第3章機械式變速器設計1第3章機械式變速器設計13.1概述變速器用來改變在不同的使用條件下發動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，使汽車得到不同的牽引力和速度，同時使發動機在最有利的工況范圍內工作。此外，還應保證汽車能夠在倒退行駛、滑行或停車時，使發動機和傳動系分離；需要時還應有動力輸出的功能。23.1概述變速器用來改變在不同的使3.2變速傳動機構布置方案分析機械式變速器因具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優點，故在各種形式的汽車上得到廣泛應用。3.2.1變速傳動機構的方案分析1.兩軸式變速器33.2變速傳動機構布置方案分析機械3.2變速傳動機構布置方案分析3.2.1變速傳動機構的方案分析兩軸式變速器的特點如下：(1)變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發動機縱置時采用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪傳動；發動機橫置時用圓柱齒輪傳動。(2)倒擋傳動常采用滑動齒輪，其他擋位采用常嚙合齒輪。(3)各擋同步器多裝在輸出軸上。43.2變速傳動機構布置方案分析3.2.1變速傳動機構的3.2變速傳動機構布置方案分析2.中間軸式變速器中間軸式變速器多用于發動機前置后輪驅動和發動機后置后輪驅動的汽車上。變速器第一軸的前端經軸承支承在發動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經花鍵與萬向節連接。

53.2變速傳動機構布置方案分析2.中間軸式變速器53.2變速傳動機構布置方案分析63.2變速傳動機構布置方案分析63.2變速傳動機構布置方案分析3.倒擋形式與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態下實現換倒擋，故多數方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。73.2變速傳動機構布置方案分析3.倒擋形式73.2變速傳動機構布置方案分析4.其他結構方案雙中間軸式變速器示意圖三中間軸式變速器示意圖83.2變速傳動機構布置方案分析4.其他結構方案3.2變速傳動機構布置方案分析3.2.2零部件結構方案分析1.齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長、運轉平穩、工作噪聲低等優點；缺點是制造復雜，工作時產生軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。2.換擋機構形式變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。3.防脫擋措施93.2變速傳動機構布置方案分析3.2.2零部件結構方案3.2變速傳動機構布置方案分析(1)將兩接合齒的嚙合位置錯開(2)將嚙合套做得較長

103.2變速傳動機構布置方案分析(1)將兩接合齒的3.2變速傳動機構布置方案分析(3)將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄

(4)將接合齒的工作面加工成斜面113.2變速傳動機構布置方案分析(3)將嚙合套齒座3.2變速傳動機構布置方案分析4.軸承形式變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。5.各擋齒輪的布置對于典型的中間軸式變速器，其一擋常布置在靠近第二軸和中間軸的后支承處。6.裝配孔設計7.變速器整體剛性變速器只有具有足夠的整體剛性才能保證正常工作。整體剛性與軸、殼體的結構以及裝配時螺栓的扭緊程度有關。123.2變速傳動機構布置方案分析4.軸承形式123.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構方案分析重型貨車使用條件復雜，需要的傳動比范圍大。如果變速器的擋數少，則相鄰擋位的傳動比間隔就會增大，造成換擋困難。為解決這個問題，可采用多擋變速器。1.組合方案(1)前置副變速器133.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構3.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構方案分析(2)后置副變速器(3)主變速器前、后各設置一個副變速器143.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構3.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構方案分析2.傳動比的搭配方式組合式多擋變速器傳動比的搭配方式也有多種形式(1)插入式主變速器擋位間公比較大，副變速器的傳動比均勻地插入主變速器各擋傳動比之間，兩者交替換擋，共同組成一個單調變化的傳動比序列。153.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構3.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構方案分析（2)分段式主變速器擋位間公比較小，副變速器傳動比范圍較大時，副變速器高、低擋傳動比分別與主變速器各擋搭配，組成高、低傳動比兩段范圍。163.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構3.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構方案分析（3)綜合式插入式和分段式的結合，使傳動比范圍進一步擴大（4）其它173.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構3.3變速器主要參數選擇與計算3.3.1擋數變速器的擋數及其傳動比由總布置設計確定。增加擋數，有利于提高發動機的功率利用率、汽車的燃油經濟性和平均車速。但會使變速器結構復雜和質量增加，軸向尺寸增大、操縱復雜、成本高。3.3.2傳動比范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值，取決于汽車行駛的道路條件和發動機的功率與汽車質量之比(比功率)。

183.3變速器主要參數選擇與計算3.3.1擋數183.3變速器主要參數選擇與計算3.3.3中心距A中心距A是指兩軸中心線之間或兩相嚙合齒輪中心線之間的距離，對中間軸式變速器，將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器中心距。1.輪齒接觸應力為齒面上的法向力(N)，表示為

為圓周力(N)，表示為193.3變速器主要參數選擇與計算3.3.3中心距A193.3變速器主要參數選擇與計算3.3.3中心距A2.中間軸式變速器中心距的確定可根據下述經驗公式計算中心距3.兩軸式變速器中心距的確定其中心距也可以根據發動機排量與變速器中心距的統計數據初選203.3變速器主要參數選擇與計算3.3.3中心距A203.3變速器主要參數選擇與計算3.3.4變速器外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間(過渡)齒輪和換擋機構的布置初步確定。3.3.5軸的設計計算1.初選軸的直徑中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑；軸的最大直徑與支承間距的比值，對中間軸0.16-0.18；對第二軸0.18-0.21。第一軸花鍵部分直徑(mm)可按下式初選213.3變速器主要參數選擇與計算3.3.4變速器外形尺寸3.3變速器主要參數選擇與計算3.3.5軸的設計計算2.軸的剛度驗算223.3變速器主要參數選擇與計算3.3.5軸的設計計算23.3變速器主要參數選擇與計算3.3.5軸的設計計算2.軸的剛度驗算若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，可分別用下式計算。

233.3變速器主要參數選擇與計算3.3.5軸的設計計算23.3變速器主要參數選擇與計算3.軸的強度計算在轉矩和彎矩的同時作用下，軸的應力用下式計算

按第三強度理論(最大剪應力理論)計算當量彎矩為抗彎截面系數按下式計算3.3.6齒輪參數的確定1.模數要保證齒輪有足夠的強度，同時兼顧對噪聲和質量的影響。

243.3變速器主要參數選擇與計算3.軸的強度計算243.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定(1)直齒輪直齒輪彎曲應力為直齒輪模數與彎曲應力之間有如下關系：

(2)斜齒輪斜齒輪彎曲應力為253.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定3.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定將有關參數代人式，整理后得到斜齒輪彎曲應力為:斜齒輪法向模數與彎曲應力之間有如下關系

汽車變速器齒輪的法向模數263.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定3.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定2.壓力角齒輪壓力角較小時，重合度較大，并降低了輪齒剛度，減少了進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。汽車變速器常用齒輪模數273.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定3.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定3.螺旋角在選取斜齒輪的螺旋角時應注意下列問題：(1)增大螺旋角，可以使齒輪嚙合的重合系數增加，工作平穩、噪聲降低。(2)斜齒輪傳遞轉矩時要產生軸向力。283.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定3.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定4.齒寬齒寬的選擇應滿足既能減輕變速器質量，同時又能保證齒輪工作平穩的要求。齒寬大，工作平穩，但變速器質量大。齒寬太小會使輪齒的工作應力過大。通常根據齒輪模數m來選定齒寬。對直齒：，為齒寬系數，取4.5-8.0；對斜齒：，取6.0-8.5。5.齒輪變位系數的選擇采用變位齒輪，可以避免齒輪產生干涉、根切和配湊中心距。293.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定3.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數之和等于零。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零。6.齒頂高系數齒頂高系數對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。7.齒輪材料的選取為提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力，現代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼。303.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定3.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的分配初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據預先確定的變速器擋數、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。1.確定一擋齒輪的齒數一擋傳動比為313.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的3.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的分配2.對中心距進行修正當計算出的不是整數時，要將其取整，從式或可知，中心距有了變化。3.確定常嚙合傳動齒輪副的齒數已知：而常嚙合傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即：

聯立可求出和323.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的3.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的分配4.確定其他各擋的齒數如果二擋齒輪是直齒輪，模數與一擋齒輪相同，則如果二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同，此時有而從消除或減少中間軸上的軸向力出發，齒輪還須滿足下列關系333.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的3.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的分配5.確定倒擋齒輪齒數初選以后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距為為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑應為：343.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的3.4同步器設計3.4.1慣性式同步器1.鎖銷式同步器(1)鎖銷式同步器結構353.4同步器設計3.4.1慣性式同步器353.4同步器設計3.4.1慣性式同步器(2)鎖銷式同步器的工作原理同步器換擋過程由三個階段組成。第一階段，司機用手推換擋手柄，通過換擋撥叉把力F傳給滑動齒套，再通過彈簧—鋼球5—銷6傳給同步環2，使得同步器離開中間位置，做軸向移動并使同步環2的內錐面壓靠在齒輪3的外錐面上。第二階段，司機用力推換擋手柄，通過換擋撥叉把力F傳給滑動齒套，再經過鎖止元件作用在摩擦面上。

第三階段，滑動齒套1和齒輪3的轉速達到相等，即達到同步,從而使鎖止元件解除鎖止狀態。滑動齒套與齒輪3上的接合齒進入嚙合。363.4同步器設計3.4.1慣性式同步器363.4同步器設計3.4.1慣性式同步器2.鎖環式同步器(1)鎖環式同步器的結構373.4同步器設計3.4.1慣性式同步器373.4同步器設計3.4.1慣性式同步器(2)鎖環式同步器工作原理(a)同步器鎖止位置(b)同步器換擋位置383.4同步器設計3.4.1慣性式同步器(a)3.4同步器設計3.4.1慣性式同步器(3)鎖環式同步器的主要尺寸

接近尺寸和分度尺寸滑塊移動距離393.4同步器設計3.4.1慣性式同步器3.4同步器設計3.4.1慣性式同步器滑塊端隙403.4同步器設計3.4.1慣性式同步器滑塊端隙403.4同步器設計3.4.1慣性式同步器3.多錐式同步器4.慣性增力式同步器413.4同步器設計3.4.1慣性式同步器413.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立同步器鎖止條件建立的過程即確定摩擦錐面和鎖止面的角度的過程。這些角度要滿足在連接件角速度完全相等以前，不能進行換擋。這些角度還用來計算摩擦力矩和同步時間。換擋時為保證沒有沖擊地將齒輪和軸連接起來，必須使它們的轉動角速度相等。此時同步器必需的摩擦力矩可用下式表示則作用在同步器摩擦面上的軸向力為

423.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立423.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立433.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立433.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立摩擦錐面上的法向合力為可得摩擦面上的摩擦力矩為得到換擋時的摩擦力矩方程式為

為防止連接件在轉動角速度相等以前接合換擋，就要滿足如下關系式：443.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立443.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立于是由：可得：

即欲保證同步前滑動齒套不能繼續移動，必須滿足3.4.3轉動慣量的計算換擋過程中，依靠同步器改變轉速的零件通稱為輸入端零件。453.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立453.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算輸入端零件轉動慣量一般采用如下方法計算：(1)求出各零件的轉動慣量。(2)把這些轉動慣量按不同的傳動比轉換到被同步零件上。463.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算463.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算轉動慣量轉換前、后系統的能量保持相等，即而所以3.4.4同步器主要參數的確定1.摩擦因數473.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算473.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算摩擦因數大，則換擋省力，達到同步的時間較短，因此保證較大的摩擦因數對同步器工作有利。摩擦因數與摩擦副材料、工作表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因素有關。2.摩擦錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。為增大同步器容量，值應取小些；但也不能太小，否則摩擦錐面將產生自鎖現象。3.同步環錐面上的螺紋槽483.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算483.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算為保持摩擦因數，在摩擦錐面上制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽。4.摩擦錐面平均半徑在、、一定