變速器設(shè)計(jì)79分析

第三章機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)第三章機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)本章主要學(xué)習(xí)（1）變速器的基本設(shè)計(jì)要求；（2）各種形式變速器的特點(diǎn)；（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(jī)構(gòu)。第三章機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)

第一節(jié)概述

第二節(jié)變速器傳動(dòng)機(jī)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(jì)與計(jì)算第五節(jié)同步器設(shè)計(jì)第六節(jié)變速器操縱機(jī)械第七節(jié)變速器結(jié)構(gòu)元件第八節(jié)機(jī)械式無(wú)級(jí)變速器第一節(jié)概述變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在各種行駛工況下，使汽車(chē)獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。變速器的基本設(shè)計(jì)要求：1）保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。2）設(shè)置空擋，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸。3）設(shè)置倒擋，使汽車(chē)能倒退行駛。4）設(shè)置動(dòng)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(yīng)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(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上，中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。根據(jù)前進(jìn)擋數(shù)三擋變速器四擋變速器五擋變速器多擋變速器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根據(jù)軸的形式固定軸式旋轉(zhuǎn)軸式變速器變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)有兩種分類(lèi)方法

機(jī)械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，傳動(dòng)效率高，制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，在不同形式的汽車(chē)上得到廣泛應(yīng)用。第二節(jié)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案一、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器（1）兩軸式變速器的特點(diǎn)兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小、布置方便、中間擋位傳動(dòng)效率高和噪聲低等優(yōu)點(diǎn)。兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，一擋速比不可能設(shè)計(jì)得很大。圖3-1兩軸式變速器傳動(dòng)方案圖3-1為發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)轎車(chē)的兩軸式變速器傳動(dòng)方案。其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體；多數(shù)方案的倒擋傳動(dòng)常用滑動(dòng)齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖3-1f中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換擋；圖3-1d所示方案的變速器有輔助支承，用來(lái)提高軸的剛度。兩軸式變速器傳動(dòng)動(dòng)畫(huà)演示（2）中間軸式變速器中間軸式變速器傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)是：(1)設(shè)有直接擋；(2)一擋有較大的傳動(dòng)比；(3)擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；(4)除一擋以外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋；(5)除直接擋以外，其他擋位工作時(shí)的傳動(dòng)效率略低。圖3-2中間軸式四擋變速器傳動(dòng)方案圖3-2中的中間軸式四擋變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別為圖3-2a、b所示方案有四對(duì)常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋，圖3-2c所示傳動(dòng)方案的二、三、四擋用常嚙合齒輪傳動(dòng)，而一、倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋。

圖3-3中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案圖3-3為中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案。圖3-3a所示方案，除一、倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖3-3b、c、d所示方案的各前進(jìn)擋，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖3-3d所示方案中的倒擋和超速擋安裝在副箱體內(nèi)，可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲。

凡采有常嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來(lái)實(shí)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。圖3-4中間軸式六擋變速器傳動(dòng)方案圖3-4為中間軸式六擋變速器傳動(dòng)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(dòng)齒輪換擋，其余各擋均勻常嚙合齒輪。常嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來(lái)實(shí)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。2.倒擋布置方案圖3-5為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖3-5b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖3-5c方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖3-5d方案對(duì)3-5c的缺點(diǎn)做了修改。圖3-5e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖3-5f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。圖3-5倒擋布置方案為了縮短變速器軸向長(zhǎng)度，倒擋傳動(dòng)采用圖3-5g所示方案。缺點(diǎn)是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。變速器變速桿方向布置方案倒擋設(shè)置在變速器的左側(cè)或右側(cè)在結(jié)構(gòu)上均能實(shí)現(xiàn)，不同之處是掛倒擋時(shí)駕駛員移動(dòng)變速桿的方向改變了。為防止意外掛入倒擋，一般在掛倒擋時(shí)設(shè)有一個(gè)掛倒擋時(shí)需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來(lái)提醒駕駛員注意。從這一點(diǎn)來(lái)考慮，圖3-6a，b的換擋方案比圖3-6c更合理。圖3-6c所示方案在掛一擋時(shí)也需克服用來(lái)防止誤掛倒擋所產(chǎn)生的力，這對(duì)換擋技術(shù)不熟練的駕駛員是不利的。圖3-6變速桿抵擋位置與順序除此以外，倒擋的中間齒輪位于變速器的左側(cè)或右側(cè)對(duì)倒擋軸的受力狀況有影響，見(jiàn)圖3-7。二、零、部件結(jié)構(gòu)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(zhǎng)、工作時(shí)噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)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。2．換擋機(jī)構(gòu)形式變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過(guò)早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一擋、倒擋外已很少使用。常嚙合齒輪可用移動(dòng)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(huì)過(guò)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(chē)變速器上應(yīng)用。使用同步器能保證換擋迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲，得到廣泛應(yīng)用。但結(jié)構(gòu)復(fù)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(dòng)齒輪換擋行程小。3．自動(dòng)脫檔自動(dòng)脫檔是變速器的主要故障之一。為解決這個(gè)問(wèn)題，除工藝上采取措施外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施比較有效的方案有以下幾種：1）將兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開(kāi)，見(jiàn)圖3-13。這樣在嚙合時(shí)，使接合齒端部超過(guò)被接合齒約1~3MM。使用中接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，用來(lái)阻止接合齒自動(dòng)脫檔。2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3~0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動(dòng)脫檔，見(jiàn)圖3-14。3）將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°~3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫檔的軸向力，見(jiàn)圖3-11。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。見(jiàn)圖3-13防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ見(jiàn)圖3-15防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ見(jiàn)圖3-13防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ4．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(dòng)軸套等。第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)，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。滾針軸承、滑動(dòng)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(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。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(chē)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。在最低擋傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動(dòng)比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。擋數(shù)選擇的要求：相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。目前，轎車(chē)一般用4～5個(gè)擋位變速器，貨車(chē)變速器采用4～5個(gè)擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車(chē)和越野汽車(chē)。

二、傳動(dòng)比范圍變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)傳動(dòng)比的比值。傳動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、汽車(chē)的最高車(chē)速和使用條件等因素有關(guān)。目前轎車(chē)的傳動(dòng)比范圍在3～4.5之間，輕型貨車(chē)在5～8之間，其它貨車(chē)則更大。三、中心距A對(duì)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(gè)基本參數(shù)，對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定。初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算

式中，KA為中心距系數(shù)，轎車(chē)：KA=8.9～9.3，貨車(chē)：KA=8.6～9.6，多擋變速器：KA=9.5～11.0。轎車(chē)變速器的中心距在65～80mm范圍內(nèi)變化，而貨車(chē)的變速器中心距在80～170mm范圍內(nèi)變化。四、外形尺寸

轎車(chē)四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A。貨車(chē)變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，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(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，應(yīng)取給出范圍的上限。五、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(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；

2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；

3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；

4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)于轎車(chē)，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車(chē)，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。變速器齒輪模數(shù)范圍大致如下：

微型、普通級(jí)轎車(chē)中級(jí)轎車(chē)中型貨車(chē)重型貨車(chē)

2.25～2.752.75～3.003.5～4.54.5～6.0

2．壓力角α

壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)于轎車(chē)，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)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。3．螺旋角β齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)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(gè)斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：

Fa1=Fn1tanβ1

Fa2=Fn2tanβ2

由于，為使兩軸向力平衡，必須滿足

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(zhuǎn)矩。圖3-7中間軸軸向力的平衡

斜齒輪螺旋角選用范圍：轎車(chē)變速器：

兩軸式為20°～25°中間軸式為22°～34°貨車(chē)變速器：18°～26°4．齒寬b齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)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(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)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。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來(lái)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(shí)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(zhǎng)度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。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(qiáng)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(lèi)：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)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(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)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(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則：1）對(duì)于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對(duì)于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)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(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對(duì)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(yīng)該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值。六、各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面以圖3-18所示四擋變速器為例，說(shuō)明分配齒數(shù)的方法。1．確定一擋齒輪的齒數(shù)

一擋傳動(dòng)比

（3-1）

如果z7和z8的齒數(shù)確定了，則z2與z1的傳動(dòng)比可求出。為了求z7、z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和zh（3-2）計(jì)算后取zh為整數(shù)，然后進(jìn)行大、小齒輪齒數(shù)的分配。圖3-18四擋變速器傳動(dòng)方案

轎車(chē)中間軸式變速器一擋齒輪齒數(shù)z8可在15～17之間選?。回涇?chē)z8可在12～17之間選取。一擋大齒輪齒數(shù)用z7=zh-z8計(jì)算求得。2．對(duì)中心距A進(jìn)行修正

因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和zh后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的zh和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)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)。3．確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)

由式（3-1）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比

（3-3）常嚙合傳動(dòng)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(yīng)取整數(shù)；然后核算一擋傳動(dòng)比與原傳動(dòng)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。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(shí)，則得（3-5）解兩方程式求出z5、z6。用取整數(shù)后的z5、z6計(jì)算中心距，若與中心距A有偏差，通過(guò)齒輪變位來(lái)調(diào)整。

（3-6）二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合輪的不同時(shí)，由式（3-5）得（3-7）

（3-8）

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(guān)系式（3-9）聯(lián)解上述三個(gè)方程式，可求出z5、z6和三個(gè)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。

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(jì)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(yùn)動(dòng)干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應(yīng)保持0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑De9應(yīng)為（3-10）根據(jù)求得的De9

，再選擇適當(dāng)?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(jì)算倒擋軸與第二軸的中心距。第四節(jié)變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算一、齒輪的損壞形式輪齒折斷齒面疲勞剝落(點(diǎn)蝕)移動(dòng)換擋齒輪端部破壞齒面膠合二、輪齒強(qiáng)度計(jì)算汽車(chē)變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支承方式也基本一致。汽車(chē)變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JB179一83，6級(jí)和7級(jí)。因此，用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算1.輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1）直齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力計(jì)算2.輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算國(guó)內(nèi)汽車(chē)變速器齒輪材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，芯部硬度為33～48HRC。三、軸的強(qiáng)度計(jì)算變速器工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。（一）初選軸的直徑第一軸花鍵部分直徑可按下式初選（二）軸的強(qiáng)度計(jì)算1.軸的剛度計(jì)算軸的全撓度為2.軸的強(qiáng)度計(jì)算第五節(jié)同步器設(shè)計(jì)同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。一、慣性式同步器慣性式同步器能做到換檔時(shí)兩換檔元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前，不允許換擋，因而能完善地完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對(duì)同步器的基本要求。按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷(xiāo)式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們的結(jié)構(gòu)不同，但都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。摩擦元件：在慣性轉(zhuǎn)矩作用下，產(chǎn)生摩擦力矩，使被結(jié)合的兩部分逐漸同步；鎖止元件：用于阻止同步前強(qiáng)行掛擋；彈性元件：使嚙合套等在空擋時(shí)保持中間位置，又不妨礙整個(gè)結(jié)合和分離過(guò)程。（一）鎖銷(xiāo)式同步器圖3-22所示鎖銷(xiāo)式同步器的摩擦元件是同步環(huán)2和齒輪3上的凸肩部分，分別在它們的內(nèi)圈和外圈設(shè)計(jì)有相互接觸的錐形摩擦面。（二）鎖環(huán)式同步器圖3-24鎖環(huán)式同步器（三）多錐式同步器圖3-30多錐式同步器鎖銷(xiāo)式同步器的優(yōu)點(diǎn)是零件數(shù)量少，摩擦錐面平均半徑較大，使轉(zhuǎn)矩容量增加。這種同步器軸向尺寸長(zhǎng)是它的缺點(diǎn)。鎖銷(xiāo)式同步器多用于中、重型貨車(chē)的變速器中。多錐式同步器的鎖止面仍在同步環(huán)的接合齒上，只是在原有的兩個(gè)錐面之間再插入兩個(gè)輔助同步錐，（四）慣性增力式同步器慣性增力式同步器又稱為波舍(Porsehe)式同步器，見(jiàn)圖3-19。它能可靠地保證只在同步狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換檔。只要嚙合套和換擋齒輪之間存在轉(zhuǎn)速差，彈簧片的支承力就阻止同步環(huán)縮小，從而也就阻止了嚙合套移動(dòng)。只有在轉(zhuǎn)速差為零時(shí)，彈簧片才卸除載荷，于是對(duì)同步環(huán)直徑的縮小失去阻力，這樣才可能實(shí)現(xiàn)換擋。波舍式同步器的摩擦力矩大、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、軸向尺寸短，適用于貨車(chē)變速器。（四）慣性增力式同步器圖3-31波舍式同步器二、同步器工作原理同步器換擋過(guò)程由三個(gè)階段組成。第一階段：同步器離開(kāi)中間位置，做軸向移動(dòng)并靠在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，如圖3-22所示，由于齒輪3的角速度ω3，和滑動(dòng)齒套1的角速度ωl不同，在摩擦力矩作用下鎖銷(xiāo)4相對(duì)滑動(dòng)齒套1轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)不大的角度，并占據(jù)圖上所示的鎖止位置。此時(shí)鎖止面接觸，阻止了滑動(dòng)齒套向換擋方向移動(dòng)。第二階段：來(lái)自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動(dòng)齒套上的力F，經(jīng)過(guò)鎖止元件又作用到摩擦面上。由于，ω3和ωl不等，在上述表面產(chǎn)生摩擦力?；瑒?dòng)齒套1和齒輪3分別與整車(chē)和變速器輸入軸轉(zhuǎn)動(dòng)零件相連接。于是，在摩擦力矩作用下，滑動(dòng)齒套1和齒輪3的轉(zhuǎn)速逐漸接近，其角速度差Δω=|ω1-ω3|減小了。在Δω=0瞬間同步過(guò)程結(jié)束。第三階段：Δω=0，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止?fàn)顟B(tài)，此時(shí)滑動(dòng)齒套和鎖銷(xiāo)上的斜面相對(duì)移動(dòng)，從而使滑動(dòng)齒套占據(jù)了換擋位置。圖3-22鎖銷(xiāo)式同步器結(jié)構(gòu)方案圖3-25鎖環(huán)式同步器工作原理圖3-25鎖環(huán)式同步器工作原理三、主要參數(shù)的確定1.摩擦因數(shù)f2.同步環(huán)主要尺寸的確定3.鎖止角β4.步時(shí)間t5.轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算

1.摩擦系數(shù)f同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強(qiáng)度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)因使用壽命短，已遭淘汰。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。摩擦因數(shù)f對(duì)換擋齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，換擋省力或縮短同步時(shí)間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來(lái)保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。2.同步環(huán)主要尺寸的確定

(1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽

圖3-32a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車(chē)；圖3-32b則適用于重型汽車(chē)。通常軸向泄油槽為6～12個(gè)，槽寬3～4mm。圖3-32同步環(huán)螺紋槽形式

(2)錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過(guò)小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tana≥。一般取=6°～8°。=6°時(shí)，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí)，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。(3)摩擦錐面平均半徑R(4)錐面工作長(zhǎng)度b(5)同步環(huán)徑向厚度

3.鎖止角β鎖止角β選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換檔。影響鎖止角β選取的因素主要有摩擦因數(shù)f擦錐面的平均半徑R,鎖止面平均半徑和錐面半錐角α。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26?~46?范圍內(nèi)變化。4.同步時(shí)間t同步器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對(duì)同步時(shí)間有影響。軸向力大，同步時(shí)間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車(chē)型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時(shí)間與車(chē)型有關(guān)，計(jì)算時(shí)可在下屬范圍內(nèi)選?。簩?duì)轎車(chē)變速器高檔取0.15~0.30s,低檔取0~0.80s;對(duì)貨車(chē)變速器高檔取0.30~0.80s，低檔取1.00~1.50s。5.轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算換檔過(guò)程中依靠同步器改變轉(zhuǎn)速的零件統(tǒng)稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動(dòng)盤(pán)，中間軸及其上的齒輪，與中間軸上齒輪相嚙合的第二周上的常嚙合齒輪。其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算：首先求得各零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，然后按不同檔位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上。對(duì)已有的零件，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量值通常用扭擺法測(cè)出;若零件未制成,可將這些零件分解為標(biāo)準(zhǔn)的幾何體,并按數(shù)學(xué)公式合成求出轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。四、同步器的計(jì)算同步器的計(jì)算目的是確定摩擦錐面和鎖止面的角度，這些角度是用來(lái)保證在滿足連接件角速度完全相等以前不能進(jìn)行換擋時(shí)所應(yīng)滿足的條件，以及計(jì)算摩擦力矩和同步時(shí)間。第六節(jié)操縱機(jī)構(gòu)

變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求:

（1）換擋時(shí)只能掛入一個(gè)擋位；（2）換擋后應(yīng)使齒輪在全齒長(zhǎng)上嚙合；（3）防止自動(dòng)脫擋或自動(dòng)掛擋；（4）防止誤掛倒擋；（6）換擋輕便。變速操縱機(jī)構(gòu)的組成：用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見(jiàn)的是由變速桿、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，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動(dòng)換擋變速器。1．直接操縱手動(dòng)換擋變速器當(dāng)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(guò)變速桿直接完成換擋功能的手動(dòng)換擋變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單，已得到廣泛應(yīng)用。近年來(lái)，單軌式操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點(diǎn)是減少了變速叉軸，各擋同用一組自鎖裝置，