【正文】 資料的查找，總結(jié)一下方案。 常見的倒檔布置方案如圖 31 所示。圖 31b 方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖 31c 方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖 31d 方案對 31c 的缺點做了修改；圖 31e 所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖 31f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。 [14] 綜合考慮以上因素，為了換檔輕便舒適，減小噪聲，倒檔傳動采用圖 31f 所示方案。 汽車設(shè)計課程設(shè)計 房車離合器的設(shè) 計 4 圖 31 倒檔布置方案 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 齒輪形式 汽車變速器上應(yīng)用的齒輪，包括直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪，應(yīng)力要求較低。 [14]與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)且工作噪聲低等優(yōu)點 [14]。 本設(shè)計全部選用直齒輪。 齒輪設(shè)計注意事項：變速器齒輪可以與軸設(shè)計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接 [14]。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 b （圖 32）影響齒輪強度 [6]。要求尺寸 b 應(yīng)該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。所以綜合考慮安全性，在齒輪裝在軸上以后，齒輪應(yīng)能保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸 C 應(yīng)該在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些，至少滿足尺寸要求 [14]： 2)～( dC ? （ 31） 式中： 2d —— 花鍵內(nèi)徑。 輕便性設(shè)計要求，減小質(zhì)量，輪輻處厚 度 ? 應(yīng)在滿足強度條件下設(shè)計得薄些。圖32 中的尺寸 1D 可取為花鍵內(nèi)徑的 ～ 倍。 汽車設(shè)計課程設(shè)計 房車離合器的設(shè) 計 5 圖 32 變速器齒輪尺寸控制圖 [14] 根據(jù)設(shè)計要求，齒輪表面粗糙度數(shù)值應(yīng)該稍微降低，噪聲就會相應(yīng)減少，齒面磨損速度減慢，可以提高齒輪壽命。設(shè)計要求變速器齒輪齒面的表面粗糙度：應(yīng)在 aa ～RR μm范圍內(nèi)選用。設(shè)計齒輪盡量要求齒輪制造精度不低于 7 級。 變速器軸設(shè)計 變速器軸多數(shù)情況下，軸承安 裝在殼體的軸承孔內(nèi)。當變速器中心距小時，在殼體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，可以把輸出軸直接壓入殼體孔中，并固定不動 [14]。 用滑移齒輪方式，實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，一般應(yīng)選用矩形花鍵連接。矩形花鍵可以保證良好的定心和滑動靈活。從加工方便來看，定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開線花鍵要容易 [7]。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過軸與齒輪內(nèi)孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。結(jié)構(gòu)設(shè)計方面，兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副，齒輪副的齒輪與軸之間，常設(shè)置有 滾針軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上（特殊情況）。此時軸的制造，軸的表面粗糙度不應(yīng)低與 μm，硬度不低于 58～ 63HRC。因漸開線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。 [14] 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的齒輪軸，并由螺栓固定。 [14] 從上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設(shè)計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應(yīng)當可以順利拆裝軸上各零件 。此外，還要注意工藝上的有關(guān)問題。 [14] 汽車變速器軸承的選擇 變速器軸承種類很多，變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 [14] 滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方 [8]。 變速器中采用圓錐滾子軸承直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 由于本設(shè)計的變速器，為兩軸式變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑 系列均選用圓錐滾子軸承。 汽車設(shè)計課程設(shè)計 房車離合器的設(shè) 計 6 第 3章 變速器的設(shè)計與計算校核 變速器主要參數(shù)的選擇 本次設(shè)計是在整車參數(shù)已知的情況下，車型已知的情況下進行設(shè)計，整車主要技術(shù)參數(shù)如表 31 所示： 表 31 房車整車主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動機最大功率 117kw 最大功率時轉(zhuǎn)速 2500r/min 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 600Nm 最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速 1500r/min 總質(zhì)量 4500kg 最高車速 120km/h 車輪型號 225/85R16L 對應(yīng)輪胎半徑 r 394mm 檔數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，提高燃 油經(jīng)濟性，變速器的檔數(shù)都有增加的趨勢。目前，一般乘用車用 4～ 5 個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5 個檔。商用車變速器采用 4～ 5 個檔或多檔。載質(zhì)量在 ～ 的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在 ～ 的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。因此，本次設(shè)計的房車變速器為 5 檔變速器。 圖 32 五檔變速器傳動方案簡圖 1一檔主動齒輪 2一檔從動齒輪 3二檔主動齒輪 4二檔從動齒輪 5三檔主動齒輪 6三檔從動齒輪 7四檔主動齒輪 8四檔從動齒輪 9五檔主動齒輪 10五檔從動齒輪 11倒檔主動齒輪 12倒檔中間軸齒輪 13倒檔輸出軸齒輪。 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 gIi應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著條件、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等綜合確定。 汽車爬坡度時車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅(qū)動力用于克 服輪胎與路 汽車設(shè)計課程設(shè)計 房車離合器的設(shè) 計 7 max1mingngiq i??面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 m axm axm ax0m ax )sincos( ???? gmfgmr iiT aar Tge ???? （ 31） 則由最大爬坡度要求的變速器 Ι檔傳動比為 0m axm ax?????????Terag iTrgmi?? （ 32） 最大道路阻力系數(shù)。道路的最大坡度角；式中，??m axm ax?? 根據(jù)驅(qū)動車 輪與路面附著條件 ?? 20max Gr iiT r Tge ?? （ 33） 求得變速器的 Ι檔傳動比為 %6245000m ax2??????????Terg iTrGi?? （ 34） 。荷，面時，驅(qū)動橋承受的載汽車滿載靜止于水平路 ；路面上道路附著系數(shù)，在良好式中， ? ??G ?? 綜上所述，變速器的月 I 擋傳動比為?gIi。 超速檔的的傳動比一般為 ~，本設(shè)計五檔傳動比 igⅤ =。 中間檔的傳動比理論上按公比為： （ 35） 的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另 外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出： q =。 故有，變速器的格擋傳動比如下 ： 表 32 各擋傳動比 中心距 中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局 A（ mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： I II III IV V 倒檔 汽車設(shè)計課程設(shè)計 房車離合器的設(shè) 計 8 3 IA maxA K T? （ 36） 式中 K A中心距系數(shù)。對轎車， K A =~；對貨車， K A =~；對多檔 主變速器， K A =~11； TI max 變速器處于一檔時的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =62803N﹒ m 故可得出初始中心距 A=。 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。 重載車四檔變速器殼體的軸向尺寸 ~。 貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)： 四檔 (~)A 五檔 (~)A 六檔 (~)A 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù) KA 應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便， A取整。 本次設(shè)計采用 5+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 3? =， 變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 齒輪參數(shù) 齒輪模數(shù) 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合 JB11160 規(guī)定 的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3 m a x0 .4 7nem T m m? (37) 其中 maxeT =170Nm，可得出 mn=。 一檔直齒輪的模數(shù) m 3 ? mm (38) 通過計算 m=3。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 2~。本設(shè)計取 。 齒形、壓力角 α、螺旋角 β和齒寬 b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 33 選取。 表 33 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角 α 螺旋角 β 轎車 高齒并修形的齒形 176。， 15176。， 16176。176。 25176。~45176。 一般貨車 GB135678 規(guī)定的標準齒形 20176。 20176。~30176。 重型 車 同上 低檔、倒檔齒輪 176。， 25176。 小螺旋角 汽車設(shè)計課程設(shè)計 房車離合器的設(shè) 計 9 10912 ZZZZi gI ??mAZ 2??壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角 α 取 20176。,嚙合套或同步器取 30176。；斜齒輪螺旋角 β取 30176。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪 的承載能力， b 加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(~)m， mm 斜齒 b=(~)m， mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長