第1章 绪  论

1.1选题的目的及意义 

现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速的变化范围很小，而复杂的使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器，用来改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在最有利的工况范围下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。变速器设计的目的就是为了满足上述的要求，使汽车在特定的工况下稳定的工作。

变速器除了要能满足一定的使用要求外，还要保证使其和汽车能有很好的匹配性，可以提高汽车的动力性和经济性，保证发动机在有利的工况范围内工作提高汽车的使用寿命、降低能源消耗、减少汽车的使用噪声等。这就要求设计人员依据汽车的技术参数，合理的选择变速器的参数，使所设计的变速器能和整车具有很好的匹配性。

对变速器的要求。除一般便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点：

1）保证汽车有必要的动力性和经济性。

2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。

3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。

4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。

5）换挡迅速，省力，方便。

6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。

7）变速器应当有高的工作效率。

8）变速器的工作噪声低。

1.2 国内外研究状况

现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能满足人们的需要。从40年代初，美国成功研制出两挡的液力-机械变速器以来，自动变速器技术得到了迅速发展。80年代，美国已将液力自动变速器作为轿车的标准装备。1983年时，美国通用汽车公司的自动变速器装车率已经达到了94%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展，自动变速器技术已经达到了相当高的水平。自动变速器与机械式变速器相比，具有许多不可比拟的优势：提高发动机和传动系的使用寿命；提高汽车的通过性；具有良好的自适应性；操纵更加方便。

目前，国内变速器厂商都朝无级变速器和自动变速器方向发展，国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器，而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。

汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速(Continuously Variable Transmission简称"CVT") 。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。

在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是,人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力,各大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情，极度重视CVT在汽车领域的实用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器的研究的终极目标。

围绕汽车变速箱四个研究方向，各国汽车变速器专家展开了激烈的角逐。

1．摩擦传动CVT

金属带式无级变速箱(VDT-CVT)的传动功率已能达到轿车实用的要求，装备金属带式无级变速箱的轿车已达100多万辆。据报道：大排量6缸内燃机（2.8L）的奥迪A6轿车上装备的金属带式无级变速箱Multitronic CVT ，能传动142kw（193bhp）功率，280Nm扭矩。这是真正意义的无级变速器。

另一种摩擦传动CVT(名为Extroid CVT)是滚轮转盘式。日产把它装在概念车XVL上首次于去年东京车展展示，新款公爵(Cedric)车也装用这种CVT。可与3L以上排量的大马力内燃机(XVL的引擎输出为330Nm/194kw)搭配使用，可谓汽车变速箱发展史上又一重要进步。

从V形橡胶带CVT到V型金属带CVT再到滚轮转盘式CVT，摩擦传动CVT的研究已持续了整整一个世纪，尽管摩擦传动无级变速器的发展已经达到很高的水平，也已经装备上汽车达到了实用的水平。但齿轮变速箱依然占据着半壁河山，这至少说明了四个问题：

（1）无级变速（CVT）是汽车变速箱始终追逐的目标。

（2）摩擦传动CVT实现大功率的无级变速传动是极为困难的。

（3）摩擦传动CVT传动效率低是必然的。

（4）摩擦传动CVT的效率，功率无法与齿轮变速相比。

2．液力传动

人们经常把液力自动变速器（AT）和无级变速器（CVT）两个概念混为一谈。实际上这两种变速器工作原理完全不同。液力自动变速器免除了手动变速器繁杂的换档和脚踩离合器踏板的频繁操作，使开车变得简单、省力。但是, 液力自动变速器（AT）不是无级变速，是有级变速的自动控制，没有从根本上满足汽车对变速器的要求。从原始橡胶带无级变速箱到现代金属链无级变速箱、滚轮转盘式CVT，百年大回转说明：无级变速箱是汽车变速箱的最终归属，液力自动变速器只不过是一种过渡产品。

3．电控机械式自动变速器

电控机械式自动变速器(Automated Mechanical Transmission简称"AMT")和液力自动变速器（AT）一样，不是无级变速器，是有级变速器的自动换档控制。其特点是机械传动部分沿用了传统的有级变速箱，但控制参量太多，实现自动控制相当困难。 

4．齿轮无级变速器

齿轮无级变速器（Gear Continuously Variable Transmission）这是一种全新的设计思想，是利用齿轮传动实现高效率、大功率的无级变速传动。

据最新消息：一种"齿轮无级变速装置"(Gear Continuously Variable Transmission简称"G-CVT")已经试制成功，并已经进行了多次样机试验。"齿轮无级变速装置"结构相当简单，只有不足20种非标零件，51个零件，生产成本甚至低于手动变速箱。预计今年进行装车试验。

齿轮无级变速器的优势表现为：

（1）传动功率大，200KW的传动功率是很容易达到的；

（2）传动效率高，90%以上的传动效率是很容易达到的；

（3）结构简单，大幅度降低生产成本，相当于自动变速箱的1/10；

（4）对汽车而言，提高传动效率，节油20%；

（5）发动机在理想状态下工作，燃料燃烧完全，排放干净，极大的减少了对环境的污染。

1.3 变速器的设计思想

根据发动机匹配的载货汽车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。

新型后驱动变速器应满足：

（1）五个前进挡，一个倒档；

（2）输入、输出轴保证两点支承；

（3）采用同步器，保证可靠平稳换挡；

（4）齿轮、轴及轴承满足使用要求。

1.4 设计的主要内容

中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。

1.确定合适的布置结构

变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。

2.进行主要参数的选择

确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。

3.进行主要零部件及其他结构的设计

齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。

4.绘制图纸

 根据设计方案，通过CAD完成装配图及零件图的绘制。

第2章 变速器结构方案的设计

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、修理等条件不同，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，仍具有很多共同点。各种机构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，设计人员应深入实际，收集资料，调查研究，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。

2.1两轴式和三轴式变速器

现代汽车大多数采用三轴式变速器。两轴式变速器只用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车上。究竟采用哪种形式，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下三个方面：

2.1.1变速器的径向尺寸

两轴式变速器的前进档均由一对齿轮传递动力。当需要大的传动比时，需将主动齿轮做得小些，而将从动齿轮做得大些，因此两轴的中心距和变速器壳体的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器由两对齿轮传递动力，在同样传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做得小些，因此中心距及变速器壳的相关尺寸均可减小。

2.1.2变速器的寿命

两轴式变速器的低档齿轮幅大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此小齿轮的寿命比大齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档（除直接档），均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和寿命也比较接近，用直齿轮工作时，因第一轴与第二轴直接连接在一起，齿轮只是空转，并不传递动力，故不影响齿轮的寿命。

2.1.3变速器的效率

两轴式变速器虽然可以由等于1的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此用功率损失。而三轴式变速器可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，这种动力传递方式几乎无功率损失，且噪声较小。

轿车、尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，这样可将变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用的比较多。

2.2齿轮安排

各齿轮副的相对安装位置对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排应考虑以下四个方面：

2.2.1整车总布置

根据整车的总布置，对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。

2.2.2驾驶员的使用习惯

有人认为人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档。但是也有人认为应该将常用档位放在中间位置。值得注意的是倒档，虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不接合。否则，从安全角度考虑，将倒档与一档放在一起较好。

在五档变速其中，倒档与序列接合与不接合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者的布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。

2.2.3提高平均传动效率

为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。

2.2.4改善齿轮受载状况

各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以较小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。

2.3换档结构方式

目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种：

2.3.1滑动齿轮换档

通常是采用滑动直齿轮进行换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档使齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在倒档上。

2.3.2啮合套换档

用接合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的结合齿，用来与啮合套向啮合。这种结构具有斜齿轮的传动优点，同时克服了滑动齿轮换档时冲击力集中在1~2个轮齿上的缺陷。因为在换档时，有啮合套以及相啮合的结合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和结合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。

2.3.3同步器换档

现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行使的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来由于同步器的广泛使用，受命问题已解决。

上述三种换档方案，可同时用在同一变速器中的不同档位上。一般考虑原则是不常用的倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式。对于常用的档位则采用同步器或啮合套。

2.4倒档的结构方案及倒档轴的位置

倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。在结构布置上，要注意在不挂入倒档时，不能与第二轴齿轮有啮合情况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。

在轿车和其它轻型汽车中，经常只采用一个倒档齿轮，结构较简单。载货汽车由于需要较大的倒档传动比，则多采用由两个齿轮组成的齿轮组。为缩短变速器的轴向尺寸充分利用空间。但一档和倒档需各用一根变速滑杆，这比通常的换档机构多用一根变速滑杆和拨叉，使变速器的上盖结构变得复杂。

倒档齿轮安排在变速器的左侧或右侧，关系到操纵杆拨动的方向和倒档轴的受力状况。挂倒档时，操纵杆向左侧拨动，比较符合习惯要求。但此时倒档齿轮需安排在右侧，这是倒档轴的轴向承受较大的作用力。反之，操纵杆向右侧，虽不符合习惯，但可以减轻倒档轴的负荷。

2.5主减速器传动比的确定

表3.1已知基本数据

最高车速

2.6变速器最低档传动比的确定

在选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。

汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力[4]。故有

则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为

                                                     (2.1)                      式中：为汽车总质量， Kg；

为重力加速度， m/s2；

为道路最大阻力系数，；

为驱动车轮的滚动半径， mm；

查刘惟信《汽车设计》48页，滚动半径=0.4m；

为发动机最大转矩， nm；

为主减速比，；

为汽车传动系的传动效率，。

将各数据代入式(3.1)中得

根据驱动车轮与路面的附着条件

可求得变速器一档传动比为

                                                      (2.2)式中：为汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，.4N；

为道路的附着系数，计算时取～。

其他参数同式(3.1)。将各数据代入式(3.2)得

通过以上计算可得到6.70＜＜8.94，在本设计中，取

2.7中心距的确定

初选中心距时，可根据下述经验公式

                          (2-3) 

式中：—变速器中心距（mm）；

—中心距系数，商用车： =8.6～9.6；

—发动机最大转矩（N.m）；

—变速器一挡传动比， =7.1；

—变速器传动效率，取96% ；

—发动机最大转矩， =202N.m 。 

则， 

=

=115.24～128.（mm）

初选中心距=125mm。

本设计是根据东风中型货车EQ1090E车型而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：

表2.2 设计基本参数表

图2.1变速器传动方案图

第3章 变速器齿轮的设计

3.1齿轮传动的失效形式

汽车变速器的齿轮都是装载经过精确加工而且封闭严密的变速箱里，属于闭式齿轮传动。它与开式或半开式齿轮传动相比，润滑及防护等条件都要好得多。一般地说，齿轮传动的失效主要是轮齿的失效，而轮齿的失效形式又是多种多样的，较为常见的有轮齿折断、齿面点蚀、齿面胶合等形式。至于齿轮的其它部分（如齿圈、轮辐、轮毂等），除了对齿轮的质量大小需要严格外，通常指按经验设计，所定的尺寸对强度及刚度来说均较富裕，实践中也极少失效。

3.1.1齿轮折断

轮齿折断有多种形式，在正常工况下，主要是齿根弯曲疲劳折断，因为轮齿受载时，齿根处产生的弯曲应力最大，再加上齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用，当轮齿重复收载后，齿根处就会产生疲劳裂纹，并逐步扩展，致使轮齿疲劳折断。

此外，在轮齿受到突然过载时，也可能出现过载折断或剪断；在轮齿经过严重磨损后齿后过分减薄时，也会在正常载荷作用下发生折断[2]。

在斜齿轮传动中，轮齿工作面上的接触线为一斜线，轮齿受载后，如有载荷集中时，就会发生局部折断。如制造及安装不良或轴的弯曲变形过大，轮齿局部受载过大时，即使是直齿轮，也会发生局部折断。

为了提高轮齿的抗折断能力，可采取下列措施：1）用增大齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕的方法来减小齿根应力集中；2）增大轴及支撑的刚度，使轮齿接触线上受载较为均匀；3）采用合适的热处理方法使齿芯材料具有足够的韧性；4）采用喷丸、滚压等工艺措施对齿根表层进行强化处理。

3.1.2齿面点蚀

点蚀是齿面疲劳损伤的现象之一。在润滑良好的闭式齿轮传动中，常见的失效形式多为点蚀。所谓点蚀就是齿面材料在变化着的接触应力作用下，由于疲劳而产生的麻点状损伤现象。齿面上最初出现的点蚀仅为针状大小的麻点，如工作条件未加改善，麻点就会逐步扩大，甚至数点连成一片，最后形成了明显的齿面损伤。

轮齿在啮合过程中，齿面间的相对滑动起着形成润滑膜的作用，而且相对滑动速度越高，润滑也就越好。当轮齿在靠近接线处啮合时，由于相对滑动速度低，形成油膜的条件差，润滑不良，摩擦力较大，特别是直齿轮传动中，通常这时只有一对齿啮合，轮齿受力也最大，因此，点时也就首先出现在靠近节线的齿根面上，然后再向其它部位扩展。从相对意义上来说，也就是靠近节线处的齿根面抵抗点蚀的能力最差。

提高接触强度的措施，一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用需用应力大的钢材等。

3.1.3齿面胶合

对于高速重载的齿轮传中，齿面间的压力大，瞬时温度高，润滑效果差，当瞬时温度过高时，相啮合的两齿面就会粘在一起，由于此时两齿面又在相对运动，向粘结的部位即使撕破，于是在齿面上演相对滑动的方向形成伤痕，成为胶合。

加强润滑措施，采用抗胶合能力强的润滑油，在润滑油中加入极压添加剂等，均可防止或减轻齿面的胶合。

3.2 变速器齿轮设计步骤

齿轮设计主要是对齿轮参数的选取

3.2.1模数的选取

遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减小模数，增加齿宽；为使质量小，增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。

低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。

啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。

3.2.2压力角

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，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。变速器齿轮用20°,啮合套或同步器的接合齿压力角用30°。

3.2.3螺旋角

斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，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，应选用较大螺旋角。

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向力作用。

根据图4.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件

                 ；                   （3.1）

由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足

                                                       （3.2）

式中：Fa1，Fa2为轴向力，Fn1，Fn2为圆周力r1，r2为节圆半径；T为中间轴传递的转矩。

图3.1中间轴轴向力的平衡

最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。

斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：

两轴式变速器为 20°～30°；

中间轴式变速器为 22°～34°；

货车变速器：18°～34°。

3.2.4齿宽b

应注意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均有影响。

考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，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。

通常跟据齿轮模数Mn的大小来选定齿宽。

直齿：b=KCMn, Kc为齿宽系数，取为4.5～8.0

斜齿：b= KcMn，Kc取6.0～8.5

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。

3.2.5变位系数的选择原则

齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。

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的和为零。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想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。

变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此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。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。

总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。

根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。

齿轮可与轴设计为一体或分开，然后用花键，过盈配合或滑动支承等方式与轴连接。

图3.2变速器齿轮控制图

齿轮尺寸小又与轴分开时，其内孔直径到齿根圆处的厚度b(图4.2)影响齿轮强度，要求尺寸b应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装到轴上以后保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分宽度尺寸C，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸C=(1．2～1．4)d2，d2为花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度δ应在满足强度的条件下设计得薄些。图4.2中尺寸D1，可取为花键内径的1．25～1．40倍。

齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减小，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。汽车齿轮齿面的表面粗糙度应在0．80～0．40m范围内选用。

3.3各档齿轮齿数的分配

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。以本次设计五档变速器为例，说明分配齿数的方法。尽可能使各档齿轮的齿数比应该不是整数。

3.3.1确定一档齿轮的齿数

一档传动比：

                         i1=(z23z12)/(z2z18)                         (3.3)

如果z12z18齿数确定了，则z23与z2的传动比可求出。为了求z12z18的齿数，先求其齿数和Zh；

直齿Zh=2A/m

斜齿Zh=2Acosb/Mn

计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能取小些，以便使z12/z18的传动比大些，在i1已定的情况下，z23/z2的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。

中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的，即受刚度的。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。轿车中间轴式变速器一档传动比i1=3.5～3.8时，中间轴上一档齿轮数可在15～17间取，货车在2～17间取。

3.3.2对中心距进行修正

因为计算齿数和zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据zh和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。

3.3.3确定常啮合传动齿轮副的齿数

求出传动比z23/z2=i1z18/z12，而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即：

                      A=mn(z2+z23)/2cos                        (3.4)

解方程式（3-3）和式（3-4）求z2与z23,求出的z2，z23都应取整数；然后核算一档传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿数，按式（3-2）算出精确的螺旋角值。

3.3.4确定其他各档的齿数

若二档齿轮是直齿轮，模数与一档齿轮相同时，则得：

                      i2=z23z7/z2z21                             (3.5)

A=m(z7+z21)/2                              (3.6)

解两方程式求出z7,z21。用取整后z7,z21的计算中心距，若与中心距A有偏差，通过齿轮变位来调整。

二档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，由式(3-5)得

Z7/z21=i2z2/z23,而

A=Mn(z7+z21)/2cos

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

                 tan/tan=z2(1+z7/z21)/(z2+z23)             (3.7)

联解上述三个方程式，可求出z7,z21和三个参数。但借此方程组比较麻烦，可采用比较方便的试凑法，即先选定螺旋角，解式(3-6)和（3-7)式，求出z7,z21，再把z7,z21及代入式(3-4)中，检查是否满足或近似满足轴向力平衡的关系。如相差太大，则要调整螺旋角，重复上述过程，直至符合设计要求为止。其他各档齿轮的齿数用同一方法确定。

3.3.5确定倒档齿轮齿数

倒档齿轮选用的模数往往与一档相同。图3-3所是倒档齿轮z10的齿数，一般在21-23之间，初选z10后，可计算出中间轴与倒档轴的中心距A’；

A’=m(z18+z17)/2

为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮18和19的齿顶圆之间应保持在以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径应为：

   De18/2+0.5+De19/2=A’;De19=2A’-De18-1

根据求得的De19，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，使齿顶圆De19符合上式。最后计算倒档轴与第二轴的中心距。

3.3.6齿数和螺旋角具体计算如下

初取中心矩A=125，直齿轮的模数m=4.5,

则Zh==55.56,取整Zh=56.

又货车的z18在12～17之间选用[7]，

选用z18=13,z12=Zh－z18=56－13=43,

修正A=4.5×56/2=126mm

=2.21;  126=

由以上两式，再取螺旋角为25°，求得：  z2=19,z23=42.

二档齿轮的齿数和螺旋角的计算：

A=，,  

由以上三个方程，解得：   z11=39,z20=20, =20.73°。

三档齿轮的齿数和螺旋角的计算：

A=，， 

由以上三个方程解得;      z7=31,z21=28, =21.14°

四档齿轮的齿数和螺旋角：

A=，， 

由以上三个方程解得:       z6=25,z22=36, =24.95°

倒档齿轮齿数的确定：

初选z19=22,           =78.75mm。

De18/2+0.5+De19/2=A’;De19=2A’-De18-1

修正中间轴与倒档轴之间的距离   mm.

综上所述，本次设计变速器的齿轮参数如表3.1。

表3.1齿轮参数

一档传动比： =

二档传动比： 

三档传动比： 

四档传动比： 

五档传动比： 

         倒档传动比： 

Uokj,第4章 变速器轴的设计

4.1轴的设计

4.1.1轴的功用及其设计要求

变速器在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢的不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。

设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。

轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。

4.1.2轴的尺寸

轴的直径与支承跨度长度之间关系可按下式选取[1]：

第一轴及中间轴： =0.16～0.18                                    （4.1）

第二轴：        =0.18～0.21                                    （4.2）

第二轴及中间轴最大轴径：                       （4.3）

第一轴最细处：                                 （4.4）

第一轴花键部分直径 ：                      （4.5） 

式中：－发动机最大扭矩， 

－变速器中心距， 

4.1.3轴的结构设计

轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等安装、固定。并与工艺要求有密切关系。

在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其直径根据前轴承内径确定。公差一般选。第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总称轴向尺寸确定。确定第一轴后径时，希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，便于装拆第一轴。

第二轴前颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针轴承。第二轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好，承载能力大，花键齿短，其小径相应增大，可提高轴的刚度。选用渐开线花键是以大径定心更合适。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承、衬套还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不应低于0.8。表面硬度不应低于HRC58～63。在一般情况下轴上还应开螺旋油槽，以保证充分润滑。在低档时，齿轮须轴向滑动挂挡（有些变速器）齿轮处，轴上花键采用矩形花键，因为挂挡时，齿轮须轴向滑动，要求定中心好滑动灵活。所以除要求定中心的外径磨削外，一般键齿侧面也需要磨削，而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。

第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺寸要避免相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽产生应力集中，易造成轴折断。轻型汽车变速器各档位常用弹性挡圈轴向定位，弹性挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件端面有相对摩擦，同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力，这是很不利的。因此只在轻型汽车上采用。第二轴尾端螺纹不应淬硬。

轻型汽车（尤其是轿车）为了缩短传动轴的长度，常常将第二轴做得很长，在长的后体设有辅助支承。有些变速器低档、倒档或超速档传动往往不只在后体上。

变速器中间轴有旋转式和固定式两种：

固定式中间轴是根光轴，近期支撑作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承、或短圆柱滚子轴承。轴常轻压于壳体中。因此光轴有两种配合公差的轴径。固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。轻型汽车的中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖。因而多采用固定式中间轴。

旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一档齿轮尺寸较小，常和轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换。如结构尺寸允许，应尽量用旋转式中间轴而不用固定式中间轴。

我这次设计的中型货车的变速器就是采用的旋转式中间轴。中间轴的前轴承运用圆柱滚子轴承，从前之后依次是常啮合齿轮，四档齿轮，三档齿轮，二档齿轮，一档齿轮由于尺寸较小，就与中间轴制成一体，并且中间轴一档也和倒档齿轮啮合，后轴承使用球轴承，轴后端用螺纹锁紧，再加后轴承改其定位密封作用。

4.1.4接合器设计

设计接合器时主要考虑三个问题：接合器强度、尺寸；换档方便，不允许自行脱档等。

接合器参数选择,接合器采用渐开线齿线，齿形参数应尽量按渐开线花键标准选取。花键模数依使用条件、传递的最大扭矩与同类汽车比较选取。近似公式如下： 

                                                        （4.6）

式中： --接合齿模数，mm

       --接合齿圈齿数

       --接合齿圈传递最大扭矩， 

当啮合套工作宽度b=11～16㎜时，系数c取0.19-0.34；b=4～7㎜时，c取0.13-0.19。计算的模数最后按标准确定 。一般推荐，对轿车和轻型、中型货车模数为2-3.5，重型货车为3.5-5.0。考虑到加工工艺，各档接合器齿的模数应相同。齿面工作宽度初选可等于模数的2-5倍。一轴取模数为3.5，齿数为24。二轴锁销式同步器模数4，齿数24。

4.2轴的受力分析与校核计算

4.2.1轴的受力分析

计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力。这些力取决于齿轮上的作用力。

不同档位时，轴所受到的力及支承反力是不同的，须分别计算。齿轮上的作用力认为在有效齿面宽的中点。轴承上的支撑反力作用点，对于向心轴承取款度方向中点；对向心推力轴承，取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对圆锥滚子轴承，取滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点。

4.2第一轴受力分析

4.3中间轴受力分析

求支撑反力，先从第二轴开始，然后依次计算中间轴、第一轴。计算公式如下表若计算结果为正数，表示实际力的方向与图示方向相同，若计算结果为负数，表示实际力的方向与图示方向相反。

4.2.2轴的强度计算

由变速器结构布置并考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算。

出不同档位时的各支反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩：

=                                             （4.7）

式中：—支撑中心至计算断面距离。

确定危险断面，取危险断面处合成弯矩和扭矩最大值（因为各档时弯矩图不同）计算弯曲应力和扭转应力以及合成应力。

弯曲应力

扭转应力

式中：— 轴截面抗弯截面模数；

— 轴截面抗扭截面模数。

圆截面：, ,花键轴按小径计算。

当发动机最大扭矩计算轴的强度时，其安全系数（按金属材料的屈服极限计算）在5～10范围内选取。第一轴取上限，中间轴和第二轴取下限。

具体计算如下表：

表4-1轴的支撑力计算

一轴与中间轴啮合时的径向力

=4468.355×20°/25°=1794.5N

一轴与中间轴啮合时的轴向力=4468.355×20°=1626.5N

一档时中间轴的扭矩

==4468.355×0.1734/2=387.4N﹒m =387400N﹒mm

一档时中间轴与二轴啮合的圆周力

=387.4×2×1000/58.5=13244.65N

一档时中间轴与二轴啮合的径向力=13244.65×tan20°=4820.65N

因为一档时中间轴与二轴啮合是直齿轮，故轴向力为零。

一档时二轴的扭矩==13244.65×193.9/2=1284069N﹒mm

4.4一档时二轴受力分析

二轴C截面合成应力

一档时二轴的水平弯矩= =2.545Nm

一档时二轴的垂直弯矩==357.07 Nm

合成弯矩

==961.32Nm=961320 N﹒mm

轴截面模数

==0.000023385935=23385.935 

==0.00004677187=46771.87 

弯曲应力==41.1 MPa

扭转应力== 27.5 MPa

合成应力==68.6MPa

选用40Mn调质加表面淬火处理。

中间轴上B截面合成应力

=

=762140.5 N﹒mm

=

=326713.1 N﹒mm

==829216.5N﹒mm

轴截面模数==10187.6

==5093.8

弯曲应力==81.4 MPa

扭转应力==76 MPa

合成应力= =173.7MPa

选用35SiMn调质加表面淬火处理。

4.2.3轴的刚度计算

变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更为重要。变速器第二轴的刚度最小，第二轴齿轮处轴截面的总挠度不得大于0.13~0.15mm。（对于低档齿轮处轴截面的总挠度，又于低档工作时间较短，又接近轴的支撑点，因此允许不得大于0.15~0.25mm。）齿轮所在平面的转角不应超过0.0012弧度；两轴的分离不超过0.2mm。

斜齿轮对轴和支撑的变形较直齿轮敏感。变速器刚度试验表明，中心距的变化及齿轮的倾斜，不仅取决于周的变形，而且取决于支撑和壳体的变形。

计算中间轴时，通常只计算与第二轴上齿轮相啮合的齿轮处的轴截面的挠度。常啮合齿轮副的挠度不必计算，因为距离支撑点较近，符合较小，挠度值不大。

二轴C截面转角及挠度

==875796

水平面内转角

=

=－3.1×＜0.0012

水平面内挠度

==3.95×mm

垂直面内挠度 

+=

+

=0.75×mm

==4.0×mm＜0.13 mm，符合要求。

中间轴B截面转角及挠度

==574610

水平面内转角

=

+

=3.35×rad

水平面内挠度

=+

=－4.95×mm

垂直面内挠度

+ 

－－

=

+－

－

=－2.6×mm

==5.59×mm

4.3 本章小结

本章主要对变速器的轴进行了计算和校核。根据变速器装配图上轴的最后尺寸和结构以及变速器齿轮在轴上的位置，进行轴上各部分的受力分析。轴的计算包括轴的刚度和强度的计算，根据受力分析确定轴上各部分的受力后，对轴的刚度和强度进行了校核，经过计算，轴的刚度和强度满足设计要求。

第5章 同步器设计

同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但又不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相同）换档的缺点，现已很少使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。

5.1惯性式同步器

惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换档，因而能完善地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求[7]。

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。虽然它们的结构不同，但又摩擦元件、锁止元件和弹性元件。

图5.1所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环2和齿轮3上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套1的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销6的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。滑动齿套与同步环之间为弹性连接。图5.2所示锁环式同步器摩擦元件，是通过滑动齿套6及锁环4上的锥面来实现的。作为锁止元件是锁环1的内齿和做在齿轮8上的接合齿端部。齿轮8和锁环1之间是弹性连接。

在惯性式同步器中b弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。

锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。

滑块式同步器本质上是锁环式同步器，它工作可靠、零件耐用；但因结构布置上的，转矩容量不大，而且由于锁止面在同步锥环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于轿车和轻型货车变速器中。

多锥式同步器的锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个锥面之间再插入两个辅助同步锥，如图5.3所示。

由于锥表面的有效摩擦面积成倍地增加，同步转矩(在同步器摩擦锥面上产生的摩擦力矩)也相应增加，因而具有较大的转矩容量和低热负荷。这不但改善了同步效能，增加了可靠性，而且使换挡力大为减小。

1-滑动齿套 2-同步环 3-齿轮 4-锁销  5-钢球 6-销 7-弹簧

图5.1 锁销式同步器结构方案

1、4—锁环  2—滑块  3—弹簧圈  5、8—齿轮  6—啮合套座  7—啮合套

图5.2 锁环式同步器

若保持换挡力不变，则可缩短同步时间。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器以及分动器中。

惯性增力式同步器又称为波舍(Porsehe)式同步器，见图5.4。它能可靠地保证只在同步状态下实现换挡。只要啮合套和换挡齿轮之间存在转速差，弹簧片的支承力就阻止同步环缩小，从而也就阻止了啮合套移动。只有在转速差为零时，弹簧片才卸除载荷，于是对同步环直径的缩小失去阻力，这样才可能实现换挡。波舍式同步器的摩擦力矩大、结构简单、工作可靠、轴向尺寸短，适用于货车变速器。

图5.3多锥式同步器

图5.4波舍式同步器

5.2同步器工作原理

同步器换挡过程由三个阶段组成。第一阶段：同步器离开中间位置，做轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬间，如图5.1所示，由于齿轮3的角速度ω3，和滑动齿套1的角速度ωl不同，在摩擦力矩作用下锁销4相对滑动齿套1转动一个不大的角度，并占据图上所示的锁止位置。此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换挡方向移动。第二阶段：来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于，ω3和ωl不等，在上述表面产生摩擦力。滑动齿套1和齿轮3分别与整车和变速器输入轴转动零件相连接。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套1和齿轮3的转速逐渐接近，其角速度差Δω=|ω1-ω3|减小了。在Δω=0瞬间同步过程结束。第三阶段：Δω=0，摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁销上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。

5.3同步器的主要参数的确定

5.3.1摩擦系数

汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应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素有关。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差，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。早期用青铜合金制造的同步环因使用寿命短，已遭淘汰。

由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为0.1。

摩擦因数对换挡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，换挡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。

图5.4同步器螺纹槽形式

5.3.2同步环主要尺寸的确定

(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：螺纹的齿顶宽对的影响很大，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5.4中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图5.4b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。

(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≥。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°时就很少出现咬住现象。

(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，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的，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。

(4) 锥面工作长度b

缩短锥面工作长度b(图5.1)，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

（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，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，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。锻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0.3～0.5mm），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。

5.3.3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˚~42˚范围内变化。

5.3.4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锥面上的轴向力，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0~0.80s;对货车变速器高档取0.30~0.80s，低档取1.00~1.50s.

5.4 本章小结

本章主要进行了同步器设计及选用。在同步器设计和选用部分分析了锁环式同步器和锁销式同步器的结构特点和换档原理，介绍了同步器主要参数的选择原则。

第6章 变速器操纵机构

6.1操纵机构的功用

变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许两个档位的齿轮、啮合套或同步器同时挂上档。

变速器的工作与操纵机构有很大关系，往往因操纵机构不好设计，发生挂档困难或挂不上档的情况。而且换档占驾驶员很大一部分劳动量，所以，如何使操纵机构轻便化、自动化是很重要的问题。

6.2 换档位置图

设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置图的确定主要从换档方便考虑。为此，应注意以上三点：

⑴按换档次序来排列；

⑵将常用档放在中间位置，其它档放在两边；

⑶为了避免误挂倒档，往往将倒档放在最靠边的位置，有时和工档组成一排。

根据同步器的安装位置及工作方式，先确定换挡位置图，它给出了换挡时变速杆的移动路线。

                                      图6.1  换挡位置图

6.3变速杆的布置

6.3.1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，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，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，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。

6.3.2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，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器称为远距离操纵手动换挡变速器。

6.4锁止装置

6.4.1互锁装置

互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速杆叉轴互被锁住，互锁装置的结构主要有以下几种：

(1) 互锁销式

图6.2时汽车上用得最广泛的一种机构。在相邻两变速叉轴之间各有一个互锁销2，其长度为l2。互锁销的两端可以进入相邻变速叉轴的侧面凹臼内，以锁住这个变速叉轴。凹臼深度为h。自内构建一个变速叉轴的两侧都有互锁凹臼，而且是相互对着的，在此变速叉轴内有瞳孔把两个凹臼连通。孔内装有一个顶销1，其长度为l1。如变速叉轴直径为D，变速叉轴的中心距为A，则彼此间存在如下的关系：

l1=D-h；l2=A-D+h

  图6.2互锁装置                        图6.3摆动锁块式互锁装置

从上面的尺寸关系可以看出，每当有空档位置推动任一根变速叉轴时，其它两根变速叉轴即被锁止在空档位置。从而避免了同时挂入两个工作档。

本次设计中我将销改变为钢球，运用锁球式，用弹簧推动钢球的运动，其原理和互锁销式相同。

(2) 摆动锁块式

图6.3位摆动锁块式互锁装置工作示意图。锁块用同心轴螺钉安装在盖体上，并可绕螺钉轴线自由转动。变速杆头置于锁块槽内，选档时变速杆摆动锁块选入某一变速叉轴槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A挡住其它两个变速叉轴槽，以保证换档时不能同时挂入两个档。

转动锁环式。图6.4位与上述锁块机构原理相似的转动锁环式互锁装置。变速杆杆头置于锁环中，索环板可绕A轴转动。选档时变速杆转动锁环板选入某一变速叉轴槽内，此时，锁环板的一个或两个钳爪挡住其它两个变速叉轴，以保证互锁作用。

(3) 三向锁销式

图6.5位三向锁销式互锁装置。左右两块锁块各与两个档的变速叉相连。每个锁板可绕A轴转动。当换入一档时由于三向锁销的作用，其它两个锁板不能不能转动，实现互锁。

图6.4 转动锁环式互锁装置                    图6.5三向锁销式互锁装置

6.4.2自锁装置

自锁装置的作用是定位，防止因汽车振动或有小的轴向力作用而致脱档，保证啮合齿轮以全齿长进行啮合，并使驾驶员又换入档位的感觉。

定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球压入变速叉轴的凹臼中实现的。变速叉轴凹臼间的距离时由挂档齿轮的移动距离来确定的。当钢球落在凹臼中时，中型货车的弹簧压力一般有100～150N，推动变速叉轴的力约为200～250N。

6.4.3倒档锁装置

在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒档，以致造成安全事故和损坏传动系，在操纵机构中都设有倒档锁或倒档安全装置。

图6.6位倒档安全装置。通常装在变速器盖上，当变速器杆头接触安全装置开始换倒档时，由于弹簧或定位钢球的作用，阻力很大，使驾驶员产生明显的手感。图6.6（b）所示装置比（a）为好。换倒档时首先要克服定位钢球的阻力，然后再克服阻力弹簧，阻力先大后小，手感比较明显，又便于操纵。或者只有钢球，克服钢球阻力后，手感力消失，换档轻便。图6.6（a）所示装置只有弹簧阻力，阻力先小后大，开始时手感不明显，至挂倒档时弹簧阻力有很大，不便于操纵。

    (a)                                   （b）

图6.6倒档安全装置

6.5 本章小结

本章主要进行了变速器操纵机构的设计及选用。在变速器操纵机构部分介绍了变速器操纵机构的特点和分类，对典型的变速器的结构和换档原理作了介绍，并介绍了其自锁和互锁装置的形式。

结  论

对于本次设计的变速器其特点是：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，而且采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，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；变速器挂档时用结合套，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。变速器在换档过程中的另一个重要元件式同步器，它能保证平稳地从一个档位换入另一个档位，从而防止了冲击，避免了齿轮因换档角速度不同而是齿轮损坏，在本次设计中，二档和三档运用的是锁销式同步器，四档和五档运用的是锁环式同步器。变速器的换档机构的设计也是至关重要，设计的好坏直接影响到操纵的效果，也安全驾驶有很大的关系，本次设计运用的是锁球式锁止装置，防止同时挂入两个不同的档位。

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。

参考文献

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[14] 刘法顺.乘用车两轴式机械变速器的设计[J].交通科技与经济,2008,4

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[16] Leitermann.Modern manual transmissions – innovative solutions for a mature technology.VDI – Berichte Nr.1943,2006(Germany)

[17] Domian,Grumbach.Passenger car transmissions – today and in the future；ATZ, Germany,2006,2

致  谢

转眼间，大学四年很快就要结束了。而作为大学生活的最后一个环节—毕业设计，经过近16周的紧张准备，也将接近尾声。在这次毕业设计中，我不但巩固了以前所学的知识，并从中学到了很多新的东西，尤其是《汽车设计》、《汽车构造》和《汽车理》这三本书。

在这次设计的过程中，石美玉老师一直都关注着我的每一步进展，并给了我很多好的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成毕业设计任务，这与是老师的指导是分不开的，在此，我对她表示衷心的感谢。

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学校越办越好！

附  录

附录A 英文文献

Transmission description

Transmission gearbox's function the engine's output rotational speed is high, the maximum work rate and the maximum torque appears in certain rotational speed area. In order to display engine's optimum performance, must have a set of variable speed gear, is coordinated the engine the rotational speed and wheel's actual moving velocity. The transmission gearbox may in the automobile travel process, has the different gear ratio between the engine and the wheel, through shifts gears may cause the engine work under its best power performance condition. Transmission gearbox's trend of development is more and more complex, the automaticity is also getting higher and higher, the automatic transmission will be future mainstream.

Automotive Transmission's mission is to transfer power, and in the process of dynamic change in the transmission gear ratio in order to adjust or change the characteristics of the engine, at the same time through the transmission to adapt to different driving requirements. This shows that the transmission lines in the automotive transmission plays a crucial role. With the rapid development of science and technology, people's car is getting higher and higher performance requirements, vehicle performance, life, energy consumption, such as vibration and noise transmission depends largely on the performance, it is necessary to attach importance to the study of transmission.

Transmission gearbox's pattern the automobile automatic transmission common to have three patterns: Respectively is hydraulic automatic transmission gearbox (AT), machinery stepless automatic transmission (CVT), electrically controlled machinery automatic transmission (AMT). At present what applies is most widespread is, AT becomes automatic transmission's pronoun nearly. 

AT is by the fluid strength torque converter, the planet gear and the hydraulic control system is composed, combines the way through the fluid strength transmission and the gear to realize the speed change bending moment. And the fluid strength torque converter is the most important part, it by components and so on pump pulley, turbine wheel and guide pulley is composed, has at the same time the transmission torque and the meeting and parting function. 

And AT compare, CVT has omitted complex and the unwieldy gear combination variable transmission, but is two groups of band pulleys carries on the variable transmission. Through changes the driving gear and the driven wheel transmission belt's contact radius carries on the speed change. Because has cancelled the gear drive, therefore its velocity ratio may change at will, the speed change is smoother, has not shifted gears kicks the feeling. 

AMT and the hydraulic automatic transmission gearbox (AT) is the having steps automatic transmission equally. It in the ordinary manual transmission gearbox's foundation, through installs the electrically operated installment which the microcomputer controls, the substitution originally coupling's separation which, the joint and the transmission gearbox completes by the manual control elects to keep off, to shift gears the movement, realizes fluid drive. 

Manual transmission gear mainly uses the principle of deceleration. Transmission within the group have different transmission ratio gear pair, and the car at the time of shift work, that is, through the manipulation of institutions so that the different transmission gear pair work. Manual transmission, also known as manual gear transmission, with axial sliding in the gears, the meshing gears through different speed to achieve the purpose of torque variation. Manual shift transmission can operate in full compliance with the will of the driver, and the simple structure, the failure rate is relatively low, value for money. 

Automatic transmission is based on speed and load (throttle pedal travel) for two-parameter control gear in accordance with the above two parameters to automatically take-off and landing. Automatic transmission and manual transmission in common, that is, there are two-stage transmission, automatic transmission can only speed the pace to automatically shift, manual transmission can be eliminated, "setback" of the shift feel.

   Automatic transmission is a torque converter, planetary gears and hydraulic manipulation of bodies, through the hydraulic transmission and gear combination to achieve the purpose of variable-speed torque variation. 

Also known as CVT-type continuously variable CVT. This transmission and automatic transmission gear generally the biggest difference is that it eliminates the need of complex and cumbersome combination of variable-speed gear transmission, and only two groups to carry out variable-speed drive pulley. 

CVT transmission than the traditional structure of simple, smaller and it is not the number of manual gear transmission, no automatic transmission planetary gear complex group, mainly rely on the driving wheel, the driven wheel and the transmission ratio brought about by the realization of non-class change.

Widely used in automotive internal combustion engine as a power source, the torque and speed range is very small, and complex conditions require the use of motor vehicles and the speed of the driving force in the considerable changes in the scope. To resolve this contradiction, in the transmission system to set up the transmission to change transmission ratio, the expansion of the driving wheel torque and speed range in order to adapt to constantly changing traffic conditions, such as start, acceleration, climbing and so on, while the engine in the most favorable conditions to work under the scope; in the same direction of rotation of the engine under the premise of the automobile can be driven back; the use of neutral, interruption of power transmission, in order to be able to start the engine, idle speed, and ease of transmission or power shift . Transmission is designed to meet the above requirements, so that the conditions in a particular vehicle stability.

In addition to transmission can be used to meet certain requirements, but also to ensure that it and the car can have a good match, and can improve the car's power and economy to ensure that the engine in a favorable condition to increase the scope of the work of the use of motor vehicles life, reduce energy consumption, reduce noise, such as the use of motor vehicles. 

 Today the world's major car companies CVT are very active in the study. The near future, with electronic control technology to further improve, electronically controlled Continuously Variable Transmission-type is expected to be a wide range of development and application.

附录B 文献翻译

变速器介绍

发动机的输出转速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。为了发挥

视对变速器的研究。

变速器的型式： 

汽车自动变速器常见的有三种型式：分别是液力自动变速器(AT)、机械无级自动变速器(CVT)、电控机械自动变速器(AMT)。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。变速器的发展趋势是越来越复杂，自动化程度也越来越高，自动变速器将是未来的主流。

汽车变速器的任务是传递动力,并在动力的传递过程中改变传动比，以调节或变换发动机的特性，同时通过变速来适应不同的驾驶要求。由此可见，变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。随着科技的高速发展，人们对汽车性能的要求越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能，因此必须重的代名词。 

AT是由液力变扭器、行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来实现变速变矩。其中液力变扭器是最重要的部件，它由泵轮、涡轮和导轮等构件组成，兼有传递扭矩和离合的作用。 

与AT相比，CVT省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而是两组带轮进行变速传动。通过改变驱动轮与从动轮传动带的接触半径进行变速。由于取消了齿轮传动，因此其传动比可以随意变化，变速更加平顺，没有换挡的突跳感。 

AMT和液力自动变速器（AT）一样是有级自动变速器。它在普通手动变速器的基础上，通过加装微电脑控制的电动装置，取代原来由人工操作完成的离合器的分离、接合及变速器的选挡、换挡动作，实现自动换挡。

手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内的不同的齿轮副工作。手动变速器又称手动齿轮式变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合达到变速变矩的目的。手动变速器的换挡操作可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、故障率相对较低、价廉物美。

自动变速器是根据车速和负荷（油门踏板的行程）来进行双参数控制，挡位根据上面的两个参数来自动升降。自动变速器与手动变速器的共同点，就是二者都属于有级式变速器，只不过自动变速器可以根据车速的快慢来自动实现换挡，可以消除手动变速器“顿挫”的换挡感觉。

自动变速器是由液力变矩器、行星齿轮和液压操纵机构组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来达到变速变矩的目的。

无级变速器又称为连续变速式无级变速器。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化。

汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速的变化范围很小，而复杂的使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器，用来改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在最有利的工况范围下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。变速器设计的目的就是为了满足上述的要求，使汽车在特定的工况下稳定的工作。

变速器除了要能满足一定的使用要求外，还要保证使其和汽车能有很好的匹配性，可以提高汽车的动力性和经济性，保证发动机在有利的工况范围内工作提高汽车的使用寿命、降低能源消耗、减少汽车的使用噪声等。

当今世界各大汽车公司对无级变速器的研究都十分活跃。不久的将来，随着电子控制技术的进一步完善，电子控制式的无级变速器可望得到广泛的发展和应用。下载本文