第三章变速器设计

1、第三章 变速器设计第一节 概 述 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机再最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。 对变速器如下基本要求.1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。 4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5）换挡迅速，省力，方便。6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。7）变速器应当有高的工作效

2、率。8）变速器的工作噪声低。除此以外，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。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。在原变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。第二节 变速器传动机构布置方案 机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到 广泛应用。 一.传动机构布置方案分析 变速器传动机构有两种分类方法。根据前进挡数的不同

3、，有三，四，五和多挡变速器 。根据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器 多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便，中间挡位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。图3-1示出用在发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变

4、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，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或双曲面齿轮，发动机横置时则采用圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他挡位均用常啮合齿轮传动。图3-1F中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；同步器多数装在输出轴上，这是因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器装在输入轴上有困难，而高档同步器可以装在输入轴的后端，见图3-1D，E；图3-1D所示方案的变速器有辅助支承,用来提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声。图3-1F所示方案为五挡全同步器式变速器，以此为基础，只要将五挡齿轮用尺寸相当的隔套替代，即可改变为四挡变速器，从而形成一个系列产品

5、。图3-2，图3-3，图3-4分别示出了几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位

6、低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到档传动方案上有差别。 如图3-2中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别：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。 图3-3A所示方案

7、，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位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。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，其余各挡均用常啮合齿轮。以上各种方案中，凡采用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，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合

8、套换挡。 发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图3-2A，B所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。 变速器用图3-3C所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图3-3C所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状态，同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。 与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实

9、现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，见图3-1A，B，C和图3-2A，B等；也有利用两个联体齿轮方案的，见图3-2C和图3-3A，B等。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。 图3-5为常见的倒挡布置方案。图3-5B所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而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所示方案能获得较大的倒挡

10、传动比，缺点是换挡程序不合理。图3-5D所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图3-5C所示方案。图3-5E所示方案是将中间轴上的一，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齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图3-5G所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既

11、能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，如图3-2B，图3-3B，图3-4A等所示，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。倒挡设置在变速器的左侧或右侧在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。从这一点来考虑，图3-6A，B的换挡方案比图3-6C更合理。图3-6C所示方案在挂一挡时也需克服用来防止误

12、挂倒挡所产生的力，这对换挡技术不熟练的驾驶员是不利的。除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响，见图3-7。 经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的支承中部区域较为合理，在该区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，偏载减少能提高齿轮寿命。 某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于1（为0.70.8）的超速挡，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶1KM所需发动机曲轴的总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速挡会使传动效率降低，噪声增大。 机械式变

13、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，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的制造精度等。图3-8为发动机纵置时两轴式变速器结构图。其特点是高挡同步器布置在输入轴上，而低档同步器北部制在输出轴上。为提高轴的刚度，增加了中间支承。 图5-5为发动机横置时两轴式四挡变速器的结构图。图中输入轴上的全部齿轮与轴制成一体。因主减速器齿轮为斜齿圆柱齿轮，变速器壳体与主减速器壳体连为一体并相通，可用同一种润滑油来润滑齿轮。 二.零，部件结构方案分析 1.齿轮形式 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工

14、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，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。 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。汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器），时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使

15、用。 由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。 因此，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。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，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。 使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。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换

16、入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。自动脱档是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种： 1）将两接合齿的啮合位置错开，见图3-9。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约13MM。使用中接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，用来阻止接合齿自动脱档。 2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档，见图3-10。3）将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜23），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，见图3-11。这种方案比较有效，应用较多

17、。 3.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。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，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。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力

18、，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，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，所以不适用于线膨胀系数较大的铝合金壳体。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。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于620mm，下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承，滑动轴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

19、方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。第三节 变速器主要参数的选择一 档数增加变速器的档数能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，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，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，增加变速器的当属会是变速器相邻的低档与高档之间传动比比值减小，是换档工作容易进行。要求相邻档位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换档工作越容易进行。要求高档区相邻档位之

20、间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前轿车一般用45个档位，级别高的轿车变速器多用5个档，货车变速器采用45个档位或多档。装载质量在23.5T的货车采用5档变速器，装载质量在48T的货车采用6档变速器。多档变速器多用于重型货车和越野车。二 转动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。转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34之间，轻型货车在56之间，其他货车则更大。三 中心距A对中间轴式变速器,是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距.其大小不

21、仅对变速器的外形尺寸,体积和质量大小,而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。 A=KA 3T emaxi 1 g 式中，A为中心距（MM）;KA为中心距系数,轿车:KA=8.99.3,货车:8.69.6,多档变速器:9.511.0;TEMAX为发动机最大转矩（N.M）;I1为变速器一档传动比；ng为变速器传动效率0.96。轿车变速器的中心距在6580mm变化范围，货车

22、的变速器中心距在80170mm范围内变化。原则上总质量小的汽车中心距小。四 外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档2.22.7A五档2.73.0A六档3.23.5A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。五 轴的直径变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性

23、产生影响，增加工作噪声。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=0.45A，轴的最大直径D和支撑间距离L的比值，对中间轴，D/L=0.160.18,对第二轴，D/L=0.180.21。第一轴花健部分直径D（MM）可按下式初选d=K3T emax 式中K为经验系数，K=4.04.6,Temax 为发动机最大转矩（N.m）六 齿轮参数1. 模数的选取遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比

24、噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。2. 压力角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。变速器齿轮用20,啮合套或同步器的接合齿压力角用30。3. 螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿

25、轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。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，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向力作用。

26、 根据图312可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件 由于T= ，为使两轴向力平衡，必须满足 式中，Fa1，Fa2为轴向力，Fn1，Fn2为圆周力r1，r2为节圆半径；T为中间轴传递的转矩。 最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：轿车变速器：两轴式变速器为 2030中间轴式变速器为 2234货车变速器：1834 4齿宽b 应注意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均有影响。 考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少

27、齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，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。 通常更据齿轮模数m的大小来选定齿宽。 直齿：b=KCm, KC为齿宽系数，取为4.58.0 斜齿：b= KCmn，KC取6.08.5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。5 变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高

28、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的和为零。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想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位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，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿

29、轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。更据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一，二

30、档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。七各档齿轮齿数的分配在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的档数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。四档变速器为例，说明分配齿数的方法。尽可能使各档齿轮的齿数比应该不是整数。 1 确定一档齿轮的齿数一档传动比 i1=(z2z7)/(z1z8)如果z7z8齿数确定了，则z2与z1的传动比可求出。为了求z7z8的齿数，先求其齿数和Zh直齿Zh=2A/m斜齿Zh=2Acosb/Mn 计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能取小些，以便使z7/z8的传动比大些，在i1已定的情况

31、下，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轮轴有足够的厚度。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。中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴经尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。轿车中间轴式变速器一档传动比i1=3.53.8时，中间轴上一档齿轮数可在1517间取，货车灾217间取。2 对中心距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zh和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。3 确定常啮合传动齿轮副的齿数求出传

32、动比z2/z1=i1z8/z7而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即A=mn(z1+z2)/2cosb 解方程式（3-3）和式（3-4）求z1与z2,求出的z1，z2都应取整数；然后核算一档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。n 确定其他各档的齿数若二档齿轮是直齿轮，模数与一档齿轮相同时，则得：i2=z2z5/z1z6A=m(z5+z6)/2解两方程式求出z5,z6。用取整后z5,z6的计算中心距，若与中心距A有偏差，通过齿轮变位来调整。二档齿轮是斜齿轮，螺旋角b6与常啮合齿轮的b6不同时，由式(3-5)

33、得z5/z6=i2z1/z2而A=Mn(z5+z6)/2cosb6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tanb2/tanb6=z2(1+z5/z6)/(z1+z2)联解上述三个方程式，可求出z5,z6和b6三个参数。但借此方程组比较麻烦，可采用比较方便的试凑法，即先选定螺旋角b6，解式(3-7)和(3-8)式，求出z5,z6，再把z5,z6及b6代入式(3-9)中，检查是否满足或近似满足轴向力平衡的关系。如相差太大，则要调整螺旋角b6，重复上述过程，直至符合设计要求为止。其他各档齿轮的齿数用同一方法确定。5,确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档相同。图3-13所

34、是倒档齿轮z10的齿数，一般在21-22之间，初选z10后，可计算出中间轴与倒档州的中心距AA=m(z8+z10)/2为保证倒档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在以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径应为De8/2+0.5+De9/2=ADe9=2A-De8-1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)。最后计算倒档轴与第二轴的中心距A.第四节 变速器的设计与计算一 齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹

35、扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是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。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。二 齿轮强度计算与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用田间仍是相似 的。此外，机车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳钢制作，采用剃赤和磨赤精加工 ，

36、齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JB17983，6级 和7级。因此，用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。1 齿轮弯曲强度计算（1） 直齿轮弯曲应力6w=F1K6Kf/bty因为齿轮节圆直径d=mz，z为齿数，带入上式得6W =F1KA /btyK 一， 倒档直齿轮作用弯曲应力在400850N/mm,货车可取下限。（2） 斜齿轮弯曲应力6w=F1K6/bytKE,y为齿形系数，可按当量齿数zn=z/cos3b察得重合度系数为2。得斜齿弯曲应力6W =2TgcosbK6/zmn 3

37、yKc K 。2轮齿接触应力计算j =0.418 FEb( 1 z+ 1 b) 表31 变速器齿轮许用接触应力 齿轮 i(Nmm-2) 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900-2000 950-1000 常啮合齿轮和高挡 1300-1400 650-700 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯取疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。值得指出的是，对齿轮进行强力喷丸处理以后，齿轮弯曲疲劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形；磨齿齿轮精度高于热处理前剃齿和

38、挤齿齿轮精度，使得传动平稳、效率提高；在同样负荷的条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高。国内汽车变速器齿轮材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为5863HRC，芯部硬度为3348HRC。三 轴的强度计算 变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。所以设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的

39、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315所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。挡位不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时将轴看做铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取Temax。轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位

40、置如图316所示时，若轴在垂直面内挠度为 ，在水平面内挠度为 和转角为，则可分别用下式计算式中，F1为齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)；F2为齿轮齿宽中间平面上的径向力(N)；E为弹性模量(MPa)，E=2.1X105MPa；I为惯性矩(mm4)，对于实心轴：I=d4/64；d为轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算；a、b为齿轮上作用力距支座A、B的距离；L为支座间距离。 如果用 和 分别表示轴在垂直面和水平面的挠度，则轴的全挠度 为 0.2mm。 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为 =005010mm， =010015mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 与中间轴齿轮常啮合的第

41、二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承直接装在轴上，这就能够增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，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Fc和Fs之后，计算相应的弯矩Mc、Ms。轴在转矩Tn和弯矩同时作用下，其应力为 式中， (Nmm)；d为轴的直径(mm)，花键处取内径；W为抗弯截面系数。 在低挡工作时，400Nmm2 变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。第五节 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，但有不能保证啮合件在同步状态下(即角速度

42、相等)换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。 一、惯性式同步器 惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换挡，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，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。图317a所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环2和齿轮3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1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4。锁销与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套

43、1圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销6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317b所示锁环式同步器摩擦元件，是通过滑动齿套8及锁环9上的锥面来实现的。作为锁止元件是锁环9的内齿和做在齿轮10上的接合齿端部。齿轮10和锁环9之间是弹性连接。在惯性式同步器中b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

44、中。 滑块式同步器本质上是锁环式同步器，它工作可靠、零件耐用；但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在同步锥环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于轿车和轻型货车变速器中。 多锥式同步器的锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个锥面之间再插入两个辅助同步锥，如图318所示。由于锥表面的有效摩擦面积成倍地增加，同步转矩(在同步器摩擦锥面上产生的摩擦力矩)也相应增加，因而具有较大的转矩容量和低热负荷。这不但改善了同步效能，增加了可靠性，而且使换挡力大为减小。若保持换挡力不变，则可缩短同步时间。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器以及分动器中。 惯性增力式同步器又称为波舍(

45、Porsehe)式同步器，见图319。它能可靠地保证只在同步状态下实现换挡。只要啮合套和换挡齿轮之间存在转速差，弹簧片的支承力就阻止同步环缩小，从而也就阻止了啮合套移动。只有在转速差为零时，弹簧片才卸除载荷，于是对同步环直径的缩小失去阻力，这样才可能实现换挡。波舍式同步器的摩擦力矩大、结构简单、工作可靠、轴向尺寸短，适用于货车变速器。二、同步器工作原理 同步器换挡过程由三个阶段组成。第一阶段：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317a所示，由于齿轮3的角速度3，和滑动齿套1的角速度l不同，在摩擦力矩作用下锁销4相对滑动齿套1转动一个不大的角度，并占据图上所示

46、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F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于，3和l不等，在上述表面产生摩擦力。滑动齿套1和齿轮3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1和齿轮3的转速逐渐接近，其角速度差=|1-3|减小了。在=0瞬间同步过程结束。第三阶段：=0，摩擦力矩消失，而轴向力F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。 三、主要参数的确定1摩擦系数 汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁

47、。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。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。 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。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度差，在使用初期容易损害同步环锥面。 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

48、锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环因使用寿命短，已遭淘汰。 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0.1。 摩擦因数 对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，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因数。 2同步环主要尺寸的确定(1)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。试验还证明：螺纹的齿顶宽对 的影响很大， 随齿顶的磨损而

49、降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图320a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图320b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。(2)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tana 。一般取 =68。 =6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 =7时就很少出现咬住现象。 ， (3)摩擦锥面平均半径R R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置

50、的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。 (4)锥面工作长度b缩短锥面工作长度b(图317)，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定b（5）同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。

51、段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.30.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。3锁止角 锁止角 选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角 选取的因素主要有摩擦因数 擦锥面的平均半径R,锁止面平均半径和锥面半锥角 。已有结构的锁止角在2646范围内变化。4同步时间t同步器工作

52、时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.150.30s,低档取00.80s;对货车变速器高档取0.300.80s，低档取1.001.50s.5转动惯量的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，它包括第一轴及离合器的从动盘，中间轴及其上的齿轮，与中间轴上齿轮相啮合的第二周

53、上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同档位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出;若零件未制成,可将这些零件分解为标准的几何体,并按数学公式合成求出转动惯量。四. 同步器的计算同步器的计算目的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时所应满足的条件，以及计算摩擦力矩和同步时间。换档第一阶段，处于空当瞬间，考虑到润滑油阻力在常温下对齿轮转速的降低作用可忽略不计，并假设汽车在阻力不大的道路上行驶，同时时间不大于一秒，则认为在该瞬间汽车速度保持不变，即变速器输出端转换于换档瞬间不变，而输入端靠

54、摩擦作用达到与输出端同步。如上所述，换档时为保证没有冲击的将齿轮和轴连接起来，必使它们的转动角速度相等。摩擦力矩 计算如下 (3-16) (3-17) 式中， 为离合器从动盘、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； 为发动机的角速度； 为在第K挡工作时变速器输出轴角速度； 为第k+l挡的输出轴上齿轮的角速度； 、 为变速器第k和k+l挡的传动比。另一方面，设换挡时作用在变速杆手柄上的法向力为 ，(对轿车和大客车，取 =60N；对货车，取 =100N)，变速杆手柄到啮合套的传动比为 ，则作用在同步器摩擦锥面上的轴向力 应为 (3-18)式中， 为换挡机构传动效率。 由此可算得工作面上的摩擦力矩 为 (3-19)式中， 为摩擦锥面半锥角； 为工作锥面间的摩擦因数；R为摩擦锥面平均半径。 同步时的摩擦力矩方程式为= (3-20) 以图3-21所示同步器结构为例，分