第三章 機械式變速器設計(科大)

第三章機械式變速器設計第一節(jié)概述第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇第四節(jié)變速器的設計與計算第五節(jié)同步器設計第六節(jié)變速器操縱機構(gòu)第七節(jié)變速器結(jié)構(gòu)元件第八節(jié)機械式無級變速器（自學）第一節(jié)概述功用改變轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速中斷動力傳遞使汽車獲得倒退行駛能力具有動力輸出功能組成操縱機構(gòu)傳動機構(gòu)第一節(jié)概述設計要求保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性設置空檔，用來切斷動力設置倒檔，使汽車能倒退行駛設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出換檔迅速、省力、方便工作可靠，無跳檔、亂檔、換檔沖擊現(xiàn)象傳動效率要高工作噪聲低輪廓尺寸和質(zhì)量小，成本低，維修方便第一節(jié)概述分類CA1091六擋三軸式變速器CA1091六擋變速器分解奧迪100型轎車012變速器液力自動變速器CVT變速器大眾DSG（邁騰）雙離合變速器第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.兩軸式變速器與中間軸式變速器相比較：輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反。軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，易布置；中間擋位傳動效率高，噪聲低；不能設置直接擋，高擋工作噪聲大，易損壞；受結(jié)構(gòu)限制，一擋速比不可能設計得很大；多用于FF布置形式。兩軸五擋變速器傳動簡圖第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析1.兩軸式變速器d圖方案有輔助支承，可提高軸的剛度，減少齒輪磨損和噪聲。倒擋傳動常用滑動齒輪，f圖為常嚙合齒輪；因為一擋主動齒輪尺寸小，同步器多裝在輸出軸上，高擋的同步器可以裝在輸入軸后端（圖d、e）；第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析2.中間軸式變速器第一軸與第二軸的布置與支承；使用直接擋時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，傳動效率高，噪聲低，磨損少，壽命提高；中間擋位可以獲得較大的傳動比；高擋齒輪采用常嚙合齒輪傳動，低擋齒輪可以不采用常嚙合齒輪傳動；除一擋以外的其它擋位，換擋機構(gòu)多采用同步器或嚙合套換擋；有的一擋也采用同步器或嚙合套換擋；各擋同步器或嚙合套多設置在第二軸上。

三軸五擋變速器傳動簡圖第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析2.中間軸式變速器——四檔a、c方案：第二軸為三點支承；有四對常嚙合齒輪；倒擋用直齒滑動齒輪換擋；

a方案能提高中間軸和第二軸剛度。b方案：第二軸為兩點支承。高擋用常嚙合齒輪傳動；一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋；倒擋齒輪是雙聯(lián)齒輪。第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析2.中間軸式變速器——五檔第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析2.中間軸式變速器——六檔第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析2.中間軸式變速器——總結(jié)軸的支承形式不一樣；常嚙合齒輪對數(shù)不一樣，換檔方式不一樣；倒檔傳動方案不一樣；檔位布置位置順序不一樣。第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析3.倒擋布置方案倒擋齒輪同時與兩個齒輪進入嚙合；齒輪應力狀態(tài)差。倒擋雙聯(lián)齒輪同時與兩個齒輪進入嚙合；齒輪應力狀態(tài)得到改善；能夠獲得較大的倒擋傳動比；但兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析3.倒擋布置方案滑動二軸一檔齒輪進行換擋，換檔容易；換檔的方向不同。第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析3.倒擋布置方案中間軸上一、倒擋齒輪做成一體，齒寬加長；全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更輕便。

第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析3.倒擋布置方案——倒檔軸位置與受力分析倒擋齒輪位于一二軸中心線右側(cè)，倒擋軸受力較??；倒擋位置最好單獨設置，便于掛倒擋。第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析4.檔位的布置方案倒擋齒輪應布置在靠近軸的支承處；齒輪作用力大，軸的變形大，齒輪嚙合狀態(tài)變差，磨損加快且工作噪聲增加；按順序布置各擋齒輪，既能保證軸的剛度，又便于裝配；倒擋使用的少，常將一擋布置在最靠近軸的支承處；可以設置附加殼體，將一、倒擋布置在支承的兩側(cè)。高擋齒輪布置在支承中部區(qū)域較為合理；常用擋位的輪齒常因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞。軸變形的偏轉(zhuǎn)角小，齒輪嚙合狀態(tài)較好，可以減少偏載。超速擋的傳動比小于1，僅在好路或空載時使用；充分利用發(fā)動機功率，減少發(fā)動機轉(zhuǎn)數(shù)，磨損小，燃料消耗低；與直接擋比較，傳動效率低、工作噪聲大。

第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析5.超速擋能夠更充分地利用發(fā)動機功率，使汽車行駛1km所需發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)數(shù)減少，有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗，但與直接當相比，會使傳動效率降低、工作噪聲增加。第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案一、傳動機構(gòu)布置方案分析6.傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數(shù)每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)傳遞的功率潤滑系統(tǒng)的有效性齒輪和殼體等零件的制造精度第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析1.齒輪形式第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析2.換擋機構(gòu)形式第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析3.自動脫檔的原因及應對措施原因：接合齒磨損/變速器軸剛度不足/振動措施：使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm，擠壓磨損形成凸肩；將嚙合套齒座齒厚切薄，齒后端面被齒座前端面頂?。粚⒔雍淆X工作面加工成斜面，形成倒錐角；將接合齒的齒側(cè)加工成臺階形狀，也可以防止自動脫擋。第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析4.變速器軸承要求：結(jié)構(gòu)緊湊、尺寸小，否則布置困難；載荷變化大，工作時間長，要能承受高負荷，而且容量足夠大；有些軸承還要能承受軸向力。安裝位置軸承備注第一軸前端有密封圈的球軸承

第一軸后端軸承外圈有擋圈的球軸承無保持架的圓柱滾子軸承軸向力第二軸前端圓柱滾子軸承滾針軸承

第二軸后端軸承外圈有擋圈的球軸承軸向力中間軸前端圓柱滾子軸承

中間軸后端外圈有擋圈的球軸承圓柱滾子軸承軸向力1、軸的支承滾動軸承中心孔二軸支承滾動軸承滾動軸承滾動軸承第二節(jié)變速器傳動機構(gòu)布置方案二、零部件結(jié)構(gòu)方案分析4.變速器軸承圓錐滾子軸承直徑小、寬度大，負荷高，容量大；需要調(diào)整預緊度，裝配麻煩，且磨損后軸易歪斜；不適合用在線膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體上。滾針軸承摩擦損失小、傳動效率高；徑向配合間隙小、定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合；用于齒輪與軸有相對運動的地方；滑動軸套徑向配合間隙大、易磨損；間隙增大，齒輪的定位和運轉(zhuǎn)精度下降，工作噪聲增加。制造容易、成本低。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇一、擋數(shù)增加擋數(shù)，可以改善汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性和平均車速；在傳動比范圍不變的條件下，擋數(shù)增加會使相鄰擋位之間的傳動比比值減小，使換擋容易；要求相鄰擋位傳動比比值在1.8以下，該值越小換擋越容易；高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值，要比低擋區(qū)的小。但擋數(shù)增多，將使結(jié)構(gòu)復雜，輪廓尺寸和質(zhì)量加大，換擋頻率增高將增加換擋難度。乘用車4~5個擋位，排量大用5擋；貨車裝載量2.0~3.5t（5擋），4.0~8.0t（6擋）；多擋變速器用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇二、傳動比范圍指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋傳動比是1.0（直接擋）或0.7~0.8（超速擋）；最低擋傳動比選取的影響因素有:汽車最大爬坡能力；驅(qū)動輪與路面間的附著力；主減速比；驅(qū)動輪的滾動半徑；汽車的最低穩(wěn)定行駛車速。傳動比范圍：乘用車：3.0~4.5；輕型商用車：5.0~8.0；其它商用車輛更大第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇三、中心距A是指中間軸與第二軸或（輸入軸與輸出軸）軸線之間的距離。中心距選取的影響因素：中心距小，則變速器的外形尺寸和質(zhì)量??；但中心距越小，輪齒的接觸應力越大；中心距小，布置軸承不方便，殼體強度差；中心距小，一擋小齒輪齒數(shù)可能過少；中心距過小，為保證強度會使變速器長度增加，影響軸的剛度和齒輪的嚙合狀態(tài)。應當在保證輪齒接觸強度等設計要求的前提下，盡量取小。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇三、中心距A中間軸式變速器中心距的確定根據(jù)經(jīng)驗公式初選中心距：KA為中心距系數(shù)（乘用車8.9~9.3；商用車8.6~9.6；多擋變速器=9.5~11.0）；Temax（N·m）；變速器傳動效率ηg取96%。乘用車變速器中心距的確定可以根據(jù)發(fā)動機排量進行初選（圖３－１６）。排量越大，中心距越大。中心距的范圍（為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)）

乘用車：65~80mm商用車：80~170mm；總質(zhì)量小，則中心距也小。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇四、外形尺寸確定橫向尺寸的影響因素：齒輪直徑殼體壁厚及其與齒輪之間的間隙倒檔齒輪的布置換檔機構(gòu)形式和尺寸軸向尺寸的影響因素：擋數(shù)：乘用車四擋（3.0~3.4）A；商用車四擋（2.2~2.7）A；五擋（2.7~3.0）A；六擋（3.2~3.5）A。換擋機構(gòu)型式：選用同步器多時，取上限。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)1.

模數(shù)——選取的影響因素：第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)1.

模數(shù)——選取的一般原則：對于轎車減少噪聲有較大意義，應選用小模數(shù)；對于貨車減少質(zhì)量有較大意義，應選用大模數(shù)；低檔齒輪用大模數(shù)，而高檔選用小模數(shù)；應符合國家標準（GB/T1357—1987）的規(guī)定。接合齒模數(shù)選取的原則：從工藝方面考慮，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。選取較小的模數(shù)可使齒數(shù)增多，有利于換擋。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)1.

模數(shù)——模數(shù)的選用范圍（mm）第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)2.

壓力角α是指齒輪在嚙合點所受正壓力方向與該點速度方向所形成的銳角。壓力角選取的影響因素：第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)2.

壓力角α選取α的一般原則：轎車要加大重合度以降低噪聲，因此應選用小壓力角；貨車要增大齒輪承載能力，因此應選用大壓力角；直齒輪28°時強度最佳；斜齒輪25°時強度最高。符合國家標準的要求。齒輪α=200，接合齒α=300。國外有些乘用車變速器齒輪采用兩種壓力角：高擋齒輪采用小壓力角以減少噪聲；低擋和倒擋齒輪采用較大壓力角以增加強度；齒輪采用小壓力角和小模數(shù)時，必須采用大的齒高系數(shù)和大圓弧齒根，以提高彎曲強度。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)3.

螺旋角β——選取的影響因素：螺旋角選取的一般原則：轎車變速器齒輪的螺旋角應大于貨車的；大于300時，輪齒抗彎強度下降，因此低檔齒輪β應小些，以15°~25°為宜；β增大時，接觸強度持續(xù)提高，因此高檔齒輪β應大些；中間軸上的軸向力應盡量抵消，以減輕軸承負荷。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)3.螺旋角β——中間軸上軸向力的平衡為了抵消中間軸上兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力，以減少軸承負荷，提高軸承壽命，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的；為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的；中間軸上全部齒輪一律取為右旋，第一、第二軸上的斜齒輪應取為左旋；一、倒擋設計為直齒時，中間軸上的軸向力不能抵消（使用很少），而此時第二軸沒有軸向力作用。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)3.螺旋角β——中間軸上軸向力的平衡軸向力：根據(jù)得到中間軸上兩斜齒輪軸向力平衡的條件：第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)3.螺旋角β——選用范圍當各對齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因造成中心距不等時，可以通過調(diào)整螺旋角消除。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)4.齒寬b若要提高斜齒輪工作平穩(wěn)性，需要齒輪寬度加大，但質(zhì)量增大；螺旋角β增大，但軸向力增大，軸承壽命下降；壓力角α減?。ㄒ话銥闃藴手担?。當齒輪傾斜時，齒寬大則受力不均造成偏載，磨損不均。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)4.齒寬b選用范圍（通常根據(jù)模數(shù)來選定齒寬）第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命；若模數(shù)相同，則擋位低的齒輪齒寬系數(shù)可取的稍大一些。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)5.變位系數(shù)（1）齒輪變位的目的消除齒輪根切現(xiàn)象，提高抗彎強度；配湊中心距A；要求中間軸、第二軸上各對齒輪的中心距必須相同。在模數(shù)已確定的情況下，為滿足傳動比的需要，各對齒輪的中心距（齒數(shù)和）可能不相同，所以要配湊中心距。改善接觸強度，使傳動平穩(wěn)、耐磨損，并降低嚙合噪聲。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)5.變位系數(shù)（2）齒輪變位的分類高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。但不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)5.變位系數(shù)（3）選取原則對齒數(shù)和多的齒輪副，采用標準齒輪傳動或高度變位；對齒數(shù)和少的齒輪副應該采用正角度變位；對高檔齒輪，為保證接觸應力低（c↑，則ρz、ρb↑），應使變位系數(shù)和盡可能取大些；為減少傳動噪聲，變位系數(shù)和c可以取得少一些；對低檔齒輪，應從保證大、小輪齒危險斷面齒厚相等條件來選

1和

2，其中小齒輪的

>0。齒數(shù)少、有根切時應選取正變位修正。正變位齒輪齒條刀中線遠離齒輪中心，變位系數(shù)取正值

(x>0)，稱為正變位齒輪。

負變位齒輪

齒條刀中線靠近齒輪中心，變位系數(shù)取負值

(x<0)，稱為負變位齒輪。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇五、齒輪參數(shù)5.變位系數(shù)（4）實際應用高檔位的c均選用較小值，以獲得低噪聲傳動。如：最高檔及一軸齒輪副的c約在-0.2~0.2。檔位愈低，c應該逐漸加大，以獲得高強度。如：一檔齒輪的c可在1.0以上。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配初選A、m和以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以利齒面磨損均勻。

第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配1、確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動比先求齒數(shù)和計算后取整，然后進行大小齒數(shù)的分配。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配1、確定一檔齒輪的齒數(shù)若Z8取少，則Z7/Z8比值較大，則：在i1已定的條件下，Z2/Z1就小，于是Z1可多取些齒，便于在Z1內(nèi)裝第二軸的前支承，并使齒輪輪輻有足夠的厚度。要求齒輪1的外徑要小于軸承孔直徑。Z8=15~17（乘用車）；Z8=12~17（商用車）計算Z7=Zh-Z8第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配2、對中心距A進行修正修正A的原因：Zh被圓整過。根據(jù)齒數(shù)和、變位系數(shù)等重新計算A（精確到小數(shù)點后兩位）。3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)Z1、Z2根據(jù)上式求得Z1、Z2，進行圓整。再重新核算傳動比和螺旋角。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配4、確定其他各檔的齒數(shù)設二檔齒輪為直齒，m與一檔齒輪相同，則根據(jù)上式可求得Z5、Z6

齒數(shù)取整，核算傳動比和中心距，通過變位調(diào)整。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配4、確定其他各檔的齒數(shù)設二檔為斜齒輪，且螺旋角為β6（未知），有：中間軸上齒輪軸向力相互抵消可求得Z5、Z6、β6； 齒數(shù)取整，核算傳動比和中心距，通過變位調(diào)整。其它各擋齒輪的齒數(shù)用同一方法確定。第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇六、各檔齒數(shù)的分配5、確定倒檔齒輪的齒數(shù)初選倒檔齒輪齒數(shù)，Z10=21~23。計算倒檔軸與中間軸的中心距：A’=m(Z8+Z10)/2為防止干涉，齒輪8和9的齒頂間隙不小于0.5mm，齒輪9的齒頂圓直徑最大為：De9=2A’-De8–1根據(jù)De9選擇合適的Z9；最后計算倒檔軸與第二軸的中心距：A”=m(Z7+Z9)/2。第四節(jié)變速器的設計計算一、齒輪的損壞形式5、確定倒檔齒輪的齒數(shù)1、輪齒折斷：沖擊過載折斷；疲勞折斷。2、齒面疲勞剝落（點蝕）：齒面相互擠壓使齒面細小裂縫中的潤滑油壓力升高→裂縫擴大→齒面表層有塊狀剝落形成麻點。麻點會破壞齒形，加大誤差，增大動載荷→輪齒折斷。3、移動換擋齒輪端部破壞4、齒面膠合

第四節(jié)變速器的設計計算二、輪齒強度計算1.

輪齒彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應力σW

F1——圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d（Tg

—計算載荷，d—節(jié)圓直徑）Kσ——應力集中系數(shù)，可近似取Kσ=1.65；Kf——摩擦力影響系數(shù)，Kf=1.1（主動）或

=0.9（從動）；b——齒寬；t——端面齒距，t=πm，

m為模數(shù)；y——齒形系數(shù)第四節(jié)變速器的設計計算二、輪齒強度計算1.

輪齒彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應力σW（2）斜齒輪彎曲應力σW（重合度影響系數(shù)Kε=2.0）計算載荷Tg按照第一軸轉(zhuǎn)矩為Temax計算；直齒輪（一、倒擋）許用應力在400~850N/mm2；（貨車和承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪應取下限。）斜齒輪許用應力180~350N/mm2（乘用車）；100~250N/mm2（貨車）第四節(jié)變速器的設計計算二、輪齒強度計算2.

接觸應力計算F——法向力，F(xiàn)=F1/(coscosβ)，F(xiàn)1為圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d；Tg為計算載荷；d為節(jié)圓直徑E——彈性模量b——齒輪接觸實際寬度（斜齒輪用b/cosβ）ρz、ρb——主、從動齒輪節(jié)點處曲率半徑。第四節(jié)變速器的設計計算二、輪齒強度計算2.

接觸應力計算曲率半徑ρ=rsinα（直齒輪）或ρ=(rsinα)/cos2β（斜齒輪）計算載荷按第一軸上載荷為Temax/2計算。變速器齒輪的許用接觸應力：

第四節(jié)變速器的設計計算二、輪齒強度計算3.齒輪的材料和工藝齒輪采用滲碳合金鋼（如：20CrMnTi），表層高硬度與芯部高韌性相結(jié)合，以提高齒輪的耐磨性及抗疲勞能力。強力噴丸處理，使輪齒產(chǎn)生殘余壓應力，彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。加大齒根圓弧半徑，可以改善應力集中。齒輪在熱處理之后進行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形，齒輪精度，使傳動平穩(wěn)，效率提高，使彎曲疲勞壽命比剃齒的要高近一倍。

第四節(jié)變速器的設計計算三、軸的強度和剛度計算概述軸的剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，影響齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲。1.初選軸的直徑第二軸和中間軸中部（最大）直徑d≈0.45A；中間軸：d/L=0.16~0.18；第二軸：d/L=0.18~0.21。（L是支承間距離）第一軸花鍵部分直徑d（mm）可按經(jīng)驗公式初選：經(jīng)驗系數(shù)K=4.0~4.6，Temax的單位是Nm。第四節(jié)變速器的設計計算三、軸的強度和剛度計算2.軸的剛度驗算軸在垂直面內(nèi)的撓度和水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角對齒輪工作影響最大。垂直面內(nèi)的撓度使齒輪中心距變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻，磨損增大，壽命降低。第四節(jié)變速器的設計計算三、軸的強度和剛度計算2.軸的剛度驗算（1）求取支點反力，確定計算載荷。中間軸式變速器，應先求出第二軸支點反力。各檔工況都要計算。因為不同檔位的圓周力、徑向力、軸向力不同，而且力到支點的距離也不相同。計算載荷按照作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩為Temax計算。第四節(jié)變速器的設計計算三、軸的強度和剛度計算2.軸的剛度驗算（2）變速器軸撓度和轉(zhuǎn)角的計算F1——徑向力，F(xiàn)2——圓周力。軸在垂直面內(nèi)撓度的允許值[fc]=0.05~0.10mm；軸在水平面撓度的允許值為[fs]=0.10~0.15mm；齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.002弧度；軸的全撓度f≤0.2mm第四節(jié)變速器的設計計算三、軸的強度和剛度計算3.軸的強度驗算徑向力和軸向力使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形；圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形；求垂直和水平面支反力Fc/Fs及相應彎矩Mc/Ms；軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩同時作用下其等效彎矩和應力為：在低擋工作時，[σ]≤400N/mm2；應驗算軸上花鍵的齒面擠壓應力；變速器的軸用與齒輪相同的材料制造。第五節(jié)同步器設計一、慣性式同步器（一）鎖銷式同步器1、組成和結(jié)構(gòu)：摩擦元件——使轉(zhuǎn)速不同的兩個元件，通過摩擦作用迅速達到并保持同步；鎖止元件——防止同步前換入檔位；彈性元件——空擋時，使接合套保持在正確位置。第五節(jié)同步器設計一、慣性式同步器（一）鎖銷式同步器2、工作原理摩擦面接觸，鎖銷相對接合套轉(zhuǎn)動一個角度，占據(jù)鎖止位置。接合套和齒輪的轉(zhuǎn)速逐漸接近直到同步。摩擦力矩消失，接合套將鎖銷向后撥動一個角度，進入換檔位置。第五節(jié)同步器設計一、慣性式同步器（二）鎖環(huán)式同步器換擋時嚙合套帶動滑塊和鎖環(huán)移動，鎖環(huán)錐面與齒輪錐面接觸錐面上的摩擦力矩使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，鎖止面相抵觸，同步器處于鎖止狀態(tài)；摩擦力矩使齒輪與鎖環(huán)迅速同步，期間摩擦力矩總是大于撥環(huán)力矩，防止掛檔；同步后摩擦力矩消失，撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，解除鎖止狀態(tài)，完成同步換擋。北京BJ212型汽車三檔變速器中的二、三檔同步器第五節(jié)同步器設計二、同步器主要參數(shù)的確定1、摩擦因數(shù)f為了獲得較大的摩擦力矩，要求材料的摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定，鎖環(huán)常選用黃銅合金（如：錳黃銅）制造；黃銅合金——鋼材摩擦副在油中工作的摩擦因數(shù)取為0.1；對錐面的表面粗糙度要求較高，保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化?。荒Σ烈驍?shù)大，則換擋省力或同步時間縮短；在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及泄油槽，以保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。第五節(jié)同步器設計二、同步器主要參數(shù)的確定2、鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定接近尺寸b：在摩擦錐面相接觸但嚙合套還沒有相對滑塊軸向移動時，嚙合套與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離。分度尺寸a：滑塊與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離。a和b是保證同步器處于正確鎖止位置的重要尺寸。尺寸b應大于零，取b=0.2~0.3mm。尺寸a應等于1/4接合齒齒距。第五節(jié)同步器設計二、同步器主要參數(shù)的確定2、鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定滑塊轉(zhuǎn)動距離c：是指滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)轉(zhuǎn)動的距離，它影響分度尺寸a；它與滑塊寬度d、缺口寬度尺寸E有如下關(guān)系：E=d+2c；

c與接合齒齒距t的關(guān)系（R1—鎖環(huán)缺口外半徑；R2—接合齒分度圓半徑。）：第五節(jié)同步器設計二、同步器主要參數(shù)的確定同步環(huán)錐面螺紋槽的尺寸螺紋槽頂部窄一些，則刮油效果好；但過窄會使磨損加快，摩擦系數(shù)降低，換擋費力；螺紋槽大一些，便于儲存刮下來的油，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。軸向泄油槽通常為6~12個，槽寬3~4mm。輕、中型汽車總質(zhì)量大些的貨車第五節(jié)同步器設計二、同步器主要參數(shù)的確定錐面半錐角αα越小，摩擦力矩越大；但α過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象；避免自鎖的條件是tgα≥f

。一般取α=6°~8°。摩擦錐面平均半徑RR越大，則摩擦力矩越大；原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些；R會受到中心距A和相關(guān)零件尺寸（如：同步環(huán)徑向厚度）和布置的限制；第五節(jié)同步器設計二、同步器主要參數(shù)的確定錐面工作長度bb小，可縮短變速器軸向長度，但減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。p——摩擦面的許用壓力Mm——摩擦力矩第五節(jié)同步器設計二、同步器主要參數(shù)的確定同步環(huán)徑向厚度受結(jié)構(gòu)布置的限制（中心距A、錐面平均半徑R等）不易取厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度；乘用車同步環(huán)厚度較小，選用錳黃銅等材料采用鍛造工藝加工，能提高材料的屈服強度和疲勞壽命；貨車同步環(huán)用鋁黃銅等材料壓鑄加工；鋼—鉬摩擦副（鋼或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬）比銅環(huán)的強度高、耐磨損；第五節(jié)同步器設計二、同步器主要參數(shù)的確定鎖止角β正確選擇β，可以保證只有在同步時才能進行換擋；選取β的影響因素：f、R、α和鎖止面平均半徑r。β在26°~42°范圍內(nèi)變化。第五節(jié)同步器設計二、同步器主要參數(shù)的確定同步時間：越短越好影響因素同步器的結(jié)構(gòu)尺寸；轉(zhuǎn)動慣量；接合零件的角速度差；摩擦錐面上的軸向力：軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。同步時間乘用車：高擋0.15~0.30s，低擋0.50~0.80s；貨車：高擋0.30~0.80s，低擋1.00~1.50s。第五節(jié)同步器設計三、同步器的設計計算1、計算的目的：計算摩擦力矩，核算同步時間；計算摩擦錐面和鎖止面的角度，確定鎖止條件。2、輸入端轉(zhuǎn)動慣量Jr的計算輸入端零件：換擋過程中，依靠同步器改變轉(zhuǎn)速的零件。它包括第一軸及離合器的從動盤、中間軸及其上的齒輪、與中間軸上齒輪相嚙合的第二軸上的常嚙合齒輪；計算轉(zhuǎn)動慣量時，首先求出各零件的轉(zhuǎn)動慣量，然后按不同擋位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上；轉(zhuǎn)動慣量可以用扭擺法測量或用數(shù)學公式計算。

第五節(jié)同步器設計三、同步器的設計計算3、摩擦力矩和同步時間的計算整車慣量Jc很大，可認為其速度基本不變。要想在時間t內(nèi)同步，所需的摩擦力矩：ωe——發(fā)動機轉(zhuǎn)動角速度；ωa——換擋前的擋位齒輪角速度；ωb——換擋后的擋位齒輪角速度；ik、ik+1——變速器低速檔和高速檔的傳動比。JrJcFαMmωcωr第五節(jié)同步器設計三、同步器的設計計算3、摩擦力矩和同步時間的計算換檔時，實際作用在同步器上的摩擦力矩：F——作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，F(xiàn)=Fsigsη；若想在時間t內(nèi)實現(xiàn)同步，則需有：得到所需的同步時間：第五節(jié)同步器設計三、同步器的設計計算4、鎖止條件的計算為防止同步前換入檔位，必須保證在鎖環(huán)鎖止面上由摩擦力矩Mm2產(chǎn)生的圓周力F1

應大于撥環(huán)力矩產(chǎn)生的圓周力F2

。第五節(jié)同步器設計三、同步器的設計計算4、鎖止條件的計算要想保證同步時換擋