第三章机械式变速器设计
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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。
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
两轴式变速器
根据 轴的 形式
固定轴式 中间轴式变速器
旋转轴式
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。
7.材料及热处理
– 材料：一般齿轮和轴选同一种材料 20CrMnTi 20Mn2TiB
七、各挡齿轮齿数的分配
在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以 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。下面以图318所示四挡变速器为例，说明分配齿数的 方法。
1．确定一挡齿轮的齿数
一挡传动比
如果z7和 z8的齿i1 数zz确21 zz定87 了，（则3z-21与）
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。
– 高挡：以降低噪声为目的，总变位系数选取较小值。 – 低挡：以提高轮齿强度为目的，选较大值。
6.齿顶高系数 规定齿顶高系数取1.0。 细高齿制的齿顶高系数还没有统一的标准。
z1的传动比可求出。为了求z7、 z8的齿
数，先求其齿数和zh
直齿Zh
2A m
斜齿Zh
2 A c os mn
（3-2）
计算后取zh为整数，然后进行大、小
齿轮齿数的分配。
乘用车中间轴式变速器一
挡齿轮齿数z8可在15～17 之间选取；货车z8可在 12～17之间选取。一挡大
齿轮齿数用z7=zh-z8计算 求得。
轮齿上的作用力Fn
1. Fn2 = -Fn1
2. Fn2的分解
因为两轴平行，所以：
Fa1
Fr 2 = - Fr1 Ft2 = - Ft1 Fa2 = - Fa1
3. 平面法表示分力的方向
以齿轮1为研究对象 Z1
Fr2
Ft1
n1
Fa2
Fr1 Ft2
n2
Z2
课堂 练习：
画图表示齿轮1和2的分力的方向
n1
Fa2
1）首先分析已知条件
Ft2
2）绘出 n2 , β2
n2
3）再绘出各分力的方向
Z1
Fr2 Ft1 Fa1
Fr1
问： Z2 三个齿轮啮合，
其受力图如何画?
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：
4．确定其它各挡的齿数
若二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿 轮相同时，则得
i2
z2 z5 z1 z6
（3-5）
A m(z5 z6 ) 2
（3-6）
解两方程式求出z5、z6。用取整数 后的z5、z6计算中心距，若与中心距A有 偏差，通过齿轮变位来调整。
– 乘用车取α< 20°，降低噪声 – 货车α> 20°，承载强
3．螺旋角β
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。
– 要求：中间轴上的轴向力平衡（齿轮一律右旋）
– 选取范围：
–
中间轴式变速器 22°～34°
–
两轴式变速器 20°～25°
第三章 机械式变速器设计
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）变速器传动机构布置方案； （3）变速器主要参数的选择 ； （4）变速器的设计与计算 ； （5）同步器的设计 ； （6）变速器操纵机构 。
第一节 概述
变速器用来改变发动机传到驱轮上的转矩 和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车 获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在 最有利的工况范围内工作。变速器由变速传 动机构和操纵机构组成。
两轴式变速器传动方案
两轴式变速器的特点 两轴式变速器传动方案
两轴五挡变速器传动简图
三轴五挡变速器传动简图
中间轴式变速器
四挡 特点？
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； (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、倒挡以外，其他 挡位采用同步器或啮合套换挡。
超速档 0.7~0.8
三、中心距A
对变速器的尺寸、 体积、质量有很大 影响，要保证齿轮 有足够的接触强度
三、中心距A 初选中心距A时，可根据经验公式计算
A K A 3 Te maxi1 g
式中，KA为中心距系数，乘用车：KA=8.9～9.3，货车： KA=8.6～9.6，多挡变速器：KA=9.5～11.0。
Fa1=Fn1tanβ1
Fa2=Fn2tanβ2
由于，为使两轴向力平衡，必须满
足
tan 1 r1
tan 2 r2
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。
斜齿轮螺旋角选用范围： 乘用车变速器： 两轴式为20°～25° 中间轴式为22°～34° 货车变速器：18°～26°
轴向力：Fa1 用右手定则（当β1为右旋时) 或左手定则（当β1为左旋时)
Fr1
Fa
n1 1
Fn
n1
Ft1
β
Fn1'
d1 o1 T1
Fa的方向: 对主动轮 用右手定则（当β为右旋时) 或左手定则（当β为左旋时)
当前，已知右旋,n1顺时针, 于是，右手定则:
将齿轮放入手心, 四指即n设计要求： 1）保证汽车有必要的动力性和经济性。 2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。 3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 4）设置动力输出装置。 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。
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。
零部件结构方案分析
2．换挡机构形式 直齿滑动齿轮 啮合套 同步器
目前，乘用车一般用4～5个挡位变速器， 货车变速器采用4～ 5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。
乘用车 货、大客 越野、牵引车
ig 3.0~4.5 5.0~8.0 10~20
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。
乘用车变速器的中心距在65～80mm范围内变化，而货车的 变速器中心距在80～170mm范围内变化。
四、外形尺寸
变速器前端面到后端面的距离L，对传动轴的夹 角、传动轴的长度、质量有影响，与挡数、换挡方 式有关系，同步器长则轴向尺寸长。
商用 车
乘用 车
四挡 五挡 六挡 四挡
（2.2～2.7）A （2.7～3.0）A （3.2～3.5）A （3.0～3.4）A
（3-3）
常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即
A mn (z1 z2 )
2 c os
（3-4）
解方程式（3-3）和式（3-4）求z1与z2，求出的z1、z2都应取整数； 然后核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿
数即可；最后根据所确定的齿数，按式（3-4）算出精确的螺旋角值。
换挡机构形式
零部件结构方案分析
2．换挡机构形式
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。
1.啮合套换挡传动 强度比移动齿轮式 大，移动距离小， 也提高了换挡时的 抗冲击能力。 2. 可以采用斜齿轮。 3.润滑空转的齿轮。 4.啮合套换挡结构 比较复杂，而且没 有解决换挡时的同 步问题。 5.啮合套换挡一般 用于转矩较大，对 换挡过程没有严格 要求的机械上，如 推土机等。
图3-18 四挡变速器传动方案
2．对中心距A进行修正
因为计算齿数和zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取 定的zh和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各 挡齿轮齿数分配的依据。
3．确定常啮合传动齿轮副的齿数
由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比
Z2 Z1
i1
Z8 Z7
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。
对于乘用车，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。
Fr1
Fn
n1
Ft1
Fa1 β
n1
Fn1'
d1 01 T1
（2）各分力的大小及方向：
圆周力
Ft
2T1 d1
方向：“主反从
同” 径向力 Fr
Ft tann cos
方向：由作用点指向轮心
轴向力 Fa Ft tan
方向：对主动轮用 左/右手定则
Fr1
Fa
n1 1 d1 01 T1
Fn
n1
Ft1
β
Fn1'
零部件结构方案分析
2．换挡机构形式
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。
零部件结构方案分析
2．换挡机构形式 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。
图3-7 中间轴轴向力的平衡
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。
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4.5～8.0 斜齿：b=Kcmn，K c取为6.0～ 8.5 啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm。 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
五、轴的直径
中间轴式变速器的第二 轴和中间轴中部直径 d≈0.45A，轴的最大直径d和 支承间距离L的比值，对中 间轴，d/L≈ 0.16～0.18，对 第二轴，d/L≈ 0.18～0.21。
第一轴花键直径d（mm） 可按下式初选
d K 3 Te max
式中：K为经验系数， K=4.0～4.6；Temax为发动机 最大转矩（N·m）。
–
货车变速器18°～26°
轮齿上的作用力Fn
以小齿轮为受力体
1. Fn1的分解
该力为空间力系, 用二次投影法分解: a.法面内 b.水平面内
Fr1
Fa
n1 1 d1 01 T1
Fn1
n
Ft1
β
Fn1'
主动轮
轮齿上的作用力Fn
（1）各分力的方向： 径向力：Fr1指向O1轴心； 圆周力：Ft1与n1反向；
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、普通级乘用车 中级乘用车 中型货车 重型货车
2.25～2.75
2.75～3.00 3.5～4.5 4.5～6.0
2．压力角α
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。
•压力角α多取20°
中间轴式变速器的特点
中间轴式四挡变速器传动方案
两轴式与中间轴式的比较：
形式 结构复杂程度
工作噪声 传动效率 传动比范围 有无直接挡
两轴式 简单 低 高 小 没有
中间轴式 复杂 高 低 大 有
复习
第三章 机械式变速器设计
两 轴 式 变 速 器 传 动 方 案
复习
中 间 轴 式 四 挡 变 速 器 传 动 方 案
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
两轴式变速器
根据 轴的 形式
固定轴式 中间轴式变速器
旋转轴式
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。
7.材料及热处理
– 材料：一般齿轮和轴选同一种材料 20CrMnTi 20Mn2TiB
七、各挡齿轮齿数的分配
在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以 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。下面以图318所示四挡变速器为例，说明分配齿数的 方法。
1．确定一挡齿轮的齿数
一挡传动比
如果z7和 z8的齿i1 数zz确21 zz定87 了，（则3z-21与）
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。
– 高挡：以降低噪声为目的，总变位系数选取较小值。 – 低挡：以提高轮齿强度为目的，选较大值。
6.齿顶高系数 规定齿顶高系数取1.0。 细高齿制的齿顶高系数还没有统一的标准。
z1的传动比可求出。为了求z7、 z8的齿
数，先求其齿数和zh
直齿Zh
2A m
斜齿Zh
2 A c os mn
（3-2）
计算后取zh为整数，然后进行大、小
齿轮齿数的分配。
乘用车中间轴式变速器一
挡齿轮齿数z8可在15～17 之间选取；货车z8可在 12～17之间选取。一挡大
齿轮齿数用z7=zh-z8计算 求得。
轮齿上的作用力Fn
1. Fn2 = -Fn1
2. Fn2的分解
因为两轴平行，所以：
Fa1
Fr 2 = - Fr1 Ft2 = - Ft1 Fa2 = - Fa1
3. 平面法表示分力的方向
以齿轮1为研究对象 Z1
Fr2
Ft1
n1
Fa2
Fr1 Ft2
n2
Z2
课堂 练习：
画图表示齿轮1和2的分力的方向
n1
Fa2
1）首先分析已知条件
Ft2
2）绘出 n2 , β2
n2
3）再绘出各分力的方向
Z1
Fr2 Ft1 Fa1
Fr1
问： Z2 三个齿轮啮合，
其受力图如何画?
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：
4．确定其它各挡的齿数
若二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿 轮相同时，则得
i2
z2 z5 z1 z6
（3-5）
A m(z5 z6 ) 2
（3-6）
解两方程式求出z5、z6。用取整数 后的z5、z6计算中心距，若与中心距A有 偏差，通过齿轮变位来调整。
– 乘用车取α< 20°，降低噪声 – 货车α> 20°，承载强
3．螺旋角β
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。
– 要求：中间轴上的轴向力平衡（齿轮一律右旋）
– 选取范围：
–
中间轴式变速器 22°～34°
–
两轴式变速器 20°～25°
第三章 机械式变速器设计
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）变速器传动机构布置方案； （3）变速器主要参数的选择 ； （4）变速器的设计与计算 ； （5）同步器的设计 ； （6）变速器操纵机构 。
第一节 概述
变速器用来改变发动机传到驱轮上的转矩 和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车 获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在 最有利的工况范围内工作。变速器由变速传 动机构和操纵机构组成。
两轴式变速器传动方案
两轴式变速器的特点 两轴式变速器传动方案
两轴五挡变速器传动简图
三轴五挡变速器传动简图
中间轴式变速器
四挡 特点？
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； (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、倒挡以外，其他 挡位采用同步器或啮合套换挡。
超速档 0.7~0.8
三、中心距A
对变速器的尺寸、 体积、质量有很大 影响，要保证齿轮 有足够的接触强度
三、中心距A 初选中心距A时，可根据经验公式计算
A K A 3 Te maxi1 g
式中，KA为中心距系数，乘用车：KA=8.9～9.3，货车： KA=8.6～9.6，多挡变速器：KA=9.5～11.0。
Fa1=Fn1tanβ1
Fa2=Fn2tanβ2
由于，为使两轴向力平衡，必须满
足
tan 1 r1
tan 2 r2
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。
斜齿轮螺旋角选用范围： 乘用车变速器： 两轴式为20°～25° 中间轴式为22°～34° 货车变速器：18°～26°
轴向力：Fa1 用右手定则（当β1为右旋时) 或左手定则（当β1为左旋时)
Fr1
Fa
n1 1
Fn
n1
Ft1
β
Fn1'
d1 o1 T1
Fa的方向: 对主动轮 用右手定则（当β为右旋时) 或左手定则（当β为左旋时)
当前，已知右旋,n1顺时针, 于是，右手定则:
将齿轮放入手心, 四指即n设计要求： 1）保证汽车有必要的动力性和经济性。 2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。 3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 4）设置动力输出装置。 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。
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。
零部件结构方案分析
2．换挡机构形式 直齿滑动齿轮 啮合套 同步器
目前，乘用车一般用4～5个挡位变速器， 货车变速器采用4～ 5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。
乘用车 货、大客 越野、牵引车
ig 3.0~4.5 5.0~8.0 10~20
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。
乘用车变速器的中心距在65～80mm范围内变化，而货车的 变速器中心距在80～170mm范围内变化。
四、外形尺寸
变速器前端面到后端面的距离L，对传动轴的夹 角、传动轴的长度、质量有影响，与挡数、换挡方 式有关系，同步器长则轴向尺寸长。
商用 车
乘用 车
四挡 五挡 六挡 四挡
（2.2～2.7）A （2.7～3.0）A （3.2～3.5）A （3.0～3.4）A
（3-3）
常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即
A mn (z1 z2 )
2 c os
（3-4）
解方程式（3-3）和式（3-4）求z1与z2，求出的z1、z2都应取整数； 然后核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿
数即可；最后根据所确定的齿数，按式（3-4）算出精确的螺旋角值。
换挡机构形式
零部件结构方案分析
2．换挡机构形式
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。
1.啮合套换挡传动 强度比移动齿轮式 大，移动距离小， 也提高了换挡时的 抗冲击能力。 2. 可以采用斜齿轮。 3.润滑空转的齿轮。 4.啮合套换挡结构 比较复杂，而且没 有解决换挡时的同 步问题。 5.啮合套换挡一般 用于转矩较大，对 换挡过程没有严格 要求的机械上，如 推土机等。
图3-18 四挡变速器传动方案
2．对中心距A进行修正
因为计算齿数和zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取 定的zh和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各 挡齿轮齿数分配的依据。
3．确定常啮合传动齿轮副的齿数
由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比
Z2 Z1
i1
Z8 Z7
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。
对于乘用车，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。
Fr1
Fn
n1
Ft1
Fa1 β
n1
Fn1'
d1 01 T1
（2）各分力的大小及方向：
圆周力
Ft
2T1 d1
方向：“主反从
同” 径向力 Fr
Ft tann cos
方向：由作用点指向轮心
轴向力 Fa Ft tan
方向：对主动轮用 左/右手定则
Fr1
Fa
n1 1 d1 01 T1
Fn
n1
Ft1
β
Fn1'
零部件结构方案分析
2．换挡机构形式
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。
零部件结构方案分析
2．换挡机构形式 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。
图3-7 中间轴轴向力的平衡
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。
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4.5～8.0 斜齿：b=Kcmn，K c取为6.0～ 8.5 啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm。 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
五、轴的直径
中间轴式变速器的第二 轴和中间轴中部直径 d≈0.45A，轴的最大直径d和 支承间距离L的比值，对中 间轴，d/L≈ 0.16～0.18，对 第二轴，d/L≈ 0.18～0.21。
第一轴花键直径d（mm） 可按下式初选
d K 3 Te max
式中：K为经验系数， K=4.0～4.6；Temax为发动机 最大转矩（N·m）。
–
货车变速器18°～26°
轮齿上的作用力Fn
以小齿轮为受力体
1. Fn1的分解
该力为空间力系, 用二次投影法分解: a.法面内 b.水平面内
Fr1
Fa
n1 1 d1 01 T1
Fn1
n
Ft1
β
Fn1'
主动轮
轮齿上的作用力Fn
（1）各分力的方向： 径向力：Fr1指向O1轴心； 圆周力：Ft1与n1反向；
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、普通级乘用车 中级乘用车 中型货车 重型货车
2.25～2.75
2.75～3.00 3.5～4.5 4.5～6.0
2．压力角α
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。
•压力角α多取20°
中间轴式变速器的特点
中间轴式四挡变速器传动方案
两轴式与中间轴式的比较：
形式 结构复杂程度
工作噪声 传动效率 传动比范围 有无直接挡
两轴式 简单 低 高 小 没有
中间轴式 复杂 高 低 大 有
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第三章 机械式变速器设计
两 轴 式 变 速 器 传 动 方 案
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中 间 轴 式 四 挡 变 速 器 传 动 方 案