汽车设计机械式变速器设计PPT课件

1、第一节 概述 功用 改变转矩、转速 中断动力传递 使汽车获得倒退行驶能力 具有动力输出功能 组成 操纵机构 传动机构第1页/共87页第一节 概述 设计要求 保证汽车有必要的动力性和经济性 设置空档，用来切断动力 设置倒档，使汽车能倒退行驶 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出 换档迅速、省力、方便 工作可靠，无跳档、乱档、换档冲击现象 传动效率要高 工作噪声低 轮廓尺寸和质量小，成本低，维修方便第2页/共87页第一节 概述 分类 变 速 器 三挡变速器 五挡变速器 中间轴式 两轴式 旋转轴式 固定轴式 四挡变速器 多挡变速器 多中间轴式 双中间轴式 第3页/共87页第二节 变速器传动机构布置

2、方案 一、传动机构布置方案分析 1、两轴式变速器（图3-9） 与中间轴式变速器相比较： 输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。 轴和轴承数少，结构简单，轮廓尺寸小，易布置； 中间挡位传动效率高，噪声低； 不能设置直接挡，高挡工作噪声大，易损坏； 受结构限制，一挡速比不可能设计得很大； 多用于FF布置形式。第4页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析 1、两轴式变速器 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，高挡的同步器可以装在输入轴后端（图d、e）；第5页/共

3、87页第二节 变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析 2、中间轴式变速器 第一轴与第二轴的布置与支承（图3-12）； 使用直接挡时，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； 中间挡位可以获得较大的传动比； 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； 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挡；有的一挡也采用同步器或啮合套换挡；各挡同步器或啮合套多设置在第二轴上。 第6页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析 2、中间轴式变速器四档 a、c方案： 第二轴为三点支承； 有四对常啮合齿轮； 倒挡用直齿滑动

4、齿轮换挡； a方案能提高中间轴和第二轴刚度。 b方案： 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7页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析 2、中间轴式变速器五档第8页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析 2、中间轴式变速器六档第9页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析 2、中间轴式变速器总结 轴的支承形式不一样； 常啮合齿轮对数不一样，换档方式不一样； 倒档传动方案不一样； 档位布置位置顺序不一样。第10页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一

5、、传动机构布置方案分析 3、倒挡布置方案 倒挡齿轮同时与两个齿轮进入啮合； 齿轮应力状态差。 倒挡双联齿轮同时与两个齿轮进入啮合； 齿轮应力状态得到改善； 能够获得较大的倒挡传动比 ； 但两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。第11页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析 3、倒挡布置方案 滑动二轴一档齿轮进行换挡，换档容易； 换档的方向不同。第12页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析 3、倒挡布置方案 中间轴上一、倒挡齿轮做成一体，齿宽加长 ； 全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更轻便。 第13页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一

6、、传动机构布置方案分析 3、倒挡布置方案倒档轴位置与受力分析 倒挡齿轮位于一二轴中心线右侧，倒挡轴受力较小； 倒挡位置最好单独设置，便于挂倒挡。第14页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析 4、档位的布置方案 倒挡齿轮应布置在靠近轴的支承处； 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； 按顺序布置各挡齿轮，既能保证轴的刚度，又便于装配； 倒挡使用的少，常将一挡布置在最靠近轴的支承处； 可以设置附加壳体，将一、倒挡布置在支承的两侧。 高挡齿轮布置在支承中部区域较为合理； 常用挡位的轮齿常因接触应力过高而造成表面点蚀损坏。 轴变形的偏转角小，

7、齿轮啮合状态较好，可以减少偏载。 超速挡的传动比小于1，仅在好路或空载时使用； 充分利用发动机功率，减少发动机转数，磨损小，燃料消耗低； 与直接挡比较，传动效率低、工作噪声大。 第15页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析 5、超速挡 能够更充分地利用发动机功率，使汽车行驶1km所需发动机曲轴转数减少，有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗，但与直接当相比，会使传动效率降低、工作噪声增加。第16页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 一、传动机构布置方案分析 6、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 每分钟转数 传递的功率 润滑

8、系统的有效性 齿轮和壳体等零件的制造精度第17页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 二、零部件结构方案分析 1、齿轮形式 形式 特点 斜 齿 直 齿 备 注 重合度 大 小 工作噪声 小 大 接触应力 低 高 齿轮寿命 长 短 轴向力 有 没有 影响轴承寿命 应 用 二档以上各档 低档、倒档 第18页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 二、零部件结构方案分析 2、换挡机构形式形式 特点 直齿滑动齿轮 啮合套换档 同步器换档 结 构 简单 复杂 最复杂 轴向尺寸 短 居中 长 制造成本 低 较高 高 换档冲击 有 小 没有 换档噪声 有 小 没有 齿轮 （啮合套） 寿命 短 较短 长

9、 换档时间 长 长 短 汽车加速性 差 较差 好 对换档技术要求 高（熟练） 高 低 第19页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 二、零部件结构方案分析 3、自动脱档的原因及应对措施 原因： 接合齿磨损/变速器轴刚度不足/振动 措施： 使接合齿端部超过被接合齿约13mm，挤压磨损形成凸肩； 将啮合套齿座齿厚切薄，齿后端面被齿座前端面顶住； 将接合齿工作面加工成斜面，形成倒锥角； 将接合齿的齿侧加工成台阶形状，也可以防止自动脱挡。第20页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 二、零部件结构方案分析 4、变速器轴承 要求：结构紧凑、尺寸小，否则布置困难；载荷变化大，工作时间长，要能承受高

10、负荷，而且容量足够大；有些轴承还要能承受轴向力。安装位置轴承备注第一轴前端有密封圈的球轴承 第一轴后端轴承外圈有挡圈的球轴承无保持架的圆柱滚子轴承轴向力第二轴前端圆柱滚子轴承滚针轴承 第二轴后端轴承外圈有挡圈的球轴承轴向力中间轴前端圆柱滚子轴承 中间轴后端外圈有挡圈的球轴承圆柱滚子轴承轴向力第21页/共87页第二节 变速器传动机构布置方案 二、零部件结构方案分析 4、变速器轴承 圆锥滚子轴承 直径小、宽度大，负荷高，容量大； 需要调整预紧度，装配麻烦，且磨损后轴易歪斜； 不适合用在线膨胀系数较大的铝合金壳体上。 滚针轴承 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

11、合； 用于齿轮与轴有相对运动的地方； 滑动轴套 径向配合间隙大、易磨损； 间隙增大，齿轮的定位和运转精度下降，工作噪声增加。 制造容易、成本低。 第22页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 一、挡数 增加挡数，可以改善汽车的动力性、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动比比值减小，使换挡容易； 要求相邻挡位传动比比值在1.8以下，该值越小换挡越容易； 高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡区的小。 但挡数增多，将使结构复杂，轮廓尺寸和质量加大，换挡频率增高将增加换挡难度。 乘用车45个挡位，排量大用5挡； 货车装载量2.03.5t（5挡），4.0

12、8.0t（6挡）； 多挡变速器用于总质量大些的货车和越野汽车上。 第23页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 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。 最高挡传动比是1.0（直接挡）或0.70.8（超速挡）； 最低挡传动比选取的影响因素有: 汽车最大爬坡能力； 驱动轮与路面间的附着力； 主减速比； 驱动轮的滚动半径； 汽车的最低稳定行驶车速。 传动比范围： 乘用车：3.04.5；轻型商用车：5.08.0；其它商用车辆更大第24页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 三、中心距A 是指中间轴与第二轴或（输入轴与输出轴）轴线之间的距离。 中心距选取的影响因素： 中心距小，则

13、变速器的外形尺寸和质量小； 但中心距越小，轮齿的接触应力越大； 中心距小，布置轴承不方便，壳体强度差； 中心距小，一挡小齿轮齿数可能过少； 中心距过小，为保证强度会使变速器长度增加，影响轴的刚度和齿轮的啮合状态。 应当在保证轮齿接触强度等设计要求的前提下，尽量取小。第25页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 三、中心距A 中间轴式变速器中心距的确定 根据经验公式初选中心距： KA为中心距系数（乘用车8.99.3；商用车8.69.6；多挡变速器=9.511.0）；Temax（Nm）；变速器传动效率g取96%。 乘用车变速器中心距的确定 可以根据发动机排量进行初选（图） 。 排量越大，中心距越

14、大。 中心距的范围（为了检测方便，中心距A最好取为整数） 乘用车：6580mm 商用车：80170mm；总质量小，则中心距也小。3max 1AegAKTi （mm）第26页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 四、外形尺寸 确定横向尺寸的影响因素： 齿轮直径 壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙 倒档齿轮的布置 换档机构形式和尺寸 轴向尺寸的影响因素： 挡数：乘用车四挡（3.03.4）A；商用车四挡（2.22.7）A；五挡（2.73.0）A；六挡（3.23.5）A。 换挡机构型式：选用同步器多时，取上限。第27页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 1. 模数选取的影响因素：第28页

15、/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 1. 模数选取的一般原则： 对于轿车减少噪声有较大意义，应选用小模数； 对于货车减少质量有较大意义，应选用大模数； 低档齿轮用大模数，而高档选用小模数； 应符合国家标准（GB/T13571987）的规定。 接合齿模数选取的原则： 从工艺方面考虑，同一变速器的接合齿模数相同。 选取较小的模数可使齿数增多，有利于换挡。第29页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 1. 模数模数的选用范围（mm）第30页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 2. 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成的锐角。

16、压力角选取的影响因素：第31页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 2. 压力角 选取的一般原则： 轿车要加大重合度以降低噪声，因此应选用小压力角； 货车要增大齿轮承载能力，因此应选用大压力角； 直齿轮28时强度最佳；斜齿轮25时强度最高。 符合国家标准的要求。 齿轮=200 ，接合齿=300 。 国外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； 低挡和倒挡齿轮采用较大压力角以增加强度； 齿轮采用小压力角和小模数时，必须采用大的齿高系数和大圆弧齿根，以提高弯曲强度。 第32页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 3. 螺旋角选取的影响因

17、素： 螺旋角选取的一般原则： 轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的； 大于300时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮应小些，以15 25为宜； 增大时，接触强度持续提高，因此高档齿轮应大些； 中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷。第33页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 3.螺旋角中间轴上轴向力的平衡 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，中间轴上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； 中间轴上全部齿轮一律取为右旋，第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋； 一、倒挡设计为直齿时，中间轴上的

18、轴向力不能抵消（使用很少），而此时第二轴没有轴向力作用。 第34页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 3.螺旋角中间轴上轴向力的平衡 轴向力： 根据 得到中间轴上两斜齿轮轴向力平衡的条件：111tgFFna222tgFFna22n11nrFrFT2121rrtgtg第35页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 3.螺旋角选用范围 当各对齿轮因模数或齿数和不同等原因造成中心距不等时，可以通过调整螺旋角消除。 车型 范围 两轴式 200250 轿车 中间轴式 220340 货 车 180260 第36页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 4.齿宽

19、b 若要提高斜齿轮工作平稳性，需要 齿轮宽度加大，但质量增大； 螺旋角增大，但轴向力增大，轴承寿命下降； 压力角减小（一般为标准值）。 当齿轮倾斜时，齿宽大则受力不均造成偏载，磨损不均。影响因素 要求 b 变速器的轴向尺寸 窄 变速器的质量 窄 轮齿磨损均匀性 窄 斜齿轮工作平稳性 宽 减小工作应力 宽 第37页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 4.齿宽b 选用范围（通常根据模数来选定齿宽） 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； 若模数相同，则挡位低的齿轮齿宽系数可取的稍大一些。齿轮形式 b 齿宽系数 kc 直

20、齿 kcm 4.58.0 齿轮 斜 齿 kcmn 6.08.5 接合齿 （24）m 第38页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 5.变位系数 （1）齿轮变位的目的 消除齿轮根切现象，提高抗弯强度； 配凑中心距A； 要求中间轴、第二轴上各对齿轮的中心距必须相同。 在模数已确定的情况下，为满足传动比的需要，各对齿轮的中心距（齿数和）可能不相同，所以要配凑中心距。 改善接触强度，使传动平稳、耐磨损，并降低啮合噪声。第39页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 5.变位系数 （2）齿轮变位的分类 高度变位 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

21、强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。 但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。 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40页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 5.变位系数 （3）选取原则 对齿数和多的齿轮副，采用标准齿轮传动或高度变位； 对齿数和少的齿轮副应该采用正角度变位； 对高档齿轮，为保证接触应力低（c，则z、b），应使变位系数和尽可能取大些； 为减少传动噪声，变位系数和c可以取得少一些； 对低档齿轮，应从保证大、小轮齿危险断面齿厚相等条件来选 1和 2，其中小齿轮的 0。 齿数少、有根切时应选取正变位修

22、正。第41页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 五、齿轮参数 5.变位系数 （4）实际应用 高档位的c均选用较小值，以获得低噪声传动。 如 ： 最 高 档 及 一 轴 齿 轮 副 的 c 约 在 -0.20.2。 档位愈低，c应该逐渐加大，以获得高强度。 如：一档齿轮的c可在1.0以上。第42页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 六、各档齿数的分配 初选A、m和以后，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。 各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以利齿面磨损均匀。 第43页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 六、各档齿数的分配 1、确定一档齿轮的齿数 一档传动比 先

23、求齿数和 计算后取整，然后进行大小齿数的分配。8172zzzzi nhhmAzmAzcos22斜齿直齿第44页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 六、各档齿数的分配 1、确定一档齿轮的齿数 若Z8取少，则Z7/Z8比值较大，则： 在i1已定的条件下，Z2/Z1就小，于是Z1可多取些齿，便于在Z1内装第二轴的前支承，并使齿轮轮辐有足够的厚度。 要求齿轮1的外径要小于轴承孔直径。 Z8 =1517（乘用车）； Z8 = 1217（商用车） 计算Z7=Zh-Z8第45页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 六、各档齿数的分配 2、对中心距A进行修正 修正A的原因： Zh被圆整过。 根据齿数和、

24、变位系数等重新计算A（精确到小数点后两位） 。 3、确定常啮合传动齿轮副的齿数Z1、Z2 根据上式求得Z1、Z2，进行圆整。 再重新核算传动比和螺旋角。78112zziZZ122()2cosnm ZZA第46页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 六、各档齿数的分配 4、确定其他各档的齿数 设二档齿轮为直齿，m与一档齿轮相同，则 根据上式可求得Z5、Z6 齿数取整，核算传动比和中心距，通过变位调整。25216Z ZiZ Z56()2m ZZA第47页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 六、各档齿数的分配 4、确定其他各档的齿数 设二档为斜齿轮，且螺旋角为6（未知），有： 中间轴上齿轮轴向

25、力相互抵消 可求得Z5、Z6、6 ； 齿数取整，核算传动比和中心距，通过变位调整。 其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。 52261261ZtgZtgZZZ566()2cosnm ZZA51262ZZiZZ第48页/共87页第三节 变速器主要参数的选择 六、各档齿数的分配 5、确定倒档齿轮的齿数 初选倒档齿轮齿数，Z10=2123。 计算倒档轴与中间轴的中心距：A=m(Z8+Z10)/2 为防止干涉，齿轮8和9的齿顶间隙不小于0.5mm，齿轮9的齿顶圆直径最大为：De9=2A-De81 根据De9选择合适的Z9； 最后计算倒档轴与第二轴的中心距：A”=m(Z7+Z9)/2。第49页/共87页第四

26、节 变速器的设计计算 一、齿轮的损坏形式 5、确定倒档齿轮的齿数 1、轮齿折断：冲击过载折断；疲劳折断。 2、齿面疲劳剥落（点蚀）：齿面相互挤压使齿面细小裂缝中的润滑油压力升高裂缝扩大齿面表层有块状剥落形成麻点。麻点会破坏齿形，加大误差，增大动载荷轮齿折断。 3、移动换挡齿轮端部破坏 4、齿面胶合 第50页/共87页第四节 变速器的设计计算 二、轮齿强度计算 1. 轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力W F1圆周力，F1=2Tg/d（Tg 计算载荷，d 节圆直径） K应力集中系数，可近似取K=1.65； 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

27、=m， m为模数； y齿形系数btyKKFf1W第51页/共87页第四节 变速器的设计计算 二、轮齿强度计算 1. 轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力W （2）斜齿轮弯曲应力W（重合度影响系数K=2.0） 计算载荷Tg按照第一轴转矩为Temax计算； 直齿轮（一、倒挡）许用应力在400850N/mm2； （货车和承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮应取下限。） 斜 齿 轮 许 用 应 力 1 8 0 3 5 0 N / m m2（ 乘 用 车 ） ；100250N/mm2 （货车）yzKmKKT2c3fgWKyKzmKcosT2c3ngW第52页/共87页第四节 变速器的设计计算 二、轮齿强度计

28、算 2. 接触应力计算 F法向力，F= F1 /(cos cos )，F1为圆周力， F1 =2 Tg /d；Tg为计算载荷；d为节圆直径 E弹性模量 b齿轮接触实际宽度（斜齿轮用b/cos） z、b主、从动齿轮节点处曲率半径。)11(bFE418. 0bzj2mmN第53页/共87页第四节 变速器的设计计算 二、轮齿强度计算 2. 接触应力计算 曲率半径= r sin （直齿轮）或=(r sin)/ cos2 （斜齿轮） 计算载荷按第一轴上载荷为Temax /2计算。 变速器齿轮的许用接触应力： 第54页/共87页第四节 变速器的设计计算 二、轮齿强度计算 3.齿轮的材料和工艺 齿轮采用渗碳

29、合金钢（如：20CrMnTi），表层高硬度与芯部高韧性相结合，以提高齿轮的耐磨性及抗疲劳能力。 强力喷丸处理，使轮齿产生残余压应力，弯曲疲劳寿命可成倍提高，接触疲劳寿命也有明显改善。 加大齿根圆弧半径，可以改善应力集中。 齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形，齿轮精度，使传动平稳，效率提高，使弯曲疲劳寿命比剃齿的要高近一倍。 第55页/共87页第四节 变速器的设计计算 三、轴的强度和刚度计算 概述 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、初选轴的直径 第二轴和中间轴中部（最大）直径d0.45A； 中间轴：d/L=0.160.18 ；

30、第二轴：d/L=0.180.21。 （ 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： 经验系数K=4.04.6，Temax的单位是Nm。3maxeTKd 第56页/共87页第四节 变速器的设计计算 三、轴的强度和刚度计算 2、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。 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； 后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀，磨损增大，寿命降低。第57页/共87页第四节 变速器的设计计算 三、轴的强度和刚度计算 2、轴的刚度验算 （1） 求取支点反力，确定计算载荷。 中间轴式变速器，应先求出第二轴

31、支点反力。 各档工况都要计算。因为不同档位的圆周力、径向力、轴向力不同，而且力到支点的距离也不相同。 计算载荷按照作用在第一轴上的转矩为Temax计算。第58页/共87页第四节 变速器的设计计算 三、轴的强度和刚度计算 2、轴的刚度验算 （2） 变速器轴挠度和转角的计算 F1径向力，F2圆周力。 轴在垂直面内挠度的允许值 fc=0.050.10mm； 轴在水平面挠度的允许值为fs=0.100.15mm； 齿轮所在平面的转角不应超过0.002弧度； 轴的全挠度f0.2mmEIL3baFf221cEIL3baFf222s2()3F ab baEIL2s2cfff第59页/共87页第四节 变速器的设

32、计计算 三、轴的强度和刚度计算 3、轴的强度验算 径向力和轴向力使轴在垂直面内弯曲变形； 圆周力使轴在水平面内弯曲变形； 求垂直和水平面支反力Fc/Fs及相应弯矩Mc/Ms； 轴在转矩Tn和弯矩同时作用下其等效弯矩和应力为： 在低挡工作时，400N/mm2 ； 应验算轴上花键的齿面挤压应力； 变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。2n2s2cTMMM3dM32WM第60页/共87页第五节 同步器设计 一、惯性式同步器 （一）锁销式同步器 1、组成和结构： 摩擦元件使转速不同的两个元件，通过摩擦作用迅速达到并保持同步； 锁止元件防止同步前换入档位； 弹性元件空挡时，使接合套保持在正确位置。第61页/

33、共87页第五节 同步器设计 一、惯性式同步器 （一）锁销式同步器 2、工作原理 摩擦面接触，锁销相对接合套转动一个角度，占据锁止位置。 接合套和齿轮的转速逐渐接近直到同步。 摩擦力矩消失，接合套将锁销向后拨动一个角度，进入换档位置。第62页/共87页第五节 同步器设计 一、惯性式同步器 （二）锁环式同步器 换挡时啮合套带动滑块和锁环移动，锁环锥面与齿轮锥面接触 锥面上的摩擦力矩使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，锁止面相抵触，同步器处于锁止状态； 摩擦力矩使齿轮与锁环迅速同步，期间摩擦力矩总是大于拨环力矩，防止挂档； 同步后摩擦力矩消失，拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，解除锁止状态，完成同步

34、换挡。第63页/共87页第五节 同步器设计 二、同步器主要参数的确定 1、摩擦因数f 为了获得较大的摩擦力矩，要求材料的摩擦因数大而且性能稳定，锁环常选用黄铜合金（如：锰黄铜）制造； 黄铜合金钢材摩擦副在油中工作的摩擦因数取为0.1； 对锥面的表面粗糙度要求较高，保证在使用过程中摩擦因数变化小； 摩擦因数大，则换挡省力或同步时间缩短； 在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及泄油槽，以保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。第64页/共87页第五节 同步器设计 二、同步器主要参数的确定 2 2、锁环式同步器主要尺寸的确定 接近尺寸b：在摩擦锥面相接触但啮合套还没有相对滑块轴向移动时，啮合套与锁环接合齿

35、倒角之间的轴向距离。 分度尺寸a：滑块与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距离。 a和b是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸。 尺寸b应大于零，取b=0.20.3mm。 尺寸a应等于1/4接合齿齿距。第65页/共87页第五节 同步器设计 二、同步器主要参数的确定 2 2、锁环式同步器主要尺寸的确定 滑块转动距离c ： 是指滑块在锁环缺口内转动的距离，它影响分度尺寸a； 它与滑块宽度d、缺口宽度尺寸E有如下关系：E=d+2c； c与接合齿齿距t的关系（ R1锁环缺口外半径；R2接合齿分度圆半径。）：214RtRc 第66页/共87页第五节 同步器设计 二、同步器主要参数的确

36、定 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，摩擦系数降低，换挡费力； 螺纹槽大一些，便于储存刮下来的油，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。 轴向泄油槽通常为612个，槽宽34mm。轻、中型汽车总质量大些的货车第67页/共87页第五节 同步器设计 二、同步器主要参数的确定 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tgf 。一般取=68。 摩擦锥面平均半径R R越大，则摩擦力矩越大； 原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些； R会受到中心距A和相关零件尺寸（如：同步环径向厚度）和布置的限制；第68页/共87页

37、第五节 同步器设计 二、同步器主要参数的确定 锥面工作长度b b小，可缩短变速器轴向长度，但减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。2mpfR2Mbp摩擦面的许用压力Mm摩擦力矩第69页/共87页第五节 同步器设计 二、同步器主要参数的确定 同步环径向厚度 受结构布置的限制（中心距A、锥面平均半径R等）不易取厚，但必须保证同步环有足够的强度； 乘用车同步环厚度较小，选用锰黄铜等材料采用锻造工艺加工，能提高材料的屈服强度和疲劳寿命； 货车同步环用铝黄铜等材料压铸加工； 钢钼摩擦副（钢或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼）比铜环的强度高、耐磨损；第70页/共87页第五节 同步器设计 二、同

38、步器主要参数的确定 锁止角 正确选择，可以保证只有在同步时才能进行换挡； 选取的影响因素：f、R、和锁止面平均半径r。 在26 42范围内变化。第71页/共87页第五节 同步器设计 二、同步器主要参数的确定 同步时间：越短越好 影响因素 同步器的结构尺寸； 转动惯量； 接合零件的角速度差； 摩擦锥面上的轴向力：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。 同步时间 乘用车：高挡0.150.30s，低挡0.500.80s； 货车：高挡0.300.80s，低挡1.001.50s。第72页/共87页第五节 同步器设计 三、同步器的设计计算 1、计算的目的： 计算摩擦力矩

39、，核算同步时间； 计算摩擦锥面和锁止面的角度，确定锁止条件。 2、输入端转动惯量Jr的计算 输入端零件：换挡过程中，依靠同步器改变转速的零件。 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轴上的常啮合齿轮； 计算转动惯量时，首先求出各零件的转动惯量，然后按不同挡位转换到被同步的零件上； 转动惯量可以用扭摆法测量或用数学公式计算。 第73页/共87页第五节 同步器设计 三、同步器的设计计算 3、摩擦力矩和同步时间的计算 整车惯量Jc很大，可认为其速度基本不变。 要想在时间t内同步，所需的摩擦力矩： e发动机转动角速度； a换挡前的挡位齿轮角速度； b换挡后的挡位齿

40、轮角速度； ik、ik+1变速器低速档和高速档的传动比。 1111()rermkkJJMttii第74页/共87页第五节 同步器设计 三、同步器的设计计算 3、摩擦力矩和同步时间的计算 换档时，实际作用在同步器上的摩擦力矩： F作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，F=Fsigs； 若想在时间t内实现同步，则需有： 得到所需的同步时间：2sinmFfRM)i1i1(FfRsinJtk1ker12mmMM111()sinrekkJFfRtii第75页/共87页第五节 同步器设计 三、同步器的设计计算 4、锁止条件的计算 为防止同步前换入档位，必须保证在锁环锁止面上由摩擦力矩Mm2产生的圆周力F1 应大于拨环力矩产生的圆周力F2 。第76页/共87页第五节 同步器设计 三、同步器的设计计算 4、锁止条件的计算 要想保证同步时换挡，必须正确选取、使之满足上式条件。21sinmMFfRFrrFtgsinrFfRsinfRtgr2tanFF第77