【文章內容簡介】 二軸上，由變速桿推動撥叉進行操縱換擋。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉矩時稱為直接擋，此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉矩。因此，直接擋的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其它前進擋需要依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉矩。因此，在齒輪中心距（是影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一擋傳動比，這是三軸式的另一優(yōu)點。其缺點是除直接擋外其他各擋的傳動效率有所降低。 兩軸式變速器沒有直接擋， 因此在高擋工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損。由于所設計的汽車是微型汽車 ，發(fā)動機為前置后驅形式， 因此采用四擋中間軸式變速器。 倒擋型號選擇 與前進擋比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，本方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中加入一個中間傳動齒輪的方案。 變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出輪齒磨損加快和工作噪 聲增加。為此，無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一擋與倒擋，都應當布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，然后按照從低擋到高擋的順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。 6 齒輪型式選擇 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。在工作中，多以常嚙合斜齒輪的傳動形式配以同步器或嚙合套換擋。直齒圓柱齒輪僅用于一些變速器的一擋和倒擋。本方案除倒 擋用直齒輪處，其它各齒均用斜齒輪。 軸的結構分析 第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向心寸，其花鍵尺寸與離合器從動盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮，一般都是采用齒側定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動配合。 第二軸制成階梯式的，以便于齒輪的安裝，但各截面尺寸不應相差懸殊。用彈性擋圈定位各擋齒輪雖簡單，但不能承受大的軸向力，且旋轉件端面有滑磨，故僅用于輕型及以下的汽車變速器上。當一、倒擋采用滑動齒輪掛擋時，第二軸的相應花鍵則采用矩形花鍵及動配合，且要求磨削定心外徑及鍵齒側。 中間軸多為旋轉式的并支承在 其兩端的滾動軸承上。其上的一擋齒輪常與軸做成一體，而其它齒輪則用鍵與軸連接，以便于更換。固定式中間軸為僅起支承作用的光軸。 軸承型式 第一軸前軸承采用向心球軸承；后軸承為外圈帶止動槽的向心球軸承，因為它既承受徑向負荷，也受向外的軸向負荷。后軸承的座孔應能使第一軸齒輪通過，以便于工作于拆裝。 第二軸前軸承多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽的單列向心球軸承。某些轎車往往在加長的第二軸后端設置輔助支承，并選擇向心球軸承。 旋轉式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，后軸承為帶止動槽的向心球軸 承。中間軸的軸向力應力求相互抵消，未抵消部分由后軸承承受。 第二軸的常嚙合齒輪多由滾針軸承支承，也有用滑動軸套的。 換擋機構形式 變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。 7 汽車行駛時，因變速器內各轉動齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低。除此之外，采用直齒滑動齒輪換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，制造、拆裝與維 修工作容易，并能減小變速器旋轉部分的慣性力矩，但除一擋、倒擋外已很少使用。本方案中，由于只有在停車時才使用倒擋，而且不經(jīng)常使用，故倒擋采用直齒滑動齒輪。 當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。增設嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉部分的總慣性力矩增大。因此，目前這種換擋方法只在某此要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器換擋比較還有結構簡單、制造容易、能夠降低制造成本及減小變 速器長度等優(yōu)點。 使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。本方案中，除倒擋外，采手同步器換擋。 8 3 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 中心距 對三軸式變速器面言，其中心距系指第一、二軸中心線與中間軸中心線之間的距離。變速器中心距對其尺寸及質量的大小有直接影響。它也代表著變速器的承載能力。三 軸式變速器的中心距 A，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： 3 maxeA TKA? （ mm) （ 3— 1） 式中： KA—— 中心距系數(shù)，轎車取 KA=~,貨車取 KA=~. maxeT —— 發(fā)動機最大轉矩， mN? 則 3 maxeA TKA? = ~ (mm) 初選中心距 A = 66mm. 齒輪模數(shù) nm 變速器齒輪的法向模數(shù)由下表給出的范圍按國標 GB1375— 78 規(guī)定選取。 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) nm （ mm） 車型 微型、普通級轎車 中級轎車 中型貨車 重型車 nm ~ ~ ~ ~ 從輪齒應力的合理性及強度考慮，每對齒輪應有各自的模數(shù)，但從工藝性考慮，一個變速器的齒輪模數(shù)應盡量統(tǒng)一，多采用折衷方案。 出于工藝性考慮，同一變速器的接合齒采用同一模數(shù)，其選取范圍為：轎車及輕、中型貨車取 ~；重型貨車取 ~；選取較小模數(shù)并 增多齒數(shù)有利于換擋。 綜上所述：齒輪的模數(shù)定為 . 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。 轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸 ~. 貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關：四擋（ ~） A 五擋（ ~） A 9 六擋（ ~） A 本次設計微型汽車 4+1 手動擋變速器， 其殼體的軸向尺寸是 3*66mm = 198mm. 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。 齒型、壓力角 ? 及螺旋角 ? 汽車變速器及分動器齒輪都采用漸開線齒廓。為改善嚙合狀態(tài)、降低噪聲和提高強度，現(xiàn)代轎車變速器齒輪多采用高齒且修形的齒形。國家規(guī)定的齒輪標準壓力角為 ?20 ，壓力角 ? 增大使根圓齒厚及節(jié)圓處漸開線曲率半徑都加大，從而使齒輪的彎曲強度與接觸強度都會提高，但不根切的最小齒數(shù)減小，重合度減小，噪聲高亦隨之增大。螺旋角 ? 也應選擇適宜，太小，發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性；太大，會使軸向力過大。增大螺旋角使齒輪嚙合的重合系數(shù)增大，工作平穩(wěn)、噪聲降低，齒的強度也相應提高。但當 ??30? 時，雖然接觸強度會繼續(xù)提高，而彎曲強度則會驟然下降。因此，從提高低擋齒輪的彎曲強度考慮， ? 角也不宜過大。 齒型、壓力角 ? 及螺旋角 ? 車型 齒型 壓力角 ??? 螺旋角 ??? 轎車 高齒并修形的齒形 ， 15， 16， 25~45 一般貨車 GB1356 規(guī)定的標準齒形 20 20~30 重型車 GB1356 規(guī)定的標準齒形 ， 25 低擋、倒擋齒輪 小螺旋角 選擇斜齒輪的螺旋角時，應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、第二軸上的斜齒輪取左旋，第一、第二軸的軸向 力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 變速器各對齒輪之間會因模數(shù)或齒數(shù)不同等原因而使它們的中心距不等，設計時可用調整螺旋角的方法使中心距一致起來。 綜上所述：齒輪的模數(shù)定為 mm； 壓力角定為 ?20 螺旋角為 ?30 齒寬 b 選擇時既要考慮質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證強度及工作平穩(wěn)性的要求。通常可按下式確定： ncmKb? 10 式中： cK —— 齒寬系數(shù)，直齒輪取 cK =~，斜齒輪取 cK =~； nm —— 齒輪的法向模數(shù)。 第一軸常嚙合齒輪副 的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 各擋齒輪齒數(shù)的分配 本設計變速器結構示意圖如下圖所示： 圖 31 變速器結構示意圖 確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比為： 51481 zzzzig ?? 。 （ 3— 2） 為了確定 1z 和 5z 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ?z ：nmAz ?cos2?? 。 （ 3— 3） 其中 A = 66mm， nm = ，故得 ?z = 。 當轎車三軸式的變速器 1gi =~ 時，則 5z 可在 15~17 范圍內選擇，此處選 5z =17，則可得出 1z =29。 上面根據(jù)初選的 A 及 nm 計算出的 ?z 不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后， 11 從式（ 3— 3）看出中心距有了變化，這時應從 ?z 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)。 將 ?z 修正為 46，則根據(jù)式（ 3— 3）反推出 A = 。 確定 常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 3— 2）求出常嚙合齒輪的傳動比 15148 zzizz g ?? （ 3— 4） 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)得 15zz =。 ? 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 ?cos2 )( 84 zzmA n ?? （ 3— 5） 由此可得： 4z + 8z =nmA ?cos2 = 46 ? （ 3— 4）、 ?與 ?聯(lián)立 可得： 4z =， 8z =。取整為 4z =15， 8z =31。 確定其他擋位的齒數(shù) 二擋： 62482 zzzzig ?? （ 3— 6） 又 ∵48zz = 。 ∴62zz = 。 2z + 6z =nmA ?cos2 = 46。 （ 3— 7） 由式（ 3— 6）、（ 3— 7）得： 2z =， 6z =。 取整得： 2z =24， 6z =22。 三擋： 73483 zzzzig ?? （ 3— 8） 又 ∵48zz =。 ∴73zz =。 12 3z + 7z =nmA ?cos2 = 46. (3— 9) 由式（ 3— 8）、（ 3— 9）得： 3z =， 7z =。 取整得： 3z =18， 7z =28。 倒擋：倒擋齒輪采用直齒滑動齒輪，選用的模數(shù)與一擋相同。一般情況下，倒擋齒輪 11z 的齒數(shù)一般在 21~23 之間，此處取 11z =22。中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數(shù)比一擋主動齒 輪 5z 略小，取 10z =15。由 119101148 zzzzzzigr ??? 得 9z =，取整 9z =26?？梢杂嬎愠鲋虚g軸與倒擋軸的中心距 ? ?1011/ 21 zzmA ?? = ，倒擋軸與第二軸的中心距 ? ?119// 21 zzmA ??= . 13 4 變速器的設計與計算 齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)得極