chap3-机械式变速器设计-1106课件.ppt

1、汽车工程系chap3 chap3 机械式变机械式变速器设计速器设计第一节第一节 概述概述功用改变转矩、转速中断动力传递使汽车获得倒退行驶能力具有动力输出功能组成操纵机构传动机构第一节第一节 概述概述设计要求保证汽车有必要的动力性和经济性设置空档，用来切断动力设置倒档，使汽车能倒退行驶设置动力输出装置，需要时能进行功率输出换档迅速、省力、方便工作可靠，无跳档、乱档、换档冲击现象传动效率要高工作噪声低轮廓尺寸和质量小，成本低，维修方便第一节第一节 概述概述分类 变 速 器 三挡变速器 五挡变速器 中间轴式 两轴式 旋转轴式 固定轴式 四挡变速器 多挡变速器 多中间轴式 双中间轴式 第二节第二节 变

2、速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1、两轴式变速器（图3-9）与中间轴式变速器相比较：输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。轴和轴承数少，结构简单，轮廓尺寸小，易布置；中间挡位传动效率高，噪声低；不能设置直接挡，高挡工作噪声大，易损坏；受结构限制，一挡速比不可能设计得很大；多用于FF布置形式。第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1、两轴式变速器d图方案有辅助支承，可提高轴的刚度，减少齿轮磨损和噪声。倒挡传动常用滑动齿轮，f图为常啮合齿轮；因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器多装在输出轴上，高挡的同步器可以装在输入轴后端（

3、图d、e）；第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析2、中间轴式变速器第一轴与第二轴的布置与支承（图3-12）；使用直接挡直接挡时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，传动效率高，噪声低，磨损少，寿命提高；中间挡中间挡位可以获得较大的传动比；高挡齿轮采用常啮合齿轮传动，低挡齿轮可以不采用常啮合齿轮传动；除一挡以外的其它挡位，换挡机构多采用同步器或啮合套换挡；有的一挡也采用同步器或啮合套换挡；各挡同步器或啮合套多设置在第二轴上。 第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析2、中间轴式变速器四档a、c方案：第二轴为三点支承；

4、有四对常啮合齿轮；倒挡用直齿滑动齿轮换挡； a方案能提高中间轴和第二轴刚度。 b方案：第二轴为两点支承。高挡用常啮合齿轮传动；一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡；倒挡齿轮是双联齿轮。第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析2、中间轴式变速器五档第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析2、中间轴式变速器六档第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析2、中间轴式变速器总结轴的支承形式不一样；常啮合齿轮对数不一样，换档方式不一样；倒档传动方案不一样；档位布置位置顺序不一样。第二节第二节

5、 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析3、倒挡布置方案倒挡齿轮同时与两个齿轮进入啮合；齿轮应力状态差。倒挡双联齿轮同时与两个齿轮进入啮合；齿轮应力状态得到改善；能够获得较大的倒挡传动比 ；但两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析3、倒挡布置方案滑动二轴一档齿轮进行换挡，换档容易；换档的方向不同。第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析3、倒挡布置方案中间轴上一、倒挡齿轮做成一体，齿宽加长 ；全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更轻便。 第二节第二节

6、变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析3、倒挡布置方案倒档轴位置与受力分析倒挡齿轮位于一二轴中心线右侧，倒挡轴受力较小；倒挡位置最好单独设置，便于挂倒挡。第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析4、档位的布置方案倒挡齿轮应布置在靠近轴的支承处；齿轮作用力大，轴的变形大，齿轮啮合状态变差，磨损加快且工作噪声增加；按顺序布置各挡齿轮，既能保证轴的刚度，又便于装配；倒挡使用的少，常将一挡布置在最靠近轴的支承处；可以设置附加壳体，将一、倒挡布置在支承的两侧。高挡齿轮布置在支承中部区域较为合理；常用挡位的轮齿常因接触应力过高而造成表

7、面点蚀损坏。轴变形的偏转角小，齿轮啮合状态较好，可以减少偏载。 超速挡的传动比小于1，仅在好路或空载时使用；充分利用发动机功率，减少发动机转数，磨损小，燃料消耗低；与直接挡比较，传动效率低、工作噪声大。 第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析5、超速挡能够更充分地利用发动机功率，使汽车行驶1km所需发动机曲轴转数减少，有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗，但与直接当相比，会使传动效率降低、工作噪声增加。第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析6、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

8、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第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析1、齿轮形式第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析2、换挡机构形式第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析3、自动脱档的原因及应对措施原因：接合齿磨损/变速器轴刚度不足/振动措施：使接合齿端部超过被接合齿约13mm，挤压磨损形成凸肩；将啮合套齿座齿厚切薄，齿后端面被齿座前端面顶住；将接合齿工作面加工成斜面，形成倒锥角；将接合齿的齿侧加工成台阶形状，也可以防止自动脱挡。第二

9、节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析4、变速器轴承要求：结构紧凑、尺寸小，否则布置困难；载荷变化大，工作时间长，要能承受高负荷，而且容量足够大；有些轴承还要能承受轴向力。安装位置轴承备注第一轴前端有密封圈的球轴承 第一轴后端轴承外圈有挡圈的球轴承无保持架的圆柱滚子轴承轴向力第二轴前端圆柱滚子轴承滚针轴承 第二轴后端轴承外圈有挡圈的球轴承轴向力中间轴前端圆柱滚子轴承 中间轴后端外圈有挡圈的球轴承圆柱滚子轴承轴向力第二节第二节 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析4、变速器轴承圆锥滚子轴承直径小、宽度大，负荷高，容量大；需要调整

10、预紧度，装配麻烦，且磨损后轴易歪斜；不适合用在线膨胀系数较大的铝合金壳体上。滚针轴承摩擦损失小、传动效率高；径向配合间隙小、定位及运转精度高，有利于齿轮啮合；用于齿轮与轴有相对运动的地方；滑动轴套径向配合间隙大、易磨损；间隙增大，齿轮的定位和运转精度下降，工作噪声增加。制造容易、成本低。 第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择一、挡数增加挡数，可以改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速；在传动比范围不变的条件下，挡数增加会使相邻挡位之间的传动比比值减小，使换挡容易；要求相邻挡位传动比比值在1.8以下，该值越小换挡越容易；高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡区的小。 但挡数增

11、多，将使结构复杂，轮廓尺寸和质量加大，换挡频率增高将增加换挡难度。乘用车45个挡位，排量大用5挡；货车装载量2.03.5t（5挡），4.08.0t（6挡）；多挡变速器用于总质量大些的货车和越野汽车上。 第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择二、传动比范围指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡传动比是1.0（直接挡）或0.70.8（超速挡）；最低挡传动比选取的影响因素有:汽车最大爬坡能力；驱动轮与路面间的附着力；主减速比；驱动轮的滚动半径；汽车的最低稳定行驶车速。传动比范围：乘用车：3.04.5；轻型商用车：5.08.0；其它商用车辆更大第三节第三节 变速器主要参数的选

12、择变速器主要参数的选择三、中心距A是指中间轴与第二轴或（输入轴与输出轴）轴线之间的距离。中心距选取的影响因素：中心距小，则变速器的外形尺寸和质量小；但中心距越小，轮齿的接触应力越大；中心距小，布置轴承不方便，壳体强度差；中心距小，一挡小齿轮齿数可能过少；中心距过小，为保证强度会使变速器长度增加，影响轴的刚度和齿轮的啮合状态。应当在保证轮齿接触强度等设计要求的前提下，尽量取小。第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择三、中心距A中间轴式变速器中心距的确定根据经验公式初选中心距：KA为中心距系数（乘用车8.99.3；商用车8.69.6；多挡变速器=9.511.0）；Temax（Nm）

13、；变速器传动效率g取96%。乘用车变速器中心距的确定可以根据发动机排量进行初选（图） 。排量越大，中心距越大。中心距的范围（为了检测方便，中心距A最好取为整数） 乘用车：6580mm商用车：80170mm；总质量小，则中心距也小。3max 1AegAKTi （mm）第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择四、外形尺寸确定横向尺寸的影响因素：齿轮直径壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙倒档齿轮的布置换档机构形式和尺寸轴向尺寸的影响因素：挡数：乘用车四挡（3.03.4）A；商用车四挡（2.22.7）A；五挡（2.73.0）A；六挡（3.23.5）A。换挡机构型式：选用同步器多时，取上限。第三

14、节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数1. 模数选取的影响因素：第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数1. 模数选取的一般原则：对于轿车减少噪声有较大意义，应选用小模数；对于货车减少质量有较大意义，应选用大模数；低档齿轮用大模数，而高档选用小模数；应符合国家标准（GB/T13571987）的规定。接合齿模数选取的原则：从工艺方面考虑，同一变速器的接合齿模数相同。选取较小的模数可使齿数增多，有利于换挡。第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数1. 模数模数的选用范围（mm）第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参

15、数的选择五、齿轮参数2. 压力角是指齿轮在啮合点所受正压力方向与该点速度方向所形成的锐角。压力角选取的影响因素：第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数2. 压力角选取的一般原则：轿车要加大重合度以降低噪声，因此应选用小压力角；货车要增大齿轮承载能力，因此应选用大压力角；直齿轮28时强度最佳；斜齿轮25时强度最高。 符合国家标准的要求。齿轮=200 ，接合齿=300 。国外有些乘用车变速器齿轮采用两种压力角：高挡齿轮采用小压力角以减少噪声；低挡和倒挡齿轮采用较大压力角以增加强度；齿轮采用小压力角和小模数时，必须采用大的齿高系数和大圆弧齿根，以提高弯曲强度。 第三节第三

16、节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数3. 螺旋角选取的影响因素：螺旋角选取的一般原则：轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的；大于300时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮应小些，以15 25为宜；增大时，接触强度持续提高，因此高档齿轮应大些；中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷。第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数3.螺旋角中间轴上轴向力的平衡为了抵消中间轴上两对齿轮产生的轴向力，以减少轴承负荷，提高轴承寿命，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的；为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的；中间轴上全部齿轮一律取为右旋，

17、第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋；一、倒挡设计为直齿时，中间轴上的轴向力不能抵消（使用很少），而此时第二轴没有轴向力作用。 第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数3.螺旋角中间轴上轴向力的平衡轴向力：根据得到中间轴上两斜齿轮轴向力平衡的条件：111tgFFna222tgFFna22n11nrFrFT2121rrtgtg第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数3.螺旋角选用范围当各对齿轮因模数或齿数和不同等原因造成中心距不等时，可以通过调整螺旋角消除。 车型 范围 两轴式 200250 轿车 中间轴式 220340 货 车 180260 第三

18、节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数4.齿宽b若要提高斜齿轮工作平稳性，需要齿轮宽度加大，但质量增大；螺旋角增大，但轴向力增大，轴承寿命下降；压力角减小（一般为标准值）。当齿轮倾斜时，齿宽大则受力不均造成偏载，磨损不均。影 响 因 素 要 求 b 变 速 器 的 轴 向 尺 寸 窄 变 速 器 的 质 量 窄 轮 齿 磨 损 均 匀 性 窄 斜 齿 轮 工 作 平 稳 性 宽 减 小 工 作 应 力 宽 第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数4.齿宽b选用范围（通常根据模数来选定齿宽）第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，

19、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命；若模数相同，则挡位低的齿轮齿宽系数可取的稍大一些。齿 轮 形 式 b 齿 宽 系 数 kc 直 齿 kcm 4.58.0 齿轮 斜 齿 kcmn 6.08.5 接 合 齿 （ 24） m 第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数5.变位系数（1）齿轮变位的目的 消除齿轮根切现象，提高抗弯强度； 配凑中心距A；要求中间轴、第二轴上各对齿轮的中心距必须相同。在模数已确定的情况下，为满足传动比的需要，各对齿轮的中心距（齿数和）可能不相同，所以要配凑中心距。改善接触强度，使传动平稳、耐磨损，并降低啮合噪声。第三节第三节 变速器主要参数

20、的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数5.变位系数（2）齿轮变位的分类高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。 第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数5.变位系数（3）选取原则对齿数和多的齿轮副，采用标准齿轮传动或高度变位； 对齿数和少的齿轮副应该采用正角度变位； 对高档齿轮，为保证接触应力低（c，则z、b），应使变位系数和尽可能取大些； 为减少传动噪声，变位系数和c可以

21、取得少一些； 对低档齿轮，应从保证大、小轮齿危险断面齿厚相等条件来选 1和 2，其中小齿轮的 0。 齿数少、有根切时应选取正变位修正。第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择五、齿轮参数5.变位系数（4）实际应用高档位的c均选用较小值，以获得低噪声传动。如：最高档及一轴齿轮副的c约在-0.20.2。档位愈低，c应该逐渐加大，以获得高强度。如：一档齿轮的c可在1.0以上。第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配初选A、m和以后，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。 各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以利齿面磨损均匀。 第三节第

22、三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配1、确定一档齿轮的齿数一档传动比先求齿数和计算后取整，然后进行大小齿数的分配。8172zzzzi nhhmAzmAzcos22斜齿直齿第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配1、确定一档齿轮的齿数若Z8取少，则Z7/Z8比值较大，则：在i1已定的条件下，Z2/Z1就小，于是Z1可多取些齿，便于在Z1内装第二轴的前支承，并使齿轮轮辐有足够的厚度。要求齿轮1的外径要小于轴承孔直径。Z8 =1517（乘用车）； Z8 = 1217（商用车）计算Z7=Zh-Z8第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参

23、数的选择六、各档齿数的分配2、对中心距A进行修正修正A的原因： Zh被圆整过。根据齿数和、变位系数等重新计算A（精确到小数点后两位） 。3、确定常啮合传动齿轮副的齿数Z1、Z2根据上式求得Z1、Z2，进行圆整。再重新核算传动比和螺旋角。78112zziZZ122()2cosnm ZZA第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配4、确定其他各档的齿数设二档齿轮为直齿，m与一档齿轮相同，则根据上式可求得Z5、Z6 齿数取整，核算传动比和中心距，通过变位调整。25216Z ZiZ Z56()2m ZZA第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择六、各档齿数的

24、分配4、确定其他各档的齿数设二档为斜齿轮，且螺旋角为6（未知），有：中间轴上齿轮轴向力相互抵消可求得Z5、Z6、6 ； 齿数取整，核算传动比和中心距，通过变位调整。其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。 52261261ZtgZtgZZZ566()2cosnm ZZA51262ZZiZZ第三节第三节 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配5、确定倒档齿轮的齿数初选倒档齿轮齿数，Z10=2123。计算倒档轴与中间轴的中心距：A=m(Z8+Z10)/2为防止干涉，齿轮8和9的齿顶间隙不小于0.5mm，齿轮9的齿顶圆直径最大为：De9=2A-De81根据De9选择合适的Z9；最后计算

25、倒档轴与第二轴的中心距：A”=m(Z7+Z9)/2。第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算一、齿轮的损坏形式5、确定倒档齿轮的齿数1、轮齿折断：冲击过载折断；疲劳折断。2、齿面疲劳剥落（点蚀）：齿面相互挤压使齿面细小裂缝中的润滑油压力升高裂缝扩大齿面表层有块状剥落形成麻点。麻点会破坏齿形，加大误差，增大动载荷轮齿折断。3、移动换挡齿轮端部破坏4、齿面胶合 第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算二、轮齿强度计算1. 轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力W F1圆周力，F1=2Tg/d（Tg 计算载荷，d 节圆直径）K应力集中系数，可近似取K=1.65；Kf摩擦力影响系数，Kf=1

26、.1（主动）或 =0.9（从动）；b齿宽；t端面齿距，t=m， m为模数；y齿形系数btyKKFf1W第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算二、轮齿强度计算1. 轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力W（2）斜齿轮弯曲应力W（重合度影响系数K=2.0）计算载荷Tg按照第一轴转矩为Temax计算；直齿轮（一、倒挡）许用应力在400850N/mm2；（货车和承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮应取下限。）斜齿轮许用应力180350N/mm2（乘用车）；100250N/mm2 （货车）yzKmKKT2c3fgWKyKzmKcosT2c3ngW第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算二、轮齿强度

27、计算2. 接触应力计算F法向力，F= F1 /(cos cos )，F1为圆周力， F1 =2 Tg /d；Tg为计算载荷；d为节圆直径 E弹性模量b齿轮接触实际宽度（斜齿轮用b/cos）z、b主、从动齿轮节点处曲率半径。)11(bFE418. 0bzj2mmN第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算二、轮齿强度计算2. 接触应力计算曲率半径= r sin （直齿轮）或=(r sin)/ cos2 （斜齿轮） 计算载荷按第一轴上载荷为Temax /2计算。变速器齿轮的许用接触应力： 第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算二、轮齿强度计算3.齿轮的材料和工艺齿轮采用渗碳合金钢（如：

28、20CrMnTi），表层高硬度与芯部高韧性相结合，以提高齿轮的耐磨性及抗疲劳能力。强力喷丸处理，使轮齿产生残余压应力，弯曲疲劳寿命可成倍提高，接触疲劳寿命也有明显改善。加大齿根圆弧半径，可以改善应力集中。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形，齿轮精度，使传动平稳，效率提高，使弯曲疲劳寿命比剃齿的要高近一倍。 第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算三、轴的强度和刚度计算概述轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，影响齿轮的强度、耐磨性和工作噪声。1、初选轴的直径第二轴和中间轴中部（最大）直径d0.45A；中间轴：d/L=0.160.18 ；第二轴：d/L=0.180.

29、21。 （ L是支承间距离 ）第一轴花键部分直径d（mm）可按经验公式初选：经验系数K=4.04.6，Temax的单位是Nm。3maxeTKd 第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算三、轴的强度和刚度计算2、轴的刚度验算轴在垂直面内的挠度和水平面内的转角对齿轮工作影响最大。垂直面内的挠度使齿轮中心距变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀，磨损增大，寿命降低。第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算三、轴的强度和刚度计算2、轴的刚度验算（1） 求取支点反力，确定计算载荷。中间轴式变速器，应先求出第二轴支点反力。各档工况都要计算。因为不同档位的

30、圆周力、径向力、轴向力不同，而且力到支点的距离也不相同。计算载荷按照作用在第一轴上的转矩为Temax计算。第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算三、轴的强度和刚度计算2、轴的刚度验算（2） 变速器轴挠度和转角的计算F1径向力，F2圆周力。轴在垂直面内挠度的允许值 fc=0.050.10mm；轴在水平面挠度的允许值为fs=0.100.15mm；齿轮所在平面的转角不应超过0.002弧度；轴的全挠度f0.2mmEIL3baFf221cEIL3baFf222s2()3F ab baEIL2s2cfff第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算三、轴的强度和刚度计算3、轴的强度验算径向力和轴

31、向力使轴在垂直面内弯曲变形；圆周力使轴在水平面内弯曲变形；求垂直和水平面支反力Fc/Fs及相应弯矩Mc/Ms；轴在转矩Tn和弯矩同时作用下其等效弯矩和应力为：在低挡工作时，400N/mm2 ；应验算轴上花键的齿面挤压应力；变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。2n2s2cTMMM3dM32WM第五节第五节 同步器设计同步器设计一、惯性式同步器（一）锁销式同步器1、组成和结构：摩擦元件使转速不同的两个元件，通过摩擦作用迅速达到并保持同步；锁止元件防止同步前换入档位；弹性元件空挡时，使接合套保持在正确位置。第五节第五节 同步器设计同步器设计一、惯性式同步器（一）锁销式同步器2、工作原理摩擦面接触，锁销

32、相对接合套转动一个角度，占据锁止位置。接合套和齿轮的转速逐渐接近直到同步。摩擦力矩消失，接合套将锁销向后拨动一个角度，进入换档位置。第五节第五节 同步器设计同步器设计一、惯性式同步器（二）锁环式同步器换挡时啮合套带动滑块和锁环移动，锁环锥面与齿轮锥面接触锥面上的摩擦力矩使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，锁止面相抵触，同步器处于锁止状态；摩擦力矩使齿轮与锁环迅速同步，期间摩擦力矩总是大于拨环力矩，防止挂档；同步后摩擦力矩消失，拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，解除锁止状态，完成同步换挡。第五节第五节 同步器设计同步器设计二、同步器主要参数的确定1、摩擦因数、摩擦因数f为了获得较大的摩擦力矩，要

33、求材料材料的摩擦因数大而且性能稳定，锁环常选用黄铜合金（如：锰黄铜）制造； 黄铜合金钢材摩擦副在油中工作的摩擦因数取为0.1； 对锥面的表面粗糙度要求较高，保证在使用过程中摩擦因数变化小； 摩擦因数大，则换挡省力或同步时间缩短； 在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及泄油槽，以保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。第五节第五节 同步器设计同步器设计二、同步器主要参数的确定2 2、锁环式同步器主要尺寸的确定、锁环式同步器主要尺寸的确定接近尺寸b：在摩擦锥面相接触但啮合套还没有相对滑块轴向移动时，啮合套与锁环接合齿倒角之间的轴向距离。分度尺寸a：滑块与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线

34、间的距离。a和b是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸。 尺寸b应大于零，取b=0.20.3mm。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。第五节第五节 同步器设计同步器设计二、同步器主要参数的确定2 2、锁环式同步器主要尺寸的确定、锁环式同步器主要尺寸的确定滑块转动距离c ： 是指滑块在锁环缺口内转动的距离，它影响分度尺寸a； 它与滑块宽度d、缺口宽度尺寸E有如下关系：E=d+2c； c与接合齿齿距t的关系（ R1锁环缺口外半径；R2接合齿分度圆半径。）：214RtRc 第五节第五节 同步器设计同步器设计二、同步器主要参数的确定同步环锥面螺纹槽的尺寸螺纹槽顶部窄一些，则刮油效果好；但过窄会使磨损加快，摩

35、擦系数降低，换挡费力；螺纹槽大一些，便于储存刮下来的油，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。轴向泄油槽通常为612个，槽宽34mm。轻、中型汽车总质量大些的货车第五节第五节 同步器设计同步器设计二、同步器主要参数的确定锥面半锥角越小，摩擦力矩越大；但过小则摩擦锥面将产生自锁现象；避免自锁的条件是tgf 。一般取=68。摩擦锥面平均半径RR越大，则摩擦力矩越大；原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些；R会受到中心距A和相关零件尺寸（如：同步环径向厚度）和布置的限制；第五节第五节 同步器设计同步器设计二、同步器主要参数的确定锥面工作长度bb小，可缩短变速器轴向长度，但减少了锥面的工作面积，

36、增加了单位压力并使磨损加速。2mpfR2Mbp摩擦面的许用压力Mm摩擦力矩第五节第五节 同步器设计同步器设计二、同步器主要参数的确定同步环径向厚度同步环径向厚度受结构布置的限制（中心距A、锥面平均半径R等）不易取厚，但必须保证同步环有足够的强度； 乘用车同步环厚度较小，选用锰黄铜等材料采用锻造工艺加工，能提高材料的屈服强度和疲劳寿命； 货车同步环用铝黄铜等材料压铸加工； 钢钼摩擦副（钢或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼）比铜环的强度高、耐磨损；第五节第五节 同步器设计同步器设计二、同步器主要参数的确定锁止角锁止角正确选择，可以保证只有在同步时才能进行换挡；选取的影响因素：f、R、和锁止面平均半

37、径r。在26 42范围内变化。第五节第五节 同步器设计同步器设计二、同步器主要参数的确定同步时间：越短越好影响因素同步器的结构尺寸；转动惯量；接合零件的角速度差；摩擦锥面上的轴向力：轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。同步时间乘用车：高挡0.150.30s，低挡0.500.80s；货车：高挡0.300.80s，低挡1.001.50s。第五节第五节 同步器设计同步器设计三、同步器的设计计算1、计算的目的：计算摩擦力矩，核算同步时间； 计算摩擦锥面和锁止面的角度，确定锁止条件。2、输入端转动惯量Jr的计算输入端零件：换挡过程中，依靠同步器改变转速的零件。它包括

38、第一轴及离合器的从动盘、中间轴及其上的齿轮、与中间轴上齿轮相啮合的第二轴上的常啮合齿轮；计算转动惯量时，首先求出各零件的转动惯量，然后按不同挡位转换到被同步的零件上；转动惯量可以用扭摆法测量或用数学公式计算。 第五节第五节 同步器设计同步器设计三、同步器的设计计算3、摩擦力矩和同步时间的计算整车惯量Jc很大，可认为其速度基本不变。要想在时间t内同步，所需的摩擦力矩：e发动机转动角速度；a换挡前的挡位齿轮角速度；b换挡后的挡位齿轮角速度；ik、ik+1变速器低速档和高速档的传动比。 1111()rermkkJJMttii第五节第五节 同步器设计同步器设计三、同步器的设计计算3、摩擦力矩和同步时间

39、的计算换档时，实际作用在同步器上的摩擦力矩：F作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，F=Fsigs；若想在时间t内实现同步，则需有：得到所需的同步时间：2sinmFfRM)i1i1(FfRsinJtk1ker12mmMM111()sinrekkJFfRtii第五节第五节 同步器设计同步器设计三、同步器的设计计算4、锁止条件的计算为防止同步前换入档位，必须保证在锁环锁止面上由摩擦力矩Mm2产生的圆周力F1 应大于拨环力矩产生的圆周力F2 。第五节第五节 同步器设计同步器设计三、同步器的设计计算4、锁止条件的计算要想保证同步时换挡，必须正确选取、使之满足上式条件。21sinmMFfRFrrFtgsinr

40、FfRsinfRtgr2tanFF第六节第六节 变速器操纵机构变速器操纵机构一、操纵机构的功用和组成根据汽车使用条件的需要完成选挡、换挡或退到空挡。由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及安全装置组成。二、操纵机构的设计要求换档只能挂入一个档位；换档后保证齿轮在全齿长上啮合；防止自动脱档，自动挂档；防止误挂倒档；换档轻便。第六节第六节 变速器操纵机构变速器操纵机构三、操纵机构分类直接操纵式单轨式操纵机构减少了变速叉轴，各挡同用一组自锁装置，简化了操纵机构，但要求各挡换挡行程相等。远距离操纵式要求系统有足够的刚性，各连接件之间间隙不能过大，否则换挡手感不明显；变速杆支座应固定在受车架振动、变形影响较小的

41、地方，以避免对操纵有不利影响。电控操纵式没有变速杆、离合器踏板，驾驶员通过控制油门踏板实现换档。第七节第七节 变速器结构元件变速器结构元件一、变速器齿轮与轴制成一体；与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动轴承等方式与轴连接b应大于或等于轮齿危险断面处的厚度为了保持稳定性，齿轮轮毂部分宽度C尽可能大为了减少质量，轮辐处厚度应薄些(满足强度)第七节第七节 变速器结构元件变速器结构元件二、变速器轴的连接方式与移动齿轮联接的轴，应选用矩形花键连接；定心良好，滑动灵活；矩形花键的外径、齿侧磨削容易。与同步器花键毂联接的轴，应选用渐开线花键连接；承载能力强；花键齿短，小径相对增大，提高了轴的刚度。与齿轮固

42、定连接的轴，常采用过盈配合；齿轮与轴可以相对转动时，两者之间应设置滚针轴承、滑动轴承或直接装在轴上。第七节第七节 变速器结构元件变速器结构元件三、变速器壳体尺寸要小；横向尺寸应保证壳体内壁与齿轮齿顶之间留有58mm的间隙（底部间隙不小于15mm），以减小搅油阻力，减小噪声并防止过热；质量尽可能小；铝合金铸造壳体的壁厚取3.54mm；铸铁壳体壁厚取56mm。刚度要足够大，保证轴的变形小；壳体上应设计加强肋，其方向与支承力的方向有关；铝合金壳体表面设计交叉肋条，增加刚度并降低噪声。在壳体上设计有注油孔、放油孔、回油孔和通气塞，货车上还设有动力输出孔。第八节第八节 机械式无级变速器机械式无级变速器一

43、、结构与工作原理 CVT的主、从动轮均由活动带轮和固定带轮组成。速比可实现无级变化。第八节第八节 机械式无级变速器机械式无级变速器二、CVT的优、缺点 与采用液力变矩器（AT）的汽车相比较：燃油经济性能提高6%17%；汽车加速时间短，动力性获得改善；传动效率高（92%96%）；零件数量少，使用可靠；寿命长。与机械式有级变速器（MT）相比较：速比变化范围较宽，发动机可以工作在最佳工况下，有害物排放明显减少。 第八节第八节 机械式无级变速器机械式无级变速器三、金属传动带由280400片V型金属片和金属带环组成，具有高柔性; 金属带环安装在金属片两侧，支承和引导金属片的运动，兼有承担传递部分转矩的功能。第八节第八节 机械式无级变速器机械式无级变速器三、金属传动带由280400片V型金属片和金属带环组成，具有高柔性; 金属带环安装在金属片两侧，支承和引导金属片的运动，兼有承担传递部分转矩的功能。