第三章機(jī)械式變速器設(shè)計本章主要學(xué)習(xí)（1）變速器的基本設(shè)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）同步器的設(shè)計（5）各擋齒輪齒數(shù)的分配（6）變速器操縱機(jī)構(gòu)

1第一節(jié)概述第一節(jié)概述一、功用在不同的使用條件下，改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使發(fā)動機(jī)在最有利的工作范圍內(nèi)工作使汽車倒退行駛能夠分離發(fā)動機(jī)和傳動系間的聯(lián)系二、組成傳動機(jī)構(gòu)操縱機(jī)構(gòu)2三、分類第一節(jié)概述3

1、保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)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、傳動效率要高。

8、工作噪聲低。

9、尺寸小，質(zhì)量小，成本低，維修方便。四、設(shè)計要求第一節(jié)概述4第二節(jié)變速傳動機(jī)構(gòu)布置方案一、傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析1、兩軸式變速器多用于FF、RR型普通級和中級轎車結(jié)構(gòu)特點：（1）只有兩根軸（2）輸出軸一般與主減速器主動齒輪成一體（3）除倒檔外，其他檔均采用常嚙合齒輪傳動（4）同步器多裝在輸出軸上（5）各中間檔位均經(jīng)過一對齒輪傳遞動力第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案5第二節(jié)變速傳動機(jī)構(gòu)布置方案一、傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析1、兩軸式變速器與中間軸式變速器相比較：輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反。軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，容易布置；中間擋位傳動效率高，噪聲低；不能設(shè)置直接擋，高擋工作噪聲大，易損壞；受結(jié)構(gòu)限制，一擋速比不可能設(shè)計得很大；第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案6兩軸式變速器傳動方案輔助支承可提高軸的剛度，減少齒輪磨損和噪聲。倒擋傳動常用滑動齒輪，f圖為常嚙合齒輪；因為一擋主動齒輪尺寸小，同步器多裝在輸出軸上，高擋的同步器可以裝在輸入軸后端（圖d、e）；第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案72、中間軸式變速器第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案多用于FR、RR型客車第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體一般將第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端孔內(nèi)，兩軸軸線在同一直線上使用直接擋時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，傳動效率高，噪聲低，磨損少，壽命提高中間擋位可以獲得較大的傳動比高擋齒輪采用常嚙合齒輪傳動，低擋齒輪可以不采用常嚙合齒輪傳動除一擋以外的其它擋位，換擋機(jī)構(gòu)多采用同步器或嚙合套換擋（有的一擋也采用同步器或嚙合套換擋）各擋同步器或嚙合套多設(shè)置在第二軸上除直接擋外，其他擋位傳動效率較低特點：8中間軸式四擋變速器傳動方案a、c方案：第二軸為三點支承有四對常嚙合齒輪倒擋用直齒滑動齒輪換擋

a方案能提高中間軸和第二軸剛度b方案：第二軸為兩點支承高擋用常嚙合齒輪傳動一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案9中間軸式五擋變速器傳動方案第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案10中間軸式六擋變速器傳動方案傳動方案總結(jié)：軸的支承形式不一樣常嚙合齒輪對數(shù)不一樣，換檔方式不一樣倒檔傳動方案不一樣檔位布置位置順序不一樣第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案11兩軸式與中間軸式的比較第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案

形式兩軸式中間軸式結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度簡單復(fù)雜

工作噪聲低高傳動效率高低

傳動比范圍小大有無直接檔沒有有123、倒擋布置方案倒擋齒輪同時與兩個齒輪進(jìn)入嚙合齒輪應(yīng)力狀態(tài)差倒擋雙聯(lián)齒輪同時與兩個齒輪進(jìn)入嚙合齒輪應(yīng)力狀態(tài)得到改善能夠獲得較大的倒擋傳動比但兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換擋困難第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案133、倒擋布置方案中間軸上一、倒擋齒輪做成一體，齒寬加長全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更輕便第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案144、擋位的布置方案一、倒擋齒輪應(yīng)布置在靠近軸的支承處齒輪作用力大，軸的變形大，齒輪嚙合狀態(tài)變差，磨損加快且工作噪聲增加按順序布置各擋齒輪，既能保證軸的剛度，又便于裝配倒擋、一擋使用少，常將其布置在最靠近軸的支承處將倒檔布置在附加殼體內(nèi)，將一擋布置在變速器殼體支承處高擋齒輪布置在支承中部區(qū)域較為合理軸變形的偏轉(zhuǎn)角小，齒輪嚙合狀態(tài)較好，可以減少偏載。超速擋的傳動比小于1，僅在好路或空載時使用能充分利用發(fā)動機(jī)功率，減少發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)，磨損小，燃料消耗低與直接擋比較，傳動效率低、工作噪聲大

第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案15二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析1、齒輪形式第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案162、換檔機(jī)構(gòu)形式第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案17由于接合齒磨損、變速器軸剛度不足、振動等原因都會導(dǎo)致自動脫擋，這是變速器主要故障之一。使兩接合齒嚙合位置錯開約1~3mm，擠壓磨損形成凸肩；將嚙合套齒座齒厚切薄，齒后端面被齒座前端面頂住；將接合齒工作面加工成斜面，形成倒錐角；將接合齒的齒側(cè)加工成臺階形狀，也可以防止自動脫擋。第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案3、防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施1819第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案4、變速器軸承20圓錐滾子軸承直徑小、寬度大，負(fù)荷高，容量大；需要調(diào)整預(yù)緊度，裝配麻煩，且磨損后軸易歪斜；不適合用在線膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體上。滾針軸承摩擦損失小、傳動效率高；徑向配合間隙小、定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合用于齒輪與軸有相對運(yùn)動的地方；滑動軸套徑向配合間隙大、易磨損；間隙增大，齒輪的定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度下降，工作噪聲增加制造容易、成本低。

第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案4、變速器軸承21變速器對軸承的要求：結(jié)構(gòu)緊湊、尺寸小，否則布置困難；載荷變化大，工作時間長，要能承受高負(fù)荷，而且容量足夠大；有些軸承還要能承受軸向力。安裝位置軸承備注第一軸前端有密封圈的球軸承

徑向力第一軸后端軸承外圈有擋圈的球軸承無保持架的圓柱滾子軸承軸向力第二軸前端圓柱滾子軸承（內(nèi)腔尺寸足夠）滾針軸承（空間不足）

第二軸后端軸承外圈有擋圈的球軸承軸、徑向力中間軸前端圓柱滾子軸承，承受徑向力

中間軸后端外圈有擋圈的球軸承圓柱滾子軸承軸向力第二節(jié)變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案4、變速器軸承22第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇一、擋數(shù)增加擋數(shù)，可以改善汽車的動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性和平均車速；在傳動比范圍不變的條件下，擋數(shù)增加會使相鄰擋位之間的傳動比比值減小，使換擋容易；要求相鄰擋位傳動比比值在1.8以下，越小換擋越容易；高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值，要比低擋區(qū)的小。

但擋數(shù)增多，將使結(jié)構(gòu)復(fù)雜，輪廓尺寸和質(zhì)量加大，換擋頻率增高將增加換擋難度。乘用車4~5個擋位，排量大用5擋；貨車裝載量2.0~3.5t（5擋），4.0~8.0t（6擋）；多擋變速器用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇23二、傳動比范圍指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋傳動比是1.0（直接擋）或0.7~0.8（超速擋）；最低擋傳動比選取的影響因素有:汽車最大爬坡能力；驅(qū)動輪與路面間的附著力；主減速比；驅(qū)動輪的滾動半徑；發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩；汽車的最低穩(wěn)定行駛車速傳動比范圍：乘用車：3.0~4.5；輕型商用車：5.0~8.0；第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇24三、中心距A是指中間軸與第二軸或（輸入軸與輸出軸）軸線之間的距離。中心距的影響因素：變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量；輪齒的接觸應(yīng)力，齒輪壽命；布置軸承的方便性，殼體的強(qiáng)度；一擋小齒輪齒數(shù)（不能過少）；變速器長度，影響軸的剛度和齒輪的嚙合狀態(tài)。選取原則：在保證輪齒接觸強(qiáng)度等設(shè)計要求的前提下，盡量取小。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇25三、中心距A中間軸式變速器中心距的確定根據(jù)經(jīng)驗公式初選中心距：KA為中心距系數(shù)（乘用車8.9~9.3；商用車8.6~9.6；多擋變速器=9.5~11.0）；Temax（N·m）；變速器傳動效率ηg取96%。乘用車變速器中心距的確定可以根據(jù)發(fā)動機(jī)排量和A的統(tǒng)計數(shù)據(jù)進(jìn)行初選。排量越大，中心距越大。中心距的范圍（為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)）

乘用車：60~80mm商用車：80~170mm；總質(zhì)量小，則中心距也小。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇26四、變速器外形尺寸確定橫向尺寸的依據(jù)：齒輪直徑殼體壁厚及其與齒輪之間的間隙倒檔齒輪的布置換檔機(jī)構(gòu)形式和尺寸軸向尺寸的影響因素：擋數(shù)：乘用車四擋（3.0~3.4）A；商用車四擋（2.2~2.7）A；五擋（2.7~3.0）A；六擋（3.2~3.5）A。換擋機(jī)構(gòu)型式：同步器多時，取上限齒輪形式第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇27五、齒輪參數(shù)

1.模數(shù)齒輪模數(shù)選取的影響因素：第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇齒輪模數(shù)選取的一般原則對于轎車，減少噪聲有較大意義，因此應(yīng)選用小模數(shù)；對于貨車，減少質(zhì)量有較大意義，因此應(yīng)選用大模數(shù)；低檔齒輪用大模數(shù)，而高檔選用小模數(shù)；應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)（GB/T1357—1987）的規(guī)定。28嚙合套或同步器接合齒模數(shù)選取的原則從工藝方面考慮，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。從換擋方面考慮，選取較小的模數(shù)可使齒數(shù)增多，有利于換擋。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇模數(shù)的選用范圍（單位：mm)292.壓力角α是指齒輪在嚙合點所受正壓力方向與該點速度方向所形成的銳角。壓力角影響的因素：第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇30選取α的一般原則：轎車要加大重合度以降低噪聲，因此應(yīng)選用小壓力角常選取14.5°、15°、16°、16.5°等貨車要增大齒輪承載能力，因此應(yīng)選用大壓力角直齒輪28°時強(qiáng)度最佳；斜齒輪25°時強(qiáng)度最高符合國家標(biāo)準(zhǔn)的要求齒輪α=200；嚙合套或同步器接合齒α=300有些乘用車變速器齒輪采用兩種壓力角：高擋齒輪采用小壓力角以減少噪聲低擋和倒擋齒輪采用較大壓力角以增加強(qiáng)度第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇313.螺旋角β螺旋角選取的影響因素：螺旋角選取的一般原則：轎車變速器齒輪的螺旋角應(yīng)大于貨車的；大于300時，輪齒抗彎強(qiáng)度下降，因此低檔齒輪β應(yīng)小些，以15°-25°為宜；β增大時，接觸強(qiáng)度持續(xù)提高，因此高檔齒輪β應(yīng)大些；中間軸上的軸向力應(yīng)盡量抵消，以減輕軸承負(fù)荷。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇32中間軸上軸向力的平衡為了抵消中間軸上兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力，以減少軸承負(fù)荷，提高軸承壽命，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的；為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的,或只取兩種螺旋角；中間軸上全部齒輪一律取為右旋，第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋；一、倒擋設(shè)計為直齒時，中間軸上的軸向力不能抵消（一擋、倒擋使用很少，允許），而此時第二軸沒有軸向力作用。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇33軸向力：根據(jù)得到中間軸上兩斜齒輪軸向力平衡的條件：第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇中間軸上軸向力的平衡34螺旋角β的選用范圍當(dāng)各對齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因造成中心距不等時，可以通過調(diào)整螺旋角消除。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇354.齒寬b第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇選用范圍（通常根據(jù)模數(shù)來選定齒寬）36第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命；對于模數(shù)相同的各擋齒輪，低擋齒寬系數(shù)取的稍大一些。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇附加說明：375、齒輪變位系數(shù)的選取原則（1）齒輪變位的目的消除齒輪根切現(xiàn)象，提高抗彎強(qiáng)度；配湊中心距A；改善齒輪接觸強(qiáng)度，使傳動平穩(wěn)、耐磨損，并降低嚙合噪聲。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇38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。可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使其達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度相接近的程度。但不能同時增加一對齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。

（2）齒輪變位的分類第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇對齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，對齒數(shù)和少的齒輪副應(yīng)該采用正角度變位39高擋位的c均選用較小值，以獲得低噪聲傳動。隨著擋位降低，c應(yīng)該逐漸加大，以獲得高強(qiáng)度。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇（3）選取變位系數(shù)的原則總變位系數(shù)c（c=1+2）影響的因素c↓→齒根變薄→抗彎強(qiáng)度↓但輪齒剛度↓→噪聲↓c↑→接觸應(yīng)力↓→齒輪壽命↑40六、各檔齒輪齒數(shù)的分配初選A、m和以后，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)。為使齒面磨損均勻，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇1、確定一檔齒輪的齒數(shù)（已知ig、A、m(mn)、β）

i1=首先計算Zh=Z7+Z8

，再取整；其次分配Z7、Z8；41原則：盡可能使Z8取少，則Z7/Z8比值較大在i1已定的條件下，Z2/Z1就小，于是Z1可多取些齒，便于在Z1內(nèi)裝第二軸的前支承，并使齒輪輪輻有足夠的厚度?？紤]到第一軸軸承孔尺寸的限制，齒輪1的齒數(shù)不能過多。Z8的范圍：

Z8

=15~17（乘用車）

Z8=12~17（商用車）計算Z7=Zh-Z8第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇422、修正中心距A修正A的原因：

Zh被圓整過根據(jù)齒數(shù)和、變位系數(shù)重新計算A（精確到小數(shù)點后兩位）3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)Z1、Z2

根據(jù)上式求得Z1、Z2，進(jìn)行圓整。再重新核算傳動比（調(diào)整齒數(shù)即可）算出精確螺旋角

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇434、確定其它各檔的齒數(shù)設(shè)二檔齒輪為直齒，m與一檔齒輪相同，則

根據(jù)上式可求得Z5、Z6

齒數(shù)取整，計算中心距，若有偏差，通過變位調(diào)整。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇44設(shè)二檔為斜齒輪，且螺旋角為β6（未知），有：可求得Z5、Z6、β6；

齒數(shù)取整，核算傳動比和中心距，通過變位調(diào)整。其它各擋齒輪的齒數(shù)用同一方法確定

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇455、確定倒檔齒輪齒數(shù)（與上述相似，但要檢查運(yùn)動干涉問題）初選倒檔齒輪齒數(shù)，Z10=21~23。計算倒檔軸與中間軸的中心距：A1=

m

（

Z8+

Z10）/2為防止干涉，齒輪8和9的齒頂間隙不小于0.5mm，齒輪9的齒頂圓直徑最大為：De9=

2

A1–

De8–

1根據(jù)De9選擇合適的Z9、采取變位；最后計算倒檔軸與第二軸的中心距：A2=

m

（

Z7+

Z9）/2。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇46第四節(jié)變速器的設(shè)計與計算一、齒輪的損壞形式1、輪齒折斷（沖擊過載折斷和疲勞折斷）原因：大載荷沖擊、反復(fù)承載疲勞破壞2、齒面疲勞剝落（點蝕）原因：齒面相互擠壓使齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油壓力升高→裂縫擴(kuò)大→齒面表層有塊狀剝落形成麻點麻點會破壞齒形，加大誤差，增大動載荷→輪齒折斷3、移動換擋齒輪端部破壞原因：換擋時存在角速度差，端部承受沖擊4、齒面膠合第四節(jié)變速器的設(shè)計與計算47二、輪齒強(qiáng)度計算（由于使用條件、材料工藝相似，常用簡化公式計算）1、輪齒彎曲強(qiáng)度計算2、輪齒接觸應(yīng)力計算第四節(jié)變速器的設(shè)計與計算三、軸的強(qiáng)度和剛度計算軸的剛度不足影響的因素：會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，影響齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲軸的剛度大小的選取原則：以保證齒輪有正確的嚙合為前提步驟：先初選軸的直徑，然后對剛度和強(qiáng)度進(jìn)行驗算481、初選軸的直徑第二軸和中間軸中部（最大）直徑d≈0.45A；中間軸：d/L=0.16-0.18

；第二軸：d/L=0.18-0.21。（L是支承間距離）第一軸花鍵部分直徑d（mm）可按經(jīng)驗公式初選：經(jīng)驗系數(shù)K=4.0-4.6第四節(jié)變速器的設(shè)計與計算2、軸的剛度驗算軸在垂直面內(nèi)的撓度和水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角對齒輪工作影響最大。垂直面內(nèi)的撓度使齒輪中心距變化，破壞了齒輪的正確嚙合；水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻，磨損增大，壽命降低。

49軸在垂直面內(nèi)撓度的允許值[fc]=0.05-0.10mm；軸在水平面撓度的允許值為[fs]=0.10-0.15mm；齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002弧度；軸的全撓度

≤0.2mmabLFδf3、強(qiáng)度驗算

求出在垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計算相應(yīng)的彎矩Mc、Ms，繼而可以求出軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩同時作用下的應(yīng)力σ在低擋工作時，[σ]≤400N/mm2；第四節(jié)變速器的設(shè)計與計算50變速器設(shè)計實例車型：東方之子1.8L手動豪華車

主要參數(shù)：主減速比：4.782

最高時速：190km/h

最大扭矩：170Nm(4500r/min)

最大功率：95kw(5750r/min)

最高轉(zhuǎn)速：6000r/min

車輪滾動半徑：337.25mm

整車整備質(zhì)量:1543kg511、擋數(shù)乘用車一般采用4-5個擋位的變速器，本設(shè)計也采用5個檔位

2、傳動比(1)一擋傳動比代入數(shù)據(jù)，計算得igI

=3.85根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件52（2）其他擋傳動比超速擋傳動比一般為0.7-0.8，取igⅤ=0.75

中間擋的傳動比理論上按公比為：常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機(jī)參數(shù)的合理匹配,根據(jù)上式可得出：q=1.51。3、中心距初選中心距A，由經(jīng)驗公式確定多擋變速器：KA=9.5-11，取10，于是得出初始中心距A=77.08mm534、軸向尺寸轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸（3.0-3.4）A，貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)： 四檔(2.2-2.7)A

五檔(2.7-3.0)A

六檔(3.2-3.5)A本次設(shè)計采用5擋手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 3.5×77.08mm=269.5mm5、齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)在2.75≤mn≤3.0之間，取2.7554一擋直齒輪的模數(shù)可通過經(jīng)驗公式大致確定，通過計算，m=3轎車變速器螺旋角β大多介于25°-45°，又由于β>30°時其抗彎強(qiáng)度急劇下降，故取β=30°（2）壓力角α、螺旋角β壓力角α小有利于降低噪聲；壓力角大可提高抗彎強(qiáng)度與表面接觸強(qiáng)度；國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，故取α=20°6、各擋傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定

（1）確定一擋齒輪齒數(shù)一擋傳動比

Z9和Z10的齒數(shù)和Zh=2A/m=51.4取整得Zh=5155當(dāng)轎車變速器時，則，此處取Z10=16，則可得出Z9=35。將齒數(shù)和取整后中心距有了變化，則需修正（2）常嚙合齒輪副的齒數(shù)又因常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，則聯(lián)立可得Z1=19,Z2=34核算傳動比：與原傳動比3.85相差不多算出精確的螺旋角β，得出β=28°56（3）確定其他擋位的齒數(shù)二擋傳動比

為工藝簡單，中間軸上不同擋位齒輪螺旋角設(shè)計成一樣的，則聯(lián)立，解得Z7=31，Z8=22按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪五擋齒輪

57（4）確定倒擋齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒擋傳動比與一檔傳動比較為接近，則倒擋傳動比取3.7。中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數(shù)比一擋主動齒輪10略小，取倒擋軸齒輪Z13取21-23，此處取Z13=23。則可算出故可得出中間軸與倒擋軸的中心距倒擋軸與第二軸的中心距最后進(jìn)行校核……58第五節(jié)同步器設(shè)計一、慣性式同步器（一）鎖銷式同步器1、組成和結(jié)構(gòu)：摩擦元件——使轉(zhuǎn)速不同的兩個元件，通過摩擦作用迅速達(dá)到并保持同步；鎖止元件——防止同步前換入檔位；彈性元件——空擋時，使接合套保持在正確位置。第五節(jié)同步器設(shè)計外錐式鎖銷式同步器59第五節(jié)同步器設(shè)計2、工作原理：摩擦面接觸，鎖銷相對接合套轉(zhuǎn)動一個角度，占據(jù)鎖止位置。接合套和齒輪的轉(zhuǎn)速逐漸接近直到同步。

摩擦力矩消失，接合套將鎖銷向后撥動一個角度，進(jìn)入換檔位置。60結(jié)合套有無軸向移動摩擦力矩摩擦元件角速度差鎖止元件作用第一階段有從0—增加Δw≠0沒有作用到開始工作第二階段無有經(jīng)Δt,=0到Δw=0,不鎖止第三階段有，完成換擋消失Δw=0不作用第五節(jié)同步器設(shè)計鎖銷式同步器：零件數(shù)量少，轉(zhuǎn)矩容量大軸向尺寸長多用于總質(zhì)量大于6t的貨車變速器61（二）鎖環(huán)式同步器換擋時，嚙合套帶動滑塊和鎖環(huán)移動，鎖環(huán)錐面與齒輪錐面接觸；錐面上的摩擦力矩使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，鎖止面相抵觸，同步器處于鎖止?fàn)顟B(tài)；摩擦力矩使齒輪與鎖環(huán)迅速同步，期間摩擦力矩總是大于撥環(huán)力矩，防止掛檔；同步后，摩擦力矩消失，撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，解除鎖止?fàn)顟B(tài)，完成同步換擋。第五節(jié)同步器設(shè)計62二、同步器主要參數(shù)的確定1、摩擦因數(shù)f對同步環(huán)的要求：使用壽命長、材料的摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定影響摩擦因數(shù)的因素：材料、工作面表面粗糙度、潤滑油種類、溫度等材料：黃銅合金，在油中工作的摩擦因數(shù)取為0.1表面粗糙度：保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化??；該值大，則在使用初期會損壞同步環(huán)錐面第五節(jié)同步器設(shè)計

摩擦因數(shù)大，則換擋省力或同步時間縮短632、鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定接近尺寸b：摩擦錐面相接觸但接合套還沒有相對滑塊軸向 移動時，接合套與鎖環(huán)接合齒倒角間的軸向距離分度尺寸a：滑塊與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時，接合套接合齒與鎖 環(huán)接合齒中心線間的距離a和b是保證同步器處于正確鎖止位置的重要尺寸。尺寸b應(yīng)大于零，取b=0.2-0.3mm尺寸a應(yīng)等于1/4接合齒齒距第五節(jié)同步器設(shè)計64滑塊轉(zhuǎn)動距離c：滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)轉(zhuǎn)動的距離，它影響分度尺寸a；

它與滑塊寬度d、缺口寬度尺寸E有如下關(guān)系：E=d+2c；

c與接合齒齒距t的關(guān)系：

R1——鎖環(huán)缺口外半徑

R2——鎖環(huán)接合齒分度圓半徑第五節(jié)同步器設(shè)計65滑塊端隙δ1：空擋位置時，滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間 隙；接合套端面與鎖環(huán)端面的間隙為δ2。要求δ2＞δ1（即b＞0），否則同步器失去鎖止作用通常取δ1=0.5mm左右后備行程δ3

：鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面之間的間隙δ3為零，摩擦錐面間將會失去摩擦力矩一般應(yīng)取δ3=1.2-2.0mm空擋位置處，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應(yīng)保持在0.2-0.5mm

第五節(jié)同步器設(shè)計663、同步環(huán)主要尺寸的確定（1）同步環(huán)錐面螺紋槽的尺寸螺紋槽頂部窄一些，則刮油效果好；但過窄會使磨損加快不宜過大，齒頂磨損后摩擦因數(shù)降低較多，換擋費(fèi)力；螺紋槽大一些，便于儲存刮下來的油，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。軸向泄油槽通常為6~12個，槽寬3~4mm。

輕、中型汽車總質(zhì)量大些的貨車第五節(jié)同步器設(shè)計67（2）錐面半錐角αα越小，摩擦力矩越大；但α過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖避免自鎖的條件是tgα≥f

。一般取α=6°~8°（3）摩擦錐面平均半徑RR越大，則摩擦力矩越大；原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些；R會受到中心距A和相關(guān)零件尺寸（如：同步環(huán)徑向厚度）和布置的限制；（4）錐面工作長度bb小，可縮短變速器軸向長度，但減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。第五節(jié)同步器設(shè)計68（5）同步環(huán)徑向厚度

受結(jié)構(gòu)布置的限制（中心距A、錐面平均半徑R等），不易取厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度；乘用車同步環(huán)厚度較貨車小

（6）鎖止角β正確選擇β，可以保證只有在同步時才能進(jìn)行換擋；選取β的影響因素：f、R、α和鎖止面平均半徑r。β在26°~42°范圍內(nèi)變化。

第五節(jié)同步器設(shè)計69（7）同步時間同步時間越短越好影響因素包括：同步器的結(jié)構(gòu)尺寸轉(zhuǎn)動慣量接合零件的角速度差摩擦錐面上的軸向力軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型 要求作用到手柄上的力也不相同。同步時間：

乘用車：高擋0.15~0.30s，低擋0.50~0.80s；

貨車：高擋0.30~0.80s，低擋1.00~1.50s。

第五節(jié)同步器設(shè)計701、摩擦力矩和同步時間的計算ωe——發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)動角