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)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)第七節(jié)變速器結(jié)構(gòu)元件第三章機械式變速器設(shè)計

第一節(jié)概述一、變速器應(yīng)滿足的基本要求1、保證汽車有必要的動力性，經(jīng)濟性。2、設(shè)置空檔，用來切斷動力。3、設(shè)置倒檔。4、設(shè)置動力輸出裝置。5、換檔迅速、省力、方便。6、工作可靠，無跳檔，亂檔，換檔沖擊現(xiàn)象。7、η高。8、工作噪聲低。9、尺寸小，質(zhì)量小，成本低，維修方便。

二、組成1、傳動機構(gòu)2、操縱機構(gòu)三、發(fā)展趨勢1、加強設(shè)計工作的系列化，通用化。如在4檔變速器基礎(chǔ)上，附加一個副箱體，使檔數(shù)變成5檔。2、操縱機構(gòu)從手動向半自動、自動、電子操縱方向發(fā)展。

第二節(jié)變速傳動機構(gòu)布置方案

一、傳動機構(gòu)分類二、兩軸式與中間軸式變速器三、檔數(shù)檔數(shù)的選擇※要求相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下，且高檔區(qū)的要比低檔區(qū)的小，以利換檔工作容易進行。四、主要區(qū)別點1、檔數(shù)相同條件下主要區(qū)別有四點：1）、常嚙合齒輪對數(shù)不一樣，高檔用，低檔可用可不用。2）、換檔方式不一樣。3）、倒檔傳動方案不一樣。4）、檔位布置位置順序不一樣。

2、換檔方式采用常嚙合齒輪傳動的檔位，可以用同步器或嚙合套換檔，或者對同一變速器，兩種方式都用，此時，檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套。3、倒檔1）使用特點：（1）

次數(shù)少（2）

時間短（3）

停車換倒檔2）常見換倒檔方式：（1）

直齒滑動齒輪………用得多（2）

同步器………………用的少

3)

4）倒檔軸位置與受力分析

倒檔齒輪（軸）位于變速器左側(cè)受力如a)圖所示。倒檔齒輪（軸）位于變速器右側(cè)受力如b)圖所示。經(jīng)比較可知：a)圖所示方案倒檔軸受力較大，所以用的相對少些。5）、檔位布置位置的順序應(yīng)當考慮下列因素：（1）高檔用的多，輪齒會因接觸應(yīng)力高而出現(xiàn)表面點蝕損壞。所以，應(yīng)該將高檔布置在齒輪偏轉(zhuǎn)角較小處，以保證有較好的嚙合狀態(tài)。偏轉(zhuǎn)角較小處應(yīng)該在軸支承的中部。（2）低檔速比大，齒輪上的作用力大，為使軸的變形小些，應(yīng)當將低檔布置在后支承處。五、零、部件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計1、齒輪形式

2、換檔機構(gòu)形式3、軸承1）變速器軸承的工作特點（1）因為變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，使用中載荷是變化的，而且變化范圍大，工作時間長，所以要求選用的軸承既要直徑尺寸小，又要能承受比較高的負荷，而且容量足夠大。（2）承受徑向力，有些部位還有軸向力作用。（3）軸承直徑受中心距影響，對殼體后壁處，兩軸承孔之間剩余壁厚尺寸不小于6——20mm。2）變速器常用軸承形式例：中間軸式變速器

第三節(jié)主要參數(shù)的選擇

一、中心距AA——指第二軸與中間軸之間的距離而言。1、影響取值的因素

2、初步計算A

A=mm

ηg——96%

二、外形尺寸1、橫向尺寸影響橫向尺寸的因素有：1）齒輪直徑2）倒檔齒輪直徑3）殼體壁厚及其與齒輪之間的間隙4）換檔機構(gòu)尺寸

2、軸向尺寸（殼體）三、軸的直徑1、工作特點傳遞轉(zhuǎn)矩，承受軸向力、徑向力、結(jié)果軸會彎曲變形，破壞齒輪正確嚙合，導(dǎo)致磨損↑，噪聲↑，壽命↓?！嘁螅狠S有足夠的剛度和強度。2、初步確定軸向直徑如中間軸式變速器，各軸直徑可按下表提供的數(shù)據(jù)初定。

四、齒輪參數(shù)1、模數(shù)1）影響選取m(mn)的因素

2）選取m(mn)應(yīng)遵守的原則（1）轎車減少噪聲有較大意義，∴應(yīng)選用小m(mn)（2）貨車減少質(zhì)量有較大意義，∴應(yīng)選用大m(mn)（3）低檔齒輪選用大m(mn),高檔選用小些的m(mn)（4）

符合國標GB1357——87的規(guī)定

3）范圍

2、壓力角α1）影響選取α的因素

2）選取α應(yīng)遵守的原則（1）轎車要加大重合度，降低噪聲，∴應(yīng)選用小些α（2）貨車增大齒輪承載能力更重要，∴應(yīng)選用大些α（3）符合國家標準3）實際應(yīng)用的α國家規(guī)定齒輪α=200接合齒α=300

3、螺旋角β1）影響選取β的因素

2）選取β應(yīng)遵守的原則（1）轎車變速器齒輪的β>貨車齒輪β；（2）∵β〉300時，抗彎強度↓，∴低檔齒輪不宜選用大些的β；（3）∵β〉300時，接觸強度持續(xù)↑，∴高檔齒輪不宜選用大些的β；（4）中間軸上有兩齒輪同時工作，應(yīng)力求使它們產(chǎn)生的軸向力抵消，以減輕軸承負荷。如圖∵∴上式為中間軸上，兩斜齒齒輪軸向力平衡應(yīng)滿足的條件

3）選用范圍4、齒寬b1）影響b的選取因素※影響斜齒輪工作平穩(wěn)性的因素有：1、齒輪寬度，越寬，平穩(wěn)性↑2、螺旋角β，↑β，平穩(wěn)性↑3、壓力角α，α小，平穩(wěn)性↑∵α=200,∴主要影響因素是1和2。用↑β的方法來彌補b減小的不足，雖然可行，但軸向力↑，軸承壽命↓

2）b的取值范圍5、齒輪變位系數(shù)的選取原則1）齒輪變位的目的：（1）消除齒輪根切，提高抗彎強度（2）配湊中心距A要求中間軸、第二軸上各對齒輪的A必須相同，若mn相同，則各對齒輪的齒數(shù)和也相同。常常因為滿足傳動比的需要，引發(fā)各對齒輪的齒數(shù)和不相同，所以要進行齒輪變位保證A相同。（3）改善齒輪強度，使用平穩(wěn)性、耐磨損、抗膠合能力及嚙合噪聲等。

2）齒輪變位的系數(shù)

3）選取變位系數(shù)應(yīng)遵守的原則（1）對Zh=(Z1+Z2)多的齒輪副，若采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對Zh少的齒輪副應(yīng)該采用正角度變位。這是∵角度變位能獲得良好的嚙合特性，及傳動質(zhì)量指標。（2）對高檔齒輪，應(yīng)使之εc盡可能取大些，以保證σj高（↑εc，則ρz，ρb↑）；為了減小噪聲，又要求高檔齒輪選εc盡可能大些。（3）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ε1和ε2，其中小齒輪的ε>0。（4）齒數(shù)少，有根切時應(yīng)選取正變位修正。

4）實際應(yīng)用結(jié)果（1）倒檔、低檔（一、二檔）以外各檔的εc，均選用較小值，以利獲得低噪聲傳動。如：最高檔及一軸齒輪副的εc約在-0.2——0.2（2）檔位愈低，εc也應(yīng)該逐漸加大，以獲得高強度。如：一檔齒輪的εc可在1.0以上。

五、各檔齒輪齒數(shù)的分配

1、確定一檔齒輪的齒數(shù)已知：ig、A、m(mn)、β

i1=（1）首先計算Zh=Z7+Z8取整數(shù)

其次分配Z7、Z8。

考慮到Z8取少，則比值較大，在i1已定的條件下，就小，于是Z1可多取些齒，便于在Z1內(nèi)裝第二軸的前支承，并使齒輻有足夠的厚度。要求Z1的外徑<軸承孔直徑。根據(jù)上表選定Z8后，計算Z7=Zh-Z8

2、修正中心距A修正A的原因：Zh被圓整過；受變位系數(shù)影響?！_到小數(shù)點后兩位。3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)Z1、Z2

=i1(2)A=(3)

(2)與(3)聯(lián)立，得Z1、Z24、確定Z5、Z6等1）設(shè)二檔齒輪為直齒，m與一檔齒輪相同，則i2= (4)

A=

(5)

(4)與(5)聯(lián)立，得Z5、Z62）設(shè)二檔為斜齒輪，且螺旋角為β6（未知）

A=(6)

考慮到中間軸上齒輪軸向力相互抵消，還要滿足：

(7)

聯(lián)立(4)、(6)、(7)，得Z5、Z6、β65、確定倒檔Z9、Z10與上述相似，但要檢查運動干涉問題。第四節(jié)變速器的設(shè)計與計算一齒輪損壞形式

1輪齒折斷輪齒折斷的原因1）沖擊載荷作用2）重復(fù)沖擊載荷，根部出現(xiàn)裂紋，逐漸加深，最后折斷。2齒面疲勞剝落（點蝕）齒面疲勞剝落產(chǎn)生的原因：工作時相互擠壓的齒面，使存在于齒面細小裂縫中 的潤滑油升壓→裂縫擴大→齒面表層有塊狀剝落形 成麻點。麻點破壞了齒形，使之誤差加大，工作時又出現(xiàn)動載荷→輪齒折斷。3齒輪端部破壞移動換檔齒輪端部在沖擊載荷作用下受到破壞。一、

輪齒強度計算公式

齒輪形式彎曲應(yīng)力計算公式許用應(yīng)力N/mm2

式中符號說明

直齒斜齒

直齒輪

400～850Tg-計算載荷。取第一軸上Temax；z—齒數(shù)；Kc—齒寬系數(shù)；y—齒形系數(shù)；Kσ-應(yīng)力集中系數(shù)

斜齒輪轎車180~350貨車100~250Kσ=1.65m—模數(shù)；Kf—摩擦力影響系數(shù)Kf主=1.1Kf從=0.9Kσ=1.5mn為法面模數(shù)；β為螺旋角；Kε—重合度影響系數(shù)，Kε=2.01彎曲強度計算

由表中計算公式可知：σw∝或σw∝，∴↑m(mn)，則σw↓↓↓。

2、輪齒接觸應(yīng)力計算F——法向力E——彈性模量b——齒輪接觸實際寬度（斜齒輪用b/cosβ代入）ρz、ρb——主、從動齒輪節(jié)點處曲率半徑分析可知：當α和β不變條件下，↑rz和rb，則ρz、ρb↑，即∝rz，ρb∝rb。結(jié)合計算σj公式，能判斷ρz、ρb↑后，σj↓?！遰z+rb=A，∴只有↑A才能↑ρz和ρb。

計算F時取作用到第一軸上的載荷為Temx/2。

許多應(yīng)力見表3-1。

3、齒輪用材料采用磨齒工藝（熱處理后進行），用來消除熱處理變形。磨齒的優(yōu)點：1齒輪精度得到提高→傳動平穩(wěn)性↑、效率↑2彎曲疲勞壽命比剃齒的高（剃齒在熱處理前進行）主要用材料：20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5

表面硬度滲碳后達到58——63HRC芯部硬度33——48HRC強力噴丸處理，能

滲碳合金鋼

三、軸的強度計算1）強度要求軸具有足夠的強度要求同時，還應(yīng)有足夠的剛度。軸的剛度不足影響：（1）齒輪的正確嚙合使之強度↓（2）齒輪的耐磨損性能↓（3）齒輪的工作噪聲↑2）垂直面內(nèi)的軸撓度fc

（1）fc=f1c+f2c，說明中心距A↑，嚙合變壞。（2）如果齒輪在支承點附近，齒輪還會像圖示那樣偏斜，而且越靠近支承點處這種偏斜越嚴重，齒輪嚙合遭受嚴重破壞。3）軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角，使相互嚙合的一對齒輪歪斜如圖所示：δ1.2s=δ1s+δ2s,結(jié)果：壓力分布不均勻，磨損↑，壽命↓。

4)剛度驗算(1)求取支點反力，確定計算載荷求取支點反力的特點:

i.于中間軸式變速器，按下述順序求支點反力：第二軸支點反力→第一軸支點反力、中間軸支點反力。

ii.計算檔位，全部檔位的支反力都要計算?！卟煌瑱n位的圓周力、徑向力、軸向力不同，而且力到支點的距離也就不相同。

計算載荷：

取作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩為Temax.(2)驗算舉例(如圖)全撓度f：≤0.2mm分析：由計算公式可知，fc、fs與δ三項均與I成反比，即與d4成反比。故少許↑d，能較明顯↓fc、fs與δ。通常fmax在L/2處附近，δmax在靠近支座處附近。

5）強度驗算

d—軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑W—抗彎截面系數(shù)低檔時[σ]≤400N/mm2齒輪上的力：

【由右式可知бα∝1/d3，∴↑△d,則б↓↓】

軸受到的轉(zhuǎn)矩為Tn

6）材料：與齒輪用材料相同

第五節(jié)同步器設(shè)計一、同步器分類常壓式————結(jié)構(gòu)簡單，不能保證在同步狀態(tài)下?lián)Q檔，已淘汰。慣性式————結(jié)構(gòu)復(fù)雜，保證在同步狀態(tài)下?lián)Q檔， 應(yīng)用廣泛。慣性增力式——結(jié)構(gòu)復(fù)雜，保證在同步狀態(tài)下?lián)Q檔， 轉(zhuǎn)矩容量大。

共同特點是都有：1.摩擦元件—用來使兩個轉(zhuǎn)速不同的元件，通過摩擦作用達到n1=n22.鎖止元件—用來防止同步前換入檔位3.彈性元件—不換檔時使同步環(huán)保持在中立位置

二、慣性式同步器

摩擦元件、鎖止元件、彈性元件三、同步器工作原理

四、主要參數(shù)的確定(1)同步器的工作特點1.摩擦因數(shù)f汽車是行駛中換檔，換檔瞬間同步器工作換入檔位前，兩結(jié)合齒角速度差別大高檔區(qū)換檔頻繁程度>低檔區(qū)油中工作，使f↓要求換檔時間盡可能短綜上所述，得到如下結(jié)論：同步器工作條件繁重，要求摩擦元件耐磨，有足夠的壽命為得到較大的摩擦力矩，結(jié)合（4）、（5）可知又要求摩擦元件有較大的摩擦因數(shù)f2）影響f的因素材料；工作表面粗糙度；潤滑油種類；工作溫度。設(shè)計在齒輪上的錐面材料與齒輪材料相同，要求該錐面上的表面粗糙度要高，保證使用中f變化小，并防止損壞同步環(huán)錐面。同步環(huán)材料有黃銅合金鋼，如錳黃銅、鋁黃銅、錫黃銅

設(shè)計時取f=0.1

材料：在

噴鉬

2、同步環(huán)主要尺寸的確定1）同步環(huán)錐面上的螺紋槽同步環(huán)錐面上設(shè)計有用來破壞油膜的細牙螺紋槽和與螺紋槽垂直的泄油槽，目的是增大f→保證換檔省力，或縮短換檔時間。

如圖螺紋槽有四個尺寸，其中主要尺寸是螺距和槽的寬度。

設(shè)計時如果取較小的螺距和較寬的槽，結(jié)果如下：1螺線的頂部尺寸（圖中尺寸0.60—0.75或 0.45—0.70）?。ㄕ斡托Ч谩蜗聛淼?油存于槽內(nèi)→f↑2

接觸面面積減小→壓強↑→磨損速度 ↑→f↓→換檔費力圖a)尺寸適用于輕、中型汽車，圖b)尺寸適用于重型汽車軸向泄油槽數(shù)6～12個槽寬3～4mm2）錐面半錐角α（1）影響α的選取因素有：1摩擦力矩；α越小，摩擦力矩越大2摩擦錐面自鎖；α越小，摩擦錐面容易自鎖，要求tgα≥f（2）α的取值范圍α=60～80，最好取70～80

3）摩擦錐面平均半徑R（1）影響的R選取因素有：

1摩擦力矩Mn，R越大，Mn越大，故R宜取大些。2結(jié)構(gòu)限制，R不宜取大。（2）選取R的原則：在結(jié)構(gòu)允許的條件下，R盡可能取大些。

4）錐面工作長度b

（1）影響b的選取因素有：

1）b值取小，變速器軸向長度縮短，質(zhì)量↓2）b值取小，工作面積↓，單位壓力↑，磨損↑。（2）計算確定bMm—摩擦力矩P—摩擦面的許用壓力，p≈1.0~1.5Mpa式中沒有考慮螺紋槽的影響。分析：1）p、f設(shè)計中變化不大，Mm是要求值不可以增加或減少2）b∝1/R2，∴↑△R，則b↓↓5）同步環(huán)厚度（1）影響同步環(huán)徑向厚度的因素I結(jié)構(gòu)布置限制：A、R等II同步環(huán)的強度要求足夠大（2）同步環(huán)材料

I錳黃銅，鍛造可↑材料屈服強度，疲勞壽命，適用于轎車

II鋁黃銅，鑄造

III鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)錐面上噴鍍鉬，↑耐磨性↑強度，壽命是銅環(huán)的2～3倍。3、鎖止角β(1)影響鎖止角β的選取因素If

IIR

III鎖止面平均半徑r

IV錐面半錐角α(2)β的取值范圍260～4204同步時間t

1)

要求同部時間越短越好2)影響t的因素(1)同步器結(jié)構(gòu)尺寸(2)轉(zhuǎn)動慣量(3)變速器輸入軸、輸出軸角速度差(4)作用到摩擦錐面上的軸向力大小3)t的取值范圍

如右圖車型檔位t(s)轎車高檔區(qū)低檔區(qū)0.15～0.300.50～0.80貨車高檔區(qū)低檔區(qū)0.30～0.801.00～1.50五、同步器的計算

1計算內(nèi)容1）確定摩擦錐面角度2）確定鎖止面角度3）計算Mm4）計算t

2計算摩擦力矩Mm1）假設(shè)（1）空檔瞬間因潤滑油阻力影響齒輪轉(zhuǎn)速的降低忽略不計。（2）汽車行駛在阻力不大的道路上，換檔時間極短，認為該瞬間汽車速度不變，即變速器輸出端轉(zhuǎn)速不變，ωα

不變。

2）力學模型

需要的摩擦力矩Mm（Mm1）按換檔時通過摩擦錐面上的摩擦作用，使兩連接元件角速度達到相同，此時所需要的摩擦力矩Mm用下式計算：

Jr——離合器從動盤、第一軸和與第二軸常嚙合齒輪連接在一起轉(zhuǎn)動的齒輪的轉(zhuǎn)動慣量；ωe——發(fā)動機的角速度；ωa——在第k檔工作時變速器輸出軸角速度；ωb——第k+1檔的輸出軸上齒輪角速度；ik、ik+1——變速器第k和k+1檔的傳動比。

（2）

結(jié)構(gòu)能實現(xiàn)的摩擦力矩Mm（Mm2）設(shè)I.作用在變速桿手柄上的法向力為Fs

II.手柄到嚙合套的傳動比為igs

作用到摩擦錐面上的軸向力F：F=Fsigsηη——效率∴

其中F/sinβ為正壓力。

同步時的摩擦力矩方程式為（Mm1=Mm2）：

其中，轎車、大客車法向力為60N;貨車法向力為100N∴3、同步器滿足鎖止條件防止連接元件在角速度相等前換入檔位，必須滿足：

F1>F2(8)F1——由摩擦力矩Mm產(chǎn)生的，用來防止過早換檔的力。I.F2力的產(chǎn)生過程說明如下：來自手柄的法向力Fs經(jīng)傳動桿系作用到嚙合齒套凹槽→經(jīng)彈 性元件帶動套環(huán)軸向移動→錐面接觸→套環(huán)相對嚙合齒套轉(zhuǎn) 動→鎖銷進入鎖止位置，則力F作用到摩擦面上的同時，也 作用到鎖銷與套環(huán)之間的斜面處。∴F力在所銷斜面處產(chǎn)生的分力F2:

(9)II.F1力的產(chǎn)生過程如下F力作用到摩擦錐面上，產(chǎn)生正壓力F/ sinα→摩擦力Ff/sinα→ Mm=FfR/sinα→也作用在套環(huán)上，即作用到套環(huán)與鎖銷接觸的斜面上，斜面到軸中心的平均距離為r，則該處產(chǎn)生的圓周力F1：

（10）

結(jié)論：

f=0.1，R、r是結(jié)構(gòu)尺寸，∴