第三章机械式变速器设计
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汽车设计讲稿-第三章 机械式变速器设计.
第三章机械式变速器设计§3-1概述一、功用：1、改变发动机传递的转矩和转速，使汽车得到不同的牵引力和速度, 使发动机在最有利的工况范围工作2、(滑行或停车时使发动机和传动系)分离3、改变方向4、动力输出二、设计要求：1、保证汽车动力性和经济性-档数正确，传动比范围和各档传动比大小合理。
2、有空档。
用来切断发动机动力驱动轮的传输。
3、有倒档。
4、有动力输出装置。
5、换档迅速轻便。
6、工作可靠。
标准：行驶中无跳档、乱档及换档冲击。
7、 高，应尽可能设直接档(直接档i=1, 但i=1不一定是直接档。
i=1，两轴，不是直接档；三轴，是直接档)8、噪声低三、分类：1、按档数：三、四、五、多2、按轴：1）固定轴式（应用广泛）：两、中间、双中间、多中间2）旋转轴式（用于液力机械变速器，易实现换档自动化）§3-2变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1、固定轴式变速器1）两轴式(多用于前置前驱动乘用车，为什么？)A、图例讲解：就图3-1 a）为例a、符号表示：输入输出、拨叉、常啮合齿轮、啮合套、同步器、配合方式（固定、滑动套）b、换档方式、各档传递路线（高速档和低速档）c、倒档实现：直齿滑动心轴，插入中间齿轮：B、特点：a、只有两个轴（倒档不算）, 输出轴与主减速器主动齿轮做成一体（乘用车发动机纵置用圆锥，横置用圆柱）b、无直接档c、各前进档均只经一对齿轮传动，一挡速比不可能很大d、除倒档以外，共他档均用常啮合齿轮传动e、同步器多数装在输出轴上（同一档主动齿轮尺寸小）2）中间轴式：就图3-2a)分析特点：a、有三根轴（倒档不算）。
第一轴前经轴承支飞轮，后与主动齿轮成一体；第二轴前经轴承支第一轴后端孔内，后与万向节联；中间轴。
b、第一、二轴在同一直线上，可布置直接档→齿轮、轴承不受载，η↑，磨损↓，噪声↓；c、除直接档外，其他档均经两对齿轮传递。
→当中心距A不太大时，速比i可取大值d、除倒档以外，共他档不一定用常啮合齿轮传动e、同步器多数装在输出轴上（同一档主动齿轮尺寸小）2、倒档布置1）传动方案：直齿滑动a）传动路线中加入中间传动齿轮；简单，但中间传动齿轮是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。
第三章 变速器设计
二、组成 1、传动机构 2、操纵机构
三、发展趋势
1、加强设计工作的系列化，通用化。如在4 档变 速器基础上，附加一个副箱体，使档数变成5档。 2、操纵机构从手动向半自动、自动、电子操纵方 向发展。
第二节
分类依据
变速传动机构布置方案
分 三 四 五 多 固 定 轴 式 类 档 档 档 档 两轴式 中间轴式 双中间轴式 多中间轴式 旋转轴式 备 少 注 用
2）变速器常用轴承形式
例：中间轴式变速器
形式 圆 柱 滚 子 轴 第二轴前支承 径向力 承 中间轴前或后 径向力 支承 第一轴后支承 径+轴 第一轴前支承 径 球轴承 第二轴后支承 径+轴 中间轴支承 径+轴
采用的部位
承载特点
备
注
第一轴内腔尺寸够大
外圈有挡圈
形式 圆锥滚子轴 承
采用的部位 中间轴支承 第一轴前端支承
2、初步计算A A= K A 3 Temx i1 g mm
参数 车型 轿 车 货 车 多档变速器
η g——96%
中心距系数 KA 8.9——9.3 8.6——9.6 9.5——11.0
A 的范围
mm
65——80 80——170
二、外形尺寸 1、横向尺寸 影响横向尺寸的因素有： 1）齿轮直径 2）倒档齿轮直径 3）壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙
一、传动机构分类
档 数
轴的形式
用于前置前驱动 用于前置后驱动 用于重型汽车 用于重型汽车 液力机械变速器
二、两轴式与中间轴式变速器
形式 特点 结 构 方 面 轴数 第一轴与输出轴 输出轴末端 动力传递经过 直接档 结 噪 构 声 平 两轴式 2 行 1○ 2 主减速器齿轮○ 一对齿轮 没 简 有* 单 低 高 小(3.0—4.5) 中间轴式 3 同一直线上 万向节 两对齿轮※ 有 复 杂 高 低 大(7—8) 备 注
第三章_讲义_机械式变速器设计
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。
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。
传统的自动挡束缚，让驾驶者
也能享受手动换挡的乐趣。此 型车在其挡位上设有“+”、 “-”选择挡位。在D挡时，可 自由变换降挡（-）或加挡 （+），如同手动挡一样，其实 还是自动档。
3
4
next 5
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 。
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
15
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。
精品
第三章__机械式变速器设计
2
Transmission
无机变速器（CVT）
手动/自动变速器
• 相比于普通自动变速器，这种 变速器可更好地解决传动系和 发动机工况的匹配问题，以提 高整车的燃油经济性和动力性.
• 自动变速器是行星齿轮来变速 的，而无级变速器是链带和锥 形轮的距离来变速的。
• 由德国保时捷车厂在911车型 上首先推出，称为Tiptronic， 它可使高性能跑车不必受限于
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。
传统的自动挡束缚，让驾驶者
也能享受手动换挡的乐趣。此 型车在其挡位上设有“+”、 “-”选择挡位。在D挡时，可 自由变换降挡（-）或加挡 （+），如同手动挡一样，其实 还是自动档。
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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 。
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
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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。
精品
第三章__机械式变速器设计
2
Transmission
无机变速器（CVT）
手动/自动变速器
• 相比于普通自动变速器，这种 变速器可更好地解决传动系和 发动机工况的匹配问题，以提 高整车的燃油经济性和动力性.
• 自动变速器是行星齿轮来变速 的，而无级变速器是链带和锥 形轮的距离来变速的。
• 由德国保时捷车厂在911车型 上首先推出，称为Tiptronic， 它可使高性能跑车不必受限于
第3章 机械式变速器设计
计成一样的； 中间轴上全部齿轮一律取为右旋，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。
32
3. 螺旋角β ——中间轴上轴向力的平衡 轴向力： Fa1 Fn1tg1
Fa 2 Fn 2 tg 2
根据
T Fn1r1 Fn 2 r2
17
3、防止自动脱挡的结构措施
由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足、振动等原因都 会导致自动脱挡，这是变速器主要故障之一。 使接合齿端部超过被接合齿约1~3mm，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。
7
2、中间轴式变速器——四挡 a、c方案： 第二轴为三点支承； 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。
8
2、中间轴式变速器——五挡
5、换档迅速、省力、方便。
6、工作可靠，无跳档、乱档、换档冲击现象。 7、传动效率要高。 8、工作噪声低。 9、尺寸小，质量小，成本低，维修方便。
4
第二节
变速传动机构布置方案
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，容易布置； 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。
机械变速器设计
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。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。
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 式中：K为经验系数，K=4.0～4.6；Temax为发动机最大转矩（N·m）。
1
图3-3 中间轴式五挡变速器传动方案
单击此处添加小标题
2
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。
PART ONE
中间轴式变速器的特点
1
2
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。
2．换挡机构形式
#2022
3．变速器轴承
添加标题
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添加标题
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： 相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。 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。
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。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。
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 式中：K为经验系数，K=4.0～4.6；Temax为发动机最大转矩（N·m）。
1
图3-3 中间轴式五挡变速器传动方案
单击此处添加小标题
2
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。
PART ONE
中间轴式变速器的特点
1
2
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。
2．换挡机构形式
#2022
3．变速器轴承
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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： 相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。 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。
第三章M 机械式变速器设计 2019
4）齿数少，有根切时应选取正变位修正。
48
（4）实际应用
1）除倒挡、低挡（一、二挡）以外各挡的εc，均 选用较小值，以利获得低噪声传动。
如：最高挡及一轴齿轮副的εc约在-0.2～0.2 2）挡位愈低，εc也应该逐渐加大，以获得高强度。 如：一挡齿轮的εc可在1.0以上。
49
五、各挡齿轮齿数的分配
（ 2）变速器常用轴承形式
22
例：中间轴式变速器
特 形式 点
应用部位
承载
第二轴前支承
圆柱滚子轴承 中间轴前或后 支承
第一轴后支承
球轴承
第一轴前支承 第二轴后支承
中间轴支承
径向力
径向力
径+轴 径
径+轴 径+轴
备注 第一轴内腔尺寸应足
够大
外圈有挡圈
23
特
形
点
式
圆锥滚子轴承
应用部位 中间轴支承
第一轴前端支承
用大的β ； (15～250) 3）∵ β 〉300时，接触强度持续↑，∴高挡齿轮宜
选用大的β ； 4）中间轴上有两齿轮同时工作，应力求使它们产
生的轴向力抵消，以减轻轴承负荷。
39
Fa1 Fn1tg1
Fa2 Fn2tg2
T Fn1r1 Fn2r2
tg1 r1 tg2 r2
常常因为满足传动比的需要，引发各对齿轮的齿数和 不相同，所以要进行齿轮变位保证A相同。
3）改善齿轮强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及 啮合噪声等。
45
（2）齿轮变位的分类
变
特
位
点
高度变位
角度变位
特点
ε c=ε 1+ε 2=0
48
（4）实际应用
1）除倒挡、低挡（一、二挡）以外各挡的εc，均 选用较小值，以利获得低噪声传动。
如：最高挡及一轴齿轮副的εc约在-0.2～0.2 2）挡位愈低，εc也应该逐渐加大，以获得高强度。 如：一挡齿轮的εc可在1.0以上。
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五、各挡齿轮齿数的分配
（ 2）变速器常用轴承形式
22
例：中间轴式变速器
特 形式 点
应用部位
承载
第二轴前支承
圆柱滚子轴承 中间轴前或后 支承
第一轴后支承
球轴承
第一轴前支承 第二轴后支承
中间轴支承
径向力
径向力
径+轴 径
径+轴 径+轴
备注 第一轴内腔尺寸应足
够大
外圈有挡圈
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特
形
点
式
圆锥滚子轴承
应用部位 中间轴支承
第一轴前端支承
用大的β ； (15～250) 3）∵ β 〉300时，接触强度持续↑，∴高挡齿轮宜
选用大的β ； 4）中间轴上有两齿轮同时工作，应力求使它们产
生的轴向力抵消，以减轻轴承负荷。
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Fa1 Fn1tg1
Fa2 Fn2tg2
T Fn1r1 Fn2r2
tg1 r1 tg2 r2
常常因为满足传动比的需要，引发各对齿轮的齿数和 不相同，所以要进行齿轮变位保证A相同。
3）改善齿轮强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及 啮合噪声等。
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（2）齿轮变位的分类
变
特
位
点
高度变位
角度变位
特点
ε c=ε 1+ε 2=0
汽车设计 第三章 机械式变速器设计57页PPT
M Mc2Ms2Tn2
抗弯截面系数按下式计算
W πd3 32
• 3.3.6 齿轮参数的确定
• 1. 模数
要保证齿轮有足够的强度，同时兼顾对噪声和质量的影响。
24
《汽车设计》电子教案
3.3 变速器主要参数选择与计算
• 3.3.6 齿轮参数的确定
(1) 直齿轮
Y14.5 0 .7 9 Y 20
1. 轮齿接触应力
j 0.418
FE( 1 1)
b z b
F 为齿面上的法向力(N)，表示为
FF 1 (coscos)
F 1为圆周力(N)，表示为
F1 2Tg d
19
《汽车设计》电子教案
3.3 变速器主要参数选择与计算
• 3.3.3 中心距A
• 2. 中间轴式变速器中心距 A 的确定 可根据下述经验公式计算中心距
副变速器的传动比均匀地插入主变 速器各挡传动比之间，两者交替换 挡，共同组成一个单调变化的传动 比序列。
15
《汽车设计》电子教案
3.2 变速传动机构布置方案分析
• 3.2.3 组合变速器结构方案分析
（2) 分段式 主变速器挡位间公比较小，副变速器传动比范围较大
时，副变速器高、低挡传动比分别与主变速器各挡搭配， 组成高、低传动比两段范围。
• 3.3.6 齿轮参数的确定
• 4. 齿宽 齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量，同时又能保
证齿轮工作平稳的要求。齿宽大，工作平稳，但变速器质 量大。齿宽太小会使轮齿的工作应力过大。
通常根据齿轮模数m来选定齿宽。对直齿：b kc m ，k c
为齿宽系数，取4.5-8.0；对斜齿：b kcmn，k c 取6.0-8.5。 • 5. 齿轮变位系数的选择
抗弯截面系数按下式计算
W πd3 32
• 3.3.6 齿轮参数的确定
• 1. 模数
要保证齿轮有足够的强度，同时兼顾对噪声和质量的影响。
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《汽车设计》电子教案
3.3 变速器主要参数选择与计算
• 3.3.6 齿轮参数的确定
(1) 直齿轮
Y14.5 0 .7 9 Y 20
1. 轮齿接触应力
j 0.418
FE( 1 1)
b z b
F 为齿面上的法向力(N)，表示为
FF 1 (coscos)
F 1为圆周力(N)，表示为
F1 2Tg d
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《汽车设计》电子教案
3.3 变速器主要参数选择与计算
• 3.3.3 中心距A
• 2. 中间轴式变速器中心距 A 的确定 可根据下述经验公式计算中心距
副变速器的传动比均匀地插入主变 速器各挡传动比之间，两者交替换 挡，共同组成一个单调变化的传动 比序列。
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《汽车设计》电子教案
3.2 变速传动机构布置方案分析
• 3.2.3 组合变速器结构方案分析
（2) 分段式 主变速器挡位间公比较小，副变速器传动比范围较大
时，副变速器高、低挡传动比分别与主变速器各挡搭配， 组成高、低传动比两段范围。
• 3.3.6 齿轮参数的确定
• 4. 齿宽 齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量，同时又能保
证齿轮工作平稳的要求。齿宽大，工作平稳，但变速器质 量大。齿宽太小会使轮齿的工作应力过大。
通常根据齿轮模数m来选定齿宽。对直齿：b kc m ，k c
为齿宽系数，取4.5-8.0；对斜齿：b kcmn，k c 取6.0-8.5。 • 5. 齿轮变位系数的选择
机械式变速器设计
二、零、部件结构方案分析
3、自动脱档
1）将两接合齿的啮合位置错开，因磨损而形成 凸肩。 2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄，起阻挡 作用。 3）将结合齿的工作面设计成斜面，形成倒锥角。
4、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
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
根据 轴的 形式
固定轴式 旋转轴式
固定轴式
两轴式变速器 中间轴式变速器 双中间轴式变速器 多中间轴式变速器
第二节 变速器传动机构布置方案
应用： 固定轴式变速器 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。 旋转轴式变速器 主要用于液力机械式变速器。
概述 变速器传动机构布置方案 变速器主要参数的选择 变速器的设计与计算 同步器设计 变速器操纵机构 变速器结构元件 机械式无级变速器
第一节 概述
功用：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。
组成：变速器由变速传动机构和操纵机构组成。
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。 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。
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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；
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；