【文章內(nèi)容簡介】 片進行調(diào)整和定位。軸上齒輪和同步器通過軸肩和軸套來定位。 變速器的殼體 殼體有整體式和對分式兩種。整體式殼體與上蓋組成一體，優(yōu)點是變速器前后軸承孔的同心度容易保證，裝配、檢查方便，殼體多用鑄鐵制造，上蓋多用鋁合金壓鑄；對分式殼體又分為前后對分式和上下（左右）對分式，其加工精度要求高， 并多為鋁合金壓鑄件，主要用于轎車和輕型車。 變速器殼體尺寸盡可能小，同時質(zhì)量也要小，并且具有足夠大的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜。變速器橫向斷面尺寸應能保證布置下齒輪，而且設計時還應當注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪的齒頂之間留有 5－ 8mm 的間隙，否則增加了潤滑油的液壓阻力，會產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于 15mm 的間隙。 為了加強變速器殼體的剛度，在殼體上應設置加強筋。加強筋的方向與軸支承處的作用力的方向有關。變速器殼體不應有不利于吸收齒輪的震動和噪聲的大平面。 為了注 油和放油，在變速器殼體上設有注油孔和放油孔。為保證變速器內(nèi)部為大氣壓力，在頂部有通氣塞，殼體設有動力輸出孔，還有倒擋檢查孔。為了減小變速器的質(zhì)量，殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁厚取 。采用鑄鐵鑄造時，壁厚取 5— 6mm。增加變速器壁厚，雖然能提高殼體的強度和剛度，但會增加變速器的質(zhì)量，并使消耗的材料增加，提高了成本。本設計中，變速器的殼體的壁厚取 6mm。 變速器操縱機構(gòu)的方案分析 變速器操縱機構(gòu)應能保證駕駛員能夠準確可靠的使變速器掛入所需要的任意擋位，并隨時可以退到空擋狀態(tài)。一般變速器操縱機構(gòu)由變 速桿、撥叉、撥叉軸以及安全裝置等組成。 對五擋變速器而言，一般具有三根撥叉軸。一倒擋、二三擋和四五擋各占一根撥叉軸。 不同的變速器其擋數(shù)和操縱機構(gòu)的結(jié)構(gòu)和布置都可能不同，從而相應于各擋位的變速桿上端手柄位置排列（擋位排列）也不同，應此，汽車駕駛室內(nèi)的儀表盤上（或操縱手柄上）應由該變速器的擋位排列圖。 為了保證變速器在任何情況下都能準確、安全、可靠地工作，對其操縱機構(gòu)提出以下要畢業(yè)論文 8 求： 掛擋過程中，若操縱變速桿推動撥叉前移或后移的距離不足時，則滑動齒輪（或接合套）與相應的齒輪（或接合齒圈）將不能在全齒圈上嚙合，因 而影響齒輪的壽命。即使達到全齒圈嚙合，也可能由于汽車的振動或其它原因，使滑動齒輪（或接合套）自動軸向移動，因而減少齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合（自動脫擋）。為防止自動脫擋，并保證齒輪全齒嚙合，應在操縱機構(gòu)中設置自鎖裝置。 若變速桿能同時推動兩個撥叉，即可能同時掛入兩個擋位。由于兩個擋位的傳動比不同，必將使嚙合的各個齒輪相互產(chǎn)生機械干涉，變速器將無法工作，情況嚴重時還將使零件破壞。為防止同時掛入兩個擋位，必須在操縱機構(gòu)內(nèi)設置互鎖裝置。 汽車在行進中，若誤掛倒擋，變速器齒輪間將發(fā)生極大的沖擊，導致零件的損壞 。汽車起步時若誤掛倒擋或者高速擋，則容易出現(xiàn)安全事故。為防止誤掛倒擋或者高速擋，操縱機構(gòu)中應設有倒擋鎖和高速擋鎖裝置。 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 齒輪形式： 變速器中的齒輪一般不外于兩種 : 直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪在 一檔和倒檔使用較多 , 它們結(jié)構(gòu)簡單 , 制造容易。 但是使用滑動式直齒圓柱齒輪在換檔時會在齒輪端面產(chǎn)生沖擊 , 并伴 隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞 , 同時使駕駛員的精神緊張 , 而換檔 時產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術 ( 如兩腳離合器 ), 使齒輪換檔時無沖擊 , 才能克服上述缺點。但是該瞬間駕駛員的注意力被分散 , 會影響行駛安全性。斜齒圓柱齒輪傳動平穩(wěn) , 噪音很小 , 磨損小 , 壽命長。唯 一 的缺點是工作時產(chǎn)生軸向力 , 這個缺點可以在進行軸的載荷計算予以平衡。 通過比較兩種形式的齒輪的優(yōu)缺點 , 在本設計中一、倒檔采用直齒圓柱齒輪 , 這是考慮到一、倒檔使用率低 , 綜合衡量經(jīng)濟性和使用性而定的。其余各檔全部采用斜齒圓柱齒輪傳動 , 這樣可充分發(fā)揮其傳動平穩(wěn)、噪音低等優(yōu)點。 畢業(yè)論文 9 第 3 章 傳動參數(shù)設計 檔位數(shù)選擇 檔數(shù)增加能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。但檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復雜，輪廓尺寸和質(zhì)量越大，同時操縱機構(gòu)也越復雜。 最大傳動比的確定 ： Ig1≥ mg*Ψ max r/(Temax*i0*η t) ……………………………………① 分部求解各參數(shù)： (1) mg=5495kg*=53815N， 貨車最大爬坡度為 imax=28%，坡度角 amax=arctg imax (2) 根據(jù)汽車理論第 14頁公式 ： Ψ max=fmax+imax 已知 imax= 又根據(jù)汽車理論第 10頁 f= 代入 得： Ψ max= fcos max+sin max= (3) 查劉惟信《汽車設計》 48頁，滾動半徑 rr = (4) 最大扭矩 Temax=250Nm (5) 主減速比 i0= (6) 傳動系總效率 η t= 把各參數(shù)代入①得： ig1≥ : ig1≤ G2*u*rr/(Temax*i0*η t)……………………………………………… ② 分部求解各參數(shù)： (1) G2=5495*74%*= (2) u= 把各參數(shù)代入 ②得： ig1≤ 綜合 2計算結(jié)果，并考慮到貨車爬坡和運貨的需要預先選取 ig1= 最小傳動比的確定 最高檔為直接檔， imin=1 確定各檔傳動比 (1)傳動比范圍 ig1/ig5= 根據(jù)等比級數(shù)分配速比，公比為 q = 514 igig = (2)汽車主要是用較高檔位行駛的，所以較高檔位相鄰檔位間的傳動比間隔應該小一些，特別是最高檔與次高檔根應該小。因此，實際上各檔傳動比常按下面 的關系分布： 畢業(yè)論文 10 6554433221 igigigigigigigigigig ???? 已知 ig1=， ig5=1 ，令 qm為相鄰檔位的傳動比比值， 則 qm1=,qm2=,qm3=,qm4= 還應該考慮到相鄰傳動比的比值不應太大（ q≤ ～ ），以防換檔困難， 最后確定 ig2=,ig3=,ig4=， ig5=1 (3)倒檔傳動比 iR 根據(jù)經(jīng)驗預先選取 iR= 中心距的確定 根據(jù)汽車設計第 66 頁：初選中心距時 A=KA* ?g1emaxi3 T 計算得中心距為： A=，取整為 111mm 齒輪參數(shù)選擇 相關知識 本變速器均采用了斜齒輪，需要確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬，變位系數(shù)等參數(shù)。 齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素很多，如齒輪的強度質(zhì)量噪聲工藝要求等。 應當指出，選取齒輪模數(shù)時一般遵循的原則是：為了減小噪聲應合理減小模數(shù)，同時增大齒寬；為使質(zhì)量減小，應當增大模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應當有不同的模數(shù)。對貨車，減小質(zhì)量比減 小噪聲更重要，故對齒輪應選用大些的模數(shù)。 模數(shù)按以下的經(jīng)驗公式求得，再按國家標準圓整： 對于第一軸減速齒輪 ,模數(shù)可用下式確定 。 3 1TKm mn ? nm 第一軸齒輪 mm mK 模數(shù)系數(shù) ,一般 mK =~ 根據(jù)國家標準選擇出 nm 取 3mm,m 取 4mm 其余各檔模數(shù)遵循低檔用大模 數(shù)，高檔用小模數(shù)的原則，結(jié)合速比分配，選用適當?shù)哪?shù)?？紤]工藝方便，減少刀具種類，模數(shù)種類不宜選得過多，本變速器選用兩種模數(shù)。倒擋和一擋直齒齒輪：4mm ；其他擋齒輪： 3mm。 壓力角 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，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。對貨車，應選用較大的壓力角。我國標準規(guī)定壓力角為 20，同一變速器，往往低檔齒輪用大壓力角，高檔齒輪用小壓力角。嚙合套和同步器的接合齒壓力角有 20176。 , 25176。 ,30176。，普遍用 30176。 畢業(yè)論文 11 斜齒輪的螺旋角 螺旋角的確定，主要從它對嚙合性能 ，強度的影響及軸向力平衡等方面綜合考慮。 螺旋角值增大，則齒輪嚙合的重合系數(shù)增大，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；但螺旋角過大，會使軸向力過大，對軸承工作不利，且傳動效率降低，實驗證明，當β 30 時，齒輪的彎曲強度急劇下降，而接觸強度仍在提高。因此，從提高低檔齒輪的彎曲強度，高檔齒輪的接觸強度出發(fā)，對于低、高檔齒輪則應分別按小、大的數(shù)值選取。 設計時應將中間軸上的斜齒輪一律取為右旋，對應的第一、二軸上的斜齒輪則取為左旋，這樣可以保證變速器兩對斜齒輪同時工作時中間軸的軸向力趨向平衡或抵消一部分，已減輕中間軸軸承的軸向負荷， 并保證一二軸的軸向力經(jīng)軸承蓋傳向殼體。 對于輕型貨車，變速器的螺旋角值一般取為 10～ 30。 確認的螺旋角是經(jīng)過反復的試湊齒數(shù)，選擇變位系數(shù)及受力分析的結(jié)果。 各檔斜齒輪的螺旋角將在各檔齒輪齒數(shù)的分配時具體敲定。 齒輪寬度 齒寬的大小直接影響齒輪的承載能力，按公式計算， b 值越大，齒輪的承載能力越高，但經(jīng)驗表明，在齒寬增加到一定數(shù)值之后，由于加工誤差及熱處理變形，使齒輪載荷分配不均勻，反而使齒輪承載能力下降，因此在保證齒輪強度的前提下，應盡量選擇較小的齒寬，還有利于減輕變速器的重量，及縮短軸向尺寸。 通常根據(jù)齒 輪的模數(shù)的大小來選定齒寬。 直齒輪： b=(～ ) m=18~32 斜齒輪： b=(～ ) mn=18~ 從公式上看，計算的齒寬范圍是比較大的，本變速器的齒輪全部選用 25mm。 變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位系數(shù)是齒輪設計中的一個重要環(huán)節(jié)，采用變位系數(shù)，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和湊配中心距外，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。 由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，會保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合的齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有 相同的中心矩，此時應對齒輪進行變位，當齒數(shù)和大的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和小的齒輪副應該采用正角度變位。由于角度變?yōu)榭梢垣@得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，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)載荷的條件下工作，有時還承受沖擊載荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應是總變位系數(shù)盡可能取大些，這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲 率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。為提高小齒輪的抗彎強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相的原則來選擇大小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)大于零。由于工作需要，有時齒輪齒數(shù)取得少（如一檔齒輪）會造成齒輪根切，這不僅削弱了輪齒的抗彎強度，而且使重合度減小。此時應對齒輪進行正變位，以消除根切現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但由于齒輪的剛度減小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小一些。另外總變位系數(shù)越小，齒 輪的齒形重合度越大，這不僅對降噪有利，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷時的著力點距齒根較近，彎曲力矩減小，相當于齒根強度提高，對由于齒根減薄而產(chǎn)生的削弱強度的因素有所抵消。 畢業(yè)論文 12 根據(jù)上述理由，為了降低噪聲，對于變速器中除了一檔和倒檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)應選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。 具體的選擇方案在各檔齒輪的齒數(shù)分配時確定。 各檔齒輪的齒數(shù)分配 在初選變速器中心距，齒輪模數(shù)，螺旋角之后，即可根據(jù)確定的變速器擋數(shù)，速比及結(jié)構(gòu)方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。 確定一擋齒輪齒數(shù) 1 291 10..g ZZi ZZ? 齒數(shù)和 hz =2Am =2 111 / 4= 取 56 中間軸上一檔小齒輪齒數(shù)少，以便使 910zz 大 10z =16 9z =5616=40 （ 1） . 21zz =1 109gzi z = （ 2） .A= ? ?122cosnm z z?? （ 1） .（ 2）整后得出 1z