第三章变速器设计

1、第三章变速器设计 第三章 汽车变速器设计 第三章变速器设计 变速器 第三章变速器设计 第三章 机械式变速器设计 本章主要学习 v（1）变速器的基本设计要求； v（2）各种形式变速器的结构布置特点（）； v（3）变速器主要参数的选择 （）； v（4）变速器的设计与计算（）； v（5）同步器设计的基本方法； v（6）变速器操纵机构及基本结构元件； v（7）机械式无级变速器简介。 第三章变速器设计 第三章 机械式变速器设计 v 第一节第一节 概述概述 v 第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案 v 第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择 v 第四节第四节 变速器的

2、设计与计算变速器的设计与计算 v 第五节第五节 同步器设计同步器设计 v 第六节第六节 变速器操纵机构变速器操纵机构 v 第七节第七节 机械式无级变速器机械式无级变速器 第三章变速器设计 变速器 第三章变速器设计 一、变速器的功用一、变速器的功用 （1）改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要， 使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶 速度要求。 （2）实现倒车行驶，用来满足汽车倒退行驶的需要。 （3）中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换 挡或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力 传递。 （4）必要时从变速器取力，输出动力（取力器，如自动 打气筒，洒水车）。 第一节第一

3、节 概述概述 第三章变速器设计 二、变速器的组成二、变速器的组成 v变速传动机构 v操纵机构 三、变速器的分类三、变速器的分类 第三章变速器设计 四、 变速器设计要求 v整车动力性、经济性（挡位数、传动比） v空挡设置 v倒挡设置 v换挡方便、省力、迅速 v工作可靠，无跳挡、乱挡、换挡冲击 v工作效率高 v尺寸、质量小，维修方便 第三章变速器设计 第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析一、传动机构布置方案分析 v轴的形式 v挡位 v常啮合齿轮对数（同步器或啮合套） v换挡方式 v轴的支承形式 v倒挡布置方式 v是否采用同步器及同步器布置位置 第三章

4、变速器设计 1、中间轴式变速器、中间轴式变速器 v多用于FR，RR布置的乘用车和商用车上 v能设置直接挡，直接挡效率高 v一挡传动比能设计较大 v一轴与输出轴转向相同（挂前进档时） v零件多，尺寸、质量大 第三章变速器设计 2、两轴式变速器、两轴式变速器 v结构简单、紧凑、轮廓尺寸小 v中间挡位传动效率高、噪音低（少了中间轴、 中间传动齿轮） v不能设置直接挡，高挡位时噪音高（轴承齿 轮均承载），且效率略比三轴式低 v一挡传动比不可能设计的很大 v输入轴与输出轴的转向相反（挂前进挡时） 第三章变速器设计 3. 变速器传动布置方案分析变速器传动布置方案分析 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方

5、式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同步器及同步器布置位置 1).轴的形式及挡数轴的形式及挡数 第三章变速器设计 1).轴的形式及挡数轴的形式及挡数 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同步器及同步器布置位置 第三章变速器设计 2).常啮合齿轮对数常啮合齿轮对数 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同步器及同步器布置位置 第三章变速器设计 3. 变速器传动布置方案分析变速器传动布置方案分析 第三章变速器设计 2).常啮合齿轮对数常啮合齿轮对数 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同

6、步器及同步器布置位置 第三章变速器设计 3).换挡方式换挡方式 v滑动齿轮 v啮合套 v同步器 高挡位：同步器 低挡位/倒挡：啮合套/滑动齿轮 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同步器及同步器布置位置 第三章变速器设计 4).轴的支承形式轴的支承形式 v两端支承（一般） v多点（两端中间）支承 v附加壳体支承 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同步器及同步器布置位置 第三章变速器设计 （1）.两端支承 4).轴的支承形式轴的支承形式 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同步器及

7、同步器布置位置 第三章变速器设计 （2）.多点（两端中间）支承 4).轴的支承形式轴的支承形式 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同步器及同步器布置位置 第三章变速器设计 （3）.附加壳体支承 4).轴的支承形式轴的支承形式 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同步器及同步器布置位置 第三章变速器设计 5).倒挡布置形式倒挡布置形式 倒挡齿轮形式：倒挡齿轮形式：直齿滑动齿轮 倒挡的实现：倒挡的实现：传动路线中加入一个中间齿轮；联体齿轮 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同步器及

8、同步器布置位置 第三章变速器设计 6).同步器的布置位置同步器的布置位置 v对于两轴式 低挡同步器布置在输出轴上（输出轴齿轮大） 高档同步器布置在输入轴上（输入轴齿轮大） v对于中间轴式 大部分布置在输出轴上 少数的布置在中间轴上 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同步器及同步器布置位置 第三章变速器设计 同步器布置分析（同步器布置分析（1） 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡布置 是否采用同步器及同步器布置位置 第三章变速器设计 同步器布置分析（同步器布置分析（2） 挡位 轴的形式 常啮合齿轮对数 换挡方式 轴的支承形式 倒挡

9、布置 是否采用同步器及同步器布置位置 第三章变速器设计 7).变速杆换挡位置和顺序变速杆换挡位置和顺序 第三章变速器设计 8).其他问题其他问题 （1 1）发动机横置与纵）发动机横置与纵 置的两轴变速器方案置的两轴变速器方案 第三章变速器设计 如图所示发动机横置的两轴变速器方案有没有问题？如图所示发动机横置的两轴变速器方案有没有问题？ 第三章变速器设计 （2 2）超速挡的设置）超速挡的设置 比功率大的汽车在路况良好，汽车不需要频繁加减速的 情况下，由于汽车驱动能力不需为加速留出很大的余地， 使用超速挡能让发动机工作在接近最经济状态的满负荷 情况。 行驶同样的路程，使用超速档时曲轴转的圈数要少于

10、使 用直接档时曲轴转的圈数，这样就减少了由于活塞上下 运动所造成的摩擦损失，减少了单位行驶里程的油耗。 缺点：与直接挡相比，使用超速挡会使传动效率变低， 工作噪声增加。 第三章变速器设计 二、零、部件结构方案分析二、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 2、变速器轴承、变速器轴承 球轴承，滚针轴承，圆柱滚子，圆锥滚子轴承，滑动轴套 1、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。 2、变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔，空间足够，采用 球轴承。 3、第二轴后端常采用球轴承，承受轴向力和径向力。 4、中间轴由前或后圆柱滚

11、子轴承承受齿轮产生的轴向力。 5、常啮合齿轮的轴孔：滚针轴承，滑动轴套。 第三章变速器设计 3、 防止自动脱挡的措施防止自动脱挡的措施 接合齿端部超过 被接合齿13mm 齿厚切薄 接合面加工成锥角 第三章变速器设计 第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择 v挡数 v传动比范围 v中心距A v外形尺寸 v轴的直径 v齿轮参数 v齿数分配 第三章变速器设计 一、挡数一、挡数 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，并且使轮廓尺寸和质量加 大，同时操纵机构复杂，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

12、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。 要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下，该值越小换 挡工作越容易进行。 要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻 挡位之间的传动比比值小。因为高档工作频繁。 第三章变速器设计 二、传动比范围二、传动比范围 1、变速器的传动比范围： 指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。 2、最高挡传动比的选取： 直接挡1.0，超速挡0.70.8。 第三章变速器设计 3、最低挡传动比选取： 影响因素： 发动机的最大转矩、最低稳定转速； 驱动轮与路面间的附着力； 主减速比与驱动轮的滚动半径； 汽车的最低稳定车速。 4、目前乘用车的传动比范

13、围在34.5之间，轻型商 用车在58之间，其它商用车则更大。 maxmax F ift FF Te a g iT rm i 0max max 1 maxmax 01max sincos gmgfm r iiT aa Tge ZFt max min min max1 377. 0 a g V rn i 第三章变速器设计 三、中心距三、中心距A v定义：对中间轴式变速器, 中间轴与第二轴之间的距离； 对两轴式变速器, 输入轴与输出轴之间的距离。 v对变速器性能的影响： 1.影响变速器的外形尺寸,体积和质量大小； 2.影响轮齿的接触强度； 中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。 最小允许中心距由

14、保证齿轮有必要的接触强度来确定。 vA的选取原则： 中心距取大：有利于轴承的布置和壳体的强度。 有利于安排一挡小齿轮齿数，此齿数不能过少。 中心距过小：轴的长度相对增加，轴的刚度受影响。 )15. 3( 11 418. 0 bz j b FE 第三章变速器设计 1.中间轴式变速器中心距中间轴式变速器中心距A的确定的确定 初选中心距A时，可根据经验公式计算 2乘用车变速器中心距乘用车变速器中心距A的确定的确定 FF和 FR乘用车的变速器中心距A， 也可以根据发动机排量与变速器中 心距A的统计数据初选。 3.原则上，总质量小的汽车，变速 器中心距也小些。 第三章变速器设计 四、外形尺寸四、外形尺寸

15、 v横向尺寸 根据齿轮直径、倒挡中间过渡齿轮及换档机构的布置 确定。 v轴向尺寸 与档位数、齿轮形式、换档机构、同步器数等有关。 乘用车 (3.03.4)A 商用车 (2.22.7)A (4档) (2.73.0)A (5档) (3.23.5)A (6档) 第三章变速器设计 五、齿轮参数五、齿轮参数 1、模数、模数m m=d/z v模数选择原则： A=m(z1+z2)/2一定时 1)为传动平稳，噪音小，应采用小模数，z=z1+z2增多，同时 增加齿宽。 2)为减小质量，应采用大模数，z=z1+z2减少，同时减少齿宽。 3)在强度和结构允许的条件下，应选取较小的模数。 4)当中心距较大、载荷平稳、

16、转速较高时，可取小值，否则取 大值。在一般动力传动中，模数不应小于2mm。 5)乘用车考虑平稳性，选小模数。商用车考虑强度和减小质量， 选大模数。 6)不同档位齿轮选不同模数，以保证强度。 第三章变速器设计 啮合套和同步器接合齿的模数 多数采用渐开线齿轮。 同一变速器的接合齿模数相同，有利于简化工艺。 选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。 取值范围：乘用车和总质量在1.814t的商用车，2.03.5mm； 总质量大于14t的商用车，3.55.0mm。 模数的选用模数的选用 微型、普通级轿车 中级轿车 中型货车 重型货车 2.252.75 2.753.00 3.54.5 4.56.0 乘用车

17、商用车 第三章变速器设计 1）压力角较小，重合度大，传动平稳，噪声低； 2）压力角较大，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 3）因国标压力角规定为20 ，故变速器齿轮用20,啮合套 或同步器的接合齿压力角用30。 2、压力角、压力角 第三章变速器设计 3 3、螺旋角、螺旋角 选择原则： 大小： 1）螺旋角增大，齿轮重合度增加，运转平稳，噪音低； 2）从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋 角，但大于30度后抗弯强度骤然下降。 3）中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的， 以平衡轴向力，延长轴承寿命。 旋向： 中间轴上全部齿轮的螺旋方向一律取为右旋，则第 一、第二轴上的斜齿轮应取为

18、左旋。 2 cos sin ; cos 2 11 418. 0 z z g bz j r T F b FE 法向力： 15 25 第三章变速器设计 中间轴的轴向力平衡中间轴的轴向力平衡 中间轴上两个斜齿轮的轴向力 111 tan na FF 222 tan na FF 2 1 2 1 tan tan r r 为使两轴向力平衡，必须满足 2211 rFrF nn 中间轴传递的转矩相等，即 中间轴齿轮右旋，轴向力平衡可减 小轴承负荷，延长寿命； 一、二轴齿轮左旋，使轴向力由轴 承传递到壳体上，避免两轴卡死。 第三章变速器设计 4、齿宽、齿宽b 考虑因素： 齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿

19、轮强度 和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。 选择原则： 1）较小的齿宽：减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，斜 齿轮传动平稳性变差弱，工作应力增加。 2）较大的齿宽：轴的变形会使齿轮倾斜，齿轮沿齿宽方 向受力不均匀，磨损不均匀。 3)通常跟据齿轮模数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 第三章变速器设计 5 5、变位系数的选择原则、变位系数的选择原则 采用变位的原因： 1）避免齿轮产生根切 2）配凑中心距 3）通过变位影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶 合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮的种类：高度变位和角度变

20、位。 1）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 强度相接近的程度。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。 2）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，又避免了其缺点。 第三章变速器设计 根据中心距确定齿数和Zh=Z7+Z8 六、各挡齿轮齿数的分配六、各挡齿轮齿数的分配 1 1、确定一挡齿轮的齿数、确定一挡齿轮的齿数Z Z7 7,Z,Z8 8 先确定Z8 ：乘用车用车Z8=1517，商用车Z8=1217。 由Z7=Zh-Z8 得到Z7。 常啮合传动齿轮 第三章变速器设计

21、2 2、对中心距进行修正、对中心距进行修正 取整后，中心距有了变化； 应根据Zh和齿轮变位系数重新 计算中心距； 以修正后的中心距作为各挡齿 轮齿数分配的依据。 3、确定常啮合传动齿轮副的、确定常啮合传动齿轮副的 齿数齿数Z1，Z2。 第三章变速器设计 直齿轮直齿轮 斜齿轮斜齿轮 4 4、确定其他各挡的齿数、确定其他各挡的齿数 （以二挡齿轮为例）（以二挡齿轮为例） 直齿：解两方程式求出z5,z6。用取整后的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。 斜齿：采用试凑法: 初选螺旋角6， z5,z6， 检查是否满足轴向力平衡的关系。 第三章变速器设计 5、确定倒挡齿轮齿数确定

22、倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮的模数:与一档相同。 倒挡齿轮Z10的齿数，一般在21 22之间。 初选Z10后，可计算出中间轴与倒 挡轴的中心距A ，再确定Z9。 特别注意： 应保证倒挡齿轮不应发生运动干涉。 齿轮8和9的齿顶圆之间应保证有 0.5mm以上的间隙。 第三章变速器设计 中间轴式变速器中间轴式变速器 齿轮齿数确定方法小结齿轮齿数确定方法小结 v1 1、确定一挡齿轮的齿数、确定一挡齿轮的齿数 v2 2、对中心距进行修正、对中心距进行修正 v3 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 v4 4、确定其他各挡的齿数、确定其他各挡的齿数 v5 5、确定倒挡齿轮齿数、确定倒挡齿轮

23、齿数 第三章变速器设计 两轴式变速器如何确定齿轮齿数？ 第三章变速器设计 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 ： 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：大冲击载荷弯曲折断；重复载荷作 用下齿根产生疲劳裂纹折断。 齿面点蚀：齿面相互挤压，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。 换档齿轮端部破坏：由于换档时两个进入啮合的齿轮 存在角速度差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷， 并造成损坏。 第三章变速器设计 二、齿轮强度计算二、齿轮强度计算 1、齿轮弯曲强度计算 2、轮齿接触应力计算 co

24、s ; 2 : 1 1 n g f zm d d T F btyK KKF 圆周力 2 cos sin ; cos 2 11 418. 0 z z g bz j r T F b FE 法向力： 第三章变速器设计 三、轴的计算三、轴的计算 (一一)初选轴的直径初选轴的直径d 中部的直径 d=0.45A 花键处的直径 K为经验系数，K：4.04.6 d与轴的支承距离L应满足： d/L=0.160.18 （中间轴式） d/L=0.180.21 （二轴式） 3 maxe TKd 第三章变速器设计 (二二)轴的刚度验算轴的刚度验算 挠度和转角的产生 挠度的影响： 使齿轮中心距发生变化，破坏齿轮的正确啮合

25、； 转角的影响： 使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 验算原则： 每个挡位都应进行验算：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。 第三章变速器设计 （三）、轴的强度计算（三）、轴的强度计算 轴受转矩和弯矩的共同作用： 转矩： 齿轮圆周力 TnTn 弯矩： 齿轮轴向力 水平面内Ms 齿轮径向力 垂直平面内Mc 222 nSC TMMM 3 32 d M W M 第三章变速器设计 第五节第五节 同步器设计同步器设计 一、同步器的种类： 常压式 惯性增力式 惯性式 第三章变速器设计 惯性式同步器 第三章变速器设计 1、锁销式同步器 优点： 零件数量少 摩

26、擦转矩大 缺点： 轴向尺寸大 第三章变速器设计 2、锁环式同步器 第三章变速器设计 锁环式同步器工作过程 第三章变速器设计 二、同步器参数的确定 sin FfR M m 1、摩擦因素f 摩擦因数与选用的材料、工作面的表面粗糙度、润滑 油种类和温度等因素有关。 2、同步环主要尺寸的确定 (1)同步环锥面上的螺纹槽 (2)锥面半锥角 越小，摩擦力矩越大； 过小，易产生锥面自锁。应有： ftan 第三章变速器设计 (3)摩擦锥面平均半径R R越大，则摩擦力矩越大。 R受结构限制不能取很大。 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 Mm=p.(2 R).b.f.R sin

27、FfR M m 第三章变速器设计 3、锁止角 原则：正确选取的锁止角，应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： v 摩擦因数； v擦锥面的平均半径； v锁止面平均半径； v锥面半锥角； sin tan r fR 第三章变速器设计 4、同步时间t 原则：同步器工作时，达到同步的时间越短越好。 影响因素： v 同步器的结构尺寸；转动惯量；变速器输入轴、输出轴 的角速度差；作用在同步器摩擦锥面上的轴向力。 选取： v 对乘用车，高档取0.150.30s，低档取00.80s; v 对商用车，高档取0.300.80s，低档取1.001.50s。 ) 11 ( sin 1kk er iiFfR J t 第三章变速器设计 三、同步器的计算 摩擦力矩的计算 t J t J M ab r r m ) ( )( 1 1k e k e r iit J ) 11 ( 1kk er iit J gsSi FF 1）由换档时为保证没有冲击而计算的摩擦转矩 2）由作用在换档杆上的换挡力而计算的摩擦转矩 sin FfR M m 3）两摩擦转矩的比较 ) 11 ( sin 1kk er iit JFfR 4）求同步时间 ) 11 ( sin 1kk er