机械式变速器设计.ppt

第三章,机械式变速器设计,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 变速器的设计计算 第五节 同步器设计 第六节 变速器操纵机构 第七节 变速器结构元件,第三章 重点内容,设计要求 传动机构布置方案 挡数、传动比的选择原则 齿轮参数的选取原则变位和螺旋角 同步器的设计工作原理以及几个关键角度 操纵机构的设计要求,概述,改变汽车的行驶速度和牵引力 使发动机在最有利的工况范围内工作 改变驱动轮的旋转方向 实现空挡 驱动其他机构,功用：,变速器的分类,手动变速器(MT) 自动变速器(AT) 手动/自动变速器 无级变速器(CVT),手动变速器(MT),即用手拨动变速杆才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。 踩下离合时，方可拨得动变速杆。如果驾驶者技术好，装手动变速器的汽车在加速、超车时比自动变速车快，也省油。,自动变速器(AT),自动变速器，利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。 一般来讲，汽车上常用的自动变速器有以下几种类型：液力自动变速器、液压传动自动变速器、电力传动自动变速器、有级式机械自动变速器和无级式机械自动变速器等。 其中，最常见的是液力自动变速器。,液力自动变速器主要是由液压控制的齿轮变速系统构成，主要包含自动离合器和自动变速器两大部分。它能够根据油门的开度和车速的变化，自动地进行换档。,手动/自动变速器,手动/自动变速器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传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。 驾驶者可以在入弯前像手动档般地强迫降挡减速，出弯时可以低中档加油出弯。 现在的自动档车的方向盘上又增加了“+”、“-”换档按钮，驾驶者就能手不离开方向盘加减档。,无级变速器(CVT),无级变速器是由两组变速轮盘和一条传动带组成的。 因此，要比传统自动变速器结构简单，体积更小。 它可以自由改变传动比，从而实现全程无级变速，使汽车的车速变化平稳，没有传统变速器换档时那种“顿”的感觉。 无级变速器属于自动变速器的一种，但它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。,概述,（机械式）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。 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。,类型及组成,按传动比变化特性分,有级式：传动比变化属阶梯式，只具有基若干个数值一定的传动比,无级式：传动比变化连续不断,简单式,两轴式,三轴式,平面三轴式,空间三轴式,组成式：由两个简单式组合而成,行星齿轮式：属轴线旋转式,摩擦式,液力变矩器,电力式,组成（普通齿轮式）,传动机构： 传递和改变扭拒 操纵机构： 实现对传动控制 箱体 ： 保护、贮油,变速器传动机构布置方案,变速器传动机构有三种分类方法,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,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 旋转轴式,变速器传动机构布置方案,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,在汽车传动系中，对于采用发动机前置前轮驱动或发动机后置后轮驱动的汽车，由于受总体布置的影响，一般都采用二轴式变速器。 (1)结构分析 1)两轴式变速器前进挡从输入轴到输出轴只有一对齿轮啮合传递动力；倒挡传递路线中也只有一个中间齿轮，因而机械传动效率高，噪声小。 2)两轴式变速器没有直接挡，因而最高挡的机械效率比直接挡略低，一挡速比不可能设计得很大。 3)前进挡都采用常啮合斜齿轮，传动平稳；由同步器换挡。 4)同步器既可装在输入轴上，也可装在输出轴上，整体结构紧凑。,两轴式变速器的特点,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。,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3-8 发动机纵置时两轴式变速器结构图,发动机纵置时两轴式变速器,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。,传动效率,其特点是： 前进档高挡全部采用常啮合齿轮传动， 换挡机构全部为同步器，并装在输出轴上，同步器布置在输出轴上； 高挡常啮合齿轮布置在附加变速器壳体内承悬臂状输入输出的轴上。,图3-9 发动机横置时两轴式五挡变速器结构图,发动机横置时两轴式变速器,中间轴式变速器的特点,在采用发动机前置后轮驱动的汽车上，广泛使用三轴式变速器。 它由第一轴（输入轴）、第二轴（输出轴）、中间轴、齿轮变速机构、壳体等组成。,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。,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。,中间轴式四挡变速器传动方案示例,中间轴式五挡变速器的特点,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。,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。,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。,图3-5 倒挡布置方案,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。,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防止自动脱挡的措施,自动脱挡是变速器的主要故障之一，一般采取下面的措施,越程结合或错位接合,挂档方向,传动方向,结合齿圈,结合套齿,花键毂,跳档方向,切薄齿式,斜面齿式,结合齿圈,结合套齿,花键毂,结合齿圈,传动方向,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。,1、轴的支承,滚动轴承,中心孔,二轴支承,滚动轴承,滚动轴承,滚动轴承,4变速器轴承,几种轴承,变速器主要参数的选择,1、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45个挡位变速器， 货车变速器采用45个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。,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。 目前乘用车的传动比范围在34.5之间，总质量小谢的商用车在58之间，其它商用车则更大。 确定最高挡： 超速挡：传动比在0.7-0.8，有的还设置两个超速挡 直接挡：传动比1,传动比范围,确定最低挡：考虑3个因素 所要求的汽车最大爬坡度 驱动车轮与路面的附着力,传动比范围,对于越野汽车，最低挡也应满足汽车的最低稳定车速vamin的要求，即满足,中间挡位传动比,1、中间档的传动比一般按照几何级数排列，其公比为： 式中，i1发动机最低稳定转速 in分动器低档传动比。 2、高挡位利用率高，因此高档区相邻档位传动比比值要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。,2、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。 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。,初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算 按照输出转矩,式中，KA为中心距系数， 乘用车：KA=8.99.3， 商用车：KA=8.69.6， 多挡变速器：KA=9.511.0。,乘用车变速器的中心距在6080mm范围内变化， 而商用车的变速器中心距在80170mm范围内变化。,3、外形尺寸 轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）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 （2.22.7）A 五挡 （2.73.0）A 六挡 （3.23.5）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。,4、齿轮参数,机械式变速器一般采用圆柱齿轮，其主要参数包括： 模数、齿数 压力角 螺旋角,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。,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。,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。 选择较小的螺旋角抗弯强度提高 选用较大的螺旋角接触强度提高,斜齿轮传递转矩时，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。 须满足下述条件： Fa1=Fn1tan1 Fa2=Fn2tan2 由于T=Fn1r1=Fn2r2 ，为使两轴向力平衡，必须满足 式中， Fa1、Fa2轴向力； Fn1、Fn2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。,图3-17 中间轴轴向力的平衡,轴向力,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4.58.0 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（24）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。 对于模数相同的齿轮，挡位低的齿轮齿宽系数取得大。,齿轮变位系数,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。,齿轮变位系数的选择原则,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，为减小齿轮的齿根强度，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。,齿顶高系数,一般齿轮的齿顶高系数10 现代乘用车多采用齿顶高系数大于1的细高齿，增大重合度，显著改善强度、噪声、动载荷和振动等方而均比正常齿高的齿轮有,但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖 短齿制现在已不采用,5、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。以图示四挡变速器为例，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。,明确几点： 1)尽可能使各档齿轮的齿数比不是整数，以使齿面磨损均匀。 2)在第一挡传动比已定的情况下，第一轴常啮合齿轮的z2/z1的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证有足够的厚度。 3)考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。 4)传动比的确定要中间轴上小齿轮Z8的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。 轿车中间轴式变速器一挡齿轮齿数z8可在1517之间选取；货车z8可在1217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）,解上述方程式（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。,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） （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。,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）,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）,5）确定倒挡齿轮齿数,图3-18所示的倒挡齿轮z10的齿数，一般在2123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。,变速器齿轮的计算,齿轮 变速器齿轮失效形式：轮齿折断，齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换档齿轮端部破坏、齿面胶合。 轮齿折断的情况： 当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。 疲劳断裂：由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后产生的折断 变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。,变速器齿轮的计算,齿面疲劳剥落（点蚀）：齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这使存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。 齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。,变速器轴的计算,轴 变速器轴承受3个方向的力：切向力、径向力和轴向力 轴在满足刚度的情况下，轴的强度一般都能够满足 在进行轴的刚度和强度验算时，欲求三轴式变速器第一轴的支承反力，必须先求出第二轴的支点反力 每个挡位的齿轮受力都不一样，所以每个挡位都应该验算 如果轴的直径受到限制，可以采用把齿轮直接空套在轴上，以增大轴的直径和刚度,同步器设计,三种换挡方式 直齿滑动齿轮换挡 啮合套 同步器换挡,直齿滑动齿轮换挡 优点： 缺点：产生冲击，产生噪声，影响齿轮寿命和舒适性。要求驾驶员技术较高，采用“两脚离合器”,同步器设计,啮合套： 要求齿轮处于常啮合状态，减轻但是无法消除冲击，对驾驶技术要求较高。 应用：某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器比较还能降低制造成本及减小变速器长度。 同步器： 能够保证迅速、无冲击、无噪声换挡，从而提高汽车的加速性能和行驶安全性能 应用：在机械式手动变速器中广泛采用,同步器设计,同步器的类型：常压式、惯性式和(惯性)增力式，惯性式应用最广泛 按结构分，惯性式同步器有：锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种 惯性式同步器组成：摩擦元件、锁止元件和弹性元件 摩擦元件使被接合的两部分同步 锁止元件用于阻止同步前强行挂档 弹性元件使啮合套等在空档时保持中间位置，又不妨碍整个接合和分离过程,保证摩擦元件首先接触。,同步器设计,锁销式同步器,同步器设计,锁环式同步器,北京BJ212型汽车三档变速器中的二、三档同步器,1一第一轴齿轮 2-滑块 3一拨叉 4一第二轴齿轮 5,9一锁环 6一弹簧圈 7一花键毅 8一接合套 10环槽 11三个轴向槽 12缺口,同步器设计,锁环式同步器,1一第一轴齿轮 2-滑块 3一拨叉 4一第二轴齿轮 5,9一锁环 6一弹簧圈 7一花键毅 8一接合套 10环槽 11三个轴向槽 12缺口,同步器设计,锁环式同步器,中间位置 摩擦元件接触,1、摩擦工作面接触产生摩擦力矩。,工作过程：,同步器设计,锁环式同步器,锁止位置 结合位置,2、锁环转动一角度，锁止，防止接合套前移 3、摩擦力矩增长至同步 4、惯性力矩消失，锁止消失，接合套进入啮合完成换档。,同步器设计,锁环式同步器,中间位置 摩擦元件接触,接近尺寸b=0.2-0.3mm,分度尺寸a,滑块端隙d1,d2,同步器设计,分度尺寸a对锁止面接触面积的影响,同步器设计,同步器的主要参数 1、摩擦因数f：主要是选材的问题 2、同步环主要尺寸 螺纹槽：破还油膜，增加摩擦。 螺纹顶窄则、螺纹槽宽容易破坏油膜，但是压力增加，容易磨损； 锥面半角：锥面半角越小摩擦力矩越大；锥面半角过小则会产生自锁。 其余三个尺寸参数：摩擦锥面平均半径R、锥面工作长度b、同步环径向厚度,同步器设计,同步器的主要参数 3、锁止角(见图325) ：保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档，以后计算。 4、同步时间t 5、转动惯量的计算 换档过程中依靠同步器改变转速的零件统称为输入端零件 可以用能量法计算,同步器设计,5、转动惯量的计算 可以用能量法计算,空套,其余齿轮固定在轴上,同步器设计,同步器的计算 同步器的计算目的 1、是确定摩擦锥面和锁止角的角度，这些角度是用来保证在满足连接健角速度完全相等以前不能进行换档所应满足的条件 2、计算摩擦力矩和同步时间,同步器设计,计算摩擦力矩和同步时间,同步器设计,是确定摩擦锥面和锁止角的角度,精确条件,近似条件，教材324,思考：锁止角取大些或取小些，各会造成什么结果？,变速器操纵机构,功能：完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作 主要要求： 换挡时只能挂入一个挡位：有互锁装置 换挡后应使齿轮在全齿长上啮合：有自锁装置 防止自动脱挡或自动挂挡：有自锁装置 防止误挂倒挡：有倒挡自锁 换挡轻便:机械气动和电控气动，,变速器操纵机构,直接操纵手动换挡变速器，见图310 应用：当变速器布置在驾驶员座椅附近。 布置方案：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 特点：结构最简单，已得到广泛应用。,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3-34 远距离操纵手动换挡 变速器工作原理简图,图3-34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。,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3-35。,图3-35 电控自动换挡变速器 工作原理框图,变速器操纵机构,补充 1、档位变换方式，通常是严格按档位次序(由低档至高档或反向)进行档位变换，见图36，图39,图3-9,变速器操纵机构,补充 2、拨叉 问题：拨叉做平动、转动还是平面运动？,拨叉表面：耐磨，一般需要热处理或镀硬镉，国外普遍采用火焰喷钼。中碳钢经高频感应淬火后其表面硬度可达到HRC45一50，而钼层的表面硬度可达到HRC60以上.,变速器结构元件,变速器齿轮 齿轮的两种结构形式 与轴设计为一体，见图312的中间轴 与轴分开设计，然后用花键（固定或者滑动），过盈配合（固定）或滑动支撑（空套）等方式与轴连接 厚度b影响齿轮强度 C影响齿轮装到轴上以的稳定性，要求C (1.21.4)d2 D1=1.25-1.40,变速器结构元件,变速器轴 第一轴前端装在飞轮内腔，后端轴承定位 中间轴式变速器第二轴前端装在第一轴常啮合齿轮的内腔里，后端轴承定位 如果第二轴长度较长，可以将其前端装在壳体上的支承中，以提高刚度。见图311和图33c,变速器结构元件,中间轴式变速器的中间轴也有两种形式： 固定式中间轴：壳体中心距小，布置轴承困难的时候把轴直接压入壳体。轴不旋转，见图310 旋转式中间轴：见图311和图312 倒挡轴：采用光轴压入壳体 轴上采用的两种花键 矩形花键：移动齿轮换挡 渐开线花键：轴与同步器上的轴套，也用于固定连接,第三章 重点内容,传动机构布置方案 挡数、传动比的选择原则 齿轮参数的选取原则变位和螺旋角 同步器的设计工作原理以及几个关键角度 操纵机构的设计要求,