变速器设计PPT课件.ppt

第三章 机械式变速器设计本章主要学习本章主要学习（（1）变速器的基本设计要求）变速器的基本设计要求（（2）各种形式变速器的特点）各种形式变速器的特点（（3）变速器主要参数的选择）变速器主要参数的选择 （（4）同步器的设计）同步器的设计 （（5）各挡齿轮齿数的分配）各挡齿轮齿数的分配 （（6）变速器操纵机构）变速器操纵机构 1第一节 概述第一节 概述一、功用一、功用v在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使发动机在最有利的工作轮上的转矩和转速，使发动机在最有利的工作范围内工作范围内工作v使汽车倒退行驶使汽车倒退行驶v能够分离发动机和传动系间的联系能够分离发动机和传动系间的联系二、组成二、组成v传动机构传动机构v操纵机构操纵机构2三、分类三、分类第一节 概述3 1、保证汽车有必要的动力性和经济性保证汽车有必要的动力性和经济性 2、设置空档，用来切断动力设置空档，用来切断动力 3、设置倒档设置倒档 4、设置动力输出装置设置动力输出装置 5、换档迅速、省力、方便换档迅速、省力、方便 6、工作可靠，无跳档、乱档、换档冲击现象。

工作可靠，无跳档、乱档、换档冲击现象 7、传动效率要高传动效率要高 8、工作噪声低工作噪声低 9、尺寸小，质量小，成本低，维修方便尺寸小，质量小，成本低，维修方便四、设计要求四、设计要求第一节 概述4第二节 变速传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析一、传动机构布置方案分析1 1、、两轴式变速器两轴式变速器 多用于多用于FFFF、、RRRR型普通级和中级轿车型普通级和中级轿车 结构特点：结构特点：（（1 1）只有两根轴）只有两根轴（（2 2）输出轴一般与主减速器主动齿轮成一体）输出轴一般与主减速器主动齿轮成一体（（3 3）除倒档外，其他档均采用常啮合齿轮传动）除倒档外，其他档均采用常啮合齿轮传动（（4 4）同步器多装在输出轴上）同步器多装在输出轴上（（5 5）各中间档位均经过一对齿轮传递动力）各中间档位均经过一对齿轮传递动力第二节 变速器传动机构布置方案5第二节 变速传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析一、传动机构布置方案分析1 1、两轴式变速器、两轴式变速器 与中间轴式变速器相比较：与中间轴式变速器相比较：v输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。

输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反v轴和轴承数少，结构简单，轮廓尺寸小，容易布置；轴和轴承数少，结构简单，轮廓尺寸小，容易布置；v中间挡位传动效率高，噪声低；中间挡位传动效率高，噪声低；v不能设置直接挡，高挡工作噪声大，易损坏；不能设置直接挡，高挡工作噪声大，易损坏；v受结构限制，一挡速比不可能设计得很大；受结构限制，一挡速比不可能设计得很大；第二节 变速器传动机构布置方案6两轴式变速器传动方案两轴式变速器传动方案v辅助支承可提高轴的刚度，减少齿轮磨损和噪声v倒挡传动常用滑动齿轮，f图为常啮合齿轮；v因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器多装在输出轴上，高挡的同步器可以装在输入轴后端（图d、e）；第二节 变速器传动机构布置方案72、、中间轴式变速器中间轴式变速器第二节 变速器传动机构布置方案多用于多用于FR、、RR型客车型客车v第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体v一般将第二轴前端经轴承支承在第一轴后端孔内，两轴轴线一般将第二轴前端经轴承支承在第一轴后端孔内，两轴轴线在同一直线上在同一直线上v使用使用直接挡直接挡时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，传动效率高，时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，传动效率高，噪声低，磨损少，寿命提高噪声低，磨损少，寿命提高v中间挡中间挡位可以获得较大的传动比位可以获得较大的传动比v高挡齿轮采用常啮合齿轮传动，低挡齿轮可以不采用常啮合高挡齿轮采用常啮合齿轮传动，低挡齿轮可以不采用常啮合齿轮传动齿轮传动v除一挡以外的其它挡位，换挡机构多采用同步器或啮合套换除一挡以外的其它挡位，换挡机构多采用同步器或啮合套换挡（有的一挡也采用同步器或啮合套换挡）挡（有的一挡也采用同步器或啮合套换挡）v各挡同步器或啮合套多设置在第二轴上各挡同步器或啮合套多设置在第二轴上v除直接挡外，其他挡位传动效率较低除直接挡外，其他挡位传动效率较低特点：特点：8中间轴式四挡变速器传动方案中间轴式四挡变速器传动方案va a、、c c方案：方案：z第二轴为三点支承第二轴为三点支承z有四对常啮合齿轮有四对常啮合齿轮z倒挡用直齿滑动齿轮换挡倒挡用直齿滑动齿轮换挡z a a方方案案能能提提高高中中间间轴轴和和第第二二轴轴刚刚度度vb b方案：方案：z第二轴为两点支承第二轴为两点支承z高挡用常啮合齿轮传动高挡用常啮合齿轮传动z一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡第二节 变速器传动机构布置方案9中间轴式五挡变速器传动方案中间轴式五挡变速器传动方案第二节 变速器传动机构布置方案10中间轴式六挡变速器传动方案中间轴式六挡变速器传动方案传动方案总结：传动方案总结：v轴的支承形式不一样轴的支承形式不一样v常啮合齿轮对数不一样，换档方式不一样常啮合齿轮对数不一样，换档方式不一样v倒档传动方案不一样倒档传动方案不一样v档位布置位置顺序不一样档位布置位置顺序不一样第二节 变速器传动机构布置方案11两轴式与中间轴式的比较两轴式与中间轴式的比较第二节 变速器传动机构布置方案  形式形式两轴式两轴式中间轴式中间轴式结构复杂程度结构复杂程度简单简单复杂复杂  工作噪声工作噪声低低高高传动效率传动效率 高高低低  传动比范围传动比范围 小小大大有无直接档有无直接档 没有没有 有有123、倒挡布置方案、倒挡布置方案v倒挡齿轮同时与两个齿轮进入啮合倒挡齿轮同时与两个齿轮进入啮合z齿轮应力状态差齿轮应力状态差v倒挡双联齿轮同时与两个齿轮进入啮合倒挡双联齿轮同时与两个齿轮进入啮合z齿轮应力状态得到改善齿轮应力状态得到改善z能够获得较大的倒挡传动比能够获得较大的倒挡传动比 z但两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难但两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难第二节 变速器传动机构布置方案133、倒挡布置方案、倒挡布置方案v中间轴上一、倒挡齿轮做成一体，齿宽加长中间轴上一、倒挡齿轮做成一体，齿宽加长 v全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更轻便全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更轻便第二节 变速器传动机构布置方案144、挡位的布置方案、挡位的布置方案v一、倒挡齿轮应布置在靠近轴的支承处一、倒挡齿轮应布置在靠近轴的支承处z齿轮作用力大，轴的变形大，齿轮啮合状态变差，磨损加快齿轮作用力大，轴的变形大，齿轮啮合状态变差，磨损加快且工作噪声增加且工作噪声增加z按顺序布置各挡齿轮，既能保证轴的刚度，又便于装配按顺序布置各挡齿轮，既能保证轴的刚度，又便于装配z倒挡、一挡使用少，常将其布置在最靠近轴的支承处倒挡、一挡使用少，常将其布置在最靠近轴的支承处z将倒档布置在附加壳体内，将一挡布置在变速器壳体支承处将倒档布置在附加壳体内，将一挡布置在变速器壳体支承处v高挡齿轮布置在支承中部区域较为合理高挡齿轮布置在支承中部区域较为合理z轴变形的偏转角小，齿轮啮合状态较好，可以减少偏载。

轴变形的偏转角小，齿轮啮合状态较好，可以减少偏载v超速挡的传动比小于超速挡的传动比小于1，仅在好路或空载时使用，仅在好路或空载时使用z能充分利用发动机功率，减少发动机转数，磨损小，燃料消能充分利用发动机功率，减少发动机转数，磨损小，燃料消耗低耗低z与直接挡比较，传动效率低、工作噪声大与直接挡比较，传动效率低、工作噪声大 第二节 变速器传动机构布置方案15二、零部件结构方案分析二、零部件结构方案分析1 1、齿轮形式、齿轮形式第二节 变速器传动机构布置方案162 2、换档机构形式、换档机构形式第二节 变速器传动机构布置方案17由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足、振动等原因都会导致自由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足、振动等原因都会导致自动脱挡，这是变速器主要故障之一动脱挡，这是变速器主要故障之一v使两接合齿啮合位置错开约使两接合齿啮合位置错开约1~3mm，，挤压磨损形成凸肩；挤压磨损形成凸肩；v将啮合套齿座齿厚切薄，齿后端面被齿座前端面顶住；将啮合套齿座齿厚切薄，齿后端面被齿座前端面顶住；v将接合齿工作面加工成斜面，形成倒锥角；将接合齿工作面加工成斜面，形成倒锥角；v将接合齿的齿侧加工成台阶形状将接合齿的齿侧加工成台阶形状，，也可以防止自动脱挡。

也可以防止自动脱挡第二节 变速器传动机构布置方案3、防止自动脱挡的结构措施、防止自动脱挡的结构措施1819第二节 变速器传动机构布置方案4 4、变速器轴承、变速器轴承20v圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承z直径小、宽度大，负荷高，容量大；直径小、宽度大，负荷高，容量大；z需要调整预紧度，装配麻烦，且磨损后轴易歪斜；需要调整预紧度，装配麻烦，且磨损后轴易歪斜；z不适合用膨胀系数较大的铝合金壳体上不适合用膨胀系数较大的铝合金壳体上v滚针轴承滚针轴承z摩擦损失小、传动效率高；摩擦损失小、传动效率高；z径向配合间隙小、定位及运转精度高，有利于齿轮啮合径向配合间隙小、定位及运转精度高，有利于齿轮啮合z用于齿轮与轴有相对运动的地方；用于齿轮与轴有相对运动的地方；v滑动轴套滑动轴套z径向配合间隙大、易磨损；径向配合间隙大、易磨损；z间隙增大，齿轮的定位和运转精度下降，工作噪声增加间隙增大，齿轮的定位和运转精度下降，工作噪声增加z制造容易、成本低制造容易、成本低 第二节 变速器传动机构布置方案4 4、变速器轴承、变速器轴承21变速器对轴承的要求：变速器对轴承的要求：v结构紧凑、尺寸小，否则布置困难；结构紧凑、尺寸小，否则布置困难；v载荷变化大，工作时间长，要能承受高负荷，而且容量足够大；载荷变化大，工作时间长，要能承受高负荷，而且容量足够大；v有些轴承还要能承受轴向力。

有些轴承还要能承受轴向力安装位置安装位置轴承轴承备注备注第一轴前端第一轴前端有密封圈的球轴承有密封圈的球轴承 径向力径向力第一轴后端第一轴后端轴承外圈有挡圈的球轴承轴承外圈有挡圈的球轴承无保持架的圆柱滚子轴承无保持架的圆柱滚子轴承轴向力轴向力第二轴前端第二轴前端圆柱滚子轴承（内腔尺寸足够）圆柱滚子轴承（内腔尺寸足够）滚针轴承（空间不足）滚针轴承（空间不足） 第二轴后端第二轴后端轴承外圈有挡圈的球轴承轴承外圈有挡圈的球轴承轴、径向力轴、径向力中间轴前端中间轴前端圆柱滚子轴承，承受径向力圆柱滚子轴承，承受径向力 中间轴后端中间轴后端外圈有挡圈的球轴承外圈有挡圈的球轴承圆柱滚子轴承圆柱滚子轴承轴向力轴向力第二节 变速器传动机构布置方案4 4、变速器轴承、变速器轴承22 第三节 变速器主要参数的选择一、挡数一、挡数增加挡数，可以增加挡数，可以改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速；；在传动比范围不变的条件下，挡数增加会使相邻挡位之间的传在传动比范围不变的条件下，挡数增加会使相邻挡位之间的传动比比值减小，使动比比值减小，使换挡容易换挡容易；；要求相邻挡位传动比比值在要求相邻挡位传动比比值在1.81.8以下，越小换挡越容易；以下，越小换挡越容易；高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡区的小。

高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡区的小 但挡数增多，将但挡数增多，将使结构复杂，轮廓尺寸和质量加大使结构复杂，轮廓尺寸和质量加大，换挡频率，换挡频率增高将增高将增加换挡难度增加换挡难度乘用车乘用车4~5个挡位，排量大用个挡位，排量大用5挡；挡；货车装载量货车装载量2.0~3.5t（（5挡），挡），4.0~8.0t（（6挡）；挡）；多挡变速器用于总质量大些的货车和越野汽车上多挡变速器用于总质量大些的货车和越野汽车上 第三节 变速器主要参数的选择23二、传动比范围二、传动比范围指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值最高挡传动比是最高挡传动比是1.0（（直接挡）或直接挡）或0.7~0.8（超速挡）；（超速挡）；最低挡传动比选取的影响因素有最低挡传动比选取的影响因素有: :汽车最大爬坡能力；汽车最大爬坡能力；驱动轮与路面间的附着力；驱动轮与路面间的附着力；主减速比；主减速比；驱动轮的滚动半径；驱动轮的滚动半径；发动机的最大转矩；发动机的最大转矩；汽车的最低稳定行驶车速汽车的最低稳定行驶车速传动比范围：传动比范围：乘用车：乘用车：3.0~4.5；；轻型商用车：轻型商用车：5.0~8.0；；第三节 变速器主要参数的选择24三、中心距三、中心距A A是指中间轴与第二轴或（输入轴与输出轴）轴线之是指中间轴与第二轴或（输入轴与输出轴）轴线之间的距离。

间的距离中心距的影响因素：中心距的影响因素：变速器的外形尺寸、体积和质量；变速器的外形尺寸、体积和质量；轮齿的接触应力，齿轮寿命；轮齿的接触应力，齿轮寿命；布置轴承的方便性，壳体的强度；布置轴承的方便性，壳体的强度；一挡小齿轮齿数（不能过少）；一挡小齿轮齿数（不能过少）；变速器长度，影响轴的刚度和齿轮的啮合状态变速器长度，影响轴的刚度和齿轮的啮合状态选取原则：在保证轮齿接触强度等设计要求的前提选取原则：在保证轮齿接触强度等设计要求的前提下，尽量取小下，尽量取小第三节 变速器主要参数的选择25三、中心距三、中心距A A中间轴式变速器中心距的确定中间轴式变速器中心距的确定根据经验公式初选中心距：根据经验公式初选中心距：KA为为中中心心距距系系数数（（乘乘用用车车8.9~9.3；；商商用用车车8.6~9.6；；多多挡挡变速器变速器=9.5~11.0）；）；Temax（（N·m）；）；变速器传动效率变速器传动效率ηg取取96%乘用车变速器中心距的确定乘用车变速器中心距的确定可以根据发动机排量和可以根据发动机排量和A的统计数据进行初选的统计数据进行初选 排量越大，中心距越大排量越大，中心距越大。

中心距的范围（中心距的范围（为了检测方便，中心距为了检测方便，中心距A最好取为整数）最好取为整数） 乘用车：乘用车：60~80mm商用车：商用车：80~170mm；；总质量小，则中心距也小总质量小，则中心距也小第三节 变速器主要参数的选择26四、变速器外形尺寸四、变速器外形尺寸确定横向尺寸的依据：确定横向尺寸的依据：齿轮直径齿轮直径壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙倒档齿轮的布置倒档齿轮的布置换档机构形式和尺寸换档机构形式和尺寸轴向尺寸的影响因素：轴向尺寸的影响因素：挡数：乘用车四挡（挡数：乘用车四挡（3.0~3.4））A；；　　　　商用车四挡（　　　　商用车四挡（2.2~2.7））A；；　　　　　　　　　　  五挡（五挡（2.7~3.0））A；；　　　　　　　　　　  六挡（六挡（3.2~3.5））A换挡机构型式：换挡机构型式：同步器多时，取上限同步器多时，取上限齿轮形式齿轮形式第三节 变速器主要参数的选择27五、五、齿轮参数齿轮参数 1. 1. 模数模数v齿轮模数选取的影响因素：齿轮模数选取的影响因素：第三节 变速器主要参数的选择v齿轮模数选取的一般原则齿轮模数选取的一般原则Ø对于轿车，减少噪声有较大意义，因此应选用小模数；对于轿车，减少噪声有较大意义，因此应选用小模数；Ø对于货车，减少质量有较大意义，因此应选用大模数；对于货车，减少质量有较大意义，因此应选用大模数；Ø低档齿轮用大模数，而高档选用小模数；低档齿轮用大模数，而高档选用小模数；Ø应符合国家标准（应符合国家标准（GB/T1357—1987））的规定。

的规定28v啮合套或同步器接合齿模数选取的原则啮合套或同步器接合齿模数选取的原则Ø从工艺方面考虑，同一变速器的接合齿从工艺方面考虑，同一变速器的接合齿模数相同模数相同Ø从换挡方面考虑，选取从换挡方面考虑，选取较小的模数较小的模数可使齿数增多，有利于可使齿数增多，有利于换挡 第三节 变速器主要参数的选择v模数的选用范围（单位：模数的选用范围（单位：mm)mm)292. 2. 压力角压力角ααØ是指齿轮在啮合点所受正压力方向与该点速度方向所形是指齿轮在啮合点所受正压力方向与该点速度方向所形成的锐角成的锐角Ø压力角影响的因素：压力角影响的因素：第三节 变速器主要参数的选择30v选取选取αα的一般原则：的一般原则：z轿车要加大重合度以降低噪声，因此应选用小压力角轿车要加大重合度以降低噪声，因此应选用小压力角Ø常选取常选取14.514.5°、、1515°、、1616°、、16.516.5°等等z货车要增大齿轮承载能力，因此应选用大压力角货车要增大齿轮承载能力，因此应选用大压力角Ø直齿轮直齿轮2828°°时强度最时强度最佳；斜齿轮佳；斜齿轮2525°时强度最高时强度最高 z符合国家标准的要求符合国家标准的要求Ø齿轮齿轮α=20α=200 0 ；啮合套或同步器接合齿；啮合套或同步器接合齿α=30α=300 0 z有些乘用车变速器齿轮采用两种压力角：有些乘用车变速器齿轮采用两种压力角： 高挡齿轮采用小压力角以减少噪声高挡齿轮采用小压力角以减少噪声 低挡和倒挡齿轮采用较大压力角以增加强度低挡和倒挡齿轮采用较大压力角以增加强度第三节 变速器主要参数的选择313. 3. 螺旋角螺旋角ββv螺旋角选取的影响因素：螺旋角选取的影响因素：v螺旋角螺旋角选取选取的一般原则：的一般原则：Ø轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的；；Ø大于大于30300 0时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮ββ应小些，应小些，以以1515°-25-25°为宜；为宜；Øββ增大时，接触强度持续提高，因此高档齿轮增大时，接触强度持续提高，因此高档齿轮ββ应大些应大些；；Ø中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷。

中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷第三节 变速器主要参数的选择32v中间轴上轴向力的平衡中间轴上轴向力的平衡z为了抵消中间轴上两对齿轮产生的轴向力，以减少轴承负为了抵消中间轴上两对齿轮产生的轴向力，以减少轴承负荷，提高轴承寿命，荷，提高轴承寿命，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的；不一样的；z为使工艺简便，为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的成一样的, ,或只取两种螺旋角；或只取两种螺旋角；z中间轴中间轴上全部齿轮一律上全部齿轮一律取为右旋取为右旋，，第一、第二轴第一、第二轴上的斜齿上的斜齿轮应轮应取为左旋取为左旋；；z一、倒挡设计为直齿时，中间轴上的轴向力不能抵消（一一、倒挡设计为直齿时，中间轴上的轴向力不能抵消（一挡、倒挡使用很少，允许），而此时第二轴没有轴向力作用挡、倒挡使用很少，允许），而此时第二轴没有轴向力作用 第三节 变速器主要参数的选择33轴向力：轴向力：根据根据得到中间轴上两斜齿轮轴向力平衡的条件得到中间轴上两斜齿轮轴向力平衡的条件：：第三节 变速器主要参数的选择v中间轴上轴向力的平衡中间轴上轴向力的平衡34v螺旋角螺旋角ββ的选用范围的选用范围当各对齿轮因模数或齿数和不同等原因造成中心距不等当各对齿轮因模数或齿数和不同等原因造成中心距不等时，可以通过调整螺旋角消除。

时，可以通过调整螺旋角消除 第三节 变速器主要参数的选择354.4.齿宽齿宽b b第三节 变速器主要参数的选择v选用范围（通常根据模数来选定齿宽）选用范围（通常根据模数来选定齿宽）36z第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，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；度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命；z对于模数相同的各挡齿轮，低挡齿宽系数取的稍大一些对于模数相同的各挡齿轮，低挡齿宽系数取的稍大一些 第三节 变速器主要参数的选择附加说明：附加说明：375 5、齿轮变位系数的选取原则、齿轮变位系数的选取原则（（1）齿轮变位的目的）齿轮变位的目的 消除齿轮根切现象，提高抗弯强度；消除齿轮根切现象，提高抗弯强度； 配凑中心距配凑中心距A；；改善齿轮接触强度，使传动平稳、耐磨损，并降低啮合噪声改善齿轮接触强度，使传动平稳、耐磨损，并降低啮合噪声第三节 变速器主要参数的选择38高度变位高度变位Ø齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零Ø可增加小齿轮的齿根强度，使其达到和大齿轮强度相接可增加小齿轮的齿根强度，使其达到和大齿轮强度相接近的程度。

近的程度Ø但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声角度变位角度变位Ø齿轮副的变位系数之和不等于零齿轮副的变位系数之和不等于零Ø角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点 （（2 2）齿轮变位的分类）齿轮变位的分类第三节 变速器主要参数的选择对对齿齿数数和和多多的的齿齿轮轮副副采采用用标标准准齿齿轮轮传传动动或或高高度度变变位位时时，，对对齿数和少的齿轮副应该采用正角度变位齿数和少的齿轮副应该采用正角度变位39Ø高挡位的高挡位的 c c均选用较小值，以获得低噪声传动均选用较小值，以获得低噪声传动Ø随着挡位降低，随着挡位降低， c c应该逐渐加大，以获得高强度应该逐渐加大，以获得高强度第三节 变速器主要参数的选择（（3）选取变位系数的原则）选取变位系数的原则总变位系数总变位系数 c（（  c = 1 +  2）影响的因素）影响的因素Ø c↓→齿根变薄齿根变薄→抗弯强度抗弯强度↓但轮齿刚度但轮齿刚度↓ →噪声噪声↓Ø c↑→接触应力接触应力↓→齿轮寿命齿轮寿命↑40六、各档齿轮齿数的分配六、各档齿轮齿数的分配初选初选A A、、m m和和 以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。

来分配各挡齿轮的齿数Ø为使齿面磨损均匀，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数为使齿面磨损均匀，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数 第三节 变速器主要参数的选择1 1、确定一档齿轮的齿数、确定一档齿轮的齿数（已知（已知i ig g、、A A、、m(mm(mn n) )、、ββ））          i1=ü首先计首先计算算Zh=Z7+Z8 ，， 再取整；再取整；ü 其次分配其次分配Z7、、Z8；；41v原则：尽可能使原则：尽可能使Z8取少，则取少，则Z7/Z8比值较大比值较大Ø在在i1已已定定的的条条件件下下，，Z2/Z1就就小小，，于于是是Z1可可多多取取些些齿齿，，便便于于在在Z1内内装装第第二二轴轴的的前前支支承承，，并并使使齿齿轮轮轮轮辐辐有有足足够够的厚度Ø考虑到第一轴轴承孔尺寸的限制，考虑到第一轴轴承孔尺寸的限制， 齿轮齿轮1的齿数不能过多的齿数不能过多vZ8的范围：的范围： Z8 =15~17（（乘用车）乘用车） Z8 = 12~17（（商用车）商用车）v计算计算Z7=Zh-Z8第三节 变速器主要参数的选择422、修正中心距、修正中心距AØ修正修正A的原因：的原因： Zh被圆整过被圆整过Ø根据齿数和、变位系数重新计算根据齿数和、变位系数重新计算A（（精确到小数点后两位）精确到小数点后两位）3、确定常啮合传动齿轮副的齿数、确定常啮合传动齿轮副的齿数Z1、、Z2         Ø根据上式求得根据上式求得Z1、、Z2，，进行圆整。

进行圆整Ø再重新核算传动比（调整齿数即可）再重新核算传动比（调整齿数即可）Ø算出精确螺旋角算出精确螺旋角 第三节 变速器主要参数的选择434、确定其它各档的齿数、确定其它各档的齿数v设二档齿轮为直齿，设二档齿轮为直齿，m与一档齿轮相同，则与一档齿轮相同，则                                                                                                        Ø根据上式可求得根据上式可求得Z5、、Z6     Ø齿数取整，计算中心距，齿数取整，计算中心距，    若有偏差，通过变位调整若有偏差，通过变位调整第三节 变速器主要参数的选择44v设二档为斜齿轮，且螺旋角为设二档为斜齿轮，且螺旋角为ββ6（（未知），有：未知），有：Ø可求得可求得Z5、、Z6、、ββ6 ；； Ø齿数取整，核算传动比和中心距，齿数取整，核算传动比和中心距，   通过变位调整通过变位调整v其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定 第三节 变速器主要参数的选择455、、确定倒档齿轮齿数确定倒档齿轮齿数 （（与上述相似，但与上述相似，但要检查运动干涉问题要检查运动干涉问题））初选倒档齿轮齿数，初选倒档齿轮齿数，Z10 = 21~23 。

计算倒档轴与中间轴的中心距：计算倒档轴与中间轴的中心距：A1 = m （（ Z8 + Z10 ））/2为防止干涉，齿轮为防止干涉，齿轮8和和9的齿顶间隙不小的齿顶间隙不小于于0.5mm，，齿轮齿轮9的齿顶圆直径最大为：的齿顶圆直径最大为：De9 = 2 A1 – De8 – 1根据根据De9选择合适的选择合适的Z9 、、采取变位；采取变位；最后计算倒档轴与第二轴的中心距：最后计算倒档轴与第二轴的中心距：A2 = m （（ Z7 + Z9 ））/2第三节 变速器主要参数的选择46第四节第四节 变速器的设计与计算变速器的设计与计算一、齿轮的损坏形式一、齿轮的损坏形式1、轮齿折断（冲击过载折断和疲劳折断）、轮齿折断（冲击过载折断和疲劳折断）Ø原因：大载荷冲击、反复承载疲劳破坏原因：大载荷冲击、反复承载疲劳破坏2、齿面疲劳剥落（点蚀）、齿面疲劳剥落（点蚀）Ø原因：齿面相互挤压使齿面细小裂缝中的润滑油压力原因：齿面相互挤压使齿面细小裂缝中的润滑油压力升高升高→裂缝扩大裂缝扩大→齿面表层有块状剥落形成麻点齿面表层有块状剥落形成麻点Ø麻点会破坏齿形，加大误差，增大动载荷麻点会破坏齿形，加大误差，增大动载荷→轮齿折断轮齿折断3、移动换挡齿轮端部破坏、移动换挡齿轮端部破坏Ø原因：换挡时存在角速度差，端部承受冲击原因：换挡时存在角速度差，端部承受冲击4、齿面胶合、齿面胶合 第四节 变速器的设计与计算47二、二、轮齿强度计算轮齿强度计算（由于使用条件、材料工艺相似，常用简化公式计算）1、轮齿弯曲强度计算、轮齿弯曲强度计算2、轮齿接触应力计算、轮齿接触应力计算第四节 变速器的设计与计算三、轴的强度和刚度计算三、轴的强度和刚度计算Ø轴轴的的刚刚度度不不足足影影响响的的因因素素：：会会产产生生弯弯曲曲变变形形，，破破坏坏齿齿轮轮的的正正确确啮合，影响齿轮的强度、耐磨性和工作噪声啮合，影响齿轮的强度、耐磨性和工作噪声Ø轴的刚度大小的选取原则：轴的刚度大小的选取原则：以保证齿轮有正确的啮合为前提以保证齿轮有正确的啮合为前提Ø步骤：步骤：先初选轴的直径，然后对刚度和强度进行验算先初选轴的直径，然后对刚度和强度进行验算481 1、初选轴的直径、初选轴的直径u第二轴和中间轴中部（最大）直径第二轴和中间轴中部（最大）直径d≈0.45Ad≈0.45A；；Ø中间轴：中间轴：d/L=0.16-0.18d/L=0.16-0.18 ；；Ø第二轴：第二轴：d/L=0.18-0.21d/L=0.18-0.21。

（（ L L是支承间距离是支承间距离 ））u第一轴花键部分直径第一轴花键部分直径d d（（mmmm））可按经验公式初选：可按经验公式初选：Ø经验系数经验系数K=4.0-4.6K=4.0-4.6第四节 变速器的设计与计算2 2、轴的刚度验算、轴的刚度验算轴在垂直面内的挠度和水平面内的转角对齿轮工作影响最大轴在垂直面内的挠度和水平面内的转角对齿轮工作影响最大u垂直面内的挠度使齿轮中心距变化，破坏了齿轮的正确啮合；垂直面内的挠度使齿轮中心距变化，破坏了齿轮的正确啮合；u水平面内的转角使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分水平面内的转角使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分 布不均匀，布不均匀， 磨磨损增大增大，寿命，寿命降低降低 49u轴在垂直面内挠度的允许值轴在垂直面内挠度的允许值[ [f fc c]=0.05-0.10mm]=0.05-0.10mm；；u轴在水平面挠度的允许值为轴在水平面挠度的允许值为[ [f fs s]=0.10-0.15mm]=0.10-0.15mm；；u齿轮所在平面的转角不应超过齿轮所在平面的转角不应超过0.0020.002弧度；弧度；u轴的全挠度轴的全挠度 ≤≤0.2mm0.2mma ab bL LF Fδ δf f3 3、强度验算、强度验算 求出在垂直面和水平面内的求出在垂直面和水平面内的支反力支反力F Fc c和和F Fs s之后，计算相之后，计算相应应的的弯弯矩矩M Mc c、、M Ms s，，继继而而可可以以求求出出轴轴在在转转矩矩和和弯弯矩矩同同时时作作用下的应力用下的应力σØ在在 低低 挡挡 工工 作作 时时 ，，[σ]≤400N/mm[σ]≤400N/mm2 2 ；；第四节 变速器的设计与计算50变速器设计实例变速器设计实例车车 型：型：东方之子东方之子1.8L手动豪华车手动豪华车 主要参数：主要参数：主减速比：主减速比：4.782 最高时速：最高时速：190km/h 最大扭矩：最大扭矩：170Nm(4500r/min) 最大功率：最大功率：95kw(5750r/min) 最高转速：最高转速：6000r/min 车轮滚动半径：车轮滚动半径：337.25mm 整车整备质量整车整备质量:1543kg511 1、挡数、挡数 乘用车一般采用乘用车一般采用4-54-5个挡位的变速器，本设计也采用个挡位的变速器，本设计也采用5 5个档位个档位 2 2、传动比、传动比(1)(1)一挡传动比一挡传动比代入数据，计算得代入数据，计算得igigI I =3.85 =3.85 根据驱动车轮与路面的附着条件根据驱动车轮与路面的附着条件52（（2）其他挡传动比）其他挡传动比超速挡传动比一般为超速挡传动比一般为0.7-0.80.7-0.8，取，取igigⅤⅤ=0.75=0.75  中间挡的传动比理论上按公比为：中间挡的传动比理论上按公比为：常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配的合理匹配, ,根据上式可得出：根据上式可得出：q=1.51=1.51。

3 3、中心距、中心距初选中心距初选中心距A A，由经验公式，由经验公式 确定确定多挡变速器：多挡变速器：K KA A=9.5-11=9.5-11，取，取1010，，于是得出初始中心距于是得出初始中心距A=A=77.08mm77.08mm534 4、轴向尺寸、轴向尺寸轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（3.0-3.43.0-3.4））A A，，货车变速器货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关：壳体的轴向尺寸与挡数有关：四档四档(2.2-2.7)(2.2-2.7)A A五档五档(2.7-3.0)(2.7-3.0)A A六档六档(3.2-3.5)(3.2-3.5)A A本次设计采用本次设计采用5 5挡手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是挡手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3.5×77.08mm=269.5mm 3.5×77.08mm=269.5mm 5 5、齿轮参数、齿轮参数（（1 1）齿轮模数）齿轮模数第一轴常啮合斜齿轮的法向模数在第一轴常啮合斜齿轮的法向模数在2.75≤2.75≤m mn n≤3.0≤3.0之间，取之间，取2.752.7554一一挡挡直齿轮的模数直齿轮的模数可通过经验公式可通过经验公式 大致确定，通大致确定，通过计算，过计算，m=m=3 3 轿车变速器螺旋角轿车变速器螺旋角ββ大多介于大多介于25°-45°25°-45°，又由于，又由于β>30°β>30°时其时其抗弯强度急剧下降，故取抗弯强度急剧下降，故取β=30° β=30° （（2 2）压力角）压力角αα、螺旋角、螺旋角ββ压力角压力角αα小有利于降低噪声；压力角大可提高抗弯强度与表面接小有利于降低噪声；压力角大可提高抗弯强度与表面接触强度；国家规定的标准压力角为触强度；国家规定的标准压力角为20°20°，故取，故取αα=20° =20° 6 6、各挡传动比及其齿轮齿数的确定、各挡传动比及其齿轮齿数的确定 （（1 1）确定一挡齿轮齿数）确定一挡齿轮齿数 一挡传动比一挡传动比                            Z Z9 9和和Z Z1010的齿数和的齿数和Z Zh h=2A/m=51.4=2A/m=51.4取整得取整得Z Zh h=51=5155当轿车变速器当轿车变速器 时，则时，则 ，此，此处取处取Z Z1010=16=16，则可得出，则可得出Z Z9 9=35=35。

将齿数和取整后中心距有了变化，则需修正将齿数和取整后中心距有了变化，则需修正（（2 2）常啮合齿轮副的齿数）常啮合齿轮副的齿数 又因常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，则又因常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，则联立可得联立可得Z Z1 1=19,Z=19,Z2 2=34=34核算传动比：核算传动比：与原传动比与原传动比3.853.85相差不多相差不多算出精确的螺旋角算出精确的螺旋角ββ，得出，得出β=28°β=28°56（（3 3）确定其他挡位的齿数）确定其他挡位的齿数 二挡传动比二挡传动比 为工艺简单，中间轴上不同挡位齿轮螺旋角设计成一样的，为工艺简单，中间轴上不同挡位齿轮螺旋角设计成一样的，则则 联立，解得联立，解得Z Z7 7=31=31，，Z Z8 8=22 =22 按同样的方法可分别计算出：按同样的方法可分别计算出：三三挡挡齿轮齿轮 五挡五挡齿轮齿轮 57（（4 4）确定倒挡齿轮的齿数）确定倒挡齿轮的齿数 一般情况下，倒挡传动比与一档传动比较为接近，则倒挡传动比一般情况下，倒挡传动比与一档传动比较为接近，则倒挡传动比取取3.73.7。

中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮1010略小，略小，取取 倒挡轴齿轮倒挡轴齿轮Z Z1313取取21-2321-23，此处取，此处取Z Z1313=23=23则则可算出可算出故可得出中间轴与倒挡轴的中心距故可得出中间轴与倒挡轴的中心距倒挡轴与第二轴的中心距倒挡轴与第二轴的中心距最后进行校核最后进行校核…………58第五节第五节 同步器设计同步器设计一、惯性式同步器一、惯性式同步器（一）锁销式同步器（一）锁销式同步器1、组成和结构：、组成和结构：摩摩擦擦元元件件——使使转转速速不不同同的的两两个个元元件件，，通通过过摩摩擦擦作作用迅速达到并保持同步；用迅速达到并保持同步；锁锁止止元元件件——防防止止同同步步前前换入档位；换入档位；弹弹性性元元件件——空空挡挡时时，，使使接合套保持在正确位置接合套保持在正确位置第五节 同步器设计外锥式锁销式同步器外锥式锁销式同步器59第五节 同步器设计2 2、工作原理：、工作原理：摩摩擦擦面面接接触触，，锁锁销销相相对对接接合合套套转转动动一一个个角角度度，，占占据据锁锁止止位置接接合合套套和和齿齿轮轮的的转转速速逐逐渐渐接接近近直直到到同同步。

步 摩摩擦擦力力矩矩消消失失，，接接合合套套将将锁锁销销向向后后拨拨动动一一个个角角度度，，进进入入换档位置换档位置60结合套有无结合套有无轴向移动轴向移动摩擦力矩摩擦力矩摩擦元件角摩擦元件角速度差速度差锁止元件作锁止元件作用用第一阶第一阶段段有有从从0—增加增加Δw ≠0没有作用到没有作用到开始工作开始工作第二阶第二阶段段无无有有经经Δt,=0到到Δw=0,不不锁锁止止第三阶第三阶段段有，完成换有，完成换挡挡消失消失Δw =0不作用不作用第五节 同步器设计锁销式同步器：锁销式同步器：J零件数量少，转矩容量大零件数量少，转矩容量大L轴向尺寸长轴向尺寸长多用于总质量大于多用于总质量大于6t的货车变速器的货车变速器61（二）锁环式同步器（二）锁环式同步器换换挡挡时时，，啮啮合合套套带带动动滑滑块块和和锁锁环环移移动动，，锁锁环环锥锥面面与与齿齿轮轮锥面接触；锥面接触；锥锥面面上上的的摩摩擦擦力力矩矩使使锁锁环环相相对对啮啮合合套套和和滑滑块块转转过过一一个个角角度度，，锁锁止止面面相相抵抵触触，，同同步步器器处于锁止状态；处于锁止状态；摩摩擦擦力力矩矩使使齿齿轮轮与与锁锁环环迅迅速速同同步步，，期期间间摩摩擦擦力力矩矩总总是是大大于拨环力矩，防止挂档；于拨环力矩，防止挂档；同同步步后后，，摩摩擦擦力力矩矩消消失失，，拨拨环环力力矩矩使使锁锁环环回回位位，，两两锁锁止止面面分分开开，，解解除除锁锁止止状状态态，，完完成同步换挡。

成同步换挡第五节 同步器设计62二、同步器主要参数的确定二、同步器主要参数的确定1 1、摩擦因数、摩擦因数f fØ对对同同步步环环的的要要求求：：使使用用寿寿命命长长、、材材料料的的摩摩擦擦因因数数大大而而且且性能稳定性能稳定Ø影影响响摩摩擦擦因因数数的的因因素素：：材材料料、、工工作作面面表表面面粗粗糙糙度度、、润润滑滑油种类、温度等油种类、温度等Ø材料：材料：黄铜合金，在油中工作的摩擦因数取为黄铜合金，在油中工作的摩擦因数取为0.10.1Ø表表面面粗粗糙糙度度：：保保证证在在使使用用过过程程中中摩摩擦擦因因数数变变化化小小；；该该值值大，则在使用初期会损坏同步环锥面大，则在使用初期会损坏同步环锥面第五节 同步器设计 摩擦因数大，则换挡省力或同步时间缩短摩擦因数大，则换挡省力或同步时间缩短632 2、、锁环式同步器主要尺寸的确定锁环式同步器主要尺寸的确定接近尺寸接近尺寸b b：：摩擦锥面相接触但接合套还没有相对滑块轴向摩擦锥面相接触但接合套还没有相对滑块轴向 移动时，接合套与锁环接合齿倒角间的轴向距离移动时，接合套与锁环接合齿倒角间的轴向距离分度尺寸分度尺寸a a：：滑块与锁环缺口侧边接触时，接合套接合齿与锁滑块与锁环缺口侧边接触时，接合套接合齿与锁         环接合齿中心线间的距离环接合齿中心线间的距离a a和和b b是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸。

是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸 Ø尺寸尺寸b b应大于零，取应大于零，取b=0.2-0.3mmb=0.2-0.3mmØ尺寸尺寸a a应等于应等于1/41/4接合齿齿距接合齿齿距第五节 同步器设计64滑滑块块转转动动距距离离c ：：滑滑块块在在锁锁环环缺缺口口内内转转动动的的距距离离，，它它影影响响分分度尺寸度尺寸a；； 它与滑块宽度它与滑块宽度d、、缺口宽度尺寸缺口宽度尺寸E有如下关系：有如下关系：E=d+2c；； c与接合齿齿距与接合齿齿距t的关系：的关系：R1——锁环缺口外半径锁环缺口外半径R2——锁环接合齿分度圆半径锁环接合齿分度圆半径第五节 同步器设计65滑滑块块端端隙隙δδ1：：空空挡挡位位置置时时，，滑滑块块端端面面与与锁锁环环缺缺口口端端面面之之间间的的间间              隙；接合套端面与锁环端面的间隙为隙；接合套端面与锁环端面的间隙为δδ2要求要求δδ2＞＞δδ1 （即（即b＞＞0），），否则同步器失去锁止作用否则同步器失去锁止作用通常取通常取δδ1=0.5mm左右左右后备行程后备行程δ3 ：：锁环端面与齿轮接合齿端面之间的间隙锁环端面与齿轮接合齿端面之间的间隙Øδδ3 3为零，摩擦锥面间将会失去摩擦力矩为零，摩擦锥面间将会失去摩擦力矩Ø一般应取一般应取δδ3 3=1.2-2.0mm=1.2-2.0mm空挡位置处，锁环锥面的轴向空挡位置处，锁环锥面的轴向间隙应保持在间隙应保持在0.2-0.5mm0.2-0.5mm 第五节 同步器设计663 3、同步环主要尺寸的确定、同步环主要尺寸的确定（（1 1）同步环锥面螺纹槽的尺寸）同步环锥面螺纹槽的尺寸螺纹槽顶部窄一些，则刮油效果好；但过窄会使磨损加快螺纹槽顶部窄一些，则刮油效果好；但过窄会使磨损加快不宜过大，齿顶磨损后摩擦因数降低较多，换挡费力；不宜过大，齿顶磨损后摩擦因数降低较多，换挡费力；螺螺纹纹槽槽大大一一些些，，便便于于储储存存刮刮下下来来的的油油，，但但螺螺距距增增大大又又会会使使接触面减少，增加磨损速度。

接触面减少，增加磨损速度轴向泄油槽通常为轴向泄油槽通常为6~12个，槽宽个，槽宽3~4mm 轻、中型汽车总质量大些的货车第五节 同步器设计67（（2 2）锥面半锥角）锥面半锥角αααα越小，摩擦力矩越大；但越小，摩擦力矩越大；但αα过小则摩擦锥面将产生自锁过小则摩擦锥面将产生自锁避免自锁的条件是避免自锁的条件是tgα≥α≥f 一般取一般取αα=6°°~8°°（（3 3）摩擦锥面平均半径）摩擦锥面平均半径R RR R越大，则摩擦力矩越大；越大，则摩擦力矩越大；原则上是在可能的条件下，尽可能将原则上是在可能的条件下，尽可能将R R取大些；取大些；R R会会受受到到中中心心距距A A和和相相关关零零件件尺尺寸寸（（如如：：同同步步环环径径向向厚厚度度））和布置的限制；和布置的限制；（（4 4）锥面工作长度）锥面工作长度b bb b小，可缩短变速器轴向长度，小，可缩短变速器轴向长度，但减少了锥面的工作面积，但减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速增加了单位压力并使磨损加速第五节 同步器设计68（（5 5）同步环径向厚度）同步环径向厚度 受受结结构构布布置置的的限限制制（（中中心心距距A、、锥锥面面平平均均半半径径R R等等）），，不不易取厚，但必须保证同步环有足够的强度；易取厚，但必须保证同步环有足够的强度； 乘用车同步环厚度较货车小乘用车同步环厚度较货车小 （（6 6）锁止角）锁止角ββ正确选择正确选择ββ，，可以保证只有在同步时才能进行换挡；可以保证只有在同步时才能进行换挡；选取选取ββ的影响因素：的影响因素：f f、、R、、αα和锁止面平均半径和锁止面平均半径r r。

ββ在在26°°~ 42°°范围内变化范围内变化 第五节 同步器设计69（（7 7）同步时间）同步时间 同步时间越短越好同步时间越短越好影响因素包括：影响因素包括：同步器的结构尺寸同步器的结构尺寸转动惯量转动惯量接合零件的角速度差接合零件的角速度差摩擦锥面上的轴向力摩擦锥面上的轴向力 轴轴 向向 力力 与与 作作 用用 在在 变变 速速 杆杆 手手 柄柄 上上 的的 力力 有有 关关 ，， 不不 同同 车车 型型 要求作用到手柄上的力也不相同要求作用到手柄上的力也不相同同步时间：同步时间： 乘用车：高挡乘用车：高挡0.15~0.30s，，低挡低挡0.50~0.80s；； 货货 车：高挡车：高挡0.30~0.80s，，低挡低挡1.00~1.50s 第五节 同步器设计701 1、摩擦力矩和同步时间的计算、摩擦力矩和同步时间的计算Øωωe e——发动机转动角速度；发动机转动角速度； ωωa a——换挡前（第换挡前（第k k挡）的挡位齿轮角速度；挡）的挡位齿轮角速度； ωωb b——换挡后（第换挡后（第k+1k+1挡）的挡位齿轮角速度；挡）的挡位齿轮角速度； i ik k、、i ik+1k+1——变速器低速档和高速档的传动比。

变速器低速档和高速档的传动比 Ø整车惯量整车惯量JcJc很大，可认为其速度基本不变很大，可认为其速度基本不变Ø要想在时间要想在时间t t内同步，所需的摩擦力矩内同步，所需的摩擦力矩：：三、同步器的设计计算三、同步器的设计计算71Ø换档时，实际作用在同步器上的摩擦力矩：换档时，实际作用在同步器上的摩擦力矩：ØF F——作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，F=F=F Fs si igsgsηη；；Ø若想在时间若想在时间t t内实现同步，则需有：内实现同步，则需有： 即：即：得到所需的同步时间：得到所需的同步时间：724 4、锁止条件的计算、锁止条件的计算为为防防止止同同步步前前换换入入档档位位，，必必须须保保证证在在锁锁环环锁锁止止面面上上由由摩摩擦擦力力矩矩Mm2产产生生的的圆圆周周力力F1 应应大大于于拨拨环环力力矩矩产产生生的的圆周力圆周力F2 73Ø要想保证同步时换挡，必须正确选取要想保证同步时换挡，必须正确选取αα、、ββ使之满足使之满足上式条件上式条件 根据根据得到：得到：锁止条件：锁止条件：74第六节 变速器操纵机构一、操纵机构的功用和组成一、操纵机构的功用和组成根据汽车使用条件的需要完成选挡、换挡或退到空挡。

根据汽车使用条件的需要完成选挡、换挡或退到空挡由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及安全装置组成由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及安全装置组成二、操纵机构的设计要求二、操纵机构的设计要求换档只能挂入一个档位；换档只能挂入一个档位；换档后保证齿轮在全齿长上啮合；换档后保证齿轮在全齿长上啮合；防止自动脱档，自动挂档；防止自动脱档，自动挂档；防止误挂倒档；防止误挂倒档；换档轻便换档轻便第六节 变速器操纵机构75三、操纵机构分类三、操纵机构分类————手动换档机构手动换档机构v直接操纵式直接操纵式z单单轨轨式式操操纵纵机机构构减减少少了了变变速速叉叉轴轴，，各各挡挡同同用用一一组组自自锁锁装置，简化了操纵机构，但要求各挡换挡行程相等装置，简化了操纵机构，但要求各挡换挡行程相等 v远距离操纵式远距离操纵式z要求系统有足够的刚性，要求系统有足够的刚性，各连接件之间间隙不能过大，各连接件之间间隙不能过大，否则换挡手感不明显；否则换挡手感不明显；z变速杆支座应固定在受车变速杆支座应固定在受车架振动、变形影响较小的地架振动、变形影响较小的地方，以避免对操纵有不利影方，以避免对操纵有不利影响第六节 变速器操纵机构76三、操纵机构分类三、操纵机构分类————电控自动换档机构电控自动换档机构Ø没有变速杆、离合器踏板，驾驶员通过控制油门踏板实现换档。

没有变速杆、离合器踏板，驾驶员通过控制油门踏板实现换档第六节 变速器操纵机构77第七节 自动变速器一、液力自动变速器（一、液力自动变速器（ATAT））第七节 自动变速器78液力自动变速器控制原理液力自动变速器控制原理第七节 自动变速器79二、电控机械式自动变速器（二、电控机械式自动变速器（AMTAMT））第七节 自动变速器80第七节 自动变速器电控机械式自动变速器控制原理电控机械式自动变速器控制原理81三、无级自动变速器（三、无级自动变速器（CVTCVT））第七节 自动变速器82CVTCVT的优、缺点的优、缺点 ?与采用液力变矩器（与采用液力变矩器（ATAT））的汽车相比较：的汽车相比较：J燃油经济性能提高燃油经济性能提高6%-17%6%-17%；；J汽车加速时间短，动力性获得改善；汽车加速时间短，动力性获得改善；J驾驶平顺性好驾驶平顺性好J传动效率高（传动效率高（92%-96%92%-96%）；）；J零件数量少，使用可靠零件数量少，使用可靠, ,寿命长与机械式有级变速器（与机械式有级变速器（MTMT））相比较：相比较：J速比变化范围较宽，发动机可以工作在最佳工况下，速比变化范围较宽，发动机可以工作在最佳工况下，有害物排放明显减少。

有害物排放明显减少L燃油经济性提高不明显，传动效率不及燃油经济性提高不明显，传动效率不及MTMT式；式；L制造成本高制造成本高 L传动带容易损坏，无法承受较大的载荷传动带容易损坏，无法承受较大的载荷第七节 机械式无极变速器（CVT）83四、双离合器自动变速器（四、双离合器自动变速器（DCTDCT））第七节 自动变速器134256R能在不切能在不切断动力的断动力的情况下完情况下完成换挡成换挡8485868788模数：分度圆上的比值分度圆上的比值p/π人为地规定成标准数值，用人为地规定成标准数值，用        m表示表示89。