变速器设计详细过程

第三章变速器及驱动桥第一节变速器选型及基本参数的确定变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。

为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求：1）变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；2）设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档使汽车可以倒退行驶；3）操纵简单、方便、迅速、省力；4）传动效率高，工作平稳、无噪声；5）体小、质轻、承载能力强，工作可靠；6）制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；7）贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；8）需要时应设置动力输出装置。

1.1 变速器选型有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，因此在各种类型的汽车上均得到了广泛的应用。

其中两轴式和三轴式变速器得到了最广泛的应用。

三轴式变速器的其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。

将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。

此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩．因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的主要优点。

其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。

因此，在齿轮中心距(影响变速器尺寸的重要参数)较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。

其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所降低。

两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高、噪声低。

轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力——传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减少6％~l0％。

两轴式变速器则方便于这种布置且使转动系的结构简单。

两轴式变速器的第二轴<即输出轴)与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺、降低了成本。

除倒档常用滑动齿轮(直齿圆柱齿轮)外，其他档位均采用常啮合齿轮(斜齿圆柱齿轮)传动；各档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端。

两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。

另外，低档传动比取值的上限(i g1＝4.0~4.5)也受到较大限制，但这一缺点可通过减小各高档传动比同时增大主减速比来消除。

前置副变速器用于分割主变速器相邻档位之间的间隔，并获得两倍于主变速器档位数的档位。

组合后的多档变速器也只有两对齿轮同时进人啮合，因此传动效率不变。

利用已有的基本型变速器与前置副变速器组合的多档变速器，通用化程度高是其基本优点，通常用于需要提高车速时(例如对柴油机汽车)或用于需要不大地提高车轮的牵引力时(在主变速器可以承受的范围内)。

副变速器有两个档，即直接档和非直接档。

后者根据需要可为超速档，其传动比取1／s；亦可为降速档，取s。

其中s为组合式多档变速器各档传动比公比的平均值；q为主变速器各档传动比公比的平均值。

当前置副变速器采用具有较大传动比的降速档时，要求主变速器有相对较大的中心距，以便能承受增大了的低档输出转矩，这是它的主要缺点。

后置副变速器的组合方案用于需要显著地提高驱动车轮的牵引力时。

它有两种结构方案。

其中，固定轴线式后置副变速器相当干一个两档变速器，即由第一轴、中间轴、第二轴及两对常啮合齿轮组成。

第一、二轴连接后构成直接档；否则，经过两对常啮合齿轮传动则为降速档或称低档。

与行星齿轮式后置副变速器相比较，固定轴线式的结构较简单但质量较大。

行星齿轮式的结构较复杂但尺寸紧凑，质量小且能获得较大的低档传动比，也具有直接档和低档两个档。

后置副变速器的低档传动比取值应根据与主变速器组合时传动比的搭配方式确定。

组合后的传动比范围也与搭配方式有关，例如分段式搭配可使传动比范围扩大一倍使总传动比范围达12~13或更高，而插入式搭配则扩大不多。

多档变速器的传动比的搭配方式有三种：（1）插入式当主变速器传动比间隔较大时，副变速器的传动比可均匀地插入其间，共同组成1个连续的传动比序列，使两者交替换档，例如：主变速器的传动比为1~s2~s4~s6~s8个档；前置副变速器的传动比为1/s~1。

其中，s为多档变速器的传动比公比，则构成的10档变速器的传动比为1/s~1~s~s2~s3~s4~s5~s6~s7~s8。

如果前置副变速器具有降速档，传动比为1~s，则构成的10档变速器的传动比为1~s~s2~s3~s4~s5~s6~s7~s8~s9。

（2）分段式当主变速器的传动比公比较小时，具有大的低档传动比的后置副变速器的高、低档传动比与主变速器各档搭配成高、低传动比两段范围。

例如，设主变速器的传动比为1~s~s2~s3~s4，后置副变速器的传动比为1~s5，则总传动比序列为1~s~s2~s3~s4~s5~s6~s7~s8~s9。

这种方式换档简便。

（3）综合式是插入式与分段式的综合，使传动比范围进一步扩大。

例如主变速器的传动比为1~s2~s4~s6；前置副变速器的传动比为1/s~1，与主变速eS作插入式组合；后置副变速器的传动比为1~s8，作分段式组合，则构成16个档的总传动比序列为1/s~1~s~s2~s3~s4~s5~s6~s7~s8~s9~s10~s11~s12~s13~s14。

1.2 变速器零部件的结构分析与型式选择（1）齿轮型式斜齿圆柱齿轮虽然工作时有轴向力且加工稍复杂些，但仍以其运转平稳、噪声低、寿命长的突出优点而得到变速器的普遍采用。

直齿圆柱齿轮仅用于一些变速器的一档和倒档。

（2）轴的结构分析变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。

轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。

第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。

第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。

第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。

各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。

用弹性挡圈定位各档齿轮虽简单，但拆装不方便，且与旋转件端面有滑摩，同时弹性档圈也不能承受大的轴向力，故这种结构仅用于轻型及以下的汽车变速器上。

第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大径定心更宜。

渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。

当一档、倒档采用滑动齿轮挂档时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。

变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。

旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。

其上的一档齿轮常与轴做成一体，而高档齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。

如结构尺寸允许，应尽量采用旋转式中间轴。

固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等作轴向定位。

刚度主要由支承于其上的连体齿轮(宝塔齿轮)的结构保证。

仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖时。

（3）轴承型式变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。

通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。

第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。

为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。

第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。

某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。

旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承盖困难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。

中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承受。

中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制，故有时采用无内圈的短圆柱滚子轴承。

固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮（塔轮，宝塔齿轮）。

变速器第二轴的常啮合齿轮与二轴之间多采用滚针轴承，也有用滑动轴套的。

前者与后者相比，具有定位精度高有利于齿轮啮合，传动效率高且飞溅润滑即能满足要求等一系列优点，但对配合处的尺寸精度、表面粗糙度及硬度都要求很严，且配合要适宜。

为适应汽车变速器向着增大其单位质量的传递功率、增强其承载能力、具有更高的可靠性、更长的寿命和更好的性能等方向发展，变速器采用圆锥滚子轴承的日益增多。

因为与其他轴承相比，圆锥滚子轴承的直径小、宽度大、接触线长，因而容量大，可以承受高负荷；在承受同样载荷的情况下其径向尺寸可以减小，从而缩小中心距，减小变速器的尺寸和质量；锥体、外圈及滚子间基本的几何关系使滚子能正确对中，确保轴承的可靠性及长寿命；接触线长加之锥角和配合选择适当，则可提高轴的刚度，使齿轮正确啮合、降低噪声，减少自动脱档的可能并提高其寿命；圆锥滚子轴承可通过预紧消除轴向间隙和轴向窜动。

由于上述优点，圆锥滚子轴承已在国外一些轿车、客车和载货汽车及重型汽车的变速器上得到应用。

变速器采用圆锥滚子轴承时，为了便于装配和轴承预紧，通常将壳体设计成沿变速器轴中心线所在平面垂直分开或水平分开。

1.3 基本参数的确定1.3.1 变速器的档位数和传动比不同类型汽车的变速器，其档位数也不尽相同。

轿车变速器传动比变化范围较小（约为3～4），过去常用3个或4个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用5个前进档。

轻型货车变速器的传动比变化范围约为5～6，其他货车为7以上，其中总质量在3.5t 以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加1个超速档；总质量为3.5~l0t 多用五档变速器；大于l0t 的多用6个前进档或更多的档位。

选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。

（1）根据汽车最大爬坡度确定汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。

故有)sin cos (max max 01max ααη+≥f mg r i i T r tg e则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为te r g i Tf mgr i ηαα0max max max 1)sin cos (+≥ 式中m ——汽车总质量；g ——重力加速度；f ——道路阻力系数；max α——最大爬坡要求；r r ——驱动车轮的滚动半径；max e T ——发动机最大转矩；0i ——主减速比；t η——汽车传动系的传动效率。