机械变速器设计

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 概述 第二节 变速器传动机构布置方案 第三节 变速器主要参数的选择 第四节 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，需要时能进行功率输出。 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。 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 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。 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。 桑塔纳变速器 轴总成 轴总成 换挡装置 换挡装置 桑塔纳变速器空档位置 轴 轴 挡齿轮 挡齿轮 挡齿轮 挡齿轮 滚针轴承 同步器 倒挡齿轮 倒挡齿轮 桑塔纳变速器 、 挡位置 挡输出 挡输出 桑塔纳变速器 、 挡位置 挡输出 挡输出 桑塔纳变速器倒挡输出 图 3-1 两轴式变速器传动方案 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。 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（ 第一轴（输入轴）与第二轴（输出轴） 用齿套连接，不通过中间轴直接输出；根据汽车档位配置不 同不一样，一般最高档叫超速挡，次高档是直接档。直接档 接合时，变速箱输出轴转速等于输入轴转速。空挡是指变速 箱第一轴与第二轴无动力传递，此时发动机空转。 ）； (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。 解 放 变 速 器 构 造 轴 轴 中间轴 解放变速路线图 解放倒档变速路线图 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。 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 3-3b、 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。 图 3-3 中间轴式五挡变速器传动方案 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。 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。 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。 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。 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。 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： 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。 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。 g 初选中心距 A时，可根据下面的经验公式计算 3 1m a x geA iTKA 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 （ 2.2 2.7） A 五挡 （ 2.7 3.0） A 六挡 （ 3.2 3.5） A 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。 五、轴的直径 中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径 d0.45A，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（ Nm）。 3 m a xeTKd 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 中级轿车 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 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 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。 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=Fn1tan1 Fa2=Fn2tan2 由于，为使两轴向力平衡，必须满足 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。 2 1 2 1 ta n ta n r r 图 3-7 中间轴轴向力的平衡 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 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 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。 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。 变位系数的选择原则 ： 1） 对于高挡齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合 及耐磨损最有利的原则选择变位系数。 2） 对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根 据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的 变位系数。 3） 总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易 于吸收冲击振动，噪声要小一些。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的 其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数 值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数 应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用 较大的值。 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 3-8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 （ 3-1） 如果 z7和 z8的齿数确定了，则 z2与 z1的传动比可求出。 为了求 z7、 z8的齿数，先求其齿数和 zh （ 3-2） 计算后取 zh为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。 81 72 1 zz zzi n h h m AZ m AZ c o s2 2 斜齿 直齿 图 3-8 四挡变速器传动方案 轿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。 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 （ 3-3） 常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即 （ 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。 7 8 1 1 2 Z Zi Z Z c o s2 )( 21 zzmA n 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 （ 3-5） 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。 （ 3-6） 二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合轮的不同时，由式 （ 3-5） 得 （ 3-7） （ 3-8） 61 522 zz zzi 2 )( 65 zzmA 2 1 2 6 5 z zi z z 6 65c o s2 )( zzmA n )1(t a nt a n 6 5 21 2 6 2 z z zz z 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必 须满足下列关系式 （ 3-9） 联解上述三个方程式，可求出 z5、 z6和 三个参 数。但解此方程组比较麻烦 ， 可采用比较方便的试凑 法 。 其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。 6 5确定倒挡齿轮齿数 图 3-8所示的倒挡齿轮 z10的齿数，一般在 21 23之间， 初选 z10后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 A 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 8和 9的 齿顶圆之间应保持 0.5mm以上的间隙，则齿轮 9的齿顶圆直 径 De9应为 （ 3-10） 根据求得的 De9 ，再选择适当的齿数及采用变位齿轮， 使齿顶圆 De9符合式（ 3-10）。最后计算倒挡轴与第二轴的 中心距。 )(21 108 zzmA ADD ee 25.02 98 12 89 ee DAD 第四节 变速器操纵机构 根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操 纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。 变速器操纵机构应满足如下主要要求：（ 1）换挡 时只能挂入一个挡位；（ 2）换挡后应使齿轮在全齿长 上啮合；（ 3）防止自动脱挡或自动挂挡；（ 4）防止误 挂倒挡；（ 6）换挡轻便。 机械式变速器的操纵机构一般是由变速杆、拨块、 拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组 成。 依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作， 称为手动换挡变速器。 1直接操纵手动换挡变速器 当变速器布置在驾驶员座椅附近，可将变速杆 直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过 变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称 为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单， 已得到广泛应用。 2远距离操纵手动换挡变速器 平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变 速器距驾驶员座椅较远，这时需要在变速杆与 拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些 转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变 速器称为远距离操纵的动换挡变速器。 图 3-9 远距离操纵手动换挡变速器工作原理简图 图 3-9示出远距离操纵手动换挡变速器的工作原理简 图。要求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间间隙 不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动 的可能性。 3电控自动换挡变速器 在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算 机和电子控制技术，使之实现自动换挡，并取消了 变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板， 汽车在行驶过程中就能自动完成换挡时刻的判断， 自动实现收油门、离合器分离、选挡、换挡、离合 器接合和油门等一系列动作，使汽车动力性、经济 性有所提高。其工作原理框图见图 3-10。 图 3-10 电控自动换挡变速器工作原理框图