机械式变速器设计

第三章机械式变速器设计汽车设计讲义1车辆工程教研室时培成编著第三章机械式变速器设计

本章主要学习（1）变速器的基本设计要求；（2）各种形式变速器的特点；（3）变速器主要参数的选择；（4）齿轮变位系数的选择原则；（5）各挡齿轮齿数的分配；（6）变速器操纵机构。汽车设计讲义2车辆工程教研室时培成编著第三章机械式变速器设计第一节概述第二节变速器传动机构布置方案第三节变速器主要参数的选择第四节变速器的设计和计算第五节同步器设计第六节变速器操纵机构第七节变速器结构元件汽车设计讲义3车辆工程教研室时培成编著第一节概述复习：

变速器的结构？功用？《汽车构造》变速器功用：

（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利(功率较高而油耗较低)的工况下工作；（2）在发动机旋转方向不变情况下，使汽车能倒退行驶；（3）利用空挡，中断动力传递，以发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。

组成：

变速器是由变速传动机构和操纵机构组成，需要时，还可以加装动力输出器。汽车设计讲义4车辆工程教研室时培成编著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。汽车设计讲义5车辆工程教研室时培成编著变速器的分类根据前进挡数三挡变速器四挡变速器五挡变速器多挡变速器根据轴的形式固定轴式旋转轴式汽车设计讲义6车辆工程教研室时培成编著固定轴式两轴式变速器中间轴式变速器双中间轴式变速器多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。汽车设计讲义7车辆工程教研室时培成编著第二节变速器传动机构布置方案

1、两轴式变速器的特点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。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。两轴式变速器多用于前置前驱、后置后驱型式汽车。结构特点：汽车设计讲义8车辆工程教研室时培成编著（1）输出轴与主减速主动齿轮成一体；（2）除倒挡外，其它挡均用常啮合齿轮传动；（3）同步器多数装在输出轴上；（4）各前进挡均经过一对齿轮传递动力；（5）只有两个轴。汽车设计讲义9车辆工程教研室时培成编著两轴五档变速器组成与传动简图1-输入轴2-接合套3-里程表齿轮4-同步环5-半轴6-主减速器被动齿轮7-差速器壳8-半轴齿轮9-行星齿轮10、十字轴11-输出轴12-主减速器主动齿轮13-花键毂与传统的三轴变速器相比，由于省去了中间轴，所以一般档位传动效率要高一些；但是任何一档的传动效率又都不如三轴变速器直接档的传动效率高。汽车设计讲义10车辆工程教研室时培成编著两轴式变速速器基本结结构汽车设计讲讲义11车辆工程教教研室时时培成编编著动力传递路路线汽车设计讲讲义12车辆工程教教研室时时培成编编著一档汽车设计讲讲义13车辆工程教教研室时时培成编编著汽车设计讲讲义14车辆工程教教研室时时培成编编著汽车设计讲讲义15车辆工程教教研室时时培成编编著汽车设计讲讲义16车辆工程教教研室时时培成编编著汽车设计讲讲义17车辆工程教教研室时时培成编编著汽车设计讲讲义18车辆工程教教研室时时培成编编著2.中间轴轴式变速器器多用于前置置后驱的型型式汽车。。结构特点点：（1）第一一轴和第二二轴的轴线线在同一直直线上，可可以布置直直接挡；（2）除直直接挡外其其他各挡均均经过两对对齿轮传递递动力，故故在中心距距不大的情情况下，可可以提高传传动比；(3)一挡挡有较大的的传动比；；(4)挡位位高的齿轮轮采用常啮啮合齿轮传传动，挡位位低的齿轮轮（一挡））可以采用用或不采用用常啮合齿齿轮传动；；(5)除除一挡以外外，其他挡挡位采用同同步器或啮啮合套换挡挡；(6)除直直接挡以外外，其他挡挡位工作时时的传动效效率略低。。汽车设计讲讲义19车辆工程教教研室时时培成编编著三轴五档变变速器传动动简图（参图15—1、15—12）。1-输入轴轴2-轴轴承3-接合齿圈圈4-同步环环5-输输出轴6-中间轴轴7-接合套套8-中间轴轴常啮合齿齿轮此变速器有有五个前进进档和一个倒档，，由壳体、、第一轴（输入轴）、中间轴轴、第二轴轴（输出轴）、倒档轴、各轴上齿轮轮、操纵机机构等几部部分组成。输入轴与输出轴平行共线。。输入轴输出出轴倒档轴中间轴汽车设计讲讲义20车辆工程教教研室时时培成编编著三轴五档变变速器剖视图输入轴输出轴倒档轴换档杆轴（操纵机构构）中间轴汽车设计讲讲义21车辆工程教教研室时时培成编编著图3-2中中的中间轴轴式四挡变变速器传动动方案示例例的区别为为图3-2a、b所所示方案有有四对常啮啮合齿轮，，倒挡用直直齿滑动齿齿轮换挡，，图3-2c所示传传动方案的的二、三、、四挡用常常啮合齿轮轮传动，而而一、倒挡挡用直齿滑滑动齿轮换换挡。图3-2中中间轴轴式四挡变变速器传动动方案汽车设计讲讲义22车辆工程教教研室时时培成编编著凡采有常啮啮合齿轮传传动的挡位位，其换挡挡方式可以以用同步器器或啮合套套来实现。。同一变速速器中，挡挡位高的用用同步器换换挡，挡位位低的用啮啮合套换挡挡。各种中间轴轴式变速器器区别：（1）常啮啮合齿轮对对数不同；；（2）换挡挡方式不同同；（3）倒挡挡传动方案案不同。汽车设计讲讲义23车辆工程教教研室时时培成编编著中间轴式变变速器的特特点图3-4为为中间轴式式六挡变速速器传动方方案。图3-4a所所示方案中中的一挡、、倒挡和图图3-4b所示方案案中的倒挡挡用直齿滑滑动齿轮换换挡，其余余各挡均匀匀常啮合齿齿轮。常啮合齿轮轮传动的挡挡位，其换换挡方式可可以用同步步器或啮合合套来实现现。同一变变速器中，，一定是挡挡位高的用用同步器换换挡，挡位位低的用啮啮合套换挡挡。图3-4中中间轴轴式六挡变变速器传动动方案汽车设设计讲讲义24车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著两轴式式与中中间轴轴式的的比较较：

形式两轴式中间轴式结构复杂程度简单复杂

工作噪声低高传动效率

高低

传动比范围

小大有无直接档

没有

有汽车设设计讲讲义25车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著二、零零、部部件结结构方方案分分析1．齿齿轮形形式齿轮形形式：：直齿齿圆柱柱齿轮轮、斜斜齿圆圆柱齿齿轮两者相相比较较，斜斜齿圆圆柱齿齿轮有有使用用寿命命长、、时时噪声声低的的优点点；缺点是是制制造时时稍复复杂，，工作作时有有轴向向力。。变速器器中的的常啮啮合齿齿轮均均采用用斜齿圆圆柱齿齿轮。。直齿齿圆柱柱齿轮轮仅用用于低低挡和和倒挡挡。汽车设设计讲讲义26车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著（一））齿轮轮形式式的选选择斜

齿直

齿工作时有轴向力工作时无轴向力寿命长短噪声低高用于二档以上用于低档、倒档汽车设设计讲讲义27车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著2．换换挡机机构形形式变速器器换挡挡机构构有直齿滑滑动齿齿轮、、啮合合套和和同步步器换换挡三种形形式。。采用轴轴向滑滑动直直齿齿齿轮换换挡，，会在在轮齿齿端面面产生生冲击击，齿齿轮端端部磨磨损加加剧并并过早早损坏坏，并并伴随随着噪噪声。。因此此，除除一挡挡、倒倒挡外外已很很少使使用。。直齿滑滑动齿齿轮缺点：：换挡挡时齿齿轮端端面有有冲击击噪声声，使使驾驶驶员紧紧张，，舒适适性降降低优点：：结构构简单单汽车设设计讲讲义28车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著常啮合合齿轮轮可用用移动动啮合套套换挡。。因承承受换换挡冲冲击载载荷的的接合合齿齿齿数多多，啮啮合套套不会会过早早被损损坏，，但不不能消消除换换挡冲冲击。。目前前这种种换挡挡方法法只在在某些些要求求不高高的挡挡位及及重型型货车车变速速器上上应用用。使用同步器器能保证证换挡挡迅速速、无无冲击击、无无噪声声，得得到广广泛应应用。。但结结构复复杂、、制造造精度度要求求高、、轴向向尺寸寸大。。利用同步器器或啮啮合套套换挡，，其换换挡行行程要要比滑动齿齿轮换挡行行程小小。汽车设设计讲讲义29车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著3、防防止自自动脱脱挡的的结构构措施施：（1））啮合合套做做的长长些（2））前齿齿圈齿齿厚切切薄（3））将接接合齿齿工作作面加加工成成斜面面汽车设设计讲讲义30车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著2汽车设设计讲讲义31车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著3汽车设设计讲讲义32车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著4．变变速器器轴承承变速器器轴承承常采采用圆柱滚滚子轴轴承、、球轴轴承、、滚针针轴承承、圆圆锥滚滚子轴轴承、、滑动动轴套套等。第一轴轴常啮啮合齿齿轮的的内腔腔尺寸寸足够够时，，可布布置圆圆柱滚滚子轴轴承，，若空空间不不足则则采用用滚针针轴承承。变速器器第一一轴、、第二二轴的的后部部轴承承以及及中间间轴前前、后后轴承承，按按直径径系列列一般般选用用中系系列球球轴承承或圆圆柱滚滚子轴轴承。。汽车设设计讲讲义33车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著滚针轴轴承、、滑动动轴承承套主要用用在齿齿轮与与轴不不是固固定连连接，，并要要求两两者有有相对对运动动的地地方。。圆锥滚滚子轴轴承因有直直径较较小、、宽度度较宽宽因而而容量量大、、可承承受高高负荷荷和通通过轴轴承预预紧能能消除除轴向向间隙隙及轴轴向跳跳动等等优点点，故故在一一些变变速器器上得得到广广泛应应用。。但也也有需需要调调整预预紧、、装配配麻烦烦、磨磨损后后轴易易歪斜斜而影影响齿齿轮正正确啮啮合的的缺点点。汽车设设计讲讲义34车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著5、其其它问问题1.挡挡位布布置：：考虑虑到径径向力力对轴轴的影影响，，1挡挡布置置在靠靠近壳壳体的的位置置；2.变变速器器孔口口：开开在上上方，，侧面面3.加加油孔孔：考考虑油油量确确定油油孔位位置4.变变速器器壳体体易设设计制制造，，装拆拆和调调整方方便汽车设设计讲讲义35车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著第二节节结束束汽车设设计讲讲义36车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著第三节节变变速速器主主要参参数的的选择择一、挡挡数增加变变速器器的挡挡数能能够改改善汽汽车的的动力力性和和经济济性。。挡数越越多，，变速速器的的结构构越复复杂，，使轮轮廓尺尺寸和和质量量加大大，而而且在在使用用时换换挡频频率也也增高高。在最低低挡传传动比比不变变的条条件下下，增增加变变速器器的挡挡数会会使变变速器器相邻邻的低低挡与与高挡挡之间间的传传动比比比值值减小小，使使换挡挡工作作容易易进行行。汽车设设计讲讲义37车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著挡数选选择的的要求求：相邻挡挡位之之间的的传动动比比比值在在1.8以以下。。高挡区区相邻邻挡位位之间间的传传动比比比值值要比比低挡挡区相相邻挡挡位之之间的的比值值小。。目前，，乘用用车一一般用用4～～5个个挡位位变速速器，，商商用车车变速速器采采用4～5个挡挡或多多挡，，多挡挡变速速器多多用于于重型型货车车和越越野汽汽车。。汽车设设计讲讲义38车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著二、传传动比比范围围变速器器的传传动比比范围围是指指变速速器最最低挡挡传动动比与与最高高挡传传动传传动比比的比比值。。传动比比范围围的确确定与与选定定的发发动机机参数数、汽汽车的的最高高车速速和使使用条条件等等因素素有关关。目前轿轿车的的传动动比范范围在在3～～4之之间，，轻型型货车车在5～6之间间，其其它货货车则则更大大。ig超速档轿车3.0~4.50.7~0.8货、大客5.0~8.0越野、牵引车10~20汽车设设计讲讲义39车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著最高挡挡通常常是直直接挡挡，传传动比比为1.0；有有的变变速器器最高高档位位超速速挡，，传动动比为为0.7~0.8。。影响最最低档档传动动比选选取的的因素素有：：发动机机的最最大转转矩、、要求求的最最大爬爬坡能能力、、主减减速器器的减减速比比、要要求的的最低低稳定定车速速。汽车设设计讲讲义40车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著三、中中心距距A对中间间轴式式变速速器，，中间间轴与与第二二轴之之间的的距离离称为为变速速器中中心距距A。。变速速器中中心距距是一一个基基本参参数，，对变变速器器的外外形尺尺寸、、体积积和质质量大大小、、轮齿齿的接接触强强度有有影响响。中心距距越小小，轮轮齿的的接触触应力力越大大，齿齿轮寿寿命越越短。。因此此，最最小允允许中中心距距应当当由保保证轮轮齿有有必要要的接接触强强度来来确定定。汽车设设计讲讲义41车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著初选中中心距距A时时，可可根据据下面面的经经验公公式计计算式中，，KA为中心心距系系数，，乘用用车：：KA=8.9～～9.3，，商用用车：：KA=8.6～～9.6，，多挡挡变速速器：：KA=9.5～～11.0。乘用车车变速速器的的中心心距在在65～80mm范范围内内变化化，而而商用用车的的变速速器中中心距距在80～～170mm范范围内内变化化。中心距距系数数KA乘用车8.9～9.3

A＝65～80mm商用车8.6～9.6A＝80～170mm汽车设设计讲讲义42车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著四、外外形尺尺寸变速器器横向向尺寸寸，可可根据据齿轮轮直径径及换换挡机机构初初步确确定；；乘用车车四挡挡变速速器壳壳体的的轴向向尺寸寸为（（3.0～～3.4））A。。商用用车变变速器器壳体体的轴轴向尺尺寸与与挡数数有关关，可可参考考下列列数据据选用用：四挡（（2.2～2.7）A五挡（（2.7～3.0）A六挡（（3.2～3.5）A当变速速器选选用的的常啮啮合齿齿轮对对数和和同步步器多多时，，应取取给出出范围围的上上限。。汽车设设计讲讲义43车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著变速器器前端端面到到后端端面的的距离离L，对传传动轴轴的夹夹角、、传动动轴的的长度度、质质量有有影响响，与与挡数数、换换挡方方式有有关系系，同同步器器长则则轴向向尺寸寸长。。货车

四挡（2.2～2.7）A五挡

（2.7～3.0）A轿车

六挡

（3.2～3.5）A四挡

（3.0～3.4）A汽车设设计讲讲义44车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著五、轴轴的直直径中间轴轴式变变速器器的第第二轴轴和中中间轴轴中部部直径径d≈≈0.45A，，轴的的最大大直径径d和和支承承间距距离L的比比值，，对中中间轴轴，d/L≈0.16～～0.18，对对第二二轴，，d/L≈0.18～～0.21。第一轴轴花键键直径径d（（mm）可可按下下式初初选式中：：K为为经验验系数数，K=4.0～4.6；Temax为发动动机最最大转转矩（（N··m））。汽车设设计讲讲义45车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著六、齿齿轮参参数1．模模数的的选取取齿轮模模数选选取的的一般般原则则：1）为了减减少噪噪声应应合理理减小小模数数，同同时增增加齿齿宽；；2）为使质质量小小些，，应该该增加加模数数，同同时减减少齿齿宽；；3）从工艺艺方面面考虑虑，各各挡齿齿轮应应该选选用一一种模模数；；4）从强度度方面面考虑虑，各各挡齿齿轮应应有不不同的的模数数。对于轿轿车，，减少少工作作噪声声较为为重要要，因因此模模数应应选得得小些些；对于货货车，，减小小质量量比减减小噪噪声更更重要要，因因此模模数应应选得得大些些。汽车设设计讲讲义46车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著变速器器齿轮轮模数数范围围大致致如下下：微型、、普通通级轿轿车中中级级轿车车中中型货货车重重型货货车2.25～～2.752.75～～3.003.5～4.54.5～6.0所选模模数值值应符符合国国家标标准的的规定定。车型微、轻型轿车中级以上轿车中型货车重型货车模数2.25~2.752.75~3.03.5~4.54.5~6.0汽车设设计讲讲义47车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著2．压压力角角α压力角角较小小时，，重合合度较较大，，传动动平稳稳，噪噪声较较低；；压力力角较较大时时，可可提高高轮齿齿的抗抗弯强强度和和表面面接触触强度度。对于轿轿车，，为了了降低低噪声声，应应选用用14.5°、、15°、、16°、、16.5°等等小些些的压压力角角。对货车车，为为提高高齿轮轮强度度，应应选用用22.5°或或25°等等大些些的压压力角角。国家规定的的标准压力力角为20°，所以以普遍采用用的压力角角为20°°。啮合套或同同步器的压压力角有20°、25°、30°等，，普遍采用用30°压压力角。汽车设计讲讲义48车辆工程教教研室时时培成编编著3．螺旋角角β齿轮的螺旋旋角对齿轮轮工作噪声声、轮齿的的强度和轴轴向力有影影响。选用用大些的螺螺旋角时，，使齿轮啮啮合的重合合度增加，，因而工作作平稳、噪噪声降低。。试验证明：：随着螺旋旋角的增大大，齿的强强度相应提提高，但当当螺旋角大大于30°°时，其抗抗弯强度骤骤然下降，，而接触强强度仍继续续上升。因因此，从提提高低挡齿齿轮的抗弯弯强度出发发，并不希希望用过大大的螺旋角角；而从提提高高挡齿齿轮的接触触强度着眼眼，应当选选用较大的的螺旋角。。斜齿轮螺旋旋角选用范范围：轿车变速器器：两轴轴式为20°～25°中间轴式为为22°～～34°货货车变速速器：18°～26°汽车设计讲讲义49车辆工程教教研室时时培成编编著斜齿轮传递递转矩时，，要产生轴轴向力并作作用到轴承承上。设计计时应力求求中间轴上上同时工作作的两对齿齿轮产生轴轴向力平衡衡。根据图3-7可知，欲使使中间轴上上两个斜齿齿轮的轴向向力平衡，，须满足下下述条件：：Fa1=Fn1tanβ1Fa2=Fn2tanβ2由于T=Fn1r1=Fn2r2，为使两轴轴向力平衡衡，必须满满足图3-7中中间轴轴轴向力的平平衡式中，Fa1、Fa2为作用用在中间轴轴承齿轮1、2上的的轴向力；；Fn1、、Fn2为为作用在中中间轴上齿齿轮1、2上的圆周周力；r1、r2为为齿轮1、、2的节圆圆半径；T为中间轴轴传递的转转矩。汽车设计讲讲义50车辆工程教教研室时时培成编编著齿宽对变速速器的轴向向尺寸、齿齿轮工作平平稳性、齿齿轮强度和和齿轮工作作时受力的的均匀程度度等均有影影响。选用较小的的齿宽可以以缩短变速速器的轴向向尺寸和减减小质量。。但齿宽减减少使斜齿齿轮传动平平稳的优点点被削弱，，齿轮的工工作应力增增加。选用较大的的齿宽，工工作时会因因轴的变形形导致齿轮轮倾斜，使使齿轮沿齿齿宽方向受受力不均匀匀并在齿宽宽方向磨损损不均匀。。4．齿宽b汽车设计讲讲义51车辆工程教教研室时时培成编编著通常根据齿齿轮模数m（mn）的大小来来选定齿宽宽b：直齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数数，取为4.5～8.0斜齿：b=Kcmn，Kc取为6.0～

8.5啮合套或同同步器接合合齿的工作作宽度初选选时可取为为（2～4）mm。第一轴常啮啮合齿轮副副的齿宽系系数Kc可取大些，，使接触线线长度增加加、接触应应力降低，，以提高传传动平稳性性和齿轮寿寿命。汽车设计讲讲义52车辆工程教教研室时时培成编编著5．齿轮变变位系数的的选择原则则采用变位齿齿轮的原因因：1）配凑中中心距；2）提高齿齿轮的强度度和使用寿寿命；3）降低齿齿轮的啮合合噪声。变位齿轮主主要有两类类：高度变变位和角度度变位。高高度变位齿齿轮副的一一对啮合齿齿轮的变位位系数之和和等于零。。高度变位位可增加小小齿轮的齿齿根强度，，使它达到到和大齿轮轮强度接近近的程度。。角度变位位系数之和和不等于零零。角度变变位可获得得良好的啮啮合性能及及传动质量量指标，故故采用得较较多。汽车设计讲讲义53车辆工程教教研室时时培成编编著变位系数的的选择原则则：1）对于高高挡齿轮，，应按保证证最大接触触强度和抗抗胶合及耐耐磨损最有有利的原则则选择变位位系数。2）对于低低挡齿轮，，为提高小小齿轮的齿齿根强度，，应根据危危险断面齿齿厚相等的的条件来选选择大、小小齿轮的变变位系数。。3）总变位位系数越小小，齿轮齿齿根抗弯强强度越低。。但易于吸吸收冲击振振动，噪声声要小一些些。为了降低噪噪声，对于于变速器中中除去一、、二挡以外外的其它各各挡齿轮的的总变位系系数要选用用较小一些些的数值。。一般情况况下，随着着挡位的降降低，总变变位系数应应该逐挡增增大。一、、二挡和倒倒挡齿轮，，应该选用用较大的值值。汽车设计讲讲义54车辆工程教教研室时时培成编编著齿轮变位系系数的选择择高挡：以降降低噪声为为目的，总总变位系数数选取较小小值低挡：以提提高轮齿强强度为目的的，选较大大值在初选中心心距、齿轮轮模数和螺螺旋角以后后，可根据据变速器的的挡数、传传动比和传传动方案来来分配各挡挡齿轮的齿齿数。下面面以图3-8所所示四挡变速器器为例，说说明分配齿齿数的方法法。七、各挡齿齿轮齿数的的分配汽车设计讲讲义55车辆工程教教研室时时培成编编著图3-8四四挡变速速器传动方方案汽车设计讲讲义56车辆工程教教研室时时培成编编著1．确定一一挡齿轮的的齿数一挡传动比比如果z7和z8的齿数确定定了，则z2与z1的传动比可可求出。为为了求z7、z8的齿数，先先求其齿数数和zh（3-1））计算后取zh为整数，然然后进行大大、小齿轮轮齿数的分分配。（3-2））汽车设计讲讲义57车辆工程教教研室时时培成编编著乘用车中中间轴式式变速器器一挡传传动比i=3.5-3.8时时，中间间轴上一一挡齿轮轮齿数z8可在15～17之间选选取；货货车z8可在12～17之间选选取。一一挡大齿齿轮齿数数用z7=zh-z8计算求得得。因为计算算齿数和和zh后，经过过取整数数使中心心距有了了变化，，所以应应根据取取定的zh和齿轮变变位系数数重新计计算中心心距A，，再以修修正后的的中心距距A作为为各挡齿齿轮齿数数分配的的依据。。2．对中中心距A进行修修正汽车设计计讲义58车辆工程程教研室室时时培成编编著3．确定定常啮合合传动齿齿轮副的的齿数由式（3-1））求出常常啮合传传动齿轮轮的传动动比（3-3）常啮合传传动齿轮轮中心距距和一挡挡齿轮的的中心距距相等，，即（3-4）解方程式式（3-3）和和式（3-4））求z1与z2，求出的的z1、z2都应取整整数；然然后核算算一挡传传动比与与原传动动比相差差多少，，如相差差较大，，只要调调整一下下齿数即即可；最最后根据据所确定定的齿数数，按式式（3-4）算算出精确确的螺旋旋角值。。汽车设计计讲义59车辆工程程教研室室时时培成编编著4．确定定其它各各挡的齿齿数若二挡齿齿轮是直直齿轮，，模数与与一挡齿齿轮相同同时，则则得（3-5）解两方程程式求出出z5、z6。用取整整数后的的z5、z6计算中心心距，若若与中心心距A有有偏差，，通过齿齿轮变位位来调整整。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

（3-6）（3-7）（3-8）汽车设计计讲义60车辆工程程教研室室时时培成编编著此外，从从抵消或或减少中中间轴上上的轴向向力出发发，还必必须满足足下列关关系式（3-9）联解上述述三个方方程式，，可求出出z5、z6和三三个参参数。但但解此方方程组比比较麻烦烦，可采采用比较较方便的的试凑法。其它各挡挡齿轮的的齿数用用同一方方法确定定。汽车设计计讲义61车辆工程程教研室室时时培成编编著5．确定定倒挡齿齿轮齿数数图3-8所示的倒倒挡齿轮轮z10的齿数，，一般在在21～23之间，初初选z10后，可计计算出中中间轴与与倒挡轴轴的中心心距A’’为保证倒倒挡齿轮轮的啮合合和不产产生运动动干涉，，齿轮8和9的的齿顶圆圆之间应应保持0.5mm以上的间间隙，则则齿轮9的齿顶顶圆直径径De9应为汽车设计计讲义62车辆工程程教研室室时时培成编编著根据求得得的De9，再选择择适当的的齿数及及采用变变位齿轮轮，使齿齿顶圆De9符合式（（3-10）。。最后计计算倒挡挡轴与第第二轴的的中心距距。汽车设计计讲义63车辆工程程教研室室时时培成编编著6、齿轮轮其它尺尺寸D1=(1.25~1.4)d2C=(1.2~1.4)d2δ=(4~6)m汽车设计计讲义64车辆工程程教研室室时时培成编编著65第四节变速器的的设计与与计算一、齿轮轮的损坏坏形式轮齿折断断原因：大大载荷冲冲击、反反复承载载疲劳破破坏齿面疲劳劳剥落（（点蚀））原因：齿齿面挤压压磨损，，表面出出现块状状剥落移动换挡挡齿轮端端部破坏坏原因：：换挡挡时存存在角角速度度差，，端部部承受受冲击击汽车设设计讲讲义65车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著66二、轴轴刚度度、强强度计计算计算轴轴上的的支反反力，，必须须从输输出轴轴开始始计算算各挡位位都应应进行行验算算作用于于第一一轴上上的转转矩为为Temax1.强度计计算汽车设设计讲讲义66车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著2.刚度度计计算算要求求：：全全挠挠度度abLFδf汽车车设设计计讲讲义义67车辆辆工工程程教教研研室室时时培培成成编编著著68fc≤0.05~0.10mmfs≤0.10~0.15mm常啮啮合合齿齿轮轮（（靠靠近近壳壳体体处处））可可不不计计算算，，应应尽尽量量增增大大d降低低f和δδ汽车车设设计计讲讲义义68车辆辆工工程程教教研研室室时时培培成成编编著著一、、无无同同步步器器时时变变速速器器的的换换档档过过程程变速速器器在在换换档档过过程程中中，，必必须须使使所所选选档档位位的的一一对对待待啮啮合合齿齿轮轮轮轮齿齿的的圆圆周周速速度度相相等等（（同同步步）），，才才能能使使之之平平顺顺地地进进入入啮啮合合而而挂挂上上档档。。理论论分分析析和和实实际际操操作作表表明明：：欲欲使使一一般般变变速速器器换换档档时时不不产产生生轮轮齿齿或或花花键键齿齿间间的的冲冲击击，，需需要要进进行行较较复复杂杂的的操操作作，，并并应应在在短短时时间间内内迅迅速速而而准准确确地地完完成成。。这这对对于于即即使使是是技技术术很很熟熟练练的的驾驾驶驶员员，，也也容容易易造造成成疲疲劳劳。。同步步器器既既保保证证挂挂档档平平顺顺，，又又使使换换档档操操作作简简化化，，减减轻轻驾驾驶驶员员劳劳动动强强度度。。二、、同同步步器器的的构构造造及及工工作作原原理理同步步器器是是在在结结合合套套换换档档机机构构基基础础上上发发展展起起来来的的，，基本本部部分分是是结结合合套套、、花花键键毂毂、、对对应应齿齿轮轮上上的的结结合合齿齿圈圈，，同同时时还还增增设设了了使结结合合套套与与对对应应结结合合齿齿圈圈的的圆圆周周速速度度迅迅速速达达到到一一致致（同步步）的的机机构构，，以以及及阻止止两两者者在在未未达达到到同同步步前前的的结结合合装置置。。第5节节同步步器器设设计计汽车车设设计计讲讲义义69车辆辆工工程程教教研研室室时时培培成成编编著著同步步器器有有常常压压式式、、惯惯性性式式和和惯惯性性增增力力式式等等三三种种。。这这里里仅仅介介绍绍目目前前广广泛泛采采用用的的惯性性式式同同步步器器。。惯性性式式同同步步器器是是依依靠靠摩摩擦擦作作用用实实现现同同步步的的，，在在其其上上面面设设有有专专门门机机构构保保证证接合合套套与待接接合合的的花花键键齿齿圈圈在达达到到同同步步之之前前不不可可能能接接触触，，从从而而避避免免了了齿齿间间冲冲击击。。惯性性同同步步器器按按结结构构又又分分为为锁锁环环式式和和锁锁销销式式两两种种。。汽车车设设计计讲讲义义70车辆辆工工程程教教研研室室时时培培成成编编著著锁环环式式同同步步器器组组成成与与工工作作原原理理花键键毂毂7与与轴轴上上的的外外花花键键连连接接，，用用垫垫片片和和卡卡环环作作轴轴向向定定位位花键键毂毂在花花键键毂毂两两端端与与齿齿轮轮1和和4之之间间，，各各有有一一个个青青铜铜制制成成的的锁锁环环（（同同步步环环））9和和5同步步环环同步步环环锁环环上上有有短短花花键键齿齿圈圈，，花花键键齿齿的的断断面面轮轮廓廓尺尺寸寸与与齿齿轮轮1，，4及及花花键键毂毂7上上的的外外花花键键齿齿均均相相同同在两两个个锁锁环环上上，，花花键键齿齿对对着着接接合合套套8的的一一端端都都有有倒倒角角（（锁锁止止角角）），，且且与与接接合合套套齿齿端端的的倒倒角角相相同同结合合套套锁环环具具有有与与齿齿轮轮1和和4上上的的摩摩擦擦面面锥锥度度相相同同的的内内锥锥面面，，内内锥锥面面上上制制出出细细牙牙的的螺螺旋旋槽槽，，以以便便两两锥锥面面接接触触后后破破坏坏油油膜膜，，增增加加锥锥面面间间的的摩摩擦擦。。滑块块、、槽槽三个个滑滑块块2分分别别嵌嵌合合在在花花键键毂毂的的三三个个轴轴向向槽槽11内内，，并并可可沿沿槽槽轴轴向向滑滑动动。。在两个个弹簧簧圈6的作作用下下，滑滑块压压向接接合套套，使使滑块块中部部的凸凸起部部分正正好嵌嵌在接接合套套中部部的凹凹槽10中中，起起到空空档定定位作作用。。滑块块2的的两端端伸入入锁环环9和和5的的三个个缺口口12中。。只有当当滑块块位于于缺口口12的中中央时时，接接合套套与锁锁环的的齿方方可能能接合合。同步器器换挡挡过程程小结结：结结合套套“1套3”：：7、、12、4汽车设设计讲讲义71车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著同步器器组成成分析析：三三维结结构图图同步环环同步环环结合套套8花键毂毂轴上外外花键键（与与花键键毂内内花键键结合合）滚针轴轴承同步环环外缘缘短花花键齿齿圈5待接合合的花花键齿齿圈1空转齿齿轮2同步器器工作作过程程小结结用结合合套8内花花键套套住外外花键键1、、5，，实现现空转转齿轮轮2与与轴的的周向向固定定汽车设设计讲讲义72车辆工工程教教研室室时时培培成编编著著三、主主要参参数的的确定定1、摩摩擦因因数的的确定定2、同同步环环主要要尺寸寸的确确定（1））同步步换上上的细细牙螺螺纹槽槽；（（2））锥面面半锥锥角；；（3）摩摩察锥锥面平平均半半径R，锥面工工作长长度结结构允允许的的情况况下，，R尽尽量取取大一一些；(4)锥锥面工工作长长度b