1 绪论1.1研究意义当代汽车普通采用往复活塞式内燃机提供动力，而汽车在起步、加速、上坡等等过程中，其需要扭矩和速度都在发生很大变化，但是发动机转矩和转速变化范畴较小，此外，发动机是只能是朝着一种方向，不能单独实现倒档功能，因此一种性能好发动机必要配备性能优良匹配变速器才干使车辆性能较好体现出来，变速器重要功能为：(l)在复杂工况下，通过变化汽车传动比,从而使发动机传到驱动轮上转矩和转速发生变化，使发动机时刻处在最有利工况下工作；(2)实现汽车倒退行驶；(3)可以中断动力传播。

随着近年来车辆密度不断增大，车辆对操作性、动力性，经济性，环保等方面规定越来越高，这些都离不开变速器技术方面发展，研究与发动机优配，工作效率高，操作以便，工作可靠变速器意义就十分重大了。

1.2变速器分类和发展趋势1.手动变速器手动变速器，驾驶者通过操作变速箱操作杆来控制不同齿轮组啮合，依照不同道路行驶工况下汽车速度和扭矩大小，通过换挡操作杆控制轴上不同大小齿轮啮合，从而得到不同转速比，使发动机在有利工况下工作。

由于锁止机构和互锁机构作用，驾驶人在换挡时，必要要先踩下离合器踏板，而在变速箱处在某一档位下工作时，不能自动跳到另一档位。

手动挡汽车对驾驶人驾驶技术规定较高，但其对汽车操纵感强，更有驾驶乐趣，并且相对而言更加省油一点。

手动变速箱依照档位可以分为四档，五档变速箱等等，当前市场上常用手动变速箱是中间轴式五档变速箱。

2.自动变速器自动变速器可以依照节气门踏板变化自动进行变速，不需要人为操纵变速杆动作，减少了驾驶人开车途中诸多频繁换挡操作，它是通过液压油路控制相应行星齿轮机构进行变速。

当前市场上最常用自动变速器是液力自动变速器。

3.无级变速器无级变速器构造简朴，小巧，它可以使传动比任意自由变化，实现无级变速，它能克服突然换挡，节气门反映慢、油耗高等缺陷。

4.手动/自动变速器手自一体变速器一方面在保时捷车型上应用，它可使高性能跑车不必受限于老式自动档束缚。

此型车在其档位上设有“+”、“-”选取档位。

在D档时，可像手动挡同样自由变换档位。

手自一体变速系统可以使用手动档来提供驾驶乐趣，使用自动档减轻操作量，减少驾驶疲劳。

5.双离合变速器DSG变速器，由两组离合器互相配合共同控制发动机动力传播，不会再驾驶者换挡时产生动力短暂中断现象，结合了手动变速器和自动变速器两者长处，既节油、驾驶舒服又满足驾驶运动感规定。

1.鉴于国内经济状况，手动档变速器，自动档变速器均有很大发张空间。

2.鉴于国内市场多样性，各种变速器均有其发展空间，在某个领域内占据自己一定市场。

3.从长远发展角度看，双离合变速器结合了手动变速器和自动变速器各自长处，其技术值得国内大力研究。

1.3本课题研究内容本文一方面在理解手动变速器重要零部件及其工作原理状况下，一方面对变速箱轴、齿轮、换挡机构等进行布置，然后依照与该变速箱匹配发动机输入最大扭矩，转速等，拟定各个挡位适当传动比，通过计算，定下变速箱中心距和轴向尺寸，再对轴，齿轮等零件参数进行合理选取，使得汽车动力性和经济性达到好效果，最后对手动变速箱零件图进行三维绘制，并进行装配，进行操作演示，进行仿真分析。

2 手动变速箱重要参数选取2.1基本外部参数拟定此变速箱定于和微型商用车汽车上面发动机相配合工作，参照某些商用车数据，暂定该微型商用车基本参数,其最大转矩169N.M，最大功率为60KW,发动机布置成前置后驱。

2.2手动变速器重要零件型式选取1.齿轮型式手动变速器两种形式重要是直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。

斜齿轮以其运转平稳、使用寿命长等长处，广泛应用在各类汽车中，本次设计中，由于倒档齿轮实际工况转速低,承受转矩小,使用频率低,故其可选用直齿圆柱齿轮，而对于其他齿轮，其工作环境恶劣，受载复杂，采用斜齿圆柱齿轮。

2.轴分析本文设计采用中间轴式变速器，第一轴上小齿轮做成齿轮轴形式，中间轴采用旋转式构造,该轴由先后两端滚动轴承支承，输出轴上常啮合被动齿轮与轴过盈配合。

3.轴承型式第一轴前端采用向心球轴承，后端用滚针轴承与第二轴连接，第二轴前端用带止动槽向心球轴承,后端用向心球轴承，使其能承受向外轴向力，中间轴先后端都用向心球轴承与变速器壳体座相连。

最后还需要计算轴承寿命，并对其进行验算。

4.换档机构分析倒档和一档齿轮采用直齿轮啮合换挡，构造复杂、成本高和同步环使用寿命短等问题都广泛存在同步器中，但同步器可以轻便无冲击地换档，大幅提高延长齿轮传动寿命，因而对汽车性能有着很大提高，汽车手动变速器换档机构广泛采用同步器构造型式，3 汽车变速器设计3.1变速器总体尺寸和参数拟定3.1.1 档数和各档传动比手动变速器档数范畴可以再 3～20内，手动变速箱相邻档位之间传动比最佳在不高于 1.8 ，而高档相邻档位比值规定更小，由于汽车行驶时，高档操作更加平凡，这有助于使频繁操作高档时，换挡工作容易进行。

这里变速器挡数取五挡，在五档变速器中，五档为超速挡，四档为直接挡，四挡如下档位为减速挡。

各档传动比之间按照几何级数变化。

参照普通汽车变速器传动比大小，初步拟定各档传动比值。

表3-1 各档传动比档位一二三四五倒档传动比 3.2 2.2 1.5 1.0 0.78 3.23.1.2 中心距本文选中间轴式变速箱中心距是中间轴和第二轴之间距离，其大小会影响中间轴和第二轴上齿轮接触面积及受力大小，从而使轮齿接触强度受到影响。

依照公式：A=Ka×(T emax×i×ηg)1/3 （3-1）1其中：Ka中心距系数(货车取8.6-9.6)Temax发动机最大转矩,取值169牛米I变速器一档传动比,3.2ηg变速器传动效率,0.96计算可得A=71.24mm-77.03mm初选中心距A=75mm3.1.3 变速器轴向尺寸本设计微型商用车手动变速器轴向尺寸可参照中心距大小来初定其数据：四档：(2.2-2.7) A五档：(2.7-3.0) A六挡:（3.0-3.4）A因而，五档变速器轴向尺寸大体为 202.5mm-225mm。

3.2齿轮设计计算3.2.1 齿轮参数拟定1.模数和压力角依照齿轮所受载荷大小，参照《机械设计》直齿轮和斜齿轮取值，所有斜齿轮模数均取m =4。

原则压力角取国标规定20，因此变速器齿轮压力角普遍采用20。

2.螺旋角及变位系数变速器斜齿轮螺旋角普通为10-30，取值24。

设计时，可以使中间轴上斜齿轮采用右旋，此外两边齿轮采用左旋，两者互相抵消。

3.齿宽b斜齿:b=Kcm ，Kc 为齿宽系数，取4.5～8 直齿:b=Kcm ，Kc 取为6.0～8.5；均可取值为7。

4.各档齿轮齿数分派图3-1 变速器传动方案示意图(1)一档齿轮齿数计算101921Z Z Z Z i =(3-2)mA Z h βcos 2=(3-3）求得Zh=34，去Z9=21，则Z10=13拟定常啮合传动齿轮副齿数：由上式求出常啮合传动齿轮传动比 Z2/Z1=2.17 常啮合传动齿轮中心距与一挡齿轮中心距相等，即nm A Z Z βcos 221=+Z2+Z1=34.3取整得Z1=11,Z2=23,i1=3.38。

(2)迈进档齿轮齿数21287Z Z i Z Z =Z7+Z8=2ACOSB/m=34.3 由上可得取整得:Z7=18,Z8=16同理依次可以求得其她齿轮齿数：Z3=9,Z4=25,Z5=14,Z6=20。

(3)倒档齿轮齿数分派计算倒挡齿轮Z13初选Z13=21,Z12=14,取Z11=11，则：()12131270mmA m Z Z =+=12和11之间应保持0.5mm 以上间隙，则齿轮11齿顶圆直径应当为：A DD e e =++25.02111211122185e e D A D mm=--=11n 219.25e D Z mm m =-=计算倒挡轴和第二轴中心距:()12131802A m Z Z mm =+=计算倒挡传动比：13211112132.84z z z i z z z =⨯⨯=3.2.2 变速器齿轮损坏重要形式及因素轮齿折断：齿轮在冲击载荷、重复载荷日复一日作用下，齿轮浮现疲劳裂痕，徐徐地扩大，最后发生折断，这种断裂形式在变速器抵挡齿轮中比较常用，由于其齿数少，齿根强度较弱。

齿面点蚀：节圆顶部齿面长期在脉动接触应力作用下会产生大量小麻点。

齿轮长期在接触应力作用下，产生某些裂纹，又在齿轮啮合工作时互相挤压作用，裂纹脱落，产生好多小麻点。

齿面胶合：某些高速重载齿轮，齿轮之间受力太大，或者速度太快，使齿轮产生高温，破坏了齿轮之间润滑油膜，从而使得啮合齿轮齿面与齿面之间产生互相粘结在一起。

齿轮材料：变速器齿轮受力条件复杂，经常在各种交变载荷，静载荷等恶劣条件下工作，其材料必要符合有关强度和硬度原则，其材料多采用渗碳合金钢，并通过有关热解决，使其各种性能达到有关规定。

3.2.3 变速器齿轮强度校核计算汽车变速器齿轮强度可以由如下公式求得： 计算各轴转矩：输入轴 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 输出轴1挡 109231-=i T T 齿承ηη=319.18×0.96×0.99×21/13=634.27N .m 2挡 87232-=i T T 齿承ηη=319.18×0.96×0.99×18/16=341.27N .m 3挡 65233-=i T T 齿承ηη=319.18×0.96×0.99×14/20=212.34N .m 5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 1.斜齿轮弯曲应力 (1)直齿轮弯曲应力：y zK m K K T c fg w 32πσσ=(3-4)式中：w σ—弯曲应力（MPa ）；Tg —计算载荷 （N.mm ）；K σ—应力集中系数，可近似取=1.65； 齿形系数如下图，可以查得：图3-2 齿形系数图最大转矩加载到变速器一轴上时，倒档直齿轮许用弯曲应力取值范畴为：400~800MPA 。

如果在双向交变载荷作用下可取其下限。

计算倒档齿轮弯曲应力：1131111234.604002085fw c T K K m z K y MPa MPaσσπ==<～21231212282.844000285fw c T K MPa M K m az P K y σσπ==<～1331313247.984002085fw c T K K m z K y MPa MPaσσπ==<～(2)斜齿轮弯曲应力εσπβσK yK zm K T c n g w 3cos 2=(3-5)式中：gT —计算载荷（N.mm ）；n m —法向模数（mm ）； Z —齿数；β —斜齿轮螺旋角（°）；K σ—应力集中系数，查表可得：1.50； y —齿形系数，c K —齿宽系数 7.0；K ε—重叠度影响系数， 2.0。