機械式變速器設計說明課件

第三章機械式變速器設計第三章機械式變速器設計第三章機械式變速器設計

本章主要學習（1）變速器的基本設計要求；（2）各種形式變速器的特點；（3）變速器主要參數(shù)的選擇；（4）齒輪變位系數(shù)的選擇原則；（5）各擋齒輪齒數(shù)的分配；（6）變速器操縱機構。第三章機械式變速器設計本章主要學習第三章機械式變速器設計第一節(jié)概述第二節(jié)變速器傳動機構布置方案第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇第四節(jié)變速器的設計和計算第五節(jié)同步器設計第六節(jié)變速器操縱機構第七節(jié)變速器結構元件第三章機械式變速器設計第一節(jié)概述第一節(jié)概述復習：

變速器的結構？功用？《汽車構造》變速器功用：

（1）改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利(功率較高而油耗較低)的工況下工作；（2）在發(fā)動機旋轉方向不變情況下，使汽車能倒退行駛；（3）利用空擋，中斷動力傳遞，以發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。

組成：

變速器是由變速傳動機構和操縱機構組成，需要時，還可以加裝動力輸出器。第一節(jié)概述復習：變速器功用：變速器的基本設計要求：1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛。4）設置動力輸出裝置。5）換擋迅速、省力、方便。6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應有高的工作效率。8）變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。變速器的基本設計要求：變速器的分類根據(jù)前進擋數(shù)三擋變速器四擋變速器五擋變速器多擋變速器根據(jù)軸的形式固定軸式旋轉軸式變速器的分類根據(jù)前進擋數(shù)三擋變速器根據(jù)軸的形式固定軸式固定軸式兩軸式變速器中間軸式變速器雙中間軸式變速器多中間軸式變速器固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。旋轉軸式主要用于液力機械式變速器。固定軸式兩軸式變速器固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于第二節(jié)變速器傳動機構布置方案

1、兩軸式變速器的特點兩軸式變速器有結構簡單、輪廓尺寸小、布置方便、中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。兩軸式變速器不能設置直接擋，一擋速比不可能設計得很大。兩軸式變速器多用于前置前驅、后置后驅型式汽車。結構特點：第二節(jié)變速器傳動機構布置方案1、兩軸式變速器的特點兩軸（1）輸出軸與主減速主動齒輪成一體；（2）除倒擋外，其它擋均用常嚙合齒輪傳動；（3）同步器多數(shù)裝在輸出軸上；（4）各前進擋均經(jīng)過一對齒輪傳遞動力；（5）只有兩個軸。（1）輸出軸與主減速主動齒輪成一體；兩軸五檔變速器組成與傳動簡圖1-輸入軸

2-接合套3-里程表齒輪4-同步環(huán)5-半軸6-主減速器被動齒輪7-差速器殼8-半軸齒輪9-行星齒輪10、十字軸11-輸出軸

12-主減速器主動齒輪13-花鍵轂與傳統(tǒng)的三軸變速器相比，由于省去了中間軸，所以一般檔位傳動效率要高一些；但是任何一檔的傳動效率又都不如三軸變速器直接檔的傳動效率高。兩軸五檔變速器組成與傳動簡圖兩軸式變速器基本結構兩軸式變速器基本結構動力傳遞路線動力傳遞路線一檔一檔機械式變速器設計說明課件機械式變速器設計說明課件機械式變速器設計說明課件機械式變速器設計說明課件機械式變速器設計說明課件2.中間軸式變速器多用于前置后驅的型式汽車。結構特點：（1）第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，可以布置直接擋；（2）除直接擋外其他各擋均經(jīng)過兩對齒輪傳遞動力，故在中心距不大的情況下，可以提高傳動比；(3)一擋有較大的傳動比；

(4)擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；

(5)除一擋以外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋；

(6)除直接擋以外，其他擋位工作時的傳動效率略低。2.中間軸式變速器(3)一擋有較大的傳動比；三軸五檔變速器傳動簡圖（參圖15—1、15—12）。1-輸入軸2-軸承3-接合齒圈

4-同步環(huán)5-輸出軸6-中間軸

7-接合套8-中間軸常嚙合齒輪此變速器有五個前進檔和一個倒檔，由殼體、第一軸（輸入軸）、中間軸、第二軸（輸出軸）、倒檔軸、各軸上齒輪、操縱機構等幾部分組成。輸入軸與輸出軸平行共線。輸入軸輸出軸倒檔軸中間軸三軸五檔變速器傳動簡圖輸入軸輸出軸倒檔軸中間軸三軸五檔變速器剖視圖輸入軸輸出軸倒檔軸換檔桿軸（操縱機構）中間軸三軸五檔變速器剖視圖輸入軸輸出軸倒檔軸換檔桿軸（操縱機構）中圖3-2中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別為圖3-2a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動齒輪換擋，圖3-2c所示傳動方案的二、三、四擋用常嚙合齒輪傳動，而一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋。

圖3-2中間軸式四擋變速器傳動方案

圖3-2中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別為圖3-2a

凡采有常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。各種中間軸式變速器區(qū)別：（1）常嚙合齒輪對數(shù)不同；（2）換擋方式不同；（3）倒擋傳動方案不同。凡采有常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同中間軸式變速器的特點圖3-4為中間軸式六擋變速器傳動方案。圖3-4a所示方案中的一擋、倒擋和圖3-4b所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋，其余各擋均勻常嚙合齒輪。常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。圖3-4中間軸式六擋變速器傳動方案中間軸式變速器的特點圖3-4為中間軸式六擋變速器傳動方案。圖兩軸式與中間軸式的比較：

形式兩軸式中間軸式結構復雜程度簡單復雜

工作噪聲低高傳動效率

高低

傳動比范圍

小大有無直接檔

沒有

有兩軸式與中間軸式的比較：

形式兩軸式中間軸式結構復雜程度簡單二、零、部件結構方案分析1．齒輪形式齒輪形式：直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、時噪聲低的優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。二、零、部件結構方案分析1．齒輪形式（一）齒輪形式的選擇斜

齒直

齒工作時有軸向力工作時無軸向力壽命長短噪聲低高用于二檔以上用于低檔、倒檔（一）齒輪形式的選擇斜齒直齒工作時有軸向力工作時無軸向力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。采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一擋、倒擋外已很少使用。

直齒滑動齒輪缺點：換擋時齒輪端面有沖擊噪聲，使駕駛員緊張，舒適性降低優(yōu)點：結構簡單2．換擋機構形式直齒滑動齒輪常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。

使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應用。但結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大。

利用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)3、防止自動脫擋的結構措施：（1）嚙合套做的長些（2）前齒圈齒厚切?。?）將接合齒工作面加工成斜面3、防止自動脫擋的結構措施：22334．變速器軸承

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。第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。

4．變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。

圓錐滾子軸承因有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負荷和通過軸承預緊能消除軸向間隙及軸向跳動等優(yōu)點，故在一些變速器上得到廣泛應用。但也有需要調(diào)整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。

滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者5、其它問題1.擋位布置：考慮到徑向力對軸的影響，1擋布置在靠近殼體的位置；2.變速器孔口：開在上方，側面3.加油孔：考慮油量確定油孔位置4.變速器殼體易設計制造，裝拆和調(diào)整方便5、其它問題第二節(jié)結束第二節(jié)結束第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇一、擋數(shù)增加變速器的擋數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋數(shù)越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇一、擋數(shù)擋數(shù)選擇的要求：相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。目前，乘用車一般用4～5個擋位變速器，商用車變速器采用4～5個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。

擋數(shù)選擇的要求：二、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傳動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關。目前轎車的傳動比范圍在3～4之間，輕型貨車在5～6之間，其它貨車則更大。ig超速檔轎車3.0~4.50.7~0.8貨、大客5.0~8.0越野、牽引車10~20二、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最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高檔位超速擋，傳動比為0.7~0.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩、要求的最大爬坡能力、主減速器的減速比、要求的最低穩(wěn)定車速。最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高檔位超速擋三、中心距A對中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質量大小、輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。三、中心距A對中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離稱為初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算式中，KA為中心距系數(shù)，乘用車：KA=8.9～9.3，商用車：KA=8.6～9.6，多擋變速器：KA=9.5～11.0。乘用車變速器的中心距在65～80mm范圍內(nèi)變化，而商用車的變速器中心距在80～170mm范圍內(nèi)變化。中心距系數(shù)KA

乘用車8.9～9.3

A＝65～80mm商用車8.6～9.6A＝80～170mm初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算式中，KA為中心距四、外形尺寸

變速器橫向尺寸，可根據(jù)齒輪直徑及換擋機構初步確定；乘用車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A。商用車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關，可參考下列數(shù)據(jù)選用：四擋（2.2～2.7）A

五擋（2.7～3.0）A

六擋（3.2～3.5）A

當變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應取給出范圍的上限。四、外形尺寸

變速器前端面到后端面的距離L，對傳動軸的夾角、傳動軸的長度、質量有影響，與擋數(shù)、換擋方式有關系，同步器長則軸向尺寸長。貨車

四擋（2.2～2.7）A五擋

（2.7～3.0）A轎車

六擋

（3.2～3.5）A四擋

（3.0～3.4）A 變速器前端面到后端面的距離L，對傳動軸的夾角、傳動軸的長度五、軸的直徑中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑d≈0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值，對中間軸，d/L≈0.16～0.18，對第二軸，d/L≈0.18～0.21。第一軸花鍵直徑d（mm）可按下式初選式中：K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0～4.6；Temax為發(fā)動機最大轉矩（N·m）。五、軸的直徑六、齒輪參數(shù)

1．模數(shù)的選取齒輪模數(shù)選取的一般原則：

1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；

2）為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；

3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)；

4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。六、齒輪參數(shù)1．模數(shù)的選取變速器齒輪模數(shù)范圍大致如下：微型、普通級轎車中級轎車中型貨車重型貨車

2.25～2.752.75～3.003.5～4.54.5～6.0

所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。

車型微、輕型轎車中級以上轎車中型貨車重型貨車模數(shù)2.25~2.752.75~3.03.5~4.54.5~6.0變速器齒輪模數(shù)范圍大致如下：所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定2．壓力角α

壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。2．壓力角α3．螺旋角β

齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。斜齒輪螺旋角選用范圍：轎車變速器：兩軸式為20°～25°中間軸式為22°～34°貨車變速器：18°～26°3．螺旋角β斜齒輪螺旋角選用范圍：

斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。根據(jù)圖3-7可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：

Fa1=Fn1tanβ1

Fa2=Fn2tanβ2

由于T=Fn1r1=Fn2r2，為使兩軸向力平衡，必須滿足圖3-7中間軸軸向力的平衡

式中，F(xiàn)a1、Fa2為作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；Fn1、Fn2為作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；r1、r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設

齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。4．齒寬b齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強

通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來選定齒寬b：直齒：b=Kcm，Kc為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0

斜齒：b=Kcmn，Kc取為6.0～

8.5

嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為（2～4）mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)Kc可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來選定齒寬b：5．齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因：1）配湊中心距；2）提高齒輪的強度和使用壽命；3）降低齒輪的嚙合噪聲。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(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。5．齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因：變位系數(shù)的選擇原則：1）對于高擋齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值。變位系數(shù)的選擇原則：齒輪變位系數(shù)的選擇高擋：以降低噪聲為目的，總變位系數(shù)選取較小值低擋：以提高輪齒強度為目的，選較大值在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面以圖3-8所示四擋變速器為例，說明分配齒數(shù)的方法。

七、各擋齒輪齒數(shù)的分配齒輪變位系數(shù)的選擇在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根圖3-8四擋變速器傳動方案

圖3-8四擋變速器傳動方案1．確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比如果z7和z8的齒數(shù)確定了，則z2與z1的傳動比可求出。為了求z7、z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和zh

（3-1）計算后取zh為整數(shù)，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。

（3-2）1．確定一擋齒輪的齒數(shù)（3-2）乘用車中間軸式變速器一擋傳動比i=3.5-3.8時，中間軸上一擋齒輪齒數(shù)z8可在15～17之間選?。回涇噝8可在12～17之間選取。一擋大齒輪齒數(shù)用z7=zh-z8計算求得。

因為計算齒數(shù)和zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的zh和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。

2．對中心距A進行修正

乘用車中間軸式變速器一擋傳動比i=3.5-3.8時，中間軸上3．確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)

由式（3-1）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比

（3-3）常嚙合傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即

（3-4）解方程式（3-3）和式（3-4）求z1與z2，求出的z1、z2都應取整數(shù)；然后核算一擋傳動比與原傳動比相差多少，如相差較大，只要調(diào)整一下齒數(shù)即可；最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3-4）算出精確的螺旋角值。3．確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)4．確定其它各擋的齒數(shù)若二擋齒輪是直齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同時，則得（3-5）解兩方程式求出z5、z6。用取整數(shù)后的z5、z6計算中心距，若與中心距A有偏差，通過齒輪變位來調(diào)整。二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合輪的不同時，由式（3-5）得

（3-6）（3-7）（3-8）4．確定其它各擋的齒數(shù)若二擋齒輪是直齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相

此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式（3-9）聯(lián)解上述三個方程式，可求出z5、z6和三個參數(shù)。但解此方程組比較麻煩，可采用比較方便的試湊法。其它各擋齒輪的齒數(shù)用同一方法確定。

此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系5．確定倒擋齒輪齒數(shù)圖3-8所示的倒擋齒輪z10的齒數(shù)，一般在21～23之間，初選z10后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距A’為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應保持0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑De9應為5．確定倒擋齒輪齒數(shù)圖3-8所示的倒擋齒輪z10的齒數(shù)，一根據(jù)求得的De9

，再選擇適當?shù)凝X數(shù)及采用變位齒輪，使齒頂圓De9符合式（3-10）。最后計算倒擋軸與第二軸的中心距。

機械式變速器設計說明課件6、齒輪其它尺寸

D1=(1.25~1.4)d2 C=(1.2~1.4)d2

δ=(4~6)m機械式變速器設計說明課件65

第四節(jié)變速器的設計與計算一、齒輪的損壞形式輪齒折斷原因：大載荷沖擊、反復承載疲勞破壞齒面疲勞剝落（點蝕）原因：齒面擠壓磨損，表面出現(xiàn)塊狀剝落移動換擋齒輪端部破壞原因：換擋時存在角速度差，端部承受沖擊65第四節(jié)變速器的設計與計算一、齒輪的損壞形式66

二、軸剛度、強度計算計算軸上的支反力，必須從輸出軸開始計算各擋位都應進行驗算作用于第一軸上的轉矩為Temax1.強度計算66二、軸剛度、強度計算計算軸上的支反力，必須從輸出軸開始2.剛度計算要求：全撓度abLFδf2.剛度計算abLFδf68

fc≤0.05~0.10mm fs≤0.10~0.15mm

常嚙合齒輪（靠近殼體處）可不計算，應盡量增大d降低f和δ68fc≤0.05~0.10mm fs≤0.10~0.15一、無同步器時變速器的換檔過程

變速器在換檔過程中，必須使所選檔位的一對待嚙合齒輪輪齒的圓周速度相等（同步），才能使之平順地進入嚙合而掛上檔。理論分析和實際操作表明：欲使一般變速器換檔時不產(chǎn)生輪齒或花鍵齒間的沖擊，需要進行較復雜的操作，并應在短時間內(nèi)迅速而準確地完成。這對于即使是技術很熟練的駕駛員，也容易造成疲勞。同步器既保證掛檔平順，又使換檔操作簡化，減輕駕駛員勞動強度。二、同步器的構造及工作原理同步器是在結合套換檔機構基礎上發(fā)展起來的，基本部分是結合套、花鍵轂、對應齒輪上的結合齒圈，同時還增設了使結合套與對應結合齒圈的圓周速度迅速達到一致（同步）的機構，以及阻止兩者在未達到同步前的結合裝置。第5節(jié)

同步器設計一、無同步器時變速器的換檔過程第5節(jié)同步器設計同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式等三種。這里僅介紹目前廣泛采用的慣性式同步器。

慣性式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，在其上面設有專門機構保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，從而避免了齒間沖擊。

慣性同步器按結構又分為鎖環(huán)式和鎖銷式兩種。同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式等三種。這里僅介紹目前廣泛鎖環(huán)式同步器組成與工作原理花鍵轂7與軸上的外花鍵連接，用墊片和卡環(huán)作軸向定位花鍵轂在花鍵轂兩端與齒輪1和4之間，各有一個青銅制成的鎖環(huán)（同步環(huán)）9和5同步環(huán)同步環(huán)鎖環(huán)上有短花鍵齒圈，花鍵齒的斷面輪廓尺寸與齒輪1，4及花鍵轂7上的外花鍵齒均相同在兩個鎖環(huán)上，花鍵齒對著接合套8的一端都有倒角（鎖止角），且與接合套齒端的倒角相同結合套鎖環(huán)具有與齒輪1和4上的摩擦面錐度相同的內(nèi)錐面，內(nèi)錐面上制出細牙的螺旋槽，以便兩錐面接觸后破壞油膜，增加錐面間的摩擦?；瑝K、槽三個滑塊2分別嵌合在花鍵轂的三個軸向槽11內(nèi)，并可沿槽軸向滑動。在兩個彈簧圈6的作用下，滑塊壓向接合套，使滑塊中部的凸起部分正好嵌在接合套中部的凹槽10中，起到空檔定位作用?；瑝K2的兩端伸入鎖環(huán)9和5的三個缺口12中。只有當滑塊位于缺口12的中央時，接合套與鎖環(huán)的齒方可能接合。同步器換擋過程小結：結合套“1套3”：7、12、4鎖環(huán)式同步器組成與工作原理花鍵轂7與軸上的外花鍵連接，用墊片同步器組成分析：三維結構圖同步環(huán)同步環(huán)結合套8花鍵轂軸上外花鍵（與花鍵轂內(nèi)花鍵結合）滾針軸承同步環(huán)外緣短花鍵齒圈5待接合的花鍵齒圈1空轉齒輪2同步器工作過程小結用結合套8內(nèi)花鍵套住外花鍵1、5，實現(xiàn)空轉齒輪2與軸的周向固定同步器組成分析：三維結構圖同步環(huán)同步環(huán)結合套8花鍵轂軸上外花三、主要參數(shù)的確定1、摩擦因數(shù)的確定2、同步環(huán)主要尺寸的確定（1）同步換上的細牙螺紋槽；（2）錐面半錐角；（3）摩察錐面平均半徑R，錐面工作長度結構允許的情況下，R盡量取大一些；(4)錐面工作長度b;(5)同步環(huán)徑向厚度。三、主要參數(shù)的確定1、摩擦因數(shù)的確定3、鎖止角β

β＝26°～42°4、同步時間tF↑，t↓5、轉動慣量的計算3、鎖止角β β＝26°～42°4、同步時間tF↑，t↓5Jr

Jc

FαMm

ωc

ωr

為使ωr＝ωc需要的摩擦力矩Mm為：四、同步器的計算JrJcFαMmωcωr為使ωr＝ωc需要的摩擦力錐面上的摩擦力矩：設變速桿手柄上的法向力Fs，手柄到嚙合套的傳動比igs，則同步器齒套上的力：Jr

Jc

FαMm

ωc

ωr

錐面上的摩擦力矩：設變速桿手柄上的法向力Fs，手柄到嚙合套的F1＞F2要保證鎖止和滑動齒套不可能繼續(xù)移動，必須滿足條件：

α越小則Mm越大，tgα<f時自鎖，故α=6°~8°，f取大些好，一般f=0.1F1＞F2要保證鎖止和滑動齒套不可能繼續(xù)移動，必須滿足條件：第六節(jié)變速器操縱機構

根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。變速器操縱機構應滿足如下主要要求：（1）換擋時只能掛入一個擋位；（2）換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合；（3）防止自動脫擋或自動掛擋；（4）防止誤掛倒擋；（6）換擋輕便。機械式變速器的操縱機構一般是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成。依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。第六節(jié)變速器操縱機構根據(jù)汽車使用條件的需要1．直接操縱手動換擋變速器

當變速器布置在駕駛員座椅附近，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。2．遠距離操縱手動換擋變速器

平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅動汽車的變速器距駕駛員座椅較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換擋手力經(jīng)過這些轉換機構才能完成換擋功能。這種手動換擋變速器稱為遠距離操縱的動換擋變速器。1．直接操縱手動換擋變速器2．遠距離操縱手動換擋變速器平圖3-9遠距離操縱手動換擋變速器工作原理簡圖

圖3-9示出遠距離操縱手動換擋變速器的工作原理簡圖。要求整套系統(tǒng)有足夠的剛性，且各連接件之間間隙不能過大，否則換擋手感不明顯，并增加了變速桿顫動的可能性。圖3-9遠距離操縱手動換擋圖3-9示出遠距離操3．電控自動換擋變速器

在固定軸式機械變速器基礎上，通過應用計算機和電子控制技術，使之實現(xiàn)自動換擋，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動完成換擋時刻的判斷，自動實現(xiàn)收油門、離合器分離、選擋、換擋、離合器接合和油門等一系列動作，使汽車動力性、經(jīng)濟性有所提高。其工作原理框圖見圖3-10。圖3-10電控自動換擋變速器工作原理框圖

電控自動換擋變速器工作原理圖組3．電控自動換擋變速器在固定軸式機械變速器基礎上，通過應用第七節(jié)變速器結構元件1、變速器齒輪第七節(jié)變速器結構元件1、變速器齒輪2、變速器的軸3、變速器殼體2、變速器的軸第三章結束第三章結束

選擇=結果匯報結束

謝謝觀看！歡迎提出您的寶貴意見！選擇=結果匯報結束謝謝觀看！第三章機械式變速器設計第三章機械式變速器設計第三章機械式變速器設計

本章主要學習（1）變速器的基本設計要求；（2）各種形式變速器的特點；（3）變速器主要參數(shù)的選擇；（4）齒輪變位系數(shù)的選擇原則；（5）各擋齒輪齒數(shù)的分配；（6）變速器操縱機構。第三章機械式變速器設計本章主要學習第三章機械式變速器設計第一節(jié)概述第二節(jié)變速器傳動機構布置方案第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇第四節(jié)變速器的設計和計算第五節(jié)同步器設計第六節(jié)變速器操縱機構第七節(jié)變速器結構元件第三章機械式變速器設計第一節(jié)概述第一節(jié)概述復習：

變速器的結構？功用？《汽車構造》變速器功用：

（1）改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利(功率較高而油耗較低)的工況下工作；（2）在發(fā)動機旋轉方向不變情況下，使汽車能倒退行駛；（3）利用空擋，中斷動力傳遞，以發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。

組成：

變速器是由變速傳動機構和操縱機構組成，需要時，還可以加裝動力輸出器。第一節(jié)概述復習：變速器功用：變速器的基本設計要求：1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛。4）設置動力輸出裝置。5）換擋迅速、省力、方便。6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應有高的工作效率。8）變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。變速器的基本設計要求：變速器的分類根據(jù)前進擋數(shù)三擋變速器四擋變速器五擋變速器多擋變速器根據(jù)軸的形式固定軸式旋轉軸式變速器的分類根據(jù)前進擋數(shù)三擋變速器根據(jù)軸的形式固定軸式固定軸式兩軸式變速器中間軸式變速器雙中間軸式變速器多中間軸式變速器固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。旋轉軸式主要用于液力機械式變速器。固定軸式兩軸式變速器固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于第二節(jié)變速器傳動機構布置方案

1、兩軸式變速器的特點兩軸式變速器有結構簡單、輪廓尺寸小、布置方便、中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。兩軸式變速器不能設置直接擋，一擋速比不可能設計得很大。兩軸式變速器多用于前置前驅、后置后驅型式汽車。結構特點：第二節(jié)變速器傳動機構布置方案1、兩軸式變速器的特點兩軸（1）輸出軸與主減速主動齒輪成一體；（2）除倒擋外，其它擋均用常嚙合齒輪傳動；（3）同步器多數(shù)裝在輸出軸上；（4）各前進擋均經(jīng)過一對齒輪傳遞動力；（5）只有兩個軸。（1）輸出軸與主減速主動齒輪成一體；兩軸五檔變速器組成與傳動簡圖1-輸入軸

2-接合套3-里程表齒輪4-同步環(huán)5-半軸6-主減速器被動齒輪7-差速器殼8-半軸齒輪9-行星齒輪10、十字軸11-輸出軸

12-主減速器主動齒輪13-花鍵轂與傳統(tǒng)的三軸變速器相比，由于省去了中間軸，所以一般檔位傳動效率要高一些；但是任何一檔的傳動效率又都不如三軸變速器直接檔的傳動效率高。兩軸五檔變速器組成與傳動簡圖兩軸式變速器基本結構兩軸式變速器基本結構動力傳遞路線動力傳遞路線一檔一檔機械式變速器設計說明課件機械式變速器設計說明課件機械式變速器設計說明課件機械式變速器設計說明課件機械式變速器設計說明課件2.中間軸式變速器多用于前置后驅的型式汽車。結構特點：（1）第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，可以布置直接擋；（2）除直接擋外其他各擋均經(jīng)過兩對齒輪傳遞動力，故在中心距不大的情況下，可以提高傳動比；(3)一擋有較大的傳動比；

(4)擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；

(5)除一擋以外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋；

(6)除直接擋以外，其他擋位工作時的傳動效率略低。2.中間軸式變速器(3)一擋有較大的傳動比；三軸五檔變速器傳動簡圖（參圖15—1、15—12）。1-輸入軸2-軸承3-接合齒圈

4-同步環(huán)5-輸出軸6-中間軸

7-接合套8-中間軸常嚙合齒輪此變速器有五個前進檔和一個倒檔，由殼體、第一軸（輸入軸）、中間軸、第二軸（輸出軸）、倒檔軸、各軸上齒輪、操縱機構等幾部分組成。輸入軸與輸出軸平行共線。輸入軸輸出軸倒檔軸中間軸三軸五檔變速器傳動簡圖輸入軸輸出軸倒檔軸中間軸三軸五檔變速器剖視圖輸入軸輸出軸倒檔軸換檔桿軸（操縱機構）中間軸三軸五檔變速器剖視圖輸入軸輸出軸倒檔軸換檔桿軸（操縱機構）中圖3-2中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別為圖3-2a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動齒輪換擋，圖3-2c所示傳動方案的二、三、四擋用常嚙合齒輪傳動，而一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋。

圖3-2中間軸式四擋變速器傳動方案

圖3-2中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別為圖3-2a

凡采有常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。各種中間軸式變速器區(qū)別：（1）常嚙合齒輪對數(shù)不同；（2）換擋方式不同；（3）倒擋傳動方案不同。凡采有常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同中間軸式變速器的特點圖3-4為中間軸式六擋變速器傳動方案。圖3-4a所示方案中的一擋、倒擋和圖3-4b所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋，其余各擋均勻常嚙合齒輪。常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。圖3-4中間軸式六擋變速器傳動方案中間軸式變速器的特點圖3-4為中間軸式六擋變速器傳動方案。圖兩軸式與中間軸式的比較：

形式兩軸式中間軸式結構復雜程度簡單復雜

工作噪聲低高傳動效率

高低

傳動比范圍

小大有無直接檔

沒有

有兩軸式與中間軸式的比較：

形式兩軸式中間軸式結構復雜程度簡單二、零、部件結構方案分析1．齒輪形式齒輪形式：直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、時噪聲低的優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。二、零、部件結構方案分析1．齒輪形式（一）齒輪形式的選擇斜

齒直

齒工作時有軸向力工作時無軸向力壽命長短噪聲低高用于二檔以上用于低檔、倒檔（一）齒輪形式的選擇斜齒直齒工作時有軸向力工作時無軸向力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。采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一擋、倒擋外已很少使用。

直齒滑動齒輪缺點：換擋時齒輪端面有沖擊噪聲，使駕駛員緊張，舒適性降低優(yōu)點：結構簡單2．換擋機構形式直齒滑動齒輪常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。

使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應用。但結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大。

利用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)3、防止自動脫擋的結構措施：（1）嚙合套做的長些（2）前齒圈齒厚切?。?）將接合齒工作面加工成斜面3、防止自動脫擋的結構措施：22334．變速器軸承

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。第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。

4．變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。

圓錐滾子軸承因有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負荷和通過軸承預緊能消除軸向間隙及軸向跳動等優(yōu)點，故在一些變速器上得到廣泛應用。但也有需要調(diào)整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。

滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者5、其它問題1.擋位布置：考慮到徑向力對軸的影響，1擋布置在靠近殼體的位置；2.變速器孔口：開在上方，側面3.加油孔：考慮油量確定油孔位置4.變速器殼體易設計制造，裝拆和調(diào)整方便5、其它問題第二節(jié)結束第二節(jié)結束第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇一、擋數(shù)增加變速器的擋數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋數(shù)越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇一、擋數(shù)擋數(shù)選擇的要求：相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。目前，乘用車一般用4～5個擋位變速器，商用車變速器采用4～5個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。

擋數(shù)選擇的要求：二、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傳動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關。目前轎車的傳動比范圍在3～4之間，輕型貨車在5～6之間，其它貨車則更大。ig超速檔轎車3.0~4.50.7~0.8貨、大客5.0~8.0越野、牽引車10~20二、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最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高檔位超速擋，傳動比為0.7~0.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩、要求的最大爬坡能力、主減速器的減速比、要求的最低穩(wěn)定車速。最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高檔位超速擋三、中心距A對中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質量大小、輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。三、中心距A對中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離稱為初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算式中，KA為中心距系數(shù)，乘用車：KA=8.9～9.3，商用車：KA=8.6～9.6，多擋變速器：KA=9.5～11.0。乘用車變速器的中心距在65～80mm范圍內(nèi)變化，而商用車的變速器中心距在80～170mm范圍內(nèi)變化。中心距系數(shù)KA

乘用車8.9～9.3

A＝65～80mm商用車8.6～9.6A＝80～170mm初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算式中，KA為中心距四、外形尺寸

變速器橫向尺寸，可根據(jù)齒輪直徑及換擋機構初步確定；乘用車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A。商用車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關，可參考下列數(shù)據(jù)選用：四擋（2.2～2.7）A

五擋（2.7～3.0）A

六擋（3.2～3.5）A

當變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應取給出范圍的上限。四、外形尺寸

變速器前端面到后端面的距離L，對傳動軸的夾角、傳動軸的長度、質量有影響，與擋數(shù)、換擋方式有關系，同步器長則軸向尺寸長。貨車

四擋（2.2～2.7）A五擋

（2.7～3.0）A轎車

六擋

（3.2～3.5）A四擋

（3.0～3.4）A 變速器前端面到后端面的距離L，對傳動軸的夾角、傳動軸的長度五、軸的直徑中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑d≈0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值，對中間軸，d/L≈0.16～0.18，對第二軸，d/L≈0.18～0.21。第一軸花鍵直徑d（mm）可按下式初選式中：K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0～4.6；Temax為發(fā)動機最大轉矩（N·m）。五、軸的直徑六、齒輪參數(shù)

1．模數(shù)的選取齒輪模數(shù)選取的一般原則：

1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；

2）為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；

3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)；

4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。六、齒輪參數(shù)1．模數(shù)的選取變速器齒輪模數(shù)范圍大致如下：微型、普通級轎車中級轎車中型貨車重型貨車

2.25～2.752.75～3.003.5～4.54.5～6.0

所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。

車型微、輕型轎車中級以上轎車中型貨車重型貨車模數(shù)2.25~2.752.75~3.03.5~4.54.5~6.0變速器齒輪模數(shù)范圍大致如下：所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定2．壓力角α

壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。2．壓力角α3．螺旋角β

齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。斜齒輪螺旋角選用范圍：轎車變速器：兩軸式為20°～25°中間軸式為22°～34°貨車變速器：18°～26°3．螺旋角β斜齒輪螺旋角選用范圍：

斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。根據(jù)圖3-7可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：

Fa1=Fn1tanβ1

Fa2=Fn2tanβ2

由于T=Fn1r1=Fn2r2，為使兩軸向力平衡，必須滿足圖3-7中間軸軸向力的平衡

式中，F(xiàn)a1、Fa2為作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；Fn1、Fn2為作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；r1、r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設

齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。4．齒寬b齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強

通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來選定齒寬b：直齒：b=Kcm，Kc為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0

斜齒：b=Kcmn，Kc取為6.0～

8.5

嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為（2～4）mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)Kc可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來選定齒寬b：5．齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因：1）配湊中心距；2）提高齒輪的強度和使用壽命；3）降低齒輪的嚙合噪聲。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(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。5．齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因：變位系數(shù)的選擇原則：1）對于高擋齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值。變位系數(shù)的選擇原則：齒輪變位系數(shù)的選擇高擋：以降低噪聲為目的，總變位系數(shù)選取較小值低擋：以提高輪齒強度為目的，選較大值在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面以圖3-8所示四擋變速器為例，說明分配齒數(shù)的方法。

七、各擋齒輪齒數(shù)的分配齒輪變位系數(shù)的選擇在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根圖3-8四擋變速器傳動方案

圖3-8四擋變速器傳動方案1．確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比如果z7和z8的齒數(shù)確定了，則z2與z1的傳動比可求出。為了求z7、z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和zh

（3-1）計算后取zh為整數(shù)，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。

（3-2）1．確定一擋齒輪的齒數(shù)（3-2）乘用車中間軸式變速器一擋傳動比i=3.5-3.8時，中間軸上一擋齒輪齒數(shù)z8可在15～17之間選取；貨車z8可在12～17之間選取。一擋大齒輪齒數(shù)用z7=zh-z8計算求得。

因為計算齒數(shù)和zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的zh和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。

2．對中心距A進行修正

乘用車中間軸式變速器一擋傳動比i=3.5-3.8時，中間軸上3．確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)

由式（3-1）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比

（3-3）常嚙合傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即

（3-4）解方程式（3-3）和式（3-4）求z1與z2，求出的z1、z2都應取整數(shù)；然后核算一擋傳動比與原傳動比相差多少，如相差較大，只要調(diào)整一下齒數(shù)即可；最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3-4）算出精確的螺旋角值。3．確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)4．確定其它各擋的齒數(shù)若二擋齒輪是直齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同時，則得（3-5）解兩方程式求出z5、z6。用取整數(shù)后的z5、z6計算中心距，若與中心距A有偏差，通過齒輪變位來調(diào)整。二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合輪的不同時，由式（3-5）得

（3-6）（3-7）（3-8）4．確定其它各擋的齒數(shù)若二擋齒輪是直齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相

此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式（3-9）聯(lián)解上述三個方程式，可求出z5、z6和三個參數(shù)。但解此方程組比較麻煩，可采用比較方便的試湊法。其它各擋齒輪的齒數(shù)用同一方法確定。

此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系5．確定倒擋齒輪齒數(shù)圖3-8所示的倒擋齒輪z10的齒數(shù)，一般在21～23之間，初選z10后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距A’為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應保持0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑De9應為5．確定倒擋齒輪齒數(shù)圖3-8所示的倒擋齒輪z10的齒數(shù)，一根據(jù)求得的De9

，再選擇適當?shù)凝X數(shù)及采用變位齒輪，使齒頂圓De9符合式（3-10）。最后計算倒擋軸與第二軸的中心距。

機械式變速器設計說明課件6、齒輪其它尺寸

D1=(1.25~1.4)d2 C=(1.2~1.4)d2

δ=(4~6)m機械式變速器設計說明課件150

第四節(jié)變速器的設計與計算一、齒輪的損壞形式輪齒折斷原因：大載荷沖擊、反復承載疲勞破壞齒面疲勞剝落（點蝕）原因：齒面擠壓磨損，表面出現(xiàn)塊狀剝落移動換擋齒輪端部破壞原因：換擋時存在角速度差，端部承受沖擊65第四節(jié)變速器的設計與計算一、齒輪的損壞形式151

二、軸剛度、強度計算計算軸上的支反力，必須從輸出軸開始計算各擋位都應進行驗算作用于第一軸上的轉矩為Temax1.強度計算66二、軸剛度、強度計算計算軸上的支反力，必須從輸出軸開始2.剛度計算要求：全撓度abLFδf2.剛度計算abLFδf153

fc≤0.05~0.10mm fs≤0.10~0.15mm

常嚙合齒輪（靠近殼體處）可不計算，應盡量增大d降低f和δ68fc≤0.05~0.10mm fs≤0.10~0.15一、無同步器時變速器的換檔過程

變速器在換檔過程中，必須使所選檔位的一對待嚙合齒輪輪齒的圓周速度相等（同步），才能使之平順地進入嚙合而掛上檔。理論分析和實際操作表明：欲使一般變速器換檔時不產(chǎn)生輪齒或花鍵齒間的沖擊，需要進行較復雜的操作，并應在短時間內(nèi)迅速而準確地完成。這對于即使是技術很熟練的駕駛員，也容易造成疲勞。同步器既保證掛檔平順，又使換檔操作簡化，減輕駕駛員勞動強度。二、同步器的構造及工作原理