三轴五档手动机械式变速器设计

哈尔滨剑桥学院

毕 业 设 计

论文题目： 三轴五档手动机械式变速器 学 生： 刘 广 文 指导教师： 李 宏 刚 副教授 专 业： 交 通 工 程 班 级： 汽车设计与制造08-2班

2012年5月

毕 业 设 计 任 务 书

毕 业 设 计 审 阅 评 语

毕 业 设 计 答 辩 评 语 及 成 绩

三轴式变速箱的设计

摘 要

本设计的任务是设计一台用于越野车上的FR 式的手动变速器。本设计采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：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。

根据越野车的外形、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越野车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些越野车的基本参数，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。

这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。

关键词：变速器；传动比；中间轴；齿轮

Three shaft type gearbox design

Abstract

This design task is to design a sport utility vehicle for the manual transmission FR type. This design USES the intermediate bearing type transmission, the transmission has two outstanding advantages: one is the direct transmission of high transmission efficiency, wear and tear of noise and the minimum; Second, in the center distance gear smaller still can acquire larger a transmission.

According to the shape of the suv, wheelbase, minimum, between from ground clearance, turning radius, vehicle minimum weight, carrying weight and top speed with parameters such as their choice of suitable for the rover's engine type of the most high power can be concluded that the engine, maximum torque, such as displacement important parameters. Combined with some basic parameters of the suv, the choice of appropriate Lord than slow. According to the above parameters, combined with car design, automobile theory, the mechanical design and related knowledge, calculating correlation transmission parameters and demonstrates the rationality of the design.

The machine has five forward gears transmission （including a overdrive five file） and a reverse gear, and through the lock ring type synchronizer to realize the shift.

Keywords ： Transmission ；Transmission ratio；Intermediate bearing；Gear

目 录

摘 要 I ABSTRACT 1绪论

1

II

1.1 变数箱的组成................................................................................................................. 1 1.2设计车型参数 ................................................................................................................. 3 1.3变速器的功用和要求 ..................................................................................................... 3

2变速器主要参数的选择与主要零件的设计 4

2.1变速器结构方案的确定 ................................................................................................. 4

2.1.1变速器传动机构的结构分析与型式选择 2.1.2倒档传动方案 8

2.2变速器主要零件结构的方案分析 ................................................................................. 9

2.2.1 齿轮型式

9

4

2.2.2 换档结构型式 9 2.2.3变速器轴承 2.2.4 中心距

12

11

2.2.5 轴向尺寸 13 2.2.6齿轮参数 13

2.3各档传动比及其齿轮齿数的确定 ............................................................................... 15

2.3.1确定一档齿轮的齿数 15 2.3.2确定常啮合齿轮副的齿数 16 2.3.3 确定其他档位的齿数 17 2.3.4 确定倒档齿轮的齿数 17

3变速器齿轮的强度计算与材料的选择

18

3.1齿轮的损坏原因及形式 ............................................................................................... 18

3.2齿轮的强度计算与校核 ............................................................................................... 19

3.2.1齿轮弯曲强度计算 19 3.2.2 齿轮接触应力 21

4变速器轴的强度计算与校核 4.1 变速器轴的结构和尺寸 24

24

4.1.1 变速器轴的结构 24 4.1.2变速器轴的尺寸

25

4.2 轴的校核 ..................................................................................................................... 26

5 变速器同步器的设计

30

5.1 变速器的结构原理....................................................................................................... 30 5.2 同步环主要参数的确定............................................................................................... 31

5.2.1 同步环锥面上的螺纹槽

31

5.2.2锥面半锥角α摩擦锥面平均半径R 锥面工作长度b 的选择 32 5.2.3 同步环径向厚度 32 5.2.4 锁止角β 同步时间t 32

结论 34 致 谢 35 参考文献 36

三轴式变速箱的设计

1绪论

1.1 变数箱的组成

从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT ）、自动变速器（AT ）、手动/自动变速器（AMT ）、无级变速器（CVT ）。

(1) 手动变速器（MT ）

手动变速器（Manual Transmission ）采用齿轮组[1]，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值（也就是所谓的“级”）。比如，一档变速比是3.85, 二档是2.55, 再到五档的0.75, 这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值（即有5级），所以说它是有级变速器。

曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，本人认为手动变速器不会过早的离开。

(2) 自动变速器（AT ）

自动变速器（AutomaticTransmission ），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。

在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。 在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性

朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。

(3) 手动/自动变速器（AMT ）

其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为Tiptronic ，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D 档时，可自由变换降档（-）或加档（+），如同手动档一样。

自动—手动变速系统向人们提供两种驾驶方式—为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体, 而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档”。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度1.3L CVT 两厢、南京菲亚特2004派力奥1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那Speedgear EL这些“二合一”的车型价格均在10万元左右，这个价格层面还比较低的。所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。

(4) 无级变速器

当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。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，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有2～7个档。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。

从市场走向来看，虽然无级变速器是一个技术分量比较高的部件，但是也已经走进了普通轿车的“身体” 之中，广本两厢飞度每个排量都有一款配置了CVT 无级变速器，既

方便又省油，且售价也仅在9.68～11.68万元。而且奇瑞汽车销售公司表示QQ 无级变速器型年底上市。看来无级变速器在中档车中的运用将越为广泛。

1.2设计车型参数

本设计是以长丰猎豹2.5L 的某些参数为依据而开展的，设计中所采用的相关参数如

表1-1 长丰猎豹车型基本参数

主减速比4.625 最小离地间隙200mm 最高转速4600r/min 轮胎型号225/65R17

全长含备胎4950mm 最大扭矩184Nm/4000 纵向通过角23.5° 离去角26.5°

最高车速≥140km/h 接近角40.5° 整车整备质量1418kg 最大总质量1793kg 大爬坡度16.5%

全高空载1980mm 最大功率106kw/6000 最高车速≥140km/h 最小转弯直径13m 满载驻坡度≥20%

直接档最低稳定车速≤25km/h

1.3变速器的功用和要求

变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。

对变速器的主要要求是：

1） 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。

2）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。

3）重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。

4）传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。

5）噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。

2变速器主要参数的选择与主要零件的设计

2.1变速器结构方案的确定

2.1.1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，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（η=0.93），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3.0～4.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.0～8.0；越野车与牵引车传动比10.0～20.0。

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6～16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。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1-1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。

图1-1 轿车中间轴式变速器

1第一轴；2第二轴；3中间轴

两轴式变速器如图1-2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6%~10%。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（i g =4.0~4.5）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。

图1-2 两轴式变速器

1--第一轴；2—第二轴；3—同步器

由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。 图1-3、图1-4、图1-5分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。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1-3 中间轴式四档变速器传动方案

如图1-3中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图1-3a 、b 所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档；图1-3c 所示传动方案的一，二，三，四档用常啮合齿轮传动，而倒档用直齿滑动齿轮换档。

图1-4a 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1-4b 、c 、d 所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图1-4d 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1-4 中间轴式五档变速器传动方案

图1-5a 所示方案中的一档、倒档和图b 所示方案中的倒档用直齿滑动齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮。

图1-5 中间轴式六档变速器传动方案

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，如图1-3a 、b 所示。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，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。

变速器用图1-4c 所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图1-4c 所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。

2.1.2倒档传动方案

图1-6为常见的倒挡布置方案。图1-6b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图1-6c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图1-6d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图1-6c 所示方案。图1-6e 所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图1-6f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图1-6g 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些。

本设计采用图1-6f 所示的传动方案。

图1-6 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。

2.2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。 2.2.1 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。 2.2.2 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，初一档、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：

1） 将啮合套做得长一些

或者两接合齿的啮合位置错开，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约1～3mm 。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。

2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.3～0.6mm ），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。

3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜20～30），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。这种结构方案比较有效，采用较多

图1-7 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1-8所示：

图1-8 锁环式同步器

l 、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

2.2.3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。 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。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。滚针轴承、滑动轴套用于齿轮与轴不固定连接，有相对转动的地方，比如高档区域同步器换档的第二轴齿轮与第二轴的连接，由于滚针轴承滚动摩擦损失小，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，在不影响齿轮结构的情况下，应尽量使用滚针轴承

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。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

T e m ax i g I i 0ηT

r r

≥m g (f co s αm ax +sin αm ax ) =m g ψ

m ax

则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为 i g

≥mg ψ

max

r r

T e max i 0ηT

（2-1）

式中 m ----汽车总质量； g ----重力加速度；

ψmax ----道路最大阻力系数； r r ----驱动轮的滚动半径；

T emax ----发动机最大转矩； i0----主减速比；

ηT ----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

T e m ax i g I ηT

r r

≤G 2ϕ

（2-2）

式中 G 2----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。 由已知条件：满载质量 1793kg ，则G 2

=1793⨯9. 8=17571. 1（N ）

r r =362.2mm； T e max=184Nm； i 0=4.5；

ηT

=0.93。

根据公式（2-2）可得：i gI =4.92。

超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计五档传动比i g Ⅴ=1 中间档的传动比理论上按公比为：

q =

n =5)

（2-3）

(i g max =i gI =4. 91i g min =i gV =0. 75

按等比数列，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。根据上式可的出：

q

=1.6。

故有：

i gII =3. 07i gIII =1. 92

i gIV =1. 2(修正为1)

2.2.4 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 可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

A

K （2-4）

式中 K A ----中心距系数。对轿车，K A =8.9～9.3；对货车，K A =8.6～9.6； 对多档主变速器，K A =9.5～11；

T I max ----变速器处于一档时的输出扭矩：

T I max =T e max i gI η

g

=885.37 N·m

轿车变速器的中心距在65～80mm 范围内变化，而货车的变速器中心距在80～170mm 范围内变化。

对于越野车，本设计中取K A =9.0，按照已有参数计算式（2-4）可得A=86.42mm 。 2.2.5 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K A 应取给出系数的上限。为检测方便，A 取整。

本次设计的5档变速器壳体的轴向尺寸取3.0A ，则壳体的轴向尺寸为243mm 。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。 2.2.6齿轮参数

（1）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，各档齿轮应该选用一种模数；

4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。

5）对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些； 6）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。 7）低档齿轮选用大一些的模数，其它档位选用另一种模数

变速器用齿轮模数范围大致如下：微型和轻型轿车为2.25～2.75；中级轿车为2.75～3.0；重型货车为4.25～6.0。所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。建议用下列各式选取齿轮模数。

第一轴常啮合斜齿轮的法向模数m n

m n

=mm （2-5）

其中T e m ax =190Nm，可得出m n =2.67。据JB111-60第一系列的标准值选取m n =3

一档直齿轮的模数m

m 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。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2～3.5。本设计取3。 （2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b

汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。

=0.3 （2-6）

表2-1 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α取20°, 啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角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 b=（4.5～8.0）m ，mm 斜齿 b=（6.0～8.5）m ，mm

啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm 。

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。

2.3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。 2.3.1确定一档齿轮的齿数

一档齿轮9和10选用直齿圆柱齿轮 一档传动比

i g I =

Z 2Z 1

⋅Z 9Z 10

（2-7）

为了确定Z 9和Z 10的齿数，先求其齿数和Z ∑:

Z ∑=

2A m

（2-8）

其中 A =86.42mm、m =3；故有Z ∑

=57. 6

，圆整为58。

图2-1 五档变速器示意图

轿车中间轴式变速器一挡齿轮齿数可在15～17之间选取；货车可在12～17之间选取。一挡大齿轮齿数用Z 9=Z ∑-Z 10计算求得。取Z 10=17，则可得出Z 9=43。

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（2-8）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58，则根据式（2-8）反推出A =87mm。 2.3.2确定常啮合齿轮副的齿数

由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比

Z 2Z 1

=i g I ⨯

Z 10Z 9

（2-9）

Z 2Z 1

=1.87

由已经得出的数据可确定 ① 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等

A =

m n (Z 1+Z 2) 2co s β

（2-10）

由此可得：

Z 1+Z 2=

2A co s βm n

（2-11）

而根据已求得的数据可计算出：Z 1

+Z 2=60. 3

（圆整为60）。 ②

i gI =4. 875则根据式（2-7）可计算出一档实际传动比为：

2.3.3 确定其他档位的齿数

二档传动比：

i g ∏=

Z 2Z 1

⋅Z 7Z 8

（2-12）

而i g ∏

=3.07

故有：

Z 7Z 8

=1.653 ③

2A co s βm n

对于斜齿轮，Z ∑故有：Z 7

联立③与④得：Z 7

=

（2-13）

+Z 8=55. 8 圆整为

56 ④

=37、Z 8=23

=2.988

则根据式（2-12）可计算出二档实际传动比为:i gII 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮齿数Z 5实际传动比为

i gIII =1. 875

，

=30、Z 6=30

；四档齿轮实际传动比为

i IV =1. 35; 五档齿轮齿数

Z 3=15、Z 4=51，实际传动比为i g V =1。

2.3.4 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i gr 取4.5。

中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取Z 12

=13

。

而通常情况下，倒档轴齿轮Z 13取21～23，此处取Z 13=23。 由

i g r =

Z 11Z 13

⋅Z 13Z 12

⋅Z 2Z 1

（2-14）

可计算出Z 11

=31. 5，取整为32

故可得出中间轴与倒档轴的中心距

A ′=

12

m n (Z 12+Z 13) （2-15）

A ′= 54mm

而倒档轴与第二轴的中心:

A ''=

12

(Z 11+Z 13)

（2-16）

A ''=82.5mm。

3变速器齿轮的强度计算与材料的选择

3.1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。

3.2齿轮的强度计算与校核

3.2.1齿轮弯曲强度计算 （1） 直齿轮弯曲应力

σW =

F t 10K σK

b ty

f

（3-1）

式中，σW ----弯曲应力（MPa ）；

F ab

--a 档齿轮b 的圆周力（N ），其中T g 为计算载荷（N ·mm ），d 为节圆直径。

K σK

--应力集中系数，可近似取1.65；

f

--摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；

b --齿宽（mm ）；

t --端面齿距（mm ），t=πm ； m为模数（mm ） y--齿形系数，如图3-1所示。

图3-1 齿形系数图

当计算载荷T g 取作用到变速器第一轴上的最大转矩T ema 时，一档、倒档直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa ，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。

对于本例，T g 取作用到变速器第一轴上的最大转矩T emax 根据传动比换算到一档的值，已知T emax =1900000Nmm，代入下式：

T g =T e m ax

Z 2Z 1

（3-2）

得：T g =352857 Nmm

一档直齿圆柱齿轮齿宽b=K C m ，代入式（3-1）解得：

σ

w

=

2T g K σK

f

πm bzy

2

=

2⨯352857⨯1. 65⨯1. 13. 14159⨯3⨯20⨯16⨯0. 17

2

=832. 7

MPa

弯曲应力在400～850MPa 之间，可以满足要求。倒档轴上的倒档直齿齿轮与一档齿轮基本相同，且不承受交变载荷，同样适用。

（2）斜齿轮弯曲应力

σ

w

2T g c o βs K σ

3

σw =

πzm n yK c K

（3-3）

g

式中， T g 为计算载荷（N ∙mm ）；m n 为法面模数（mm ）；z 为齿数；β为斜齿轮螺旋角（°）；K σ为应力集中系数，K σ=1.5；y 为齿形系数，可按当量齿数中查得；K ε为重合度影响系数，K ε=2。

当计算载荷T g 取作用到变速器第一轴上的最大转矩T ema 时，对轿车常啮合齿轮和高档齿轮的许用应力在180～350MPa 范围，对货车为100～250MPa 。

对于本例，常啮合齿轮计算载荷T g 取作用到变速器第一轴上的最大转矩T emax ，已知T emax =190000N∙mm ，齿宽为b=Kc M n =20，代入式（4-31）解得：

F 1=T g /d

z n =z /cos

3

β

在图3-1

，满足弯曲应力要求。

3.2.2 齿轮接触应力

σj =0.41 （3-4）

式中:σj --齿轮的接触应力（MPa ）；

F --齿面上的法向力（N ），F

=F 1/(cos αco s β) ；

F 1 -圆周力在（N ），F 1=T g /d ；T g 为计算载荷（N ∙mm ）；d 为节圆直径（mm ）；

α----节点处的压力角（°）；

β

----齿轮螺旋角（°）；

=2. 1⨯10

5

E ----齿轮材料的弹性模量（MPa ），E b ----齿轮接触的实际宽度；

ρz 、ρb

MPa ；；

----主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm ）；

直齿轮： ρz

=r z sin α （3-5） =r b sin α （3-6）

斜齿轮： ρb

ρz =(r z sin α) /cos

2

β

（3-7） （3-8）

ρb =(r b sin α) /cos

2

β

其中，r z 、r b 分别为主从动齿轮节圆半径（mm ）。

将作用在变速器第一轴上的载荷T e m ax 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力ρj

见下表：

表3-1 变速器齿轮的许用接触应力

齿轮

渗碳齿轮

一档和倒档 常啮合齿轮和高档

1900~2000 1300~1400

ρj /MPa

液体碳氮共渗齿轮

950~1000 650~700

1）对于本例，计算第一轴常啮合齿轮接触应力

F =

F 1

cos αcos β

=

2T g

d cos αcos β

=

T e max

m n z 1cos αcos β

=4448

N

b =K c m n =2mm

ρz =

r z sin αcos

2

β

=

m n z 1sin α2cos

2

β

=11. 97

mm

ρb =

r b sin αcos

2

β

5

=

m n z 2sin α2cos

2

β

=22. 23

mm

E =2. 1⨯10

MPa

MP 采用液体碳氮共渗齿轮满足设计要求。

代入式（3-4）得： σ

j

=999. 3

2）计算高档——五档常啮合齿轮接触应力：

F =

F 1

cos αcos β

=

2T g

d cos αcos β

=

T e max z 2

m n z 4cos αcos βz 1

=4034

N

ρz =

r z sin αcos

2

β

=

m n z 4sin α2cos

2

β

=24. 51

mm

ρb =

r b sin αcos

2

β

=

m n z 3sin α2cos

5

2

β

=9. 69

mm

E =2. 1⨯10

MPa

代入式（3-4）得： σ

j

=1032. 3MP 采用液体碳氮共渗齿轮满足设计要求。

3）计算一档和倒档直齿齿轮接触应力

F =

F 1cos α

=

2T g d cos α

=

T e max z 2mz 10cos αz 1

=8. 2mm

=8488

N

ρz =r z sin α=

mz 10sin α

2mz 9sin α

2

ρb =r b sin α=

=21. 546

mm

代入式（3-4）得：σ

j

=1619MP

采用渗碳处理齿轮满足设计要求。

4变速器轴的强度计算与校核

4.1 变速器轴的结构和尺寸

4.1.1 变速器轴的结构

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4-1所示：

图4-1 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。其结构如下图所示：

图4-2 变速器中间轴

4.1.2变速器轴的尺寸

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：

第二轴和中间轴的中部直径：

d ≈0. 45A =39. 15

mm （圆整为39mm ） （4-1）

第一轴花键部分的直径为：

d =(4～4. 6) e max

=23～26.4mm ；取d=25mm （4-2）

式中 T e m ax ----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：

第一轴和中间轴： d/L=0.16~0.18； 第二轴： d/L=0.18~0.21。

对于本设计，前面算过，5档变速器壳体的轴向尺寸取2.8A ，则L =243mm，中间轴支承间的距离略小于变速器壳体的轴向尺寸L ，可近似取235mm 参与计算。

中间轴：d /L =39/235≈0.17 满足设计要求

第二轴支承间的距离通常由经验公式确定：L 支=L壳－2b 1

L 支=235－2×21=193（mm ）

第二轴：d /L =39/193≈0.20 满足设计要求

4.2 轴的校核

（1）轴的刚度验算

对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，如下图所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。

初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。挡位不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时将轴看做铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取T gmax

轴的挠度和转角可按《材料力学》有关公式计算。计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如上图所示时，若轴在垂直面内挠度为f c ，在水平面内挠度为f s 和转角为δ，则可分别用下式计算

f c =

F 1a b 3EIL F 2a b 3EIL

2

22

2

（4-3）

f s =

（4-4） （4-5）

δ=

F 1ab (b -a )

3EIL

图4-x 变速器轴的挠度和转角

式中, F 1----齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N ）；

F 2----齿轮齿宽中间平面上的径向力（N ）；

E ----弹性模量（MPa ），E =2.1⨯105MPa ； I ----惯性矩（mm 4），对实心轴I 算；

a、b----为齿轮坐上的作用力距支座A 、B 的距离（mm ）；

=πd /64

4

，d 为轴的直径（mm ），花键处按平均直径计

L ----支座之间的距离（mm ）。

对于本例，由于中间轴上常啮合齿轮上的圆周力最大，因此只需要验算中间轴上常啮合齿轮处的强度和刚度即可。变速器轴向尺寸L ＝243mm ，取a=29mm，则b=L-a=214mm。

F 1=

2T g tan αd 2cos β2T g tan α

d 2

=

2T e max . i 12. tan αz 2. m n . cos β2T e max . i 12. tan α

z 2. m n

=

2⨯190000⨯1. 857⨯tan 20

39⨯2. 5⨯cos 30

。

。

=3042

N

F 2=

==

2⨯190000⨯1. 857⨯tan 20

39⨯2. 5

。

=2634

N

带入到式（4-3）（4-4）及（4-5）得：

f c =0.0067mm f s =0.0058mm

σ=0.0001rad

故轴的全挠度为

f =

=0.008mm ≤0.2mm , 安装齿轮轴的许用转角为（0.001～

0.002）rad>0.0001rad,符合刚度要求 2）轴的强度验算

计算用的齿轮啮合的圆周力F t 、径向力F r 及轴向力F a 可按下式求出：

F t =

2T e m ax i d

（4-6）

（4-7）

F r =

2T e m ax i tan αd co s β2T e m ax i tan β

F a =

（4-8）

d

式中 i --至计算齿轮的传动比，此处为Z 2

Z =1. 857

；

1

d --计算齿轮的节圆直径，mm ，为97.5mm ； α--节点处的压力角，为20°； β--螺旋角，为30°；

T e m ax --发动机最大转矩，为190000N ·mm 。

F t =7238N

代入上式可得： F r

=3042N

F a =4178N

水平面：F A （a+b）=F r b F A =2679N； 水平面内所受力矩：M 3

c

=aF A ⨯10

-=77. 69

N ·m

垂直面：

-F d

a

'

2+F t a F A =

a +b =25. 62N 垂直面所受力矩：M s

=aF '

3

A ⨯10

-=0. 743

N ·m 。

该轴所受扭矩为：T j

=T Z 2emzx

Z =352. 9

N ·m

1

故危险截面所受的合成弯矩为：

M =

M

22c

+M

s

+T j =361N . m =3. 61⨯10

5

N ·mm 则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力σ（MPa ）:

σ=

32M

πd 3

≤[σ

] （d 1为轴的直径为39mm ） 1

将M 代入上式可得：σ=62MPa，在低档工作时[σ]=400MPa，因此有：

4-8）

4-9）

4-10）

（（（

σ

≤

[σ]；符合要求。

5 变速器同步器的设计

5.1 变速器的结构原理

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5-1 锁环式同步器

1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环）

5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套

如图（5-1），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∆ω，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5-2b ），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5-2d ），完成同步换档。

图5-2 锁环同步器工作原理

5.2 同步环主要参数的确定

5.2.1 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5-3a 中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图5-3b 则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm 。

图5-3 同步器螺纹槽形式

5.2.2锥面半锥角α摩擦锥面平均半径R 锥面工作长度b 的选择

摩擦锥面半锥角α越小，摩擦力矩越大。但α过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan α

≥f

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

R 设计得越大，则摩擦力矩越大。R 往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R 取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R 取大些。本次设计中采用的R 为50～60mm 。

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

b =

M

m

2

2πp fR

（5-1）

设计中考虑到降低成本取相同的b 取5mm 。 5.2.3 同步环径向厚度

与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。

轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。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空表面喷上厚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。本设计中同步器径向宽度取10.5mm 。 5.2.4 锁止角β 同步时间t

锁止角β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

哈尔滨剑桥学院毕业设计

行换档。影响锁止角β选取的因素，主要有摩擦因数f 、擦锥面的平均半径R 、锁止面平均半径和锥面半锥角α。已有结构的锁止角在26°～46°范围内变化。本次设计锁止角β取30︒。同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.15～0.30s ，低档取0.50～0.80s ；对货车变速器高档取0.30～0.80s ，低档取1.00～1.50s 。

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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，其技术已经成熟，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，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+1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。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。

致 谢

在论文完成之际，我要特别感谢我的指导老师李宏刚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。

另外我还要感谢哈尔滨剑桥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！

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