【文章內(nèi)容簡介】 轉(zhuǎn)部分的總慣性矩增大。 因此，目前這種換 檔 方法只在某些要求不高的 檔 位及重型貨車變速器上應(yīng)用。這是因?yàn)橹匦拓涇?檔 位間的公比較小，則換 檔 機(jī)構(gòu)連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換 檔 ，并 且還能降低制造成本及減小變速器長度。 使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換 檔 ，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換 檔 方法比較，雖然它有機(jī)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。 使用同步器或嚙合套換 檔 ，其換 檔 行程要比滑動齒輪換 檔 行程小。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，換入不同 檔 位的變速桿行程要求盡可能一樣。 8 自動脫 檔 是變速器的主要故障之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施比較有效的 方案有以下幾種： 圖 31防止自動脫 檔 的機(jī)構(gòu)措施Ⅰ 圖 32防止自動脫 檔 的機(jī)構(gòu)措施Ⅱ 圖 33防止自動脫 檔 的機(jī)構(gòu)措施Ⅲ 1）將兩接合齒的嚙合位置錯開，見圖 31。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約 1~3mm。使用中接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，用來阻止接合齒自動脫 檔 。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?~），這樣，換 檔 后嚙合套 9 的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫 檔 ，見圖 32。 3）將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜 2176。 ~3176。 ）， 使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫 檔 的軸向力，見圖 33。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。 變速器軸承 變速器軸承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承在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力。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，此處常用軸承外圈有 檔 圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產(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。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，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，磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。 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?；瑒虞S套的優(yōu)點(diǎn)是制造容易，成本低。 在本次設(shè)計(jì)中主要選用了圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承和滾針軸承。 10 第四章 變速器設(shè)計(jì)和計(jì)算 檔 數(shù) 增加變速器的 檔 數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性。 檔 數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換 檔 頻率也增高。 在最低 檔 傳動比不變的條件下，增加變速器的當(dāng)屬會是變速器相鄰的低 檔 與高 檔之間傳動比比值減小，是換 檔 工作容易進(jìn)行。要求相鄰 檔 位之間的傳動比比值在 以下 ,該制約小換 檔 工作越容易進(jìn)行。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(shù)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(zhì)量在2~ 的貨車采用 5 檔 變速器，裝載質(zhì)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。 選用的是 5 檔 變速器。 傳動比范圍 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(zhuǎn)動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機(jī)參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。 目前轎車的傳動比范圍在 3~4 之間，輕型貨車在 5~6 之間，其他貨車則更大。 轎車的傳動比范圍為 ： 1 中心距 A 對中間軸式變速器 ， 是將中間 軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距 。 其大小不僅對變速器的外形尺寸 ， 體積和質(zhì)量大小 ， 而且對輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當(dāng)有保證齒輪有必要的接觸強(qiáng)度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。此外受一 檔 小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。 11 A= 31max geA iTK ? （ 41） = ?9 3 ?? =85mm 式中， A 為中心距（ mm） ； AK 為中心距系數(shù) ， 轎車 ： AK =~； maxeT 為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（ mN? ） ； 1i 為變速器一 檔 傳動比； g? 為變速器傳動效率 。 轎車變速器的中心距在 65~80mm 變化范圍。原則上總質(zhì) 量小的汽車中心距小。 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（ ~） A。 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù) K 應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便， A 取整。 設(shè)計(jì)的是五 檔 變速器，初定軸向殼體尺寸為 300mm。 軸的直徑 變速器工作時軸除傳遞轉(zhuǎn)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。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強(qiáng)度。軸的剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙 合，對齒輪的強(qiáng)度和耐磨性產(chǎn)生影響，增加工作噪聲。 中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑 D=，軸的最大直徑 D 和支撐間距離 L 的比值，對中間軸， D/L=~； 對第二軸， D/L=~。 第一軸花健部分直徑 D（ mm）可按下式初選 d=K3 T emax (42) = 3 245? =26mm 式中 K 為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)， K=~， maxeT 為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（ mN? ） 第二軸和中間軸中部直徑 D==? 85=36mm 12 齒輪參數(shù) 模數(shù)的選取 遵循的一般原則：為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質(zhì)量小，增加數(shù)，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各 檔 齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各 檔 齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù)。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(shù)應(yīng)選??；對貨車，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大 些的模數(shù)。 低 檔 齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)，其他 檔 位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各 檔齒輪均選用相同的模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應(yīng)，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量 am 在 ～ 的貨車為 ～。 選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換 檔 。 初選齒輪模數(shù) m= 齒輪法向模數(shù) nm = 壓力角 ? 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(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。 變速器齒輪壓力角為 20? 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用 30176。 。 螺旋角 ? 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工 作噪聲齒輪的強(qiáng)度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過當(dāng)螺旋角大于 30? 時，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低 檔 齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以 15? ～ 25? 為宜 ；而從提高高 檔 齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)選用較大螺旋角。 斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時應(yīng)力求中間軸 13 上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同 檔 位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計(jì)成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一 檔 和倒 檔 設(shè)計(jì)為直齒時，在這些 檔 位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消 (但因?yàn)檫@些 檔 位使用得少，所以也是允許的 )，而此時第二軸則沒有軸向力作用。 根據(jù)圖 41可 知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件 111 tan ?na FF ? （ 43） 222 tan ?na FF ? （ 44） 由于 T=2211 rFrF nn ?，為使兩軸向力平衡，必須滿足 2121tantan rr??? （ 45） 式中， Fa1， Fa2 為作用在中間軸齒輪 2 上的軸向力， Fn1， Fn2 為作用在中間軸齒輪 2 上的圓周力； r1， r2為齒輪 2 的節(jié)圓半徑； T 為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。 圖 41 中間軸軸向力的平衡 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 轎車中間軸式變速器為 22? ～ 34176。 初選的 螺旋角 ? =28? 14 齒寬 b 應(yīng)注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。 考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應(yīng)該選用較小的