第1章绪论1.1 课题的目的和意义变速器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[1]。

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。

变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。

因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。

为了近一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱轿车市场销售份额，应该建立一个适应发动机排量为2.0升的后驱动变速器新平台，以满足车厂和用户更高层次的要求。

设计方案力求实现：（1）变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需；（2）选挡、换挡轻便、灵活、可靠；（3）同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡；（4）齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。

1.2课题研究的现状目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性[3]。

但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。

机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。

在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。

目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。

同时，6档变速器的装车率也在日益上升[4]。

变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。

汽车变速器是汽车的重要部件之一，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、加速等各种行使工况下，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。

变速器设有空档，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向- 1驱动轮传输。

变速器设有倒档，使汽车获得倒退行使能力。

汽车变速器技术的发展历史：手动变速器（MT：Manual Transmisson）主要采用了齿轮传动的降速原理。

变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。

自动变速器（AT：Automatic Transmisson）是由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。

AMT是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。

即在MT总体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。

无级变速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又称为连续变速式机械变速器。

金属带式无级变速器主要包括主动轮组，从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。

主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带和金属链等。

无限变速式机械无级变速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用的是一种摩擦板式变速原理。

IVT的核心部分由输入传动盘，输出传动盘和Variator传动盘组成。

它们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变Variator装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化。

1.3 变速器的设计思想根据发动机匹配的轿车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。

新型后驱动变速器应满足：（1）发动机排量2.0升；（2）六个前进挡，一个倒档；（3）输入、输出轴保证两点支承；（4）采用同步器，保证可靠平稳换挡；（5）齿轮、轴及轴承满足使用要求。

1.4 研究的主要工作内容中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。

1.确定合适的布置结构变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿- 2轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。

2.进行主要参数的选择确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。

3.进行主要零部件及其他结构的设计齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。

4.绘制图纸根据设计方案，通过CAD完成装配图及零件图的绘制。

- 3第2章变速器设计的总体方案变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。

所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。

2.1 设计依据随着消费者对汽车安全性、舒适性、经济性和动力性需求的提高，汽车的技术含量不断提高，机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。

在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。

目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。

同时，6档变速器的装车率也在日益上升[4]。

变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。

设计新型后驱动变速器以使变速器结构更加紧凑、合理，承载能力强。

选择车型为捷达型轿车进行设计，基本性能参数如表2-1。

表2-1 基本性能参数发动机参数排量(L) 2.0最大功率(km) 80(5600r/min) 最大扭矩(N·m)140(3500r/min)底盘参数驱动方式前轮驱动轮胎规格185/60 R14整车尺寸及质量长*宽*高(mm) 4428*1660*1415 轴距(mm) 2471总质量(kg) 1091整备质量(kg) 1105整车性能参数最高车速(km/h) 175 最大爬坡度30%2.2传动机构布置方案分析变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。

变速传动机构可按前进档数或轴的不同分类，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多中间轴式变速器等。

- 42.1.1两轴式和中间轴式变速器现代汽车大多数都采用固定轴式变速器，而两轴式和中间轴式应用最为广泛。

其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。

中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。

在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，还要考虑以下几个方面：与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声也低。

因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作是齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。

还有，受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可能设计的很大。

对于前进档，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；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。

中间轴式变速器可以设置直接档，在使用直接档时，变速器的齿轮和轴承及轴承均不承载，发动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高，可达90％以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。

因为直接档的利用率高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。

在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点［3］。

2.1.2倒档的形式和布置方案图2-2为常见的布置方案。

图2-2（a）方案广泛用于前进档都是同步器换档的四档轿车和轻型货车变速器中；图2-2（b）方案的优点是可以利用中间轴上的1档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难，某些轻型货车四档变速器采用这种方案；图2-2（c）方案能获得较大的倒档速比，突出的缺点是换档程序不合理；图2-2（d）方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了图2-2（c）方案；图2-2（e）方案中，将中间轴上的一档和倒档齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度；图2-2（f）方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便；为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车采用图2-2（g）方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。

后述五种方案可供五档变速器的选择［3］。

图2-2（f）所示的倒档布置方案。

- 5- 6图2-2 倒档布置方案2.3 变速器基本参数的确定2.3.1 挡数的确定挡数的设置与整车的动力性和经济性有关。

就动力性而言，增加变速器的挡数，能够增加发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了整车的加速与爬坡能力。

就燃油经济性而言，挡数多，增加了发动机在低油耗区工作的可能性，降低油耗。

所以挡数设置为六档。

2.3.2 传动比的确定1、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为[12]：06377.0i i rn u p a （2-1）式中： a u ——汽车行驶速度（km/h ）；p n ——发动机转速（r/min ）；r ——车轮滚动半径（m ）；6i ——变速器直接档传动比；0i ——主减速器传动比。

- 7已知：最高车速max a u =max a v =175km/h ；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14得到r =233.4(mm)；发动机转速n =p n =5600（r/min ）；由公式（2-1）得到主减速器传动比计算公式：47.3377.060==a p u i rn i2、最抵档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角m ax α坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）[13]。

用公式表示如下： max max 0max sin cos ααηG Gf r i i T tg e +≥（2-2）式中：G ——车辆总重量(N)；f ——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.01~0.02)；max e T ——发动机最大扭矩(N·m)；0i ——主减速器传动比；g i ——变速器传动比；t η ——为传动效率（0.85~0.9）；R ——车轮滚动半径；m ax α——最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约 7.16） 由公式（2-2）得： te g i T r G G i ηααμ0max max max 1)sin cos (+≥ （2-3）- 8已知：m=1091kg ；019.0=f ； 7.16max =α；r=0.26m ；140max =e T N·m；47.30=i ；g=9.8m/s 2；90.0=t η，把以上数据代入（3-3）式：91.490.047.317526.0)7.16sin 8.910917.16cos 319.08.91091(1=⨯⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯≥ g i 满足不产生滑转条件。