【文章內容簡介】 從這里就會有部分方法把一擋放置在臨近軸的支承的地方，然后我們就裝倒擋 。 圖 23 倒擋軸位置與受力分析 本設計的檔位布置方案如圖： 圖 24 變速器主要零件結構的方案分析 齒輪型式 咱們的變速器要用的齒輪有直齒輪和斜齒圓柱齒輪 廣西科技大學 2020 屆畢業(yè)設計說明書 6 和直齒輪相比，斜齒齒輪具有較長的使用壽命，并在工作中噪音低 。缺點是制造時稍微更復雜，工作的時候存在軸向力。這個變速器的常嚙 合齒輪我們用斜齒齒輪，盡管這些是會加大常嚙合的齒輪數(shù)，傳動裝置和使得這個慣性加大。直齒圓柱齒輪只在低和倒檔中使用。 這個設計中倒擋采用直齒輪，其他擋選用斜齒輪。 換檔結構型式 這個變速器換擋結構是有直齒滑動齒輪。 在這種方式中，齒面磨損和過早失效，讓駕駛員的心理緊張，和由 變位 和乘坐舒適性產生的噪聲降低。 但此刻駕駛員的注意力分散，會影響行車安全。因此，雖然是這是一種簡單的換擋方式，但是除了一檔，倒檔是很少使用的。 當中間齒輪傳動齒輪和 第二軸 常嚙合 ，換擋時使用移動嚙合套。由于仍不能完全消除換擋沖擊，仍 然需要司機有熟練的技術。因此，現(xiàn)在的換擋方式僅對一些要求不高和重型卡車的變速器適用。因此，使用嚙合套換擋，降低了制造成本，并減少傳輸?shù)拈L度。 同步器換檔快速，無沖擊，無噪音，不管如何熟練的技術或沒有，提高燃料的經濟和 安全駕駛汽車。 在這里和兩個換擋方法去比較，盡管它有一個復雜一點的機制，制造精度又要高一些，較大的軸向尺寸等這些缺點，但是呢他仍然被我們大量使用。 當滑動齒輪很寬的情形下，有更明顯的差別。為了便于操縱，要求換到一個不同檔位時行程要求一樣，例如使用同步器和嚙合套換檔時，很容易實現(xiàn)。 我們知道自動脫擋 是變速器里面主要的故障之一。我們?yōu)榱私鉀Q這個矛盾，現(xiàn)在我們知道在結構上采取措施是相對其他來說有效的方案有下面幾種： 圖 25 防止自動脫擋機構措施 Ⅰ 廣西科技大學 2020 屆畢業(yè)設計說明書 7 圖 26 防止自動脫擋機構措施Ⅱ 圖 27 防止自動脫擋機構措施Ⅲ (1）這里連接兩個交錯的嚙合位置，如圖 15 所示。這樣，當嚙合齒的嚙合端部被接合大概 1? 3mm。兩齒擠壓磨損， 形成了凸肩，來阻止自動脫擋。 (2) 在切割接合套齒座齒的厚度?。p少 ~ ），因此，在頂端面嚙合套換檔后的前環(huán)， 我們這樣就能防止自動脫擋，見圖 16。 (3) 這里是面齒輪可 做斜 ，如倒錐角（ 2176。~ 3176?？傮w傾向），使嚙合齒面防止軸向力自動分塊，見圖 17。 這種方案較為有效，應用多。 變速器軸承 這里的變速器軸承經常是要用球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等等的。然而我們要在什么地方應用什么樣的軸承，是要受到結構制約的并且因這里所要求承受的載荷特點不同所以變化比較大。 如果我們的第二傳動軸前軸承一般來說是 第一軸常嚙合齒輪的內腔里面的 ，但是呢當他有足夠的地方去布置這個圓柱滾子軸承，如果空間萬一是不夠用的就要滾針軸承。為了確保有足夠的軸承壽命，選擇能 承受一定的軸向力不帶保持架的圓柱滾子軸承。我們知道 中間軸上齒輪工作中產生出的軸向力 ，在理論上是前后軸承都要能承受的，我們前端用的圓柱滾子軸承就要去承受這個徑向力，然而我們后端則會用外圈有擋圈的球軸廣西科技大學 2020 屆畢業(yè)設計說明書 8 承或者是圓柱滾子軸承比較好。 我們知道由于小一點的直徑的圓錐滾子軸承，寬度是寬一點的，因此呢，容量會大一點，并能承受相對較高高負荷和要求通過這里的軸承預載荷和軸向間隙是可以消除軸向運動等這一系列的好處。當使用圓錐軸承，軸承預緊力應注意避免留下軸承歪斜導致中間軸承座的熱膨脹的差距，造成損壞齒輪未完全接合。 第一軸的傳 動軸和中間軸軸承，后面的軸承，直徑系列軸承通常由一系列的球軸承或圓柱滾子軸承。 根據變速器中心距來確定軸承直徑，對于輕型卡車和汽車兩個軸承孔之間的距離應不少于 6? 20 毫米。 滾針軸承，主要用于滑動套筒是不固定地連接到軸齒輪的地方，并且兩者需要相對運動。在本設計中，采用圓錐滾子軸承，球軸承和滾針軸承。 廣西科技大學 2020 屆畢業(yè)設計說明書 9 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇 汽車的基本參數(shù) 表 1 雨燕 參數(shù) 表 汽車型號 雨燕 發(fā)動機最大扭矩 車輪型號 185/60 R14 發(fā)動機最大功率 70kw 最高車速 175km/h 最大轉矩轉速 3500r/min 汽車總質量 1091kg 傳動比的選擇 這次設計我們選用入門級微型乘用車，有 5 個前進檔。我們要經過綜合考慮才能能確定最低擋傳動比。 主減速器傳動比的確定 這里的發(fā)動機轉速和車速大小之間的關系 ： oga iirnu ? 這在個式子里面： au 是指車速（ Km/h）， n 是指發(fā)動機的轉速（ r/min）， r 是指車輪滾動半徑大?。?m）， g i 是指變速器的傳動比， oi 是指主減速器傳動比。 我們選擇的最大速度是 175km/h，我們到過的最高級別，傳動比 ， 這里的車輪的滾動半徑要經過輪胎規(guī)格 185/60R14 來算 r=，這里的發(fā)動機轉速為 pn =(～ ) n =4480 ～ 6400, 取 5600r/min 。因為這個公式知道ago uirni ?? = 1 7 6 0 03 7 ??? = 廣西科技大學 2020 屆畢業(yè)設計說明書 10 最低擋傳動比的計算 最大爬坡度確定，滿足最大通過能力，即當使用通過最大坡度的斜坡，驅動力應不小于滾動阻力和 上坡時，電阻（加速阻力零 ，不計空氣阻力）用公式表示如下： m axm ax ifk FFF ?? （ 21） 在這個式子里： maxkF —— 這里指最大驅動力； fF —— 指滾動阻力； maxiF —— 則是最大上坡阻力。 又 r iiTF ek ?01m a xm a x ? m axcos?fmgFf ? m axm ax sin?mgFi ? 代入式（ 21）得 : ? ?m a xm a x01m a x s inc o s ??? ?? fmgr iiT e 得： ? ?? ??0m a xm a xm a x1 s i nco s iTfm g rie?? （ 22 ） 在這個式子里： maxeT —— 這里指發(fā)動機最大扭矩， maxeT =140N m 1i —— 變速器一擋傳動比； 0i —— 主減速器傳動比 , 0i =。 ?—— 汽車傳動系總效率 ,取值 ； m—— 汽車總質量，值為 1091kg； g —— 重力加速度；取 2sm ； r —— 驅動輪滾動半徑，值為 r =； f —— 滾動阻力系數(shù)大小，取 ； max? 為最大爬坡度：一般轎車要能夠爬上 30%的坡，大概 176。 由上式得：toeg iTrmgm g fi ? ?? ????m a xm a xm a x1 )s inc o s( = ) i o ( ?? ????????? = 即 ?gi 由驅動車輪件和地面確定附著條件大?。??? ?????ntgoe Fr ii 1m a xT 就是：toeng i rFi ?? ?? ???m ax1 T這個式子里： nF 是指驅動輪地面法向反向作用力， nF = gm?1 ；? 是指驅動輪以及地面附著系數(shù)，我們取 。 這是 1091kg（前橋負荷為 47% ~ 60%）。 ??? ?????gi 因此一檔傳動比范圍是 1 ?? gi 廣西科技大學 2020 屆畢業(yè)設計說明書 11 初選一檔的傳動比為 ?i 最低穩(wěn)定車速為： oa iirnu1m inm in ? =10Km/h 合格 我們來分各擋的傳動比：選五檔就要按等比數(shù)列來分 qiiiiiiii ???? 54433221 ?i ?i 所以 4 51 iiq? =。 ??? qii ??? qii ??? qii ?i 中心距 我們說的兩軸式變速器中心距就是指輸入軸和輸出軸間的長短。中心距是很小的，要求變大齒輪的接觸應力，減短了齒輪壽命長度。這里還受到一個小齒輪齒不能太少限制，要求中心距應越大。 初定中心距時，依據以下經驗公式 3 1m a x geA iTKA ?? 在式中： A — 變速器中心距（ mm）； AK — 中心距系數(shù)，乘用車： AK =～ ，商用車： AK =～ ，多變速器：AK =～ ； maxeT — 發(fā)動機最大轉矩（ Nm）； 1i — 變速器一擋傳動比； g? — 變速器傳動效率，取 96%。 maxeT =140N.m 1i = 3 1m a x geA iTKA ?? =3 % 4 0)( ??～ =～ (mm) 變速器中心距在 60? 80 毫米范圍，由于總質量與汽車的發(fā)動機尺寸的最大扭矩遞增的關系，因而輕型汽車中心的距離比較小。 一般四擋變速器的殼體軸向大?。?~） A。我們的商用車變速器的軸向尺寸大小就要參考下面數(shù)據來選用啦： 四擋（ ~） A 五擋（ ~） A 六擋（ ~） A 變速器 指選擇常嚙合齒輪對數(shù)和同步器的更多一點，中心距系數(shù)我們將選擇上系廣西科技大學 2020 屆畢業(yè)設計說明書 12 數(shù)。 為了檢測便利， A 取整。故 A=67mm。初選中心距為 A =67mm 五速變速箱的設計，初始軸向外殼尺寸 ： L=3*67=201mm。 我們知道，變速器殼體的軸向尺寸，最終是通過結構尺寸鏈傳動 這樣定下了。 變速器齒輪的設計計算 齒輪模數(shù) 表 2 汽車變速器齒輪 法向的模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機的排量大小V/L 貨車的最大的總質量am /t ＞ V≤ ＜ V≤ ＜am ≤ am ＞ 模數(shù)nm /mm ～ ～ ～ ～ 表 3 汽車變速器常用齒輪的模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.5 2.50 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.50 3.75 4.50 5.50 — 選擇的齒輪模數(shù)通常遵循：在中心距一樣的情況下，選擇較小的模數(shù)可以增加齒的數(shù)目，以及降噪，因此，為了降低噪聲應適當縮減模數(shù)，同時加大齒寬；從工藝方面的思考，各變速齒輪應選一種使用，并且從強度方面的考慮，每個齒輪應該是不同的模數(shù)，降噪有重要的意義，因此，模數(shù)應選取小 。變速器應該在低速齒輪模數(shù)大，其他擋則選小點的模數(shù)。所以說在極少數(shù)情形之下，汽車的變速器各個檔一樣。 齒套、齒大多使用漸開線齒輪。 我們知道它的選用范圍：乘用車和總質量 am 在 ～ 里面的貨車就是 ～ 里面。 依據表 表 2，這次設計中一、二、倒檔齒輪的模數(shù)選取 2. 5mm，而三四五檔為 。 壓力角 ? 當齒輪壓力角小，很大程度的重合度和齒剛度的降低，可以減少動態(tài)負載嚙合，傳動平穩(wěn)，噪聲 。對斜齒輪來說，壓力角是 25176。時有最大強度。因此，乘用車為了提高重合度以減少噪聲應繪制較小的壓力角。在我們的現(xiàn)實中，因為我們國家標準的壓力角就是等于 20176。，我們這里經常要用的是 30176。的壓力角。 對于 汽車，提高重合度，減少噪音，要小，所以傳動 齒輪的壓力角 20。 廣西科技大學 2020 屆畢業(yè)設計說明書 13 螺旋角 ? 選擇斜齒輪螺旋角這個時候，要非常 謹慎，特別注意它對齒輪工作時產生的噪聲大小，還有就是齒輪強度和軸向力影響大小 。該實驗還證明：加大螺旋角，提高了齒輪強度。所以我們說，我們?yōu)榱嗽龃蟮退冽X輪的彎曲強度就是所說的讓他不產生太大的螺旋角，所以我們優(yōu)選為 15? 25。 由于選用兩軸式變速器，所以斜齒輪螺旋角在往下的范圍下選擇： 轎車兩軸式變速器為 20176。 ~25 所以初選定的變速器齒輪螺旋角為： ? =22? 齒寬 b 我們選擇齒寬的時候，這里的齒寬應該要注意要求對變速器軸向尺寸大小，質量大小，以及均勻度，這里的齒輪的強度齒輪的工作力強度夠不夠穩(wěn)定都受到一定的影響。 要求用小一點的齒寬，在另一角度，減少了斜齒輪齒寬平穩(wěn)的優(yōu)勢將被削弱，降低其使用壽命。 相比較寬齒輪寬度的齒輪 ，由于我們的齒輪軸的工作的變形使的變形很多這樣就使得齒輪變得斜一點使得齒寬方向受到的力是很不均的，從而這樣就降低了很多承載能力，并且在齒寬方向的不均勻磨損是比較大的。 通常通過齒輪模數(shù) m（ nm ）的大小來選齒 寬： 直齒： b= mkc ， ck 是指的齒寬系數(shù)，取 ~ 是合理的 斜齒： b= ncmk ， ck 取 ~ 我們的第一軸齒輪齒常寬系數(shù)可以取得相對來說較大一點，這樣就增大接觸線的長度大小，這樣就能使得接觸應力減小一些。對于這樣一個相同的速度齒輪模數(shù)，檔位低一點的齒寬系數(shù)選得大些。 齒頂高系數(shù) 如果我們的齒頂高系數(shù)相對來說比較小一