汽车变速器设计

对于轿车，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。 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、普通级轿车
2.25～2.75
中级轿车
2.75～3.00
中型货车
3.5～4.5
重型货车
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。 对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小 些的压力角。 对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。 啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力 角。 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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高 低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿 轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。
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。
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。 三挡变速器 根据前 进挡数 四挡变速器 五挡变速器 多挡变速器
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：
Fa1=Fn1tanβ1 Fa2=Fn2tanβ2
斜齿轮螺旋角选用范围： 轿车变速器： 两轴式为20°～25° 中间轴式为22°～34° 货车变速器：18°～26°
凡采有常啮合齿轮传动 的挡位，其换挡方式可 以用同步器或啮合套来 实现。同一变速器中， 挡位高的用同步器换挡， 挡位低的用啮合套换挡。
图3-3 中间轴式五挡变速器传动方案
中间轴式变速器的特点
图3-4为中间轴式六挡变速器传动方案。图3-4a所示方案中的一挡、 倒挡和图3-4b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均匀常 啮合齿轮。 常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。 同一变速器中，一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。
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。
目前，轿车一般用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。 目前轿车的传动比范围在3～4之间，轻型货车在5～6之间， 其它货车则更大。
由于，为使两轴向力ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ衡，必须满
足
式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴 tan 1 r 1 向力；Fn1、Fn2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆 tan 2 r2 周力；r1、r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴 传递的转矩。 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。 选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽 减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。 选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿 齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 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
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）各种形式变速器的特点； （3）变速器主要参数的选择 ； （4）齿轮变位系数的选择原则 ；
（5）各挡齿轮齿数的分配 ；
（6）变速器操纵机构 。
第三章 机械式变速器设计
• • • • 第一节 第二节 第三节 第四节 概述 变速器传动机构布置方案 变速器主要参数的选择 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。 变速器的基本设计要求： 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。
3．变速器轴承
变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子
轴承、滑动轴套等。 第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若 空间不足则采用滚针轴承。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直 径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。 滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求 两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量 大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后 轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。
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：
式中：K为经验系数，K=4.0～4.6； Temax为发动机最大转矩（N· m）。
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。
图3-6 发动机纵置时两轴式变速器结构图
机械式变速器的传动效率与所选用的 传动方案有关，包括传递动力时处于工作 状态的齿轮对数、每分钟转数、传递的功
率、润滑系统的有效性、齿轮和壳体等零
件的制造精度等。
二、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。 2．换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。 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。 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。 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。 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。
为了缩短变速器
轴向长度，倒挡传动
采用图3-5g所示方案 。缺点是一、倒挡各 用一根变速器拨叉轴 ，使变速器上盖中的 操纵机构复杂一些。
图3-5 倒挡布置方案
图3-6为发动机纵置 时两轴式变速器结构图。其 特点是高挡同步器布置在输 入轴上，而低挡同步器布置 在输出轴上。为提高轴的刚 度，增加了中间支承。 高挡布置在靠近轴的支 承中部区域较为合理，在该 区域因轴的变形而引起的齿 轮偏转角较小，齿轮保持较 好的啮合状态，能提高齿轮 寿命。
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 T e max
当变速器选用的常啮合齿轮对 数和同步器多时，应取给出范围的 上限。
图3-1为发动机前置前轮驱 动轿车的两轴式变速器传动方 案。其特点是：变速器输出轴 与主减速器主动齿轮做成一体； 多数方案的倒挡传动常用滑动 齿轮，其它挡位均用常啮合齿 轮传动。图3-1f中的倒挡齿轮 为常啮合齿轮，并用同步器换 挡；图3-1d所示方案的变速器 有辅助支承，用来提高轴的刚 度。
图3-1 两轴式变速器传动方案
固定轴式应用广泛，其 中两轴式变速器多用于发动 机前置前轮驱动的汽车上， 中间轴式变速器多用于发动 机前置后轮驱动的汽车上。 旋转轴式主要用于液力机械 式变速器。
固定轴式 根据轴 的形式 旋转轴式
两轴式变速器 固定轴式
中间轴式变速器
双中间轴式变速器 多中间轴式变速器
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。
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（2～4）m m。 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、 接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。
图3-2 中间轴式四挡变速器传动方案
中间轴式变速器的特点
图3-3为中间轴式五挡变速器传动方案 。图3-3a所示方案，除 一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图33b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图3-3d所示 方案中的倒挡和超速挡安装在副箱体内，可以提高轴的刚度、减少齿 轮磨损和降低工作噪声。
A K A 3 T e max i1 g
式中，KA为中心距系数，轿车：KA=8.9～9.3，货车：KA=8.6～9.6，多挡变 速器：KA=9.5～11.0。 轿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
轿车四挡变速器壳体的轴向尺 寸为（3.0～3.4）A。货车变速器 壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参 考下列数据选用： 四挡 五挡 六挡 （2.2～2.7）A （2.7～3.0）A （3.2～3.5）A
图3-4 中间轴式六挡变速器传动方案
倒挡布置方案
图3-5为常见的倒挡布置方案。图3-5b方案的优点是倒挡利用了一挡 齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡 困难。图3-5c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 3-5d方案对3-5c的缺点做了修改。图3-5e所示方案是将一、倒挡齿轮做 成一体，将其齿宽加长。图3-5f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的 齿轮，挡换更为轻便。
三、中心距A
对中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。 变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、 轮齿的接触强度有影响。 中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许 中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。 初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算
两轴式变速器传动动画演示
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) 除一挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换 挡； (5)除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低。 图3-2中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别为图3-2a、b所示方案有 四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡，图3-2c所示传动方案的二、三、四 挡用常啮合齿轮传动，而一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡。