【正文】 將上述有關(guān)參數(shù)代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為 ??? ?? KyKzm KTCngw 3cos2? () 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 maxeT 時，對乘用車常嚙合齒輪和高 擋 齒輪，許用應(yīng)力在 180～ 350MPa 范圍，對貨車為 100～ 250MPa 范圍。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應(yīng)考慮其加工性能及制造成本。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面出的點蝕嚴(yán)重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴(yán)重。 一軸 25 5 6 0m a x1 ????? 離?eTT N中心距變動系數(shù)為 22 ????? m AAy 嚙合角為 os 90c osc os ????? ??? AA ??? ? 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 ??x 而齒輪齒數(shù)比為 ??u 故可以分配變位系數(shù)得 ?x ， ?x 。 確定一擋齒輪的齒數(shù) 初選一擋螺旋角 ??? 2587? 已知一擋傳動比 1gi ，且 87121 zzzzig ?? 為了確定 7z ， 8z 的齒數(shù)，先求齒數(shù)和 ?z 直齒輪 mAz 2?? () 斜齒輪 nmAz 87cos2 ?? ? ? () 由于一擋齒輪為斜齒輪，故可用式 ()計算。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以 15176。選擇模數(shù)時應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質(zhì)量，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。將各數(shù)代入式中得 ?? ?q 則變速器其他各擋的傳動比為 4415221312?????????qiiqiiqiigggggg 中心距的確定 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 A ；對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 A 。 滾針軸承、滑動軸承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。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。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)變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。圖 (a)所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度；但換檔時要求有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換檔困難。 如圖 ～ c 所示為發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū) 動轎車的兩軸式變速器傳動方案。當(dāng)然，常嚙合齒輪副的增多將導(dǎo)致旋轉(zhuǎn)部分 總慣性力矩的增大。發(fā)動機(jī) 排量大的乘用車多用 5 個 擋 。變矩器的作用是通過油液介質(zhì)將發(fā)動機(jī)動力傳遞給變速器，它的傳遞 效率通常只有 80%。福魯特采用耐用的摩擦材料進(jìn)一步完善了變速器的性能。變速器按其操縱方式又可分為自動式、半自動式、預(yù)選式、指令式、直接操縱式和遠(yuǎn)距離操縱式 [2]。 本設(shè)計論述了變速器的總體結(jié)構(gòu)，在設(shè)計中完成了各擋齒輪和軸的計算和校核及 CAD 繪圖等工作。隨著科學(xué)技術(shù)的日益發(fā)展，汽車的各項性能也日臻完善。 變速器都裝有單向的通氣閥以防殼內(nèi)空氣熱脹而漏油及潤滑油氧化。目前為止，變速器經(jīng)歷了幾個發(fā)展階段，主要為： 手動變速器 手動變速器主要采用齒輪傳動的降速原理。理想的無級變速器是在整個傳動范圍內(nèi)能連續(xù)的、無 擋 比的切換變速比，是變速器始終按最佳換 擋規(guī)律自動變速。采用超速 擋 ，可以提高汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性。 變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強(qiáng)度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速；齒輪強(qiáng)度計算及檢驗； 變速器軸設(shè)計計算。 如圖 ～ d 所示為中間軸式變速器的傳動方案，其中 a～ b 為中間軸式五 擋 變速器， c～ d 為中間軸式六 擋 變速器的傳動方案。為此，無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一檔與倒檔，都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，然后按照從抵檔到高檔的順序布置各檔齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。只有駕 駛 員用熟練 的操作技術(shù)（如兩腳離合器）才能 使 換 擋 時齒輪無沖擊，并克服上述缺點；但換擋 瞬間駕 駛 員注意力被分散，又影響行 駛 安全。將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切??；將接合齒的工作面設(shè)計并加工成斜面 ，形成倒錐角等等一些措施可以有效防止脫檔現(xiàn)象的發(fā)生。 采用如圖 所示的傳動機(jī)構(gòu)布置方案。還有，變速器中心取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞 [11]。由于工藝上的考慮，同一變速器 16 中的結(jié)合齒采用同一 模數(shù)。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。則可取 54??z 取一擋小齒輪齒數(shù) 178?z 37175187 ????? ? zzz 18 1 第一軸常嚙合齒輪； 2中間軸常嚙合齒輪； 3第二軸三擋齒輪； 4中間軸三擋齒輪； 5第二軸二擋齒輪； 6中間軸二擋齒輪； 7第二軸一擋齒輪； 8中間軸一擋齒輪； 9第二軸五擋齒輪； 10中間軸五擋齒輪； 11第二軸倒擋齒輪； 12中間軸倒擋齒輪； 13倒擋中間齒輪 圖 變速器傳動簡圖 對 中心距進(jìn)行修正 因為計算齒數(shù)和 ?z 后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的 ?z 和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距 A ，再以修正后的中心距 A 作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，故中心距變?yōu)? mmmzzA n os2 354c os2 )( 8787 ?? ???? ? ?? mm 對中心距進(jìn)行取整，取中心距 70??A mm。取倒擋中間齒輪 13 的齒數(shù)取 2313?z .中間軸倒擋齒輪的齒數(shù)取為 1812?z ，倒擋時的傳動比為?Ri 。m 0 3 127/ ???? ?inn r/min （ 4）掛 4 擋 時 ?T N合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應(yīng)力，提高齒面強(qiáng)度等，可提高齒面的接觸強(qiáng)度。 某些輕型以下的載貨汽車和轎車等變速器的小 模數(shù)（ ～mn ? ）齒輪，采用了 40Cr 或 35Cr 鋼并進(jìn)行表面氰化處理。由圖 得 ?y ， ?y 。因此，比用于通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。 (3)考慮加工工藝及熱處理工藝 大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。變速器低 擋 小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少、齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。漸開線齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數(shù)、分度圓壓力角必須分別相等，兩斜齒輪的螺旋角必須相等而方向相反。 根據(jù)所確定的齒 數(shù)，常嚙合齒輪精確的螺旋角的值為 ?????????)]902/(3)3521a r c c o s [ ()2/()a r c c o s [ ( 2121 Amzz n? 確定其他各擋齒輪的齒數(shù) 確定二擋齒輪的齒數(shù) 二擋齒輪為斜齒輪，則有 ????? zzizz g 24c os902c os2 6565 ?????? ??nmAzz ? 聯(lián)立求解，并對齒數(shù)取整后得 325?z ， 236?z 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力 ???????? ?????652126521 1t a nt a n zzzz z?? 中心距為 ? ? ? ? 24c os2 32332c os2 6565 ?? ????? ??? nmzzAmm 由于調(diào)整后中心距發(fā)生了變化，所以需對 二 擋齒輪進(jìn)行角度變位。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。 表 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 ? ， ?15 ， ?16 ， ? ?25 ～ ?45 一般貨車 GB135678 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 ?20 ?18 ～ ?26 重型車 GB135678 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 低擋、倒擋齒輪 ? ， ?25 小 螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用。實際初可根據(jù)中心距離 A 的尺寸參照下列關(guān)系初選。 汽車爬坡時車速不高，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 [10]。本設(shè)計主 要針對的是輕型汽車，故內(nèi)腔空間比較狹小，只能采用滾針軸承，而第二軸后端采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。因此，目前這種換 擋 方法只在某些要求不高的 擋 位及重型貨車變速器上應(yīng)用。 使 用傳動比小于 1的超速 擋 ，能夠更充分的利用發(fā)動機(jī)的功率， 使 汽車行 駛 1Km 所需 發(fā)動機(jī)曲軸的總轉(zhuǎn)數(shù)減少，因而有助于減少發(fā)動機(jī)磨損和降低燃料消耗。 倒 擋 布置方案分析 與前進(jìn)檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)倒檔，故多次數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。而前者又分為兩軸式、三軸式和多中間軸式變速器。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩。 當(dāng)今世界各大汽車公司對無級變速器的研究都十分活躍。 自動變速器是由液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱機(jī)構(gòu)組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達(dá)到變速變矩 的目的。 [9] 變速器除了要能滿足一定的 使 用要求外，還要保證 使 其和汽車能有很好的匹配性，可以提高汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性，保證發(fā)動機(jī)在有利的工況范圍內(nèi)工作提高汽車的 使用壽命、降低能源消耗、減少汽車的 使 用噪聲等。 變速器能 使 汽車以非常低的穩(wěn)定車速行 駛 ，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機(jī)的最低穩(wěn)定車速是難以達(dá)到的。 I 摘 要 本次設(shè)計的題目是 輕型貨車 變速器設(shè)計 ，采用車型為長城風(fēng)駿皮卡。用變速器轉(zhuǎn)變發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速的必要性在于內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速變化特性的特點是具有相對小的對外部載荷改變的適應(yīng)性 [1]。變速器設(shè)計的目的就是為了滿足上述的要求， 使 汽車在特定的工況下穩(wěn)定的工作。自動變速器與手動變速器的共同點，就是二者都屬于有級式變速器，只不過自動變速器可以根據(jù)車速的快慢來自動實現(xiàn)換 擋 ，可以消除手動變速器 “頓挫 ”的換 擋 感覺。其不足之處在于價格昂貴、維修費用很高，而且 使 用起來比手 動 擋 車費油，尤其是低 4 速行 駛 或堵車中走走停停時，更會增大油耗 [7]。將第一、第二軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩則稱為直接 擋 。根據(jù)軸的不同類型， 分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。 圖 中間軸式變速器傳動方案 在除直接 擋 以外的其他 擋 位工作時，中間軸式變速 器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。 某些汽車的變速器有僅在好路或空車行 駛 時才 使 用的超速 擋 。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪， 使 變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱輥子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。 13 第 3章 變速器主要參數(shù)的選擇和齒數(shù)分配 變速器各擋傳動比的確定 變速器最低擋傳動比的確定 在選擇最低擋傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 影響變速器殼體軸向尺寸的有變速器的擋數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。 表 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) nm 車 型 乘用車的發(fā)動機(jī)排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 am /t ＞ V≤ ＜ V≤ ＜ am ≤ am ≥ 模數(shù) nm /mm ～ ～ ～ ～ 齒形、壓力角及螺旋角 汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表 選取。 17 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。中 心距變動 20 系數(shù)為 ???? mAAy 嚙合角為 os osc os ????? ??? AA ??? ? 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 ???x 而齒輪齒數(shù)比為 ??u 故可以分配變位系數(shù)得 ??x ， ?x 。漸開線齒輪除了