沙滩车变速器及操纵机构设计摘 要本次设计任务是设计一款用于沙滩车（简称ATV）的机械式手动变速器。手动变速器在中国乘用车市场上一直销量靠前。
本次设计选定用中间轴式变速器，选用中间轴式变速器的优点是：直接挡传动的效率比较高，利用率大大超过其他档位，使变速器寿命延长。它的缺
点是：在其他前进挡工作时其传动效率略低。设计前首先要选择发动机型号，确定发动机的最大功率、最大扭矩、最高车速等重要参数，根据以上的
参数选择最大及最小传动比，合理分配各挡传动比。结合运用汽车设计、汽车理论、机械设计、机械原理等知识，计算出变速器各个齿轮及轴的参数
并校核各个强度。由于沙滩车总质量不大，但需要耐用可靠，选用锁环式同步器，计算出同步器摩擦锥面，锁止面角度。操纵系统的设计也是重点，
在操纵过程中涉及到挂档自锁、挂档互锁及倒档锁。最后论证设计方案的合理性，要画出变速器和操纵机构的零件图。关键词：沙滩车，手动变速器
，操纵机构，设计 目 录前 言5第1章 变速器的总体设计71.1 全时四驱和分时四驱71.2 变速器传动机构方案分析81.2.1
变速器选型及前进挡传动方案81.2.2 倒挡传动方案101.3 零、部件结构的方案分析111.3.1 齿轮的形式111.3.2 齿
轮的材料选择111.3.3 换挡机构的分析与选择111.3.4 自动脱档121.3.5 轴承选择14第2章 变速器主要参数的选择与
零件的设计152.1 变速器主要参数的选择152.1.1 挡数152.1.2 定一档传动比的取值152.1.2 计算确定变速器其他
各档传动比172.1.3 中心距172.1.4 轴向尺寸182.1.5 齿轮参数182.2 各挡传动比及其齿轮齿数的确定202.2
.1 配齿时应注意点202.2.2确定 I 挡齿轮的齿数212.2.3确定常啮合齿轮副的齿数222.2.4确定其他各档齿轮的齿数2
22.2.5确定倒挡齿轮齿数233.3 齿轮变位系数的选择242.4 计算各齿轮的几何尺寸252.4.1齿轮的各主要尺寸25第3章
变速器齿轮的强度计算与材料的选择313.1 齿轮的损坏原因及形式313.2 齿轮的强度计算与校核323.2.1 齿轮弯曲强度计算
323.2.2 齿轮接触应力34第4章 变速器轴的强度计算与校核364.1 变速器轴的结构和尺寸364.1.1 轴的结构364.1
.2 确定轴的尺寸374.2 轴的校核374.2.2 轴的强度校核计算384.2.3 轴的刚度校核44第5章 同步器的选型48
5.1 同步器的功用与结构485.2 同步环主要参数的确定495.2.1 同步环锥面上的螺纹槽495.2.2 锥面半锥角505.2
.3 同步环径向厚度505.2.4 锁止角515.2.5 同步时间515.3 同步器上的花键校核52第6章 变速器操纵机构536
.1 直接操纵手动换挡变速器536.2 远距离操纵手动换挡变速器536.3 自锁与互锁装置54第7章 变速器结构元件567
.1 变速器齿轮567.2 变速器轴和键567.3 变速器壳体57结 论58前 言1. 沙滩车的市场分析及发展趋势沙滩车的官
方名称叫做“四轮全地形越野车”。这种车型的用途涵盖广泛。随着人民收入水平的提高，人们对于休闲娱乐需求大大增加，对沙滩车的兴趣也越来
越大，购买的愿望越来越强烈，拉动了国际沙滩车市场需求。但是，人们大多只是在媒体上得知后产生了兴趣，想要尝试，对沙滩车的性能、特点和
功用等了解甚少。综上所述，可以预见的是人们对沙滩车的购买欲望会越来越强烈，沙滩车存在广阔的市场前景。与此同时，人们对于沙滩车的造型
、安全、功能，整体协调性的要求也越来越高。2. 变速器的主要问题及研究范围最近几年，城市的车流量越来越大，所以人们对变速器的性能要
求也越来越高。变速器在这种环境下飞速发展，目前使用最为广泛的汽车变速器是机械式变速器。虽然它有诸多缺点，如换档冲击大，体积大，操纵
麻烦等；但它也有很多优点，如传动效率高，工作可靠，寿命长，制造工艺成熟和成本低等。所以，如果能够减小机械式变速器的体积以及提高变速
器传动平稳性，就可以解决这些问题。本次设计主要目的之一即是提高变速器及操纵机构的传动效率及传动稳定性，在提高动力性的同时相应高效节
能的国家政策。本次设计过程中，由于没有太多设计经验，脑子里的专业知识网络比较零散，在设计中一定会出现不少问题，恳请老师指正。3.
变速器的功用（1）改变传动比，扩大驱动轮扭矩和转速变化范围，以适应各种行驶条件，并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，使汽车能倒向行驶。（3）利用空挡，中断动力传递，使发动机能够启动、怠速，并便于发动机换挡或进行动力输出。4. 设计
要求选择合适的变速器的挡位数和传动比，使汽车具有必要的动力性与经济性；设置空挡以断开驱动轮动力传输，设置倒挡使汽车可以倒退行驶；操
纵换挡时简便、迅速、省力；传动效率高，工作稳定、无噪声；工作可靠，制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；贯彻零件标准化、 部件
通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；需要时应设置动力输出装置。 第1章 变速器的总体设计1.1 全时四驱和分时四驱车辆
是否全时四驱完全取决于分动器的构造（如图1.1）。作为掌管车辆不同驱动状态的核心部分，可以说分动器在一定程度上决定了整车的性能。分
时四驱（PART-TIME 4WD）是最常见的四驱系统。分时四驱是不能在附着力良好的路面使用。由于没有中央车速器在转向前后传动轴之
间产生的转速差就只能由某一个轮胎打滑抵消掉。而当路面附着力良好时，轮胎就很难打滑。因此，如果在附着力良好的路面上是不能使用分时四驱
的。全时四驱就是在分时四驱的基础上增加了中央差速器，使得前后传动轴之间的转速差得以顺利转化。因此，它可以用于任何路面。全时四驱也因
此得名。 图1-1 分动器的内部结构在全时四驱的基础上还演化出了恒时四驱（分动器不带2驱模式）。恒时四驱采用的是智能型分动器，
这种分动器可以根据需要输出不同的驱动力至前桥。好的智能型分动器可以实现0—100%的动力输出变化。1.2 变速器传动机构方案分析1
.2.1 变速器选型及前进挡传动方案汽车变速器分为手动变速器与自动变速器，手动变速器是一种机械式变速器，通过手动直接使变速器内部不
同齿轮啮合，改变传动比来达到变速，所以其传动效率高于自动变速器，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。变速器传动机构分为固定轴式和旋转
轴式两类。固定轴式中的两轴式和中间轴式应用广泛。两轴式变速器如图1-2所示。两轴式变速器结构简单、轮廓尺寸小且除最高挡外其他各挡的
传动效率高、噪声低。但两轴式变速器不能设直接挡，在高挡工作时齿轮和轴承都要承受载荷，所以导致比较大的噪声且易磨损，因为结构不允许，
低挡传动比也不能太大。 图1-2 两轴式四档变速器三轴式变速器如图（1-3）所示，三轴式变速器有第一轴和第二轴，中间轴和倒档轴。
多数三轴式变速器的第一轴和第二轴在同一轴线上，与中间轴同向转动，使用同步器与二轴相连得到直接档。使用直接挡，发动机的动力就可以不经
过齿轮，直接传递到第二轴输出，直接挡的传递效率高达90%，噪音低磨损小，提高了变速器寿命。但除直接挡外其他档位都需经过两级齿轮才能
把发动机动力传递出去，使其传递的效率会降低。 1— 第一轴； 2—第二轴； 3—中间轴 图1-3 轿车中间轴式四档变速器本设
计选用四轮驱动，三轴式斜齿轮变速器结构。图1-4是中间轴式四档变速器传动方案。由于本次设计的变速器用于沙滩车，而沙滩车的最高车速不
高，而且用于娱乐，故不需要选择太多档位，四档变速器足以。 图1-4 中间轴式四档变速器传动方案在档位数确定的情况下，中间轴式变
速器的区别就在常啮合齿轮对数，轴的支撑方式，换挡方式，倒档传动方案和档位布置的顺序。图1-4的区别是图1-4a、b的传动方案常啮合
齿轮对数为四对，倒档用直齿滑动齿轮换挡。二轴用三点支撑：二轴前端支撑在一轴末端，二轴中部支撑在变速器壳体和二轴末端支撑在外壳体上；
图1-4c的方案一、倒档用的是直齿滑动齿轮换挡，其他档均为常啮合齿轮传动，且二轴为两点支撑。本次设计选为四进一退手动变速器（四档为
直接挡）I、II档之间用同步器连接，III挡与常啮合齿轮挡也同样用同步器连接。具体如图1-5所示：图1-5 前进档传动简图1.
2.2 倒挡传动方案图1-6为常见的倒挡布置方案。图1-6 变速器倒档传动方案前进 I、II、III、IV 挡设有同步器换挡，倒
挡为滑动齿轮换挡。所以本次设计中倒挡传动方案应选择图1-6f所示方案，倒档用直齿滑动齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮。倒档齿轮使用
直齿滑动齿轮换挡使用矩形花键与轴连接保证定心良好和灵活滑动，而且矩形花键相对渐开线花键来说制造简单。变速器在I挡和倒挡工作时传动比
大，导致作用在齿轮上的力变大，所以应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的挠度和转角，减小齿轮的磨损和噪声。为使能使轴的刚性变大且易
于装配，布置顺序就从低档到高挡排列。图1-7 变速器倒档传动方案1.3 零、部件结构的方案分析1.3.1 齿轮的形式变速器用的齿
轮种类分为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮斜齿轮虽然制造不简单，在工作中还有轴向力对轴承不利，但比起直齿圆柱齿轮来说具有运转平稳、重合度
大，寿命长、噪声低等优点。因此，在本设计中，除倒挡使用直齿圆柱齿轮外，其他都采用斜齿轮。1.3.2 齿轮的材料选择国内汽车变速器齿
轮材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为58~63HRC，心部硬度为3
3~48HRC。本设计采用的材料是20CrMnTi。1.3.3 换挡机构的分析与选择变速器换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器
三种。直齿滑动齿轮换档方式的虽然结构简单，制造、拆装容易，维修方便，但是直齿滑动齿轮会造成换档冲击大、齿轮寿命短、换挡行程长、滑动
花键磨损后易造成脱档、噪声大，现在除I档、倒档外已很少采用。啮合套换档型式一般在变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态所采用。
好处是既可以缩短换挡行程，又不会使齿轮寿命缩短，但依旧不能消除换挡冲击，而且增设的啮合套和常啮合齿轮会使变速器转动部件间的总惯性矩
增大。因此，不考虑选用。采用同步器换档可保证迅速、无冲击、无噪声换挡，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方
式相比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然广泛应用于变速器上。1.3.4 自动脱档自动脱档是变速器的主要
障碍之一。导致自动脱档的原因有结合齿磨 图1-8防止自动脱档的结构措施Ⅰ 图1-9防止自动脱档的结构措施Ⅱ损、变速器刚
度不足以及振动等，要解决它除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：将啮合套做得长一些（如图1-8a）或者两接合
齿的啮合位置错开（图1-10b），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约1~3mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形
成凸肩，以阻止自动脱档。将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.3~0.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从
而减少自动脱档（图 1-9）。图1-10 防止自动脱档的结构措施Ⅲ将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜2°~3°）
，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力（图1-10）。这种结构方案比较有效，采用较多。 图1-11 锁环式同步器在本设计中所采用的是
锁环式同步器（如图1-11所示），该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可
能接触，以免齿间冲击和发生噪声。1.3.5 轴承选择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
承等。而轴承的选定通常是根据变速器的结构选定与轴的受力分析确定，并且再验算其寿命是否符合要求。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮
合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器
第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴
后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体
前端面布置轴承盖有困难时，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而后端采用外圈有挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。
变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，
并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6~20mm。第2章 变速器主要参数的选择与零件的设计2.1 变速器主要参数的选择2.1.
1 挡数通常变速器的挡数在VI挡以下，虽然增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速，但由于挡数越多，变速器的
结构越复杂，并且使得轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构也变得复杂，在最低挡传动比不变的条件下，合理的变速器挡数会使得变速器相邻的低挡
和高挡之间的传动比比值减少，要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下，该值越小，使换挡时冲击减少。近年来，为了降低油耗，变速器挡位
有增加的趋势。目前，乘用车一般用4~5个挡位的变速器。本设计的设计任务中对档位数要求设计（四个前进档）一个倒退挡。2.1.2 定一
档传动比的取值（1）依据相关资料确定了一下基本参数： 1）整车结构质量：230Kg； 2）载荷质量：160Kg； 3）发动机型号：
重庆发动机150cc 4）额定功率/转速：10(kw)/6300(r/min) 5）最大转矩/转速：40(N·m)/3000(r/
min)； 6）滚动半径：280mm； 7）最高车速：85km/h； 8）最大爬坡度：25°。选择最低档位传动时，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。（2）根据最大爬坡度，确定：（满
足驱动条件）由驱动公式可知 （2-1）式中： ——汽车最大驱动力； ——滚动阻力； ——最大上坡阻力，又因为：； ； 。将上述
三式带入（3-1）式得：所以 （2-2）式中：——发动机最大转矩； ——变速器 I 挡传动比； ——主传动器传动比（取2.6）；
——汽车传动系总效率； ——汽车总质量； ——滚动阻力系数 （沙滩车路况为沙地，取0.2）； ——道路最大阻力系数， == =
（《汽车设计》）。将相关数据代入式（2-2），得 = （2-3）（3）根据驱动轮与路面的附着力确定：根据下列不等式上式变为 （2
-4）式中：——道路附着系数，计算时=0.5~0.6 ——汽车满载静止于地面时驱动桥给地面的载荷将相关数据代入式（2-4），得 （
2-5）根据上述两个条件确定的 I 挡传动比为。2.1.2 计算确定变速器其他各档传动比（1）变速器最高档传动比的确定平面三轴式变
速器最高档为直接挡，故取 =1（2）变速器其他各档传动比、的确定变速器各档传动比应按等比级数分配，即=···= （2-6）式中：，
，，···，——变速器 I、II、III、IV···n挡传动比q——为各档之间的公比。为常数，由于 =1，则由（2-6）式可得：；
；；；综上，各档传动比最终确定为：，，，。2.1.3 中心距选取变速器中心距A：中心距A即为变速器输出轴与中间轴两轴心线之间的距离
。它的大小对变速器的体积和重量有很大的影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距可根据对已有变速器的统计而得出的经
验公式初选： （2-7）式中：——中心距系数，与车型及使用条件有关。对轿车 K=14.5~16，对于货车 K=17~19.5。综上
，初选中心距：。2.1.4 轴向尺寸 变速器的轴向尺寸与挡位数、齿轮形式、换挡机构的结构形式等有直接关系，可根据齿轮直径以及倒挡中
间齿轮和换挡机构的布置初步确定。本次设计采用 4 挡变速器，其壳体的轴向尺寸是变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确
定。2.1.5 齿轮参数选取变速器各齿轮模数m可按下式初选模数：第一轴常啮合斜齿轮的法面模数，取=2.5I 挡斜齿轮齿轮的法面模数
，取=2.5上述式中：——发动机最大转矩，；——变速器I挡的最大转矩，，；——变速器 I 挡传动比；——变速器传动效率，可取；——
斜齿轮螺旋角。齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定，选择模数时应考虑到增大齿宽而减小模数时降低变速器的噪声，
而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距，降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。倒档的模数m取2.
75，其余各档取2.5。（2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b 压力角较小时，重合度较大并较低了齿轮刚度，为此能减少减少进入内核和
退出啮合时的动载荷，使得传动平稳，有利于降低噪声；压力角越大时，可提高齿轮的弯曲强度和表面接触强度。实际上，因国家规定的标准压力角
为20°，常采用，也有14.5°，15°，16°，16.5°，22.5°，对于轿车，高档齿轮采用较小压力角，中、重型汽车采用22.
5°，25°，压力角。同一变速器，往往低档齿轮采用较大压力角，高挡齿轮采用较小压力角（本设计取）啮合套或同步器接合齿的压力角采用2
0°，25°，30°，而以30°为最多。本设计啮合套或同步器取30°，斜齿轮螺旋角β取表 2-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺
旋角 项目 车型齿形压力角α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形14.5°，15°，16°，16.5°25°~45°一般货车规定的标准齿形
20°20°~30°重型车同上抵挡倒档齿轮22.5°，25°小螺旋角 螺旋角旋向：I，II 轴上斜齿轮采取左旋，中间轴上的取右旋。
（2）选定齿轮齿宽b齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载
荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸
。 直齿轮，为齿宽系数，取为4.5~8.0， =mm，取18；斜齿轮，取为6.0~8.5， =mm，取18， =mm，取18。 第
一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。（3）齿顶高系数f。 齿顶高
系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，齿轮重合度小，工作噪声大；但因齿轮
受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中作用到齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数
为0.75~0.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。（4）齿
轮径向间隙系数=0.252.2 各挡传动比及其齿轮齿数的确定2.2.1 配齿时应注意点（1）配齿后所得的实际传动比与原来计算传动比
（即理论传动比）应满足下列条件 （2-8）式中：——变化率验算不应相接触的齿轮是否产生干涉现象（3）一对齿轮的速比应小于3，以免使
变速器尺寸过大（4）应考虑最小齿轮轮毂最小厚度的限制 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结
构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。2.2.2确定 I 挡齿轮的齿数图2.1 传动方案I 挡传动比
： （2-9）先求，的齿数，首先求——两轴间相啮合齿轮付的总齿数。对于斜齿轮： （2-10）==45.73，取为=46一般将中间轴
上挡小齿轮的齿数尽量取得少些，使的传动比大一些，的传动比小一些。中间轴上I挡小齿轮齿数一般为：直齿轮齿数为12~17个齿，选定好I
挡小齿轮的齿数（=14），可得到I挡大齿轮的齿数：（1）对中心距进行修正 上面根据初选的及()，计算出的可能是非整数，将其圆整后，
从式（2-10），可看出中心距有了变化。这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距A作为各档齿轮齿数分配的依
据。，圆整后2.2.3确定常啮合齿轮副的齿数由式（2-9）求出常啮合齿轮副的传动比： (2-11)而常啮合齿轮副中心距和 I 挡
齿轮副的中心距相等，即 (2-12)解方程式(2-11)和(2-12)，求、，对求出的、都应圆整。17.14，取17；，，取29
。将圆整后的、，代入式（2-9）核算，与给定的传动比相差不大，故可以确定：17、29。将确定后的、代入式（2-12），反算出齿轮1
、齿轮2精确的螺旋角值，此值应在表2-1给出的范围内。，2.2.4确定其他各档齿轮的齿数先进行II挡齿轮齿数、的分配对斜齿轮，
（2-13） （2-14）带入数据，得 （2-15）由中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡齿轮2与齿轮6的轴向力，需
满足 (2-16)先采用试凑法选定螺旋角=30°，联立式（2-14）、（2-15）、（2-16），解得：，取； ，取。将圆整后的
、，代入式（2-13）核算，与给定的传动比相差不大，故可以确定，。将确定后的、代入式（2-14），反算出齿轮，5、齿轮6精确的螺旋
角值： ，得同理，接上述方程确定III挡齿轮齿数、，三挡传动比，以及齿轮3、齿轮4的螺旋角：，，，2.2.5确定倒挡齿轮齿数 倒挡
齿轮选用的模数往往与一档相近，取。选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取4。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动
齿轮8略小，取。而通常情况下，倒档轴齿轮 取21~33，此处取=25。由，带入数据，得。初选后可计算出中间轴与倒挡轴的中心距：，取
52 （2-17）而倒档轴与第二轴的中心距：，取76 （2-18）3.3 齿轮变位系数的选择 齿轮的变位是齿轮设
计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及
齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿
根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系
数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传
动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数较多的齿轮副采用标准齿轮传动
或高度变位时，则对齿数少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还
可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高挡齿轮， 其主要损
坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一
些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，
小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸
收冲击振动，故噪声要小些。本设计的啮合齿轮的齿数和相同，使得它们能达到具有相同的中心距。当轮齿有轻微根切时，增大齿根圆角半径，对轮
齿抗弯强度有利，故工程上也常允许轮齿产生轻微根切，这时可取，本设计中除倒档外，各挡的齿轮齿数设计中均使得。并且设计的为沙滩车的变速
器，在后面的校核中也能在许用的范围之内，证明齿轮能达到强度。因此在本设计只有倒挡需要选择变位系数。经查表以及计算，得变位系数：，。
2.4 计算各齿轮的几何尺寸2.4.1齿轮的各主要尺寸螺旋角：；齿顶高：，；齿根高：，（）。（1）一挡：螺旋角：中心距：端面模数：
端面分度圆压力角：，小齿轮：分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径：当量齿数：，——是虚拟的，不一定是整数。大齿轮：分度圆齿顶圆 齿根圆基圆直
径：当量齿数：（2）二挡：螺旋角：中心距：端面模数：2.87端面分度圆压力角：，小齿轮：分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径：当量齿数：大齿
轮：分度圆齿顶圆 齿根圆基圆直径：当量齿数：（3）三挡：螺旋角：中心距：端面模数：2.87端面分度圆压力角：，小齿轮：分度圆齿顶圆
齿根圆基圆直径：当量齿数：大齿轮：分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径：当量齿数：（4）常啮合：螺旋角：中心距：端面模数：端面分度圆压力角：
，小齿轮：分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径：当量齿数：大齿轮：分度圆齿顶圆 齿根圆基圆直径：当量齿数：（5）倒挡（直齿）： 齿顶高：，—
—齿顶高系数，=1 齿根高：，——顶隙系数，=0.25 全齿高：小齿轮：分度圆：齿顶圆：齿根圆：基圆：倒挡轴齿轮：分度圆：齿顶圆：
齿根圆：基圆：大齿轮：分度圆：齿顶圆：齿根圆：基圆：将计算出齿轮参数列表：表 2-2 齿轮参数表常啮合III 挡II 挡I 挡倒挡
齿号齿数Z17292224271932143013模数2.52.52.52.52.52.52.52.52.752.75齿形角202
0202020螺旋角29.429.429.429.40旋向左右左右左右左右——分度圆直径48.7883.2263.1368.877
7.4854.5291.8340.1782.535.75基圆直径45.0176.7958.2563.5571.4950.3184.
7437.0777.5233.59节圆直径48.7883.2263.1368.8777.4854.5291.8340.1782.5
35.75齿顶高2.52.52.52.52.52.52.52.52.273.23全齿高5.6255.6255.6255.6255.
6255.6255.6255.6256.196.18齿根高3.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253
.1253.922.95齿宽20181820182018202018工作齿宽1818181818端面啮合角22.6722.6722
.6722.6722.6722.6722.6722.67——齿顶圆53.7888.2268.1373.8782.4859.5296
.8345.178841.25齿根圆42.5376.9756.8862.6271.2348.2785.5833.9275.6328
.88啮合中心距6666666676当量齿数25.6943.8333.2536.2940.8328.7348.3921.17——
第3章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择3.1 齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分四种：轮齿折断、齿面点蚀、齿
面胶合、齿面塑性变形。轮齿折断有多种形式，在正常情况下，主要是齿根弯曲疲劳折断，因为在轮齿受载时，齿根处产生的弯曲应力最大，再加上
齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用，当轮齿重复受载后，齿根处就会产生疲劳裂纹，并逐步扩展，致使轮齿疲劳折断。此外
，在轮齿受到突然过载时，也可能出现过载折断或剪断；在轮齿受到严重磨损后齿厚过分减薄时，也会在正常载荷作用下发生折断。在斜齿圆柱齿轮
传动中，轮齿工作面上的接触线为一斜线，轮齿受载后，如有载荷集中时，就会发生局部折断。点蚀是齿面疲劳损伤的现象之一。在润滑良好的闭式
齿轮传动中，常见的齿面失效形式多为点蚀。所谓点蚀就是齿面材料变化着的接触应力作用下，由于疲劳而产生的麻点状损伤现象。齿轮在啮合过程
中，齿面间的相对滑动起着形成润滑油膜的作用，而且相对滑动速度愈高，愈易在齿面间形成油膜，润滑也就愈好。当轮齿在靠近节线处啮合时，由
于相对滑动速度低，形成油膜的条件差，润滑不良，摩擦力较大，特别是直齿轮传动，通常这时只有一对齿啮合，轮齿受力也最大，因此，点蚀也就
首先出现在靠近节线的齿根面上，然后再向其它部位扩展。对于高速重载的齿轮传动，齿面间的压力大，瞬间温度高，润滑效果差，当瞬时温度过高
时，相啮合的两齿面就会发生粘在一起的现象，由于此时两齿面又在作相对滑动，相粘结的部位即被撕破，于是在齿面上沿相对滑动的方向形成伤痕
，称为胶合。传动时齿面瞬时温度愈高、相对滑动速度愈大的地方，愈易发生胶合。塑性变形属于轮齿永久变形一大类的失效形式，它是由于在过大
的应力作用下，轮齿材料处于屈服状态而产生的齿面或齿体塑性流动所形成的变形。3.2 齿轮的强度计算与校核3.2.1 齿轮弯曲强度计算
对于直齿轮，疲劳弯曲强度：， （3-1）对于斜齿轮。疲劳弯曲强度：， （3-2）上两式中： ——弯曲应力，； ——齿轮轮齿所受圆周
力，，N； ——计算载荷，； ——齿轮节圆直径，； ——齿根应力集中系数，直齿轮=1.65，斜齿轮=1.5； ——摩擦力影响系数，
主动齿轮取=1.1，从动齿轮取=0.9 ——齿轮接触的实际宽度，斜齿轮用代替，； ——端面齿距，，；y——齿形系数。查y时，应当按
斜齿轮当量齿数在图3-1中来查找；——重合度影响系数，=2。同一对齿轮圆周力大小相等，即倒挡和一档齿轮的圆周力为：倒挡：主动轮：从
动轮： 图3-1 齿形系数图I档：同理可得：依据计算I挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：II档：， ；
；III档：， ； ；常啮合齿轮组：， 对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180~350范围内，即，对于倒挡直齿轮可在400
~850范围内，即。因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。3.2.2 齿轮接触应力齿轮接触应力按下式计算：， （3-3）式中：——
齿轮上的法向力，，N；——圆周力，，N； ——计算载荷，； ——齿轮节圆直径，； ——节点处的压力角； ——螺旋角； ——齿轮材料
的有效弹性模数，钢取； ——齿轮接触的实际宽度，斜齿轮用代替，； 、——主、从动齿轮节点处曲率半径，，直齿轮：，，斜齿轮：，； 、
——主、从动齿轮的节圆半径，。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表3-1。表 3-1 变速器齿
轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900~2000950~1000常啮合齿轮和高挡1300~1400650~
700通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下：表 3-2 各挡齿轮的接触应力表一挡：二挡：三挡：常啮合：倒挡：，对照表3-1可
知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。验算强度工作完成后，将各挡齿轮应用力计算值填入下表：表 3-3 齿轮应力表常啮合III
挡II 挡I 挡倒挡齿号3.4172.6393.0574.1494.0622.7972.1612.5033.3973.81720
.6620.6620.6620.66180.2510.2340.2410.2760.1560.0960.1190.0810.084
0.1030.0840.1530.110.4450.325157.97152.62154.85165.68116.32 第4章 变
速器轴的强度计算与校核4.1 变速器轴的结构和尺寸4.1.1 轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其
轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺
寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图4-1所示：图 4-1 变速器第一轴图 4-2 变速器第二轴中间轴分为旋转轴式和固
定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，本设计中将一、二档和倒挡的齿轮与中间轴做成一
体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下：图 4-3 变速器中间轴4.1.2 确定轴的尺寸变速器轴的确定
和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度
。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：在已知中间轴式变速器中心距A=75mm时，第二轴和中间轴
中部直径：， （4-1）故，，取39为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度 L 的关系可
按下式选取：对中间轴： （4-2）由，有，取L=240mm对第二轴： （4-3）由，有，取L=210mm第一轴花键部分直径(mm)
可按下式初选：， （4-4），取d=15式中，K为经验系数，；——发动机的最大转矩，4.2 轴的校核4.2.1第一轴的强度校核因
为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此种情况下，轴的扭矩强度条件公式为： （4-5）式中：——扭
转切应力，； ——轴所受的扭矩，； ——轴的抗扭截面系数，； P——轴传递的功率，kw； d——计算截面处轴的直径，； ——许用扭
转切应力，。其中P=10kw，，d =20mm，代入上式得：由查表可知=70MPa，故，符合强度要求。（2）第一轴为常啮合齿轮副，
因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算一轴的刚度。4.2.2 轴的强度校核计算计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴
向力可按下式求出： （4-6） （4-7） （4-8）式中：——至计算齿轮的传动比； ——计算齿轮的节圆直径，； ——节点处的压力
角，为20°； ——螺旋角； ——发动机最大转矩，。各挡齿轮受力如下表：表 4-1 齿轮作用力（N）档位第二轴中间轴圆周力径向力轴
向力圆周力径向力轴向力13.3981.4191.9157.7673.2454.37622.7081.1321.5263.5511.
4842.00131.9770.8261.1141.8120.7571.02140000.9610.4020.541倒档0.970
.35302.2380.8142.238（1）一挡传动时求二轴支反力、弯矩、扭矩：垂直平面支反力，即，得水平平面支反力，即，得3）
合成弯矩4）扭矩同理可以算出处于2、3以及倒挡时的二轴受力情况，下面两份表为第二轴的受力分析表：表 4-2 第二轴的受力分析表档位
第二轴垂直支反力/N水平支反力/N合成弯矩/扭矩/1-0.0951.3241.3982.2260.87279156-1562-0.
497-0.6351.8410.867413.8410.3396.8-96.83-0.361-0.4651.5080.469336
.49336.1762.4-62.4倒挡-0.033-0.320.0920.87821.2121.01160-160由表4-2可知
处于二档传动时，所受的弯矩与扭矩最大，故危险截面是一档传动时的C截面，弯矩图与扭矩图如下：5）弯矩图6）扭矩图 故危险截面所受的合
成弯矩为：则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（）将M代入上式可得：，在低挡工作时，=400MPa，因此有：；符合要求。（2）一挡传动
时，求中间轴支反力、弯矩、扭矩垂直平面支反力，即：，得2）水平平面支反力，即：，得3）合成弯矩扭矩同理可以算出处于II、III以及
倒挡时的中间轴受力情况，下面两份表为中间轴的受力分析表：表 4-3 中间轴的受力分析表档位中间轴垂直支反力/N水平支反力/N合成弯
矩/扭矩/11.9681.6792.2594.54750.9367.84477.5458.339.9821.4520.0341.3
621.22833.84187.5190.97190.539.9830.9660.2340.3990.45217.7732.717
9.0793.539.98倒挡0.7480.468-0.6841.96117.2336.96102.91143.439.98由表4
-3可知处于一档D处传动时，所受的弯矩与扭矩最大，故危险截面是一档传动时的D截面，此时的弯矩图与扭矩图如下：5）合成弯矩图：6）扭
矩图：故危险截面所受的合成弯矩为：则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力：在低挡工作时，因此有；符合要求。4.2.3 轴的刚度校核对齿轮
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，如
图4-4所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。图4-4 变速器轴的变形简图a）轴在垂直面内的变形 b）轴在水平面内的变形初步确定
轴的尺寸以后，可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点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。挡位不同，不仅圆周力、径
向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时将轴看做铰接支承的梁。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》有关公式计算。计算时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
，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图4-5所示时，可分别用下式计算 图4-5 变速器轴的挠度和转角 上式
中，Ft为齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；Fr为齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；E为弹性模量，E=2×105MPa；I为惯性矩
（mm4），对于实心轴：I=πd4/64；d为轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；a、b为齿轮上作用力距支座A、B的距离（mm
）；L为支座间距离（mm）。轴的全挠度f为 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为：fc=0.05~0.10mm，fs =0.10~0.
15mm齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。由上可知，所有校核强度均在允许范围内。同理经验算，其他挡位也均满足校核强度要求
与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承直接装在轴上，这就能够增大轴的直径，
因而使轴的刚度增加。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弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平
面内的支反力Fc和Fs之后，计算相应的弯矩Mc、Ms。轴在转矩Tn和弯矩同时作用下，其应力为 式中，；d为轴的直径，花键处取内径；
W为抗弯截面系数。在低挡工作时，[σ]≦400MPa。根据二挡齿轮进行弯扭分析，利用材料力学的相关知识得出M为9.0×106N·m
m，于是可根据公式可见符合轴的强度要求。变速器的轴要用与齿轮相同的材料制造，选用20CrMnTi，7级精度。第5章 同步器的选型5
.1 同步器的功用与结构同步器的主要功用是使接合套与待接合齿圈两者之间能迅速同步，阻止在同步之前齿轮进行啮合，防止产生接合齿圈之间
的冲击，缩短换挡时间，声速完成换挡操作，延长齿轮寿命。在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：1
、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环?同步环?5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套图 5-1
锁环式同步器如图5-1，此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，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差 ，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 5-2b），使啮合套的移动受阻，同步器在锁
止状态，换档的第一阶段结束。换档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
锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档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，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图 5-2d），完成同步换档。图
5-2 锁环同步器工作原理5.2 同步环主要参数的确定5.2.1 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5-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图5-3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6~12 个，槽宽3~4mm。图
5-3 同步器螺纹槽形式5.2.2 锥面半锥角（1）锥面半锥角α摩擦锥面半锥角α越小，摩擦力矩越大。但α过小则摩擦锥面将产生自锁
现象，避免自锁的条件是。一般α =6°~8°。α=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α
=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°。（2）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。（3）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 （5-3）式中p为摩擦面的许用应力，对于黄
铜与刚的摩擦副，p≈1.0~1.5； 为摩擦力矩；f 为摩擦因数；R为锥面的平均半径。设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。5.
2.3 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，但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仅
可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取10.5mm。5.2.4 锁止角锁止角β选取的正确，可以保证只有在换档
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β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
α。已有结构的锁止角在26°~42°范围内变化。本次设计锁止角β取30°。5.2.5 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。5.3 同步器上的花键校核主要计算挤压应力 （5-2）式中：M——所在传递
的转矩， K——转矩在花键上分配不均系数K=0.75 Z——花键齿数 H——键的工作高度，h=D-d/2，mm L——键的工作长度
，mm ——花键平均直径，mm d——花键内径，mm第一、二挡同步器花键第三、四挡同步器花键因此花键校核及格。第6章 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
只能挂入一个挡位，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，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接
完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来，单轨式操纵机构应用较多，其优点是
减少了变速叉轴，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。6.2 远距离操纵手动换挡变速器平头式汽车或
发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些转
换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器称为远距离操纵手动换挡变速器。图6-1示出远距离操纵手动换挡变速器的工作原理简图。这时要
求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时，变速杆支座应固定在受车架
变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换挡传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵有不利影响。图6-1 远距离操纵手动
换挡变速器工作原理简图综上所述，本次设计设计的是沙滩车的变速器，要求结构简单，所以采用的是直接操纵手动换挡变速器。6.3 自锁与
互锁装置此外，还需考虑到操纵机构的自锁与互锁装置。在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上
啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为
了防止这种情况的发生，应设置自锁装置。变速器杆如果能同时推动两个拨叉，即同时挂入两个档位，必将造成轮齿间的机械干涉，变速器将会无法
工作甚至损坏。为此，应设置互锁装置。1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-变速器盖 4-互锁钢球 5-互锁销 6-拨叉轴图 6-2 变速
器自锁与互锁结构汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。第7章 变速器结构元件7.1 变速器齿轮变速器第一轴齿轮跟轴连成一体，中间轴所有齿轮和轴都采用矩形花键连接，第二轴齿轮跟轴之间采用滚针轴承，不直接连接。齿轮表面粗糙数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的粗糙度应在Ra0.80~Ra0.40μm范围内选用。齿轮的制造精度为7级。7.2 变速器轴和键本次设计的变速器轴经轴承安装在壳体的轴承孔内，第一轴前端和中间轴式变速器的第二轴前端，分别装在飞轮内腔、第一轴常啮合齿轮的内腔里。第一轴花键轴部分采用矩形花键，齿数为22。中间轴齿轮与轴的花键亦采用矩形花键副，齿数为24。如图：图7-1 花键齿轮变速器轴靠近壳体的部分均采用圆锥滚子轴承支承。还有用移动齿轮方式实现换挡的倒挡齿轮与轴之间，亦选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活性，中间轴式变速器的第二轴常啮合齿轮副与轴之间，采用滚针轴承。润滑方式采用油润滑。此时，轴的表面粗糙度不应低于Ra0.8μm，硬度不低于58~63HRC。由于渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。7.3 变速器壳体变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量要小，并具有足够大的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向端面尺寸保证能布置下齿轮，前面已经初定的变速器的横向尺寸为265mm，经验证符合要求。设计时要使壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5~8mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。经计算得出变速器纵向内部尺寸为205mm。为加强变速器壳体的刚度，我在壳体上设计了加强肋。为了注油和放油，在变速器壳体上设计了注油孔和放油孔。变速器壳体开有油槽和油环。注油孔位置设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面检查高度的检查孔。放油孔设计在壳体的最低处。放油螺塞采用永久磁性螺塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳内，我在变速器壳体后端面的两轴承孔之间开设了回油孔。变速器顶部装有通气塞，保持变速器内部的大气压力。变速器壳体采用压铸铝合金铸造，壁厚取3.5~4mm，则变速器壳体纵向总尺寸为209mm。 结 论沙滩车变速器及操纵机构设计是基于目前市场上对沙滩车的需求量不断增加，而目前手动变速器却存在很多问题这一实际情况而进行的设计。沙滩车具有很好的发展空间。但沙滩车辆变速箱还存在着工作噪音大，齿轮的强度不足，换挡不顺等问题。本次设计中，使该手动变速器保持了传统变速器结构简单、使用可靠等优点，并选择了较小扭矩的发动机，通过正确选择变速器的挡位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，保证该汽车具有良好的动力性与经济性。然后确定齿轮的相关尺寸以及校核齿轮的强度、刚度。接着对轴进行强度、刚度校核，对轴承的寿命进行了验算。最后做到了制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长等要求。本次设计针对提高变速器的传动效率，响应了目前高效、节能的新潮流，提高传动效率，不仅提高了动力性，还对目前的燃油危机起到了一定的缓解作用。总体上符合沙滩车辆变速器的发展要求，具有一定的市场效应。LIXI |
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