5档手动变速箱设计

车手动变速箱设计（5+1）

目录

摘要

第一章 绪论 ............................................................................................................................................ 3

1.1手动变速器的应用与发展 ................................................................................................................ 3

1.2变速器作用 ....................................................................................................................................... 3

1.3变速器的形式.................................................................................................................................... 4

1.4手动变速器工作原理 ........................................................................................................................ 5

第二章 变速器总体方案设计 ....................................................................................................... 6

2.1变速器的性能要求 ............................................................................................................................ 6

2.2变速器的结构方案 ............................................................................................................................ 6

2.2.1 齿轮型式................................................................................................................................ 7

2.2.2 轴承型式................................................................................................................................ 7

2.2.3 换档结构型式 ........................................................................................................................ 7

2.3变速器的传动方案 ............................................................................................................................ 8

第三章 变速器齿轮参数的选择与主要零件的选择 ....................................................... 9

3.1 档位数和传动比............................................................................................................................... 9

3.2 中心距 ............................................................................................................................................ 10

3.3 轴向尺寸 ...................................................................................................................................... 10

3.4 齿轮模数 ........................................................................................................................................ 11

3.5齿轮参数 ......................................................................................................................................... 11

3.6各档传动比及其齿轮齿数的确定 .................................................................................................. 12

3.6.1 确定一档齿轮的齿数 .......................................................................................................... 12

3.6.2确定常啮合齿轮副的齿数 ................................................................................................... 13

3.6.3确定其他档位的齿数 ........................................................................................................... 13

3.6.4确定倒档齿轮的齿数 ........................................................................................................... 14

3.7齿轮的变位系数的选择 .................................................................................................................. 14

第四章 变速器齿轮的强度计算与材料选择 ..................................................................... 15

4.1变速器齿轮的几何计算 .................................................................................................................. 15

4.2齿轮的强度计算与校核 .................................................................................................................. 17

4.2.1.齿轮弯曲应力计算 ............................................................................................................... 17

4.2.2 轮齿接触应力计算 .............................................................................................................. 19

4.3变速器齿轮的材料及热处理 .......................................................................................................... 21

第五章 变速器轴的设计与校核 ............................................................................................... 22

5.1 变速器轴的结构和尺寸 ................................................................................................................. 22

5.1.1 轴的结构.............................................................................................................................. 22

5.1.2 轴的尺寸.............................................................................................................................. 23

5.2.1输入轴的强度与刚度校核 ................................................................................................... 24

5.2.2输出轴的强度与刚度校核 ................................................................................................... 25

第六章 同步器及换挡机构的设计 .......................................................................................... 27

第七章 结论 .......................................................................................................................................... 28

参考文献

轿车5挡机械式手动变速器设计

摘 要

本设计的任务是设计一台用于轿车上的手动变速器。

根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些轿车的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。

关键词：变速器；齿轮；同步器；设计

The Design of Car’s Five Blocked Mechanical Manual Gearbox

Abstract

Along with the development of the automobile industry,the trend of car transmission designing is to increase its transmission power and decrese its weight ,and hope have smaller size and excellent performance. In conditions that knowing the engine output torque , speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focuson the designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design ，Structure by the process performance together, and fit and strong, smooth transmission and low noise, fuel-efficient and low cost。

Key words: transmission ; gear ; synchrotron ; design

第一章 绪论

变速器是用于改变发动机的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的汽车总成。设置变速器的目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能直接影响汽车的动力性和经济性设计的参数源于

本设计侧重于手动变速器的齿轮和轴的计算与校核，关于同步器和挂档机构由10级学生朱继军完成。

。

1.1手动变速器的应用与发展

面对日益增长的乘用车市场，乘用车变速器的市场规模也将越来越大。2006年中国手动档乘用车共销售354.54万台。在中国每个大城市路况越来越拥堵的今天，堵车时走走停停的状态下，手动挡操作繁琐的劣势更为突出。因此，目前国内轿车市场上，手动挡车型的市场正在被各式各样的自动挡车型蚕食，而在汽车工业高度发达的欧洲，手动挡车型依旧占有很大的市场份额。这说明，在许多追求纯粹驾驶乐趣的人眼里，那种离合器、油门以及挡杆之间绵密细腻的配合乐趣是自动挡所无法替代的。

1.2变速器作用

（1）、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，同时使发动机在有利的工况下工作；

（2）、在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；

（3）、利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进

行动力输出。

1.3变速器的形式

汽车变速箱大致分为以下类型：

手动变速器（MT）

手动变速箱称手动变速器（ManualTransmission，简称MT）又称机械式变速器，即必须用手拨动变速杆（俗称“挡把”）才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。踩下离合时，方可拨得动变速杆。

2）自动变速器（AT）

AT(automatic transmission)代表自动变速器， 自动变速器又称自动档。自动变速器由：液力变扭器、行星齿轮变速器、控制机构组成。自动变速器具有操作容易、驾驶舒适、能减少驾驶者疲劳的优点，已成为现代轿车配置的一种发展方向。装有自动变速器的汽车能根据路面状况自动变速变矩，驾驶者可以全神贯注地注视路面交通而不会被换挡搞得手忙脚乱。 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)。目前轿车普遍使用的是AT，AT几乎成为自动变速器的代名词。 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达到变速变矩。其中液力变扭器是AT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。

3）电脑控制液力换挡机械式变速器（AMT）

AMT变速箱是在干式离合器和齿轮变速器基础上加装微机控制的自动变速系统，能根据车速、油门、驾驶员命令等参数，确定最佳档位控制原来由驾驶员人工完成的离合器分离与接合、换档手柄的摘档与挂档以及发动机的油门开度的同步调节等操作过程，最终实现换档过程的操作自动化。AMT变速箱采用的是手动变速箱的齿轮式机械变速模式，相对于传统自动变速箱的液体传动

4）CVT无级变速箱/CVT带挡位的变速箱

无级变速箱有着连续的变速比。其一直因为价格、尺寸及可靠性的关系而没有大量装备汽车。改进的设计使得CVT的使用已比较普遍。国产AUDI 2.8 CVT变速箱通过离合器与发动机相连，这样，变速箱的输入轴就可以和发动机达到同步转速。

5）双离合变速箱（DCT）

双离合变速箱简称DCT，英文全称为DualClutchTransmission，中文翻译过来应该为“双离合变速器”，因为其有两组离合器，所以也有不少人干脆就叫它双离合变速器。

离合器位于发动机与变速器之间，发动是机与变速器动力传递的“开关”，它是一种既能传递动力，又能切断动力的传动机构。它的作用主要是保证汽车能平稳起步，变速换挡时减轻变速齿轮的冲击载荷并防止传动系过载。在一般汽车上，汽车换档时通过离合器分离与接合实现，在分离与接合之间就有动力传递暂时中断的现象。这在普通汽车上没有什么影响，但在争分夺秒的赛车上，如果离合器掌握不好动力跟不上，车速就会变慢，影响成绩。

6）序列变速箱

序列式变速箱(SEQUENTIAL Manual Gearbox ) 全称序列式手动变速箱 也称直齿变速箱。它区别于H-GEAR的只是操作方法，加档和减档只需要前后推拉排挡杆就可以完成降档和加档。而不是自动换档由于普通波箱的斜齿配锥形同步器的设计虽然便于操作，噪音小，但是动力流失过多，只适用于民用车型。因此赛车波箱大都采用了直牙无同步器设计来减少传动系统上的动力流失，增加轮下马力。但是，直牙波箱的缺点在于，对车手的驾驶技术要求高，HEEL-TOE时的补油必须精确到刚好适合下一档的转速，同时H档在操作时又很容易产生“错档”，而以上两个失误出现任何一个，都有可能损坏整个波箱。

1.4手动变速器工作原理

手动变速箱是有不同齿比的齿轮组构成的，它工作的基本原理就是通过切换不同的齿轮组，来实现齿比的变换。作为分配动力的关键环节，变速箱必须有动力输入轴和输出轴这两大件，再加上构成变速箱的齿轮，就是一个手动变速箱最基本的组件。动力输入轴与离合器相连，从离合器传递来的动力直接通过输入轴传递给齿轮组，齿轮组是由直径不同的齿轮组成的，不同的齿轮比例所达到的动力传输效果是完全不同的，平常驾驶中的换挡也就是指换齿轮比。

输入轴，通过离合器和发动机相连，轴和上面的齿轮是一个硬连接的部件。输入轴和中间轴的两个齿轮是处于常啮合状态的，因此当输入轴旋转时就会带动中间轴的旋转。输出轴，它也叫输出轴直接和驱动轴相连（只针对后轮驱动，前驱一般为两轴），再通过差速器来驱动汽车。

当车轮转动时同样会带着花键轴一起转动，此时，轴上的齿轮可以在花键轴上发生相对自由转动。因此，在发动机停止，而车轮仍在转动时，齿轮和中间轴处在静止状态，而花键轴则随车轮转动。这个原理和自行车后轴的飞轮很相似。齿轮和花键轴是由套筒来连接的，套筒随着花键轴转动，但同时也可以在花键轴上左右自由滑动来啮合齿轮。

第二章 变速器总体方案设计

2.1变速器的性能要求

变速器的性能要求对变速器的要求，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）保障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，让汽车能倒退行驶

4）换挡迅速，省力，方便

5）工作可靠，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

6）变速器应有高的工作效率

7）变速器工作噪声低

2.2变速器的结构方案

变速传动机构是变速器的主题，按工作轴的数量（不包括倒档轴）可分为两轴式变速器和三轴式变速器。

两轴式变速器没有中间轴， 只有输入和输出两根轴的变速器。通常用在前驱车上输入轴接受发动机传来的动力输出轴连接主减和差速器传到半轴最后将动力传到车轮 三轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器输入轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，输入轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而输出轴的末端经花键与万向节连接。各传动方案的共同特点是：变速器的输入轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的输出轴前端经轴承支承在输入轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档。是直接档，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输入轴和输出轴直接输出，此时变速器传动效率高，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要高于其它档位，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输入轴、中间轴和输出轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与输出轴之间的距离（中心距）不太大的条件下，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外的其它档位换档机构，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齿套换档，还有各档同步器或啮合套多

数情况下装在输出轴上。

本设计选用的汽车车型为五菱宏光，其采用的是发动机前置后轮驱动，采用三轴式变速器较合理。

2.2.1 齿轮型式

齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。

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。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。因此倒档采用直齿轮传动方案，即除一档和倒档外，均采用斜齿轮传动。

2.2.2 轴承型式

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。 在本设计中，输入轴常啮合齿轮及输出轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器输入轴、输出轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前、后轴承采用深沟球轴承。

2.2.3 换档结构型式

现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。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。

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。

换档位置结构图2-1

2.3变速器的传动方案

通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图2-2所示。其传动路线： 一档：一轴→1→2→中间轴→10→9→9、11间同步器→二轴→输出 二档：一轴→1→2→中间轴→8→7→5、7间同步器→二轴→输出 三档：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、7间同步器→二轴→输出 四档：为直接档，即一轴→1→1、3间同步器→二轴→输出 五档：一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3间同步器→二轴→输出 倒档：一轴→1→2→中间轴→12→13→11→9、11间同步器→二轴→输出

传动方案图2-2

第三章 变速器齿轮参数的选择与主要零件的选择

3.1 档位数和传动比

近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4~5个档位的变速器。本设计也采用5个档位。

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

TemaxigIi0ηT

rr

≥mg(fcosαmax+sinαmax)=mgψmax （3-1）

则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比式中 m——汽车总质量；1800kg g ——重力加速度；9.8m/s2

ψmax ——道路最大阻力系数；假定取值0.5 rr ——驱动轮的滚动半径；

依据本设计提供的车型轮胎参数175/70R14，175是指轮胎断面宽度

70是指轮胎扁平比(公制)70mm R14是轮胎配合轮辋(车轮)直径是14英寸。可知

14⨯25.4

=170⨯70%+=300.3mmrr

2 Temax ——发动机最大转矩；

依据汽车型号五菱宏观发动机型号L2B可知， 排气量：1485ml 最大功率：81KW 最大扭矩：146Nm i0——主减速比；4.75

η ——汽车传动系的传动效率。95% 根据驱动车轮与路面的附着条件

TemaxigIηT

rr

≤G2ϕ

（3-2

求得的变速器I档传动比为：

igI≤

G2ϕrr1800⨯9.8⨯300.3⨯0.5==4.02

Temaxi0ηT146⨯4.75⨯0.95

式中 G2——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；

φ ——路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。本设计取用的路面附着系数为0.5 由已知条件：满载质量 1800kg；rr=300.3mm；Temax=146Nm；i0=4.75；η=0.95。 根据公式（3-2）可得：igI=4.02 。

超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计取五档传动比igv=0.75。 中间档的传动比理论上按公比为：

q=nigmaxigmin

=(5-1)

4.02

=1.520.75

（3-3）

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的合理匹配。根据上式可得出：q=1.52。 故有：

igII=2.64

，

igIII=1.74

，

igIV=1.14

。igIV修正为1

3.2 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距A，可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式进行初选。

A=KAImax

（3-4）

式中KA ——中心距系数，对轿车取 KA=9.2；

TImax ——变速器处于一档时的输出扭矩：

TImax=TemaxigIη=146⨯4.02⨯0.95=557.574 故可得出初始中心距A=75.72mm。

3.3 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3.0~3.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：

四档(2.2~2.7)A 五档(2.7~3.0)A 六档(3.2~3.5)A

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5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3.4⨯72mm=244.8mm， 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定

3.4 齿轮模数

齿轮模数选取的一般原则：

1）、为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； 2）、为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； 3）、从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数； 4）、从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。

对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 所选模数值应符合国家标准的规定。

建议用下列各式选取齿轮模数，输入轴常啮合斜齿轮的法向模数mn

mn= （3-5） 其中

Temax

=146Nm，可得出mn=2.5。

一档和倒档直齿轮的模数m

m=0.Imaxmm （3-6）

其中TImax=557N通过计算m=3。

同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。变速器中齿轮上的花键和结合套模数取2.5或2。

3.5齿轮参数

汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表3-1选取。 表3-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角

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。对于轿车为加大重合度已降低噪声而取小些；对于货车为了提高齿轮承载力而取大些。实际上，因国家规定的标准压力角为20°，所以变速器普遍采用的压力角为20°。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用较大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。在本设计中变速器齿轮压力角α取20°,啮合套或同步器取30°，螺旋角β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，而输入轴和输出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：b=kcmn

斜齿 b=(6.0~8.5)m，mm b=7.0×2.5=17.5 圆整为18

输入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,具体尺寸根据装配图选定。

直齿 b=(4.5~8.0)m，mm b=6×3=18

3.6各档传动比及其齿轮齿数的确定

3.6.1 确定一档齿轮的齿数

z2z10

⋅ （3-7） z1z9

已知一档传动比igI=

2Az∑=

m 为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和Z∑：（3-8） 其中 A =75.72mm、m =3；故有Z∑=50.48。选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少因大、小齿轮的齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面i=3.5~3.9

的不均匀磨损。则取Z∑=51。当轿车三轴式的变速器gI时，则Z可在15～

10

18之间选择，此处取

Z10

=18，则可得出

Z9

=33。

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（3-8）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Z∑修正为51，则根据式（3-8）反推出A=76.5mm。 3.6.2确定常啮合齿轮副的齿数

z由式（2

z3-7）求出常啮合齿轮的传动比

z=igI⨯101z9 由已知数据可得：

z2z=4.02⨯18

33

=2.19 1 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，且斜齿轮中心距

A=

mn(z1+z2)

2cosβ

z1+z2Acosβ2=

由此可得：

mn

根据已知数据可计算出：Z1+Z2=53。 联立方程式可得：Z1=19、Z2=34。

则根据式（3-7）可计算出一档实际传动比为：i gI

=3.91。

3.6.3确定其他档位的齿数 二档传动比

igII=

z2⋅z7

z1z8

而

igII=2.64

故有：

z7/z8=1.475

，对于斜齿轮：

zAcosβ∑=

2

mn

故有：

Z7+Z8=53

联立方程式得：

Z7=31、Z8=22

。

（3-9） 3-10）

3-11）

3-12） 3-13）

（（（（

按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 Z5=26、Z6=27；五档齿轮

Z3=17、Z4=36。 3.6.4确定倒档齿轮的齿数

i

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gr取3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取Z12=13。而通常情况下，倒档轴齿轮

Z13

取21~23，此处取

Z13

=23。

igr=

由

z11z13z2

⋅⋅

z13z12z1 （3-14）

可计算出Z11=27。

因本设计倒档齿轮是直齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距 m3

A`=n(z12+z13)=⨯(13+23)=54mm

22 而倒档轴与输出轴的中心距 m3

A``=n(z11+z13)=⨯(27+23)=75mm取整72mm

22

3.7齿轮的变位系数的选择

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。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。 变位系数的选择原则 ：

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

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

（3）、总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和

倒档齿轮，应该选用较大的值。

*

最小变为系数 Xmin=hz(zmin-z)/zmin

第四章 变速器齿轮的强度计算与材料选择

4.1变速器齿轮的几何计算

汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比恒定不变等传动的基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分离性及刀齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。

如图4-1 基圆齿形

表4-1渐开线圆柱齿轮的基准齿形 基本要素名称 代号 标准齿

齿形角 20 ` 齿顶高系数 径向间隙系数 齿根圆角半径

短齿

20

0.8 0.30mm

0.46mm

增大齿形角

25

1.0

f

1.0

0.25(0.35*)mm0.38(0.25*)mm

0.2mm 0.35mm

（1）直齿圆柱齿轮计算 （见表4-2） Ⅰ档直齿圆柱齿轮计算：m=3mm

z10=18,z9=33

表4-2直齿圆柱齿轮尺寸计算

（2）斜齿圆柱齿轮计算

计算公式如下：

法面齿距 端面齿距 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径

=/cosβ

端面模数 mtmn

p=πmn

p

n

t

=πmt

d=mtz

da=d+2ha

df=d-2hf

db=dcosαt

4.2齿轮的强度计算与校核

4.2.1.齿轮弯曲应力计算 Ⅰ档直齿圆柱齿轮：m=3mm

Z10=18,Z9=33,

d10=mz10=3⨯18=54mm,d9=mz9=3⨯33=99mm

Tg=Temax

z9z2

（4-1） ∙,Tg=478980N∙mm

z10z1

F10=

2Tgd10

=

2⨯478980N∙mm

=17740N （4-2）

54mm

F1017740N⋅mm

（4-3） ==18878N⋅mm

cosα10-9-cosβ9-10cos20cos0

Ft10=

F9=

2Tgd9

=

2⨯478980N∙mm

（4-4） =9676N

99

Ft9=

F9

（4-5） =10296N

cosα10-9cosβ9-10

σw=Ft10KσKf/bty （4-6）

Kσ„„应力集中系数，可近似取1.65

Kf„„摩擦力影响系数，主动轮取1.1，从动轮取0.9

，b10取18，b9取16 b„„齿宽（mm）

，t=πm=9.5 t„„端面齿距（mm）

y„„齿形系数，取0.21

18878⨯1.65⨯0.9

=780MPa （4-7）

18⨯9.5⨯0.21

10296⨯1.65⨯1.1

=585MPa σw9=Ft9KσKf/bty=（4-8）

16⨯9.5⨯0.21

T

当计算载荷取到作用到变速器输入轴时的最大扭矩emax时，一挡直齿轮的弯曲应力

σw10=Ft10KσKf/bty=

在400～850MPa，故符合要求。 （2）斜齿轮弯曲应力

σω=

FtKσ

（4-9） btyKε

式中Kε为重合度影响系数，取2.0 Kσ应力集中系数，可近似取1.50 b„„齿宽（mm），依据各齿轮的齿宽取值 t„„端面齿距（mm），pt=mπt=9.1

y„„齿形系数，按当量齿数zn=z/cos3β查表得

二档齿轮圆周力： F8=

2Tgd8

=

2⨯478980N∙mm

（4-10） =15085N

63.5mm

18

Ft8=

F815085N⋅mm

==16054N⋅mm

cosα8-7-cosβ7-8cos20 cos0

22

=33.8齿形系数查表得y8=0.153 cos3β

齿轮8的当量齿数zn=z/cos3β=

σω8=

Ft8Kσ16054⨯1.5

==480MPa btyKε18⨯9.1⨯0.153⨯2

Ft7Kσ11389⨯1.5

==383MPa btyKε16⨯9.1⨯0.153⨯2

（4-11）

同理得：σω7=

依据计算二挡齿轮的方法可以得到其他档位的弯曲应力，其计算结果如下： 三挡：

σω5=457MPa

σω6=359MPa

五挡：

σω3=700MPa

σω4=377MPa

当计算载荷取作用到输入轴的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180MPa～700MPa,以上校核在其范围内，强度要求符合。 4.2.2 轮齿接触应力计算

σj=0.FE11

(+) （4-12）

bρzρb

（1）直齿圆柱齿轮：m=3mm

Z10=18,Z9=33,E=204⨯103MPa

d10=mz10=3⨯18=54mm,d9=mz9=3⨯33=99mm

Tg=Temax

z9z2

∙,Tg=478980N∙mm z10z1

F10=

2Tgd10

=

2⨯478980N∙mm

=17740N

54mm

19

Ft10=

F1017740N⋅mm

（4-13） ==18878N⋅mm

cosα10-9-cosβ9-10cos20cos0ρd1010=r10sin20︒=

2sin20︒=54

2sin20︒=9.2 ρrd999

9=9sin20︒=2sin20︒=2

sin20︒=16.9

σFE11j10=0.b(ρ+)10ρ9

=0.⨯204⨯103

18⨯(19.2+1

16.9

)=2505MPa

FTgmm

9=

2d=

2⨯478980N∙9

99

=9676N

Ft9=

F9

cosα=10296N

10-9cosβ9-10

σFEj9=0.b(1ρ+1)10ρ9

=0.10296⨯204⨯10316⨯(19.2+1

16.9

)=1962MPa

渗碳齿轮的许用应力在1900 2500 之间，应力基本符合要求

（2）斜齿圆柱齿轮：m=2.5mm

z8=22,z7=31,E=204⨯103MPa d8=63.5mm,d7=89.5mm

Tz9g=Temax

z∙z2

,Tg=478980N∙mm

10z1

FgN∙mm

8=

2Td=

2⨯4789808

63.5mm

=15085N

FF8cosαβ=15085N⋅mm

t8=

=16054N⋅mm 8-7-cos7-8cos20cos0

ρd863.58=r8sinα/cos2β=

2sin20︒/cos230︒=2sin20︒/cos2β=14.5 ρ=rsinα/cos2β=d789.2sin20︒/cos230︒=5

772

sin20︒/cos2β=20.4

20

（4-14）

（4-15）

（4-16） （4-17）

σj8=0.

=0.FE11(+)bρ10ρ9

3

（4-18）

16054⨯204⨯1011

⨯(+)=1936MPa

1814.520.4

FE11

(+)bρ10ρ9

3

σj7=0. 同理得

=0.

11389⨯204⨯1011

⨯(+)=1730MPa

1614.520.4

同理得： 三档：

σj6=2202MPa σj5=2482MPa

五档

σj4=2416MPa σj3=3292MPa

渗碳齿轮的许用应力在1700～3300之间，强度大概符合要求。

4.3变速器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，使轮齿表面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常用材料是20CrMnTi(过去的钢号18 CrMnTi)，也采用20Mn2TiB,20MnVB,20MnVoB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。为了消除内应力，还要进行回火[8]。 变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下： mn≤3.5 渗碳层深度 0.8~1.2mm 3.5＜mn＜5 渗碳层深度 0.9~1.3mm mn≥5 渗碳层深度 1.0~1.6mm

21

第五章 变速器轴的设计与校核

5.1 变速器轴的结构和尺寸

5.1.1 轴的结构

输入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。输入轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应依离合器从动盘毂的标准件内花键设计。输入轴形状如图5-1所示：

图5-1 变速器输入轴

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。其结构如下图所示：

22

图5-2 变速器中间轴

5.1.2 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

d=(0.4~0.5)A,mm 输入轴和中间轴：（5-1）

d=mm

输出轴： （5-2） 式中

Temax

——发动机的最大扭矩，N·m

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： 输入轴和中间轴：d/L=0.16~0.18； 输出轴：d/L=0.18~0.21。

本次汽车变速器轴的设计主要是输入轴、输出轴与中间轴，还有一轴为倒档齿轮用轴。轴的具体样式与尺寸在零件图中有具体的体现，下表列出轴的设计最小半径尺寸与设计长度：

表 5-1 轴参数表

23

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。由于输出轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对输入轴和输出轴进行校核。 5.2.1输入轴的强度与刚度校核

因为输入轴在运转的过程中，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

P

≤[τ]T

τT= 式中

T

≈WT

95500000.2d3

（5-3）

τT

——扭转切应力，MPa；

T ——轴所受的扭矩，N·mm；

3W

T——轴的抗扭截面系数，mm； P ——轴传递的功率，kw；

d ——计算截面处轴的直径，mm；

τ

[T] ——许用扭转切应力，MPa。

其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：

95

9550000⨯

=50.5MPaτT=

0.2⨯253

τττ

由查表可知[T]=55MPa，故T≤[T]，符合强度要求。 轴的扭转变形用每米长的扭转角ϕ来表示。其计算公式为：

24

ϕ=5.73⨯104

T

GIP （5-4）

式中T ——轴所受的扭矩，N·mm；

G ——轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8.1⨯104

MPa；

IP

——轴截面的极惯性矩，mm4，Ip=πd4/32；

将已知数据代入上式可得：

ϕ=5.73⨯104⨯170⨯1000

8.1⨯104⨯

3.14⨯25

4

=0.932

对于一般传动轴可取[ϕ]=0.5~1(︒)/m；故也符合刚度要求。 5.2.2输出轴的强度与刚度校核 （1）、轴的强度校核 计算用的齿轮啮合的圆周力Ft

、径向力

Fr

及轴向力

Fa

可按下式求出：2Temaxi

Ft=

d F=

2Temaxitanα

rdcosβ

Fa=

2Temaxitanβd

式中i ——至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比3.85； d ——计算齿轮的节圆直径，mm，为105mm； α ——节点处的压力角，为16°；

β ——螺旋角，为30°；

Temax

——发动机最大转矩，为170000N·mm。

代入上式可得：Ft=12466.7N ；Fr=4127.8N ；Fa=7197.6N

。

危险截面的受力图为：

25

（5-5）

（5-6）

（5-7）

图5-3 危险截面受力分析

水平面：

FA

（160+75）=

Fr

75 ，可得出

FA

=1317.4N；

水平面内所受力矩：

Mc=160⋅FA⋅10-3

=210.78N⋅m 垂直面：

-Fd

Ft

a

A=

+Ft⨯160160+75 可求出

Ft

A=6879.9N

垂直面所受力矩：Ms=160⨯FA'⨯103=1100.78N⋅m

。

该轴所受扭矩为：

Tj=170⨯3.85=654.5N

。

故危险截面所受的合成弯矩为：

M= 可得

M==6.9⨯105N⋅mm

则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力σ（MPa）：

σ=

32M

πd3

≤[σ] 将M代入上式可得：σ=136.16MPa，在低档工作时[σ]=400MPa，因此有：符合要求。 （2）、轴的刚度校核 输出轴在垂直面内的挠度

fc

和在水平面内的挠度

fs

可分别按下式计算：

=

F1a2b2fc3EIL F2f2ab2

s=

3EIL

26

（5-8）（5-9）（5-10）≤[σ]，（5-11）（5-12）

σ

式中

F2

F1

——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于

Fr

Ft

；

——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于

5

；

5

2.0⨯E ——弹性模量（MPa），E=11

44

4/I ——惯性矩（mm），I=πd6

（MPa），E =2.1⨯10MPa； ，d为轴的直径（mm）；

a、b ——为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（mm）；

L ——支座之间的距离（mm）。

将数值代入式（5-11）和（5-12）得： fc=0.13， fs=0.15 。

故轴的全挠度为

f=

=0.198mm≤0.2mm

，符合刚度要求。

第六章 同步器及换挡机构的设计

由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换档位时会存在一个"同步"问题，同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合的机构。同步器有常压式，惯性式和自行增力式等种类，锁环式同步器是惯性式同步器的一种，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。 本设计关于同步器和换挡机构不再详叙。

27

第七章 结论

变速器是完成传动系任务的重要部件。也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。

本设计依据微型轿车五菱宏光给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度相关参数匹配，设计中间轴式机械变速器。特点是其结构简单、紧凑且最抵挡外其他各挡的传动效率高、噪声低，中间轴式变速器结构发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目。本设计采用常啮合式，且采用斜齿轮，因为斜齿比直齿有更长的寿命、更低的噪声。着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算，同时对各结构件进行分析设计、改进，合理布置各部分总成，以达到良好的性能。一挡和高档匹配最高车速，承载发动机转矩，整个变速器结构尺寸满足微型轿车五菱宏光的结构要求。

参考文献

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