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。
图2 中间轴式五挡变速器传动方案
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图3为中间轴式六挡变速器传动方案。图3a所示方案中的一挡、倒挡和图3b 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。
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。

2、档数

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。
图3 中间轴式六挡变速器传动方案
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图4为常见的倒挡布置方案。图4b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4c方案能获 得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图4d方案对4c的缺点做了修改。 图4e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图4f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。
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产品开发中心 2008.10.18
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目录 一、 二、 三、 四、 五、 六、 七、
概述 中间轴式变速器的特点 变速器主要参数的选择 直齿圆柱齿轮传动的强度计算 斜齿圆柱齿轮传动的强度计算 GJT使用的齿轮CAE分析工具 GJT齿轮开发流程
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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5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=Fn1tanβ1 Fa2=Fn2tanβ2 由于，为使两轴向力平衡，必须满足
图5 中间轴轴向力的平衡
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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：
图1 中间轴式四挡变速器传动方案
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图2为中间轴式五挡变速器传动方案 。图2a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2b、c、d所示方案的各 前进挡，均用常啮合齿轮传动；图2d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。
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二、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。 图1中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别为图1a、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1c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。
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2．压力角α 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°。 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。 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。
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4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。 初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算
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一 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：
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6、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6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
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。
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i1 z2 z7 z 1 z 8 （3-1）
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。
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
直齿 Z h 斜齿 Z h 2A m 2 A cos mn
A K
3 A
T e max i1 g
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。
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5、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
（3-2）
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。
为了缩短变速器轴 向长度，倒挡传动采用 图4g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4 倒挡布置方案