第三章 机械变速器设计讲义教材.ppt

1单击此处编辑母版标题样式单击此处编辑母版副标题样式第三章机械式变变速器设计设计第三章 机械式变速器设计 本章主要学习（1）变速器的基本设计要求；（2）各种形式变速器的特点；（3）变速器主要参数的选择 ； （4）齿轮变位系数的选择原则 ； （5）各挡齿轮齿数的分配 ； （6）变速器操纵机构 第三章 机械式变速器设计 第一节 概述 第二节 变速器传动机构布置方案 第三节 变速器主要参数的选择 第四节 变速器操纵机构5）换挡迅速、省力、方便6）工作可靠变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生7）变速器应有高的工作效率8）变速器的工作噪声低除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求 第二节 变速器传动机构布置方案 变速器传动机构有两种分类方法根据前进挡数三挡变速器四挡变速器五挡变速器多挡变速器根据轴的形式固定轴式旋转轴式固定轴式两轴式变速器中间轴式变速器双中间轴式变速器多中间轴式变速器固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上旋转轴式主要用于液力机械式变速器两轴式变速器的特点两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。

两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大 桑塔纳变 速器轴总成轴总成换挡装置换挡装置桑塔纳变 速器空档位置轴轴挡齿轮挡齿轮挡齿轮挡齿轮滚针轴承同步器倒挡齿轮倒挡齿轮桑塔纳变 速器、挡位置挡输出挡输出桑塔纳变 速器、挡位置挡输出挡输出桑塔纳变 速器倒挡输 出图3-1 两轴式变速器传动方案 图3-1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动图3-1f中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；图3-1d所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度中间轴式变速器的特点中间轴式变速器传动方案的共同特点是： (1)设有直接挡（第一轴（输入轴）与第二轴（输出轴）用齿套连接，不通过中间轴直接输出；根据汽车档位配置不同不一样，一般最高档叫超速挡，次高档是直接档直接档接合时，变速箱输出轴转速等于输入轴转速空挡是指变速箱第一轴与第二轴无动力传递，此时发动机空转 ）； (2)一挡有较大的传动比； (3)挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动； (4) 除一挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡； (5)除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低。

解放变变速器构造轴轴中间轴解放变变速路线图线图解放倒档变变速路线图线图 图3-2中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别为图3-2a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡，图3-2c所示传动方案的二、三、四挡用常啮合齿轮传动，而一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡图3-2 中间轴式四挡变速器传动方案 中间轴式变速器的特点图3-3为中间轴式五挡变速器传动方案 图3-3a所示方案，除一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动图3-3b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图3-3d所示方案中的倒挡和超速挡安装在副箱体内，可以提高轴的刚度、减少齿轮磨损和降低工作噪声图3-3 中间轴式五挡变速器传动方案 凡采有常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现同一变速器中，挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡中间轴式变速器的特点图3-4为中间轴式六挡变速器传动方案图3-4a所示方案中的一挡、倒挡和图3-4b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均匀常啮合齿轮 常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现同一变速器中，一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。

图3-4 中间轴式六挡变速器传动方案 倒挡布置方案 图3-5为常见的倒挡布置方案图3-5b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难图3-5c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理图3-5d方案对3-5c的缺点做了修改图3-5e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长图3-5f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便 为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图3-5g所示方案缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些图3-5 倒挡布置方案 图3-6为发动机纵置时两轴式变速器结构图其特点是高挡同步器布置在输入轴上，而低挡同步器布置在输出轴上为提高轴的刚度，增加了中间支承 高挡布置在靠近轴的支承中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较好的啮合状态，能提高齿轮寿命 图3-6 发动机纵置时两轴式变速器结构图 机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数、每分钟转数、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮和壳体等零件的制造精度等 二、零、部件结构方案分析 1齿轮形式齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。

变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡2换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式 采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声因此，除一挡、倒挡外已很少使用 常啮合齿轮可用移动啮合套换挡因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用 使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大 利用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小3变速器轴承 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等 第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承 变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承 滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。

第三节 变速器主要参数的选择 一、挡数 增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济性挡数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高 在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行 挡数选择的要求：1.相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下2.高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小 3. 目前，轿车一般用45个挡位变速器， 货车变速器采用45个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车 二、传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动传动比的比值 传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关 目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其它货车则更大 三、中心距A 对中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有影响中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定 初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算 式中，KA为中心距系数，轿车：KA=8.99.3，货车：KA=8.69.6，多挡变速器：KA=9.511.0。

轿车变速器的中心距在6580mm范围内变化，而货车的变速器中心距在80170mm范围内变化四、外形尺寸 轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用： 四挡 （2.22.7）A 五挡 （2.73.0）A 六挡 （3.23.5）A 当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限 五、轴的直径 中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d0.45A，轴的最大直径d和支承间距离L的比值，对中间轴，d/L 0.160.18，对第二轴，d/L 0.180.21 第一轴花键直径d（mm）可按下式初选 式中：K为经验系数，K=4.04.6；Temax为发动机最大转矩（Nm） 六、齿轮参数 1模数的选取 齿轮模数选取的一般原则： 1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； 2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； 3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数； 4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些； 对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些 所选模数值应符合国家标准的规定。

变速器齿轮模数范围大致如下： 微型、普通级轿车 中级轿车 中型货车 重型货车 2.252.75 2.753.00 3.54.5 4.56.0 2压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度 对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角 对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或25等大些的压力角 国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20 啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角 3螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡 根据图3-7可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： Fa1=Fn1tan1 Fa2=Fn2tan2 由于，为使两轴向力平衡，必须满足 式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；Fn1、Fn2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；r1、r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。

图3-7 中间轴轴向力的平衡 斜齿轮螺旋角选用范围：轿车变速器： 两轴式为2025 中间轴式为2234 货车变速器：1826 4齿宽b 齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响 选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加 选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀 通常根据齿轮模数m（mn）的大小来选定齿宽b： 直齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为4.58.0 斜齿：b=Kcmn，K c取为6.08.5 啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（24）m m 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命5齿轮变位系数的选择原则 采用变位齿轮的原因：1）配凑中心距；2）提高齿轮的强度和使用寿命；3）降低齿轮的啮合噪声 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。