第三章变速器设计

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主要参数的选择第四节变速器的设计与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第三章机械式变速器设计

第一节概述一、变速器应满足的基本要求1、保证汽车有必要的动力性，经济性。2、设置空档，用来切断动力。3、设置倒档。4、设置动力输出装置。5、换档迅速、省力、方便。6、工作可靠，无跳档，乱档，换档冲击现象。7、η高。8、工作噪声低。9、尺寸小，质量小，成本低，维修方便。

二、组成1、传动机构2、操纵机构三、发展趋势1、加强设计工作的系列化，通用化。如在4档变速器基础上，附加一个副箱体，使档数变成5档。2、操纵机构从手动向半自动、自动、电子操纵方向发展。

第二节变速传动机构布置方案

一、传动机构分类二、两轴式与中间轴式变速器三、档数档数的选择※要求相邻档位之间的传动比比值在1.8以下，且高档区的要比低档区的小，以利换档工作容易进行。四、主要区别点1、档数相同条件下主要区别有四点：1）、常啮合齿轮对数不一样，高档用，低档可用可不用。2）、换档方式不一样。3）、倒档传动方案不一样。4）、档位布置位置顺序不一样。

2、换档方式采用常啮合齿轮传动的档位，可以用同步器或啮合套换档，或者对同一变速器，两种方式都用，此时，档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套。3、倒档1）使用特点：（1）

次数少（2）

时间短（3）

停车换倒档2）常见换倒档方式：（1）

直齿滑动齿轮………用得多（2）

同步器………………用的少

3)

4）倒档轴位置与受力分析

倒档齿轮（轴）位于变速器左侧受力如a)图所示。倒档齿轮（轴）位于变速器右侧受力如b)图所示。经比较可知：a)图所示方案倒档轴受力较大，所以用的相对少些。5）、档位布置位置的顺序应当考虑下列因素：（1）高档用的多，轮齿会因接触应力高而出现表面点蚀损坏。所以，应该将高档布置在齿轮偏转角较小处，以保证有较好的啮合状态。偏转角较小处应该在轴支承的中部。（2）低档速比大，齿轮上的作用力大，为使轴的变形小些，应当将低档布置在后支承处。五、零、部件结构方案设计1、齿轮形式

2、换档机构形式3、轴承1）变速器轴承的工作特点（1）因为变速器结构紧凑，尺寸小，使用中载荷是变化的，而且变化范围大，工作时间长，所以要求选用的轴承既要直径尺寸小，又要能承受比较高的负荷，而且容量足够大。（2）承受径向力，有些部位还有轴向力作用。（3）轴承直径受中心距影响，对壳体后壁处，两轴承孔之间剩余壁厚尺寸不小于6——20mm。2）变速器常用轴承形式例：中间轴式变速器

第三节主要参数的选择

一、中心距AA——指第二轴与中间轴之间的距离而言。1、影响取值的因素

2、初步计算A

A=mm

ηg——96%

二、外形尺寸1、横向尺寸影响横向尺寸的因素有：1）齿轮直径2）倒档齿轮直径3）壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙4）换档机构尺寸

2、轴向尺寸（壳体）三、轴的直径1、工作特点传递转矩，承受轴向力、径向力、结果轴会弯曲变形，破坏齿轮正确啮合，导致磨损↑，噪声↑，寿命↓。∴要求：轴有足够的刚度和强度。2、初步确定轴向直径如中间轴式变速器，各轴直径可按下表提供的数据初定。

四、齿轮参数1、模数1）影响选取m(mn)的因素

2）选取m(mn)应遵守的原则（1）轿车减少噪声有较大意义，∴应选用小m(mn)（2）货车减少质量有较大意义，∴应选用大m(mn)（3）低档齿轮选用大m(mn),高档选用小些的m(mn)（4）

符合国标GB1357——87的规定

3）范围

2、压力角α1）影响选取α的因素

2）选取α应遵守的原则（1）轿车要加大重合度，降低噪声，∴应选用小些α（2）货车增大齿轮承载能力更重要，∴应选用大些α（3）符合国家标准3）实际应用的α国家规定齿轮α=200接合齿α=300

3、螺旋角β1）影响选取β的因素

2）选取β应遵守的原则（1）轿车变速器齿轮的β>货车齿轮β；（2）∵β〉300时，抗弯强度↓，∴低档齿轮不宜选用大些的β；（3）∵β〉300时，接触强度持续↑，∴高档齿轮不宜选用大些的β；（4）中间轴上有两齿轮同时工作，应力求使它们产生的轴向力抵消，以减轻轴承负荷。如图∵∴上式为中间轴上，两斜齿齿轮轴向力平衡应满足的条件

3）选用范围4、齿宽b1）影响b的选取因素※影响斜齿轮工作平稳性的因素有：1、齿轮宽度，越宽，平稳性↑2、螺旋角β，↑β，平稳性↑3、压力角α，α小，平稳性↑∵α=200,∴主要影响因素是1和2。用↑β的方法来弥补b减小的不足，虽然可行，但轴向力↑，轴承寿命↓

2）b的取值范围5、齿轮变位系数的选取原则1）齿轮变位的目的：（1）消除齿轮根切，提高抗弯强度（2）配凑中心距A要求中间轴、第二轴上各对齿轮的A必须相同，若mn相同，则各对齿轮的齿数和也相同。常常因为满足传动比的需要，引发各对齿轮的齿数和不相同，所以要进行齿轮变位保证A相同。（3）改善齿轮强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及啮合噪声等。

2）齿轮变位的系数

3）选取变位系数应遵守的原则（1）对Zh=(Z1+Z2)多的齿轮副，若采用标准齿轮传动或高度变位时，则对Zh少的齿轮副应该采用正角度变位。这是∵角度变位能获得良好的啮合特性，及传动质量指标。（2）对高档齿轮，应使之εc尽可能取大些，以保证σj高（↑εc，则ρz，ρb↑）；为了减小噪声，又要求高档齿轮选εc尽可能大些。（3）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ε1和ε2，其中小齿轮的ε>0。（4）齿数少，有根切时应选取正变位修正。

4）实际应用结果（1）倒档、低档（一、二档）以外各档的εc，均选用较小值，以利获得低噪声传动。如：最高档及一轴齿轮副的εc约在-0.2——0.2（2）档位愈低，εc也应该逐渐加大，以获得高强度。如：一档齿轮的εc可在1.0以上。

五、各档齿轮齿数的分配

1、确定一档齿轮的齿数已知：ig、A、m(mn)、β

i1=（1）首先计算Zh=Z7+Z8取整数

其次分配Z7、Z8。

考虑到Z8取少，则比值较大，在i1已定的条件下，就小，于是Z1可多取些齿，便于在Z1内装第二轴的前支承，并使齿辐有足够的厚度。要求Z1的外径<轴承孔直径。根据上表选定Z8后，计算Z7=Zh-Z8

2、修正中心距A修正A的原因：Zh被圆整过；受变位系数影响。→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

=i1(2)A=(3)

(2)与(3)联立，得Z1、Z24、确定Z5、Z6等1）设二档齿轮为直齿，m与一档齿轮相同，则i2= (4)

A=

(5)

(4)与(5)联立，得Z5、Z62）设二档为斜齿轮，且螺旋角为β6（未知）

A=(6)

考虑到中间轴上齿轮轴向力相互抵消，还要满足：

(7)

联立(4)、(6)、(7)，得Z5、Z6、β65、确定倒档Z9、Z10与上述相似，但要检查运动干涉问题。第四节变速器的设计与计算一齿轮损坏形式

1轮齿折断轮齿折断的原因1）冲击载荷作用2）重复冲击载荷，根部出现裂纹，逐渐加深，最后折断。2齿面疲劳剥落（点蚀）齿面疲劳剥落产生的原因：工作时相互挤压的齿面，使存在于齿面细小裂缝中 的润滑油升压→裂缝扩大→齿面表层有块状剥落形 成麻点。麻点破坏了齿形，使之误差加大，工作时又出现动载荷→轮齿折断。3齿轮端部破坏移动换档齿轮端部在冲击载荷作用下受到破坏。一、

轮齿强度计算公式

齿轮形式弯曲应力计算公式许用应力N/mm2

式中符号说明

直齿斜齿

直齿轮

400～850Tg-计算载荷。取第一轴上Temax；z—齿数；Kc—齿宽系数；y—齿形系数；Kσ-应力集中系数

斜齿轮轿车180~350货车100~250Kσ=1.65m—模数；Kf—摩擦力影响系数Kf主=1.1Kf从=0.9Kσ=1.5mn为法面模数；β为螺旋角；Kε—重合度影响系数，Kε=2.01弯曲强度计算

由表中计算公式可知：σw∝或σw∝，∴↑m(mn)，则σw↓↓↓。

2、轮齿接触应力计算F——法向力E——弹性模量b——齿轮接触实际宽度（斜齿轮用b/cosβ代入）ρz、ρb——主、从动齿轮节点处曲率半径分析可知：当α和β不变条件下，↑rz和rb，则ρz、ρb↑，即∝rz，ρb∝rb。结合计算σj公式，能判断ρz、ρb↑后，σj↓。∵rz+rb=A，∴只有↑A才能↑ρz和ρb。

计算F时取作用到第一轴上的载荷为Temx/2。

许多应力见表3-1。

3、齿轮用材料采用磨齿工艺（热处理后进行），用来消除热处理变形。磨齿的优点：1齿轮精度得到提高→传动平稳性↑、效率↑2弯曲疲劳寿命比剃齿的高（剃齿在热处理前进行）主要用材料：20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5

表面硬度渗碳后达到58——63HRC芯部硬度33——48HRC强力喷丸处理，能

渗碳合金钢

三、轴的强度计算1）强度要求轴具有足够的强度要求同时，还应有足够的刚度。轴的刚度不足影响：（1）齿轮的正确啮合使之强度↓（2）齿轮的耐磨损性能↓（3）齿轮的工作噪声↑2）垂直面内的轴挠度fc

（1）fc=f1c+f2c，说明中心距A↑，啮合变坏。（2）如果齿轮在支承点附近，齿轮还会像图示那样偏斜，而且越靠近支承点处这种偏斜越严重，齿轮啮合遭受严重破坏。3）轴在水平面内的转角，使相互啮合的一对齿轮歪斜如图所示：δ1.2s=δ1s+δ2s,结果：压力分布不均匀，磨损↑，寿命↓。

4)刚度验算(1)求取支点反力，确定计算载荷求取支点反力的特点:

i.于中间轴式变速器，按下述顺序求支点反力：第二轴支点反力→第一轴支点反力、中间轴支点反力。

ii.计算档位，全部档位的支反力都要计算。∵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就不相同。

计算载荷：

取作用在第一轴上的转矩为Temax.(2)验算举例(如图)全挠度f：≤0.2mm分析：由计算公式可知，fc、fs与δ三项均与I成反比，即与d4成反比。故少许↑d，能较明显↓fc、fs与δ。通常fmax在L/2处附近，δmax在靠近支座处附近。

5）强度验算

d—轴的直径（mm），花键处取内径W—抗弯截面系数低档时[σ]≤400N/mm2齿轮上的力：

【由右式可知бα∝1/d3，∴↑△d,则б↓↓】

轴受到的转矩为Tn

6）材料：与齿轮用材料相同

第五节同步器设计一、同步器分类常压式————结构简单，不能保证在同步状态下换档，已淘汰。惯性式————结构复杂，保证在同步状态下换档， 应用广泛。惯性增力式——结构复杂，保证在同步状态下换档， 转矩容量大。

共同特点是都有：1.摩擦元件—用来使两个转速不同的元件，通过摩擦作用达到n1=n22.锁止元件—用来防止同步前换入档位3.弹性元件—不换档时使同步环保持在中立位置

二、惯性式同步器

摩擦元件、锁止元件、弹性元件三、同步器工作原理

四、主要参数的确定(1)同步器的工作特点1.摩擦因数f汽车是行驶中换档，换档瞬间同步器工作换入档位前，两结合齿角速度差别大高档区换档频繁程度>低档区油中工作，使f↓要求换档时间尽可能短综上所述，得到如下结论：同步器工作条件繁重，要求摩擦元件耐磨，有足够的寿命为得到较大的摩擦力矩，结合（4）、（5）可知又要求摩擦元件有较大的摩擦因数f2）影响f的因素材料；工作表面粗糙度；润滑油种类；工作温度。设计在齿轮上的锥面材料与齿轮材料相同，要求该锥面上的表面粗糙度要高，保证使用中f变化小，并防止损坏同步环锥面。同步环材料有黄铜合金钢，如锰黄铜、铝黄铜、锡黄铜

设计时取f=0.1

材料：在

喷钼

2、同步环主要尺寸的确定1）同步环锥面上的螺纹槽同步环锥面上设计有用来破坏油膜的细牙螺纹槽和与螺纹槽垂直的泄油槽，目的是增大f→保证换档省力，或缩短换档时间。

如图螺纹槽有四个尺寸，其中主要尺寸是螺距和槽的宽度。

设计时如果取较小的螺距和较宽的槽，结果如下：1螺线的顶部尺寸（图中尺寸0.60—0.75或 0.45—0.70）小（窄）→刮油效果好→刮下来的 油存于槽内→f↑2

接触面面积减小→压强↑→磨损速度 ↑→f↓→换档费力图a)尺寸适用于轻、中型汽车，图b)尺寸适用于重型汽车轴向泄油槽数6～12个槽宽3～4mm2）锥面半锥角α（1）影响α的选取因素有：1摩擦力矩；α越小，摩擦力矩越大2摩擦锥面自锁；α越小，摩擦锥面容易自锁，要求tgα≥f（2）α的取值范围α=60～80，最好取70～80

3）摩擦锥面平均半径R（1）影响的R选取因素有：

1摩擦力矩Mn，R越大，Mn越大，故R宜取大些。2结构限制，R不宜取大。（2）选取R的原则：在结构允许的条件下，R尽可能取大些。

4）锥面工作长度b

（1）影响b的选取因素有：

1）b值取小，变速器轴向长度缩短，质量↓2）b值取小，工作面积↓，单位压力↑，磨损↑。（2）计算确定bMm—摩擦力矩P—摩擦面的许用压力，p≈1.0~1.5Mpa式中没有考虑螺纹槽的影响。分析：1）p、f设计中变化不大，Mm是要求值不可以增加或减少2）b∝1/R2，∴↑△R，则b↓↓5）同步环厚度（1）影响同步环径向厚度的因素I结构布置限制：A、R等II同步环的强度要求足够大（2）同步环材料

I锰黄铜，锻造可↑材料屈服强度，疲劳寿命，适用于轿车

II铝黄铜，铸造

III钢质或球墨铸铁同步环锥面上喷镀钼，↑耐磨性↑强度，寿命是铜环的2～3倍。3、锁止角β(1)影响锁止角β的选取因素If

IIR

III锁止面平均半径r

IV锥面半锥角α(2)β的取值范围260～4204同步时间t

1)

要求同部时间越短越好2)影响t的因素(1)同步器结构尺寸(2)转动惯量(3)变速器输入轴、输出轴角速度差(4)作用到摩擦锥面上的轴向力大小3)t的取值范围

如右图车型档位t(s)轿车高档区低档区0.15～0.300.50～0.80货车高档区低档区0.30～0.801.00～1.50五、同步器的计算

1计算内容1）确定摩擦锥面角度2）确定锁止面角度3）计算Mm4）计算t

2计算摩擦力矩Mm1）假设（1）空档瞬间因润滑油阻力影响齿轮转速的降低忽略不计。（2）汽车行驶在阻力不大的道路上，换档时间极短，认为该瞬间汽车速度不变，即变速器输出端转速不变，ωα

不变。

2）力学模型

需要的摩擦力矩Mm（Mm1）按换档时通过摩擦锥面上的摩擦作用，使两连接元件角速度达到相同，此时所需要的摩擦力矩Mm用下式计算：

Jr——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；ωe——发动机的角速度；ωa——在第k档工作时变速器输出轴角速度；ωb——第k+1档的输出轴上齿轮角速度；ik、ik+1——变速器第k和k+1档的传动比。

（2）

结构能实现的摩擦力矩Mm（Mm2）设I.作用在变速杆手柄上的法向力为Fs

II.手柄到啮合套的传动比为igs

作用到摩擦锥面上的轴向力F：F=Fsigsηη——效率∴

其中F/sinβ为正压力。

同步时的摩擦力矩方程式为（Mm1=Mm2）：

其中，轿车、大客车法向力为60N;货车法向力为100N∴3、同步器满足锁止条件防止连接元件在角速度相等前换入档位，必须满足：

F1>F2(8)F1——由摩擦力矩Mm产生的，用来防止过早换档的力。I.F2力的产生过程说明如下：来自手柄的法向力Fs经传动杆系作用到啮合齿套凹槽→经弹 性元件带动套环轴向移动→锥面接触→套环相对啮合齿套转 动→锁销进入锁止位置，则力F作用到摩擦面上的同时，也 作用到锁销与套环之间的斜面处。∴F力在所销斜面处产生的分力F2:

(9)II.F1力的产生过程如下F力作用到摩擦锥面上，产生正压力F/ sinα→摩擦力Ff/sinα→ Mm=FfR/sinα→也作用在套环上，即作用到套环与锁销接触的斜面上，斜面到轴中心的平均距离为r，则该处产生的圆周力F1：

（10）

结论：

f=0.1，R、r是结构尺寸，∴