1绪论研究的意义现代汽车一般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，其需要的扭矩和速度都在发生很大的变化，但是发动机的转矩和转速变化范围较小，另外，发动机是只能是朝着一个方向，不能单独实现倒档功能，所以一个性能好的发动机必须配备性能优良匹配的变速器才能使车辆的性能很好的体现出来，变速器的主要功能为：(l)在复杂工况下，通过改变汽车传动比 ,从而使发动机传到驱动轮上的转矩和转速发生改变，使发动机时刻处于最有利的工况下工作；(2)实现汽车的倒退行驶；(3)可以中断动力传输。

随着近年来车辆密度的不断增大，车辆对操作性、动力性，经济性，环保等方面的要求越来越高，这些都离不开变速器技术方面的发展，研究与发动机优配，工作效率高，操作方便，工作可靠的变速器的意义就十分重大了。

变速器的分类和发展趋势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的啮合，根据不同道路行驶工况下汽车速度和扭矩的大小，通过换挡操作杆控制轴上的不同大小齿轮的啮合，从而得到不同的转速比，使发动机在有利的工况下工作。

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

手动挡汽车对驾驶人驾驶技术要求较高，但其对汽车的操纵感强，更有驾驶的乐趣，而且相对而言更加省油一点。

手动变速箱根据档位可以分为四档，五档变速箱等等，现在市场上常见的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根据节气门踏板的变化自动进行变速，不需要人为操纵变速杆的动作，减少了驾驶人开车途中的很多频繁的换挡操作，它是通过液压油路控制对应的行星齿轮机构进行变速。

目前市场上最常见的自动变速器是液力自动变速器。

3.无级变速器无级变速器的结构简单，小巧，它可以使传动比任意自由改变，实现无级变速，它能克服突然换挡，节气门反应慢、油耗高等缺点。

4.手动 / 自动变速器手自一体变速器首先在保时捷车型上应用，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚。

此型车在其档位上设有“ +”、“ -”选择档位。

在 D 档时，可像手动挡一样自由变换档位。

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，由两组离合器相互配合共同控制发动机动力的传输，不会再驾驶者换挡时产生动力短暂中断的现象，结合了手动变速器和自动变速器两者的优点，既节油、驾驶舒适又满足驾驶的运动感要求。

1.鉴于国内的经济状况，手动档变速器，自动档变速器都有很大的发张的空间。

2.鉴于国内市场的多样性，各种变速器都有其发展的空间，在某个领域内占据自己一定的市场。

3.从长远发展的角度看，双离合变速器结合了手动变速器和自动变速器各自的优点，其技术值得我国大力研究。

本课题研究内容本文首先在了解手动变速器的主要零部件及其工作原理的情况下，首先对变速箱的轴、齿轮、换挡机构等进行布置，然后根据与该变速箱匹配的发动机输入的最大扭矩，转速等，确定各个挡位合适的传动比，通过计算，定下变速箱的中心距和轴向尺寸，再对轴，齿轮等零件的参数进行合理选择，使得汽车的动力性和经济性达到好的效果，最后对手动变速箱的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手动变速箱的主要参数选择基本外部参数确定此变速箱定于和微型商用车汽车上面的发动机相配合工作，参考一些商用车数据，暂定该微型商用车的基本参数 ,其最大转矩，最大功率为 60KW,发动机布置成前置后驱。

手动变速器的主要零件型式选择1.齿轮型式手动变速器的两种形式主要是直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。

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

2.轴的分析本文设计采用中间轴式变速器，第一轴上的小齿轮做成齿轮轴的形式，中间轴采用旋转式结构 ,该轴由前后两端的滚动轴承支承，输出轴上常啮合被动齿轮与轴过盈配合。

3.轴承型式第一轴的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的向心球轴承 ,后端用向心球轴承，使其能承受向外的轴向力，中间轴的前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的寿命，并对其进行验算。

4.换档机构的分析倒档和一档齿轮采用直齿轮啮合换挡，结构复杂、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的寿命，因此对汽车的性能有着很大的提升，汽车手动变速器的换档机构广泛采用同步器的结构型式，3汽车变速器的设计变速器总体尺寸和参数的确定档数和各档传动比手动变速器的档数范围可以再 3～20 内，手动变速箱相邻档位之间的传动比最好在不高于，而高档相邻档位的比值要求更小，因为汽车行驶时，高档的操作更加平凡，这有利于使频繁操作高档时，换挡工作容易进行。

这里的变速器的挡数取五挡，在五档变速器中，五档为超速挡，四档为直接挡，四挡以下的档位为减速挡。

各档传动比之间按照几何级数变化。

参考一般汽车变速器的传动比大小，初步确定各档传动比值。

表3-1 各档传动比档位一二三四五倒档传动比中心距本文选的中间轴式变速箱的中心距是中间轴和第二轴之间的距离，其大小会影响中间轴和第二轴上的齿轮接触的面积及受力大小，从而使轮齿的接触强度受到影响。

根据公式：A=Ka× (Temax×i1×η1/3g)（3-1）其中：Ka 中心距系数 (货车取发动机最大转矩 ,取值 169 牛米I 变速器一档传动比 ,ηg变速器传动效率 ,计算可得 A=初选中心距 A=75mm变速器的轴向尺寸本设计微型商用车手动变速器的轴向尺寸可参考中心距的大小来初定其数据：四档： A五档： A六挡 :（） A因此，五档变速器的轴向尺寸大致为。

齿轮的设计计算齿轮参数的确定1.模数和压力角根据齿轮所受载荷的大小，参考《机械设计》直齿轮和斜齿轮的取值，所有斜齿轮的模数均取 m =4。

标准压力角取国标规定的 20，所以变速器齿轮的压力角普遍采用 20。

2.螺旋角及变位系数变速器斜齿轮的螺旋角一般为10-30，取值 24。

设计时，可以使中间轴上的斜齿轮采用右旋，另外两边齿轮采用左旋，两者相互抵消。

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

4.各档齿轮齿数的分配图 3-1 变速器传动方案示意图(1)一档齿轮齿数计算i 1Z 2 Z 9Z 1 Z 10(3-2)2 A cosZ h(3-3）m求得 Zh=34，去 Z9=21，则 Z10=13 确定常啮合传动齿轮副的齿数： 由上式求出常啮合传动齿轮的传动比 Z2/Z1= 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即Z 1Z 22A cosm nZ2+Z1=取整得 Z1=11,Z2=23,i1=。

(2)前进档齿轮齿数Z 7Z 1 Z 8i 2Z 2Z7+Z8=2ACOSB/m=由上可得取整得 :Z7=18,Z8=16同理依次可以求得其他齿轮的齿数：Z3=9,Z4=25,Z5=14,Z6=20。

(3)倒档齿轮齿数的分配计算倒挡齿轮 Z13 初选 Z13=21,Z12=14,取 Z11=11，则：A n1m Z 12 Z1370mm212 和 11 的之间应保持以上的间隙，则齿轮 11 的齿顶圆直径应该为：D e12 0.5D e11 A22De112 ADe12185mmZ nDe11219.25mmm计算倒挡轴和第二轴的中心距 : A n1 m Z 12 Z13 80mm2计算倒挡传动比 :i nz 2z 13 z 112.84z 1 z 12 z 13变速器齿轮损坏的主要形式及原因轮齿折断：齿轮在冲击载荷、 重复载荷日复一日的作用下， 齿轮出现疲劳裂痕，渐渐地扩大，最后发生折断，这种断裂形式在变速器抵挡齿轮中比较常见，因为其齿数少，齿根强度较弱。

齿面点蚀：节圆顶部齿面长期在脉动的接触应力作用下会产生大量小麻点。

齿轮长期在接触应力的作用下， 产生一些裂纹，又在齿轮啮合工作时的相互挤压作用，裂纹脱落，产生好多小麻点。

齿面胶合：一些高速重载齿轮，齿轮之间的受力太大，或者速度太快，使齿轮产生高温，破坏了齿轮之间的润滑油膜， 从而使得啮合的齿轮齿面与齿面之间产生相互粘结在一起。

齿轮的材料： 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，其材料必须符合相关强度和硬度标准， 其材料多采用渗碳合金钢， 并经过相关热处理，使其各种性能达到相关要求。

变速器齿轮强度校核计算汽车变速器齿轮强度可以由以下公式求得： 计算各轴转矩：输入轴 T 1 =Temax离 承=169× 99%× 96%=中间轴 T 2 =T 1 承 齿 i21 =××× 23/11=输出轴1 挡T 31 T 2 承 齿i 9 10 =××× 21/13=挡T 32T 2 承 齿i 7 8 =××× 18/16=挡T33T 2承 齿 i5 6=××× 14/20=挡T 35 T 2承 齿 i3 5=××× 9/25=倒 挡T 倒 T 2 承 齿i11 12=××× 19/14= 1.斜齿轮的弯曲应力(1)直齿轮弯曲应力：g fwm 3 zK c y(3-4)式中：w—弯曲应力（ MPa ）；Tg —计算载荷 （）；K—应力集中系数，可近似取 =；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围为： 400~800MPA 。

如果在双向交变载荷的作用下可取其下限。

计算倒档齿轮的弯曲应力：w112T n K K f234.60MPa 400～ 850MPam 3z 11K c y 112T 2 K K f 282.84MPa 400～850MPaw12m 3z 12K c y 122T n K K f 247.98MPa 400 ～ 850MPaw13m 3z 13K c y 13(2)斜齿轮弯曲应力gwzm n3 yK c K (3-5) 式中：Tg—计算载荷（）；mn—法向模数（ mm）；Z—齿数；—斜齿轮螺旋角（°）；K—应力集中系数，查表可得：；y—齿形系数，Kc —齿宽系数；K —重合度影响系数，。