【導(dǎo)讀】汽車變速器是汽車總成部件中的重要組成部分，是主要的傳動(dòng)系統(tǒng)。性與效率等都有直接影響。數(shù)的選擇和計(jì)算，設(shè)計(jì)出一種基本符合要求的手動(dòng)變速器。圖和零件圖等八項(xiàng)內(nèi)容。在設(shè)計(jì)過(guò)程中主要需解決的問(wèn)題有：變速器各參數(shù)

　　

【正文】 一擋與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良情況，然后按照從低擋到高擋的順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸具有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支 11 圖 23 倒擋布置 方案 承處，然后再布置倒擋。 為防止意外掛入倒擋，一般在掛倒擋時(shí)設(shè)有一個(gè)掛倒擋時(shí)需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來(lái)提醒駕駛員注意。 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置的其他問(wèn)題 常用擋位的齒輪因接觸應(yīng)力過(guò)高而易造成表面點(diǎn)蝕損壞。將高擋布置在靠近軸的兩端支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小，齒輪可保持較好的嚙合狀態(tài)，以減少偏載并提高齒輪壽命 [7]。 某些汽車的變速器有僅在好路或空車行駛時(shí)才使用的超速擋。使用傳動(dòng)比小于 1 的超速擋，能夠更充分的利用發(fā)動(dòng)機(jī)的功率，使汽車行駛 1Km 所需發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的總轉(zhuǎn)數(shù)減少 ，因而有助于減少發(fā)動(dòng)機(jī)磨損和降低燃料消耗。但是與直接擋比較，使用超速擋會(huì)使傳動(dòng)效率降低、工作噪聲增加。 機(jī)械式變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)，包括傳遞動(dòng)力時(shí)處于工作狀態(tài)的齒輪對(duì)數(shù)、每分鐘轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤(rùn)滑系統(tǒng)的有效性、齒 12 輪和殼體等零件的制造精度等 [8]。 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍有復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對(duì)軸承不利。變速器中的常嚙合 齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。 換擋機(jī)構(gòu)形式 變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。 汽車行駛時(shí)，因變速器內(nèi)各轉(zhuǎn)動(dòng)齒輪有不同的角度，所以用軸向滑動(dòng)直齒齒輪方式換擋，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅使齒輪端部磨損加劇并過(guò)早損壞，同時(shí)使駕駛員精神緊張，而換擋產(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(shù) （ 如兩腳離合器 ） 才能使換擋時(shí)齒輪無(wú)沖擊，并克服上述缺點(diǎn)；但換擋瞬間駕駛員 注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采用直齒換擋時(shí)，換擋行程長(zhǎng)也是它的缺點(diǎn)。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩，但除一擋、倒擋已很少使用。 當(dāng)變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時(shí)，可以用移動(dòng)嚙合套換擋。這時(shí)，不僅換擋行程短，同時(shí)因承受換擋沖擊載荷的接合齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，所以它們都不會(huì)過(guò)早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。因此，目前這 種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。這是因?yàn)橹匦拓涇嚀跷婚g的公 13 比較小，則換擋機(jī)構(gòu)連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器比較還有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造容易、能夠減低制造成本及減小變速器長(zhǎng)度等優(yōu)點(diǎn)。 使用同步器能保證迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無(wú)關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用同步器換擋，其換擋行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程短。在滑動(dòng)齒輪特別寬的情 況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便發(fā)，要求換入不同擋位的變速桿行程應(yīng)盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實(shí)現(xiàn)這一點(diǎn)。 防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu) 自動(dòng)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(dòng)等原因，都會(huì)導(dǎo)致自動(dòng)脫擋。為解決這個(gè)問(wèn)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： 1. 將兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開(kāi)，如圖 24(a)所示。這樣在嚙合時(shí)，使接合齒端部超過(guò)被接合齒的 1～ 3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時(shí)磨損，并在接合齒端部形成 凸肩，可用來(lái)阻止接合齒自動(dòng)脫擋。 2. 將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切薄 (切下 ～ )，這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動(dòng)脫擋，如圖 24(b)所示。 3. 將接合齒的工作面設(shè)計(jì)并加工成斜面，形成倒錐角 (一般傾斜 2。 ～3。 )，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫擋的軸向力，如圖 24(c)所示。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計(jì)并加工成臺(tái)階形狀，也具有相同的阻止自動(dòng)脫擋的效果。 14 圖 24 防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)措施 變速器軸承 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(shí)可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，用來(lái)承受軸向力和徑向力。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(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[9]。 本設(shè)計(jì)所采用的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 在本次設(shè)計(jì)中采用 5+1 擋中間軸式變速器。采用如圖 25 所示的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案。其中齒輪結(jié)構(gòu)形式斜齒圓柱齒輪；換擋機(jī)構(gòu)形式為環(huán)式同步器的方案。 15 圖 25 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 16 本章小結(jié) 本章主要依據(jù)變速器幾種常見(jiàn)的傳動(dòng) 機(jī)構(gòu)布置方案，對(duì)兩軸式和中間軸式的變速器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)作了簡(jiǎn)要說(shuō)明 ，同時(shí)介紹了幾種常見(jiàn)的倒擋機(jī)構(gòu)布置方案，并比較了各個(gè)方案的優(yōu)缺點(diǎn)。在零部件的選擇部分，對(duì)變速器齒輪、換擋機(jī)構(gòu)的形式和變速器防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析和說(shuō)明。最后結(jié)合本次設(shè)計(jì)所依據(jù)車輛的主要技術(shù)參數(shù)，選擇了本設(shè)計(jì)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案和零、部件的結(jié)構(gòu)形式，作為以后各章節(jié)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)。 17 第 3 章 變速 器主要參數(shù)的選擇和齒數(shù)分配 變速器各擋傳動(dòng)比的確定 變速器最低擋傳動(dòng)比的確定 在選擇最低擋傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)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(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。 汽車爬坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)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(dòng)比為 Terg iT rfmgi ? ??0m a xm a xm a x1 )s inc os( ?? (31)式中 m——汽車總質(zhì)量， 1530?m kg； g ——重力加速度， ?g m/s2； f ——道路附著系數(shù)， ?f ； r ——驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑， 269?rr mm； maxeT ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， 82max ?eT Nm 0i ——主減速比， ?i ； T? ——汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率， ?T? 。 將各數(shù)據(jù)代入式 (31)中得 )11s i n11c o ()s i nc o s(0m a xm a xm a x1?????????????Terg iTrfmgi??? 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件 18 ?? 201m a x Gr iiT r Tge ? 可求得變速器一擋傳動(dòng)比為 Terg iT rGi ??0max21 ? (32) 式中 2G ——汽車滿載靜止與水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，8522 ?G Kg； ? ——道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 ?? ～ ； 其他參數(shù)同式 (31)。 將各數(shù)據(jù)代入式 (32)得 7 7 2 2 6 5 20m a x21????????Terg iTrGi?? 通過(guò)以上計(jì)算可得到 ＜ 1gi ＜ ，在本設(shè)計(jì)中，取 ?gi 。 變速器其他各擋傳動(dòng)比的確定 變速器的四擋為直接擋，其傳動(dòng)比為 ，中間擋的傳動(dòng)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(jí)數(shù)排列，實(shí)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(dòng)比為 4415221312?????????qiiqiiqiigggggg 19 中心距的確定 對(duì)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 ；對(duì)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(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對(duì)輪齒的接觸強(qiáng)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(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)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(guò)小而影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。還有，變速器中心取得過(guò)小，會(huì)使變速器長(zhǎng)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]。 中間軸式變速器的中心距 A (mm)可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選，經(jīng)驗(yàn)公式為 3 1m a x ggeA iTKA ?? (33) 式中 AK ——中心距系數(shù)，乘用車： ～KA ? ，商用車： ～KA ? ； maxeT ——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 (Nm)； 1gi ——變速器一擋傳動(dòng)比； g? ——變速器的傳動(dòng)效率，取 96%。 將各數(shù)代入式 (33)中得 33 1m a x ????～　iTKA ggeA ? =~ 故可初選中心距 70?A mm。 變速器外形尺寸的初選 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 影響變速器殼體軸向尺寸的有變速器的擋數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。實(shí)際初可根據(jù)中心距離 A 的尺寸參照下列關(guān)系初選。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸為 ? ?A～　 。 20 商用車變速器的軸向尺寸為： 四擋 ? ?A～ ：五擋 ? ?A～ ；六擋 ? ?A～　 所以本設(shè)計(jì)變速器的軸向尺寸可初選 為 23 8~21 070)~( ???A mm，取整 225?A mm。 變速器殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 變速器齒輪參數(shù)的選擇 模數(shù) 齒輪模數(shù)由齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所確定。選擇模數(shù)時(shí)應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時(shí)將降低變速器的噪聲，而為 了減小變速器的質(zhì)量，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對(duì)乘用車很重要，而對(duì)商用車則更應(yīng)重視減小其質(zhì)量。 變速器用齒輪模數(shù)的范圍如表 31。 所選模數(shù)應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) GB/T1357—1987 的規(guī)定，在本設(shè)計(jì)中所有齒輪模數(shù)選擇 。同步器的接合齒和嚙合套多采用漸開(kāi)線齒形。由于工藝上的考慮，同一變速器中的結(jié)合齒采用同一模數(shù)。其選取的范圍是：轎車及輕、中型貨車為 2～ ；重型貨車為 ～ 5。選取較小模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋。所選模數(shù)應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) [12]。此處取 。 表 31 汽車變速 器齒輪的法向模數(shù) nm 車 型 乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 am /t ＞ V≤ ＜ V≤ ＜ am ≤ am ≥ 模 數(shù)nm /mm ～ ～ ～ ～ 齒形、 壓力角及螺旋角 汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表 選取。 21 表 32 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項(xiàng)目 車型 齒形 壓力角 α 螺旋角 β 轎 車 高齒并修形的齒形 ? ， ?15 ， ?16 ， ? ?25 ～ ?45 一般貨車 GB135678 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 ?20 ?18 ～ ?26 重型車 GB135678 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 低擋、倒擋齒輪 ? ，?25 小螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用。選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對(duì)齒輪工作噪聲、齒輪的強(qiáng)度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加 ，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實(shí)驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過(guò)當(dāng)螺旋角大于 時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從