【正文】 ?????? ? cc xxx 。 因此，本課題設(shè)計采用角變位齒輪傳動。此外，這種變位齒輪傳動的實際嚙合中心距與標(biāo)準(zhǔn)中心距不等，即： 0aa? ，分度圓與節(jié)圓不重合，嚙合角 EQ140汽車 變速器輸出軸總成設(shè)計 34 也與分度圓壓力角不等，即： ???39。它又可分為021 ??xx ，稱為正傳動； 021 ??xx ，稱為負(fù)傳動。 。一般小齒輪為正變位，大齒輪為負(fù)變位，即： 21 xx ?? ， 021 ??xx 。 根據(jù)變位系數(shù)總和的不同，變位直齒圓柱齒輪傳動可分為高度變位齒輪傳動和角變位齒輪傳動兩種。正變位齒輪的變位系數(shù) 0?x ；負(fù)變位齒輪的變位系數(shù) 0?x 。 因此，為了改善標(biāo)準(zhǔn)齒輪的上述缺陷，提高傳動質(zhì)量，變速器傳動機構(gòu)中的齒輪均采用變位齒輪。而標(biāo)準(zhǔn)齒輪在現(xiàn)代汽車制造業(yè)中的采用愈來愈受到限制，這是因為： （ 1）標(biāo)準(zhǔn)齒輪的 齒數(shù)不能太少（ 17min ?z ），因而使傳動機構(gòu)不夠緊湊； EQ140汽車 變速器輸出軸總成設(shè)計 33 （ 2） 標(biāo)準(zhǔn)齒輪不適用于實際中心距 39。根據(jù)齒輪工作性能的需要和實際工藝條件的可能性，由于齒輪第Ⅱ公差組精度等級為 7 級，故查文獻(xiàn) [3]取殼體孔中心距的極限偏差為 21? IT9。參考文獻(xiàn) [3]選定齒輪安裝定位輪轂端面圓跳動精度為 8 級。必須了解齒輪加工中的定位基準(zhǔn)，使之驗和安裝的定位基準(zhǔn)相一致，并確定安裝定位基準(zhǔn)的精度。由文獻(xiàn) [3]根據(jù)齒輪的使用要求和工藝條件，確定安 裝定位孔的尺寸和形位公差為 IT8，則與齒輪配合的滾針軸承的形位公差為 IT7。 2）齒坯精度 （ 1）齒輪安裝定位孔和滾針軸承的配合精度 齒輪徑向定心面的配合精度對齒輪工作性能和使用壽命的影響是很大的。根據(jù)齒輪模數(shù) mmm 4? 、分度圓直徑以及第Ⅱ組精度查文獻(xiàn) [4]確定齒輪齒厚上下偏差代號為 GJ。根據(jù)文獻(xiàn) [3]P140 推薦齒輪側(cè)隙選用 FJ。 齒輪精度等級應(yīng)根據(jù)使用性能要求和制造工藝條件及成本來綜合平衡決定。專用汽車對工作平穩(wěn)性和接觸精度要求比對運動精度的要求高，應(yīng)主要按工作平穩(wěn)性和接觸精度的要求來選取齒輪的精度等級。 1）齒輪精度等級的 確定 齒輪精度直接關(guān)系到傳遞運動的準(zhǔn)確性，工作的平穩(wěn)性（振動、噪聲）和齒面接觸精度（接觸強度和彎曲強度）。 （ 3）與齒面接觸的貼合程度和接觸位置的合理性有關(guān)的誤差。這種誤差使齒輪在一齒轉(zhuǎn)角內(nèi)回轉(zhuǎn)不均勻，它與運轉(zhuǎn)時的振動和噪聲相關(guān)。這種誤差使齒輪在一轉(zhuǎn)內(nèi)回轉(zhuǎn)角度不均勻，使傳動比發(fā)生變化。 齒輪的誤差包括齒部誤差和齒坯（非齒部）誤差。由文獻(xiàn) [1]查得： 齒輪接觸極限應(yīng)力： MPaH 1750lim ?? 齒輪彎曲極限應(yīng)力： MPaF 465lim ?? 齒輪總是有誤差的。 各檔齒輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速計算： 一方面，根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 mNT ?? 390max 計算得各檔齒輪的轉(zhuǎn)矩。而 m（ ）為齒輪模數(shù)， 得出 = = mm EQ140汽車 變速器輸出軸總成設(shè)計 28 sinsinzzbbrr????? ?? ? 22sin / c ossin c oszzbbrr? ? ?? ? ???zb??、 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm）； 直齒輪： 斜齒輪： 其中， zbrr、 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。）； ? 齒輪螺旋角（176。 = b=28 y= gK =2 gcgw KyKKT3nzm 2?? ?? ?cos =194MPa 依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計算 EQ140汽車 變速器輸出軸總成設(shè)計 27 j?110 .4 1 8jzbFEb? ??????????j?1 2/gF T d?結(jié)果如下： 三檔 ： w? =202MPa 四檔： w? =180MPa 當(dāng)計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在 180~350MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強度要求。將上述有關(guān)參數(shù)代入式子得gcgw KyKKT3nzm 2?? ?? ?cos 二檔齒輪為斜齒輪： gT =1617 ?K = d= nm z/ ?cos = （ 2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 w? gw btyKKF ?? 1? 式中， 1F 為圓周力（ N）， 1 F =2 gT /d； gT 為計算載荷（ N fK為摩擦力影響系數(shù)，主從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也 不同；主動齒輪 fK =， 從動齒輪 fK =； b 為齒寬 （ mm）； t 為端面齒距（ mm）， t=pm， m 為模數(shù)； y 為齒形系數(shù)，如圖 所示。 1F 為圓周力（ N）， 1 F =2dTg ； gT 為計算載荷（ mmN? ） 。 ??????? ????????? ?? aa 變位系數(shù)和： ? ? ? ? 552 39。 齒輪模數(shù)： mmm ~4? 壓力角： ?20?? 螺旋角： b= ?20 齒輪齒頂高系數(shù)： mmha 1* ? 頂隙系數(shù)： mmc * ? 齒輪齒數(shù)和： 55??z EQ140汽車 變速器輸出軸總成設(shè)計 23 理論主中心距： mmmza 1 1 0425520 ???? ? 實際主中心距： mma 121? 嚙合角： ? o s121110a r c c o sc o sa r c c o s 39。 根據(jù)表 ， 其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量 m 在 ~14t 的貨車為 ~；總質(zhì)量 m 大于 14t 的貨車為~。 表 模數(shù)選取 車型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 m/t V= V= m= m 模數(shù) m/mm ~ ~ ~ ~ 嚙合套和同 步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。 汽車中多使用漸開線圓柱齒輪，其優(yōu)點是制造加工方便，易于進(jìn)行精確加工；可進(jìn)行變位切削及各種修形、修緣，以適應(yīng)提高傳動質(zhì)量的要求；傳動的速度和功率范圍大，且傳動效率高，一對閉式漸開線圓柱齒輪傳動的效率可達(dá) ~?? ，精度愈高，效率愈高；互換性好，對中心距的敏感性小，裝配和維修比較簡便。按照齒線不同，圓柱齒輪又可分為直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪等，圓錐齒輪又可分為直齒錐齒輪和圓弧錐齒輪等。 （ 3）考慮合理性、先進(jìn)性和經(jīng)濟(jì)性等。對以上要求應(yīng)作全面而深入的分析，滿足主要的要求，兼顧其他。 但是，除上述優(yōu)點之外，齒輪傳動還有其不足之 處： （ 1）制造成本較高，某些具有特殊齒形或精度很高的齒輪，因需要專用或高精度的機床、刀具和量儀等，故制造工藝復(fù)雜，成本高； （ 2）精度不高的齒輪，傳動時噪聲、振動和沖擊大，污染環(huán)境； （ 3）齒輪傳動無過載保護(hù)作用。 傳動方案的最終設(shè)計 通過對變速器型式、傳動機構(gòu)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè)計任務(wù)與要求，最終確定的傳動方案如圖 所示。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。 軸承型式 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。但是，在本設(shè)計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。 EQ140汽車 變速器輸出軸總成設(shè)計 18 有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式等因素。 綜合考慮，本次設(shè)計采用圖 所示方案的倒檔換檔方式。 為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 所示方案。 圖 所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬 EQ140汽車 變速器輸出軸總成設(shè)計 17 加長 。 圖 所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。但換擋時有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換擋困難。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 EQ140汽車 變速器輸出軸總成設(shè)計 16 圖 三軸式五檔變速器傳動 方案 倒檔的布置方案 常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種： 圖 為常見的倒擋布置方案。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。同一變速器中，有的檔位用同 步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 圖 所示方案， 除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。再除直接檔以外的其他檔位工作時，三軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。 圖 兩軸式變速器 ； ； 由于本設(shè)計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，因此采用三軸式變速器。 兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機 縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力 傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低 6%~10%。 EQ140汽車 變速器輸出軸總成設(shè)計 13 圖 轎車三軸式四檔變速器 ； ； 兩軸式變速器如 圖 所示。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是 三軸式變速器的另一優(yōu)點。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。 三軸式變速器如圖 所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。 三軸式變速器 與兩軸式變速器 現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。有級變速器 [4]按根據(jù)前進(jìn)檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。 8． 需要時應(yīng)設(shè)計動力輸出裝置。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪 的噪聲。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省? 5． 傳動效率高。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 3． 工作可靠，操縱輕便。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應(yīng)提出如下設(shè)計要求。它作為汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉(zhuǎn)變從發(fā)動機曲軸傳出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行 駛條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同需求。 倒檔采用雙聯(lián)齒輪， 利用中間軸上的Ⅰ檔齒輪，其優(yōu)點是減少了一對齒輪副，縮短了中間軸的長度，減輕總體質(zhì)量，布置方案如圖 所示。 12223241c1c2 42312111 圖 前進(jìn)檔布置方案 如圖 所示，齒輪 c1 與第一軸制成一體，與齒輪 c2 構(gòu)成常嚙合傳動齒輪副。這樣既能使軸有足夠的剛性，又能保證容易安裝。 4） 前進(jìn)檔檔位的布置方案 圖 為本課題設(shè)計的專用汽車變速器傳動機構(gòu)前進(jìn)檔檔位的布置方案圖，第一軸作為輸入軸，其前端借離合器與發(fā)動機曲軸相連，第二軸作為輸出軸，其后端通過凸緣與萬向傳動裝置相連。噸位大的汽車比噸位小的汽車檔數(shù)多，總 質(zhì)量在 以下的多采用四檔變速器，總質(zhì)量為 ～ 10t 的多采用五檔變速器，總質(zhì)量大于 10t 的多采用六檔變速器。 不同類型汽車的變速器檔數(shù)也不相同。此外，檔