【文章內(nèi)容簡介】 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。其結(jié)構(gòu)及工作原理將在后面章節(jié)重點(diǎn)講解。 7 軸承形式 變速器要求增加傳遞的功率和質(zhì)量的比值肖，而且要求軸承的可靠性好，容量大，壽命長，故軸承的選用比較重要。 變速器軸承通常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。至于何處應(yīng)該采用何種軸承形式，是受機(jī)構(gòu)的限制并隨軸承的載荷特點(diǎn)不同而不同。 汽車變速器的結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大的軸承受結(jié)構(gòu)的限制，常在布置上有困難，如變速器的輸出軸輸出端支撐在殼體內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)可布置圓柱滾 子軸承， 若空間不夠則采用滾針軸承。作用在輸入軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)輸入后部球軸承傳遞給變速器殼體，此處采用角接觸球軸承。輸出軸輸出端常采用圓錐滾子軸承，以承受徑向力和軸向力。變速器輸出軸輸出端軸承按直徑系列圓錐滾子軸承，軸承的直徑根據(jù)變速器的中心距來確定，并且要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6— 20mm，下限根據(jù)適用于輕型車和轎車。 滾針軸承，滑動(dòng)軸套主要用于在齒輪與軸不是固定連接，并且要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。滾針軸承有滾動(dòng)摩擦小，傳動(dòng)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?dòng)齒套的徑向配合尺寸大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度并使工作噪音增大。優(yōu)點(diǎn)是制造容易，成本低。 因此在本設(shè)計(jì)中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸承。 傳動(dòng)方案的最終設(shè) 計(jì) 通過對(duì)變速器型式、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)與要求，最終確定的傳動(dòng)方案如圖 （ 24） 所示。其傳動(dòng)路線： 1 檔：一軸→ 1→ 2→中間軸→ 10→ 9→ 11 間同步器→二軸→輸出 2 檔：一軸→ 1→ 2→中間軸→ 8→ 7→ 7間同步器→二軸→輸出 3 檔：一軸→ 1→ 2→中間軸→ 6→ 5→ 7 間同步器→二軸→輸出 4 檔：為直接檔，即一軸→ 1→ 3 間同步器→二軸→輸出 5 檔：一軸→ 1→ 2→中間軸→ 4→ 3→ 8 3 間同步器→二軸→輸出 倒檔：一軸→ 1→ 2→中間軸→ 12→ 13→ 11→ 11 間同步器→二軸→輸出 第 3 章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的計(jì)算 變速器主要參數(shù)的選擇 檔位數(shù)的確定及傳動(dòng)比初選 選擇五個(gè)前進(jìn)擋及一個(gè)倒檔 初選傳動(dòng)比為： i1= i2= i3= i4= i5= iR= 中心距的確定 中心距對(duì)變速器的尺寸，質(zhì)量和體積都有直接影響，所選的中心距應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。 初選中心距可以由發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩按照下式直接求出： A= 3 1m ax geA iTK ???? （ 2— 1） 式中 AK 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 maxeT 直接求 A 時(shí)的中心距系數(shù)，對(duì)轎車取 ，對(duì)貨車取 其中 maxeT =121N m， 1i =， g? =， 則 A=（ ~） ? ~ ??? 9 對(duì) A 進(jìn)行修正，初選 A 為 66mm 傳 動(dòng)零件的設(shè)計(jì) 齒輪參數(shù)的初步選擇 1. 初選齒輪模數(shù) m 齒輪模數(shù)選取的一般原則： 1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬； 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬； 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)； 4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3 lTm ? （ 2— 2） 其中 maxeT =121N m，可得出 mn=。取 mn= 則一檔直齒輪的模數(shù) m 3 lTm ? mm （ 2— 3） 其中， ???? 1m axIm iTT eax ，通過計(jì)算得 m=，取 m= 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。變速器中齒輪上的花鍵和結(jié)合套模數(shù)取 或 2。 齒輪材料、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b 1. 初選齒輪材料 由于變速器齒輪的轉(zhuǎn)速高，功率大，結(jié)構(gòu)緊湊，故大都采用滲碳合金結(jié)構(gòu)鋼。表面的高硬度和齒心的高韌度相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性和抗彎曲疲勞解除疲勞強(qiáng)度的能力。因此，本次設(shè)計(jì)采用 40Cr 材料。 2. 齒輪的壓力角 α 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)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(duì)轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車，為提高齒輪承載力，取大些。 根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)，本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角 α 取 α=20176。，嚙合套或同步器壓力角 α取 α=30176。 10 3. 初選斜齒輪的螺旋角 β 為減輕 工作噪音和提高強(qiáng)度，汽車變速器齒輪多采用斜齒輪，因?yàn)樗鼈儌鲃?dòng)平穩(wěn)。 在選取斜齒輪的螺旋角時(shí)，應(yīng)注意下面問題：增大 β時(shí)，齒輪的嚙合系數(shù)增大，是傳動(dòng)平穩(wěn)，噪音低，而且隨著 β角的增加，齒輪的強(qiáng)度也隨之增大。但是，當(dāng) β角大于 30176。時(shí)，彎曲疲勞強(qiáng)度驟然下降，而解除疲勞強(qiáng)度繼續(xù)上升。因此，從提高齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度方面考慮， β不宜過大，從提高齒輪的解除疲勞強(qiáng)度方面考慮， β不宜過小，所以去 β=30176。 應(yīng)當(dāng)注意的是，斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力 AF 。為使軸向力平衡，本設(shè)計(jì)采取的方 法是第一軸和第二軸的齒輪全部左旋，中間軸上的齒輪全部右旋，這樣軸向力經(jīng)軸承傳遞給殼體承受。 4. 初選齒寬 b 齒寬的選取應(yīng)滿足既能減輕變速器的質(zhì)量，同時(shí)又能保證齒輪工作平穩(wěn)的要求。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(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。 根據(jù)《汽車設(shè)計(jì)》，直齒： b= mKc ， cK 取 ~ 斜齒： b= ncmK ， cK 取 ~ 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 各檔齒輪參數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 1. 確定一檔齒 輪的齒數(shù) 一檔采用直齒輪傳動(dòng)，所以不能與其他檔位傳動(dòng)的斜齒輪傳動(dòng)計(jì)算方法混淆。 一檔傳動(dòng)比 11 109121 ZZZZi ?? （ 2— 4） 為了確定 9Z 和 10Z 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ?Z ： ?Z = m2A （ 2— 5） 其中 A=66mm， m=： 故有 ?Z = 取 53 當(dāng)轎車三軸式變速器 ~ ?i 時(shí)， 10Z 可在 15~17 范圍內(nèi)選擇，此處選擇 10Z =15，則 9Z =38。 上面根據(jù)初選的 A 及 m計(jì)算出的 ?Z 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后， 從式（ 25）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從 ?Z 及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。根據(jù)式（ 25）反推出 A= 2. 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 24）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 910112Z ZZiZ ?? （ 2— 6） 12ZZ = ① 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 則 A=?2cos )( 21 ZZmn ? （ 2— 7） 由此可得： nmAZZ ?c os221 ?? （ 2— 8） 根據(jù)已知數(shù)據(jù)可得： 21 ZZ? = ② 取 46 ①與②聯(lián)立可求得 1Z =20 ， 2Z =26。 根據(jù)公式（ 27）可算出此時(shí)一檔的傳動(dòng)比 1i = 傳動(dòng)比校核有： %%100 %1001 11 ????? 理 理i ii 其變化范圍小于 5%，故合格 12 3. 其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動(dòng)比 87122 ZZZZi ?? （ 2— 9） 而 ?i ,故有： ?Z ③ 對(duì)于斜齒輪，nmAZ ?cos2?? （ 2— 10） 故有： 4687 ??ZZ ④ ③④聯(lián)立求得 277?Z ， 198?Z 同理，可計(jì)算出 三檔到五檔得齒輪齒數(shù)，如下表所示 檔數(shù) 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 齒數(shù)（從動(dòng)輪齒數(shù) / 主動(dòng)輪齒數(shù)） 38/15 27/19 23/23 20/26 18/28 4. 倒檔齒輪齒數(shù)的確定 由已知條件，倒檔傳動(dòng)比已經(jīng)確定，為 iR= ，中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪 10 略小，取 1312?Z ，而通常情況下，倒檔軸齒輪 13Z 取21~23，此處取 2313?Z 由 1212131311 ZZZZZZiR ??? （ 2— 11） 可計(jì)算出 11Z =，取 30 因本設(shè)計(jì)倒檔齒輪也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 ： mmZZmA n c os2 )( 1312 ???? ? （ 2— 12） 而倒檔軸與第二軸的中心： 13 mmZZmA n os2 )( 1311 ????? ? （ 2— 13） 5. 變位系數(shù) 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： 1）對(duì)于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 2）對(duì)于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn) 斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。 變速