第4章变速器设计

1、1第四章第四章 变速器设计变速器设计本章主要学习本章主要学习（1）变速器的基本设计要求）变速器的基本设计要求（2）各种形式变速器的特点）各种形式变速器的特点（3）变速器主要参数的选择）变速器主要参数的选择 （4）同步器的设计）同步器的设计 （5）各挡齿轮齿数的分配）各挡齿轮齿数的分配 （6）变速器操纵机构）变速器操纵机构 2第一节 概述第一节 概述一、功用一、功用变速变矩变速变矩变速器变速器实现和中实现和中断动力传断动力传递递实现倒退实现倒退3第一节 概述第一节 概述二、组成二、组成v传动机构传动机构v操纵机构操纵机构4三、类型三、类型变速器传动比传动比三挡三挡四挡四挡有级有级无级无级五挡五挡

2、多挡多挡两轴式两轴式中间轴式中间轴式双中间轴双中间轴多中间轴多中间轴轴轴操纵方式操纵方式固定轴式固定轴式旋转轴式旋转轴式自动式自动式半自动式半自动式机械式机械式5 合理选择挡数和传动比，与发动机参合理选择挡数和传动比，与发动机参数进行配合数进行配合 中断动力传递和倒车行驶中断动力传递和倒车行驶 操纵简单、方便、省力，换挡可靠操纵简单、方便、省力，换挡可靠 体积小，重量轻，承载能力强体积小，重量轻，承载能力强 易制造，成本低，维修方便，寿命长易制造，成本低，维修方便，寿命长 工作效率高，噪声低工作效率高，噪声低 需设置动力输出装置需设置动力输出装置动力性和经济性动力性和经济性设置空挡和倒挡设置空

3、挡和倒挡操纵简便，可靠操纵简便，可靠体积和质量体积和质量制造制造效率和噪声效率和噪声功率输出功率输出四、设计要求四、设计要求6第二节 变速传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析一、传动机构布置方案分析1 1、两轴式变速器两轴式变速器 多用于多用于FFFF、RRRR型普通级和中级轿车型普通级和中级轿车 结构特点：结构特点：（1 1）只有两根轴）只有两根轴（2 2）输出轴一般与主减速器主动齿轮成一体）输出轴一般与主减速器主动齿轮成一体（3 3）除倒档外，其他档均采用常啮合齿轮传动）除倒档外，其他档均采用常啮合齿轮传动（4 4）同步器多装在输出轴上）同步器多装在输出轴上（5 5）各中间档位均经过一

4、对齿轮传递动力）各中间档位均经过一对齿轮传递动力第二节 变速器传动机构布置方案7第二节 变速传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析一、传动机构布置方案分析1 1、两轴式变速器、两轴式变速器 与中间轴式变速器相比较：与中间轴式变速器相比较：v输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。v轴和轴承数少，结构简单，轮廓尺寸小，容易布置；轴和轴承数少，结构简单，轮廓尺寸小，容易布置；v中间挡位传动效率高，噪声低；中间挡位传动效率高，噪声低；v不能设置直接挡，高挡工作噪声大，易损坏；不能设置直接挡，高挡工作噪声大，易损坏；v受结构限制，一挡速比不可能设计得很大；受结

5、构限制，一挡速比不可能设计得很大；第二节 变速器传动机构布置方案8两轴式变速器传动方案两轴式变速器传动方案v辅助支承可提高轴的刚度，减少齿轮磨损和噪声。辅助支承可提高轴的刚度，减少齿轮磨损和噪声。v倒挡传动常用滑动齿轮，倒挡传动常用滑动齿轮，f f图为常啮合齿轮；图为常啮合齿轮；v因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器多装在输出轴上，高挡的同步器可以因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器多装在输出轴上，高挡的同步器可以装在输入轴后端（图装在输入轴后端（图d d、e e）第二节 变速器传动机构布置方案92、中间轴式变速器中间轴式变速器第二节 变速器传动机构布置方案多用于多用于FR、RR型客车型客车v第一轴后端与

6、常啮合主动齿轮做成一体第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体v一般将第二轴前端经轴承支承在第一轴后端孔内，两轴轴线一般将第二轴前端经轴承支承在第一轴后端孔内，两轴轴线在同一直线上在同一直线上v使用使用直接挡直接挡时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，传动效率高，时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，传动效率高，噪声低，磨损少，寿命提高噪声低，磨损少，寿命提高v中间挡中间挡位可以获得较大的传动比位可以获得较大的传动比v高挡齿轮采用常啮合齿轮传动，低挡齿轮可以不采用常啮合高挡齿轮采用常啮合齿轮传动，低挡齿轮可以不采用常啮合齿轮传动齿轮传动v除一挡以外的其它挡位，换挡机构多采用同步器或啮合套换除一挡以外的其它挡位，

7、换挡机构多采用同步器或啮合套换挡（有的一挡也采用同步器或啮合套换挡）挡（有的一挡也采用同步器或啮合套换挡）v各挡同步器或啮合套多设置在第二轴上各挡同步器或啮合套多设置在第二轴上v除直接挡外，其他挡位传动效率较低除直接挡外，其他挡位传动效率较低特点：特点：10中间轴式四挡变速器传动方案中间轴式四挡变速器传动方案va a、c c方案：方案：z第二轴为三点支承第二轴为三点支承z有四对常啮合齿轮有四对常啮合齿轮z倒挡用直齿滑动齿轮换挡倒挡用直齿滑动齿轮换挡z a a方案能提高中间轴和第二轴方案能提高中间轴和第二轴刚度刚度vb b方案：方案：z第二轴为两点支承第二轴为两点支承z高挡用常啮合齿轮传动高挡用

8、常啮合齿轮传动z一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡第二节 变速器传动机构布置方案11中间轴式五挡变速器传动方案中间轴式五挡变速器传动方案第二节 变速器传动机构布置方案12中间轴式六挡变速器传动方案中间轴式六挡变速器传动方案传动方案总结：传动方案总结：v轴的支承形式不一样轴的支承形式不一样v常啮合齿轮对数不一样，换档方式不一样常啮合齿轮对数不一样，换档方式不一样v倒档传动方案不一样倒档传动方案不一样v档位布置位置顺序不一样档位布置位置顺序不一样第二节 变速器传动机构布置方案13两轴式与中间轴式的比较两轴式与中间轴式的比较第二节 变速器传动机构布置方案 形式形式两轴式两轴式中间轴

9、式中间轴式结构复杂程度结构复杂程度简单简单复杂复杂 工作噪声工作噪声低低高高传动效率传动效率 高高低低 传动比范围传动比范围 小小大大有无直接档有无直接档 没有没有 有有143、倒挡布置方案、倒挡布置方案v倒挡齿轮同时与两个齿轮进入啮合倒挡齿轮同时与两个齿轮进入啮合z齿轮应力状态差齿轮应力状态差v倒挡双联齿轮同时与两个齿轮进入啮合倒挡双联齿轮同时与两个齿轮进入啮合z齿轮应力状态得到改善齿轮应力状态得到改善z能够获得较大的倒挡传动比能够获得较大的倒挡传动比 z但两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难但两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难第二节 变速器传动机构布置方案153、倒挡布置方案、倒挡布置方案v中间

10、轴上一、倒挡齿轮做成一体，齿宽加长中间轴上一、倒挡齿轮做成一体，齿宽加长 v全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更轻便全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更轻便第二节 变速器传动机构布置方案164、挡位的布置方案、挡位的布置方案v一、倒挡齿轮应布置在靠近轴的支承处一、倒挡齿轮应布置在靠近轴的支承处z齿轮作用力大，轴的变形大，齿轮啮合状态变差，磨损加快齿轮作用力大，轴的变形大，齿轮啮合状态变差，磨损加快且工作噪声增加且工作噪声增加z按顺序布置各挡齿轮，既能保证轴的刚度，又便于装配按顺序布置各挡齿轮，既能保证轴的刚度，又便于装配z倒挡、一挡使用少，常将其布置在最靠近轴的支承处倒挡、一挡使用少，常将其布置在最靠

11、近轴的支承处z将倒档布置在附加壳体内，将一挡布置在变速器壳体支承处将倒档布置在附加壳体内，将一挡布置在变速器壳体支承处v高挡齿轮布置在支承中部区域较为合理高挡齿轮布置在支承中部区域较为合理z轴变形的偏转角小，齿轮啮合状态较好，可以减少偏载。轴变形的偏转角小，齿轮啮合状态较好，可以减少偏载。v超速挡的传动比小于超速挡的传动比小于1，仅在好路或空载时使用，仅在好路或空载时使用z能充分利用发动机功率，减少发动机转数，磨损小，燃料消能充分利用发动机功率，减少发动机转数，磨损小，燃料消耗低耗低z与直接挡比较，传动效率低、工作噪声大与直接挡比较，传动效率低、工作噪声大 第二节 变速器传动机构布置方案17二

12、、零部件结构方案分析二、零部件结构方案分析1 1、齿轮形式、齿轮形式第二节 变速器传动机构布置方案182 2、换档机构形式、换档机构形式第二节 变速器传动机构布置方案19由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足、振动等原因都会导致自由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足、振动等原因都会导致自动脱挡，这是变速器主要故障之一。动脱挡，这是变速器主要故障之一。v使两接合齿啮合位置错开约使两接合齿啮合位置错开约13mm，挤压磨损形成凸肩；，挤压磨损形成凸肩；v将啮合套齿座齿厚切薄，齿后端面被齿座前端面顶住；将啮合套齿座齿厚切薄，齿后端面被齿座前端面顶住；v将接合齿工作面加工成斜面，形成倒锥角；将接合齿工作面加工成斜

13、面，形成倒锥角；v将接合齿的齿侧加工成台阶形状，也可以防止自动脱挡。将接合齿的齿侧加工成台阶形状，也可以防止自动脱挡。第二节 变速器传动机构布置方案3、防止自动脱挡的结构措施、防止自动脱挡的结构措施2021第二节 变速器传动机构布置方案4 4、变速器轴承、变速器轴承22v圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承z直径小、宽度大，负荷高，容量大；直径小、宽度大，负荷高，容量大；z需要调整预紧度，装配麻烦，且磨损后轴易歪斜；需要调整预紧度，装配麻烦，且磨损后轴易歪斜；z不适合用在线膨胀系数较大的铝合金壳体上。不适合用在线膨胀系数较大的铝合金壳体上。v滚针轴承滚针轴承z摩擦损失小、传动效率高；摩擦损失小、传动效率高

14、；z径向配合间隙小、定位及运转精度高，有利于齿轮啮合径向配合间隙小、定位及运转精度高，有利于齿轮啮合z用于齿轮与轴有相对运动的地方；用于齿轮与轴有相对运动的地方；v滑动轴套滑动轴套z径向配合间隙大、易磨损；径向配合间隙大、易磨损；z间隙增大，齿轮的定位和运转精度下降，工作噪声增加间隙增大，齿轮的定位和运转精度下降，工作噪声增加z制造容易、成本低。制造容易、成本低。 第二节 变速器传动机构布置方案4 4、变速器轴承、变速器轴承23变速器对轴承的要求：变速器对轴承的要求：v结构紧凑、尺寸小，否则布置困难；结构紧凑、尺寸小，否则布置困难；v载荷变化大，工作时间长，要能承受高负荷，而且容量足够大；载荷

15、变化大，工作时间长，要能承受高负荷，而且容量足够大；v有些轴承还要能承受轴向力。有些轴承还要能承受轴向力。安装位置安装位置轴承轴承备注备注第一轴前端第一轴前端有密封圈的球轴承有密封圈的球轴承径向力径向力第一轴后端第一轴后端轴承外圈有挡圈的球轴承轴承外圈有挡圈的球轴承无保持架的圆柱滚子轴承无保持架的圆柱滚子轴承轴向力轴向力第二轴前端第二轴前端圆柱滚子轴承（内腔尺寸足够）圆柱滚子轴承（内腔尺寸足够）滚针轴承（空间不足）滚针轴承（空间不足）第二轴后端第二轴后端轴承外圈有挡圈的球轴承轴承外圈有挡圈的球轴承轴、径向力轴、径向力中间轴前端中间轴前端圆柱滚子轴承，承受径向力圆柱滚子轴承，承受径向力中间轴后端

16、中间轴后端外圈有挡圈的球轴承外圈有挡圈的球轴承圆柱滚子轴承圆柱滚子轴承轴向力轴向力第二节 变速器传动机构布置方案4 4、变速器轴承、变速器轴承24 第三节 变速器主要参数的选择一、挡数一、挡数增加挡数，可以增加挡数，可以改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速；在传动比范围不变的条件下，挡数增加会使相邻挡位之间的传在传动比范围不变的条件下，挡数增加会使相邻挡位之间的传动比比值减小，使动比比值减小，使换挡容易换挡容易；要求相邻挡位传动比比值在要求相邻挡位传动比比值在1.81.8以下，越小换挡越容易；以下，越小换挡越容易；高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡

17、区的小。高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡区的小。 但挡数增多，将但挡数增多，将使结构复杂，轮廓尺寸和质量加大使结构复杂，轮廓尺寸和质量加大，换挡频率，换挡频率增高将增高将增加换挡难度增加换挡难度。乘用车乘用车45个挡位，排量大用个挡位，排量大用5挡；挡；货车装载量货车装载量2.03.5t（5挡），挡），4.08.0t（6挡）；挡）；多挡变速器用于总质量大些的货车和越野汽车上多挡变速器用于总质量大些的货车和越野汽车上。 第三节 变速器主要参数的选择25二、传动比范围二、传动比范围指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡传动比是最高挡传动比

18、是1.0（直接挡）或直接挡）或0.70.8（超速挡）；（超速挡）；最低挡传动比选取的影响因素有最低挡传动比选取的影响因素有: :汽车最大爬坡能力；汽车最大爬坡能力；驱动轮与路面间的附着力；驱动轮与路面间的附着力；主减速比；主减速比；驱动轮的滚动半径；驱动轮的滚动半径；发动机的最大转矩；发动机的最大转矩；汽车的最低稳定行驶车速汽车的最低稳定行驶车速传动比范围：传动比范围：乘用车：乘用车：3.04.5；轻型商用车：轻型商用车：5.08.0；第三节 变速器主要参数的选择26三、中心距三、中心距A A指中间轴与第二轴或（输入轴与输出轴）轴线之间指中间轴与第二轴或（输入轴与输出轴）轴线之间的距离。的距离

19、。中心距会影响：中心距会影响：变速器的外形尺寸、体积和质量；变速器的外形尺寸、体积和质量；轮齿的接触应力，齿轮寿命；轮齿的接触应力，齿轮寿命；布置轴承的方便性，壳体的强度；布置轴承的方便性，壳体的强度；一挡小齿轮齿数（不能过少）；一挡小齿轮齿数（不能过少）；变速器长度，影响轴的刚度和齿轮的啮合状态。变速器长度，影响轴的刚度和齿轮的啮合状态。选取原则：在保证轮齿接触强度等设计要求的前提选取原则：在保证轮齿接触强度等设计要求的前提下，尽量取小。下，尽量取小。第三节 变速器主要参数的选择27三、中心距三、中心距A A中间轴式变速器中心距的确定中间轴式变速器中心距的确定根据经验公式初选中心距：根据经验

20、公式初选中心距：KA为中心距系数（乘用车为中心距系数（乘用车8.99.3；商用车；商用车8.69.6；多挡；多挡变速器变速器=9.511.0）；）；Temax（Nm）；变速器传动效率）；变速器传动效率g取取96%。乘用车变速器中心距的确定乘用车变速器中心距的确定可以根据发动机排量和可以根据发动机排量和A的统计数据进行初选的统计数据进行初选 。排量越大，中心距越大。排量越大，中心距越大。中心距的范围（中心距的范围（为了检测方便，中心距为了检测方便，中心距A最好取为整数）最好取为整数） 乘用车：乘用车：6080mm商用车：商用车：80170mm；总质量小，则中心距也小。；总质量小，则中心距也小。3

21、max 1AegAKTi （mm）第三节 变速器主要参数的选择28四、变速器外形尺寸四、变速器外形尺寸确定横向尺寸的依据：确定横向尺寸的依据：齿轮直径齿轮直径壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙倒档齿轮的布置倒档齿轮的布置换档机构形式和尺寸换档机构形式和尺寸轴向尺寸的影响因素：轴向尺寸的影响因素：挡数：乘用车四挡（挡数：乘用车四挡（3.03.4）A；商用车四挡（商用车四挡（2.22.7）A； 五挡（五挡（2.73.0）A； 六挡（六挡（3.23.5）A。换挡机构型式：换挡机构型式：同步器多时，取上限同步器多时，取上限齿轮形式齿轮形式第三节 变速器主要参数的选择29五、五、齿

22、轮参数齿轮参数 1. 1. 模数模数v 齿轮模数选取的原则：齿轮模数选取的原则：第三节 变速器主要参数的选择v齿轮模数选取的一般原则齿轮模数选取的一般原则对于轿车，减少噪声有较大意义，因此应选用小模数；对于轿车，减少噪声有较大意义，因此应选用小模数；对于货车，减少质量有较大意义，因此应选用大模数；对于货车，减少质量有较大意义，因此应选用大模数；低档齿轮用大模数，而高档选用小模数；低档齿轮用大模数，而高档选用小模数；应符合国家标准（应符合国家标准（GB/T13571987）的规定。）的规定。30v啮合套或同步器接合齿模数选取的原则啮合套或同步器接合齿模数选取的原则从工艺方面考虑，同一变速器的接合

23、齿从工艺方面考虑，同一变速器的接合齿模数相同模数相同。从换挡方面考虑，选取从换挡方面考虑，选取较小的模数较小的模数可使齿数增多，有利可使齿数增多，有利于换挡。于换挡。 第三节 变速器主要参数的选择v模数的选用范围（单位：模数的选用范围（单位：mm)mm)312. 2. 压力角压力角是指齿轮在啮合点所受正压力方向与该点速度方向所形是指齿轮在啮合点所受正压力方向与该点速度方向所形成的锐角。成的锐角。压力角影响的因素：压力角影响的因素：第三节 变速器主要参数的选择32v选取选取的一般原则：的一般原则：z轿车要加大重合度以降低噪声，因此应选用小压力角轿车要加大重合度以降低噪声，因此应选用小压力角常选取

24、常选取14.514.5、1515、1616、16.516.5等等z货车要增大齿轮承载能力，因此应选用大压力角货车要增大齿轮承载能力，因此应选用大压力角直齿轮直齿轮2828时强度最佳；斜齿轮时强度最佳；斜齿轮2525时强度最高时强度最高 z符合国家标准的要求符合国家标准的要求齿轮齿轮=20=200 0 ；啮合套或同步器接合齿；啮合套或同步器接合齿=30=300 0 z有些乘用车变速器齿轮采用两种压力角：有些乘用车变速器齿轮采用两种压力角： 高挡齿轮采用小压力角以减少噪声高挡齿轮采用小压力角以减少噪声 低挡和倒挡齿轮采用较大压力角以增加强度低挡和倒挡齿轮采用较大压力角以增加强度第三节 变速器主要参

25、数的选择333. 3. 螺旋角螺旋角v螺旋角选取的影响因素：螺旋角选取的影响因素：v螺旋角螺旋角选取选取的一般原则：的一般原则：轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的；轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的；大于大于30300 0时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮应小些，应小些，以以1515-25-25为宜；为宜；增大，接触强度和重合度提高，故高档齿轮增大，接触强度和重合度提高，故高档齿轮应大些；应大些；中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷。中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷。第三节 变速器主要参数的选择34v中间轴上轴向力的平衡中间轴上轴向力的平衡z为

26、了抵消中间轴上两对齿轮产生的轴向力，以减少轴承负为了抵消中间轴上两对齿轮产生的轴向力，以减少轴承负荷，提高轴承寿命，荷，提高轴承寿命，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的；不一样的；z为使工艺简便，为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的成一样的, ,或只取两种螺旋角；或只取两种螺旋角；z中间轴中间轴上全部齿轮一律上全部齿轮一律取为右旋取为右旋，第一、第二轴第一、第二轴上的斜齿上的斜齿轮应轮应取为左旋取为左旋；z一、倒挡设计为直齿时，中间轴上的轴向力不能抵消（一一、倒挡设计为直齿时，中间轴上的轴向力不

27、能抵消（一挡、倒挡使用很少，允许）。挡、倒挡使用很少，允许）。 第三节 变速器主要参数的选择35轴向力：轴向力：根据根据得到中间轴上两斜齿轮轴向力平衡的条件得到中间轴上两斜齿轮轴向力平衡的条件：111tgFFna222tgFFna22n11nrFrFT2121rrtgtg第三节 变速器主要参数的选择v中间轴上轴向力的平衡中间轴上轴向力的平衡36v螺旋角螺旋角的选用范围的选用范围当各对齿轮因模数或齿数和不同等原因造成中心距不等当各对齿轮因模数或齿数和不同等原因造成中心距不等时，可以通过调整螺旋角消除。时，可以通过调整螺旋角消除。 第三节 变速器主要参数的选择374.4.齿宽齿宽b b第三节 变速

28、器主要参数的选择v选用范围（通常根据模数来选定齿宽）选用范围（通常根据模数来选定齿宽）38z第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命；度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命；z对于模数相同的各挡齿轮，低挡齿宽系数取的稍大一些。对于模数相同的各挡齿轮，低挡齿宽系数取的稍大一些。第三节 变速器主要参数的选择附加说明：附加说明：395 5、齿轮变位系数的选取原则、齿轮变位系数的选取原则（1）齿轮变位的目的）齿轮变位的目的 消除齿轮根切现象，提高抗弯强度；消除齿轮根切现象，提高抗弯强度；

29、配凑中心距配凑中心距A；改善齿轮接触强度，使传动平稳、耐磨损，并降低啮合噪声。改善齿轮接触强度，使传动平稳、耐磨损，并降低啮合噪声。第三节 变速器主要参数的选择40高度变位高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。可增加小齿轮的齿根强度，使其达到和大齿轮强度相接可增加小齿轮的齿根强度，使其达到和大齿轮强度相接近的程度。近的程度。但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。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，又避免了其缺点角度变位

30、既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。（2 2）齿轮变位的分类）齿轮变位的分类第三节 变速器主要参数的选择对齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，对对齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少的齿轮副应该采用正角度变位齿数和少的齿轮副应该采用正角度变位41高挡位的高挡位的 c c均选用较小值，以获得低噪声传动。均选用较小值，以获得低噪声传动。随着挡位降低，随着挡位降低， c c应该逐渐加大，以获得高强度应该逐渐加大，以获得高强度。第三节 变速器主要参数的选择（3）选取变位系数的原则）选取变位系数的原则总变位系数总变位系数 c（ c= 1 + 2）影响的因素）影响的因素 c

31、齿根变薄齿根变薄抗弯强度抗弯强度但易于吸收振动但易于吸收振动 噪声噪声 c接触应力接触应力齿轮寿命齿轮寿命42六、各档齿轮齿数的分配六、各档齿轮齿数的分配初选初选A A、m m和和 以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。来分配各挡齿轮的齿数。为使齿面磨损均匀，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数。为使齿面磨损均匀，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数。 第三节 变速器主要参数的选择1 1、确定一档齿轮的齿数、确定一档齿轮的齿数（已知（已知i ig g、A A、m(mm(mn n) )、） i1=首先计首先计算算Zh=Z7+Z8 ，

32、 再取整；再取整； 其次分配其次分配Z7、Z8；8172ZZZZ斜齿直齿nhhmAZmAZcos2243v 原则：尽可能使原则：尽可能使Z8取少，则取少，则Z7/Z8比值较大比值较大在在i1已定的条件下，已定的条件下，Z2/Z1可取得小些，于是可取得小些，于是Z1可多取可多取些齿，便于在些齿，便于在Z1内装第二轴的前支承，并使齿轮轮辐内装第二轴的前支承，并使齿轮轮辐有足够的厚度。有足够的厚度。v Z8的范围：的范围： Z8 =1517（乘用车）（乘用车） Z8 = 1217（商用车）（商用车）v 计算计算Z7=Zh-Z8第三节 变速器主要参数的选择442、修正中心距、修正中心距A修正修正A的原

33、因：的原因： Zh被圆整过被圆整过根据根据Zh 、变位系数重新计算、变位系数重新计算A（精确到小数点后两位）（精确到小数点后两位）3、确定常啮合传动齿轮副的齿数、确定常啮合传动齿轮副的齿数Z1、Z2 根据上式求得根据上式求得Z1、Z2，进行圆整。，进行圆整。再重新核算传动比（调整齿数即可）再重新核算传动比（调整齿数即可）算出精确螺旋角算出精确螺旋角 78112zziZZ122()2cosnmZZA第三节 变速器主要参数的选择454、确定其它各档的齿数、确定其它各档的齿数v设二档齿轮为直齿，设二档齿轮为直齿，m与一档齿轮相同，则与一档齿轮相同，则 根据上式可求得根据上式可求得Z5、Z6 齿数取整

34、，计算中心距，齿数取整，计算中心距， 若有偏差，通过变位调整。若有偏差，通过变位调整。25216Z ZiZ Z56()2m ZZA第三节 变速器主要参数的选择46v设二档为斜齿轮，且螺旋角为设二档为斜齿轮，且螺旋角为6（未知），有：（未知），有：可求得可求得Z5、Z6、6 （试凑法）；（试凑法）； 齿数取整，核算传动比和中心距，齿数取整，核算传动比和中心距， 通过变位调整或调整螺旋角通过变位调整或调整螺旋角6 。v其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定 52261261ZtgZtgZZZ566()2cosnm ZZA51262ZZiZZ第三节 变速器主要参数的选择47

35、5、确定倒档齿轮齿数、确定倒档齿轮齿数 （与上述相似，但（与上述相似，但要检查运动干涉问题要检查运动干涉问题）初选倒档齿轮齿数，初选倒档齿轮齿数，Z10 = 2123 。计算倒档轴与中间轴的中心距：计算倒档轴与中间轴的中心距：A1 = m （ Z8 + Z10 ）/2为防止干涉，齿轮为防止干涉，齿轮8和和9的齿顶间隙不小的齿顶间隙不小于于0.5mm，齿轮，齿轮9的齿顶圆直径最大为：的齿顶圆直径最大为：De9 = 2 A1 De8 1根据根据De9选择合适的选择合适的Z9 、采取变位；采取变位；最后计算倒档轴与第二轴的中心距：最后计算倒档轴与第二轴的中心距：A2 = m （ Z7 + Z9 ）/

36、2。第三节 变速器主要参数的选择48变速器设计实例变速器设计实例车车 型：型：东方之子东方之子1.8L手动豪华车手动豪华车 主要参数：主要参数：主减速比：主减速比：4.782 最高时速：最高时速：190km/h 最大扭矩：最大扭矩：170Nm(4500r/min) 最大功率：最大功率：95kw(5750r/min) 最高转速：最高转速：6000r/min 车轮滚动半径：车轮滚动半径：337.25mm 整车整备质量整车整备质量:1543kg491 1、挡数、挡数 乘用车一般采用乘用车一般采用4-54-5个挡位的变速器，本设计也采用个挡位的变速器，本设计也采用5 5个档个档位位 2 2、传动比、传

37、动比(1)(1)一挡传动比一挡传动比max0maxmaxmax(cossin)egITrTi img fmgrmaxmax 0rgemgriTimax2egITrTiGr2max 0rgIeTGriTi代入数据，计算得代入数据，计算得igigI I =3.85 =3.85 根据驱动车轮与路面的附着条件根据驱动车轮与路面的附着条件50max1mingngiqi2.551.691.12(1)gIIgIIIgIViii修正为（2）其他挡传动比）其他挡传动比超速挡传动比一般为超速挡传动比一般为0.7-0.80.7-0.8，取，取igig=0.75=0.75 中间挡的传动比理论上按公比中间挡的传动比理论

38、上按公比为：为：常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配的合理匹配, ,根据上式可得出：根据上式可得出：q=1.51=1.51。 3 3、中心距、中心距初选中心距初选中心距A A，由经验公式，由经验公式 确定确定31maxiTKAeA多挡变速器：多挡变速器：K KA A=9.5-11=9.5-11，取，取1010，于是得出初始中心距于是得出初始中心距A=A=77.08mm77.08mm514 4、轴向尺寸、轴向尺寸轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（3.0-3.43.0-3.4）A A，货车变速货车变速器

39、壳体的轴向尺寸与挡数有关：器壳体的轴向尺寸与挡数有关：四档四档(2.2-2.7)(2.2-2.7)A A五档五档(2.7-3.0)(2.7-3.0)A A六档六档(3.2-3.5)(3.2-3.5)A A本次设计采用本次设计采用5 5挡手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是挡手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3.53.577.08mm=269.5mm 77.08mm=269.5mm 5 5、齿轮参数、齿轮参数（1 1）齿轮模数）齿轮模数第一轴常啮合斜齿轮的法向模数在第一轴常啮合斜齿轮的法向模数在2.752.75m mn n3.03.0之间，取之间，取2.752.7552一挡直齿轮的模数可通过经验公式一

40、挡直齿轮的模数可通过经验公式 大致确定，通大致确定，通过计算，过计算，m=m=3 3 轿车变速器螺旋角轿车变速器螺旋角大多介于大多介于2525-45-45，又由于，又由于3030时其时其抗弯强度急剧下降，故取抗弯强度急剧下降，故取=30=30 31max0.33mT（2 2）压力角）压力角、螺旋角、螺旋角压力角压力角小有利于降低噪声；压力角大可提高抗弯强度与表面接小有利于降低噪声；压力角大可提高抗弯强度与表面接触强度；国家规定的标准压力角为触强度；国家规定的标准压力角为2020，故取，故取=20=20 6 6、各挡传动比及其齿轮齿数的确定、各挡传动比及其齿轮齿数的确定 （1 1）确定一挡齿轮齿

41、数）确定一挡齿轮齿数 一挡传动比一挡传动比 109121ZZZZigZ Z9 9和和Z Z1010的齿数和的齿数和Z Zh h=2A/m=51.4=2A/m=51.4取整得取整得Z Zh h=51=5153当轿车变速器当轿车变速器 时，则时，则 ，此处取此处取Z Z1010=16=16，则可得出，则可得出Z Z9 9=35=35。9 . 35 . 3gIi范围内选择可在171510Z将齿数和取整后中心距有了变化，则需修正将齿数和取整后中心距有了变化，则需修正mmmZAh5 .762（2 2）常啮合齿轮副的齿数）常啮合齿轮副的齿数 76. 191012ZZiZZgI又因常啮合齿轮的中心距与一挡齿

42、轮的中心距相等，则又因常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，则5 .76cos2)(21ZZmAn联立可得联立可得Z Z1 1=19,Z=19,Z2 2=34=34核算传动比：核算传动比：91. 391012ZZZZigI与原传动比与原传动比3.853.85相差不多相差不多算出精确的螺旋角算出精确的螺旋角，得出，得出=28=2854（3 3）确定其他挡位的齿数）确定其他挡位的齿数 55. 28712ZZZZig二挡传动比二挡传动比 为工艺简单，中间轴上不同挡位齿轮螺旋角设计成一样的，为工艺简单，中间轴上不同挡位齿轮螺旋角设计成一样的，则则 5 .76cos2)(87ZZmAn联立，解得联立

43、，解得Z Z7 7=31=31，Z Z8 8=22 =22 按同样的方法可分别计算出：按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮三挡齿轮 五挡齿轮五挡齿轮 272665ZZ、371643ZZ、55mmZZmA54)(211312（4 4）确定倒挡齿轮的齿数）确定倒挡齿轮的齿数 一般情况下，倒挡传动比与一档传动比较为接近，则倒挡传动比一般情况下，倒挡传动比与一档传动比较为接近，则倒挡传动比取取3.73.7。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮1010略小，略小，取取 1312Z倒挡轴齿轮倒挡轴齿轮Z Z1313取取21-2321-23，此处取，此处取Z Z1

44、313=23=23。7 . 31212131311ZZZZZZigr则则2711Z可算出可算出故可得出中间轴与倒挡轴的中心距故可得出中间轴与倒挡轴的中心距倒挡轴与第二轴的中心距倒挡轴与第二轴的中心距mmZZmA5 .72)(211311 最后进行校核最后进行校核56第四节第四节 变速器的设计与计算变速器的设计与计算一、齿轮的损坏形式一、齿轮的损坏形式1、轮齿折断（冲击过载折断和疲劳折断）、轮齿折断（冲击过载折断和疲劳折断）原因：大载荷冲击、反复承载导致疲劳破坏原因：大载荷冲击、反复承载导致疲劳破坏2、齿面疲劳剥落（点蚀）、齿面疲劳剥落（点蚀）原因：齿面相互挤压使齿面细小裂缝中的润滑油压力原因：

45、齿面相互挤压使齿面细小裂缝中的润滑油压力升高升高裂缝扩大裂缝扩大齿面表层出现块状剥落而形成麻点齿面表层出现块状剥落而形成麻点使齿形误差加大，产生动载荷使齿形误差加大，产生动载荷轮齿折断轮齿折断3、移动换挡齿轮端部破坏、移动换挡齿轮端部破坏原因：换挡时存在角速度差，端部承受冲击原因：换挡时存在角速度差，端部承受冲击4、齿面胶合、齿面胶合 （较少出现）（较少出现）第四节 变速器的设计与计算57二、二、轮齿强度计算轮齿强度计算（由于使用条件、材料工艺相似，常用简化公式计算（由于使用条件、材料工艺相似，常用简化公式计算）1、轮齿弯曲强度计算、轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力）直齿轮弯曲应力 F1

46、圆周力，圆周力，F1=2Tg/d（Tg 计算载荷，计算载荷，d 节圆直径）节圆直径） K应力集中系数，可近似取应力集中系数，可近似取K=1.65； Kf摩擦力影响系数，摩擦力影响系数，Kf=1.1（主动）或（主动）或 =0.9（从动）；（从动）； b齿宽；齿宽； t端面齿距，端面齿距，t=m， m为模数；为模数； y齿形系数齿形系数第四节 变速器的设计与计算btyKKFfW1 w ：400-850 MPa400-850 MPa58二、二、轮齿强度计算轮齿强度计算（由于使用条件、材料工艺相似，常用简化公式计算（由于使用条件、材料工艺相似，常用简化公式计算）1、轮齿弯曲强度计算、轮齿弯曲强度计算

47、（2）斜齿轮弯曲应力）斜齿轮弯曲应力 K重合度影响系数，取重合度影响系数，取K=2.0； 第四节 变速器的设计与计算btyKKFW1 乘用车：乘用车：180350 MPa 货货 车：车：100250 MPaw w ：59二、二、轮齿强度计算轮齿强度计算（由于使用条件、材料工艺相似，常用简化公式计算（由于使用条件、材料工艺相似，常用简化公式计算）2、轮齿接触应力、轮齿接触应力j F法向力，法向力，F= F1 /(cos cos )， F1圆周力，圆周力， F1 =2 Tg /d， Tg计算载荷，计算载荷，d节圆直径节圆直径 E弹性模量，弹性模量， b齿轮接触实际宽度（斜齿轮用齿轮接触实际宽度（斜

48、齿轮用b/cos），）， z、b主、从动齿轮节点处曲率半径。主、从动齿轮节点处曲率半径。第四节 变速器的设计与计算)11(418. 0bzjbFE60第四节 变速器的设计与计算三、轴的强度和刚度计算三、轴的强度和刚度计算轴的刚度不足影响的因素：轴的刚度不足影响的因素：会产生弯曲变形，破坏齿轮的正会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，影响齿轮的强度、耐磨性和工作噪声确啮合，影响齿轮的强度、耐磨性和工作噪声轴的刚度大小的选取原则：轴的刚度大小的选取原则：以保证齿轮有正确的啮合为前提以保证齿轮有正确的啮合为前提步骤：步骤：先初选轴的直径，然后对刚度和强度进行验算先初选轴的直径，然后对刚度和强度进行验算

49、1 1、初选轴的直径、初选轴的直径u第二轴和中间轴中部（最大）直径第二轴和中间轴中部（最大）直径d0.45Ad0.45A；中间轴：中间轴：d/L=0.16-0.18 d/L=0.16-0.18 ；第二轴：第二轴：d/L=0.18-0.21d/L=0.18-0.21。 （ L L是支承间距离是支承间距离 ）u第一轴花键部分直径第一轴花键部分直径d d（mmmm）可按经验公式初选：）可按经验公式初选：经验系数经验系数K=4.0-4.6K=4.0-4.63maxeTKd 61第四节 变速器的设计与计算2 2、轴的刚度验算、轴的刚度验算 轴在垂直面内的挠度和水平面内的转角对齿轮工作影响最大。轴在垂直面

50、内的挠度和水平面内的转角对齿轮工作影响最大。u垂直面内的挠度使齿轮中心距变化，破坏了齿轮的正确啮合；垂直面内的挠度使齿轮中心距变化，破坏了齿轮的正确啮合；u水平面内的转角使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分水平面内的转角使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分 布不均匀，布不均匀， 磨损磨损增大增大，寿命，寿命降低降低。 EILbaFfc3221EILbaFfs3222EILababF31F轴在垂直面内、水平面内的挠度，转角为轴在垂直面内、水平面内的挠度，转角为62u轴在垂直面内挠度的允许值轴在垂直面内挠度的允许值ffc c=0.05-0.10mm=0.05-0.10mm；u轴在水平面挠度的允

51、许值为轴在水平面挠度的允许值为ffs s=0.10-0.15mm=0.10-0.15mm；u齿轮所在平面的转角不应超过齿轮所在平面的转角不应超过0.0020.002弧度；弧度；u轴的全挠度轴的全挠度 0.2mm0.2mm22scfff3 3、强度验算、强度验算 垂直面支反力垂直面支反力 Fc 弯矩弯矩Mc水平面内的支反力水平面内的支反力 Fs 弯矩弯矩Ms 转矩转矩Tn第四节 变速器的设计与计算222nSCTMMM 332dMWMu在低挡工作时，在低挡工作时， 400MPa400MPa 63第五节第五节 同步器设计同步器设计一、惯性式同步器一、惯性式同步器（一）锁销式同步器（一）锁销式同步器1

52、、组成和结构：、组成和结构：摩擦元件摩擦元件使转速不同使转速不同的两个元件，通过摩擦作的两个元件，通过摩擦作用迅速达到并保持同步；用迅速达到并保持同步；锁止元件锁止元件防止同步前防止同步前换入档位；换入档位；弹性元件弹性元件空挡时，使空挡时，使接合套保持在正确位置。接合套保持在正确位置。第五节 同步器设计外锥式锁销式同步器外锥式锁销式同步器64第五节 同步器设计2 2、工作原理：、工作原理：摩擦面接触，锁销摩擦面接触，锁销相对接合套转动一相对接合套转动一个角度，占据锁止个角度，占据锁止位置。位置。接合套和齿轮的转接合套和齿轮的转速逐渐接近直到同速逐渐接近直到同步。步。 摩擦力矩消失，接摩擦力矩

53、消失，接合套将锁销向后拨合套将锁销向后拨动一个角度，进入动一个角度，进入换档位置。换档位置。65结合套有无结合套有无轴向移动轴向移动摩擦力矩摩擦力矩摩擦元件角摩擦元件角速度差速度差锁止元件作锁止元件作用用第一阶第一阶段段有有从从0增加增加w 0没有作用到没有作用到开始工作开始工作第二阶第二阶段段无无有有经经t=0到到w=0,不不锁止锁止第三阶第三阶段段有，完成换有，完成换挡挡消失消失w =0不起作用不起作用第五节 同步器设计锁销式同步器：锁销式同步器：J零件数量少，转矩容量大零件数量少，转矩容量大L轴向尺寸长轴向尺寸长多用于总质量大于多用于总质量大于6t的货车变速器的货车变速器66（二）锁环式

54、同步器（二）锁环式同步器第五节 同步器设计67二、同步器主要参数的确定二、同步器主要参数的确定1 1、摩擦因数、摩擦因数f f 对同步环的要求：对同步环的要求：使用寿命长、材料的摩擦因数大而且使用寿命长、材料的摩擦因数大而且性能稳定性能稳定 影响摩擦因数的因素：影响摩擦因数的因素：材料、工作面表面粗糙度、润滑材料、工作面表面粗糙度、润滑油种类、温度等油种类、温度等 材料：材料：黄铜合金，在油中工作的摩擦因数取为黄铜合金，在油中工作的摩擦因数取为0.10.1 表面粗糙度：表面粗糙度：保证在使用过程中摩擦因数变化小；该值保证在使用过程中摩擦因数变化小；该值大，则在使用初期会损坏同步环锥面大，则在使

55、用初期会损坏同步环锥面第五节 同步器设计 摩擦因数大，则换挡省力或同步时间缩短摩擦因数大，则换挡省力或同步时间缩短682 2、锁环式同步器主要尺寸的确定、锁环式同步器主要尺寸的确定接近尺寸接近尺寸b b：滑块侧面与锁环接触、但接合套还没有相对滑滑块侧面与锁环接触、但接合套还没有相对滑 块轴向移动时，接合套与锁环接合齿倒角间的轴块轴向移动时，接合套与锁环接合齿倒角间的轴 向距离向距离分度尺寸分度尺寸a a：滑块与锁环缺口侧边接触时，接合套接合齿与锁滑块与锁环缺口侧边接触时，接合套接合齿与锁 环接合齿中心线间的距离环接合齿中心线间的距离a a和和b b是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸。是保证

56、同步器处于正确锁止位置的重要尺寸。 尺寸尺寸b b应大于零，取应大于零，取b=0.2-0.3mmb=0.2-0.3mm 尺寸尺寸a a应等于应等于1/41/4接合齿齿距接合齿齿距第五节 同步器设计69滑块转动距离滑块转动距离c ：滑块在锁环缺口内转动的距离，它影响分滑块在锁环缺口内转动的距离，它影响分 度尺寸度尺寸a； 它与滑块宽度它与滑块宽度d、缺口宽度尺寸、缺口宽度尺寸E有如下关系：有如下关系：E=d+2c； c与接合齿齿距与接合齿齿距t的关系：的关系：R1锁环缺口外半径锁环缺口外半径R2锁环接合齿分度圆半径锁环接合齿分度圆半径214RtRc 第五节 同步器设计70滑块端隙滑块端隙1：空挡

57、位置时，滑块端面与锁环缺口端面之间的间空挡位置时，滑块端面与锁环缺口端面之间的间 隙；接合套端面与锁环端面的间隙为隙；接合套端面与锁环端面的间隙为2。要求要求21 （即（即b0），否则同步器失去锁止作用），否则同步器失去锁止作用通常取通常取1=0.5mm左右左右后备行程后备行程3 ：锁环端面与齿轮接合齿端面之间的间隙锁环端面与齿轮接合齿端面之间的间隙3 3为零，摩擦锥面间将会失去摩擦力矩为零，摩擦锥面间将会失去摩擦力矩一般应取一般应取3 3=1.2-2.0mm=1.2-2.0mm空挡位置处，锁环锥面的轴向空挡位置处，锁环锥面的轴向间隙应保持在间隙应保持在0.2-0.5mm0.2-0.5mm第五

58、节 同步器设计713 3、同步环主要尺寸的确定、同步环主要尺寸的确定（1 1）同步环锥面螺纹槽的尺寸）同步环锥面螺纹槽的尺寸螺纹槽顶部窄一些，则刮油效果好；但过窄会使磨损加快螺纹槽顶部窄一些，则刮油效果好；但过窄会使磨损加快不宜过大，齿顶磨损后摩擦因数降低较多，换挡费力；不宜过大，齿顶磨损后摩擦因数降低较多，换挡费力；螺纹槽大一些，便于储存刮下来的油，但螺距增大又会使螺纹槽大一些，便于储存刮下来的油，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。接触面减少，增加磨损速度。轴向泄油槽通常为轴向泄油槽通常为612个，槽宽个，槽宽34mm。 轻、中型汽车轻、中型汽车总质量大些的货车总质量大些的货车第五节

59、 同步器设计72（2 2）锥面半锥角）锥面半锥角越小，摩擦力矩越大；但越小，摩擦力矩越大；但过小摩擦锥面将产生自锁过小摩擦锥面将产生自锁避免自锁的条件是避免自锁的条件是tgf 。一般取。一般取=68（3 3）摩擦锥面平均半径）摩擦锥面平均半径R RR R越大，则摩擦力矩越大；越大，则摩擦力矩越大；原则上是在可能的条件下，尽可能将原则上是在可能的条件下，尽可能将R R取大些；取大些；R R会受到中心距会受到中心距A A和相关零件尺寸（如：同步环径向厚度）和相关零件尺寸（如：同步环径向厚度）和布置的限制；和布置的限制；sinFfRMm第五节 同步器设计F73（4 4）锥面工作长度）锥面工作长度b bb b小，可缩短变速器轴向长度，小，可缩短变速器轴向长度，但减少了锥面的工作面积，但减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。增加了单位压力并使磨损加速。 p摩擦面的许用压力；摩擦面的许用压力； P1.01.5MPa第五节