【文章內容簡介】 其接合套的工作寬度初選時可取為 2～ 4mm。 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 ,接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 （ 3） 各檔齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 （ 4） 確定低檔齒輪的齒數(shù) 低檔傳動比 =，其中 A =80mm、 m =3；由 nmAZ ?cos2?? （ 23） 有 ?Z =48 7 此處取 1Z =29，則可得出 2Z =19. 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 ?Z 可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式（ 23）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=80，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 （ 5）確定高檔的齒數(shù) 高檔傳動比 = 同理，由 nmAZ ?cos2?? （ 24） 得 ?Z =48 取 3Z =26， 4Z =22 齒輪參數(shù)計算結果如表 22 所示。 表 22 齒輪參數(shù)計算結果 螺旋角 ?25 低檔齒輪 高檔齒輪 法面膜數(shù) nm 3 3 3 3 端面模數(shù) ?tm ?cosnm 法面壓力角 na 20 20 20 20 法面齒距 nn mp ?? 端面齒距 tt mp ?? 標準中心距 A 80 80 80 80 齒根圓直徑 ff hdd 2?? . 8 齒頂高 ?? anna hmh 3 3 3 3 齒根高 )( ?? ?? chmh annf 齒厚 變速器 傳動機構布置方案 汽車變速器的主要功能是使汽車在各種使用條件下得到足夠的動力性與燃油經濟性，此外還應使汽車具有倒向行駛、中斷動力行駛等。 機械變速器的基本結構主要是由輸入軸、主動輪、從動輪、輸出 軸、中間軸、同步器、軸承、操縱機構等組成 [3]。 圖 21，分別示出了幾種中間軸式五檔變速器傳動方案。 它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速 器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。 圖 21a 所示方案，除 一倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖 21b， c， d 所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 21d 9 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 21 中間軸式五 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。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。 綜上所述選擇第 2 種傳動方案， 前進檔，均用常嚙合齒輪傳動。 與前進檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。為實現(xiàn)倒檔傳動，有些方案利用在 10 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。本設計采用了下面的第四種布置方案。 圖 22 倒 檔 布置方案 圖 22為常見的倒檔布置方案。圖 22b所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖 22c所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖 22d 所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 22c所示方案。圖 22e 所示方案是將中間軸上的一，倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖 22f 所示方案適用于全部 齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒檔傳動采用圖 22g所示方案。 零部件結構方案分析 （ 1） 齒輪形式 變速器用斜齒輪和直齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪雖然制造時稍復雜、工作時有軸向力，但因其使用壽命長、噪聲小而仍得到廣泛使用。直齒圓柱齒輪用于低檔和倒檔 。 （ 2） 換檔結構形式 11 變速器換檔結構型式有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔等三種。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與其操作技術熟練程度無關，從而提高汽車的加速性，經濟性和行駛安全性。 檔數(shù)及各檔傳動比 為了使發(fā)動機在最有利轉速范圍內工作，變速器各檔傳動比之間的關系基本是幾何級數(shù)，故臨檔傳動比比值就是幾何級數(shù)的公比 [4]。 （ 1）最大傳動比 maxi 。 m a x m a x1 m a x 0c o s s ingtg TG f ri Ti????? （ ） （ 25） 式 中 ： 主減速比 0 ? ， G =2305kg， f =, T? =95%， maxtgT =184N mm， r=， 可得 maxi =。 （ 2）最小傳動比 mini 。 m ax 500 377 pgrnu ii? ．， 該公式為計算最小傳動比公式 min 0 729i??． （ 3）其余各擋傳動比比值 。 m a x4m i niq i? 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　 （ 26） 變速器各擋傳動比如表 23 所示 。 表 23 變速器各擋傳動比 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 倒擋 1 中心距的確定 齒輪中心距是變速器很重要的參數(shù)，它對變速器整體尺寸及質量有很大影響。通常根據(jù)經驗公式初選中心距。 經驗公式： 33 m a x1 3 .4 5 1 3 .4 5 1 8 4 7 6 .5 0eAM? ? ? ? ?mm。 12 齒輪參數(shù)的確定 （ 1） 齒輪模數(shù) 初選模數(shù)時，可以參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定，也可根據(jù)大量現(xiàn)代汽車變速器齒 輪模數(shù)的統(tǒng)計數(shù)據(jù)，找出模數(shù)的變化規(guī)律，即經驗公式。利用經驗公式初選模數(shù) ,斜齒輪法向模數(shù) nm =，直齒輪 m =3mm。 （ 2） 齒輪壓 力角 實際上應國家規(guī)定的齒輪標準壓力角為 20 度，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20 度。 （ 3） 齒輪螺旋角 為減少工作噪聲和提高強度，汽車變速器齒輪多用斜齒輪，只有倒檔齒輪。隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應的提高，不過當螺旋角大于 30度時，其彎曲強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上 升，因此從提高低檔齒輪的彎曲強度出發(fā)，并不希望過大，而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，可選取較大值。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍選用 : 轎車變速器： 22~34 ，貨車變速器： 18 ~26 ，在此選用 18 ~30 螺旋角。 （ 4） 齒寬 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬 。 直齒輪 b=(～ ) Tm ，斜齒輪 b =(～ ) nm 。 因此得直齒輪 b=3=14mm ，斜齒輪 b ==20mm ，第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)取大些 b =8=20mm ，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪的壽命。采用同步器換檔，其接合齒的工作寬度初選時可取為 (24)m[5]。 （ 5） 各擋齒輪齒數(shù)的分配 一擋齒輪齒數(shù) 。 921 1 0 1 01 1 02 c o s 5 3 0 1 5 3 1 5 5 3 1 5 3 8g h h hnZZ Ai Z Z Z Z ZZ Z m ?? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?9， ． ， 取 ， ， Z 10 10c o s 0 . 8 6 6 3 0 . 0 1nm Z Z??? ??9（ ）＝ ， 實 際2A 常嚙合齒輪副的齒數(shù) 。 102 119gZZ iZZ? ， 122 cosnm Z ZA ??? （ ）， 1219 35ZZ??， 13 9211 1 024 .6 7 7 4 .6 1 8c o s 0 .8 8 2 2 8 .0 7gnZZiZZm Z Z??? ? ? ?? ??1２與 相 差 不 大（ ）　 ＝ ，2A 其它各擋的齒數(shù) 。 二擋齒數(shù)： 7 7 812 8 78 2 8 2 3 , 3 62 c o sngZ m Z ZZi A Z ZZZ ??? ? ? ?（ ）， ， 722182 883 2 908g ZZi ZZ? ? ? ? ． 與 ． 相 差 不 大　 　 　 　 從抵消或減少中間軸上的軸 向力出發(fā)， 有公式： 7228 1 2 8ta n 1ta n ZZZ Z Z?? ??????? ?? （ 27） 可得： 8 1769? ? ． 三擋齒數(shù)： 5 1362gZ ZiZZ? ， 5662 cosnm Z ZA ??? （ ）， 5627 29ZZ??， 52316 1 7 1 5gZZi ZZ? ? ? ? ． 與 相 差 不 大 由式（ 83）可得： 6 2241? ? ． 五擋齒數(shù)： 3 1512gZ ZiZZ? ， 3442 cosnm Z ZA ??? （ ）， 3415, 38ZZ?? 32414 0gZZi ZZ? ? ? ? .727 與 相 差 不 大 由式（ 83）可得： 4 3051? ? ． 倒擋齒數(shù)： 13 22Z ?取 1 1 1 2 1 1 1 2 522nm Z ZA Z Z?? ? ? ?（ ） 　 　 分配齒數(shù) 12 1115 37ZZ??， ， 2 1 11 1 2 4 1 8 4 5RZ