参数的情况下进行设计款三轴六档手动变速器。

已知的整车主要技术参数如表所示。

表整车主要技术参数发动机最大功率车轮型号发动机最大转矩主减速器传动比额定转速最高车速总质量爬坡度变速器传动机构选择根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围档位数及各档传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。

三轴式变速器传动比范围是变速器低挡传动比与高档传动比之比值。

目前，般用途的货车为。

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，从而可以提高汽车的运输效率，降低运输成本。

但档位数增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。

有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目转速传递的功率润滑系统的有效性齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度刚度等。

图是车用三轴式，各前进档均采用同步器的变速器简图。

在这些简图中，档及倒档齿轮均布置在支承附近。

这种布置最合理，因为档倒档工作时的齿轮径向力最大，如果将他们布置得远离支承点则会引起更大的轴变形，产生更大的挠度和更大的断面转角。

而将常使用的档位布置在轴断面转角最小的区段接近轴的中间位置，以得到较好的啮合条件，从而降低噪声，减小轮齿磨损。

其中，图的布置，是将档齿轮布置得比倒档齿轮更靠近支承，这是由于挂倒档的时间总是很短的缘故。

图是具有超速挡的五档变速器，其超速挡与倒档齿轮均布置在附加的壳体内。

六档变速器在现代货车上得到日益广泛的应用。

本设计采用图的结构方案，可使汽车在变型时不必改变主减速比就可提高行驶速度。

图车用变速器简图操纵机构的选择变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮啮合或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许两个档位的齿轮啮合套或同步器同时挂上档。

设计操纵机构首先要确定换档位置。

换档位置图的确定主要从换档方便考虑。

为此，应注意以下三点按换档次序来排列将常用档放在中间位置，其它档放在两边为了避免误挂倒档，往往将倒档放在最靠边的位置，有时和空档组成排。

但往往受变速器结构方案的限制，不能得到最方便的换档程序。

图表示了本设计用的变速器换档位置图。

图换档位置图第章变速器主要参数的选择及计算档数的确定增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。

档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。

在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。

档数选择的要求相邻档位之间的传动比比值在以下高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。

目前，轿车般用个档位变速器，货车变速器采用个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车。

传动比范围的确定与选定的发动机参数汽车的最高车速和使用条件等因素有关。

目前轿车的传动比范围在之间，轻型货车在之间，其它货车则更大。

文中设计结合实际，变速器选用三轴六档变速器，最高档传动比为。

传动比的确定各档传动比的确定变速器传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值。

档传动比应该满足最大驱动力能够克服汽车轮胎与路面的滚动阻力及最大爬坡阻力式中最大转矩，车轮半径，级可知道为由已知轮胎规格主减速器传动比，传动系传动效率汽车重力，代入公式得到根据车轮与路面的附着条件则在之间取，代入式得到，所以由于本车为轻型货车且无超速档，档初选传动比取。

其他各档传动比初选各档传动比为等比分配，则，中心距的确定由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下的经验公式计算。

式中变速器中心距中心距系数，商用车发动机最大转距变速器档传动比为变速器传动效率，取。

将各参数代入式得到货车的变速器中心距在范围内变化，初取。

外形尺寸的初选表商用车变速器壳体的轴向尺寸四档五档六档变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间过渡齿轮和换档机构的布置初步确定。

商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考表数据选用为了减小变速器的尺寸，取外同的材料制造，二轴用号钢制造。

档中间轴垂直方向弯矩计算垂直方向受力如图所示，，，，档中间轴垂直方向弯矩如图所示段图档中间轴垂直方向受力段段图档中间轴垂直方向弯矩图档中间轴水平方向弯矩计算档中间轴水平方向受力如图图档中间轴水平方向受力图，，，，，，档中间轴水平方向弯矩如图段段段图档中间轴水平方向弯矩图将计算结果代入公式得，所以符合设计要求。

档二轴垂直方向弯矩计算档二轴垂直方向受力如图，，，图档二轴垂直方向受力图档二轴垂直方向弯矩如图图档二轴垂直方向弯矩图档二轴水平方向弯矩计算档二轴水平方向受力如图图档二轴水平方向受力图，，，档二轴水平方向弯矩如图图档二轴水平方向弯矩图将计算结果代入公式得所以符合要求。

轴承的选择与校核轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车万公里，货车和大客车万公里。

，式子中，轴轴承的选择与校核初选轴承型号根据轴承处直径选择型号轴承，查得，计算轴承当量动载荷当变速器在档工作时轴承受到的力分别为，，，查机械原理与设计得到，，查机械原理与设计得到，，当量动载荷计算将各已知参数代入式在到之间取，取为，轴承寿命计算公式为将个已知参数代入式得到对于汽车轴承寿命的要求是轿车万公里，货车和大客车万公里。

，式子中，。

如表所示，变速器各档位相对工作使用率为，所以所选轴承满足设计要求。

当变速器在四档工作时轴承受到的力分别为，表五档变速器各档位相对工作使用率车型档位数高档传动比变速器档位ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ查机械原理与设计得到，，查表机械原理与设计得到，当量动载荷计算代入式在到之间取，取为，将个已知参数代入式得到对于汽车轴承寿命的要求是轿车万公里，货车和大客车万公里。

本设计为货车，，式子中，。

所以轴承符合要求。

二轴轴承的选择与校核初选轴承型号根据轴处直径选择型号轴承查得，计算轴承当量动载荷轴承受力为，查机械原理与设计得到，查表机械原理与设计得到，将已知参数代入式在到之间取，取为，将个已知参数代入式得到对于汽车轴承寿命的要求是轿车万公里，货车和大客车万公里。

本设计为货车，，式子中，。

所以合格。

中间轴轴承的选择与校核初选轴承型号根据轴处直径选择型号轴承查得，计算轴承当量动载荷轴承受力为，查机械原理与设计得到，查表机械原理与设计得到，将已知参数代入式在到之间取，取为，将个已知参数代入式得到对于汽车轴承寿命的要求是轿车万公里，货车和大客车万公里。

本设计为货车，，式子中，。

所以合格。

第章同步器设计同步器有常压式惯性式和惯性增力式三种。

常压式同步器结构虽然简单，但又不能保证啮合件在同步状态下即角速度相同换档的缺点，现已很少使用。

得到广泛使用的是惯性式同步器。

惯性式同步器惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换档，因而能完善地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。

按结构分，惯性式同步器有锁销式滑块式锁环式多片式和多锥式几种。

虽然它们的结构不同，但又摩擦元件锁止元件和弹性元件。

本设计采用锁环式同步器。

图所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环和齿轮上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。

锁止元件位于滑动齿套的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中在中部位置处有相同角度的斜面锁销。

锁销与同步环刚性连接。

弹性元件是位于滑动齿套圆盘部分径向孔中的弹簧。

在空挡位置，钢球在弹簧压力作用下处在销的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。

滑动齿套与同步环之间为弹性连接。

图所示锁环式同步器摩擦元件，是通过滑动齿套及锁环上的锥面来实现的。

锁销式锁环式图惯性式同步器结构方案滑动齿套同步环齿轮锁销钢球销弹簧锁环作为锁止元件是锁环的内齿和做在齿轮上的接合齿端部。

齿轮和锁环之间是弹性连接。

在惯性式同步器中弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止解除锁止和完成换挡的进行。

锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。

这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。

锁销式同步器多用于中重型货车的变速器中。

综上考虑，本设计选用惯性锁环式同步器。

同步器工作原理同步器换挡过程由三个阶段组成。

第阶段同步器离开中间位置，做轴向移动并靠在摩擦面上。

摩擦面相互接触瞬间，如图所示，由于齿轮的角速度，和滑动齿套的角速度不同，在摩擦力矩作用下锁销相对滑动齿套转动个不大的角度，并占据图上所示的锁止位置。

此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换挡方向移动。

第二阶段来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力，经过锁止元件又作用到摩擦面上。

由于，和不等，在上述表面产生摩擦力。

滑动齿套和齿轮分别与整车和变速器输入轴转动零件相连接。

于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套和齿轮的转速逐渐接近，其角速度差减小了。

在瞬间同步过程结束。

第三阶段，摩擦力矩消失，而轴向力仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁销上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。

同步器的主要参数的确定摩擦系数汽车在行驶过程中换挡，特别是在高档区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁。

同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。

摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度润滑油种类和温度等因素有关。

同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜铝黄铜和锡黄铜等。

由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为。

图同步器螺纹槽形式同步环主要尺寸的确定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。

图中给出的尺寸适用于轻中型汽车图则适用于重型汽车。

通常轴向泄油槽为个，槽宽。

锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。

但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。

般取。

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时就很少出现咬住现象。

摩擦锥面平均半径设计得越大