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）各檔齒輪齒數(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(nèi)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(jīng)濟性。2）設置空檔，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。4）設置動力輸出裝置（取力器）。5）換檔迅速、省力、方便。6）工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應有高的工作效率。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)前進檔數(shù)三檔變速器四檔變速器五檔變速器多檔變速器根據(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（行星齒輪變速器）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、中間檔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檔，一檔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)方案的倒檔傳動常用滑動齒輪，其它檔位均用常嚙合齒輪傳動。圖3-1f中的倒檔齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換檔；圖3-1d所示方案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。捷達轎車02KA型變速器傳動示意圖一、傳動機構布置方案分析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)設有直接檔；(2)一檔有較大的傳動比；(3)檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；(4)除一檔以外，其他檔位采用同步器或嚙合套換檔；(5)除直接檔以外，其他檔位工作時的傳動效率略低（因多經(jīng)過一個軸線，所以有功率損失）。圖3-2中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別為圖3-2a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔，圖3-2c所示傳動方案的二、三、四檔用常嚙合齒輪傳動，而一、倒檔用直齒滑動齒輪換檔。

圖3-2中間軸式四檔變速器傳動方案

中間軸式變速器的特點圖3-3為中間軸式五檔變速器傳動方案。圖3-3a所示方案，除一、倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖3-3b、c、d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖3-3d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在副箱體內(nèi)，可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲。圖3-3中間軸式五檔變速器傳動方案

凡采有常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。中間軸式變速器的特點圖3-4為中間軸式六檔變速器傳動方案。圖3-4a所示方案中的一檔、倒檔和圖3-4b所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔，其余各檔均勻常嚙合齒輪。常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。圖3-4中間軸式六檔變速器傳動方案倒檔布置方案——多數(shù)采用直齒滑動齒輪方式換倒檔圖3-5為常見的倒檔布置方案。圖3-5b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖3-5c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。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、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖3-5f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為輕便。圖3-5倒檔布置方案為了縮短變速器軸向長度，倒檔傳動采用圖3-5g所示方案。缺點是一、倒檔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。便于同步器的安裝，對于兩軸式同步器，高檔同步器布置在輸入軸上，而低檔同步器布置在輸出軸上，如圖3-6為發(fā)動機縱置時兩軸式變速器結構圖。為提高軸的剛度，增加了中間支承。高檔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

其他相關問題二、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。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。2．換檔機構形式變速器換檔機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用。

使用同步器能保證換檔迅速、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檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。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(nèi)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、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（比如松套在二軸和中間軸上的常嚙合齒輪）。在一些變速器中采用的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(diào)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、檔數(shù)增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。檔數(shù)越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換檔頻率也增高。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。檔數(shù)選擇的要求：相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。目前，轎車一般用4～5個檔位變速器，貨車變速器采用4～5個檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車。

二、傳動比范圍

變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動傳動比的比值。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（T=F*r），齒輪壽命越短。因此，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。中間軸式變速器，初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)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，多檔變速器：KA=9.5～11.0。轎車變速器的中心距在60～80mm范圍內(nèi)變化，而貨車的變速器中心距在80～170mm范圍內(nèi)變化。原則上，總質量小的汽車，變速器的中心距也要小一些。四、外形尺寸

轎車四檔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檔數(shù)有關，可參考下列數(shù)據(jù)選用：四檔（2.2～2.7）A五檔（2.7～3.0）A六檔（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。為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)。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。第一軸花鍵直徑d（mm）可按下式初選式中：K為經(jīng)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，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；

4）從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。

對于轎車，減少工作噪聲較為重要，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

2.25～2.752.75～3.003.5～4.54.5～6.0

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。因國家規(guī)定的標準壓力角為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，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔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(chǎn)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(chǎn)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

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（mm）：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）對于高檔齒輪，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）對于低檔齒輪，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、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。七、各檔齒輪齒數(shù)的分配

在初選中心距A、齒輪模數(shù)m和螺旋角β以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面以圖3-8所示四檔變速器為例，說明分配齒數(shù)的方法。1．確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動比

（3-1）

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3-8四檔變速器傳動方案

轎車中間軸式變速器一檔齒輪齒數(shù)z8可在15～17之間選?。回涇噝8可在12～17之間選取。一檔大齒輪齒數(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(jīng)過齒數(shù)z8和z7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作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。3．確定一軸、中間軸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

（3-3）常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即

（3-4）解方程式（3-3）和式（3-4）求得z1與z2，求出的z1、z2都應取整數(shù)；然后核算一檔傳動比與原傳動比相差多少，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．確定其它各檔的齒數(shù)

若二檔齒輪是直齒輪，模數(shù)與一檔齒輪相同時，則得（3-5）

（3-6）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(diào)整。若二檔齒輪是斜齒輪，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。其它各檔齒輪的齒數(shù)也用這一方法來確定。

5．確定倒檔齒輪齒數(shù)圖3-8所示的倒檔齒輪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檔軸的中心距A’為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)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

即：（3-10）根據(jù)求得的De9

，再選擇適當?shù)凝X數(shù)（Z9）及采用變位齒輪，使齒頂圓De9符合式（3-10）。最后計算倒檔軸與第二軸的中心距。掛上倒檔時：10與8嚙合，同時9與7嚙合，9與8不嚙合，動力傳遞為：一軸-1-2-8-10-9-7-