0061-三轴式五挡手动变速器【优秀含5张CAD图+说明书】
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三轴式五档手动变速器设计
摘要
本设计的任务是设计一台用于通用五菱之光微型车的三轴式五档手动变速器，该变速器有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。
随着科学技术的日益发展，汽车的各项性能也日臻完善。现代汽车已成为世界各国国民经济和社会生活中不可缺少的交通工具。现代汽车除了装有性能优良的发动机外还应该有性能优异的传动系与之匹配才能将汽车的性能淋漓尽致的发挥出来，因此汽车变速器的设计显得尤为重要。分析了为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出的设计要求。详细介绍了变速器机构方案的确定，变速器主要参数的选择，变速器的设计计算，同步器设计计算等在变速器设计过程中的关键步骤。
变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，是汽车获得不同的牵引力和速度，用时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空档和倒档。需要变速器还有动力输出功能。
关键词：变速器；同步器；档数；轴；
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三轴式五档手动变速器设计摘要本设计的任务是设计一台用于通用五菱之光微型车的三轴式五档手动变速器，该变速器有两个突出的优点一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。随着科学技术的日益发展，汽车的各项性能也日臻完善。现代汽车已成为世界各国国民经济和社会生活中不可缺少的交通工具。现代汽车除了装有性能优良的发动机外还应该有性能优异的传动系与之匹配才能将汽车的性能淋漓尽致的发挥出来，因此汽车变速器的设计显得尤为重要。分析了为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出的设计要求。详细介绍了变速器机构方案的确定，变速器主要参数的选择，变速器的设计计算，同步器设计计算等在变速器设计过程中的关键步骤。变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，是汽车获得不同的牵引力和速度，用时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空档和倒档。需要变速器还有动力输出功能。关键词变速器；同步器；档数；轴；THREEAXISMANUALSHIFTTRANSMISSIONDESIGNINFIVEABSTRACKTHISDESIGNTASKISTODESIGNAUSEDFORGENERALWULINGSUNSHINEINFIVEOFTHETHREEAXISSUBCOMPACTMANUALSHIFTTRANSMISSION，THETRANSMISSIONHASTWOOUTSTANDINGADVANTAGESONEISITSDIRECTTRANSMISSIONOFHIGHTRANSMISSIONEFFICIENCY；WEARANDNOISEMINIMAL；SECONDINTHEGEARCENTERDISTANCEISSMALLERSTILLCANACQUIRELARGERGEARTRANSMISSIONALONGWITHTHEDEVELOPMENTOFSCIENCEANDTECHNOLOGY,THECAROFVARIOUSPERFORMANCEALSOISBEINGPERFECTEDHYUNDAIHASBECOMETHEWORLDNATIONALECONOMICANDSOCIALLIFEOFINDISPENSABLETRANSPORTMODERNCARWITHGOODPERFORMANCEENGINEEXCEPTOUTSIDESTILLSHOULDHAVEEXCELLENTPERFORMANCEDRIVETRAINMATCHINGCARPERFORMANCEWILLPLAYOUT,SOTHEINCISIVELYANDVIVIDLYAUTOTRANSMISSIONDESIGNISPARTICULARLYIMPORTANTANALYZEDINORDERTOENSURETRANSMISSIONHASGOODWORKPERFORMANCETHETRANSMISSIONSHOULDPROPOSEDESIGNREQUIREMENTSINTRODUCESTHETRANSMISSIONMECHANISMPROJECTDETERMINATION,ANDTRANSMISSIONMAINPARAMETERSARESELECTED,THETRANSMISSIONDESIGNCALCULATION,THESYNCHRONIZERDESIGNCALCULATIONINDESIGNPROCESSSUCHASACRITICALSTEPINTRANSMISSIONTRANSMISSIONUSEDTOCHANGETOTHEDRIVEWHEELSONTHEENGINETORQUEANCDROTATIONALSPEED,THEPURPOSEISBACKSTARTING,CLIMBING,TURN,ACCELERATE,ETCVARIOUSKINDSOFDRIVINGCONDITIONS,THEAUTOMOBILEGETDIFFERENTTRACTIONANDTHEENGINESPEEDANDUSEITINTHEMOSTFAVORABLEWORKWITHINTHEWORKINGCONDITIONSTRANSMISSIONHASGAPANDREVERSINGNEEDTRANSMISSIONANDPOWEROUTPUTFUNCTIONSKEYWORDSTRANSMISSIONSYNCHRONIZERFILENUMBEREDAXIS目录中文摘要英文摘要主要符号表1绪论11概述12五档手动变速器的研究意义13国内外相关研究现状131手动变速器（MT）132自动/手动变速器（AMT）133自动变速器（AT）134无级变速器（CVT）135双离合器变速器（DCT）14本文主要研究工作2机械式变速器的概述及其方案的确定21变速器的功用和要求22变速器结构方案的确定221变速器传动机构的结构分析与型式选择222倒档传动方案23变速器主要零件结构的方案分析231齿轮型式232换档结构型式3变速器主要参数的选择与主要零件的设计31变速器主要参数的选择311档数和传动比312中心距313轴向尺寸314齿轮参数32各档传动比及其齿轮齿数的确定321确定一档齿轮的齿数322确定常啮合齿轮副的齿数323确定其他档位的齿数324确定倒档齿轮的齿数33齿轮变位系数的选择4变速器齿轮的强度计算与材料的选择41齿轮的损坏原因及形式42齿轮的强度计算与校核421齿轮弯曲强度计算422齿轮接触应力5变速器轴的强度计算与校核51变速器轴的结构和尺寸511轴的结构512确定轴的尺寸52轴的校核521第一轴的强度与刚度校核522第二轴的校核计算6变速器同步器的设计61同步器的结构62同步环主要参数的确定621同步环锥面上的螺纹槽622锥面半锥角623摩擦锥面平均半径R624锥面工作长度B625同步环径向厚度626锁止角627同步时间T7变速器的操纵机构8结论致谢参考文献主要符号表M汽车总质量KGG重力加速度N/KGMAX道路最大阻力系数RR驱动轮的滚动半径MMTMAX发动机最大扭矩NMI0主减速比汽车传动系的传动效率IGI一档传动比G2汽车满载载荷N路面附着系数A第一轴与中间轴的中心距MMA中间轴与倒档轴的中心距MM第二轴与中间轴的中心距MMKA中心距系数M直齿轮模数MN斜齿轮法向模数齿轮压力角斜齿轮螺旋角齿轮宽度MMB齿轮齿数XZ齿轮变位系数齿轮弯曲应力MPAW齿轮接触应力MPAJ齿轮所受圆周力NTF轴向力NA径向力NR计算载荷NMGT应力集中系数K摩擦力影响系数F齿轮材料的弹性模量MPAE重合度影响系数主动齿轮节圆半径MMZR1绪论11概述从上世纪50年代第一辆国产载货汽车下线以来，我国汽车工业经过50多年的发展，已经成为我国的支柱产业。随着改革开放的深入和社会发展的广泛需求，我国汽车工业发展迅速，汽车保有量逐年上升，2006年我国汽车保有量比1997年增加了203倍，近10年来年均增长率为134，保持了较高的增长速度。并且2009年中国车市的火爆带来了整车企业销量的剧增，也带来了变速器产品进口量的步步攀升，今年上半年我国的变速器进口量接近300万台，进口量超过了36亿美元，远高于其他汽车零部件。12五档手动变速器的研究意义在中国，手动变速器仍然是车用变速器的主流。具体有两个原因首先，目前国内企业已经基本掌握对手动变速器的开发，所以在一定程度上加大了手动变速器的价格优势；另外，绝大多数中国驾驶者在学车时就用的是手动车，他们更加享受手动车带来的驾驶乐趣。在自动变速器方面，除吉利汽车开发出有自主知识产权的液压控制的三速自动变速器外，其他企业尚没有一家具有自主知识产权，悉数依赖国外技术和进口。13国内外相关研究现状从技术、节能和基础设施角度，对各种变速器在中国和国外的发展情况作以下简要分析131手动变速器（MT）手动变速器应该说是最为节能的变速方式，另外由于中国企业已经掌握该技术，而且在生产方面也积累了长期经验，从而在价格和质量方面会有较大优势。所以在短期内仍将是变速器主流。其不足在于操控上的不便，尤其是在城市工况。132自动/手动变速器（AMT）自动手动变速器实际上是由一个机器系统来完成操作离合器和选档这两个动作。AMT的汽车驾驶简单，省去了离合器踏板，驾驶者只要踩油门，选速器系统会自动选择换档的最佳时机，从而消除了发动机、离合器和变速器的错误使用，以避免错换档位。这一点对新手和整车的可靠性都非常重要。选速器大大简化了驾驶的复杂性，令AMT汽车驾驶更加简便、省心，且能够保证最低的动力损耗。由选速器完成驾驶者踩离合器换档的动作，选择的换档时机要比驾驶者完成得更准确。因此，在能源日益紧缺和CO2排放压力越来越大这一背景下，AMT顺应了“节能减排”这一趋势，是一项非常适合中国市场的先进技术。AMT的制造成本远低于电液控自动变速器，国内的很多车型都准备采用这一领先技术，即有可能随着中国汽车工业的迅猛发展，将有更多车型采用AMT。中国也将会取代欧洲和美洲，成为世界上最大的AMT的应用市场。133自动变速器（AT）自动变速器近些年新技术也不断在使用，它正朝着多档位、数字化控制等方面发展。日本最大的自动变速器生产商AISINAW公司2006年成功推出型号为AA80E型8前速自动变速器，目前被使用在雷克萨斯LS460车上。这就形成了更大的总传动比范围，同时各个传动比之间也比5速变速器更加接近。因此，驾驶员几乎在各种行驶条件中都可以选择最佳传动比。电子控制模块可以选择更多的传动比，传动比取决于行驶条件，从而降低了油耗并提高了换档平顺性。发动机转速与行驶状态的最优化匹配意味着发动机提高了动力、燃油经济性并降低了运行噪声。134无级变速器（CVT）无级变速器则只需两组可移动锥轮以及传动带或传动链，即可实现无数个前进档的变速过程。CVT采用传动带、传动链和可变槽宽的锥轮进行动力传递及传动比的选择，即当锥轮变化槽宽时，相应改变主动轮与从动轮上传动带的接触半径进行变速。CVT是真正无级化了，与AT相比具有较高的运行效率，油耗较低。通过近几年市场上的应用看，其发展势头也比较迅猛，目前在我国应用的车型已迅速发展到5、6种以上。目前，全世界各大汽车厂商为了提高产品的竞争力都在大力进行CVT的研发工作，NISSAN、TOYOTA、FORD、GM、AUDI等著名汽车品牌中都配备CVT的轿车销售，全世界CVT轿车的年产量已达到近50万辆。值得注意的一点是，装备有CVT的汽车市场，由最初的日本、欧洲已经渗透到北美市场，CVT汽车已经成为当今汽车发展的主要趋势。135双离合器变速器（DCT）双离合器变速器最早是德国大众技术，因此在大众车系里又称DSG变速器。它可以说是目前世界上最先进的、具有革命性的变速器系统，大众汽车在2002年于德国沃尔夫斯堡首次向世界展示了这一技术创新。DSG变速器旨在满足消费者对驾驶运动感和车辆节油的双重要求，为那些酷爱手动变速器的驾驶者们提供了一个最佳选择。DSG在带来低油耗的同时，在车辆性能方面却没有任何损失，同样具有出色的加速性和最高时速，并且与传统自动变速器一样可以实现顺畅换档而不影响牵引力。因此，既保证了其舒适性，同时还体现其动感加速性。双离合变速器工作原理及基本结构如图1所示。图1双离合变速器工作原理及基本结构DSG变速器的特点如下A新一代DSG变速器采用了2个离合器和6个前进档的传统齿轮变速器作为动力传送部件，这是目前世界上较先进的、具有革命性的自动变速器；BDSG变速器没有液力变扭器，也没有离合器踏板；CDSG变速器在传动过程中的能耗损失非常有限，大大提高了车辆的燃油经济性；DDSG变速器的反应非常灵敏，具有良好的驾驶乐趣；E车辆在加速过程中不会有动力中断的感觉，使车辆的加速更加强劲、圆滑。100KM的加速时间比传统手动变速器还短；FDSG变速器的动力传送部件是一台三轴式6前进档的传统齿轮变速器，增加了传动比的分配；GDSG变速器的多片湿式双离合器是由电子液压控制系统来操控的，两个离合器的工作过程是互锁的，也就是说一个离合器工作，一个不工作，不会同时出现两个离合器都参与工作；H双离合器的使用，可以使变速器同时有两个档位啮合，使换档操作更加快捷；IDSG变速器也有手动和自动两种控制模式，除了挂档杆可以控制外，方向盘上还配备有手动控制的换档按钮，行驶中两种控制模式之间可以随时切换；J选用手动模式时，如果不提供升档操作，即使将油门踩到底，DSG变速器也不会作出升档反应；K模糊逻辑控制可以根据司机的意愿进行换档控制；L在手动控制模式下，可以跳跃降档。根据我国汽车变速器的技术条件和市场情况，对于未来20年的中国市场，可以得出以下结论手动变速器在短期内仍将主导市场，但自动变速器将不断受到市场青睐，其中，双离合器技术潜力巨大。14本文主要研究工作本设计的任务是设计一台用于通用五菱之光微型车的三轴式五档手动变速器，该变速器有两个突出的优点一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。2机械式变速器的概述及其方案的确定21变速器的功用和要求变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，是汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空档，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶的能力。需要时，变速器还有动力输出功能。对变速器提出如下基本要求A保证汽车有必要的动力性和经济性。B设置空档，用来切断发动机方向驱动轮的转输。C设置倒档，使汽车能倒退行驶。D设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。E换档迅速、省力、方便。F工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档以及换档冲击等现象发生。G变速器应当有高的工作效率。H变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还淫荡满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数、传动比范围和各档传动比有关。汽车工作的道路越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。22变速器结构方案的确定变速器由变速传动机构和操纵机构组成。221变速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与本设计应用在现今使用广泛的发动机前置、后轮驱动的42总体布置方案，发动机发出的动力依次经过离合器、变速器、万向传动装置（万向节和传动轴）、主减速器、差速器、半轴，传到驱动轮，如图21所示。1离合器；2变速器；3万向传动装置；4驱动桥图21发动机前置后轮驱动汽车传动系无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（096098），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、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。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应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3045；一般用途的货车和轻型以上的客车为5080；越野车与牵引车为100200。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档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、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档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档。采用传动比小于1（0708）的超速档，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的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。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22所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档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档。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，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档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档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是处直接档外其他各档的传动效率有所下降。1第一轴2第二轴；3第三轴图22轿车中间轴式五档变速器两轴式变速器如图23所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、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610。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，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档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档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（IG4045）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。1第一轴；2第二轴；3同步器图23两轴式变速器有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，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啮式，因此也采用斜齿轮。由于本设计的要求是三轴式手动五档变速器的设计，故选取中间轴式五档变速器传动方案进行研究。该传动方案的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档。使用直接档，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档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，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，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和到档传动方案上有差别。图24A所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图24B、C、D所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图14D所示方案中的倒档和超速档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档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。图24中间轴式五档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档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。综上所述选择第24B种传动方案，前进挡，均用常啮合齿轮传动。222倒档传动方案图25为常见的倒挡布置方案。图25B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25C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25D所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图25C所示方案。图25E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25F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25G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些。本设计采用图25F所示的传动方案。图25变速器倒档传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。23变速器主要零件结构的方案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、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。231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，即除一档外，均采用斜齿轮传动。232换档结构型式换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档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档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。啮合套换档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。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，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。自动脱档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A将啮合套做得长一些（如图26A）或者两接合齿的啮合位置错开（图26B），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约13MM。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，以阻止自动脱档。B将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0306MM），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图27）。C将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜2O3O），使接合面产生阻止自动脱档的轴向力（图28）。这种结构方案比较有效，采用较多。AB图26防止自动脱档的结构措施此段切薄图27防止自动脱档的结构措施加工成斜面图28防止自动脱档的结构措施在本设计中所采用的是锁环式同步器，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。同步器的结构如图29所示1、4同步环；2同步器齿鼓；3接合套；5弹簧；6滑块；7止动球；8卡环；9输出轴；10、11齿轮图29锁环式同步器MAX0MAXMAXMAXCOSINEGITRIFGMAX0RGEITIMAX2EGITRIG2MAX0RGIETII3变速器主要参数的选择与主要零件的设计31变速器主要参数的选择311档数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。本设计是设计三轴式五档手动变速器的设计。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，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。故有则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为（31）式中M汽车总质量；G重力加速度；MAX道路最大阻力系数；RR驱动轮的滚动半径；TEMAX发动机最大转矩；I0主减速比；汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I档传动比为MAX1INGQ3IAMAXKT（32）式中G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；路面的附着系数，计算时取0506。由已知条件满载质量1400KG；RR273MM；TEMAX83NM；I04782；095。根据公式（12）可得IGI507。超速档的的传动比一般为0708，本设计去五档传动比IG075。中间档的传动比理论上按公比为（33）的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数相匹配。根据上式可知Q161故有IG2314IG3195IG4121312中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A（MM）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定34式中KA中心距系数。对轿车，KA8993；对货车，KA8696；对多档主变速器，KA9511；TIMAX变速器处于一档时的输出扭矩TIMAXTEMAXIGI3998NM故可得出初始中心距A736MM。313轴向尺寸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3034A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关四档2227A五档2730A六档3235A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。本次设计采用51手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3736MM2208MM，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。314齿轮参数A齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB11160规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数MN353AX047ET其中83NM，可得出MN205。MAXET一档直齿轮的模数MMM3631MAX通过计算M3。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取235。本设计取25。B齿形、压力角、螺旋角和齿宽B汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表31选取。表31汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形145，15，161652545一般货车GB135678规定的标准齿形202030重型车同上低档、倒档齿轮225，25小螺旋角1092ZIGIMAZ2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。在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同步器取30；斜齿轮螺旋角取30。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。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，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽直齿B4580M，MM斜齿B6085M，MM第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，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。32各档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档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。321确定一档齿轮的齿数一档传动比（37）为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和Z（38）其中A736MM、M3；故有Z491。91012ZIGICOS221ZMANNMZCS218712ZIG42587NMAZCOS图31五档变速器示意图当轿车三轴式的变速器IG3539时，则Z10可在1517范围内选择，此处取Z1016，则可得出Z935。上面根据初选的A及M计算出的Z可能不是整数，将其调整为整数后，从式（38）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A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为51，则根据式（38）反推出A765MM。Z322确定常啮合齿轮副的齿数由式（37）求出常啮合齿轮的传动比（39）由已经得出的数据可确定Z2/Z1232而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等（310）由此可得311而根据已求得的数据可计算出Z1Z262。和联立可知Z122，Z240。则根据式（37）可计算得出一档实际传动比为IG1398323确定其他档位的齿数二档传动比（312）而IG2314，故有对于斜齿轮，1231ZIGR21132ZMN2113ZA（313）故有5387Z联立得。2187Z、按同样的方法可分别计算出三档齿轮；四档齿轮2765Z、。31643、324确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取37。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取。GRI132Z而通常情况下，倒档轴齿轮取2123，此处取23。113Z由（314）可计算出。271Z故可得出中间轴与倒档轴的中心距A31550MM而倒档轴与第二轴的中心316725MM。33齿轮变位系数的选择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。17Z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剂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，一对齿轮齿更总厚度越薄，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，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他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。其中，一档主动齿轮10的齿数Z1017，因此一档齿轮需要变位。变位系数（317）式中Z为要变位的齿轮齿数。10TFWFKBY4变速器齿轮的强度计算与材料的选择41齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。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，这是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档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。42齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40CR。421齿轮弯曲强度计算A直齿轮弯曲应力92MAX10GEZT102GTFD（41）式中，W弯曲应力（MPA）；FT10一档齿轮10的圆周力（N），F102TG/D；TG为计算载荷（NMM），D为节圆半径。K应力集中系数，可近似取165；KF摩擦力影响系数，主动齿轮取11，从动齿轮取09；B齿宽（MM），取20；T端面齿距（MM）；Y齿形系数，如图41所示。图41齿形系数图当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为（42）1701000218178659668NM故由可以得出；再将所得出的数据代入式（41）可得10TF1WFKBTY8782GTTTFD86791528203WMPA56274WMPA1297WA3486PM10653WMPA9当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿轮的弯曲MAXET应力在400850MPA之间。B斜齿轮弯曲应力（43）式中为重合度影响系数，取20；其他参数均与式（41）注释相同，K，150选择齿形系数Y时，按当量模数在图（41）中查得。3/COSNZ二档齿轮圆周力（44）根据斜齿轮参数计算公式可得出67988N7TTF齿轮8的当量齿数477，可查表（41）得。3/COSNZ80153Y故同理可得。7依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下三档四档五档当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPA范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。422齿轮接触应力1048JZBFEJ12/GFTDSINZBR2SIN/COSZZBR（45）式中，齿轮的接触应力（MPA）；F齿面上的法向力（N），；1COS圆周力在（N），；1节点处的压力角（）；齿轮螺旋角（）；E齿轮材料的弹性模量（MPA），查资料可取；3190EMPAB齿轮接触的实际宽度，20MM；主、从动齿轮节点处的曲率半径（MM）；Z、直齿轮（46）（47）斜齿轮（48）（49）其中，分别为主从动齿轮节圆半径（MM）。ZBR、将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接MAXET触应力见下表J表41变速器齿轮的许用接触应力/MPAJ齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档130014006507001234598657081792JJJJJJRMPAAPM通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下一档二档三档四档五档倒档对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。5变速器轴的强度计算与校核51变速器轴的结构和尺寸511轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图51所示图51变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图52所示一档齿轮倒档齿轮图52变速器中间轴512确定轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定第一轴和中间轴045,DAM（51）第二轴3MAX17,ET（52）式中发动机的最大扭矩，NMMAXET为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径D与轴的长度L的关系可按下式选取第一轴和中间轴D/L016018；第二轴D/L018021。39502TTPNWD3950702TMPA45710PTGI44417057309325852轴的校核由变速器结构布置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即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。521第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为（53）式中扭转切应力，MPA；TT轴所受的扭矩，NMM；轴的抗扭截面系数，；W3MP轴传递的功率，KW；D计算截面处轴的直径，MM；许用扭转切应力，MPA。T其中P95KW，N5750R/MIN,D24MM；代入上式得由查表可知55MPA，故，符合强度要求。T轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为（54）式中，T轴所受的扭矩，NMM；G轴的材料的剪切弹性模量，MPA,对于钢材，G81MPA；41轴截面的极惯性矩，；PI4M/4DIP将已知数据代入上式可得。MAXAXMAX2TNCOS2TETEREATIFDITIFD1246789TRAFN对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。051/M522第二轴的校核计算A轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出TRAF（55）（56）（57）式中至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比385；ID计算齿轮的节圆直径，MM，为105MM；节点处的压力角，为16；螺旋角，为30；发动机最大转矩，为170000NMM。MAXET代入上式可得，。危险截面的受力图53为图53危险截面受力分析水平面（16075）7513174N；AFRFAF160275ATADF22225107810786541069CSJMTNM32MD23SFABFEIL213CABFI水平面内所受力矩3278CAMNM垂直面（58）68799N垂直面所受力矩。31601078SAFNM该轴所受扭矩为。7564JT故危险截面所受的合成弯矩为（59）则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPA）（510）将代入上式可得，在低档工作时400MPA，因此有M16PA；符合要求。B轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算CFSF（511）（512）式中,齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于；1FTF齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于；2R0135CSFE弹性模量（MPA），（MPA），EMPA；5210E5210I惯性矩（），D为轴的直径（）；4M4/6IMA、B为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（）；L支座之间的距离（）。将数值代入式（511）和（512）得故轴的全挠度为2982CSFFM，符合刚度要求。6变速器同步器的设计61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61所示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结合套图61锁环式同步器如图（61），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（图62B），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（图62D），完成同步换档。图62锁环同步器工作原理62同步环主要参数的确定621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63A中给出的尺寸适用于轻、
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