【正文】 z ?? = 方程左右兩邊近似滿足軸向力平衡關(guān)系，所以符合條件。 螺旋角87??=arcosA zzmn 2 )( 87 ?= ? 從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，必須滿足下列關(guān)系式 ： ???????? ??????? 8721 2828287 21 1t a nt a n zzzz zzzrr?? （ ） 把7z ， 8z及87?? 分別 代入 式（ ）的左右兩邊： 8721tantan????= )1( 8721 2 zzzz z ?? = 方程左右兩邊近似滿足軸向力平衡關(guān)系，所以符合條件。 則32109 ??? ? zzz 圖 中間軸式變速器傳動方案 修正中心矩 A 因 為 ?z=nmA 1092 ??? 18 所以 A? =109cos2 ???nmz = 初定中心矩 A 應(yīng)為 ： A=80mm 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式 1i ==10192zzzz 求得常嚙合傳動齒輪的傳動比 ： ???? zzizz （ ） 而常嚙合齒輪中心距與一檔齒輪的中心距相等， A = ?cos2 )( 21 zzmn ? （ ） 初選 21?? = ?30 解 聯(lián)立式 （ ）和 式 （ ） 得 ： 1z =， 2z = 取整后 ： 1z = 17， 2z =30 所以，一檔實際傳動比為 1i =10192zzzz =，與原傳動比相差不大，符合要求。 乘用車中間軸式變速器的 1i =～ 時，則10z在 15～ 17 內(nèi)選擇。 確定一檔齒輪齒數(shù) 一檔的傳動比為： 1i ==10192zzzz （ ） 為了確定9z ， 10z的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和?z 17 斜齒輪： ?z=nmA 109cos2 ?? = 3 23cos802 ??? = （ ） 應(yīng)取?z為整數(shù)， ?z=49 為了使9z/10z盡量大些，應(yīng)將10z取得盡量小些，這樣，在 1i 已定的條件下， 2z / 1z的傳動比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多的齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承，10z的最少齒數(shù)受到中間軸軸頸的限制，因此，的選定應(yīng)與中間軸軸頸的確定因素統(tǒng)一考慮。應(yīng)該注意的是，各檔相互嚙合的齒輪的齒數(shù)最好為質(zhì)數(shù)，以使齒面磨損均勻。目前，對于細(xì)高齒制的齒頂高系數(shù)，還沒有制定統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)，由各企業(yè)自行確定，從小至 到大至 的都有，且許多變速器的一對主、從動齒輪的齒頂高系數(shù)不同 ［ 3］ 。采用細(xì)高齒制時，必須通過驗算保證齒頂厚度不得小于。 在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)為 。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少，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。一 檔 齒輪的 c?值可以選用 以上。隨著 檔 位的降低， c? 值應(yīng)該逐 檔 增大。 根據(jù)上述理由，為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二 檔 和倒 檔 以外的其他各檔 齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動故噪聲要小一些。此時應(yīng)對齒輪進(jìn)行正變位，以消除根切現(xiàn)象。由于工作需要，有時齒輪齒數(shù)取得少（如一擋主動齒輪）會造成輪齒根切。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)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。對于高 檔 齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。對斜齒輪傳動，還可以通過選擇合適的螺旋角來達(dá)到中心距相同的要求。當(dāng)齒數(shù)和多的齒數(shù)副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。 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，會因保證各 檔 傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度相接近的程度。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。 齒輪的變位系數(shù)的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。對于模數(shù)相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為 2～ 4 mm。 通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定的。齒寬窄又會使齒輪的工作應(yīng)力增 加。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬?！?26176?！?34176?！?25176。為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)選用較大的螺 旋角。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以 15176。不過當(dāng)螺旋角大于 30176。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)、噪聲降低。 螺旋角 ? 斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用。壓力角。、 30176。嚙合套或同步器的接合齒壓力角為 20176。 實際上，因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20176?；?25176。、 176。、 15176。時強(qiáng)度最高。時強(qiáng)度最高，但是超過28176。 表 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) nm 車型 乘用車的發(fā)動機(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 ～ ～ ～ ～ 表 汽車變速器常用的齒輪模數(shù) （ mm） 一系列 二系列 （ ） （ ） — 壓力角 ? 齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 輸入軸常嚙合斜齒輪的法面模數(shù) nm ： 13 nm = maxeT （ ） = 取nm= 3mm。 所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn) GB/T1357—1987 的規(guī)定，如表 。 應(yīng)該指出，選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是： 在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可以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(yīng)合理減少模數(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，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度 方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選得小些；變速器低檔齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。 中間軸式變速器初選中心距 A 時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 ： A=3 1max geA iTK ? （ ） 式中 AK —— 中心距系數(shù) ,對乘用車 AK =～ ，取 AK =9 所以， A = 乘用車變速器的中心距約在 65～ 80 范圍內(nèi)變化，經(jīng)過圓整 后取中心距 A =80mm。 初選中心矩 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離成為變速器的中心矩。 初步確定其他各檔傳動比 變速器的最高檔位直接檔，所以5i=1，取 1i =。這時， 10 tF ≥ fF + maxiF （ ） tF =r iiiT Tce ?10max fF = ?cosmgf maxiF= ?sinmgf 式中 tF —— 最大驅(qū)動力 ； fF—— 滾動阻力 ； maxiF —— 最大上坡阻力 ； m —— 汽車總質(zhì)量 ； g —— 重力加速度 ； r —— 驅(qū)動車輪滾動半徑 ； maxeT—— 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 ； 0i—— 主減速器傳動比 ； T? —— 傳動系傳動效率 ； f —— 滾動阻力系數(shù) ； 1i —— 變速器一檔傳動比 ； max? —— 道路最大上坡角 ； ci —— 分動 器傳動比 。 汽車在最大上坡路面上行駛時，最大驅(qū)動力應(yīng)能克服輪胎與路面間滾動阻力 及上坡阻力。 本次設(shè)計的變速器最高檔位直接檔 。影響最低擋傳動比選取的因素有：發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。 傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。發(fā)動機(jī)排量 大的乘用車變速器多用 5 個檔 ［ 3］ 。 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。要求相鄰檔位之間的傳動比值在 以下，該值越小換檔工作越容易進(jìn)行。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換檔頻率增高并增加了換檔難度。 9 第 3 章 變速器主要 參數(shù)的選擇及設(shè)計計算 變速器的檔位數(shù)，傳動比和中心距的確定 檔數(shù) 變速器的檔數(shù)可在 3～ 20 個檔位范圍內(nèi)變化，通常變速器的檔數(shù)在 6 擋以下，當(dāng)檔數(shù)超過 6 檔以后，可在 6 檔以下的主變速器基礎(chǔ)上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多檔變速器。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點 ［ 3］ 。其主要優(yōu)點如下： 直徑較小，寬度 較寬，因而容量 大 ，可承受高負(fù)荷和通過對軸承預(yù)緊能消除軸向間隙及軸向竄動等。 近年來，變速器的設(shè)計趨勢是 向輕量化方向發(fā)展。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。轎車要求輕便性和縮短換檔時間，因此采用 同步器 換檔 ［ 3］ 。由于同步器的廣泛應(yīng)用，壽命問題已得到基本解決。同上述兩種換 檔 方法相比，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸 向尺寸大。因此，這種換 檔 方法目前只在某些要求不高的 檔 位及重型貨車變速器上應(yīng)用。用嚙合套換 檔 ，因同時承受換 檔 沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換 檔 ，它們都不會過早損壞，但不能消除換 檔 沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操縱技術(shù)。缺點是換擋時齒面承受很大的沖擊，會導(dǎo)致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換 檔 方式一般僅用于一 檔 和倒 檔 。 滑動齒輪換 檔 通常采用滑動直齒輪換 檔 ，也有采用斜齒輪換 檔 的。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒 檔 。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。后述五種方案可供五檔變速器的選擇 ［ 3］ ： 圖 中間軸式變速器 傳動方案 圖 倒 檔 布置方案 本次設(shè)計采用 中間 軸式變速器，圖 （ f）所示的倒 檔 布置方案。 倒檔的形式和布置方案 圖 為常見的布置方案。在除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低 ，這是它的缺點 ［ 3］ 。 中 間軸式變速器可以設(shè)置直接檔，在使用直接檔時，變速器的齒輪和軸承及軸承均不承載，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達(dá) 90％以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。還有，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設(shè)計的很大。 在設(shè)計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外， 還 要考慮以下 幾 個方面： 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸 和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外， 各中間檔位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲也低。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的汽車上。 變速傳動機(jī)構(gòu)可按前進(jìn)檔數(shù)或軸的不同分類 ，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類，而前者又分為兩軸式 ， 中間軸式和多 中間軸式變速器 等 。通過網(wǎng)絡(luò)查找此車型的基本參數(shù)， 見表 。 設(shè)計完成 的