【文章內容簡介】 傳動；圖 14 d所示方案中的倒檔和超 速檔安裝在位于變速器后 部的副箱體內，這樣布置 圖 14 中間軸式五檔變速器傳動方案 除可以提高軸的剛度，減 少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。 圖 15a 所示方案中的一檔、倒檔和圖 b所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪目 錄 佳木斯大學教務處 7 換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。 圖 15 中間軸式六檔變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變 速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 發(fā)動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，如圖 13a、 b所示。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 變速器用圖 14c 所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖14c 所 示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 選擇倒檔傳動方案 圖 16為常見的倒擋布置方案。圖 16b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖 16c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖 16d 所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 16c 所示方案。圖 16e 所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將 其齒寬加長。圖 16f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 16g 所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 目 錄 佳木斯大學教務處 8 本設計采用圖 16f 所示的傳動方案。 圖 16 變速器倒檔傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置 各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 變速器主要零件結構的方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 齒輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜 齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。 換擋結構型式 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 目 錄 佳木斯大學教務處 9 直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減 少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。 采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變 速器中。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長一些（如圖 17a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖 17b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。 2）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 18）。 (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 19）。這種結構方案比較有效， 圖 17 防止自動脫檔的結構措Ⅰ 采用較多。 目 錄 佳木斯大學教務處 10 此段切薄 圖 18 防止自動脫檔的結構措施Ⅱ 加工成斜面 圖 19 防止自動脫檔的結構措施Ⅲ 在本設計中所采用的是 鎖環(huán)式同步器，該同步器是 依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。 但它可以從結構上保證結合 套與待嚙合的花鍵齒圈在達 到同步之前不可能接觸，以 免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同 步器的結構如圖 110所示： 圖 110 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 目 錄 佳木斯大學教務處 11 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。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 汽車變速器結構緊湊、尺寸小、采用尺寸大些的軸承受結構限制，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腔中，內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腔里，因有足夠大的空間常采用球軸承來承受徑向力。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較小 、寬度較寬因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點，所以不適合用于線膨脹系數(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 ，下限適用于輕型車和轎車。 目 錄 佳木斯大學教務處 12 3 IA maxA K T? 第 2 章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件設計 變速器主要參數(shù)的選擇 檔數(shù)和傳動比 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。本設計采用 5 個前進擋和 1 個倒檔。 變速器型式： 5 檔 全同步 機械式 已知參考速比： 1 檔： 2 檔： 3 檔： 4 檔： 5 檔： 倒檔： 中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。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： (21） 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=。 軸向尺寸 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構的布置初步確定。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 ~。貨車變速 器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關： 目 錄 佳木斯大學教務處 13 四檔 (~)A 五檔 (~)A 六檔 (~)A 當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 應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便， A取整。 本次設計采用 5+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 3?92mm=276mm。 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 齒輪參數(shù) 齒輪模數(shù) 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合 JB11160 規(guī)定的標準值 。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3 m a x0 .4 7nem T m m? (22） 其中 maxeT =，可得出 mn=。 一檔直齒輪的模數(shù) m 3 ? mm (23） 通過計算 m=。 同 步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 2~。本設計取 。 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 21 選取。 表 21 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)定的標準齒形 20176。 20176。 ~30176。 重 型車 同上 低檔、倒檔齒輪 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度和表面接觸強度。對轎車而言，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。在本設計中變速器齒輪壓力角 α取 20176。 ,嚙合套或目 錄 佳木斯大學教務處 14 10912 ZZZZigI ??mAZ 2??同步器取 30176。；斜齒輪螺旋角 β取 30176。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 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： 直齒 b=(~)m， mm 斜齒 b=(~)m， mm 本設計直齒齒寬試取 22mm，斜齒齒寬試取 20mm。 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