轿车变速器设计指导.doc

现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，为了解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器
1.1 变速器功用及设计要求

1.1.1 汽车变速器的功用
1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。
2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。
3利用空挡，中断动力的传递，以使发动机能够发动，怠速，以便于变速器进行换挡和动力输出。

1.1.2 变速器的设计要求
1. 保证汽车具有较高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车在重量、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. 设置空挡，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系统长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。
3. 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内应有自动跳档、乱档、换挡冲击等现象的发生。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，这可以通过采用同步器和预选气动换挡或自动、半自动换挡来实现。
4. 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。
5. 传动率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接挡。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。
6. 噪音小。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以减小齿轮的噪音。
7. 贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关设计法规。
8. 需要时应设计动力输出装置。
除此之外，变速器应满足制造成本低，维修方便等要求。

1.2 设计任务及主要数据
题目名称：轿车变速器的设计
设计参数：
发动机最大扭矩：121Nm/3500rpm
发动机最大功率：120Kw/5200rpm
最高车速190Km/h
主减速比：3.941
格挡传动比：i1=3.455
i2=1.944
i3=1.370
i4=1.032
i5=0.850
iR=3.170
2.1 变速器的选择
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、制造及修理等条件不同，也是由各种类型汽车的使用条件不同所决定的。变速器按千金当属不同，有三、四、五和多档变速器。根据轴的形式不同，又分为：固定轴式、旋转轴式和综合式三类。究竟采用何种方式，除了汽车总布置要求外，主要考虑一下三方面：
1. 变速器的径向尺寸（两轴式尺寸大，三轴式尺寸小）
2. 变速器的使用寿命（两轴式齿轮寿命短，三轴式寿命长）
3. 变速器的效率
其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式（中间轴式）之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，后者多用于发动机后置后轮驱动的汽车上。

2.1.1两轴式变速器与三轴式变速器
1. 两轴式变速器的特点如下
两轴式变速器如图2-1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（igⅠ=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2-1 两轴式变速器
1.第一轴；2.第二轴；3.同步器

2. 三轴式变速器
三轴式变速器如图2-2所示，从结构外形看，三轴式变速器（中间轴式变速器）具有三根轴。变速器的第一轴和第二轴在一条直线上，经啮合套或者同步器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受载荷，发动机转矩经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，噪音低，齿轮和轴承磨损减少。因为直接当的利用率高于其他档位，因此提高了变速器的使用寿命：在其他档位工作时，变速器传递的动力需要经过第一轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此，在变速器的中间轴和第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍有较大的传动比：档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或者不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档外的其他档位的换挡机构，均采用同步器或者啮合套换挡。少数及其机构的一档也采用同步换挡。中间轴式变速器广泛用于前置后轮驱动的各类汽车上。
图2-2 轿车三轴式四档变速器
1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴

综上所述，本设计是设计一台适合轿车的变速器，采用前置后轮驱动，基于三轴式变速器各种优点，因此本设计采用三轴式变速器。
2.2 倒档传递方案
常见的倒档结构方案有以下几种：
图2-3a为常见的倒挡布置方案。在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。
图2-3b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。某些轻型货车四档变速器采用此方案。
图2-3c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2-3d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。
图2-3e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2-3f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2-4g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。
2.3 变速器主要零件的分析
变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。
2.3.1 齿轮型式
变速器中的齿轮一般无外乎两种：直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮多用于滑动式，故使用在一档和倒档的较多。他们结构简单，制造容易但是在换挡时会在齿轮断面产生冲击，并且伴随有噪音。这使齿轮端部磨损加剧并且过早损坏，同时使驾驶员的精神紧张，而换挡时产生的噪音又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术，使齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员的注意力被分散，会影响行驶安全性。
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。
通过比较上述两种形式的齿轮的优缺点，得知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。
2.3.2 换挡结构形式
换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。
1 直齿滑动齿轮换挡
该方式机构简单，制造容易。但是缺点过多。换挡时由于冲击存在，所以端部磨损快，寿命低，噪音大。从而造成汽车的行驶安全性合舒适性降低，影响汽车行驶。
2 啮合套换挡
采用啮合套换挡时，同时承受换挡冲击载荷的结合齿轮的齿数多，而齿轮又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但却不能消除换挡冲击。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的转动惯量增大。
3 同步器换挡
现在大多数汽车的变速器大都采用同步器换档。这种换挡形式能消除冲击，噪音低，而且换挡迅速，操作轻便，对驾驶员要求不高，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。但是他仍然被广泛使用。
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。其结构及工作原理将在后面章节重点讲解。
2.4 轴承形式
变速器要求增加传递的功率和质量的比值肖，而且要求轴承的可靠性好，容量大，寿命长，故轴承的选用比较重要。
变速器轴承通常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。至于何处应该采用何种轴承形式，是受机构的限制并随轴承的载荷特点不同而不同。
汽车变速器的结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大的轴承受结构的限制，常在布置上有困难，如变速器的输出轴输出端支撑在壳体内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承， 若空间不够则采用滚针轴承。作用在输入轴常啮合齿轮上的轴向力，经输入后部球轴承传递给变速器壳体，此处采用角接触球轴承。输出轴输出端常采用圆锥滚子轴承，以承受径向力和轴向力。变速器输出轴输出端轴承按直径系列圆锥滚子轴承，轴承的直径根据变速器的中心距来确定，并且要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6—20mm，下限根据适用于轻型车和轿车。
滚针轴承，滑动轴套主要用于在齿轮与轴不是固定连接，并且要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦小，传动率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动齿套的径向配合尺寸大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪音增大。优点是制造容易，成本低。
因此在本设计中，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器第一轴、第二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、后轴承采用圆锥滚子轴承。
2.5 传动方案的最终设计
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（2-4）所示。其传动路线：
1档：一轴→1→2→中间轴→10→9→9、11间同步器→二轴→输出
2档：一轴→1→2→中间轴→8→7→5、7间同步器→二轴→输出
3档：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、7间同步器→二轴→输出
4档：为直接档，即一轴→1→1、3间同步器→二轴→输出
5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
第3章 变速器传动机构的计算
3.1.1 档位数的确定及传动比初选
选择五个前进挡及一个倒档
初选传动比为：i1=3.455
i2=1.944
i3=1.370
i4=1.302
i5=0.850
iR=3.170
3.1.2 中心距的确定
中心距对变速器的尺寸，质量和体积都有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。
初选中心距可以由发动机的最大转矩按照下式直接求出：
A= （2—1）
式中按发动机最大扭矩直接求A时的中心距系数，对轿车取 8.9-9.3，对货车取 8.6-9.6
其中 =121N·m， =3.455，=0.96，
则A=（8.6~9.6）
对A进行修正，初选A为66mm
3.1.3 传动零件的设计
齿轮参数的初步选择
1. 初选齿轮模数m
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，第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn
（2—2）
其中=121N·m，可得出mn=2.3。取mn=2.5
则一档直齿轮的模数m
mm （2—3）
其中，，通过计算得m=2.4，取m=2.5
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。
3.1.4 齿轮材料、压力角α、螺旋角β和齿宽b
1. 初选齿轮材料
由于变速器齿轮的转速高，功率大，结构紧凑，故大都采用渗碳合金结构钢。表面的高硬度和齿心的高韧度相结合，能大大提高齿轮的耐磨性和抗弯曲疲劳解除疲劳强度的能力。因此，本次设计采用40Cr材料。
2. 齿轮的压力角α
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。
根据国家标准，本设计中变速器齿轮压力角α取α=20°，啮合套或同步器压力角α取α=30°。
3. 初选斜齿轮的螺旋角β
为减轻工作噪音和提高强度，汽车变速器齿轮多采用斜齿轮，因为它们传动平稳。
在选取斜齿轮的螺旋角时，应注意下面问题：增大β时，齿轮的啮合系数增大，是传动平稳，噪音低，而且随着β角的增加，齿轮的强度也随之增大。但是，当β角大于30°时，弯曲疲劳强度骤然下降，而解除疲劳强度继续上升。因此，从提高齿轮的弯曲疲劳强度方面考虑，β不宜过大，从提高齿轮的解除疲劳强度方面考虑，β不宜过小，所以去β=30°。
应当注意的是，斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力。为使轴向力平衡，本设计采取的方法是第一轴和第二轴的齿轮全部左旋，中间轴上的齿轮全部右旋，这样轴向力经轴承传递给壳体承受。
4. 初选齿宽b
齿宽的选取应满足既能减轻变速器的质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。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。
根据《汽车设计》，直齿：b=，取4.5~8.0
斜齿：b=，取6.0~8.5
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。
3.1.5 各档齿轮参数的确定
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。
1. 确定一档齿轮的齿数
一档采用直齿轮传动，所以不能与其他档位传动的斜齿轮传动计算方法混淆。
一档传动比
（2—4）
为了确定和的齿数，先求其齿数和：
= （2—5）
其中A=66mm，m=2.5：
故有=52.8 取53
当轿车三轴式变速器时，可在15~17范围内选择，此处选择
=15，则=38。
上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（2-5）看出中心距有了变化，这时应从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。根据式（2-5）反推出A=66.25
2. 确定常啮合齿轮副的齿数
由式（2-4）求出常啮合齿轮的传动比
（2—6）
=1.36 ①
而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等
则 A= （2—7）
由此可得： （2—8）
根据已知数据可得： =45.89 ②
取46 ①与②联立可求得=20 ，=26。
根据公式（2-7）可算出此时一档的传动比=3.445
传动比校核有：
其变化范围小于5%，故合格
3. 其他档位的齿数
二档传动比 （2—9）
而,故有：
③
对于斜齿轮， （2—10）
故有： ④
③④联立求得 ，
同理，可计算出三档到五档得齿轮齿数，如下表所示

档数
一档
二档
三档
四档
五档
齿数（从动轮齿数/主动轮齿数）

38/15

27/19

23/23

20/26

18/28

4. 倒档齿轮齿数的确定
由已知条件，倒档传动比已经确定，为iR=3.170 ，中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取，而通常情况下，倒档轴齿轮取21~23，此处取
由 （2—11）
可计算出=30.3，取30
因本设计倒档齿轮也是斜齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距：
（2—12）
而倒档轴与第二轴的中心：
（2—13）
5. 变位系数
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。
3.2 变速器齿轮的强度计算
3.2.1 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
3.2.2 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。
1. 齿轮弯曲强度校核
1） 直齿轮弯曲应力： （2—14）
式中，----弯曲应力（MPa）；
----一档齿轮10的圆周力（N），；----计算载荷（N·mm），取=；
d—节圆半径（mm）；
为应力集中系数，取=1.65
摩擦力影响系数，其中主动齿轮=1.1；从动齿轮=0.9；
t—端面齿距（mm），t=π·m；
b—齿宽（mm）；
y—齿形系数；
当处于一档时，中间轴上的扭矩为：
==121×1000×38/15×1.36=416885Nmm
故，由可以得出；再将所得的数据代入式（2—14）中可得
=621.7Mpa
=462.4Mpa 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿轮的弯曲应力在400~850MPa之间。
2） 斜齿轮弯曲应力 （2—15）
式中为重合度影响系数，取=2.0；为应力集中系数，取=1.65
为圆周力（N），=；为计算载荷（N·m）；y为齿形系数，
d为节圆直径（mm）；b为齿宽（mm）；t为法面齿距，；
则二档齿轮圆周力：
计算得：8527N
齿轮8的当量齿数=29.3，可查图（3-2）得：。
故：293Mpa
同理可以计算其他档位齿轮弯曲应力：206.2Mpa
三档：175.4 Mpa ，175.4Mpa；
四档：157Mpa，111.1Mpa；
五档：151.9Mpa，87.3Mpa；
3.2.3 齿轮接触强度的校核
齿轮的接触应力可按以下公式计算：

式中，----齿轮的接触应力（MPa）；
F----齿面上的法向力（N），；
断面内分度圆切向力即圆周力（N），=；
----计算载荷（N·mm），
α----节点处的压力角（°）；
β----齿轮螺旋角（°）；
d----节圆直径（mm）；
b----齿轮接触的实际宽度，20mm；
E----齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取；
、----主、从动齿轮节点处的齿廓曲率半径（mm）；
直齿轮：=，
=；
斜齿轮：，
；
式中，、为主、从动齿轮的节圆半径（mm）。
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触应力见下表：
表3-1 变速器齿轮的许用接触应力

齿轮
/MPa
渗碳齿轮
液体碳氮共渗齿轮
一档和倒档
1900~2000
950~1000
常啮合齿轮和高档
1300~1400
650~700
表3—1
通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：
一档： 1831.9Mpa；
二档： 1353Mpa；
三档： 1226Mpa；
四档： 1076.5Mpa；
五档： 937.1Mpa；
倒档： 1779Mpa；
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。
4.1变速器轴的结构和尺
4.1.1 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：

一档齿轮 倒档齿轮

图4-2 变速器中间轴
4.1.2 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：
，mm (4—1)
第二轴：
，mm （4—2）
式中，---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=0.160.18；
第二轴： d/L=0.180.21。
4.2 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。
4.2.1 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：
（4—3）
式中：----扭转切应力，MPa；
T----轴所受的扭矩，N·mm；
----轴的抗扭截面系数，；
P----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。
其中，P= 53kw，n=5200r/min，d=28mm；代入上式得：Mpa,
由查表可知=55MPa，故，符合强度要求。

轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为：
（4—4）
式中，----轴所受的扭矩，N·mm；
----轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，MPa；
----轴截面的极惯性矩，，；
将已知数据代入上式可得：

对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。
4.2.2 第二轴的校核计算
1. 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：
（4—5）
（4—6）
（4—7）
式中，i----至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比1.370；
d----计算齿轮的节圆直径，为52mm；
α----节点处的压力角，为16°；
β----螺旋角，为30°；
----发动机最大转矩，为121000N·mm。
代入上式可得：=14752N
=4885N
=8517N
危险截面的受力图为：

图4-3 危险截面受力分析

水平面：（160+75）=75 求得 =1559N；
水平面内所受力矩：249.4N
垂直面： （4—8）
=9101.6N
垂直面所受力矩：1456N·m。 （4—9）
该轴所受扭矩为：N。
故危险截面所受的合成弯矩为：

=1486500N
则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）；
（4—10）
将代入上式可得：399.4Mpa，在低档工作时=400Mpa，因此有：
；符合要求。
2. 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：
（4—11）
（4—12）
式中，----齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于；
----齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于；
E----弹性模量（MPa），（MPa）；
I----惯性矩（），，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（4-11）和（4-12）得
0.13
0.15
故轴的全挠度为， =0.198（mm）≤0.2(mm)符合刚度要求。
5.1同步器的设计
5.1.1 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，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

5.1.2 同步环主要参数的确定
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
2. 锥面半锥角α
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tanα≥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°。
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。
4. 锥面工作长度b
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

设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。
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。
6. 锁止角β
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。
7. 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追面上的轴向力，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0.50～0.80s；对货车变速器高档取0.30～0.80s，低档取1.00～1.50s。

5.2 变速器的操纵机构
5.2.1 变速器操纵机构的功用

变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂两个档位。
5.2.2 设计变速器操纵机构时，应满足的条件

1. 要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁。
1）互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其他变速杆叉轴互被锁止，互锁装置的结构主要有以下几种：互锁销式、摆动锁块式、转动锁止式、三向锁销式，此次设计中互锁装置选择第一种，其结构型式如图5-4所示。
2）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，并使驾驶员有换档的感觉。定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球（或锁销）推入叉轴的凹臼中实现的。变速叉轴的凹臼间距是由挂档齿轮移动的距离来决定的，其结构型式如图5-4所示。
3）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。倒档锁能在驾驶员挂倒档时给驾驶员明显手感，以起到提醒作用，防止误挂倒档，
2. 在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨