汽车设计-3.第三章机械变速器new

变速器用来改变发传到驱动轮上的转在最有利的工况范围内工作。变速器由变。 构 机构组。变速器的基本设计要求保证汽车有必要的动力性和经济性设置空挡，用来切断 的动力传输设置倒挡，使汽车 行驶设置动力输出装置换挡迅速、省力、方便工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发变速器应有高的工作效率变速器的工作噪声低要求。根据进挡

多挡变速固定轴根轴形 旋转轴

第二节变速器第二节变速器 构布置方两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用长、工同步换挡机构形可以采用斜齿轮润滑空转的齿轮换挡机构形土机形式。直齿滑动齿轮(仅在1啮合套（ 缺点高，轴向尺寸有所增加。第二节第二节变速器 构布置方一、 构布置方案分1、两轴式变速第二节第二节变速器 构布置方一、 构布置方案分d图方案有辅助支承，可提高轴的刚度，减少齿轮磨损和噪声倒挡传动常用滑动齿轮，f图为常啮合齿轮因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器多装在输出轴上，高挡的步器可以装在输入轴后端（图d、第二节变速器 一、 构布置方案分使用直接挡动效率高，噪声低，磨损少 提高第二节第二节变速器 构布置方一、 构布置方案分第二轴为三点支承有四对常啮合齿轮倒挡用直齿滑动齿轮换挡a方案能提高中间轴和第二轴刚度第二轴为两点支承高挡用常啮合齿轮传动一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡倒挡齿轮是双联齿轮第二节第二节变速器 构布置方一、 构布置方案分第二节第二节变速器 构布置方一、 构布置方案分第二节第二节变速器 构布置方一、 构布置方案分第二节第二节变速器 构布置方一、 构布置方案分第二节第二节变速器 一、 构布置方案分齿轮应力状态齿轮应力状态得到改能够获得较大的倒挡传动比但两对齿轮同时进入啮合，使换 第二节第二节变速器 构布置方一、一、构布置方案3第二节第二节变速器 构布置方一、一、构布置方案3图3-5倒挡布置方第二节第二节变速器 构布置方一、 构布置方案分第二节第二节变速器 构布置方一、 4倒挡齿轮应布置在靠近轴的支承处高挡齿轮布置在支承中部区域较为合理超速挡的传动比小于1，仅在好路或空载时使用充分利用 功率，减少 转数，磨损小 消耗低第二节第二节变速器 构布置方用使汽车行驶曲磨消第二节第二节变速器 一、 构布置方案分6传递的功润滑系统的有效齿轮和壳体等零件的制造精如右图所示发横

乘用车和车（挂前进档时 相反（挂前进挡时第二节变速器 第二节变速器 特形斜齿直齿备注重合大小工作噪小大接触应低高齿轮长短轴向有没影响轴承应用二档以上各低档、）第二节）第二节变速器 二、零部件结构方案分2形特直齿滑动齿啮合套同步器 简复最复轴向尺短居长制造成低较高换档冲有小没换档噪有小没（啮合套短较长换档时长长短汽车加差较好对换档技术要高（熟练高低二、零部件结构方案分中两齿接触部分挤压和磨损,端部形成凸肩，脱开（图3-13）将啮合齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.3～0.6mm），换档后，啮合的后端面被后齿圈的前端面顶住，减少了自动脱档（图3-接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜2º~3º），使接合齿产生自动脱档的轴向力,应用较多（图3—第二节第二节变速器 二、零部件结构方案分要求：结构紧凑、尺寸小，否则布置时间长，要能承受高负荷，而且容量足够大；有些轴承还要能承受轴向力。第二节变速器第二节变速器 构布置方二、零部件结构方案分不适合 膨胀系数较大的铝合金壳体上第三节变速器主要参数的选择第三节变速器主要参数的选择一、挡相邻挡位之间的传动比比值在1.8目前，乘用车一般用4～54～5 初选中心距A时，可根据经验公式计AKA

式中，KA为中心距系数，乘用车：KA=8.9～9.3，货车KA=8.6～9.6，多挡变速器：KA=9.5～11.0乘用车变速器的中心距在65～80mm范围内变化，而货车变速器中心距在80～170mm范围内变化车五、轴的直比值，对中间轴，d/L≈0.16五、轴的直0.21dK

最大转模数的选齿轮模数选取的一般原则为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数对于乘用车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些合 变速器齿轮模数范围大致如下微型、普通级乘用 中级乘用 中型货 重型货 压力角压力角α多取乘用车取α<20°，降低噪声货车α>20°，承载强螺旋角和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。中间轴式变速器22°～34°两轴式变速器20°～25°1Fn1用二次投影法分解

11

nβ

F'F

01

1111βFo11

r1指向

与

'

Ft

dFF'n11β1011

同

tann

cos

Fa

左/ 左/由于，为使两轴向力平衡，必须满

斜齿轮螺旋角选用范围乘用车变速器两轴式为tan

r1

图3-7m（m）b：bKm，K为齿宽系数，取为～bKm，K取为～啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些，使接触线长度增加、接触应降低，以提高传动平稳性和齿 使 ；3）降低齿轮的啮合噪声乘用车变速器的中心距在65～80mm范围内变化，而货车的变速器中心距80～170mm范围内变化一般情况下，最高档和一档齿轮副齿轮变位系数为-0.2～0.2。随着档位的低,齿轮变位系数应该逐档增大①、必须通过计算保证齿顶厚度不得小于 、和螺旋角以后，配各挡齿轮的齿数。下面以4图-8所示四挡变速器为例，说明分配齿数的方法。1

乘用车中间轴式变速器一挡传动 z1i 1

（3-z1如果z7和z8的齿数确定了，则z2与z1的动比可求出。为了求z7、z8的齿数，先求其数和

2A直齿Zhm

2Acos

（3- 计算后取zh为整数，然后进行大、小齿图3-18齿数的图3-18zz和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。3．确定常啮合传动齿轮副的齿由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动ZZZ8ZZZZ8Z

（3-常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，Amn(z1z22cos

解方程式（3-3）和式（3-4）求z与z，求出的z、z都应取整数；然后核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿数即（3-4）螺旋角值。44

z2

tan2

(1z5

zz zz

tan6

z1 zA 6 麻烦，可采用比较方便的试凑法。2z5 2z6 z2Amn(z5z6

初选z10后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A

1

z10 2

0.5

2

（3-

2ADe81齿轮的损坏形轮齿强度计轴的强度计（二）第四节变速器的设计与计算第四节变速器的设计与计算一、齿轮的损坏形二、

速器的设计与计不同用途汽车的变速器齿轮使用条件相似热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致齿轮弯曲强度计直齿轮弯曲应

2TgKKc m3zKc斜齿轮弯曲应力

2Tgcoswcwc

3yKF1——圆周力，F1=2Tg/d（Tg—计算载荷，d节圆直径）Kf——摩擦力影响系数，Kf=1.1（主动）或=0.9（从动b——齿宽t——端面齿距，t=πm，m为模数y——齿形系轮齿接触应力计F——齿面上的法向

j

FE(FE(11bzρz、ρb——主、从动齿轮节点处曲率半径曲率半径ρrsinα（直齿轮）ρ=(rsinα)/cos2β（斜齿轮要想↑ρz、ρb以 ，只有↑A（∵rz+rb=A）才可以表3—3变速器齿轮许用接触应齿j／(N·mm-渗碳齿液体碳氮共渗齿一挡和倒1900--950--常啮合齿轮和高1300--650--国内汽车变速器齿轮材料主要用20nTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr、25MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为58-63HRC，芯部硬度为3-48HRC。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，影响齿轮的强度、耐磨性和工作噪声。1、初选轴的直第二轴和中间轴中部（最大）直径中间轴：d/L=0.16~0.18第二轴：d/L=0.18~0.21。（L是支承间距离第一轴花键部分直径d（mm）可按经验公式初选ddK3Te经验系数K=4.0~4.6，Temax的单位是Nm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，如图所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。（1）求取支点反力，确定计算∵不同档位的圆周力、径向的转矩为Temax计算以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图所若轴在垂直面内挠度为fc ，则可分别用下式计算，在水面内挠度为f 和转角为Fa2b2

Fa2b2

F1——径向力，F2——圆周力轴在垂直面内挠度的允许值轴在水平面挠度齿轮所在平面的转角不应超过0.002轴的全挠f2ff2fcs轴的强度计作用在齿轮上的径向力和轴向力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和s之后，计算相应的弯矩、s。轴在转矩Tn和弯W

dM2MM2M2TCSn

(N·mm)；d为轴的直径(mm)，花键取内径；W为抗弯截面系数 在低挡工作时，[σ]≤400N／mm2为什么采用同步器换挡惯性式同步器的型式及其特工作原理（三个阶段1为什么采用同步器换挡无同步器时变速器的换挡过自自低自高速挡换入低速自高速挡换入低速同步器的作无同步器的普通变速器的复同步器的构造同步器的种类①常压式：结构惯性式常③惯性增靠摩擦原理工作，在结构上保证了接合部位在未达到同步时不能接触，因此可以避免冲击和发生的噪音。分为：锁环式、锁销式、滑块式、多片式和多锥式几种。广泛应用于乘用车和轻型、中型2惯性式同步器的型式及其惯性式同步摩擦元件、锁止元件：滑动齿套11－滑动齿1－滑动齿套2－同步环3－齿4－锁销5－钢6－销7－弹11－滑动齿套2－同步环3－齿4－锁销5－钢6－销7－弹锁销式同步器的优点是零件数量擦锥面平均半径较大，使转矩容量。多用于中、重型货车的变速器

触，了滑动齿套向换挡方向移第三阶段：Δω=0223锁环式同步器工作过1.变速器由51.变速器由5退入3过换档时，沿轴向作用在啮合套上度差△ω，致使锥面上作用有摩擦②换档力将锁环继续压靠在锥面上③角速度相等后，摩擦力矩随之有有有Δω≠0经后有（换挡锁环式同步器结构紧凑径向尺寸小锥面间产生摩擦力不结合齿端面作为锁止面，容易磨损而失适用于转矩不大的高速挡或者乘用车和轻型车辆多锥式同步器和惯性增力式同步器（4主要参数的确同步时间转动惯量的计

同步器的计算同步器的计算(1)摩擦系数4主要参(1)摩擦系数体，用低碳合金钢制成。能保证具有足够高的强取为0.1。摩擦系数对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦系数大，换挡省力或缩短同步时间；摩擦系数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦系数。同步环主要尺寸的确定同步环同步环主要尺寸的确定摩擦锥面半锥角摩擦锥面平均半径同步环径向厚锁止角选取的正素主要有摩擦系数f,摩擦已有结构的锁止角26˚~42˚范围内变化同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时越短越好影响因素：同步器的结构尺寸转动惯量作用在同步器摩擦锥面上的轴向力轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变换挡过不依靠同步器改变转速的零件统称为输上的齿轮，与中间轴上齿轮相啮合的第二轴上的常啮合齿轮。5同步器的计同同步器必需的摩擦力矩Mm的计算公式为Mm

Jrt

J

a)t

J

1(

e

Jre

(

1

ik

ik 的角速度；ωa为在第Kωb为第k+lik,ik+1为变速器第k和k+lF g

（3-式中：η-换档机构的传动效率igs-手柄到啮合套的传动比Mm

（3-

Jret

11ik

1 1ik

（3-tJresin

11ik

1 1ikF1

（3-式中F1为由摩擦力矩MmF2F1

M r

（3-式中，γFM锁止锁止条件的计算

锁止面锁止角摩擦系数锁止面平均摩擦系数要想保证同步时换挡，必须正确选取αβ使之满足上式条件

摩擦锥面半锥角摩擦锥面平均半径第六节第六节变速 机根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器 机构完成选 挡或退到空挡的工作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变速 机构应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机械式变速器的 机构一般是由变速杆、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。第六节变速 当变速器布置在驾驶员功能动换挡变速器，称为直接变速器。这种 远距离手动换挡变速显，并增加了变速杆颤动可能性

图3-9远距离手动换变速器工作原理简第八节自动变速器第八节自动变速器技 完美无一、CVTC- V- T- 名称:Audi名称:AudiVL-项换档控变速比档位手动变速人工手有自动变速变速箱控制单元自动控有变速箱控制单元自动控无电控自动换挡变速器

图3-10电控自动换挡变速器AudiA6

5 0–100km/h加速AudiA6

5 Vmax,AudiA6 5档手 总的燃油消耗(93/116/EGl/