汽車設(shè)計 第6版 課件第3章-機械式變速器設(shè)計

汽車設(shè)計第三章機械式變速器設(shè)計第一節(jié)概述第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)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(shè)計與計算第五節(jié)同步器設(shè)計第六節(jié)變速器操縱機構(gòu)第一節(jié)概述一、功用改變轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速中斷動力傳遞使汽車獲得倒退行駛能力具有動力輸出功能二、組成操縱機構(gòu)傳動機構(gòu)第一節(jié)概述三、設(shè)計要求1、保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性2、設(shè)置空擋，用來切斷動力3、設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛4、設(shè)置動力輸出裝置，需要時進行功率輸出5、換擋迅速、省力、方便6、工作可靠，無跳檔、亂擋、換擋沖擊現(xiàn)象7、傳動效率要高8、工作噪聲低9、輪廓尺寸和質(zhì)量小，成本低，維修方便第一節(jié)概述四、分類第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（1）兩軸式變速器第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（1）兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，易布置中間檔位傳動效率高，噪聲低；不能設(shè)置直接檔，高檔工作噪聲大，易損壞；受結(jié)構(gòu)限制，一檔速比不可能設(shè)計得很大；多用于FF布置形式。第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（1）兩軸式變速器第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（1）兩軸式變速器圖3-1：輸出軸與主減速器主動齒輪一致（橫/縱區(qū)別）前進檔常嚙合+倒檔滑動（f)全同步器換檔（含倒）同步器多放置輸出軸（一檔主動齒輪?。╠）中加輔助支承第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（2）中間軸式變速器多用于FR乘用車和RR客車。一軸的前端經(jīng)軸承支承在飛輪上，花鍵用來從動盤，而二軸末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（2）中間軸式變速器——四檔第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（2）中間軸式變速器——五檔第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（2）中間軸式變速器——六檔第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（2）中間軸式變速器一軸后端與常嚙合主動齒輪制成一體多數(shù)二軸前段支承在一軸后端孔內(nèi)（同軸/直接檔）二級傳動方式使一檔速比較大（效率略低）多采用同步器換擋（一/倒檔可能不是）多支承結(jié)構(gòu)提高軸的剛度第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（3）雙離合自動變速器采用兩套變速器和兩個離合器，一個變速器處于工作狀態(tài)時另一變速器空轉(zhuǎn)，通過兩個離合器的切換來實現(xiàn)兩變速器交替進入工作狀態(tài)，可在動力切斷時間很短的情況下完成換擋第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（3）雙離合自動變速器第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析2.倒檔布置方案與前進檔相比，倒檔使用率較低，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故可采用直齒滑動齒輪方式換擋為實現(xiàn)倒檔傳動，一些方案利用在中間軸和第二軸之間加入一個中間傳動傳動齒輪的方式，結(jié)構(gòu)簡單，但中間齒輪輪齒在最不利的正負交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)工作可利用聯(lián)體齒輪方案，使其在較有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，并使倒檔傳動比略有增加第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析2.倒檔布置方案第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析2.倒檔布置方案倒檔設(shè)置在變速器左側(cè)或右側(cè)，在結(jié)構(gòu)上均能實現(xiàn)，不同之處在于掛倒檔時駕駛員移動變速桿方向不同。為防止意外掛入倒檔，其掛檔力要大一些。倒檔位置最好單獨設(shè)置，便于掛倒檔。第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析2.倒檔布置方案倒檔齒輪位于一二軸中心線右側(cè)，倒擋軸受力較小第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析3.其他問題由于接觸應(yīng)力過高，常用檔位的輪齒表面易形成點蝕損壞。通過將高檔齒輪布置在軸兩端支承點中間區(qū)域的方式可以較少由軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角，進而提高齒輪壽命。使用傳動比小于1的超速檔，能夠更充分地利用發(fā)動機功率。但是與直接檔比較，使用超速擋會使傳動效率降低、工作噪聲增加。第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析3.其他問題傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數(shù)每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)傳遞的功率潤滑系統(tǒng)的有效性齒輪和殼體等零件的制造精度第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析1.齒輪形式直齒、斜齒第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析2.換檔機構(gòu)形式第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析3.防止自動脫檔方案結(jié)構(gòu)措施1：將兩接合齒的嚙合位置錯開，在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，阻止自動脫檔第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析3.防止自動脫檔方案結(jié)構(gòu)措施2：將嚙合套齒座齒厚切薄0.3-0.6，使換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，阻止自動脫檔第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析3.防止自動脫檔方案結(jié)構(gòu)措施3：將接合齒工作面加工成斜面，形成倒錐角，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力；這種方案比較有效，應(yīng)用較多（將接合齒齒側(cè)設(shè)計成臺階形狀，有相似效果）第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析4.變速器軸承圓錐滾子軸承直徑小、寬度大，負荷高，容量大；需要調(diào)整預(yù)緊度，裝配麻煩，且磨損后軸易歪斜；不適合用在線膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體上。滾針軸承摩擦損失小、傳動效率高；徑向配合間隙小、定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合；用于齒輪與軸有相對運動的地方；滑動軸套徑向配合間隙大、易磨損；間隙增大，齒輪的定位和運轉(zhuǎn)精度下降，工作噪聲增加。制造容易、成本低。

第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析5.變速器殼體變速器殼體要盡可能小，同時質(zhì)量也要小，并具有足夠大的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜。橫向斷面尺寸應(yīng)保證能布置下齒輪，而且設(shè)計時還應(yīng)注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞块g要留有不小于15mm的間隙加強肋注油孔和放油孔（通氣孔）動力輸出孔第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇一、檔數(shù)增加檔數(shù)，可以改善汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性和平均車速；在傳動比范圍不變的條件下，檔數(shù)增加會使相鄰擋位之間的傳動比比值減小，使換檔容易；要求相鄰檔位速比比值在1.8以下，該值越小換檔越容易；高擋區(qū)相鄰檔位之間的速比比值，要比低檔區(qū)的小。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇一、檔數(shù)但檔數(shù)增多，將使結(jié)構(gòu)復(fù)雜，輪廓尺寸和質(zhì)量加大，換擋頻率增高將增加換檔難度。乘用車4~5個檔位，排量大用5檔；貨車裝載量2.0~3.5t（5檔），4.0~8.0t（6檔）多檔變速器用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇二、傳動比范圍指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動比的比值。最高檔傳動比是1.0（直接檔）或0.7~0.8（超速檔）；最低檔傳動比選取的影響因素有:汽車最大爬坡能力；驅(qū)動輪與路面間的附著力；主減速比；驅(qū)動輪的滾動半徑；汽車的最低穩(wěn)定行駛車速。傳動比范圍：乘用車：3.0~4.5；輕型商用車：5.0~8.0；其它商用車輛更大第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇三、中心距A是指中間軸與第二軸或（輸入軸與輸出軸）軸線之間的距離。中心距選取的影響因素：中心距小，則變速器的外形尺寸和質(zhì)量小；但中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大；且布置軸承不方便，殼體強度差；一擋小齒輪齒數(shù)可能過少；特別是中心距過小，為保證強度會使變速器長度增加，影響軸的剛度和齒輪的嚙合狀態(tài)。應(yīng)當(dāng)在保證輪齒接觸強度等設(shè)計要求的前提下，盡量取小。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇三、中心距A中間軸式變速器中心距的確定根據(jù)經(jīng)驗公式初選中心距：KA為中心距系數(shù)乘用車8.9~9.3商用車8.6~9.6多擋變速器9.5~11.0Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）i1為變速器1檔傳動比ηg為變速器傳動效率，取96%

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇三、中心距A乘用車變速器中心距的確定可以根據(jù)發(fā)動機排量進行初選排量越大，中心距越大中心距的范圍乘用車：65~80mm；商用車：80~170mm；總質(zhì)量小，則中心距也小。為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇四、外形尺寸確定橫向尺寸的影響因素：齒輪直徑殼體壁厚及其與齒輪之間的間隙倒檔齒輪的布置換檔機構(gòu)形式和尺寸第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇四、外形尺寸軸向尺寸的影響因素：擋數(shù)：乘用車四擋（3.0~3.4）A；商用車四擋（2.2~2.7）A；五擋（2.7~3.0）A；六擋（3.2~3.5）A。換擋機構(gòu)型式：選用同步器多時，取上限。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)1.

模數(shù)——選取的影響因素：第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)1.

模數(shù)——選取的一般原則：對于乘用車減少噪聲有較大意義，應(yīng)選用小模數(shù)；對于商用車減少質(zhì)量有較大意義，應(yīng)選用大模數(shù)；低檔齒輪用大模數(shù)，而高檔選用小模數(shù)；應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)（GB/T1357—2008）的規(guī)定。接合齒模數(shù)選取的原則：從工藝方面考慮，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。選取較小的模數(shù)可使齒數(shù)增多，有利于換擋。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)1.

模數(shù)——模數(shù)的選用范圍（mm）第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)2.

壓力角α是指齒輪在嚙合點所受正壓力方向與該點速度方向所形成的銳角壓力角選取的影響因素：第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)2.

壓力角α選取α的一般原則：乘用車要加大重合度以降低噪聲，應(yīng)選小壓力角商用車要增大齒輪承載能力，應(yīng)選大壓力角直齒輪28°時強度最高；斜齒輪25°時強度最高。符合國家標(biāo)準(zhǔn)的要求齒輪α=20°接合齒α=30°第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)2.

壓力角α國外有些乘用車變速器齒輪采用兩種壓力角：高擋齒輪采用小壓力角以減少噪聲；低擋和倒擋齒輪采用較大壓力角以增加強度；齒輪采用小壓力角和小模數(shù)時，必須采用大的齒高系數(shù)和大圓弧齒根，以提高彎曲強度第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)3.

螺旋角β——選取的影響因素：第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)3.

螺旋角β——選取的影響因素：螺旋角選取的一般原則：轎車變速器齒輪的螺旋角應(yīng)大于貨車的；大于30°時，輪齒抗彎強度下降，因此低檔齒輪β應(yīng)小些，以15°~25°為宜；β增大時，接觸強度持續(xù)提高，因此高檔齒輪β應(yīng)大些；中間軸上的軸向力應(yīng)盡量抵消，以減輕軸承負荷。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)3.螺旋角β——中間軸上軸向力的平衡抵消中間軸上兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力（減少軸承負荷，提高軸承壽命）不同擋位齒輪螺旋角不同在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的（工藝簡便）中間軸上斜齒輪取右旋，第一、第二軸上斜齒輪應(yīng)取為左旋一、倒擋設(shè)計為直齒時，中間軸上的軸向力不能抵消（使用很少），此時第二軸沒有軸向力作用

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)3.螺旋角β——中間軸上軸向力的平衡軸向力：根據(jù)得到中間軸上兩斜齒輪軸向力平衡的條件：

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)3.螺旋角β——選用范圍當(dāng)各對齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因造成中心距不等時，可以通過調(diào)整螺旋角消除第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)4.齒寬b第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)4.齒寬b若要提高斜齒輪工作平穩(wěn)性，需要齒輪寬度b加大，但質(zhì)量增大；螺旋角β增大，但軸向力增大，軸承壽命下降；壓力角α減?。ㄒ话銥闃?biāo)準(zhǔn)值）。當(dāng)齒輪傾斜時，大齒寬則受力不均造成偏載，可能導(dǎo)致磨損不均第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)4.齒寬b選用范圍（通常根據(jù)模數(shù)來選定齒寬）第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，使接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命；若模數(shù)相同，則擋位低的齒寬系數(shù)可取的稍大第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)5.變位系數(shù)第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)5.變位系數(shù)（1）齒輪變位的目的

消除齒輪根切現(xiàn)象，提高抗彎強度配湊中心距A要求中間軸、第二軸上各對齒輪的中心距必須相同在模數(shù)已定時，為滿足傳動比的需要，各對齒輪的中心距（齒數(shù)和）可能不相同，要配湊中心距改善接觸強度，使傳動平穩(wěn)、耐磨損，并降低嚙合噪聲第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)5.變位系數(shù)（2）齒輪變位的分類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?？稍黾有↓X輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。但不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)5.變位系數(shù)（3）選取原則對齒數(shù)和多的齒輪副，采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位；對齒數(shù)和少的齒輪副應(yīng)該采用正角度變位；為保證接觸應(yīng)力低，應(yīng)使高檔齒輪變位系數(shù)和盡可能取大；為減少傳動噪聲，變位系數(shù)和

c可以取得少一些；對低檔齒輪，應(yīng)從保證大、小輪齒危險斷面齒厚相等條件來選

1和

2，其中小齒輪的

>0。齒數(shù)少、有根切時應(yīng)選取正變位修正。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)5.變位系數(shù)（4）實際應(yīng)用高檔位的

c均選用較小值，以獲得低噪聲傳動。如：最高檔及一軸齒輪副的

c約在-0.2~0.2。檔位愈低，

c應(yīng)該逐漸加大，以獲得高強度。如：一檔齒輪的

c可在1.0以上。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)6.齒頂高系數(shù)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有影響若齒頂高系數(shù)小，則重合度小、工作噪聲大；但輪齒受到的彎矩減小，彎曲應(yīng)力也減少規(guī)定標(biāo)準(zhǔn)齒頂高系數(shù)為1第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)6.齒頂高系數(shù)為了增加重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大于1的細高齒制。采用細高齒制時，必須保證齒頂厚度不小于0.3m和齒輪沒有根切和齒頂干涉目前尚無統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)，由各行業(yè)自行確定1.05-1.9許多變速器的一對主從動齒輪的齒頂高系數(shù)不同第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配初選A、m和

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)各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以利齒面磨損均勻第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配1.確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動比先求齒數(shù)和計算后取整，然后進行大小齒數(shù)的分配。

輸入軸→i1→i2→i11→i12第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配1.確定一檔齒輪的齒數(shù)若Z11取少，則Z12/Z11比值較大，則：在i1已定的條件下，Z2/Z1就小，于是Z1可多取些齒，便于在Z1內(nèi)裝第二軸的前軸承，并使齒輪輪輻有足夠的厚度。要求齒輪1的外徑要小于軸承孔直徑。Z11=15~17（乘用車）；Z11=12~17（商用車）計算Z12=Zh-Z11第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配2.對中心距A進行修正修正A的原因：Zh被圓整過。根據(jù)齒數(shù)和、變位系數(shù)等重新計算A（精確到小數(shù)點后兩位）。再以修正后的A作為其余各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配3.確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)Z1、Z2根據(jù)上式求得Z1、Z2，進行圓整。再重新核算傳動比和螺旋角。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配4.確定其他各檔的齒數(shù)設(shè)二檔齒輪為直齒，模數(shù)與一檔齒輪相同，則根據(jù)上式可求得Z7、Z8

齒數(shù)取整，核算傳動比和中心距，通過變位調(diào)整。

輸入軸→i1→i2→i8→i7第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配4.確定其他各檔的齒數(shù)設(shè)二檔為斜齒，螺旋角β8與常嚙合齒β2不同，有：中間軸上齒輪軸向力相互抵消可求得Z7、Z8、β8； 齒數(shù)取整，核算傳動比和中心距，通過變位調(diào)整。

輸入軸→i1→i2→i8→i7第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配4.確定其他各檔的齒數(shù)其它各擋齒輪的齒數(shù)用同一方法確定。三檔：輸入軸→i1→i2→i6→i5四檔：輸入軸→輸出軸（無需配齒）五檔：輸入軸→i1→i2→i4→i3第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配5.確定倒檔齒輪的齒數(shù)倒檔齒輪模數(shù)與一檔相近。初選倒檔齒數(shù)Z10=21-23計算倒檔軸與中間軸距離：A’=m(Z9+z10)/2選擇齒輪13合適的齒數(shù)Z13計算倒檔軸與中間軸距離：A”=m(Z12+z13)/2輸入軸→i1→i2→i9→i10→i13→i12第四節(jié)變速器的設(shè)計計算一、齒輪的損壞形式輪齒折斷齒面疲勞剝落(點蝕)移動換擋齒輪端部破壞齒面膠合第四節(jié)變速器的設(shè)計計算二、輪齒強度計算1.輪齒抗彎強度計算（1）直齒彎曲應(yīng)力σW

F1——圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d（Tg—計算載荷，d—節(jié)圓直徑,d=mz）Kσ——應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取Kσ=1.65；Kf——摩擦力影響系數(shù)，Kf=1.1（主動）或

=0.9（從動）；b——齒寬,b=kcm；t——端面齒距，t=πm，

m為模數(shù)；y——齒形系數(shù)。

第四節(jié)變速器的設(shè)計計算

第四節(jié)變速器的設(shè)計計算二、輪齒強度計算2.輪齒接觸應(yīng)力計算公式

F——法向力，F(xiàn)=F1/(cos

cosβ)，F(xiàn)1為圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d；Tg為計算載荷；d為節(jié)圓直徑E——彈性模量b——齒輪接觸實際寬度（斜齒輪用b/cosβ）ρz、ρb——主、從動齒輪節(jié)點處曲率半徑。

第四節(jié)變速器的設(shè)計計算二、輪齒強度計算2.輪齒接觸應(yīng)力曲率半徑ρ=rsinα（直齒輪）或ρ=(rsinα)/cos2β（斜齒輪）計算載荷按第一軸上載荷為Temax/2計算。變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力：第四節(jié)變速器的設(shè)計計算二、輪齒強度計算影響因素使用條件齒輪材料（低碳合金鋼：20CrMnTi/15MnCr5等）熱處理滲碳淬火表面58-63HRC心部33-48HRC其它處理強化：噴丸、加大齒根圓弧半徑、加大壓力角加工工藝：剃齒→磨齒第四節(jié)變速器的設(shè)計計算二、輪齒強度計算影響因素精度級別運動精度、平穩(wěn)性精度、接觸精度、齒側(cè)間隙精度不低于7級齒面粗糙度1.6齒根粗糙度3.2效率98%支承方式（兩點/三點）第四節(jié)變速器的設(shè)計計算二、輪齒強度計算輪齒修形齒向修形：沿齒線方向修削齒面齒端修薄鼓形修整螺旋角修整齒端修薄與鼓形修整的綜合應(yīng)用第四節(jié)變速器的設(shè)計計算二、輪齒強度計算輪齒修形齒廓修形：微量修削齒廓（減緩嚙入和嚙出沖擊）修緣修根挖根第四節(jié)變速器的設(shè)計計算二、輪齒強度計算輪齒修形齒端修?。簩X輪輪齒的一端或兩端，在一小段齒寬范圍內(nèi)，按照對輪齒齒端逐漸加大削薄量的要求，將齒厚給予削薄稱齒端修薄。齒端修薄的輪齒亦稱卸載齒齒端修薄可以減小齒向方向的載荷集中，從而減小載荷分布不均勻系數(shù)直線修薄/曲線修薄第四節(jié)變速器的設(shè)計計算三、軸的強度計算概述輸入軸、輸出軸、中間軸第四節(jié)變速器的設(shè)計計算三、軸的強度計算概述齒輪上存在圓周力、徑向力、軸向力，變速器軸受到轉(zhuǎn)矩和彎矩的共同作用要求軸應(yīng)有足夠剛度和強度剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，影響齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲

第四節(jié)變速器的設(shè)計計算三、軸的強度計算（一）初選軸的直徑第二軸和中間軸中部直徑d≈0.45A最大直徑dm和支承間距l(xiāng)之比第一軸與中間軸：dm/L=0.16~0.18第二軸：dm/L=0.18~0.21第一軸花鍵部分直徑d（mm）可按經(jīng)驗公式初選：經(jīng)驗系數(shù)K=4.0~4.6，Temax的單位是Nm。

第四節(jié)變速器的設(shè)計計算三、軸的強度計算（二）軸的剛度驗算關(guān)鍵參數(shù)：軸在垂直面內(nèi)的撓度和水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角垂直面內(nèi)的撓度使齒輪中心距變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻，磨損增大，壽命降低。第四節(jié)變速器的設(shè)計計算三、軸的強度計算（二）軸的剛度驗算變速器軸撓度和轉(zhuǎn)角的計算Ft—圓周力，F(xiàn)r—徑向力，F(xiàn)a—軸向力。軸在垂直面撓度允許值[fc]=0.05~0.10mm；軸在水平面撓度允許值[fs]=0.10~0.15mm；齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad；軸的全撓度f≤0.2mm

第四節(jié)變速器的設(shè)計計算三、軸的強度計算（三）軸的強度驗算軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩同時作用下其等效彎矩和應(yīng)力為：在低擋工作時，[σ]≤400MPa；應(yīng)驗算軸上花鍵的齒面擠壓應(yīng)力T轉(zhuǎn)矩,ψ載荷不均勻系數(shù)(0.7-0.8),z齒數(shù),h工作高,l工作高,d平均直徑變速器的軸用與齒輪相同的材料制造

第五節(jié)同步器設(shè)計一、慣性式同步器慣性式同步器能做到換擋時，在兩換擋元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換擋，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求按結(jié)構(gòu)形式，慣性式同步器可分為鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式它們都包括摩擦元件、鎖止元件和彈性元件第五節(jié)同步器設(shè)計一、慣性式同步器（一）鎖環(huán)式同步器1.基本結(jié)構(gòu)RingSynchronizer第五節(jié)同步器設(shè)計一、慣性式同步器（一）鎖環(huán)式同步器2.工作原理工作可靠、零件耐用第五節(jié)同步器設(shè)計一、慣性式同步器（一）鎖環(huán)式同步器3.主要尺寸的確定（1）接近尺寸：同步器換擋第一階段中間，在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b，稱為接近尺寸尺寸b應(yīng)大于零，取b=0.2-0.3mm第五節(jié)同步器設(shè)計一、慣性式同步器（一）鎖環(huán)式同步器3.主要尺寸的確定（2）分度尺寸：滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖壞接合齒中心線間的距離a，稱為分度尺寸尺寸a應(yīng)等于1/4接合齒齒距第五節(jié)同步器設(shè)計一、慣性式同步器（一）鎖環(huán)式同步器3.主要尺寸的確定（3）滑塊轉(zhuǎn)動距離c：滑塊在鎖壞缺口內(nèi)轉(zhuǎn)動的距離c影響分度尺寸a?；瑝K寬度d、滑塊轉(zhuǎn)動距離c與缺口寬度尺寸E之間的關(guān)系有：E=d+2c滑塊轉(zhuǎn)動距離c與接合齒齒距t的關(guān)系：c=R1t/4R2R1為滑塊軸向移動后的外半徑，R2為接合齒分度圓半徑第五節(jié)同步器設(shè)計一、慣性式同步器（一）鎖環(huán)式同步器3.主要尺寸的確定（4）滑塊端隙δ1：δ1

指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙。同時嚙合套端面與鎖環(huán)端面的間隙為δ2，要求δ2>δ1

。若δ2<

δ1

，則b<0，在換擋時會使同步器失去鎖止作用第五節(jié)同步器設(shè)計一、慣性式同步器（一）鎖環(huán)式同步器3.主要尺寸的確定（5）后備行程δ3：指鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面的間隙。預(yù)留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，并在接下來的換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損增加，這種移動也逐漸增多，導(dǎo)致間隙δ3逐漸減少直至為零。此后摩擦錐面會出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩一般取1.2-2.0第五節(jié)同步器設(shè)計一、慣性式同步器（二）多錐式同步器鎖止面仍在同步環(huán)的接合齒上，只是在原有的兩個錐面之間再插入輔助同步錐由于錐表面的有效摩擦面積成倍增加，同步轉(zhuǎn)矩也相應(yīng)增加，因而具有較大的轉(zhuǎn)矩容量和低熱負荷第五節(jié)同步器設(shè)計二、主要參數(shù)的確定1.摩擦因數(shù)f為了獲得較大的摩擦力矩，要求摩擦因數(shù)大且穩(wěn)，鎖環(huán)常選用黃銅合金（如：錳黃銅）制造；黃銅合金——鋼材摩擦副在油中工作的摩擦因數(shù)取為0.1；對錐面的表面粗糙度要求較高，保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化?。荒Σ烈驍?shù)大，則換擋省力或同步時間縮短；在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及泄油槽，以保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。第五節(jié)同步器設(shè)計二、同步器主要參數(shù)的確定2.同步環(huán)主要尺寸（1）錐面螺紋槽的尺寸螺紋槽頂部窄一些，則刮油效果好；但過窄會使磨損加快，摩擦系數(shù)降低，換擋費力；螺紋槽大一些，便于儲存刮下來的油，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。軸向泄油槽通常為6~12個，槽寬3~4mm。輕、中型汽車總質(zhì)量大些的貨車第五節(jié)同步器設(shè)計二、同步器主要參數(shù)的確定2.同步環(huán)主要尺寸（2）錐面半錐角αα越小，摩擦力矩越大；但α過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象；避免自鎖的條件是tanα≥f。一般取α=6°~8°。（3）摩擦錐面平均半徑RR越大，則摩擦力矩越大；原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些；R會受到中心距A和相關(guān)零件尺寸（如：同步環(huán)徑向厚度）和布置的限制；第五節(jié)同步器設(shè)計二、同步器主要參數(shù)的確定2.同步環(huán)主要尺寸（4）錐面工作長度bb小，可縮短變速器軸向長度，但減少了錐面工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。p——摩擦面的許用壓力Mm——摩擦力矩第五節(jié)同步器設(shè)計二、同步器主要參數(shù)的確定2.同步環(huán)主要尺寸（5）同步環(huán)徑向厚度受結(jié)構(gòu)布置的限制（中心距A、錐面平均半徑R等）不易取厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度；乘用車同步環(huán)厚度較小，選用錳黃銅等材料采用鍛造工藝加工，能提高材料的屈服強度和疲勞壽命；貨車同步環(huán)用鋁黃銅等材料壓鑄加工；鋼—鉬摩擦副（鋼或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬）比銅環(huán)的強度高、耐磨損；第五節(jié)同步器設(shè)計二、同步器主要參數(shù)的確定3.鎖止角β正確選擇β，可以保證只有同步時才能進行換擋；選取β的影響因素：f、R、α和鎖止面平均半徑r。β在26°~42°范圍內(nèi)變化。第五節(jié)同步器設(shè)計二、同步器主要參數(shù)的確定4.同步時間：越短越好影響因素同步器的結(jié)構(gòu)尺寸；轉(zhuǎn)動慣量；接合零件的角速度差；摩擦錐面上的軸向力：軸向力與作用在變速桿