【文章內(nèi)容簡介】 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 （ 1） 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 檔傳動比為： （ 2） 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； 5+1 變速器的 研究及設(shè)計 18 max1mingngiq i??2 .5 51 .6 91 .1 2 ( 1)g IIg IIIg IViii??? 修 正 為3 IA maxA K T? rr=； Te max=170Nm； i0=； η=。 根據(jù)公式（ 2）可得： igI =。 超速檔的的傳動比一般為 ~，本設(shè)計去五檔傳動比 igⅤ =。 中間檔的傳動比理論上按公比為： （ 3） 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)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出： q =。 故有 ： 中心距 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： (4) 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(gòu)的布置初步5+1 變速器的 研究及設(shè)計 19 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(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，其殼體的軸向尺寸是 3? =， 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。 齒輪參數(shù) （ 1）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(yīng)符合 JB11160 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 3 m a x0 .4 7nem T m m? (5) 其中 maxeT =170Nm，可得出 mn=。 一檔直齒輪 的模數(shù) m 3 ? mm (6) 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。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 2~。本設(shè)計取 。 （ 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 1 選取。 表 1 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 5+1 變速器的 研究及設(shè)計 20 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、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，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(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 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。 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 5+1 變速器的 研究及設(shè)計 21 10912 ZZZZigI ??mAZ 2??在 初選了中心距、齒輪的模數(shù)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。 確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比 （ 7） 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù)， 先求其齒數(shù)和 ?Z : （ 8） 其中 A =、 m =3；故 有 ??Z 。 圖 11 五檔變速器示意圖 當(dāng)轎車三軸式的變速器 ~?gIi 時，則 范圍內(nèi)選擇可在 17~1510Z ，此處取10Z =16，則可得出 9Z =35。 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(diào)整為整數(shù)后，從式（ 8）看出中心距有了變化，這時應(yīng)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)。 這里 ?Z 修正為 51，則根據(jù)式（ 8）反推出 A=。 5+1 變速器的 研究及設(shè)計 22 91012 ZZiZZ gI ?? ?ZZ?co s2 )( 21 ZZmA n ??nmAZZ ?c os221 ???gIi8712 ZZZZig ??? ?ZZnmAZ ?cos2????gi 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 7）求出常嚙合齒輪的傳動比 （ 9） 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 （ 10） 由此可得： (11) 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 5321 ??ZZ 。 ② ① 與②聯(lián)立可得： 1Z =1 2Z =34。 則根據(jù)式（ 7）可計算出一檔實際傳動比為： 。 確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動比 （ 12） 而 ，故有： ③ 對于斜齒輪， （ 13） 故有： 5387 ??ZZ ④ ③ 聯(lián)立④得： 2231 87 ?? ZZ 、 。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 2726 65 ?? ZZ 、 ；四檔齒輪 5+1 變速器的 研究及設(shè)計 23 1212131311 ZZZZZZigr ???)(21 1312 ZZmn ?)(21 1311 ZZA ????3716 43 ?? ZZ 、 。 確定倒檔齒 輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設(shè)計中倒檔傳動比 gri 取 。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10 略小，取 1312?Z 。 而通常情況下，倒檔軸齒輪 13Z 取 21~23，此處取 13Z =23。 由 （ 14） 可計算出 2711?Z 。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A′ = (15) =50mm 而倒檔軸與第二軸的中心 : (16) =。 5+1 變速器的 研究及設(shè)計 24 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的 優(yōu)點，有避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按 保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，