【正文】 因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 變速器零部件結(jié)構(gòu)方案分析 變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 齒輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱 齒輪僅用于低檔和倒擋。 換檔結(jié)構(gòu)型式 換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種 [2]。 直齒滑動齒輪換檔的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時(shí)齒高級轎車三軸五檔手動機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)說明書 8 端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，除一檔、倒檔外很少采用。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完 全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。 采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個(gè)問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長一些（如圖 23a） 或者兩接合齒的嚙 合位置錯(cuò)開（圖 23b），這樣在嚙合時(shí)使接合齒端部超過被接合齒約 1~3mm。使用中因接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。 此段切薄 a b 圖 23 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施 Ⅰ 圖 24 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施 Ⅱ 高級轎車三軸五檔手動機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)說明書 9 圖 25 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施 Ⅲ 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（ ~），這樣，換檔后嚙 合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖 24）。 3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 20~30），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力（圖 25）。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，用較多。 在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖 26 所示： 圖 26 鎖環(huán)式同步器 l、 4同步環(huán) 。2同步器齒鼓 。3接合套 。5彈簧 。6— 滑塊 。 7止動球 。8卡環(huán) 。9— 輸出軸 。 11齒輪 高級轎車三軸五檔手動機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)說明書 10 變速器軸承 變速器軸承 [12]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。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。 汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間常采用球軸承來承受軸向力。作用在第一軸 常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以承受軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。變速器內(nèi)采用圓錐滾子軸承雖然直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊，裝配麻煩，磨損后軸承易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)，所以不適用于線性膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體。 變速器第一軸、第二軸的 后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6～ 20mm,下限適用于輕型車和轎車。 滾針軸承、滑動軸套 [13]主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運(yùn)動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點(diǎn)?；瑒虞S套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加。滑動軸套的優(yōu)點(diǎn)是制造容易，成本低。 三、變速器主要參數(shù)的選擇 與主要零件的設(shè)計(jì) 變速器主要參數(shù)選擇 檔數(shù)與傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5 個(gè)檔位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用 5 個(gè)檔位。 根據(jù) 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式 確定主減速器傳動比 : 高級轎車三軸五檔手動機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)說明書 11 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I TrT i i m g f m gr ? ? ? ?? ? ?maxmax 0rgemg ri Ti? ??max 2e gI TrTi Gr ? ??2max 0rgIeTGri Ti??? iirnuga ? 式中： au —— 汽車行駛速度（ km/h）； n —— 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速（ r/min）； r —— 車輪滾動半徑（ m）； gi —— 變速器傳動比； 0i —— 主減速器傳動比。 已知：最高車速 maxau =203km/h；最高檔為超速檔，傳動比 gi = (超速檔的的傳動比一般為 ~，本設(shè)計(jì)取五檔傳動比 取 )；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 205/60R16 得到 r =(mm)； 由于發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)速略大于最大功率轉(zhuǎn)速 6000r/min；所以根據(jù)公式，可取 0i = 。 選擇最低檔傳動比時(shí)，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。 汽車爬陡坡時(shí) [1]車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 則由最大爬坡度要求的變速器 Ⅰ 檔傳動比為 = （ 31） 式中 m汽車總質(zhì)量； g重力加速度； ψmax道路最大阻力系數(shù)； rr驅(qū)動輪的滾動半徑； Temax發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； i0主減速比； η汽車傳動系的傳動效率。 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件 求得的變速器 I 檔 傳動比 [4]為： = （ 32） 高級轎車三軸五檔手動機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)說明書 12 max1mingngiq i??3 IA maxA K T?式中 G2汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動橋給路面的載荷； φ路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 φ=~，本設(shè)計(jì)取 。 由已知條件： 取 滿載質(zhì)量 2020kg； rr= Te max=226Nm i0= η=。 可 取 igI = 中間檔的傳動比理論上按公 比為： （ 33） 的等比數(shù)列，實(shí)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(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出： q = 故有 ： g g gi = 2 . 3 8 i = 1 . 6 2 i = 1 . 1 0 1 )Ⅱ Ⅲ Ⅳ， ， （ 修 正 為 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(qiáng)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(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定： （ 34） 式中 K A中心距系數(shù)。對轎車， K A =~； 本設(shè)計(jì)取 K A = TI max 變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =﹒ m 故可得出初始中心距 A=。 外形尺寸 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(jī)構(gòu)的布置初步確定。 轎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(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù) KA 應(yīng)取給出系數(shù)高級轎車三軸五檔手動機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)說明書 13 的上限。為檢測方便， A 取整。 本次設(shè)計(jì)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) （ 1）齒輪模數(shù) 建議用下列各式選取齒輪模數(shù) [12]，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合 GB135780[5]規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)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? （ 35） 其中 maxeT =226Nm，可得出 mn=。 一檔 、倒擋 直齒輪的模數(shù) m 3 ? mm （ 36） 通過計(jì)算 m=3。 同步器和嚙合套的接合大都采 用漸開線齒形 [13]。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都取相同，轎車和輕型貨車取 2~。本設(shè)計(jì)取 。 （ 2）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 31 選取。 表 31 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項(xiàng)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(biāo)準(zhǔn)齒形 20176。 20176。~30176。 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 176。， 25176。 小螺旋角 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對轎車，為加大重合度以降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)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(shí)應(yīng)力求使中間軸上的軸向力相互抵消。高級轎車三軸五檔手動機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)說明書 14 10912 ZZZZigI ??為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度 b 的大小 [13]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(yàn)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(qiáng)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