第三章 变速器设计

1、第三章第三章 机械式变速器设计机械式变速器设计 第一节 概述 第二节 变速器传动机构布置方案 第三节 主要参数的选择 第四节 变速器的设计与计算 第五节 同步器设计 第六节 变速器操纵机构 第七节 变速器结构元件第三章 机械式变速器设计 第一节 概述一、变速器应满足的基本要求 1、保证汽车有必要的动力性，经济性。 2、设置空档，用来切断动力。 3、设置倒档。 4、设置动力输出装置。 5、换档迅速、省力、方便。 6、工作可靠，无跳档，乱档，换档冲击现象。 7、高。 8、工作噪声低。 9、尺寸小，质量小，成本低，维修方便。 二、组成 1、传动机构 2、操纵机构 三、发展趋势 1、加强设计工作的系列

2、化，通用化。如在4档变速器基础上，附加一个副箱体，使档数变成5档。 2、操纵机构从手动向半自动、自动、电子操纵方向发展。 第二节 变速传动机构布置方案 一、传动机构分类分类依据 分 类 备 注 三 档 少 用 四 档 五 档 档 数 多 档 两轴式 用于前置前驱动 中间轴式 用于前置后驱动 双中间轴式 用于重型汽车 固定轴式 多中间轴式 用于重型汽车 轴的形式 旋转轴式 液力机械变速器 二、两轴式与中间轴式变速器 形式 特点 两轴式 中间轴式 备 注 轴数 2 3 第一轴与输出轴 平 行 同一直线上 输出轴末端 主减速器齿轮 1 2 万向节 动力传递经过 一对齿轮 两对齿轮 结构方面 直接档

3、没 有* 有 结 构 简 单 复 杂 噪 声 低 高 中间档传动效率 高 低 传动比范围 小(3.04.5) 大(78) 1 横置用圆柱齿轮 2 纵置用圆锥齿轮， 双曲面齿轮 直接档除外 没有直接档， 在高档工作的齿轮、轴承承载 三、档数 档数 特点 多 少 备 注 发动机功率利用率 燃油经济性 平均车速aV 生产率 运输成本 结 构 复杂 简单 轴向尺寸 质 量 成 本 操纵机构 复杂 简单 变速操作 困难 容易 换档频率 档数的选择要求相邻档位之间的传动比比值在1.8以下，且高档区的要比低档区的小，以利换档工作容易进行。 档数 车型 档数 速比范围 高级 5 轿车 其余 45 1(3.04

4、.0) 23.5 t 45 货 车 装载量 48.0 t 6 1(5.06.0) 四、主要区别点 1、档数相同条件下主要区别有四点： 1）、常啮合齿轮对数不一样，高档用，低档可用可不用。 2）、换档方式不一样。 3）、倒档传动方案不一样。 4）、档位布置位置顺序不一样。 方案 区别 a b c 常啮合齿轮对数 4 4 3 换档方式 4同步器 3同步器， 1滑动齿轮 倒 档 滑动齿轮 双联滑动齿轮 档位布置位置顺序 4、3、2、1、倒 4、 3、 2、 倒、1 4、3、2、1（倒） 2、换档方式 采用常啮合齿轮传动的档位，可以用同步器或啮合套换档，或者对同一变速器，两种方式都用，此时，档位高的用

5、同步器换档，档位低的用啮合套。 3、倒档 1）使用特点： （1） 次数少 （2） 时间短 （3） 停车换倒档 2）常见换倒档方式： （1） 直齿滑动齿轮用得多 （2） 同步器用的少 3) 倒档 传动方案 举例 特点 中间传动齿轮 联体齿轮 结 构 简 单 复 杂 倒档齿轮受力 正负交变应力 单向应力 传动比 小 大 换 档 困 难 4）倒档轴位置与受力分析 倒档齿轮（轴）位于变速器左侧受力如a)图所示。 倒档齿轮（轴）位于变速器右侧受力如b)图所示。 经比较可知：a)图所示方案倒档轴受力较大，所以用的相对少些。5）、档位布置位置的顺序 应当考虑下列因素：（1）高档用的多，轮齿会因接触应力高而出

6、现表面点蚀损坏。所以，应该将高档布置在齿轮偏转角较小处，以保证有较好的啮合状态。偏转角较小处应该在轴支承的中部。（2）低档速比大，齿轮上的作用力大，为使轴的变形小些，应当将低档布置在后支承处。五、零、部件结构方案设计 1、齿轮形式 形式 特点 斜 齿 直 齿 备 注 轴向力 有 没有 影响轴承寿命 接触应力 低 高 齿轮寿命 长 短 重合度 大 小 工作噪声 小 大 应 用 二档以上各档 低档、倒档 2、换档机构形式形式 特点 直齿滑动齿轮 啮合套换档 同步器换档 换档冲击 有 没有 换档噪声 有 没有 齿轮 （啮合套） 寿命 短 长 换档时间 长 短 加速性（汽车） 结 构 简单 复杂 最复

7、杂 对换档技术要求 高（熟练） 低 轴向尺寸 短 居中 长 3、轴承 1）变速器轴承的工作特点 （1）因为变速器结构紧凑，尺寸小，使用中载荷是变化的，而且变化范围大，工作时间长，所以要求选用的轴承既要直径尺寸小，又要能承受比较高的负荷，而且容量足够大。 （2）承受径向力，有些部位还有轴向力作用。 （3）轴承直径受中心距影响，对壳体后壁处，两轴承孔之间剩余壁厚尺寸不小于620mm。 2）变速器常用轴承形式 例：中间轴式变速器 形式 采用的部位 承载特点 备 注 第二轴前支承 径向力 第一轴内腔尺寸够大 圆柱滚子轴承 中间轴前或后支承 径向力 第一轴后支承 径+轴 外圈有挡圈 第一轴前支承 径 第

8、二轴后支承 径+轴 球轴承 中间轴支承 径+轴 形式 采用的部位 承载特点 备 注 圆锥滚子轴承 中间轴支承 径+轴 第一轴前端支承 径 第二轴前端支承 径 倒档轴与齿轮之间 径 滚针轴承及 滑动轴套 齿轮内孔与轴之间 第三节 主要参数的选择 一、中心距A A指第二轴与中间轴之间的距离而言。 1、影响取值的因素 A 影响因素 要求A 备 注 变速器外形尺寸 小 变速器体积 小 变速器质量 小 轮齿接触应力 大* 齿轮寿命 大* *Amin值应由充分能保证此三项来决定 布置轴承的可能性 大* 一档主动齿轮齿数 大 2、初步计算A A= mm g96% 31gemxAiTK 参数 车型 中心距系数

9、KA A的范围 mm 轿 车 8.99.3 6580 货 车 8.69.6 80170 多档变速器 9.511.0 二、外形尺寸 1、横向尺寸 影响横向尺寸的因素有： 1）齿轮直径 2）倒档齿轮直径 3）壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙 4）换档机构尺寸 2、轴向尺寸（壳体） 参数 车型 档数 轴向尺寸 备 注 轿 车 4 (3.03.4)A 常啮合齿轮对数多； 4 (2.22.7)A 5 (2.73.0)A 货 车 6 (3.23.5)A 同步器用的多系数应取上限，A应取整数，便于检测 三、轴的直径 1、工作特点 传递转矩，承受轴向力、径向力、结果轴会弯曲变形，破坏齿轮正确啮合，导致磨损，噪声，

10、寿命。 要求： 轴有足够的刚度和强度。 2、初步确定轴向直径如中间轴式变速器，各轴直径可按下表提供的数据初定。 参数 轴 中部直径d dmax/L 第一轴花键d 备注 第二轴 0.180.21 中间轴 0.45A 0.160.18 第一轴 3emxTK K=4.04.6 四、齿轮参数 1、模数 1）影响选取m(mn)的因素 m 影响因素 要 求 备 注 制造工艺 全部相同 设计强度 各档不同 减少噪声 减少m(mn) 同时增加b 减少质量 增加m(mn) 同时减少b 2）选取m(mn)应遵守的原则 （1）轿车减少噪声有较大意义，应选用小m(mn) （2）货车减少质量有较大意义，应选用大m(mn

11、) （3）低档齿轮选用大m(mn),高档选用小些的m(mn) （4） 符合国标GB135787的规定 3）范围 车型 模 数 啮合套m 备 注 微型、普通级 2.252.75 轿车 中级轿车 2.753.00 中 型 3.54.5 2.03.0 货车 重 型 4.56.0 3.55.0 2、压力角 1）影响选取的因素 影响因素 要求 备 注 齿轮啮合重合度 小 传动平稳性 小 工作噪声 小 轮齿抗弯强度 大 轮齿表面接触强度 大 2）选取应遵守的原则 （1）轿车要加大重合度，降低噪声，应选用小些 （2）货车增大齿轮承载能力更重要，应选用大些 （3）符合国家标准 3）实际应用的 国家规定齿轮=2

12、00 接合齿=300 3、螺旋角 1）影响选取的因素 影响因素 要求 备 注 齿轮啮合重合度 大 传动平稳性 大 工作噪声 大 轴向力 小 轮齿强度 大 2）选取应遵守的原则 （1）轿车变速器齿轮的货车齿轮； （2）300时，抗弯强度，低档齿轮不宜选用大些的； （3）300时，接触强度持续，高档齿轮不宜选用大些的； （4）中间轴上有两齿轮同时工作，应力求使它们产生的轴向力抵消，以减轻轴承负荷。如图 上式为中间轴上，两斜齿齿轮轴向力平衡应满足的条件 111tgFFna222tgFFna22n11nrFrFT2121rrtgtg 3）选用范围车型 范围 备 注 两轴式 200250 轿车 中间轴式

13、 220340 货 车 180260 4、齿宽b 1）影响b的选取因素 b 影响因素 要求 b 备 注 变速器的轴向尺寸 窄 变速器的质量 窄 斜齿轮工作平稳性 宽 减小工作应力 宽 btyKKFfw1 轮齿磨损均匀性 窄 因轴变形， 齿倾斜后产生受力不均匀， 导致磨损不均匀 影响斜齿轮工作平稳性的因素有： 1、齿轮宽度，越宽，平稳性 2、螺旋角，平稳性 3、压力角，小，平稳性 =200,主要影响因素是1和2。用的方法来弥补b减小的不足，虽然可行，但轴向力，轴承寿命 2）b的取值范围 b 齿轮形式 b 齿宽系数Kc 直 齿 Kcm 4.68.0 齿轮 斜 齿 kcmn 6.08.5 接合齿 (

14、24)m 5、齿轮变位系数的选取原则 1）齿轮变位的目的： （1）消除齿轮根切，提高抗弯强度 （2）配凑中心距A 要求中间轴、第二轴上各对齿轮的A必须相同，若mn相同，则各对齿轮的齿数和也相同。常常因为满足传动比的需要，引发各对齿轮的齿数和不相同，所以要进行齿轮变位保证A相同。（3）改善齿轮强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及啮合噪声等。 2）齿轮变位的系数 变位 特点 高度变位 角度变位 特 点 c=1+2=0 小齿轮的齿根强度，使之与大齿轮强度相近 c=1+20 同时相啮合齿轮的强度，噪声 3）选取变位系数应遵守的原则 （1）对Zh=(Z1+Z2)多的齿轮副，若采用标准齿轮传动或高度变位

15、时，则对Zh少的齿轮副应该采用正角度变位。这是 角度变位能获得良好的啮合特性，及传动质量指标。 （2）对高档齿轮，应使之c尽可能取大些，以保证j高（c，则z，b）；为了减小噪声，又要求高档齿轮选c尽可能大些。 （3）对低档齿轮，应从保证大、小轮齿危险断面齿厚相等条件来选1和2，其中小齿轮的0。 （4）齿数少，有根切时应选取正变位修正。 4）实际应用结果 （1）倒档、低档（一、二档）以外各档的c，均选用较小值，以利获得低噪声传动。 如 ： 最 高 档 及 一 轴 齿 轮 副 的 c 约 在 -0.2 0.2 （2）档位愈低，c也应该逐渐加大，以获得高强度。 如：一档齿轮的c可在1.0以上。 五、

16、各档齿轮齿数的分配 1、确定一档齿轮的齿数 已知：ig、A、m(mn)、 i1= （1） 首先计算Zh=Z7+Z8 取整数 其次分配Z7、Z8。8172ZZZZ斜齿直齿nhhmAZmAZcos22 考虑到Z8取少，则比值较大，在i1已定的条件下，就小，于是Z1可多取些齿，便于在Z1内装第二轴的前支承，并使齿辐有足够的厚度。 要求Z1的外径低档区油中工作，使f要求换档时间尽可能短 综上所述，得到如下结论：同步器工作条件繁重，要求摩擦元件耐磨，有足够的寿命为得到较大的摩擦力矩，结合（4）、（5）可知又要求摩擦元件 有较大的摩擦因数f2 2）影响）影响f f的因素的因素 材料； 工作表面粗糙度； 润

17、滑油种类； 工作温度。设计在齿轮上的锥面材料与齿轮材料相同，要求该锥面上的表面粗糙度要高，保证使用中f变化小，并防止损坏同步环锥面。同步环材料有黄铜合金钢，如锰黄铜、铝黄铜、锡黄铜 钢环基体同步环锥面上球墨铸铁同步环锥面上钢质同步环锥面上12. 007. 05 . 03 . 05 . 03 . 0厚厚厚设计时取f=0.1 v材料：材料：在 喷钼 2 2、同步环主要尺寸的确定、同步环主要尺寸的确定1）同步环锥面上的螺纹槽同步环锥面上的螺纹槽 同步环锥面上设计有用来破坏油膜的细牙螺纹槽和与螺纹槽垂直的泄油槽，目的是增大f 保证换档省力，或缩短换档时间。 如图螺纹槽有四个尺寸，其中主要尺寸是螺距和槽

18、的宽度。 设计时如果取较小的螺距和较宽的槽，结果如下： 1 螺线的顶部尺寸（图中尺寸0.600.75或0.450.70）小（窄）刮油效果好刮下来的油存于槽内f 2 接 触 面 面 积 减 小 压 强 磨 损 速 度f换档费力 图a)尺寸适用于轻、中型汽车， 图b)尺寸适用于重型汽车 轴向泄油槽数612个 槽宽34mm2）锥面半锥角锥面半锥角（1） 影响影响的选取因素有：的选取因素有： 1 摩擦力矩； 越小，摩擦力矩越大 2 摩擦锥面自锁； 越小，摩擦锥面容易自锁，要求tgf（2） 的取值范围的取值范围 =6080，最好取7080 3）摩擦锥面平均半径摩擦锥面平均半径R R （1） 影响的影响的

19、R R选取因素有：选取因素有： 1 摩擦力矩Mn ，R越大，Mn越大，故R宜取大些。 2 结构限制，R不宜取大。 （2） 选取选取R的原则：的原则： 在结构允许的条件下，R尽可能取大些。 4）锥面工作长度）锥面工作长度b （1）影响）影响b的选取因素有：的选取因素有： 1） b值取小，变速器轴向长度缩短，质量 2） b值取小，工作面积，单位压力，磨损。 （2）计算确定计算确定b b Mm摩擦力矩 P摩擦面的许用压力，p1.01.5Mpa 式中没有考虑螺纹槽的影响。2mpfR2Mb分析：分析： 1）p、f设计中变化不大，Mm是要求值不可以增加或减少 2）b1/R2 ，R，则b5 5）同步环厚度）

20、同步环厚度（1） 影响同步环径向厚度的因素影响同步环径向厚度的因素 I 结构布置限制：A、R等 II 同步环的强度要求足够大（2）同步环材料同步环材料 I 锰黄铜，锻造可材料屈服强度，疲劳寿命， 适用于轿车 II 铝黄铜，铸造 III钢质或球墨铸铁同步环锥面上喷镀钼， 耐磨性强度，寿命是铜环的23倍。3 3、锁止角、锁止角(1) 影响锁止角的选取因素 I f II R III 锁止面平均半径r IV 锥面半锥角(2) 的取值范围 2604204 同步时间同步时间t t 1) 要求同部时间越短越好2)影响t的因素 (1) 同步器结构尺寸 (2)转动惯量 (3)变速器输入轴、输出 轴角速度差 (4

21、)作用到摩擦锥面上的 轴向力大小3) t的取值范围 如右图车 型档位t (s)轿 车高档区低档区0.150.300.500.80货 车高档区低档区0.300.801.001.50五、同步器的计算五、同步器的计算 1 计算内容 1） 确定摩擦锥面角度 2） 确定锁止面角度 3） 计算Mm 4） 计算t 2 计算摩擦力矩Mm 1） 假设 （1）空档瞬间因润滑油阻力影响齿轮转速的降低忽略不计。 （2）汽车行驶在阻力不大的道路上，换档时间极短，认为 该瞬间汽车速度不变，即变速器输出端转速不变， 不变。 2）力学模型）力学模型v 需要的摩擦力矩Mm（Mm1）按换档时通过摩擦锥面上的摩擦作用，使两连接元件

22、角速度 达到相同，此时所需要的摩擦力矩Mm用下式计算： tJtJMabrrm)(1)ii(t1Jke1ker)i1i1(tJk1kerJr离合器从动盘、第一轴和与第二轴 常啮合齿轮连接在一起转动的齿轮 的转动惯量；e发动机的角速度；a在第k档工作时变速器输出轴角速度；b第k+1档的输出轴上齿轮角速度；ik、ik+1变速器第k和k+1档的传动比。 （2） 结构能实现的摩擦力矩结构能实现的摩擦力矩Mm（Mm2）设设I. 作用在变速杆手柄上的法向力为Fs II. 手柄到啮合套的传动比为igs 作用到摩擦锥面上的轴向力F： F=Fsigs 效率 其中F/ sin 为正压力。 同步时的摩擦力矩方程式为（

23、Mm1=Mm2）： sinFfRMm 其中，轿车、大客车法向力为60N; 货车法向力为100N)i1i1(tJsinFfRk1ker)i1i1(FfRsinJtk1ker3、同步器满足锁止条件、同步器满足锁止条件 防止连接元件在角速度相等前换入档位，必须满足： F1F2 (8) F1由摩擦力矩Mm产生的，用来防止过早换档的力。I. F2力的产生过程说明如下：力的产生过程说明如下： 来自手柄的法向力Fs经传动杆系作用到啮合齿套凹槽经弹性元件带动套环轴向移动锥面接触套环相对啮合齿套转动锁销进入锁止位置，则力F作用到摩擦面上的同时，也作用到锁销与套环之间的斜面处。 F力在所销斜面处产生的分力F2:

24、(9) FtgF2II. F1力的产生过程如下力的产生过程如下 F力作用到摩擦锥面上，产生正压力 F/ sin 摩擦力Ff/sin Mm=FfR/sin也作用在套环上，即作用到套环与锁销 接触的斜 面上，斜面到轴中心的平均距离为r，则该处 产生的圆周力F1： （10） sin1rFfRF FtgsinrFfRsinrfRtg 结论：结论： f=0.1，R、r是结构尺寸，要使同步器能很好的 工作必须正确选取、使之满足（11）式条件。 ( 11 ) 同步器锁止的条件是：将（9）和（10）代入（8）：第六节第六节 变速器操纵机构变速器操纵机构 一 操纵机构应满足的主要要求 1 换档只能挂入一个档位 2 换档后保证齿轮在全齿长上啮合 3 防止自动脱档，自动挂档 4 防止误挂倒档 5 换档轻便 二、操纵机构分类二、操纵机构分类1 直接操纵手动换档变速器 变速杆直接安装在变速器上，依靠驾驶员手力，通过变 速