【文章內(nèi)容簡介】 成凸肩，以阻止自動脫檔。 此段切薄 a b圖23 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ 圖24 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。▇），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖24）。3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20~30），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力（圖25）。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，用較多。 加工成斜面圖25 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ在本設(shè)計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖26所示：圖26 鎖環(huán)式同步器l、4同步環(huán)。2同步器齒鼓。3接合套。5彈簧。6—滑塊。7止動球。8卡環(huán)。9—輸出軸。11齒輪變速器軸承[12]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撐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撐在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間常采用球軸承來承受軸向力。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，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以承受軸向力和徑向力。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。變速器內(nèi)采用圓錐滾子軸承雖然直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負(fù)荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊，裝配麻煩，磨損后軸承易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點，所以不適用于線性膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體。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[13]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。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點。滑動軸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轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易，成本低。畢業(yè)設(shè)計（論文）第三章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個檔位的變速器。本設(shè)計也采用5個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時[1]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。故有 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為 （31）式中 m汽車總質(zhì)量； g重力加速度； ψmax道路最大阻力系數(shù)； rr驅(qū)動輪的滾動半徑； Temax發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； i0主減速比； η汽車傳動系的傳動效率。根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件 求得的變速器I檔傳動比[4]為： （32）式中 G2汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷； φ路面的附著系數(shù)，計算時取φ=~。由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg； rr=； Te max=170Nm； i0=； η=。根據(jù)公式（32）可得：igI =。~，本設(shè)計取五檔傳動比igⅤ=。中間檔的傳動比理論上按公比為：（33）的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：=。 故有：中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： （34）式中 K A中心距系數(shù)。對轎車，K A =~；對貨車，K A =~；對多檔主變速器，K A =~11；TI max 變速器處于一檔時的輸出扭矩：TI max=Te max igI η =﹒m故可得出初始中心距A=。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。~。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：四檔(~)A五檔(~)A六檔(~)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)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。本次設(shè)計采用5+1手動擋變速器，=，變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。（1）齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù)[12]，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合GB135780[5]規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （35）其中=170Nm，可得出mn=。一檔直齒輪的模數(shù)m mm （36）通過計算m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形[13]。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都取相同，轎車和輕型貨車取2~。（2）齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表31選取。表31 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176。，15176。，16176。176。25176。~45176。一般貨車 GB135678規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形20176。20176。~30176。重型車同上 低檔、176。，25176。小螺旋角壓力角較小時，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，為加大重合度以降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角α取20176。,嚙合套或同步器取30176。；斜齒輪螺旋角β取30176。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上的軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度b的大小[13]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。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬[14]：直齒 b=(~)m，mm斜齒 b=(~)m，mm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，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。在初選了中心距、齒輪的模數(shù)[1]和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。一檔傳動比 （37） 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: （38） 其中 A =、m =3；故有。 當(dāng)轎車三軸式的變速器時，則 圖31 檔變速器示意圖[15]，此處取=16，則可得出=35。上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（38）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。這里修正為51，則根據(jù)式（38）反推出A=。由式（37）求出常嚙合齒輪的傳動比 （39）由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ①而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （310）由此可得： （311）而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 。 ②① 與②聯(lián)立可得：=1=34。則根據(jù)式（37）可計算出一檔實際傳動比為： 。 二檔傳動比 （312）而 ，故有：