汽车变速器设计
摘要
变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。其设计任务是设计一台用于微
型商用车上的手动变速器。采用中间轴式变速器设计方案，其有两个突出优点：一是其直接挡传动效率高，磨损及噪声小；二是在齿轮中心距较小的情况下任
然可以获得较大的一档传动比。
设计中根据汽车的满载质量、主减速比以及驱动车轮的滚动半径等参数并
结合该汽车的发动机型号以及发动机的最大功率、最大扭矩、最高转速等重要
参数作为基础进行设计。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。
设计中给出了机械式变速器设计方案，经过严谨设计过程完成了一款手动
变速器设计，并经过校验，证明设计的变速器能够符合现实功用要求，设计方
案具有比较强的可借鉴性。
变速器的功用是：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。
变速器的基本要求是：①保证汽车有必要的动力性和经济性。②换档迅速、省力、方便。③工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生。
④变速器应有高的工作效率。⑤变速器的工作噪声低。
关键词汽车工程；变速器；设计；手动；
目录
摘要 (1)
第1章绪论....................................... 错误！未定义书签。1.1本课题研究的目的和意义 (3)
第2章机械式变速器设计 (1)
2.1 变速器设计基本方案 (4)
2.1.1变速器传动机构布置方案 (4)
2.1.2 变速器主要参数选择 (5)
2.2齿轮设计计算 (8)
2.2.1各挡齿轮齿数的分配 (8)
2.2.2齿轮强度校核 (12)
2.3 轴设计计算 (20)
2.3.1轴的工艺要求 (20)
2.3.2 轴的校核计算 (20)
2.4 同步器及操纵机构设计 (29)
2.4.1同步器的设计 (29)
2.4.2变速器的操纵机构 (31)
2.5 轴承及平键的校核 (32)
2.5.1 轴承选择及校核 (32)
2.5.2 平键选择及强度计算 (34)
2.6 变速器箱体设计 (34)
2.6.1 箱体材料与毛坯种类 (34)
2.6.2 箱体的主要结构尺寸的计算 (34)
2.7 本章小结 (35)
结论............................................. 错误！未定义书签。
参考文献 (35)
致谢 (37)
第1章绪论
1.1本课题研究的目的和意义
随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级
变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，
但手动变速器已应用了很长一个时期,经过反复改进,成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：
1.手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，
长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。
2.手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。
3.手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。
4.维修方便，维修成本便宜。
5.可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。
在市场经济形势下.特别是当前国家对汽车变速器产品还拿不出完整规划的情况下.寻求引进更先进的汽车变速器,改进现有的变速器,从市场广度开发转变为深度开发,使产品系列化,通用化,标准化.组织好精益生产,降低成本,提高产品质量,才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距.
第2章机械式变速器设计
2.1 变速器设计基本方案
2.1.1变速器传动机构布置方案
1、变速器类型的选择
本设计是某轻型商用车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故变速器设计将采用五档中间轴式变速器形式。
2、倒档形式选择
与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。
3、齿轮型式选择
变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 4、轴的结构分析
第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。
第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。[4]
5、轴承型式
变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。[5] 6、换挡机构形式
使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。 2.1.2 变速器主要参数选择 1、变速器挡数的选择
本设计是针对某轻型商务车变速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，初步选取传动比范围为5.0，最高档为超速档，次高档为直接挡，传动比为1.0。 2、变速器各挡传动比的确定
选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。
（1）根据汽车最大爬坡度确定
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。故有根据汽车行驶方程式
dt
du
m Gi u A C Gf r
i i T a D T
g δη+++
=20em ax 15.21 （2-1）
汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为
)sin cos (max max 01max ααη+≥f mg r i i T r
t
g e （2-2）
即()T
tq g i T f Gr i ηαα01sin cos +≥
则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为
t
e r g i T
f mgr i ηαα0max max max 1)
sin cos (+≥
其中m=1860kg,f=0.020,r r =340mm,a max =20°,T emax =185N ·m,n t =0.9 代入数据可得t
e r g i T
f mgr i ηαα0max max max 1)
sin cos (+≥
=2.797 （2-3）
（2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定
t
e r g i T r G i η?
0max 21≤
式中2G ——汽车满载静止于水平路面时后驱动桥给地面的载荷；2G =mg ×60%。 ?——道路的附着系数，在沥青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75。 则t
e r g i T r G i η?
0m ax 21≤
=3.490 （2-4）
由（2-3）（2-4）得2.797≤1
g i ≤3.490；
所以，取
1
g i =3.2。
变速器的1档传动比应根据上述条件确定。变速器的次高档为直接档，最高档为超速档，本设计变速器次高档四挡为直接挡,
4
g i =1.0。[6]
一般汽车各挡传动比大致符合如下关系
q i i i i i i i i i i g g g g g g g g g g ==
=
=
=
6
55
44
33
22
1（即1
1
-=n gn
g i i q ）
则q=1.47； 1g i =3.2；
2g i =2
q =2.2；
3g i =q
=1.5；
4g i =1.0；
最高档位为超速档，超速档传动比一般为0.7——0.8，本设计取i g =
5=0.78。
列出变速器传动比如表2-1：
表2-1传动比分配表
3、变速器中心距
可以利用如下经验公式初选中心距：
3max
1T K A A ==
31m ax g e A i T K A η=
式中A K ——中心距系数,对轿车8.9～9.3；
max 1T ——变速器处于1档时的输出转矩，g g e i T T η1max max 1=； max e T ——发动机最大转矩，N ?m ；
1
g i ——变速器的1档传动比；
g
η——变速器的传动效率，取0.96。[7]
则
31m ax g
e A i T K A η=
=71.24～77.03（mm ）。 初选中心距A=75mm 。 4、变速器的轴向尺寸
货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用：四挡 （2.2～2.7）A ；五挡（2.7～3.0）A ；六挡（3.2～3.5）A 。轿车四档变速器壳体轴向尺寸为（3.0～3.4）A 。对于具体的变速器，其轴向尺寸取决于具体的结构。
当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。为检测方便，A 取整。 5、齿轮参数 （1）模数
齿轮的模数定为4.0mm 。
(2)压力角α
国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的接合齿压力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。
（3）螺旋角β
货车变速器螺旋角选取范围为：18°～26°。 初选常啮合齿轮螺旋角为24°。 （4）齿宽b
直齿m k b c =，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0； 斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5，取7.0。 （5）齿顶高系数 一般齿轮的齿顶高系数
0f ＝1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。
变速器基本参数列入表2-2：
表2-2变速器参数
2.2齿轮设计计算
2.2.1各挡齿轮齿数的分配
本设计变速器结构示意图如图2-1：
图2-1变速器结构图 一挡齿轮的齿数：
一档传动比为
10
19
21Z Z Z Z i =
（3-1） 为了求11Z ，12Z 的齿数，先求其齿数和h Z ，一挡齿轮为斜齿齿轮，
m
A Z h β
cos 2=
=33.8。取整为34。 取10Z =13，9Z =h Z -10Z =21。 对中心距A 进行修正：
10
9n 0cos 2-=
βh
Z m A =74.44mm 取整为A=75mm 。
确定常啮合传动齿轮副的齿数：
由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比
910
11
2
Z Z i Z Z = （3-2） =2.17
常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 ()β
cos 221Z Z m A n +=
n
m A Z Z β
cos 221=
+ （3-3） =34.3
由式（3-2）、（3-3）得1Z =10.82，2Z =23.48取整为1Z =11，2Z =23，则：
10
19
21Z Z Z Z i =
=3.38 确定其他各挡的齿数：
二挡齿轮为斜齿轮
21
28
7Z Z i Z Z = =1.1 n
8
87cos 2m A Z Z β=
+ =34.3
则7Z =18.0，8Z =16.3取整得7Z =18，8Z =16。
8
17
22Z Z Z Z i =
=2.35
三挡齿轮为斜齿轮：
2
1365Z Z
i Z Z = （3-4） =0.72
()
6
565cos 2-+=
βZ Z m A n （3-5）
5Z +6Z =34.3
由式（3-4）、（3-5）得5
Z =14.36，
6
Z =19.94。
取整
5
Z =14，
6
Z =20。
6
15
23
Z Z Z Z i ='=1.46 五挡采用超速档，齿轮为斜齿轮。
2
1443Z Z
i Z Z = （3-6） =0.37
3Z +4Z =2×A ×cos β （3-7） =34.3 由（3-6）（3-7）得
3
Z =9.26，4Z =25.04， 取整
3
Z =9，4Z =25。
q i g =54
1324
Z Z Z Z i ='
=0.75
确定倒挡齿轮齿数：
倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮13Z 的齿数一般在21～23之间，初选12Z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距，A 。初选13Z =21，12Z =14，则：
()13122
1
Z Z m A ，+=
=70mm
为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径
11
e D 应为
A D
D e e =++25.021112
1
21211--=e e D A D
=85mm
211
n -=
m D Z e
=19.25
取11Z =19
计算倒挡轴和第二轴的中心距A ''
()
21113,,z z m A +=
=80mm 计算倒挡传动比
13
11121312z z z z z z i ??=
倒
=2.84
2.2.2齿轮强度校核
1、满足工作条件的要求
不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：
5.3≤法m 时渗碳层深度0.8～1.2。 5.3≥法m 时渗碳层深度0.9～1.3。
5
≥法m 时渗碳层深度1.0～1.3。[9]
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48。[10] 2、计算各轴的转矩
发动机最大扭矩为
max
e T =169N .m ，转速2100r/min ，齿轮传动效率99%，离合器传
动效率99%，轴承传动效率96%。
Ι轴 1T =承离ηηmax e T =169×99%×96%=160.62N .m
中间轴 2T =121-i T 齿承ηη=160.62×0.96×0.99×23/11=319.18N .
m
Ⅱ轴
一挡 109231-=i T T 齿承ηη=319.18×0.96×0.99×21/13=634.27N .m
二挡 87232-=i T T 齿承ηη=319.18×0.96×0.99×18/16=341.27N .m
三挡 65233-=i T T 齿承ηη=319.18×0.96×0.99×14/20=212.34N .
m
五挡 53235-=i T T 齿承ηη=319.18×0.96×0.99×9/25=109.21N .
m
倒挡 12112-=i T T 齿承倒ηη=319.18×0.96×0.99×19/14=411.69N .
m
3、轮齿强度计算
1）轮齿弯曲强度计算
（1）直齿轮弯曲应力
w
σ
y
zK m K K T c f
g w 32πσσ=
（3-8）
式中：
w
σ—弯曲应力（MP a ）；
g
T —计算载荷（N .mm ）； σK —应力集中系数，可近似取
σ
K =1.65；
齿形系数如图2-2，可以查得：
图2-2齿形系数图
f K —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f K =1.1，从动齿轮f K =0.9；
b —齿宽（mm ）；
m —模数；
y —齿形系数，如图2-2。
当计算载荷g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max e T 时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MP a ，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。
计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲应力：
11
113112y K z m K K T c f
w πσσ倒=
=234.60MPa<400～850MPa
12
123
2122y K z m K K T c f
w πσσ=
=282.84MPa<400～850MPa
13
133
132y K z m K K T c f
w πσσ倒=
=247.98MPa<400～850MPa （2）斜齿轮弯曲应力
w
σ
εσ
πβσK yK zm K T c n
g w 3cos 2=
（3-9）
式中：g T —计算载荷（N .mm ）；
n m —法向模数（mm ）；
z —齿数；
β—斜齿轮螺旋角（°）；
σK —应力集中系数，
σ
K =1.50；
y —齿形系数，可按当量齿数β3
cos z z n =在图2-2中查得；
c K —齿宽系数
c
K =7.0；
εK —重合度影响系数，εK =2.0。
当计算载荷g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max e T 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MP a 范围，对货车为100～250MP a 。
计算一挡齿轮9，10的弯曲应力：
εσ
πβσK K y m z K T c n w 93
9319cos 2=
=239.20MP a <100～250MP a
εσ
πβσK K y m z K T c n w 10310210cos 2=
=189.82MP a <100～250MP a
其它各挡齿轮弯曲应力按同样方法计算，列表如表2-3：
表2-3 齿轮弯曲应力
2）轮齿接触应力σ
???
?+=b z j bd ρρβασcos cos 418
.0 （3-10） 式中：j σ—轮齿的接触应力（MP a ）；
g T —计算载荷（N .
m ）；
d —节圆直径(mm)；
α—节点处压力角（°）；
β—齿轮螺旋角（°）；
E —齿轮材料的弹性模量（MP a ）；
b —齿轮接触的实际宽度(mm)；
z ρ、
b
ρ—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮αρsin z z r =、
α
ρsin b b r =，斜齿轮()βαρ2
cos sin z z r =、
()βαρ2cos sin b b r =； z r 、b r —主、从动齿轮节圆半径(mm)。
弹性模量E =20.6×104 N·mm -2
，齿宽n c c m K m K b ===7×4=28mm 。 变速器齿轮的许用接触应力如下表： 计算一挡齿轮9，10的接触应力
31
T =634.27N .m ，2T =319.18N .m
84mm 99==mz d ，mm mz d 521010==
8.89mm 20sin 252
sin 210sin 1010
==== ααρd z r z 14.36mm 20sin 2
84
sin 29sin 99==== ααρd
b r
b ????
??+=910
931911cos 418
.0b z j bd E T ρρασ
=1371.11MP a <1900～2000MP a
??? ?+=91010210
cos 418.0b z j bd ρρασ
=1236.20MP a <1900～2000MP a
其他档位齿轮接触应力按同样方法计算，列表如表2-4：
表2-4 各档位齿轮接触应力
4、计算各挡齿轮的受力
（1）一挡齿轮9，10的受力
N 74.136911065
.92634.27
2239319=??==
d T F t
95.111301035
.57319.18
22310210=??==
d T F t N N 31.549695.24/cos n2013691.71ta cos tan 109n
99=?==- βαt r F F
N 34.44684.952/cos n2011130.95ta cos tan 10
9n 1010
=?==- βαt r F F N 02.6370tan24.9574.13691tan F 1099t 9a ===- βF
N 63.5178tan24.9595.11130tan F 109t1001a ===- βF
（2）二挡齿轮7，8的受力
N 14.85951041.79341.27
2237327=??==d T F t N 21.90431059.70319.18223828=??==d T F t
N
38.345095.42/cos tan2014.8595cos tan 8
7n
77=?==
- βαt r F F
N
25.363095.24/cos 209043.21tan cos tan 8
7n
88=?==- βαt r F F
N
85.3998tan24.9514.8595tan F 87t 7a === βF N
31.4207tan24.9521.9043tan F 8t88a === βF
（3）三挡齿轮5，6的受力
N 30.68761076.61212.34
2235335=??==d T F t N 36.72341024
.88319.18
223626=??==
d T F t N
38.2760cos24.95206876.30tan cos tan 65n 55===-
βαt r F F N 11.2904cos24.95207234.36tan cos tan 65n 66
===-
βαt r F F
N
17.319995.24tan 30.6876tan 6555===- βt a F F
N
75.336595.24tan 36.7234tan 666=== βt a F F
（4）五挡齿轮3，4的受力
N 38.55001071.39109.21
2233343=??==d T F t N 01.57881029
.110319.18
223424=??==
d T F t N 04.2208cos24.95205500.38tan cos tan 43n 33===-
βαt r F F N 50.2323cos24.95205788.01tan cos tan 43n 44
===-
βαt r F F N
03.255995.24tan 38.5500tan 4333===- βt a F F N
85.269295.24tan 01.5788tan 4344===-
βt a F F
（5）常啮合齿轮1，2的受力
N 41.66191053.48160.62
223111=??==d T F t N 12.62911047
.101319.18
223222=??==
d T F t N 25.2657cos24.95206619.41tan cos tan 21n 11===-
βαt r F F
N 47.2525cos24.95
206291.12tan cos tan 21n 22
===-
βαt r F F N
F F t a 65.307995.24tan 41.6619tan 2111===- β N
F F t a 92.292695.24tan 12.6291tan 2122===-
β
（6）倒挡齿轮11，12的受力
N 47.83991076
18
.31922311
11=??=
=
d T F t 倒
N 29.113991056
18
.31922312212=??==
d T F t
N 16.30570399.47tan28 tan F 11t 11=?==αr F N 0.4149tan2029.39911 tan F 12t 12=?==αr F
2.3 轴设计计算
2.3.1轴的工艺要求
倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58～63，表面光洁度不低于▽8。
对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。[11] 2.3.2 轴的校核计算
1、初选轴的直径
已知中间轴式变速器中心距A =75mm ，第二轴和中间轴中部直径
()A ～d 60.045.0≈，轴的最大直径d 和支承距离L 的比值：
对中间轴，L d /=0.16～0.18；对第二轴，≈L d /0.18～0.21。 第一轴花键部分直径d （mm ）可按式（4-1）初选:
3max
e T K d = （4-1）
式中：K —经验系数，K =4.0～4.6；
max e T —发动机最大转矩（N .m ）。
第一轴花键部分直径()311696.40.4～d ==22.12～25.43mm ；第二轴最大直径
()7560.045.0m ax 2?≈～d =33.75～45.0mm ；中间轴最大直径()7560.045.0m ax ?≈～d =33.75～45.0mm.
第二轴：
21.018.02max 2～L d =；第一轴及中间轴：18.016.0max 1～L
d
=。