用啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮制造成常啮合斜齿轮。用啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不参与换档，它们都不会过早损坏，但是不能消除换档冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和是、常啮合齿轮，是变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命短，维修不便）。 （三）同步器换档

现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。

一般倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高档位则采用同步器或啮合套，而该方案采用同步器换档，仅倒档使用直齿轮换档。

二、倒档的形式及布置方案

倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。

常见的倒档结构方案有以下几种：

图2.1

图2.1a）在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四

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档全同步器式变速器中。

图2.1b）所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而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2.1c）所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。 图2.1d）所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图1-2c所示方案。 图2.1e）所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。 图2.1f）所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。 为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.1g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。

综上所述选择第2.1f种倒挡布置方案。

因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。

倒挡轴位置与受力分析

除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响（如图）

第三节 变速器操纵机构方案分析

一、变速器操纵机构的功用

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变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。

二、设计变速器操纵机构时，应该满足以下基本要求

（一）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁;

（二）要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度; （三）应使驾驶员得到必要的手感。

三、换档位置

设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点：

（一）按换档次序来排列 ；

（二）将常用档放在中间位置，其它档放在两边；

（三）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时于1档组成一排。根据以上三点，本次设计变速器的换档位置如下图所示：

图2.2

传动方案的设计

(本次设计传动方案如图2.3所示) 传动路线：

Ⅰ档：一轴→1→2→中间轴→10→9→5、9齿轮间的同步器→二轴→输出 Ⅱ档：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、9齿轮间的同步器→二轴→输出 Ⅲ档：一轴→1 →2→中间轴→4→3→1、3齿轮间同步器→二轴→输出 Ⅳ档：一轴→1→1、3齿轮间同步器→二轴→输出 R档：一轴→1→2→中间轴→8→11→7→二轴→输出

图2.3

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第三章 变速器设计计算

第一节 变速器主要参数的选择

一、轴的直径

第一轴花键部分直径d（mm）初选

d＝K×(Memax)1/3 K——经验系数，K＝4.0～4.6， Memax——发动机最大转矩（N.m） d=23.624-27.167，取d＝26mm

二. 传动比的选择

汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，速度较慢，故可以忽略空气阻力，这时：

Ftmax?Ff?Fimax 式中：Ftmax——最大驱动力； Ff———滚动阻力； Fimax—— 最大上坡阻力。 根据最大爬坡度确定一档传动比 i1≥m×g×(f×cosα

max

+sinα

max

)R0/(Temax?i0?η)

——（《汽车现代设计制造》P36） 式中：Ttmax——发动机最大扭矩；为206N.m i1 ——变速器一档传动比； i0 ——主减速器传动比，i0=6.142； m——汽车总质量＝4215kg； f——道路滚动阻力系数取0.02； η——传动系机械效率，取0.96； g ——重力加速度取9.8；

R0——驱动轮滚动半径，7.00R15=(15*0.5+7*0.8)*25.4=332.74mm； αi1=4.25

由 i1/i2?i2/i3??q —（《汽车理论》第 3版P5-9） 式中，q为常数，也就是各档之间的公比，一般认为q不宜大于1.7-1.8。 i2=2.62；i3=1.62；i4=1.0(直接档)； i1/i2=1.62；i2/i3=1.62；i3/i4=1.62；

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max

——汽车最大爬坡度为35％

i1≥[4215*9.8(0.02cos19.3+sin19.3)0.33274]/206*6.142*0.96=3.95，取