第三章機械式變速器設計

1、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,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) 變速器操縱機構,第一節(jié) 概述,變速器用來改變發(fā)動

2、機傳到驅輪上的轉矩和轉速，目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。變速器的基本設計要求：1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。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）

3、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。,第二節(jié) 變速器傳動機構布置方案,變速器傳動機構有兩種分類方法。,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,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,,固定軸式旋轉軸式,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

4、后輪驅動的汽車上。旋轉軸式主要用于液力機械式變速器。,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。,圖3-1 兩軸式變速器傳動方案,圖3-1為發(fā)動機前置前輪驅動轎車的兩軸式變速器傳動方案。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪傳動。圖3-1f中的倒擋齒輪為常嚙合

5、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，用來提高軸的剛度。,兩軸式變速器傳動動畫演示,中間軸式變速器的特點,中間軸式變速器傳動方案的共同特點是：(1)設有直接擋； (2)一擋有較大的傳動比； (3)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； (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，其他擋位工作時的傳動效率略低。圖3-2中的中間軸式四擋變速器

6、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,中間軸式變速器的特點,圖3-3為中間軸式五擋變速器傳動方案 。圖3-3a所示方案，除一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖3-3b、c、d所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖3-3d所示方案中的倒擋和超速

7、擋安裝在副箱體內，可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲。,圖3-3 中間軸式五擋變速器傳動方案,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。,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

8、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,倒擋布置方案,圖3-5為常見的倒擋布置方案。圖3-5b方案的優(yōu)點是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖3-5c方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖3-5d方案對3-5c的缺點做了修改。圖3-5e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖3-

9、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度，倒擋傳動采用圖3-5g所示方案。缺點是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。,機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數(shù)、每分鐘轉數(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等。,圖3-6為發(fā)動機縱置時兩軸式變速器結構圖。其特點是高擋同步器布置在

10、輸入軸上，而低擋同步器布置在輸出軸上。為提高軸的剛度，增加了中間支承。高擋布置在靠近軸的支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小，齒輪保持較好的嚙合狀態(tài)，能提高齒輪壽命。,圖3-6 發(fā)動機縱置時兩軸式變速器結構圖,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、工作時噪聲低的優(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

11、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。 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

12、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。,3．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

13、、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。 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、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。,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濟性。擋數(shù)越多，變速器的結構越

14、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。 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，轎車一般用4～5個擋位變速器， 貨車變速器采用4～5個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。,二、傳

15、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。,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

16、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。,初選中心距A時，可根據(jù)下面的經驗公式計算,,式中，KA為中心距系數(shù)，轎車：KA=8.9～9.3，貨車：KA=8.6～9.6，多擋變速器：KA=9.5～11.0。轎車變速器的中心距在65～80mm范圍內變化，而貨車的變速器中心距在80～170mm范圍內變化。,四、外形尺寸 轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關，可參考下

17、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。,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。

18、 第一軸花鍵直徑d（mm）可按下式初選 式中：K為經驗系數(shù)，K=4.0～4.6；Temax為發(fā)動機最大轉矩（N·m）。,,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

19、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。 所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。 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 2.25～2.75 2.75～3.00 3.5～4.

20、5 4.5～6.0,2．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°

21、;，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

22、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。,斜齒輪傳遞轉矩時，要產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

23、 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：轎車變速器： 兩軸式為20°～25° 中間軸式為22°～34° 貨車變速器：18°～26°,4．齒寬b,齒

24、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。 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～

25、8.0 斜齒：b=Kcmn，K c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）m m。 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。,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

26、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。 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

27、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。,,七、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。 1．確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比

28、 （3-1） 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 （3-2）計算后取zh為整數(shù)，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。,圖3-8 四擋變速器傳動方案,,轎車中間軸式變速器一擋齒輪齒數(shù)z8可在15～17之間選?。回涇噝8可在

29、12～17之間選取。一擋大齒輪齒數(shù)用z7=zh-z8計算求得。,2．對中心距A進行修正,因為計算齒數(shù)和zh后，經過取整數(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)。 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

30、 （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

31、差較大，只要調整一下齒數(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，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，通過齒輪變位來調整。 （3-6）二擋

32、齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合輪的不同時，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

33、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

34、 （3-10）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。,,,,第四節(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。

35、 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。 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

36、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。,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。,3．電控自動換擋變速器

37、,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,back,next,next,ba