现代汽车构造 3 机械式变速器设计1 学习课件

第三章机械式变速器设计第一节概述一、变速器的功用和组成1、变速器的功用：改变传动比，扩大驱动轮的转矩和转速范围，以适应各种行驶工况，使发动机在最有利的工况工作。实现倒车；利用空档，中断动力传递。动力输出2、变速器的组成：变速传动机构：改变传动比、转矩、旋转方向。变速操纵机构：实现换挡。变速器的变速传动机构2.1普通齿轮式变速器

一般将轴线固定的有级变速器称为普通齿轮式变速器。三轴变速器：输入轴、中间轴、输出轴

输入轴动力——输入轴齿轮/中间轴齿轮——输出轴齿轮——输出轴动力两轴变速器：输入轴、输出轴

输入轴动力——输入轴齿轮/输出轴齿轮——输出轴动力2.2组合式变速器

以1~2种变速器为主体，通过更换齿轮副或者配备不同的副变速器，得到一组不同档数不同传动比范围的变速器系列。按传动比的变化范围：

有级式变速器：应用最广泛，由若干个固定的传动比无级式变速器：传动比在一定的范围内可以连续变化。综合式变速器：由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成按操纵方式分类：强制操纵式：驾驶员直接操纵变速杆换档。自动操纵式：换档与传动比的选择是自动进行的。半自动操纵式：固定式：几个自动档位，其余司机操纵预选式：先选取档位，换档过程自动。3、变速器的类型：（机械式）变速器的基本设计要求：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置。5）换挡迅速、省力、方便。6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7）变速器应有高的工作效率。8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。汽车速度（单位：千米/小时）汽车驱动力单位：牛顿1档2档3档4档滚动阻力+空气阻力第二节变速器工作原理与结构分析一、变速器工作原理1）不同齿数的齿轮对相啮合,改变传动系传动比,实现变矩变速;2）增加齿轮传动对数实现倒挡;3）常见的换档方式滑动齿轮换档接合套换档同步器换档滑动齿轮换档接合套换档同步器换档二、变速传动机构普通齿轮式变速器即轴线固定式变速器。组成：变速传动机构、变速操纵机构、变速器壳体。按照工作轴的数量分为：两轴式变速器、三轴式变速器和多中间轴变速器，此外还有组合变速器。1.两轴式变速传动机构输入轴动力-----输入轴齿轮/输出轴齿轮-----输出轴动力两轴式变速器的特点在汽车传动系中，对于采用发动机前置前轮驱动或发动机后置后轮驱动的汽车，由于受总体布置的影响，一般都采用二轴式变速器。

(1)结构分析

1)两轴式变速器前进挡从输入轴到输出轴只有一对齿轮啮合传递动力；倒挡传递路线中也只有一个中间齿轮，因而机械传动效率高，噪声小。

2)两轴式变速器没有直接挡，因而最高挡的机械效率比直接挡略低，一挡速比不可能设计得很大。

3)前进挡都采用常啮合斜齿轮，传动平稳；由同步器换挡。

4)同步器既可装在输入轴上，也可装在输出轴上，整体结构紧凑。

两轴式变速器的特点图3-1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动；一档二档换挡机构多在输出轴上，因为主动齿轮直径小，高档可在输入轴上。

图3-1f中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；图3-1d所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。其特点是：高挡同步器布置在输入轴上，而低挡同步器布置在输出轴上。为提高轴的刚度，增加了中间支承。高挡布置在靠近轴的支承中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较好的啮合状态，能提高齿轮寿命。图3-8发动机纵置时两轴式变速器结构图

发动机纵置时两轴式变速器机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数、转速、传递的功率、润滑系统的有效性（油面高度、温度、定期换润滑油、动力总成的倾斜）、齿轮和壳体等零件的制造精度、装配误差等。

传动效率其特点是：前进档高挡全部采用常啮合齿轮传动，换挡机构全部为同步器，并装在输出轴上，同步器布置在输出轴上；高挡常啮合齿轮布置在附加变速器壳体内承悬臂状输入输出的轴上。采用圆柱齿轮，成本低。图3-9发动机横置时两轴式五挡变速器结构图

发动机横置时两轴式变速器三轴五档位变速器结构简图2、三轴变速器的结构和工作原理球轴承中心孔二轴滚针轴承滚子轴承圆锥滚子轴承滚子轴承1）轴的支承a.传动链：输入轴动力——输入轴齿轮/中间轴齿轮——中间轴齿轮/输出轴齿轮——输出轴动力。并通过改变不同中间轴齿轮/输出轴齿轮啮合，实现不同的档位。b.支撑方式：采用圆柱滚子轴承、滚针轴承、向心球轴承作为支撑。滚针轴承具有可承受较大的径向刚度大；径向尺寸小，可以不安装内圈和外圈，因此便于安装在狭小空间内。c.操纵方式：通过各档拨叉，推动同步器（或者接合套）实现换档操作。d.润滑方式与密封：变速箱壳体内注入齿轮油，采用飞溅方式润滑齿轮副、轴、轴承等，同时也通过在齿轮上钻径向孔，或者在齿轮轮毂上开径向油槽的方式，来润滑所在部位的轴承；变速器的润滑油应避免流入到前端的离合器和后端的万向节。

2）传动链、支撑方式、操纵方式、润滑方式和密封3）换档原理解放CA1040系列轻型载货汽车变速器传动示意图4）三轴变速器各档位传动比的计算图13-2中1档传动比：I1=(Z33/Z2)×(Z17/Z29)=(38/21)×(40/13)=5.568直接档传动比：为1。倒档传动比：IR=(Z33/Z2)×(Z28/Z25)×(Z22/Z28)=5.0115）中间轴式变速器的特点中间轴式变速器传动方案的共同特点是：(1)设有直接挡；(2)一挡有较大的传动比；(3)挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；(4)除一挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡；(5)除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低。区别为：图3-2a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图3-2c所示传动方案的二、三、四挡用常啮合齿轮传动，而一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡。

中间轴式四挡变速器传动方案示例中间轴式五挡变速器的特点图3-3a所示方案，除一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图3-3b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图3-3d所示方案中的倒挡和超速挡安装在副箱体内，可以提高轴的刚度、减少齿轮磨损和降低工作噪声。中间轴式六挡变速器传动方案图3-4a所示方案中的一挡、倒挡和图3-4b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均匀常啮合齿轮。常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。倒挡布置方案

图3-5为常见的倒挡布置方案。图3-5b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图3-5c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图3-5d方案对3-5c的缺点做了修改。图3-5e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图3-5f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。图3-5倒挡布置方案为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图3-5g所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。变速器的多支承方案与短第二轴多支承方案增加了二轴和中间轴的刚度；短二轴可将常啮合齿轮后置于中间轴与二轴之间，使得各档齿轮承受的发动机扭矩未经常啮合齿轮放大，除常啮合齿轮较大外，其它各档齿轮可设计的小巧紧凑；同时低档同步器安放在中间轴上，同步惯量小，利于换挡；一轴右端轴承放在大齿轮内腔，便于承受大的容量。双中间轴变速器使用要求使用注意事项动力传递路线特点：同样转矩时齿轮宽度和重量减少40%和20%，变速器整体质量和轴向尺寸也减少很多，所以质量轻、轴向长度短、承载能力大、保养费用低。为使两中间轴承受载荷均匀，一种办法靠精度保证，二是将二轴置于弹性支撑上，允许径向有微量的位移，二轴是空心花键轴，轴的两端空内由悬臂的弹性杆支撑。另一种双轴变速器一档二档三档四档五档六档虽然也采用双中间轴，但是中间轴所起的作用不一样。该中间轴不是同时用来传递转矩，而是在某一时间内，仅有一根中间轴起作用。其目的是缩短变速器的轴向尺寸，将换挡机构轴向尺寸分散到两个中间轴和二轴上。特点：轴向尺寸小，轴的支承跨度和轴的变形小，改善齿轮的啮合状况，降低噪声，提高齿轮寿命。保证轴的一定刚度条件下可以将轴做的细些，可减小轴的径向尺寸，进而减小变速器中心距。二轴无需浮动，径向力不能消除。3、组合变速器重型汽车使用工况复杂，若只用5-6个档位，相邻传动比大，换挡困难；柴油机转矩变化平缓，随转速增高，最大转矩点向高速范围移动，柴油机适用性变坏。为提高汽车加速性、换挡轻便性和发动机的功率利用，满足重型车品种多、批量小的要求，同时不致使变速器结构太复杂，可以采用组合变速器，7-10档，少数12档，也有16档和20档。组合变速器采用几种四档或五档变速器为主体，在其前、后或前后配置不同的副变速器，在必要时还可以设置最低速档和超速档。前置副变速器常做成具有超速档的传动形式，由一对齿轮和换挡部件组成。结构紧凑，易于变型，动力经该对齿轮时，主变速器各档获得相应的超速档。组合后的变速器每档有两对齿轮传动，效率不变。适用于需要提高车速，牵引力不大的重型车上。传动比可为：iF=1/s，iF=s，当取s时，主变速器要有较大的中心距。取s时，不能太大。后置副变速器的i较大，主变速器的重量和尺寸可小，副变速器可以是两对齿轮或一组行星齿轮组成。前者结构简单、后者紧凑、重量轻且能得到大的传动比。当副变速器的传动比不大时，置于前后皆可，可根据布置确定。后置副变速器使得汽车获得一组低档，其传动比应根据与主变速器的搭配选取，组合后的传动比范围也与搭配方式有关。分段式可使传动比增大到12-13或更高，而插入式则扩大不多。低档传动效率低。前副变速器传动比小，后置副变速器传动比大。传动比的搭配方式-插入式（功率在85-200Kw）：主变速器传动间隔比较大1-s2-s4-s6，副变速器传动比间隔较小1-1/s或1-s时，可以采用。获得的传动比序列为1/s-1-s-s2-s3-s4-s5-s6，或1-s-s2-s3-s4-s5-s6-s7传动比的搭配方式-分段式：功率200Kw以上的用主变速器传动比间隔较小1-s-s2-s3-s4，副变速器传动比间隔很大1-s5时，可以采用。获得大传动比序列为1-s-s2-s3-s4-s5-s6-s7-s8-s9四、零、部件结构方案分析

1．齿轮形式

齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮

两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。2．换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。

采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一挡、倒挡外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大。

利用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。3．防止自动脱挡的措施

自动脱挡是变速器的主要故障之一，一般采取下面的措施越程结合或错位接合

挂档方向传动方向结合齿圈结合套齿花键毂跳档方向切薄齿式斜面齿式结合齿圈结合套齿花键毂结合齿圈传动方向跳档方向挂挡方向4．变速器轴承

变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。

第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。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。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。轴的支承滚动轴承中心孔二轴支承滚动轴承滚动轴承滚动轴承第三节变速器主要参数的选择一、档数增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。挡数选择的要求：相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。目前，轿车一般用4～5个挡位变速器，货车变速器采用4～5个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车，有8-12挡，多的16挡，甚至20挡。

传动比范围

变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动传动比的比值。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。目前乘用车的传动比范围在3～4.5之间，总质量小些的商用车在5～8之间，其它商用车则更大，可达13.63，11.64。确定最高挡：超速挡：传动比在0.7-0.8，有的还设置两个超速挡直接挡：传动比1传动比范围——货车

所要求的汽车最大爬坡度驱动车轮与路面的附着力传动比范围

对于越野汽车，最低挡也应满足汽车的最低稳定车速vamin的要求，即满足中间挡位传动比1、中间档的传动比一般按照几何级数排列，其公比为：式中，i1—发动机最低稳定转速时传动比，

in—变速器直接档传动比。主要原因是：换挡时无冲击；能够充分利用发动机的功率，提高动力性；如有5个档位，，那么有公比q小于1.7-1.8。一档起步，转速变化到n2，车速则到达ua1，这时需要换2档，换完档发动机转速降至n1，换挡中设车速没有降低，有ua2=ua1。nuan1n2四档三档二档一档可得同理，二档发动机转速上升到n2时换挡，发动机转速降到n’，才能无冲击接合离合器，有又因为这里各档传动比是等比级数，每次发动机提高到转速n2换挡，发动机只要降到同一低转速n1，离合器就能在接合时没有冲击。驾驶员起步加速操作方便nminnmaxPn1nmaxn1nmaxn1’n1’’2、高挡位利用率高，因此高档区相邻档位传动比比值要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。有二、中心距A

对中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算按照输出转矩式中，KA为中心距系数，乘用车：KA=8.9～9.3，商用车：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60～80mm范围内变化，而商用车的变速器中心距在80～170mm范围内变化。3、外形尺寸

轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.0～3.4）A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用：四挡（2.2～2.7）A

五挡（2.7～3.0）A

六挡（3.2～3.5）A

当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。4、齿轮参数

机械式变速器一般采用圆柱齿轮，其主要参数包括：模数、齿数压力角螺旋角模数的选取

齿轮模数选取的一般原则：

1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；

2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；

3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；

4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。

对于轿车，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。所选模数值应符合国家标准的规定。压力角α

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。螺旋角β

齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。选择较小的螺旋角——抗弯强度提高选用较大的螺旋角——接触强度提高

斜齿轮传递转矩时，设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。须满足下述条件：

Fa1=Fn1tanβ1

Fa2=Fn2tanβ2

由于T=Fn1r1=Fn2r2

，为使两轴向力平衡，必须满足

式中，Fa1、Fa2轴向力；

Fn1、Fn2圆周力；

r1、r2为齿轮1、2的节圆半径；

T为中间轴传递的转矩。

图3-17中间轴轴向力的平衡

轴向力齿宽b齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m（mn）的大小来选定齿宽b：直齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为4.5～8.0

斜齿：b=Kcmn，Kc取为6.0～

8.5

啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（2～4）mm。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、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的齿轮，挡位低的齿轮齿宽系数取得大。齿轮变位系数采用变位齿轮的原因：1）配凑中心距；2）提高齿轮的强度和使用寿命；3）降低齿轮的啮合噪声。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之和等于零。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接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。齿轮变位系数的选择原则

变位系数的选择原则：1）对于高挡齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。2）对于低挡齿轮，为减小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数1．0现代乘用车多采用齿顶高系数大于1的细高齿，增大重合度，显著改善强度、噪声、动载荷和振动等方而均比正常齿高的齿轮有,但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖。双中间轴变速器齿轮采用直齿，按照一般的情况，齿轮重合度1.3-1.5，所以会引起较大的噪声。但是直齿又不像斜齿轮那样，可以增加大螺旋角来增加重合度。可以适当增加齿高、减小压力角和模数来增加重合度。由于模数、压力角等参数的变小，单个轮齿的承载能力降低了；但在传递相同载荷的情况下，由于同时参与啮合的轮齿数增加了，因此单个轮齿承受的载荷又变小了。这就有必要对细高齿的受力情况进行研究，努力地使设计在上述两个方面寻找到最佳的平衡点。5、各挡齿轮齿数的分配

在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，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。以图示四挡变速器为例，说明分配齿数的方法。1)．确定一挡齿轮的齿数一挡传动比

（3-1）

如果z7和z8的齿数确定了，则z2与z1的传动比可求出。为了求z7、z8的齿数，先求其齿数和zh

（3-2）计算后取zh为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。明确几点：1)尽可能使各档齿轮的齿数比不是整数，以使齿面磨损均匀。2)在第一挡传动比已定的情况下，第一轴常啮合齿轮的z2/z1的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证有足够的厚度。3)考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。4)传动比的确定要中间轴上小齿轮Z8的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。轿车中间轴式变速器一挡齿轮齿数z8可在15～17之间选取；货车z8可在12～17之间选取。一挡大齿轮齿数用z7=zh-z8计算求得。2）．对中心距A进行修正

因为计算齿数和zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的zh和齿轮变位系数重新计算中心距A，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数

由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比

（3-3）

常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即

（3-4）

解上述方程式（3-3）和式（3-4）求z1与z2，求出的z1、z2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可；最后根据所确定的齿数，按式（3-4）算出精确的螺旋角值。4）．确定其它各挡的齿数

若二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮相同时，则得

（3-5）

（3-6）解两方程式求出z5、z6。用取整数后的z5、z6计算中心距，若与中心距A有偏差，通过齿轮变位来调整。

二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合轮的不同时，由式（3-5）得

（3-7）

（3-8）此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式（3-9）

5）．确定倒挡齿轮齿数图3-18所示的倒挡齿轮z10的齿数，一般在21～23之间，初选z10后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A’为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间应保持0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径De9应为 （3-10）

根据求得的De9

，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，使齿顶圆De9符合式（3-10）。最后计算倒挡轴与第二轴的中心距。

变速器齿轮的失效形式

齿轮变速器齿轮失效形式：轮齿折断，齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换档齿轮端部破坏、齿面胶合。轮齿折断的情况：当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。疲劳断裂：由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后产生的折断变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面疲劳剥落（点蚀）：齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这使存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。

齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。6、变速器轴变速器在工作中承受转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和轴向力引起的弯矩，刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性和寿命。变速器轴的最大直径可用下式确定：三轴变速器第二轴可这样初选一轴花键部分直径可这样初选初选后的轴径再根据变速器布置、国标及其刚度、强度验算结果进行修正变速器的挠度与转角：水平挠度许应值：0.10-0.15mm；垂直挠度许应值：0.05-0.10mm；断面转角在0.002rad内；合成挠度在0.02mm内。汽车传动系参数优化设计的研究现状与发展趋势目前国内围绕汽车传动系参数的设计和优化，主要在以下几个方面展开工作：①汽车传动系参数优化设计评价指标的研究；②汽车传动系各部分数学模型的研究，特别是传动系各部分在非稳定工况下模型的研究；③按给定工况模式的模拟研究；④按实际路况随机模拟的研究；⑤传动系参数优化模型的研究；⑥模拟程序的开发和研究。1、评价指标研究现状

对传动系的参数进行优化设计，首要任务是确定与传动系匹配的评价指标。最初，汽车的动力性和经济性指标是分开评价的，后来采用汽车动力性和燃油经济性的加权值作为评价指标；90年代中后期以来，随着对汽车排放研究的深入，有学者在传动系优化匹配中引入了对排放的考虑。这是基于发动机的最佳燃油经济区与发动机的最佳排放区并不重合，故采用动力性指标、经济性指标和多工况循环实验的排放性指标三者的加权值作为传动系匹配的最终评价指标。动力性指标：取汽车原地起步连续换档加速时间作为动力性的评价标准，该指标反映了汽车处于极限情况下的性能。实际上，汽车的动力性与常用的使用条件等因素密切相关。故此指标并不能定量反映汽车传动系匹配的好坏程度。所以，目前许多文献中引用驱动功率利用率(或损失率)作为评价动力性的指标。功率利用率(或损失率)反映了汽车动力性的发挥程度，此值越大(越小)，表明汽车实际行驶时的驱动功率越接近理想驱动功率，功率损失越小，匹配后得到的动力性能越佳。有学者提出用汽车在常用工况下的高档利用率来评价汽车的动力性。因为汽车最高档和次高档在运行时按时间统计的使用概率。此值越大，说明汽车高速档使用率越多，汽车的动力性能发挥越好。假设T为在某个常用工况下汽车行驶时间，t为汽车最高档和次高档在运行中使用累计时问，则高档利用率的计算式为：高档利用率将汽车的动力性与其使用条件联系在一起，克服了孤立考虑动力性而忽视具体工况的不足，有一定的合理性。经济性评价指标最常见的经济性评价指标为多工况循环行驶百公里油耗，但该指标只反映汽车的基本性能，并不能定量说明汽车传动系匹配的合理程度。因此，提出下面的两个量作为汽车燃油经济性的评价指标：高档常速比油耗因子、发动机的有效效率利用率两个指标和多工况油耗指标一起作为经济性评价指标。排放性指标排放性指标：目前常见的排放评价指标有主要污染物排放总量和排放比例因子两种。主要污染物排放总量可以是多工况循环的单位里程排放总量，也可以是多工况循环的总排放量。排放比例因子是用实车进行多工况循环试验的排放值与标准值(我国采用欧洲排放标准作为标准值)对比得到。由于动力传动系统匹配的优劣与发动机废气排放有密切关系，因此，随着各国对汽车发动机废气排放限制的日益严格，在考虑发动机排放限制下开展汽车动力传动系参数优化设计意义重大。2、汽车传动系设计优化模型

普通优化模型：目标函数采用汽车动力性和经济性双目标函数的加权值或汽车的动力性、经济性和排放性能三目标函数的加权值作为目标函数。设计变量多为变速器各档传动比和驱动桥主减速器的转动比。此种模型的约束条件为：①变速器各档速比的约束；②整车基本性能的约束，包括最高车速、最大坡度、最大动力因数等；③尾气排放约束；④防止动力中断的约束；⑤汽车燃油经济性要求的约束；⑥道路附着条件的约束等。模糊优化模型：运用常规的优化设计难以处理不清晰的约束边界和具有模糊性的参数，而在建立约束条件时，许多条件(如路面附着系数等)只提供取值的范围，故有可能难以真正收敛到最优点。为不漏掉真正的优化方案并使设计更符合实际，采用模糊优化模型，取得较理想的效果。在模糊优化模型中，传动系匹配的评价指标、设计变量和模型中的目标函数与普通优化模型中的相同，只是在建立约束条件时，应用模糊数学的方法将约束条件模糊化，建立隶属函数。3、汽车传动系参数设计的优化方法

经典优化方法：由于传动系参数优化设计的数学描述较复杂，不便于甚至不可能用解析法求解，故在已用于此项研究的经典优化算法中，常见的是惩罚函数法和复合形法。它们的最大优点是不必计算目标函数的梯度和海塞矩阵，只需大量的重复计算。这在计算机上容易实现。现代优化方法：现代优化算法是2O世纪8O年代初兴起的启发式算法，主要包括遗传算法、蚁群算法、模拟退火法等。近几年，有学者采用优化算法对传动系参数进行优化设计，其中以运用遗传算法及其改进算法进行优化最为常见。还有许多不同的算法被用于传动系参数的优化，如改进的拉格朗日日乘子法、碰壁法等。各方法都有其优缺点，针对所建立的模型，选用合适的优化方法能在最短的时问得到较好的优化效果。4、汽车传动系参数优化设计软件的开发

开发汽车传动系参数优化设计软件的基本要求：软件应在给定整车参数和发动机参数的情况下，快速计算出优化后的、与发动机相匹配的传动系参数，并能以数字和图形的方式模拟计算汽车的动力性和经济性，以便为传动系各部分的选型提供理论依据。同时软件应具有界面友好、易于操作、可扩展性好等特点。目前国内开发此类软件基本上都是以Matlab软件作为开发平台，该软件是一种集数值计算、符号运算、可视化建模、仿真和图形处理等多功能于一体的计算机语言，它有一个专门的优化工具箱，可求解多种类型的优化问题。有学者以Matlab和c++或VB等语言共同作为平台开发这类软件，实现了不同语言间的优势互补，取得良好的效果。举例基于NSGA-Ⅱ的变速器齿轮系多目标可靠性优化设计王洪建2010年武汉理工大学根据应力、强度干涉理论，分析了齿轮的可靠性计算理论，以某微型车变速器为研究对象，在变速器结构已确定、传动比最佳的条件下，以可靠性为主要约束，以齿轮系总体积最小、中心距最小和总重合度最大为目标建立变速器齿轮系多目标可靠性优化的数学模型。基于以上理论，利用MATLAB软件为开发工具，编制出了NSGA-II算法和汽车变速器齿轮系多目标可靠性优化程序，并以某微型车变速器为例，采用NSGA-II算法对该多目标优化问题进行优化并得到其非劣最优解集。最后以MATLAB的图形用户界面设计环境(GUIDE)为界面开发工具进行了界面开发，建立了人机交互界面。目标函数有：齿轮体积小、变速器中心距小、齿轮重合度大变量：齿轮模数、螺旋角、齿轮宽度约束条件：齿面接触疲劳强度可靠性约束、齿根弯曲疲劳强度可靠性约束、中间轴轴向力平衡约束、传动比约束、斜齿轴向重合度约束、传动比约束、模数约束、齿宽约束、螺旋角约束和一档小齿轮约束等。问题：(1)由于齿轮是结构复杂的零件，影响齿轮可靠性的因素很多，且工况多变，工艺水平各异，增加了研究这一问题的困难，因此，对齿轮的可靠性设计迄今尚无定论。(2)在建立变速器齿轮系的多目标优化模型时，应对影响目标函数的一些次要参数，如齿轮变位系数、分度圆压力角以及齿顶高系数等参数，加以考虑，这样计算更加精确也更接近工程应用，不过优化问题也会因此变得复杂。(3)算法问题、约束处理问题。发展趋势随着对汽车发动机和传动系研究的深入，可预见未来这方面研究的发展趋势主要有以下几个方面：①用发动机动态特性场模型代替目前所用的发动机稳态特性场模型。②汽车动力传动系匹配与汽车其它性能如噪声振动特性、乘坐舒适性、操纵稳定性等进行联合研究，以对整车的性能作进一步的评价和分析。③在传动系参数的优化计算中，对各种不同车型的加权因子系统研究，根据汽车设计要求给目标函数中各分目标函数以不同的加权因子。④面向实际，开发更为迅速、功能更强大、操作简单易懂的传动系参数优化设计专用软件和系统。⑤各种先进优化方法将在传动系参数优化中得到应用。⑥寻求更为合理地的汽车传动系模拟计算方法，特别是在离合器结合的处理和变速器换挡的处理上。⑦充分考虑汽车在空载和常用工况下的不同特性，考虑弯道和紧急情况对汽车动力性和经济性的影响。第四节同步器设计1、无同步器时变速器的换档低速换高速高速换低速一、三种换挡形式三种换挡方式直齿滑动齿轮换挡啮合套同步器换挡直齿滑动齿轮换挡优点：缺点：产生冲击，产生噪声，影响齿轮寿命和舒适性。要求驾驶员技术较高，采用“两脚离合器”

啮合套：要求齿轮处于常啮合状态，减轻但是无法消除冲击，对驾驶技术要求较高。应用：某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器比较还能降低制造成本及减小变速器长度。同步器：能够保证迅速、无冲击、无噪声换挡，从而提高汽车的加速性能和行驶安全性能应用：在机械式手动变速器中广泛采用二、同步器分类同步器的类型：常压式、惯性式和(惯性)增力式，惯性式应用最广泛按结构分，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惯性式同步器组成：摩擦元件、锁止元件和弹性元件摩擦元件使被接合的两部分同步锁止元件用于阻止同步前强行挂档弹性元件使啮合套等在空档时保持中间位置，又不妨碍整个接合和分离过程,保证摩擦元件首先接触。三、各种同步器1、锁环式同步器工作可靠、耐用，但因摩擦半径受限，转矩容量小，适于轻型以下汽车，广泛应用在轿车、轻型客货车上。锁环式同步器某汽车六档变速器中的五、六档同步器锁环式同步器1-第一轴齿轮

2-滑块

3-拨叉4-二轴齿轮5,9-锁环6-弹簧圈7-花键毂8-接合套10-环槽11-三个轴向槽12-缺口锁环式同步器中间位置摩擦元件接触1、摩擦工作面接触产生摩擦力矩。工作过程：同步器设计锁环式同步器锁止位置结合位置2、锁环转动一角度，锁止，防止接合套前移3、摩擦力矩增长至同步4、惯性力矩消失，锁止消失，接合套进入啮合完成换档。2、锁销式同步器同步过程与锁环式类似，锁止元件是三个锁销和相配的锁销孔倒角，另有三个弹簧及定位销。弹簧和定位球在啮合套中，使啮合套在空挡时处于中间位置。摩擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及固定在齿轮上的内锥面。摩擦半径尺寸大，转矩容量大，适于中、重型货车。

3、多锥式同步器与多片式同步器为了增大转矩容量增加了摩擦片数，适于重型汽车的主副变速器和分动器。四、同步器工作原理和参数设计1、工作原理在离合器换挡处于空挡时，理论上变速器输入端和输出端零件的转速都有变化，但实际上，输出端连接整车，惯量大，转速变化小，可认为转速不变。而输入端零件惯量小，转速变化大。所以可简化为输入端改变转速，从而与输出端同步。同步器计算同步器的计算目的1、是确定摩擦锥面和锁止角的角度，这些角度是用来保证在满足连接健角速度完全相等以前不能进行换档所应满足的条件2、计算摩擦力矩和同步时间由动量矩定理列出方程式中Jr为输入端惯量输入端角速度t同步时间摩擦力矩积分得换挡时间滑磨功同步前拨环力矩TT<Tf(惯性力矩)即也为当同步结束有这是同步器计算的基本方程式。通过手柄得出摩擦力矩变速杆得到的轴向力摩擦系数锥面平均半径锥面角同步器换挡锁止条件转动惯量的计算可以用能量法计算换档过程中依靠同步器改变转速的零件统称为输入端零件空套其余齿轮固定在轴上转换的基本公式ZZ是转换轴上的齿轮齿数Zb是被转换轴上的齿轮齿数换直接档时的输入端总转动惯量:第一轴及离合器从动部分惯量转换轴上齿轮齿数被转换轴上齿轮齿数中间轴转动惯量与中间轴啮合的二轴转动惯量假设将挂左边档位，那么输入端零件有离合器从动部分、齿轮123456、一轴和中间轴。将齿轮175的惯量先转换到中间轴，再将中间轴及其齿轮246连同转换过来的惯量一同转换到齿轮3。那么转换过来的惯量和齿轮3的惯量一起构成了输入端零件的转动惯量。3、同步器主要参数的选择1）摩擦因数f：主要与材料、表面粗糙度、润滑油种类和温度有关。所用材料为黄铜合金。为增加摩擦，在同步环处有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，以增加摩擦系数。2）同步环主要尺寸螺纹槽：破还油膜，增加摩擦。螺纹顶窄、螺纹槽宽容易破坏油膜，但是压力增加，容易磨损；轴向泄油槽6~12个，槽宽3~4mm。a适于轻中型汽车，b适于重型汽车锥面半角α：锥面半角α越小摩擦力矩越大；锥面半角α过小则会产生自锁。避免自锁条件：tanα>=f，α=6~8度，6度有时表面不好，会黏着或咬住现象，7度就很少出现这种现象。摩擦锥面平均半径R：R大，摩擦力矩大。但是受结构限制，同时取大后影响同步环的径向厚度，所以不能取大。原则上在可能的情况下取大。锥面工作长度b：b小可以使变速器轴向尺寸小，但减小锥面工作面积，加速磨损，设计时按下式确定同步环径向厚度：原则上能厚则尽量选厚的。但是受尺寸限制。为提高耐磨，常镀钼。3）锁止角该角选的好，可以使得两部分之间角速度相同才能换档。影响其因素有摩擦因数、摩擦锥面平均半径、锁止面平均半径和锥面半锥角，已有结构的锁止角在26~42度之间。4）同步时间越小越好，结构尺寸和转动惯量对其都有影响。选择可参考：乘用车高档0.12~0.30s，低档0.50~0.80s;货车高档0.30~0.80s，低档1.00~1.50s。5）同步器摩擦副的材料铜基合金，轿车同步锥环较薄，宜用锻、精锻或冷挤压工艺加工；货车较厚，亦可采用压铸工艺。选用时考虑耐磨性、强度和加工性能。铝青铜多用于压铸同步锥环，亦可锻造，强度高、耐磨性好、摩擦系数大而自锁倾向小；锰青铜适于锻造，强度高、加工性好；硅锰青铜和锰青铜类似，耐磨性极好；锻造同步环也采用铅黄铜，其耐磨性优于青铜；现在常用高强度、高耐磨的钢-钼配合摩擦副，即在钢或球墨铸铁同步锥环面上喷镀0.6-0.8mm钼，特别适合大型汽车的同步器。4、同步器失效形式结构上如果接近尺寸分度尺寸不合理，使同步器失去锁止作用而失效；摩擦面磨损过大，摩擦系数显著降低，摩擦力矩小于拨环力矩；换档速度过大，摩擦锥面间的摩擦系数增长适应不了，使摩擦系数偏低；换档力过大，摩擦锥面变形，使摩擦力