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变速器课程设计

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2020年4月19日
文档仅供参考
青 岛 理 工 大 学

课程设计说明书

题目：中型载货汽车六档变速器
学院：汽车与交通学院
班级：车辆13-1班
组员：邹九涛（ 24234）
王 帅 ( 24254)
郭家康（ 24212）
王汝峰（ 24225)
周 围（ 24232）
范冯鑫（ 24238）
指导老师：修玉峰

日期： 10月7日

目录
一、前言 1
二、变速器传动机构布置方案 1
2.1汽车的主要参数 1
2.2变速器类型的选择 1
2.2.1固定轴式变速器 1
2.2.2倒挡布置方案 2
2.3零部件结构方案分析 3
2.3.1齿轮形式 3
2.3.2换挡机构形式 3
2.4变速器设计方案 4
三、变速器主要参数的选择 5
3.1挡数的选择 5
3.2传动比的确定 5
3.2.1传动比范围 5
3.2.2传动比的确定 5
3.3中心距 6
3.4变速器外形尺寸 7
3.5齿轮参数 7
3.5.1模数 7
3.5.2压力角 8
3.5.3螺旋角 8
3.5.4齿宽 9
3.5.5齿顶高系数 9
3.6各档齿轮齿数的分配 9
3.6.1确定一挡齿轮的齿数 9
3.6.2对中心距进行修正 10
3.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数 10
3.6.4确定其它各档的齿数 10
3.6.5确定倒挡齿轮齿数 11
四、变速器的设计与计算 11
4.1齿轮的损坏形式 11
4.2齿轮强度计算 12
4.2.1齿轮弯曲强度计算 12
4.2.2齿轮接触应力 14
4.2.3齿轮材料及热处理 16
4.3轴的计算 16
4.3.1初选轴的直径 17
4.3.2轴的强度计算 17
五、 同步器和操纵机构的选择 19
5.1锁销式同步器 19
5.1.1 锁销式同步器结构 19
5.1.2 锁销式同步器工作原理 20
5.2锁环式同步器 20
5.2.1 锁环式同步器结构 20
5.2.2 锁环式同步器工作原理 21
5.3同步器的选择与主要参数的确定 22
六、变速器操纵机构 24
6.1 直接操纵手动换挡变速器 24
6.2 远距离操纵手动换挡变速器 24
七、设计心得 25
八、参考文献 26

一、前言
变速器是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，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。变速器设有空挡，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮的传输。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。
对变速器的基本要求如下：
1） 保证汽车有必要的动力性和经济型；
2） 设置空档，用来切断发动机动力箱驱动轮的传输；
3） 设置倒挡，使汽车能倒退行驶；
4） 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出；
5） 换挡迅速、省力、方便；
6） 工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱档以及换挡冲击等现象发生；
7） 变速器应当有高的工作效率；
8） 变速器的工作噪声低；
9） 变速器应当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。
二、变速器传动机构布置方案
2.1汽车的主要参数
整车质量：4600kg
额定载质量：6000kg
最大总质量：10795kg
最大扭矩：484N·m
最大功率：135KW
最大功率转速：3200r/min
最高车速：90km/h
车身尺寸：8000/2490/3400mm
轮胎：10.00-R20
满载后轴轴荷：7556.5kg
2.2变速器类型的选择
2.2.1固定轴式变速器
（1）两轴式变速器
两轴式变速器 发动机前置前轮驱动（FF）的汽车上，其优点为：结构简单；轮廓尺寸小；容易布置；各中间挡位因只经过一对齿轮传递动力，故传动效率高的同时噪声也会很低。两轴式变速器优点明确，可是也有其自身的缺点：因两轴式变速器不能设置直接挡，因此在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不但工作噪声增大，且易损坏；受结构的限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计的很大，对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。
（2）中间轴式变速器
中间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。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节链接。
中间轴式变速器的优点：使用直接档时，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发送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可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用效率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过第一轴、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，一挡依然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮能够采用不常啮合齿轮传动。其缺点为：除直接挡以外的其它挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低。
根据以上对两轴式变速器和中间轴式变速器的分析，此次设计的中型载货汽车变速器采用中间轴式变速器。
2.2.2倒挡布置方案
与前进挡位相比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，
故采用直齿滑动齿轮方式换倒档。变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改进上述不良状况，然后按照从抵挡到高挡的顺序布置各档齿轮，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，从这点出发将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，轮齿磨损与噪声在短时间内略有增加，而在一挡工作时轮齿的磨损与噪声有所减小。
下图为常见的倒挡布置方案。图B)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C)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D)所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图C)所示方案。图E)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F)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G)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。

倒挡布置方案

2.3零部件结构方案分析
2.3.1齿轮形式
变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。
与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这幅轴承不利。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，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。

2.3.2换挡机构形式
变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式、
直齿滑动齿轮换挡：因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不但使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点，单换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡外已很少使用。
啮合套：换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，因此不会过早损坏，但因不能消除换挡冲击，依然要求驾驶员有熟练的操作技术。另外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此，当前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。
使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。但其结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点。
综上所述，本变速器换挡机构形式选择同步器换档。
2.4变速器设计方案
参考其它中型载货汽车参数设计变速器。变速器的类型选择三轴固定式，具有六个挡位，同步器作为换挡机构，倒挡齿轮靠近轴承支撑。结构简单，便于设计，对于初次设计的我们有很大的帮助。

三、变速器主要参数的选择
3.1挡数的选择
变速器的挡数可在3~20个挡位分为内变化。增加变速器的挡数，能够改进汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器结构越复杂，而且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。对于载质量在4.0-8.0t的货车采用六挡变速器。因此根据课程设计要求，选择六挡变速器。
3.2传动比的确定
3.2.1传动比范围
变速器的传动比范围是指本变速器最低档传动比与最高挡传动比的比值。最高挡一般是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.7~0.8。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。当前乘用车的传动比范围在3.0~4.5之间，总质量轻些的商用车在之间，其它商用车则更大。
本次所设计的变速器选择最高挡为直接挡，即
3.2.2传动比的确定
（1） 最小传动比及主减速器速比的确定
汽车大都数时间是以最高档行驶，即用最小传动比的档位行驶。因此，最小传动比的选定很重要。传动系总传动比
由最高车速公式 （=90km/h，=0.53m =3200)，得=7.1，又，，得主减速器=7.1
(2)最大传动比的确定
汽车发挥最大爬坡能力时，变速器挂一挡，此时发动机发出最大转矩。汽车形式方程式为：由于空气阻力小，故在设计变速器一挡传动比时能够忽略空气阻力。汽车若能正常行驶则需 满足： （3.1）
即 （3.2）
根据车轮与路面的附着情况： （3.3）
即 （3.4）
路面附着系数在之间取0.55，滚动阻力系数f取0.018，取0.9，G2=0.7G；将已知的数据带入式子（3.2）与（3.4）当中，求得 。本车为中型载货汽车且没有超车档，故变速器一挡传动比初选7，传动系最大传动比为。
变速器各传动比的关系为：
即：
则变速器的各传动比为：
，，，，，，

表3.1中型载货汽车变速器传动比
挡位
一挡
二挡
三挡
四挡
五挡
六挡
倒挡
传动比
7.0
4.80
3.24
2.19
1.48
1
6.0
3.3中心距
中间轴式变速器中心距是指中间轴与第二轴轴线之间的距离。中心距是一个基本参数，其大小不但对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。另外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要去大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此而使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。
对于此次设计的中间轴式变速器的中心距来说，初选中心距时，可根据下属经验公式计算：
（3.5）
式中，为变速器中心距（mm）；为中心距系数，乘用车：=8.9～9.3，商用车：=8.6～9.6，多档变速器：=9.5～11.0；为变速器传动效率，取。此次计算 中心距系数取=10。
将上述数据代入式子（3.5）得，取150mm，满足商用车的变速器中心距在80-170mm。
3.4变速器外形尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间才（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步确定。
影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。
商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：
四挡 （2.2～2.7）
五挡 （2.7～3.0）
六档 （3.2～3.5）
因此尺寸初选为500mm。
3.5齿轮参数
3.5.1模数
齿轮模数是一个重要参数，而且影响它的选取因素很多，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：
（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，应增加模数，同时减小齿宽；
（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，格挡齿轮应有不同的模数；
（5） 为减少乘用车齿轮工作噪声，齿轮的模数应选得大一些；
（6） 对货车，减小质量比减小噪声更重要，故选择大些的模数；
（7） 变速器抵挡齿轮应选用大些的模数，其它挡位选用另一种模数。

表3-2汽车变速器齿轮的法向模数

车型

乘用车的发动机排量

货车的最大总质量

模数

2.25～2.75

2.75～3.00

3.50～4.50

4.50～6.00
啮合套和同步器的结合齿多采用渐开线齿形。乘用车和总质量在1.8～14.0的车为2.0～3.5。综合考虑此次设计的是中型载货汽车的变速器，故初选倒挡、一挡、二档模数4，其它各档为3.5。
3.5.2压力角
齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。理论上，对商用车，为提高齿轮承载能力应选用或等大些的压力角。而实际上，因国家规定的标准压力角为，因此变速器齿轮普遍采用的压力角为。啮合套或同步器的接合齿压力角有、、等，但普遍采用压力角。
3.5.3螺旋角
齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的旋角时，使轮齿啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以-25为宜，而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合着眼，应选用较大的螺旋角。货车变速器的螺旋角为。
3.5.4齿宽
在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。
一般根据齿轮模数（）的大小来选定齿宽：
直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0，此处为28.0；
斜齿，取为6.0～8.5，取7.0，此处为23.5。
3.5.5齿顶高系数
中国规定齿顶高系数取为1.00。
3.6各档齿轮齿数的分配
在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配格挡齿轮的齿数。
3.6.1确定一挡齿轮的齿数
一挡传动比为： （3-6）
为了求和的齿数，先求其齿数和： （3-7）
其中，m=4.0mm；因此。
中间轴上小齿轮的最少齿数，还收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。乘用车中间轴式变速器一挡传动比时，中间轴上一挡齿轮的齿数可在=15-17之间选取，货车可在12～17之间选用。一挡大齿轮齿数用计算求得。故选择，
。
3.6.2对中心距进行修正
因为计算齿数和后，及各国取整数使中心距有了变化，因此根据取定的的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据，修正后中心距A=150mm。
3.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数
由式子（3-6）求出常啮合传动齿轮的传动比： （3-8）
而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即
（3-9）
常啮合为斜齿，=3.5mm,取。解方程式（3-8）和式（3-9）求出，。实际传动比，与初选值相差不大，根据所确定的齿数，按式（3-9）算出精确的螺旋角值为，满足要求。
3.6.4确定其它各档的齿数
二挡齿轮（直齿）的齿数：， （3-10）
解方程组（3-10），可求出：；
三挡斜齿轮的齿数： （3-11）
由（3-11） 可求出：；
还得满足下列关系式： （3-12）
计算左右两边得
1.70与1.727相差不大可取，满足基本要求。
同样的方法能够计算出四挡，五挡的齿数。
综上知：
一挡齿轮的齿数：， ；
二档齿轮的齿数：， ；
三挡齿轮的齿数：， ， ；
四挡齿轮的齿数：， ， ；
五挡齿轮的齿数：， ， ；
六挡为直接挡
3.6.5确定倒挡齿轮齿数
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，中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮12略小，取。
而一般情况下，倒档轴齿轮取21~23，此处取=22。由：
由
（3-13）
可计算出。
故可得出中间轴与倒档轴的中心距

而倒档轴与第二轴的中心:

四、变速器的设计与计算
4.1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。她使齿形误差加大，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。
4.2齿轮强度计算
4.2.1齿轮弯曲强度计算
（1）直齿轮弯曲应力
（4-1）
式中----弯曲应力（MPa）；
为圆周力（N），；
为计算载荷；
d为节圆直径；
----应力集中系数，可近似取1.65；
----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），取20
t----端面齿距（mm）；
y----齿形系数，如图3-1所示。
以为齿轮节圆直径，式中 为齿数，因此将上述参数代入（4-1）后得： （4-2）

当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一挡、倒挡直齿轮需用弯曲应力在。货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。
取作用到变速器第一轴上的最大转矩根据传动比换算到一挡的值，由=484000Nmm,带入下式

得=1006720Nmm
又（主动），（从动），y为齿形系数，参考汽车设计
一挡：（从动），（主动）

二档：（从动），（主动）
得：
倒挡：
得：

（2）斜齿轮弯曲应力
（4-3）
——圆周力（N），；为计算载荷；
d ——节圆直径（mm）, , 为法向模数（mm）；
——应力集中系数，；
——重合度影响系数，=2.0；
将上述有关参数带入式（4-3），整理后得到斜齿轮弯曲应力为
(4-4)
当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在范围，对货车为。
计算第一轴常啮合齿轮的弯曲强度。已知，，，将上述数据代入式（4-4）
得：
同样的方法可求得其它斜齿轮的弯曲应力，均满足应力要求。
4.2.2齿轮接触应力

（4-5）

式中， ----齿轮的接触应力（MPa）；
F----齿面上的法向力（N），；
----圆周力在（N）， ；
----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；
b----齿轮接触的实际宽度，20mm；
----主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；
直齿轮： （4-6）
（4-7）

斜齿轮： （4-8）
（4-9）

其中，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~
950~1000
常啮合齿轮和高档
1300~1400
650~700
（1）第一轴常啮合齿轮接触应力

代入式（4-5）得，满足设计要求。
（2） 高档—5挡常啮合齿轮接触应力

代入式（4-5）得，满足设计要求。
（3） 一挡和倒挡直齿轮接触应力

代入式（4-5）得，满足设计要求。
4.2.3齿轮材料及热处理
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。
变速器齿轮多采用渗碳合金钢，其表面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曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。值得指出的是，对齿轮进行强力喷丸处理以后，齿轮弯曲疲劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。齿轮在热处理后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形。

4.3轴的计算
变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计变速器时，器刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件初选轴的直径，然后根据公式进行有关的刚度和强度方面的验算。
4.3.1初选轴的直径
在已知中间轴式变速器中心距时，第二轴和中间轴中部直径；
则已知，所及能够计算出第二轴和中间轴中部直径。因此初选第二轴和中间轴中部直径。
轴的最大直径和支承间距离的比值：对中间轴，；对第二轴，。
已知，因此能够初步计算中间轴支承间距=377.8~425mm，第二轴支承间距=323.8~377.8mm，初选=400mm; =350mm。
第一轴花键部分直径可按下式初选：

式中，为经验系数，=4.0~4.6；为发动机最大转矩，=484。
将数据代入上式可得=31.4~36.2mm。初选第一轴花键部分直径=34mm。
4.3.2轴的强度计算
（1）轴的强度验算
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，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，能够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撑点反作用力，必须先求第二轴的支点反力、挡位不同，不但齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，因此应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取。
轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算式，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，一般挠度不大，故能够不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如下图所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算

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），E =MPa；
I----惯性矩（），，d为轴的直径（）；
a、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（）。
轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为mm，mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。
其中：
（2）轴的强度计算
作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内玩去变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为：

式中，；为轴的直径，花键处取内径；为抗弯界面系数。
在抵挡工作时，。对轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。
变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。
经计算，变速器轴满足刚度和强度的需求。

五、 同步器和操纵机构的选择
5.1锁销式同步器
同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下(即角速度相等)换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。惯性式同步器中有锁销式、锁环式、滑块式、多片式、和多锥式几种。
5.1.1 锁销式同步器结构
图所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环2和齿轮3上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套1的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销6的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。

锁销式同步器结构方案
注：1-滑动齿套 2-同步环 3-齿轮 4-锁销
5-钢球 6-销 7-弹簧
在惯性式同步器中，弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。
5.1.2 锁销式同步器工作原理
同步器换挡过程由三个阶段组成。
第一阶段，同步器离开中间位置，作轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬间，如图6-1所示，由于齿轮3的角速度和滑动齿套1的角速度不同，在摩擦力矩作用下琐销4相对滑动齿套1转动一个不大的角度，并占据图上所示的锁止位置。此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换挡方向移动。
第二阶段，来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于和不等，在上述表面产生摩擦力。滑动齿套1和齿轮3分别与整车和变速器输入轴转动零件相连。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套1和齿轮3的转速逐渐接近，其角速度差=|-|减小了。在=0瞬间同步过程结束。
第三阶段，=0，摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁削上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。
锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。
5.2锁环式同步器
5.2.1 锁环式同步器结构
如图所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是做在锁环1或4上的齿轮和做在啮合套7上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑块宽一个接合齿。

锁环式同步器
注：1、4—锁环 2—滑块 3—弹簧圈 5、8—齿轮 6—啮合套座 7—啮合套

5.2.2 锁环式同步器工作原理
换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，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，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，并由滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触(图a),使啮合套的移动受阻，同步器处在锁止状态，换挡的第一阶段工作至此已完成。换挡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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换挡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，啮合套上的接合齿在换挡力作用下经过锁环去与齿轮上的接合齿啮合(图b)完成同步换挡。
锁环式同步器有工作可靠，零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。

锁环式同步器工作原理
注：a) 同步器锁止位置 b) 同步器换挡位置
1—锁环 2—啮合套 3—啮合套上的接合齿 4—滑块

5.3同步器的选择与主要参数的确定
本设计所采用的同步器类型为锁销式同步器
（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a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图b则适用于重型汽车。一般轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。

同步器螺纹槽形式

(2)锥面半锥角
摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan。一般=6°～8°。=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=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。
（6）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，可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但能够节约铜，还能够提高同步环的强度。
本设计中同步器径向宽度取10.5mm。
（6）锁止角
锁止角选取的正确，能够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。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26°～46°范围内变化。本次设计锁止角取。
（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。

六、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：换挡时只能挂人一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，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。

6.1 直接操纵手动换挡变速器
当变速器布置在驾驶员座椅附近，可将变速杆直接安装在变速器上，并依