【文章內容簡介】 同樣載荷的情況下其徑向尺寸可以減小，從而縮小中心距，減小變速器的尺寸和質量；錐體、外圈及滾子間基本的幾何關系使?jié)L子能正確對中，確保軸承的可靠性及長壽命；接觸線長加之錐角和配合選擇適當，則可提高 軸的剛度，使齒輪正確嚙合、降低噪聲，減少自動脫檔的可能并提高其壽命；圓錐滾子軸承可通過預緊消除軸向間隙和軸向竄動。 變速器采用圓錐滾子軸承時，為了便于裝配和軸承預緊，通常將殼體設計成沿變速器軸中心線所在平面垂直分開或水平分開。 換檔型式 目前大多數的汽車變速器都采用同步器換檔，本設計也采用同步器換檔，因為使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲的換檔，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行車安全性。但是它也有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán)使用壽命短等缺點。 變速器傳動部分結構的確定 在確定了變速器的齒輪、軸、軸承以及其它一些主要零部件的型式后，就可以結合變速器的傳動方案，確定 SJ變速器傳動部分的結構。 輸入軸通過一個滾針軸承和球軸承固定在變速器殼體上，輸入軸三、四、五檔齒輪通過滾子軸承松套在輸入軸上，三 /四檔同步器 5 通過花鍵與輸入軸相連。五檔同步器與輸入軸五檔齒輪相連，通過軸承松套在輸入軸上，五檔接合齒套與輸入軸制成一體。其他 3 個與輸入軸緊固相連的齒輪從左向右分別為輸入軸二檔齒輪、輸入軸倒檔第 1齒輪和輸入軸二檔齒輪。 上海工程技術大 學畢業(yè)設計（論文） SJ 汽車變速器的設計與優(yōu)化 20 輸出軸上 則 緊固相連著輸出軸四檔齒輪、輸 出軸三檔齒輪、輸出軸五檔齒輪和輸出軸倒檔第 3 齒輪。輸出軸二檔齒輪和輸出軸一檔齒輪通過軸承松套在輸出軸上。一 /二檔同步器固連在輸出軸上。倒檔第 2 齒輪固連在倒檔中間軸上。 輸 入 軸和輸 出 軸的具體結構和其上裝配的零件如圖 、 。 圖 SJ 變速器輸入軸分解圖 ； ； ； ； ； 器套管； ； ； ； 10. 五檔齒輪滾針軸承內圈； ； ； ； 座； 內圈； ； ； ； ； 20.上海工程技術大 學畢業(yè)設計（論文） SJ 汽車變速器的設計與優(yōu)化 21 鎖環(huán)； ／四檔同步器； ； ； ；； 圖 SJ 變速器輸出軸分解圖 ； ； ； ； ； 承支座； 7. 輸出軸內后軸承； ； ； 軸承內圈； ； ／二檔同步器； ； ； 15.二檔齒輪滾針軸承； ； ； ； ； 軸承； ； ； 變速器主要參數的設計 確定了變速器的主要結構之后，需要按照設計的要求，確定變速器的主要參數，以達到設計的要求。 檔數 增加變速器的檔數能改善汽車的動力性和經濟性。但檔數越多，變速器的結構越復雜，并且使尺寸輪廓和質量加大。同時操縱機構復雜，而且在使用時換檔頻率也增高。 上海工程技術大 學畢業(yè)設計（論文） SJ 汽車變速器的設計與優(yōu)化 22 在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數會使變速器相 鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。要求相鄰檔位之間的傳動比比值在 以下 ,要求高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值小。 近年來為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前轎車一般用4～ 5 個檔位，級別高的轎車變速器多用 5 個檔，貨車變速器采用 4～ 5 個檔位或多檔。裝載質量在 2～ 5檔變速器，裝載質量在 4～8T 的貨車采用 6 檔變速器。多檔變速器多用于重型貨車和越野車。本設計考慮設計要求，采用 5檔變速器。 傳動比 變速器的傳動比范圍是指變速 器最低檔傳動比與最高檔轉動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。 選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮。 （ 1）根據汽車最大爬坡度確定 一檔傳動比 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 m a x 1 0 m a x m a x( c o s s in )e g trT i i m g fr ? ???? ????????????????（ ） 則由最大爬坡度要求 得出 的變速器 1檔傳動比 為 上海工程技術大 學畢業(yè)設計（論文） SJ 汽車變速器的設計與優(yōu)化 23 m a x m a x1m a x 0( c o s sin ) 3 .1rgetm g r fi Ti???????????????????????（ ） 式中 m—— 汽車總質量 ,1360kg ； g—— 重力加速度； f—— 道路阻力系數 ,； max? —— 要求最大爬坡 ,30%(176。 )； r —— 驅動車輪的半徑， ； maxeT —— 發(fā)動機最大轉矩， 145Nm? ； 0i —— 主減速器傳動比， ； T? —— 汽車傳動系的傳動效率， (2) 根據驅動輪與地面的附著力確定一檔傳動比 汽車行駛時，為了使驅動輪不打滑，必須使驅動力等于或小于驅動輪與路面間的附著力。 max 1 0e g t ZrT i i Fr ? ?? ?????? ? ??????????????????（ ） 求得的變速器 1 檔傳動比為： 1 m ax 0 etFri Ti?????????????? ? ?????????????（ ） 式中 ZF —— 驅動輪上法向反作用力， 9395N； ? —— 道路的附著系數， ? = (3) 其它各檔傳動比的確定 五檔式變速器中第四檔為直接檔，傳動比為 1。第五檔為超速檔一般取 。一至四檔傳動比 一般 取為等比數列，但是由于變速箱各檔利用率差別很大，高檔利用率比低檔大，所以在現代設計中，變速箱各檔上海工程技術大 學畢業(yè)設計（論文） SJ 汽車變速器的設計與優(yōu)化 24 傳動比并不是正好按等比級數來分配的，而是在高檔區(qū)內相鄰兩檔間的傳動比的間隔比低檔 區(qū)的要小。對于倒檔一般初選與一檔相同，但由于設計方法的影響，一般倒檔為兩對齒輪嚙合，情況較復雜，其設計是在中心距已定的情況下。而中心距又是由一檔所得，所以從強度考慮，倒檔傳動比應小于一檔。當然，若以倒檔來設計中心距則傳動比可大些。各傳動比確定后可依此設計齒輪，實際傳動比可根據齒數調整。 考慮實際傳動比還需要根據齒數調整，故 此處初步設計的傳動比為i1=,i2=,i3=,i4=,i5=， i 倒 ＝ 。 中心距 A 對于兩軸式變速器 ,輸入軸與輸出軸之間的距離稱為變速 器中心距。其大小不僅對變速器的外形尺寸 ,體積和質量大小 ,而且對齒輪的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力就越大，齒輪壽命就越短。最小允許中心距應當由保證齒輪有必要的接觸強度來確定。 變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能性、方便性 以 及不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外受一檔小齒輪齒數不能過少的限制，要求中心距也要大些。 變速器的中心距 A 可根據對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初選： 3 1maxAA K T? ??????????? ? ??????????????（ ） 式中 AK —— 中心距系數。對轎車取 ～ ；對貨車取 ～ ；對多檔主變速器，取 ～ 11； 1maxT —— 變速器處于 1檔時的輸出轉矩， 1max max 1e g gT T i ?? ； 上海工程技術大 學畢業(yè)設計（論文） SJ 汽車變速器的設計與優(yōu)化 25 maxeT —— 發(fā)動機最大轉矩， 145N?m； 1gi —— 變速器的 1 檔傳動比； g? —— 變速器的傳動效率，取 。 初選中心距也可以由發(fā)動機最大轉矩按下式直接求出： 33 m a x 1 4 . 5 1 4 5 7 6A e eA K T m m? ? ? ? ?????? ? ??????????（ ） 式中 AeK —— 按發(fā)動機最大轉矩直接求中心距時的中心距系數，對轎車取 ～ ，對貨車取 ～ 。 轎車變速器的中心距在 65～ 80mm 變化范圍，貨車的變速器中心距在80～ 170mm范圍內變化。原則上總質量小的汽車中心距小。 外形尺寸 變速器的軸向尺寸與檔位數、齒輪型式、換檔機構的結構型式等都有直接關系，設計初可根據中心距 A的尺寸參用下列關系初選。 商用車變速器殼體的軸向尺寸： 四檔 （ ～ ） A 五檔 （ ～ ） A 六檔 （ ～ ） A 乘用車變速器殼體的軸向尺寸：（ ～ ） A 變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 此處由于選用五檔變速器，故其外形尺寸初定為 3A＝ 228mm。 軸的直徑 變速器的軸應設計成階梯式。當變速器工作時，軸除了傳遞轉矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向力。在這些力的作上海工程技術大 學畢業(yè)設計（論文） SJ 汽車變速器的設計與優(yōu)化 26 用下，變速器軸必須有足夠的 強度和剛度。軸的剛度不足會產生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性產生影響，增加工作噪聲。 輸入軸花鍵部分直徑 d可按下式初選 3 m ax 21ed K T m m?????????????????????????（ ） 式中 K 為經驗系數， K=,Temax為發(fā)動機最大轉矩（ 145N? m） 其它部分的軸徑按變速器的結構需求，考慮階梯式的原則進行設計。 齒輪參數 （ 1）模數的選取 遵循的一般原則：為了減少噪聲，應 合理減少模數，增加齒寬；為使質量小，應合理增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同一種模數；而從強度方面考慮，各檔齒數應有不同的模數。減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數應選小 。 對貨車，減小質量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數。 低檔齒輪應選大些的模數，其他檔位選另一種模數。少數情況下汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數。 嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線齒輪。由于工藝上的原因，同一變速器的接合齒模數相同。選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換檔。 根據圓柱齒輪強度的簡化 計算方法，可列出齒輪模數 m 與彎曲應力 之間有如下關系： 直齒輪模數： 3 2wcfj yzK KKTm ?? ?? ?????????????????????????（ ） 上海工程技術大 學畢業(yè)設計（論文） SJ 汽車變速器的設計與優(yōu)化 27 式中 jT ——計算載荷， N?mm； ?K —— 應力集中系數，直齒齒輪取 ； fK —— 摩擦力影響系數，主動齒輪取 ，被動齒輪取 ； Z—— 齒輪齒數； cK —— 齒寬系數，直齒齒輪取 ～ ； y—— 齒形系數。齒高系數 f相同、節(jié)點處壓力角不同時： yy ? ， yy ? ， yy ? ， 2025 yy ? ；壓力角相同、齒高系數為 時， ??? ； w? —— 輪齒彎曲應力，當 maxej TT ? 時，直齒齒輪的許用應力850~400][ ?w? MPa。 斜齒齒輪法向模數： 3 cos2wcjn yKzK KTm ?? ???? ???????????????????????（ ） 式中 ?K —— 應力集中系數，斜齒齒輪取 1. 5； ? —— 斜齒齒輪螺旋角； cK —— 齒寬系數，斜齒齒輪取 ～ ； ?K —— 重合度影響系數，取 2； y —— 齒形系數，按當量齒數按 3/ cosnZZ ?? 查詢； w? —— 輪齒彎曲應力，轎車變速器斜齒齒輪取 350~180][ ?w? MPa，貨車變速器斜齒齒輪取 250~100][ ?w? MPa。 汽車變速器齒輪法向模數取值范圍如下： 微型、輕型轎車， ～ ； 中型轎車， ～ 3； 上海工程技術大 學畢業(yè)設計（論文） SJ 汽車變速器的設計與優(yōu)化 28 中型貨車， ～ ； 重型貨車， ～ 6。 同步器和嚙合套的接合齒多采用漸開線 齒，取值范圍為： 轎車及輕型、中型貨車為 2～ ； 重型貨車為 ～ 5。 出于工藝考慮，模數應盡量統(tǒng)一。 (2)壓力角的選擇 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。 變速器齒輪用 20176。 ,接合套或同步器的接合齒壓力角用 30176。 (3)螺旋角的選擇 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意 它 對齒輪工作噪聲 、 齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大 的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用： 轎車變速器： 兩軸式變速器為 20176?！?30176。 中間軸式變速器為 22176。～ 34176。 貨車變速器： 18176。～ 34176。 (4)齒寬的選擇 上海工程技術大 學畢業(yè)設計（論文）