【文章內容簡介】 承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。變速器 第一軸前端支撐在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間，常采用一端有密封圈的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，經第一軸后不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。由于變速器向輕量化方向發(fā)展的需要，要求減少變速器中心距，這就影響倒軸承外徑的尺寸。為了保證軸承有足夠的壽命，可選用能承受一定軸向力的無保持架的圓柱滾子軸承。 8 中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，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由困難時，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，而 后端 采用外圈由擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。圓錐滾子軸承因有直徑較小、寬度較寬，因而容量大，可承受高負荷和通過對軸承預緊能消除軸向竄動等優(yōu)點，故在一些變速器上得到應用。圓錐滾子軸承也有裝配后需要調整預緊，使裝配麻煩且磨損后軸易歪斜，從而影響齒輪正確嚙合等一些缺點。當采用錐軸承時，要注意軸承的預緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間隙而使中間軸歪斜。導致齒輪不能正確嚙合而損壞。因此。錐軸承不適合用在線性系數比較大的鋁合金殼體上。 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。軸承的直徑根據變速器中心距確定，并保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 620mm。 滾針軸承、滑動軸套主要用在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、經向配合間隙小、定位及運轉精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的經向間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加。滑動軸套的優(yōu)點是制造容易、成本低。第二軸的兩端采用深溝球軸承，第二軸中和齒輪配合的軸承采用滾針軸承，中間軸兩端采用深溝球軸承。 9 第 3 章 變速器主 要參數的選擇 中心距 A 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 A。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 A。它是一個基本參數，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對齒輪的接觸強度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證齒輪必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與反便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外， 受一擋小齒輪齒數不能過少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。 對于中間軸式初選中心距 A 時，可根據下述公式計算 A=KA 31max ge iT ? () 式中， A 為中心距（ mm）； KA 為中心距系數，貨車取 KA ＝ － ； maxeT為發(fā)動機的最大轉矩（ ）； 1 i 為變速器一擋傳動比； g? 為變速器傳動效率，取 96％。 分析該車發(fā)動機及相關參數：該車為輕型載貨汽車，參考相關車型，選擇輪胎型號為：。 按下試計算輪胎半徑： 0 .0 2 5 4 [ (1 )]2s drb ?? ? ? () 其中λ =； 取λ = 代入數據 得 sr? mm 其中 KA ＝ ， maxeT ＝ 200N m ， 1gi ＝ 4 10 檔位數和 傳動比： 根據公式： m a x m a x 00 .3 7 7 ra g nrU ii??? ? （ ） 求得主減速比 0i = 再根據 式 m a x m a x1 m a x 0c o s s ingretGGirTi? ? ??? ? ? ????? （ ） 確定一檔傳 動比。 其中： G =23765N ? = max? = r = maxeT =200N M 0gi = t? = 得 1gi ? 根據車輪與路面附著條件確定一檔傳動比： T210maxsg Gri Te i? ?? () 2G 為汽車滿載時靜止于水平路面驅動橋給路面的載荷，參考同類車型2G =23765N, ? 為道路附著系數，計算時取 ? =，在此取 。 代入數據得 1gi ? 11 初選一檔傳動比為1gi=4 其他各檔傳動比按等比數列來分配：則2gi=， 3gi=， 4gi =, 5gi = 把一檔傳動比代入中心距公式計算變速器中心距： A= 圓整后取 A=83mm 。 齒輪參數的選取 模數 齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。 在變速器中心距相同的的條件下，選取較小的模數，就可以增加齒輪的齒數，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲、所以為了減少噪聲應合理減少模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；從工 藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數；減 少乘用車齒輪工作噪聲又較為重要的意義，因此齒輪的模數應選的小些。 表 汽車變速器齒輪的法向模數 nm 車型 微型、輕型轎車 中級轎車 中型貨車 重型汽車 nm 由于設計車型為輕型貨車，所以取 nm =3 mm 。 壓力角 ? 齒輪壓力角較小時。重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進入嚙合和推出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利 于降低噪聲；壓力角較大時， 12 可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為28176。時強度最高，超過 28176。時強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為 25176。時強度最高。因此理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應取用 176。，15176。， 16176。， 176。等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用 176?；?25176。等大些的壓力角。 實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為 20176。，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為 20176。在這次設計中我選用壓力角 ? ＝ 20176。 螺旋角 ? 的選取 選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲的、齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲低。試驗還證明：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 30176。時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。斜齒輪的螺旋角一般在 20176。到 30176。之間。 齒寬 b 在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量， 應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的有點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒寬方向受力不均勻造成便載，導致承載能力降低，并載齒寬 方向磨損不均勻。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 斜齒 b= nm cK , cK 為齒寬系數取為 － 直齒 cK = 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數 cK 可取大些，使接觸線長度增加，接觸 13 應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數相同的各擋，擋位低的齒輪的齒寬系數取得稍大。 齒輪變位系數的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設計中的一個重要環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產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，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 齒輪變位主要有兩類：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之和等于零。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相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點使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之和不等于零。角度變位即具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。 由幾對齒輪安裝在中 間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各擋傳動比的需要，使各相互嚙合的齒輪副的齒數和不同。為保證各對齒輪由相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。對于斜齒輪傳動，可以通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。我在齒輪設計中齒輪沒有達到根切，采用改變螺旋角大小的方法來保證中心距，所以沒有采用齒輪變位。 各擋齒輪齒數的分配及傳動比的計算 在初選中心距、齒輪模數和螺旋角后，可根據變速器的擋數、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。應該注意的是，各擋齒輪的齒數比不應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻 。 一檔和倒檔采用直齒輪，其余采用斜齒，同取 m=3mm。 結構簡圖如下： 14 mAZ 2?? 圖 變速器結構簡圖 確定一檔齒輪的齒數 一檔傳動比 911 2 10g ZZi ZZ?? （ ） 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數 ， 先求其齒數和 ?Z （ ） 其中 A =83mm、 m =3；故 15 ?cos2 )( 21 ZZmA n ??nmAZZ ?c os221 ??有 Z? =，取整，得 55。 根據輕型貨車三軸式變速器可知， 10Z =14~18 此處取 10Z =14，則可得出 9Z =41。 上 面根據初選的 A 及 m 計算出的 ?Z 可能不是整數，將其調整為整數后，從式（ ）看出中心距有了變化，這時應從 ?Z 及齒輪變位系數反過來計算中心距 A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。 這里 ?Z 修正為 51，則根據式（ ）反推出 A=83mm。 確定常嚙合齒輪副的齒數 由式（ 37）求出常嚙合齒輪的傳動比 101129g ZZ iZZ?? () 由已經得出的數據可確定 12 ZZ ? ① 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （ ） 由此可得： （ ） 而根據已求得的數據可計算出： 1248ZZ?? ② ① 與 ② 聯(lián)立可得： 1Z = 2Z =28。 16 nmAZ ?cos2?? 確定其他檔位的齒數 二檔傳動比 712 28g ZZi ZZ?? （ ） 而 2 ? ，故有： 78 ZZ ? ③ （ ） 對于斜齒輪， 故有： 7852ZZ?? ④ ③ 聯(lián)立 ④ 得： 7834 18ZZ??、 。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 5629 23ZZ??、 ；四檔齒輪 3428 24ZZ??、 。 確定倒檔齒輪的齒數 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比gri 取 4。倒檔傳動齒輪的齒數 和 一檔主動 齒輪 10 相近 ，取 14。 17 求各擋齒輪的變位系數并進行修正 各擋齒輪的變位系數根據變位系數線圖來選取： 圖 變位系數線圖 一擋 ： 0A = A=83 0A ≠ A 進行角度變位： ?? coscos AAo?? 則計算