46°030

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） 6T

换挡时只允许挂一个挡。这通常设置有互锁装置（如图所示）。

（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（如图所示）。

6-1

（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。

49

5 5 4

图变速器自锁与互锁结构

6T

仁自锁钢球■?自锁弹簧-变速器盖-互锁钢球互锁销-拨叉

2345-6

7

结论

变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技 术已经十

分的成熟了，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念 还是很值得我们去探

讨、学习的。

对于本次设计的变速箱来说，是针对金杯小海狮微型面包汽车而设计 的变速器，

X 3 0

基于经济实用的考虑，变速器采用手动机械变速，三轴式传动机构布 置方案。其特点是：扭

矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于 生产、使用和维修，价格低廉，而

且采用同步器与直齿滑动齿轮换挡相结合，使 变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏，

又有效的降低了成本。在设计中采 用了 挡手动变速器，通过较大的变速器传动比变化

5+1

范围，可以满足汽车在不 同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂

挡时采用同步 器，虽然增加了成本，但汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着

实 用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安 全系数

不高，这一点是本次设计的不理想之处。但是，在以后的工作和学习中， 我会继续学习和研

究变速器技术，以求其设计更加合理和经济。

紧张忙碌的毕业设计已经接近尾声，这次设计是对我大学四年来的学习的一 次最综合

50

的检验，也更是一次综合的学习过程。毕业设计不仅使我学习和巩固了 专业课知识而且了解

了不少相关专业的知识，个人能力得到很大提高。同时也锻 炼了与人协作的精神，为以后我

踏入社会工作打下了良好的基础。

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致谢

在论文完成之际， 我要特别感谢我的导师冯晚平老师的热情关怀和悉心指导。

我还要感谢我的同学，在我做设计期间，他们给了我大量的帮助，并且在我 的生活中给

了很多指引。

另外我还要感谢工学院对我的培养与帮助，在这里我学到了知识，开阔了思 维，感受了

快乐。最后真诚的谢谢所有给予我关心与帮助！感谢所有关心、支持、 帮助过我的良师益友。

最后，向在百忙中抽出时间对本文进行评审并提出宝贵意见的各位专家表示 衷心地感

谢！

2 x 227. 62 x 1.65 x 1. 1

^r3 x 16 x 8 x 0. 167

3

兀

28 x 2. 5 x 0. 162 x 7. 5 x 2. 0

(3) 3, 4

计算四挡齿轮的弯曲应力

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乙 心

63 — 3

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