轿车5档变速器箱体设计论文

　 题

　目

　轿车 5 档变速器箱体设计

　 学生姓名

　xx

　学号

　xxxx

　所在学院

　 机械工程学院

　专业班级

　xxxxxxxxxxxxxx 班

　指导教师

　 xxxxxx

　完成地点

　xxxxxxxxxxxxx

　2015 年 6 月 5 日

　 轿车 5 档变速器箱体设计

　作者：xx （xxx 机械工程学院 xxxxxxxxx 班，xx xxx xxx）

　指导教师：xxxxxxx

　[摘要]: 随着工业化进程的推进，汽车在现代生活中越来越被人们所重视，而变速器是汽车传动部件中相当重要的零部件之一，汽车前进、后退以及速度的变化均通过调节变速器各齿轮的啮合来实现的。本次的毕业设计的任务是轿车 5 档变速器箱体设计，本题目根据变速器总成以及变速器工作条件设计变速器箱体。主要完成轿车 5 档变速器箱体的设计和计算，运用三维建模软件完成该变速器各零部件的建模，并完成箱体的图纸绘制。

　[关键词]：

　轿车；变速器箱体；建模；设计

　Cabinet design the 5- -r speed transmission of the car

　The Author:xxxxxx (Gradexx, Class1, Major Thermal Energy and Power Engineering, Mechanical Engineering Dept.， xxxxxUniversity of Technology, xxxxxg xxxx, xxxxxx) Tutor:xxxxxxx

　Abstract: With the advance of the process of industrialization, the automobile transportation more and more popularity. In the modern life plays a more and more important role, and transmission is driveline parts in a very important part of, the vehicle forward, backward and speed change through the variable speed of each gear meshing is achieved. This graduation design task is the car 5 gearbox gearbox design, this topic according to the gearbox total and the transmission work condition design gearbox box body. The design and calculation of the 5 gear transmission box of the car are completed, and the modeling of the transmission parts is completed by using 3D modeling software, and the drawing of the box is finished.. Keywords：

　：

　Car;

　Gearbox;

　Modeling

　;Design

　I 目

　录 1 绪论

　......................................................... 1 1.1 选题的目的意义 .......................................... 1 1.2 研究目标和研究内容 ...................................... 1 2 变速器概述

　.................................................. 2 2.1 变速器概述 .............................................. 2 2.2 变速器的功用及类型 ...................................... 2 2.3 变速器传动机构 .......................................... 6 2.3.1.变速器的工作原理 .................................. 6 2.3.2 三轴式变速器 ....................................... 8 3 变速器总体方案设计

　......................................... 11 3.1 汽车参数的选择 ......................................... 11 3.2 变速器的性能要求 ....................................... 11 3.3 变速器的结构方案 ....................................... 11 3.4 齿轮形式 ............................................... 11 3.5 轴承型式 ............................................... 11 3.6 换档结构型式 ........................................... 11 3.7 变速器箱体型式 ......................................... 12 4 变速器设计计算

　............................................. 13 4.1 档数确定 ............................................... 13 4.2 传动比范围 ............................................. 13 4.3 中心距 ................................................. 13

　II 4.4 轴直径确定 ............................................. 13 4.5 齿轮确定 ............................................... 13 4.5.1 模数的选取 ........................................ 13 4.5.2 压力角 

　.......................................... 14 4.5.3 螺旋角 ............................................ 14 4.5.4 齿宽 b ............................................ 14 4.5.5 变位系数的选择 .................................... 15 4.6 各档齿轮齿数 ........................................... 15 4.6.1 确定一档齿轮齿数 .................................. 15 4.6.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数 ........................ 15 4.6.3 确定其他各挡的齿数 ................................ 16 4.6.4 确定倒挡齿轮齿数 .................................. 17 5 变速器的校核

　............................................... 18 5.1 齿轮的损坏形式 ......................................... 18 5.2 齿轮的损坏形式 ......................................... 18 5.2.1 齿轮弯曲强度计算 .................................. 18 5.2.2 轮齿接触应力计算 .................................. 19 6 同步器的设计

　............................................... 22 7 变速器操纵机构

　............................................. 24 7.1 直接操纵手动换挡变速器 ................................. 24 7.2 远距离操纵手动换挡变速器 ............................... 24 8 变速器箱体机构设计

　......................................... 25

　III 8.1 零件分析 ............................................... 25 8.1.1 作用 .............................................. 25 8.1.2 结构特点 .......................................... 25 8.1.3 箱体零件的结构工艺性 .............................. 25 8.2 毛坯图的绘制及零件毛坯的制造 ........................... 25 8.2.1 毛坯的制造 ........................................ 25 8.3 定位基面的选择及分析 ................................... 27 8.4 加工工作量及加工手段组合 ............................... 28 8.5 工艺过程 ............................................... 29 9 变速器箱体设计及有限元分析

　................................ 30 9.1 箱体 CAD 图及三维模型图 ................................. 30 9.2 箱盖有限元分析 ......................................... 33 9.2.1 创建随机振动分析系统 .............................. 33 9.2.2 定义材料数据 ...................................... 33 9.2.3 建立几何模型并创建有限元模型 ...................... 34 9.2.4 模态分析 .......................................... 35 总

　结

　....................................................... 38 致

　谢

　....................................................... 39 参考文献

　..................................................... 40

　第 1 页 共 40 页 1 绪论 1.1 选题的目的意义 随着国民经济的发展，汽车在人们的生活当中起着至关重要的作用。汽车没有变速器汽车将无法起步，并且难以实现挡位变换、实现倒车、中断动力等。手踩下离合时，才可拨动变速杆。汽车变速器箱体是整个变速器的骨架，对内用于安装各种零部件，提供相应的运动空间及冷却剂和润滑油所需的通道;对外则封装变速器的传动及换挡机构并与整机联接。汽车变速器箱体的工作环境恶劣，承受不同档位周期性变化力的作用，箱体处于拉、压、弯、扭，以及振动所致的复杂应力状态，与其关联的强度、刚度等问题，又在很大程度上决定了箱体所在部件的工作可靠性及其他适用性能。同时，箱体是变速器总成中尺寸和重量最大的零件，直接影响着整机的外形尺寸和重量指标。一般来说，对汽车变速器箱体的基本要求是，在尽量缩减结构尺寸和重量的同时，保持足够的强度和刚度，以保证箱体各部分之间，以及与之配合的零部件之间的工作协调.分析研究手动变速器的结构也同样具有重大而现实的意义。

　1.2 研究目标和研究内容 本 次 的 设 计 任 务 是 根 据 变 速 器 总 成 以 及 变 速 器 工 作 条 件 设 计 变 速 器 箱 体 ，

　完成轿车 5 档变速器箱体的设计和计算，并运用三维软件建立箱体模型，完成箱体结构图纸，最后撰写毕业设计说明书。

　第 2 页 共 40 页 2 2 变速器概述

　2.1 变速器概述

　变速器是用来改变来自发动机的转速和转矩的机构。变速器由变速传动机构和操纵机构组成，有些汽车还有动力输出机构。见图 2.1 手动变速器

　图 2.1 手动变速器 1-倒档轴；2-变速器壳；3-第二轴；4-第一轴 2 2.2 变速器的功用及类型

　按使用方法分：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手自一体变速器、无级变速器（CVT）、双离合器变速箱和 EMT、AMT 序列变速器等。

　1、MT—手动变速器

　图 2.2 手动变速器

　第 3 页 共 40 页 手动车型目前是车市中最主流的车型，通过齿轮的啮合来传动发动机的动力。因其传动效率高，结构简单，维修保养成本低，所以备受青睐。MT 如果操作熟练的话燃油经济性也比一般的自动挡车型要好，并能享受驾驶乐趣。但如果无法掌握好换档时机，油离配合不好的话，燃油经济性也无法保证。

　优点：维修保养成本低，能够带来驾驶乐趣。

　2、AT—液力自动变速器

　图 2.3 自动变速器 相对于手动变速器来说自动变速器能让开车变得简单方便，易于新手上路。目前手自一体车型大为兴起。

　3、手自一体变速器

　第 4 页 共 40 页

　图 2.4 手自一体变速器 手自一体变速器其实就是在手动变速器的基础上增加了自动变速操纵系统而组成，操作灵活，档位越多操控越精确，燃油经济性好。

　特点：可使高性能跑车不必受限于传统自动变速器的束缚。配有手自一体变速器的车型在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在 D 档时，可自由变换降档（-）和加档（+），如同手动挡一样。驾驶者可以结合路况及驾驶需要随时加减档，使驾驶感受得以提升。

　优点：操作简单，使用方便，燃油经济性好。

　 缺点：价格较高，后续维修保养费用较高。

　4、CVT—无级自动变速器 Continuously Variable Transmission

　第 5 页 共 40 页

　图 2.5 无极变速器 CVT 采用传送带和工作直径可变的主、从动轮相互配合来传递发动机的动力。加速连续性更好，燃油经济性更高。目前仍不完善。

　优点：驾驶平顺性、加速性、经济性以及排放都较好，加速也会比自动变速器快，也更省油。

　缺点：价格较高，维修成本较高，计算还不完善。

　5、DSG—双离合自动变速器

　图 2.6 双离合变速器 DSG双离合变速器集合了手动挡的操控性和经济性以及自动挡的便利性，是目前国内最先进的。

　优点：加速连续性非常好，没有换挡的顿挫感。保证了精准的动力传输，既有运动特性又具备便捷舒适性，油耗更低，各方面的性能都超过了传统自动变速箱。

　缺点：刚刚进入国内市场，使用中的效果有待检验。

　第 6 页 共 40 页 2.3 变速 器传动机构 2.3.1. 变速器的工作原理 手动变速器通常采用平行轴式，由齿轮传动的原理可知，一对齿数不同的齿 轮啮合传动时可以变速变矩，如图 2.7。传动比是主动齿轮转速与从动齿轮转速之比，用12i表示，有：

　式中:1n、1z为主动齿轮的转速、齿数；2n、2z为从动齿轮的转速、齿数。

　 如图 2.7a 所示，当小齿轮为主动齿轮，带动从动齿轮转动时，输出轴的转速降低，即2 1n n ，1 i 称为减速传动。如图 2.7b 所示，当大齿轮为主动齿轮，带动从动齿轮转动时，输出轴的转速就升高，即2 1n n ，1 i 称为加速传动。这就是齿轮变速的基本原理。

　由于功率/9550 p nM (单位：P 为千瓦、n 为转/分)如传动无效率损失，则传动比还可以为 1 22 112n Min M  式中:1M为主动齿轮转矩 2M为从动齿轮转矩 一根比较短的倒档轴来帮助汽车实现倒退行驶。动力从输入轴输入，经一对齿轮传动后，直接由输出轴输出。其特点是结构比较紧凑，机械效率高，噪声小。

　1 2 2 1 12/ / z z n n i  a)减速传动；b）加速传动 1-主动齿轮；2-从动齿轮；Ⅰ-输入轴；Ⅱ-输出轴； 图 2.7 齿轮传动原理 1 2 2 1 12/ / z z n n i  

　第 7 页 共 40 页

　1-输入轴；2-第一轴四档齿轮；3-第一轴三档齿轮；4-第一轴二档齿轮；5-倒档齿轮组；6-第一轴一档齿轮；7-第一轴五档齿轮；8-五档同步器；9-第二轴五档齿轮；10-第二轴一档齿轮；11-一、二档同步器；12-第二轴二档齿轮；13-第二轴三档齿轮；14-三、四档同步器；15-第二轴；16-第二轴四档齿轮；17-主变速器主动锥齿轮；18-主减速器差速器 图 2.8 轿车二轴五档变速器的结构图及机构简图 动力传递路线为：

　第一轴 1→第一轴一档齿轮 6→第二轴一档齿轮 10→同步器接合套 11→同步器 11 的花键毂→第二轴输出 传动比为：

　10 61/  i Z Z

　当挂 2 档时，同步器接合套 11 左移 动力传递路线为：

　第一轴 1→第一轴二档齿轮 4→第二轴二档齿轮 12→同步器接合套 11→同步器 11 的花键毂→第二轴输出 传动比为：

　2 12 4 /  i Z Z

　当挂 3 档时，同步器接合套 14 右移 动力传递路线为：

　第一轴 1→同步器 14 的花键毂→同步器 14 的接合套→第一轴三档齿轮 3→第二轴三档→齿轮13→第二轴输出 传动比为：

　3 13 3 /  i Z Z

　当挂 4 档时，同步器接合套 14 左移 动力传递路线为：

　第一轴 1→同步器 14 的花键毂→同步器 14 的接合套→第一轴四档齿轮 2→第二轴三档→齿轮16→第二轴输出 传动比为：

　4 16 2 /  i Z Z

　当挂 5 档时，同步器接合套 8 左移 动力传递路线为：

　第一轴 1→同步器 8 的花键毂→同步器 8 的接合套→第一轴五档齿轮 7→第二轴五档→齿轮 9→

　第 8 页 共 40 页 第二轴输出 传动比为：

　5 9 7 /  i Z Z

　当挂倒档时，通过拨叉拨动倒档轴上的惰轮，使其同时与第一轴与第二轴上的倒档齿轮啮合，其动力传递路线为：

　第一轴 1→第一轴倒档齿轮→倒档轴惰轮→第二轴倒档齿轮→1、2 档同步器 11 接合套→1、2档同步器 11 的花键毂→第二轴输出 传动比为：

　5 5(2) 5(1) /  i Z Z

　5(1) Z：一轴倒档齿轮的齿数 5(2) Z：二轴倒档齿轮的齿数 由于倒档位的齿轮传递中多一个中间惰轮，因此，第二轴的旋转方向与前进位时相反。

　3.2.3 档位分析 当传动比 i

　>1 时，为减速档，且 i

　越大，档位越低； 当传动比 i =1 时，为直接档； 当传动比 i <1 时，为超速档。

　可以看出轿车手动变速器 1、2、3 档为减速传动，4、5 两档为增速传动，即超速档。

　2.3.2 三轴式变速器 三轴式变速器除有第一轴、第二轴外，还增设了中间轴。其特点是空间布置比较灵活，传动比的范围大，可设有直接挡传动。

　1-第一轴；2-第一轴常啮合传动齿轮；3-第一轴齿轮接合齿圈；4、9-接合套；5-四档齿轮接合齿圈；6-第二轴四档齿轮；7-第二轴 3 档齿轮；8-三档齿轮接合齿圈；10-二档齿轮接合齿圈；11-第二轴二档齿轮；12-通气孔；13-第二轴一、倒档滑动齿轮；14-变速器壳体；15-第二轴；16-驻车制动器底座；17-车速里程表传动齿轮；18-中间轴；19、22-倒档中间齿轮；20-倒档轴；21-中间轴一、倒档主动齿轮；23-中间轴二档齿轮；24-中间轴三档齿轮；25-中间轴四档齿轮；26-中间轴常啮齿轮；27-二、三档花键毂；28-四、五档花键毂；29-第一轴轴承盖;30-轴承盖回油螺纹 图 2.9 EQ1092 型汽车三轴五档变速器的结构图及机构简图

　第 9 页 共 40 页 挂一档时，传动比：

　1312 2126 Z ZiZ Z 欲挂上二档，可操纵变速杆，通过拨叉使第二轴上的接合套 9 右移与接合齿圈 10 接合，则可得到二档。把动力传给第二轴。

　动力传递路线：

　第一轴 1→第一轴常啮合传动齿轮 2→中间轴常啮合传动齿轮 26→中间轴 18→中间轴→2 档主动齿轮 23→第二轴 2 档从动齿轮 11→接合套 9→花键毂 27→第二轴 15 输出 挂二档时，传动比：

　1122 2326 Z ZiZ Z 欲挂上三档，可操纵变速杆，通过拨叉使第二轴上的接合套 9 左移与接合齿圈 8 接合，则可得到三档。把动力传给第二轴。

　动力传递路线：

　第一轴 1→第一轴常啮合传动齿轮 2→中间轴常啮合传动齿轮 26→中间轴 18→中间轴→3 档主动齿轮 24→第二轴 3 档从动齿轮 7→接合套 9→花键毂 27→第二轴 15 输出 挂三档时，传动比：

　732 2426 Z ZiZ Z 欲挂上四档，可操纵变速杆，通过拨叉使第二轴上的接合套 4 右移与接合齿圈 5 接合，则可得到四档。把动力传给第二轴。

　动力传递路线：

　第一轴 1→第一轴常啮合传动齿轮 2→中间轴常啮合传动齿轮 26→中间轴 18→中间轴→4 档主动齿轮 25→第二轴 4 档从动齿轮 6→接合套 4→花键毂 28→第二轴 15 输出 挂四档时，传动比：

　642 2526 Z ZiZ Z 欲挂上五档，可操纵变速杆，通过拨叉使第二轴上的接合套 4 左移与接合齿圈 3 接合，则可得到五档。把动力直接传给第二轴，而不再经过中间齿轮传动，故这种档位称为直接档，其传动比为：5 i

　欲挂倒档时，可操纵变速杆，通过拨叉使第二轴上的一档、倒档从动齿轮 13 右移，使其与倒档中间齿轮 19 啮合。

　动力传递路线：

　第一轴 1→第一轴常啮合传动齿轮 2→中间轴常啮合传动齿轮 26→中间轴 18→中间轴→一档、倒档主动齿轮 21→倒档中间齿轮 22→倒档中间齿轮 19→第二轴一档、倒档从动齿轮 13→第二轴 15输出

　挂倒档时，传动比：

　13 222 21 1926   RZ Z ZiZ Z Z

　由于倒档位的齿轮传递中多了一次外啮合，因此，第二轴的旋转方向与前进位时相反。

　R i 的数值较大，一般与 1 i 相近。这是考虑到安全，希望倒车时速度尽可能低些。

　第 10 页 共 40 页

　1、4-接合齿圈；2-接合套；3-花键毂；F-圆周力；N-倒锥齿面正压力； Q-防止跳档的轴向力 图 2.10 齿端制成倒斜面的结构形式示意图

　 1-接合齿圈；2-接合套；3-花键毂；4-接合齿圈；F-圆周力，F=F＇； N-凸台对接合套的总阻力；Q-防止跳档的轴向力 图 2.11 齿端齿厚切薄的结构形式示意图 CA1091 型汽车六档变速器采用的是齿端倒斜面的结构（图 2.10）。产生垂直斜面的正压力 N， Q 和 F 为分力。

　在东风 EQ1090E 型汽车使用的五档变速器中，采用了减薄齿的结构来防止自动跳档（图 2.11）。在花键毂 3 的两端，齿厚各减薄 0.3 ~ 0.4 mm ，使各牙齿中部形成一凸台。

　第 11 页 共 40 页 3 变速器总体方案设计

　3.1 汽车参数的选择 根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表 表 1.1 设计基本参数表 3.2 变速器的性能要求 1）保障汽车的动力性和经济性 2）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发生 6）变速器应有高的工作效率 7）变速器工作噪声低 3.3 变速器的结构方案 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。

　前面分别介绍了两轴式变速器和三轴式变速器。在本设计中采用三轴式变速器较合理。

　3.4 齿轮形式 齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。

　有级变速器结构可采用斜齿轮。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮的有优点是使用寿命长，工作时噪声低等；缺点是制造相对复杂。

　直齿圆柱齿轮用于低档和倒挡。本次设计变速器除一档和倒档外，其余均是斜齿轮传动。

　3.5 轴承型式 变速器轴承主要采用圆柱滚子轴承、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很小，故采用滚针轴承。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。

　3.6 换档结构型式 多数汽车采用同步器换档。操纵轻便，减少换档时间。此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。主要缺点制造精度要求高，轴向尺寸变大，铜质同步环的寿命短。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，是依靠摩擦作用实现同步的。

　 项目 参数值 发动机：

　2.5L V6 档数: 5 最大功率(kW/n)：

　1526 最大扭矩(N·m/n)：

　25kg.m/3500

　第 12 页 共 40 页 3.7 变速器箱体型式 变速器箱体在整个减速器起支撑和连接的作用，是传动零件的基座，设计是应具有足够的强度和刚度。箱体加工质量的优劣，直接影响到轴和齿轮等零件的位置的准确，会影响整个减速器的使用寿命和使用性能。

　其特点是：变速器箱体是典型的箱体类零件，结构和形状较为复杂，臂薄，外部为增加强度设计有很多加强筋。刚度较差，切削过程中受热大，容易产生振动和变形。

　箱体零件的结构工艺性：

　1）减速器箱盖、箱体主要加工部分是结合面、通孔、轴承孔和螺纹孔，其中轴承孔在箱盖、箱体合箱后进行镗孔加工，须确保两个轴承中心线与割面的位置，以及两个孔中心线的平行度和中心距。

　2）减速器箱体壁薄，易变形，在加工前要进行时效处理，以消除内应力，加工时要注意夹紧位置和夹紧力的大小，防止变形。

　3）箱盖、箱体结合面，底面上的加工，采用专业钻模，能够保证空位置的精度需求。

　第 13 页 共 40 页 4 变速器设计计算

　4.1 档数确定 档数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂在最低挡传动比不变的情况下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，使换挡工作容易进行。

　本次设计选用的是 5 挡变速器。

　4.2 传动比范围 目前轿车的传动比范围在 3~4 之间，轻型货车在 5~6 之间，其他货车则更大。

　轿车的传动比范围为 3.6：1 4.3 中心距 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=31 max g e Ai T K 

　 （4.1）

　=39 245 3.6 0.96 85 mm    

　式中，A 为中心距（mm）；AK 为中心距系数，轿车：AK =8.9~9.3； max eT 为发动机最大转矩（ m N  ）；1i 为变速器一挡传动比；g 为变速器传动效率 0.96。

　4.4 轴直径确定 变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径 D=0.45A，轴的最大直径 D 和支撑间距离 L 的比值，对中间轴，D/L=0.16~0.18；对第二轴，D/L=0.18~0.21。

　第一轴花健部分直径 D（mm）可按下式初选 d=K 3 T emax

　(4.2)

　=4.23245  =26mm 式中 K 为经验系数，K=4.0~4.6，max eT 为发动机最大转矩（ m N  ）

　第二轴和中间轴中部直径

　 D=0.45A=0.45  85=38mm 4.5 齿轮确定 4.5.1 模数的选取 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。

　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。其取用范围是：乘用车和总质量am 在 1.8～14.0t 的货车为 2.0～3.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。

　初选齿轮模数

　m =3.0mm

　 齿轮法向模数

　nm =3.0mm

　第 14 页 共 40 页 4.5.2 压力角 

　 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时轮齿的抗弯强度和表面接触强度可提高。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。

　变速器齿轮压力角为 20

　 啮合套或同步器的接合齿压力角用 30°。

　4.5.3 螺旋角 根据图 4-1 可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件

　 1 1 1tan n aF F 

　 （4.3）

　 2 2 2tan n aF F 

　 （ 4.4 ）

　由于 T=2 2 1 1r F r Fn n，为使两轴向力平衡，必须满足

　 2121tantanrr

　 （4.5）

　式中，Fa1，Fa2 为作用在中间轴齿轮 1、2 上的轴向力，Fn1，Fn2 为作用在中间轴齿轮 1、2上的圆周力；r1，r2 为齿轮 1、2 的节圆半径；T 为中间轴传递的转矩。

　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。

　图4.1 中间轴轴向力的平衡 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：

　轿车中间轴式变速器为 22～34° 初选的螺旋角  =28 4.5.4 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。

　通常根据齿轮模数 m 的大小来选定齿宽。

　直齿：b=CK m， CK 为齿宽系数，取为 4.5~8.0

　取CK =5 斜齿：b=CKnm ，CK 取 6.0~8.5 ，取CK =7 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，CK 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。

　直齿

　b= m K C =5  3=15mm

　第 15 页 共 40 页 斜齿

　b= m K C =7  3=21mm 4.5.5 变位系数的选择 跟据变位系数的选择原则，为降低噪声，对于变速器中除去一，二挡和倒挡以外的其他各挡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。

　4.6 各档齿轮齿数 在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。

　图 4.2 五挡变速器传动方案 4.6.1 确定一档齿轮齿数 一挡传动比

　9 110 21z zz zi

　（4.6）

　如果9z ，10z 齿数确定了，则2z 与1z 的传动比可求出，为了求9z ，10z 的齿数，先求其齿数和hz

　直齿

　 hz =2A/m

　 （4.7）

　斜齿

　hz =2A  cos /nm

　（4.8）

　因为一挡用的是直齿轮，所以hz =2A/m=2  85/3=57 中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴经尺寸的限制，即受刚度的限制。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挡传动比1i =3.5~3.8 时，中间轴上一挡齿轮数可在 15~17 间取，货车在 2~17 间取。

　因为1i =3.6 取中间轴上一挡齿轮10z =15

　输出轴上一挡齿轮9z =hz -10z =57-15=42 因为计算齿数和hz 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据hz 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挡齿轮齿数分配的依据。

　故修正后中心距 A 取 85mm 4.6.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数 求出传动比

　第 16 页 共 40 页

　910112zzizz

　 （4.9）

　42156 . 312zz 而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即 A= ) (2 1z z m n  /2  cos

　 （4.10）

　85=3（2z +1z ）/2cos28 求得五挡齿轮齿数为 1z =22

　2z =28 各挡传动比分别为

　  4 3431 26 . 3 i i 2.6

　 4 2421 36 . 3   i i =1.9

　  41 4i i 46 . 3 1.4

　 5i 1 4.6.3 确定其他各挡的齿数 二挡齿轮是斜齿轮

　21287zzizz28226 . 2  

　 cos 2) (8 7z z mAn 8528 cos 2) ( 0 . 38 7 z z 求得二挡齿轮齿数为

　347 z

　 178 z

　三挡齿轮齿数

　28229 . 121356  zzizz 8528 cos 2) ( 0 . 3cos 2) (6 5 6 5 z z z z mAn 求得 315 z

　 216 z

　四挡齿轮齿数

　28224 . 121434  zzizz 8528 cos 2) ( 0 . 3cos 2) (4 3 4 3 z z z z mAn

　第 17 页 共 40 页 求得 263 z

　 254 z

　4.6.4 确定倒挡齿轮齿数 取中间轴上的倒挡齿轮12z 和中间轴上一挡齿轮齿数相同，即12z =10z =15 有中心距

　 2) (12 11z z mA

　 求得11z =40 倒挡齿轮选用的模数往往与一档相同，倒挡齿轮13z 的齿数，一般在 21-22 之间，初选13z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A 取13z =21

　A=2) (13 12z z m =2) 21 15 ( 3  =54mm 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 14 和 12 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙，则齿轮 14 的齿顶圆直径应为 214eDA112 eD =2 1 51 54    =56mm 求得：14z =16

　第 18 页 共 40 页 5 变速器的校核 5.1 齿轮的损坏形式 齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏。

　齿轮工作时，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，会导致轮齿折断。

　5.2 齿轮的损坏形式 不同汽车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式基本一致。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。

　5.2.1 齿轮弯曲强度计算 1）

　直齿轮弯曲应力 btyK K Ffw1

　（5.1）

　式中，w 为弯曲应力；1F 为圆周力， d T Fg/ 21 ；gT 为计算载荷；d 为节圆直径；K 为应力集中系数，可近似取K =1.65；fK 为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮fK =1.1，从动齿轮fK =0.9；b 为齿宽；t 为端面齿距，m t   ，m 为模数；y 为齿形系数，如图 5-1 所示。

　因为齿轮节圆直径 d= mz ，z 为齿数，带入式（5-1）得

　 y zK mK K Tcf gw32

　 （5.2）

　一挡从动齿轮

　 y zK mK K Tcf gw32 33315 . 0 5 42 3 14 . 39 . 0 65 . 1 10 245 233      aMP 400 aMP

　一挡主动齿轮

　y zK mK K Tcf gw32 9 . 76215 . 0 5 15 3 14 . 31 . 1 65 . 1 10 245 233      aMP 850 aMP

　一、倒挡直齿轮作用弯曲应力在 400~850N/mm 故直齿轮弯曲应力均符合要求 2）

　斜齿轮弯曲应力 btyKK Fw1

　（5.3）

　式中，1F 为圆周力， d T Fg/ 21 ；gT 为计算载荷；d 为节圆直径， cosz mdn

　，nm 为法向

　第 19 页 共 40 页 模数；z 为齿数；  为斜齿轮螺旋角；K 为应力集中系数，K =1.50；b 为齿面宽；t 为法向齿距，nm t   ；y 为齿形系数，可按当量齿数3coszz a  在图 5-1 中查得；K 为重合度影响系数，K =2.0。

　 将上述有关参数代入式（5-3），整理后得斜齿轮弯曲应力为

　  K yK zmK Tc ngw3cos 2

　（5.4）

　五挡齿轮弯曲应力  K yK zmK Tc ngw3cos 2 7 . 1650 . 2 7 15 . 0 3 22 14 . 35 . 1 28 cos 10 245 233       aMP 180 aMP

　当计算载荷gT 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max eT 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180～350aMP 范围。

　符合要求。

　 图 5.1 齿形系数图 （假定载荷作用在齿顶20   ， 1 f ）

　5.2.2 轮齿接触应力计算 轮齿接触应力

　第 20 页 共 40 页 δ j

　=0.418

　FEb( 1ρ z + 1ρ b )

　（5.5）

　式中，j 为轮齿的接触应力；F 为齿面上的法向力，  cos cos1FF 

　；1F 为圆周力，d T Fg/ 21 ；gT 为计算载荷；d 为节圆直径；  为节点处压力角，  为齿轮螺旋角；E 为齿轮材料的弹性模量；b 为齿轮接触的实际宽度；z

　、b 为主、从动齿轮节点处的曲率半径，直齿轮  sinz zr 

　、   sinb br  ，斜齿轮2cossinzzr

　，2cossinbbr

　；zr

　、br 为主、从动齿轮节圆半径。

　一挡齿轮接触应力 δ j

　=0.418

　FEb( 1ρ z + 1ρ b )

　 )20 sin 42 3220 sin 15 32() 20 cos 28 (cos 3 42 310 1 . 2 10 245418 . 05 3         

　 =1955.3aMP

　五挡齿轮接触应力 δ j

　=0.418

　FEb( 1ρ z + 1ρ b )

　)28 cos 220 sin 3 2828 cos 220 sin 3 22() 20 cos 28 (cos 3 3 2210 1 . 2 10 245418 . 05 3       

　=1341.8aMP

　 校核都在范围之内，符合要求 将作用在变速器第一轴上的载荷2max eT作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j 见表5-1。

　表 5.1

　变速器齿轮许用接触应力 齿

　轮

　 j ／aMP

　渗碳齿轮

　 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡

　 1900--2000

　950--1000

　第 21 页 共 40 页 常啮合齿轮和高挡

　 1300--1400

　650--700 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯取疲劳和接触疲劳的能力。国内汽车变速器齿轮材料主要用 20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为 58～63HRC，芯部硬度为 33～48HRC。

　第 22 页 共 40 页 6 同步器的设计

　 本次设计的选择是锁环式同步器。

　锁环式同步器主要尺寸的确定：

　（1）

　接近尺寸 b，尺寸 b 应大于零，取 b=0.2～0.3mm。

　图6.1 接近尺寸和分度尺寸 1— 啮合套接合齿 2—滑块 3—锁环 4—齿轮接合齿 （2）

　分度尺寸 a，尺寸 a 等于 1/4 接合齿齿距。

　尺寸 a 和 b 是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸，应予以控制。

　（3）

　滑块转动距离 c，滑块宽度 d、滑块转动距离 c 与缺口宽度尺寸 E 之间的关系如下 E=d+2c

　（6.1）

　滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系如下

　 c 214Rt R

　（6.2）

　式中，1R 为滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）；2R 为接合齿分度圆半径。

　 图6.2 滑块转动距离 1—啮合套 2—锁环 3—滑块 4—锁环缺口 （4）滑块端隙1 如图 6.3 所示，同时，啮合套端面与锁环端面的间隙为2 ，要求2 >1 。若

　第 23 页 共 40 页 2 <1 ,则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸 b<0,此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套可以通过同步环，而使同步器失去锁止作用。为保证 b>0,应使2 >1 ，通常取1 =0.5mm 左右。

　锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙3 如图 6.3 所示。

　预留后备行程3 的原因是锁环的摩擦面会因摩擦而磨损，并在接下来的换挡时，锁环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙3 逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。一般应取3 =1.2～2.0mm。

　在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在 0.2～0.5mm。

　图 6.3 滑块端隙1

　第 24 页 共 40 页 7 变速器操纵机构

　根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。

　变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂一个挡位，换挡后防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。

　用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。

　7.1 直接操纵手动换挡变速器 将变速杆直接安装在变速器上，依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能。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。

　7.2 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，变速器距驾驶员座位较远，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。

　远距离操纵手动换挡变速器要求整套系统有足够的刚性，各连接件之间间隙不宜过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。

　根据直接操纵手动换挡方案的优点，选用直接操纵手动换挡方案。

　第 25 页 共 40 页 8 变速器箱体机构设计

　8.1 零件分析 8.1.1 作用

　 变速器箱体在整个减速器总成中起支撑和连接的作用，它把各个零件连接起来，支撑传动轴，保证各传动机构的正确安装，是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。

　因此变速器箱体的加工质量的优劣，将直接影响到轴和齿轮等零件位置的准确性，也为将会影响减速器的寿命和性能。

　8.1.2 结构特点 变速器箱体是典型的箱体类零件，其结构和形状复杂，壁薄，外部为了增加其强度加有很多加强筋。有精度较高的多个平面、轴承孔，螺孔等需要加工，因为刚度较差，切削中受热大，易产生震动和变形。

　8.1.3 箱体零件的结构工艺性 (1)减速器箱盖、箱体主要加工部分是结合面、轴承孔、通孔和螺孔，其中轴承孔在箱盖、箱体合箱后再进行镗孔加工，以确保两个轴承孔中心线与分割面的位置，以及两个孔中心线的平行度和中心距。

　(2)减速器整个箱体壁薄，容易变形，在加工前要进行时效处理，以消除内应力，加工时要注意夹紧位置和夹紧力大小，防止零件变形。

　(3)箱盖、箱体结合面，底面上的孔的加工，采用专用钻模，这样可以保证孔的位置精度要求。

　8.2 毛坯图的绘制及零件毛 坯的制造 8.2.1 毛坯的制造 （1）材料的选择 毛坯材料选择 HT200 此材料由石墨构成，因石墨本身有润滑作用且可以吸收振动能量，所以HT200 具有耐磨性能好，消振性能好的特点。由于铸铁中硅含量高且成分接近于共晶成分，因而流动性、填充性能好，即铸造性能好。基于以上优点选择 HT200。

　（2）毛坯的制造方法 砂型铸造：钢、铁和大多数有色合金铸件都可用砂型铸造方法获得。由于砂型铸造所用的造型材料价廉易得，铸型制造简便，对铸件的单件生产、成批生产和大量生产均能适应，长期以来，一直是铸造生产中的基本工艺。

　砂型铸造机械造型上箱盖以结合面为分型面，采用两箱造型，中注式浇注系统，浇注的时候重要的加工面应该向下，因为铸件的上表面容易产生砂眼、气孔等。为了补缩，上面设几个冒口。为了造型时方便拔模而设计了拔模斜度。下箱体采用三箱造型，为了浇注液体充满型腔，在直浇道基础上设有横浇道。同时设置了冒口和拔模斜度。

　图 8.1 机盖毛坯图

　第 26 页 共 40 页

　 图 8.2 机座毛坯图

　 图 8.3 机座铸造工艺图

　第 27 页 共 40 页

　8.3 定位基面的选择及分析 定位基准的选择 定位基准有粗基准与精基准之分。在机械加工的第一道工序中，只能用毛坯上未经加工的表面作定位基准，则该表面称为粗基准。在随后的工序中，用加工过的表面作定位基准，称为精基准。通常先确定精基准，然后确定粗基准。

　精基准：

　选择原则：“基准重合”原则；“基准统一”原则；“自为基准”原则；“互为基准”原则；精基准选择应保证工件定位准确、夹紧可靠、操作方便。

　减速器下箱体通常以底面和两定位销孔为精基准，上箱盖则分别以结合面、凸台面作为精基准。

　在加工上箱盖时，以凸台为精基准粗铣、半精铣、精铣结合面。以结合面为精基准时铣视口端面、钻孔、攻丝；钻起盖螺纹孔攻丝。只有加工结合面时才以凸台为精基准，因此满足“基准统一”原则。下箱体则以底面和两定位销孔为精基准，这种定位基准的选择夹紧方便，工件的夹紧变形小；易于实现自动定位和自动夹紧，且不存在基准不重合误差。

　粗基准的选择 选择粗基准时。主要考虑两个问题：一是保证加工面与不加工面之间的相互位置精度要求；二是合理分配各加工面的加工余量。

　减速器的上箱盖、下箱体都以结合面为粗基准，加工出加工结合面的精基准，再以结合面作为精基准，加工分布在箱盖和箱座两个不同部分上很不规则轴承孔的毛坯孔，以及油孔、连接孔等，这样粗基准和精基准“互为基准”的原则下统一，可以保证结合面的平行度，减少箱体装合时对合面的变形。

　表 8.1

　各加工面基准表 工件 工序内容 定位基准

　 箱盖 粗铣箱盖连接螺栓凸台面 箱盖的结合面为粗基准 粗精铣箱盖结合面 箱盖的凸台面为精基准 粗精铣窥视孔端面 箱盖的结合面为精基准 钻起吊螺钉孔 箱盖的结合面为精基准 钻窥视孔台阶面螺钉孔 箱盖的结合面为精基准 攻起吊螺钉孔和窥视孔台阶面螺钉孔 箱盖的结合面为精基准

　箱座（机座）

　粗铣机座底面 机座的结合面为粗基准 粗精铣机座结合面 机座底面为精基准 精 铣机座底面 机座底面为精基准 粗铣机座凸台面 机座底面为精基准 粗铣排油口台阶面 机座底面为精基准 粗铣游标台阶面 机座底面为精基准

　第 28 页 共 40 页 钻地角螺栓孔 机座底面为精基准 钻排油螺栓孔和游标孔 机座底面为精基准

　 合箱后 粗精镗镗输出轴承孔 机座底面为精基准，采用一面两销定位 粗精镗镗输入轴承孔 机座底面为精基准，采用一面两销定位 粗精铣输入轴承孔端面 机座底面为精基准，采用一面两销定位 粗精铣输出轴承孔端面 机座底面为精基准，采用一面两销定位 钻上机座连接螺栓孔 机座底面为精基准，采用一面两销定位 锪上机座连接螺栓沉头座孔 机座底面为精基准，采用一面两销定位 钻输入与输出轴承盖孔 机座底面为精基准，采用一面两销定位 8.4 加工工作量及加工手段组合 减速器箱体主要加工面有五个，机盖结合面、机座结合面、机座底面、输入轴承孔端面、输出轴承孔端面。此外，除了要镗轴承孔外，还要加工的有上机座螺栓孔，机盖吊环孔、窥视孔台阶面、机座底面螺栓孔、游标空、排油孔、油槽、上机座定位销孔。

　下面查工序确定各工序的尺寸和偏差 1、机座与机盖结合面 A 、加工工序：粗铣—半精铣—精铣 B 、工序余量：粗铣 3mm， 半精铣 1.6mm，精铣 0.4mm C、工序公差：毛坯  1.3mm，粗铣 IT12，半精铣 IT8，精铣 IT7 D、工序尺寸：精铣018 . 0012 mm，Ra1.6，半精铣027 . 004 . 12mm，Ra6.3，粗铣 18 . 0014 mm,Ra12.5，毛坯3 . 13 . 117 mm 2、轴承孔两端面 A、加工工序：粗铣—精铣 B、工序余量：粗铣 3.5mm，精铣 0.5mm C、工序公差：毛坯  2mm，粗铣 IT10，精铣 IT7

　D、工序尺寸：精铣046 . 00196 mm，Ra1.6，粗铣 185 . 00197  mm,Ra12.5，毛坯11204 mm

　第 29 页 共 40 页 3、视窗面 A、加工工序：粗铣 B、工序余量：粗铣 2mm

　C、工序公差：毛坯  0.8mm，粗铣 IT12 D、工序尺寸：粗铣 12 . 005 mm,Ra12.5，毛坯8 . 08 . 07 mm 4、机盖凸台面 A、加工工序：粗铣 B、工序余量：粗铣 2mm C、工序公差：毛坯  1.2 mm，粗铣 IT12 mm

　D、工序尺寸：铣340 . 0045  mm， Ra12.5，毛坯2 . 12 . 147  mm 5、输入（出）轴承孔 A、加工工序：粗镗—半精镗--精镗 B、工序余量：粗镗 2.5，半精镗 1.0，精镗 0.5， C、工序公差：毛坯  0.8，粗镗 IT12，半精镗 IT11，精镗 IT8， D、工序尺寸：输出轴承孔 ：精镗φ054 . 00100  Ra2.5，半精镗20 . 005 . 99φRa3.2，粗镗23 . 005 . 98φRa12.5，毛坯φ8 . 08 . 096  输入轴承孔：

　精镗φ046 . 0080  Ra1.6，半精镗20 . 005 . 79φRa3.2，粗镗40 . 005 . 78φRa12.5，毛坯φ8 . 08 . 076  6、机座底面 A、加工工序：粗铣—精铣 B、工序余量：粗铣 5mm C、工序公差：毛坯  1.1mm，粗铣 IT12 D、 工序尺寸：粗铣21 . 0020 mm,Ra12.5，毛坯1 . 11 . 125 mm 8.5 工艺过程 对减速箱箱体进行加工，尤为重要的就是确定其加工工艺的过程。并且，在确定加工工艺过程时，应该考虑各方面的因素，从而拟定出最佳加工方案。针对我们所要加工的减速箱，应当遵循先面后孔，先粗后精，工序适当等原则。

　经过分...