【文章內(nèi)容簡介】 ，變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)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。第二軸后端常采用 深溝球軸承 ，用來承受軸向力和徑向力。 根據(jù)載貨汽車的軸承承受高扭矩和高負荷且有一定軸向力故 中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用圓柱滾子軸承 或圓錐滾子軸承 。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 6～ 20mm。 換檔機構(gòu) 目前汽車上的機械式變速器采用的換檔結(jié)構(gòu)形式有三種： 1. 滑動齒輪換檔：通常是采用滑動直齒輪進行換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的。滑動直齒輪換檔的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、容易制造。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應(yīng)用技術(shù)學院 畢業(yè)設(shè)計 9 缺點是換檔使齒面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用在倒檔上。 2. 嚙合套換檔：用接合套換檔，可將構(gòu)成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合斜齒輪。而斜齒輪上另外有一部分做成直的結(jié)合齒，用來與嚙合套向嚙合。這種結(jié)構(gòu)具有斜齒輪的傳動優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換檔時沖 擊力集中在 12 個輪齒上的缺陷。因為在換檔時，有嚙合套以及相嚙合的結(jié)合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以嚙合套和結(jié)合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。它的缺點是增大了變速器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。 3. 同步器換檔：現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器。使用同步器可減輕結(jié)合齒在換檔時引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經(jīng)濟性和縮短換檔時間等優(yōu)點，從而改善了汽車的加速性，經(jīng)濟性和山區(qū)行使的安全性。其缺點是零件增多，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環(huán)磨損大，壽命低。但是近 年來由于同步器的廣泛使用，受命問題已解決。 上述三種換檔方案，可同時用在同一變速器中的不同檔位上。一般考慮原則是不常用的倒檔和一檔采用結(jié)構(gòu)較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式。對于常用的檔位則采用同步器或嚙合套。 防止自動脫擋的結(jié)構(gòu) 設(shè)計 自動脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導致自動脫擋。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種： 互鎖銷式 圖 23 是汽車上用得最廣泛的一種機構(gòu)，互鎖銷和頂銷裝在變速叉 軸之 間 ，用銷 子 的長度和凹槽來保證互鎖。 圖 23， a 為空檔位置，此時任一 叉 軸可自由移動。圖 23， b， c， d為某一 叉 軸在 工 作位置，而其他叉軸被鎖住。 圖 23互鎖銷式工作原理 擺動鎖塊式 哈爾濱工業(yè)大學 華德應(yīng)用技術(shù)學院 畢業(yè)設(shè)計 10 圖 24 為擺動鎖塊式 互 鎖機構(gòu) 工 作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分 A 檔住其他兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同 時掛入兩檔。 轉(zhuǎn)動鉗口式 圖 25 為 與 上 述鎖塊機構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動鉗 口 式互鎖裝置。 操縱桿撥頭置于鉗 口 中，鉗形板可繞 A 軸轉(zhuǎn)動。選檔時操縱桿轉(zhuǎn)動鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。上海 SH130 型載重 汽 車的變速器互鎖機構(gòu)就采用這種型式。 圖 24擺動鎖塊式互鎖機構(gòu) 哈爾濱工業(yè)大學 華德應(yīng)用技術(shù)學院 畢業(yè)設(shè)計 11 圖 25轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖機構(gòu) 本章小結(jié) 本章 首先先確定了設(shè)計變速器所需的汽車主要參數(shù)以及 傳動機構(gòu)形式的選擇并 依據(jù)變速器幾種常見的傳動機構(gòu)布置方案，對兩軸式和中間軸式的變速器的結(jié)構(gòu)特點作了簡要說明，分析了各種方案的優(yōu)缺點，同時介紹了幾種常見的倒擋機構(gòu)布置方案， 闡述 了各種方案的優(yōu)缺點并對倒檔布置形式做出了選擇 。在 變速器 零部件的 結(jié)構(gòu) 選擇部分 中 ，對變速器齒輪、 軸、 換擋機構(gòu)的形式和變速器防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)進行了分析和說明。最后結(jié)合本次設(shè)計所依據(jù)車輛的主要技術(shù)參數(shù)，選擇了本設(shè)計的傳動機構(gòu)布置方案和零、部件的結(jié)構(gòu)形式，作為以后 變速器 設(shè)計的基礎(chǔ)。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應(yīng)用技術(shù)學院 畢業(yè)設(shè)計 12 第 3 章 變速器 齒輪參數(shù)選擇及 齒數(shù)分配 汽車 主要技術(shù)參數(shù) 型號 陜西陜汽 發(fā)動機額定功率 (kw) 193 外廓尺寸 (mm)(長 寬 高 ) 11916 2500 3162 發(fā)動機最大 轉(zhuǎn) 矩 () (3000～ 3500r/min) 646 輪距 (前 )(mm) 1939 滿載軸荷 前 (kg) 13000 輪距 (后 )(mm) 1800 后 (kg) 16000 軸距 (mm) 前 中（ 4000） 中 后（ 1350） 主減速器減速比 最高車速 (km/h) 90 載質(zhì)量 (kg) 14000 最大爬坡度 (%) 整車整備質(zhì)量 (kg) 15000 輪胎規(guī)格 滿載總重 (kg) 29000 變速器 擋數(shù)和 傳動比的確定 主減速比的確定 iirnuga ? () 式中： au —— 汽車行駛速度 （ km/h）； n —— 發(fā)動機轉(zhuǎn)速 （ r/min）； r —— 車輪滾動半徑 （ m）； gi —— 變速器傳動比 ； 0i —— 主減速器傳動比。 已知：最高車速 maxau = maxav =90 km/h；最高檔為超速檔，傳動比gi =； 車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 20R? 得到 r =533(mm)； 哈爾濱工業(yè)大學 華德應(yīng)用技術(shù)學院 畢業(yè)設(shè)計 13 發(fā)動機轉(zhuǎn)速 n = pn =3000（ r/min）；由公式（ ） 得到主減速器傳動比計算公式 0 ? 變速器最低擋傳動比的確定 在選擇最低擋傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪和地面的附著力、 汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮 來 確定。 汽車爬坡時車速不高，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 [10]。故有 ? ? m a xm a xm a x01m a x s i nc os ???? mgfmgr iiT r Tge ??? () 則由最大爬坡度要求的變速器 1 擋傳動比為 ： Terg iT rfmgi ? ??0m a xm a xm a x1 )s i nc os( ?? () 式中： m － 汽車總質(zhì)量 ， m=29000 Kg； g － 重力加速度 ， ?g m/s2； f － 道路附著系數(shù) ， 02..0?f ； r － 驅(qū)動車輪的滾動半徑 ， =533mm； maxeT － 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 ， =646Nm 0i － 主減速比 ， =； T? － 汽車傳動系的傳動效率 ， ?T? 。 將各數(shù)據(jù)代入式 ()中得 ： 1 ? 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件 ： 哈爾濱工業(yè)大學 華德應(yīng)用技術(shù)學院 畢業(yè)設(shè)計 14 ?? 201m ax Gr iiT r Tge ? 可求得變速器一擋傳動比為 ： 式中 ： 2G － 汽車滿載靜止與水平路面時驅(qū)動橋給地面的 載荷，150002 ?G Kg； ? － 道路的附著系數(shù)，計算時取 ?? ～ ； Terg iT rGi ??0max21 ? = 所以取一檔傳動比為 變速器擋數(shù)和傳動比范圍的確定 變速器的檔位數(shù)根據(jù)不同種類車的用途以及 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。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5 個檔。商用車變速器采用 4～ 5 個檔或多檔。載質(zhì)量在 ～ 的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在 ～ 的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。 檔數(shù)選擇的要求： 相鄰檔位之間的傳動比比值在 以下。 高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此， 本次 設(shè)計的 重型貨車 變速器為 12檔變速器。 變速器其他各擋傳動比的確定 變速器的擋為直接擋，其傳動比為 ，中間擋的傳動比理論上按公比1 11m inm a x ?? ?? ngngngg iiiiq (其中 n 為擋位數(shù) )的幾何級數(shù)排列，實際上與理論值略有出入。將各數(shù)代入式中得 ： q= 則變速器其他各擋的傳動比為 1 ? 2 ? 3 ? 哈爾濱工業(yè)大學 華德應(yīng)用技術(shù)學院 畢業(yè)設(shè)計 15 4 ? 5 ? 6 ? 7 ? 8 ? 9 ? 10 ? 11 1gi ? 12 ? 主副箱傳動比為 611 2 7.. .. .. 4 .4 6ggg iii ? ? ? ? 中心距 A 的確定 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 A ；它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方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。還有，變速器中心 距 取得過小，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 [11]。 由于變速器為中間軸式變速器 ，初選中心距可根據(jù)以下經(jīng)驗公式（ ）計算。 3A e m ax 1 gA = K T i ??? （ ） 式中： A —— 變速器中心距（ mm）； AK —— 中心距系數(shù)，（多檔 ～ ） maxeT —— 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 =646（ ）； 哈爾濱工業(yè)大學 華德應(yīng)用技術(shù)學院 畢業(yè)設(shè)計 16 1i —— 變速器一檔傳動 比為 ； g?—— 變速器傳動效率，取 96%。 將各參數(shù)代入式（ ）得到： A= 初取 A=170mm 變速器齒輪參數(shù)的選擇 模數(shù) 和齒寬選擇 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量 比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 變速器齒輪法向 模數(shù) 由下表給出 車 型 轎車 貨車 微型轎車 中級轎車 中型貨車 重型貨車 模數(shù)nm /mm ～ ～ ～ ～ 本次設(shè)計的為重型貨車故選取模數(shù)為 m= m=6 齒形、壓力角 a 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 對于轎車，為了降 低噪聲，應(yīng)選用小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應(yīng)選用 或 25o 等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標準壓力角為 20o ．所以普遍采用的壓力角為 20o 。嚙合套或同步器的壓力角有 20o 、 25o 、 30o 等，普遍采用 30o 壓力角。 本變速器全部選用標準壓力角 20o 。 齒寬 b 齒寬對變速器的軸向尺 寸 齒輪 工作平 穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。 選用較 大 的齒寬，工作時會 因 軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬 哈爾濱工業(yè)大學 華德應(yīng)用技術(shù)學院 畢業(yè)設(shè)計 17 方向受力不均勻并存齒寬方向磨損 不 均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù) m的大小來選定齒寬 b， b= cK m 式中： cK —— 齒寬系數(shù)，為 ～ 。 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。 本次設(shè)計 齒頂高系數(shù)取 。 齒 輪的修正 為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進行修正。修正的方法有三種： 變刀具與齒輪毛坯的相對位置，又稱變位； ； 3 改變齒輪齒廓的局部漸開線，又稱修形。 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