【正文】 擋變速器傳動方案示例。圖31b、c、d所示方案的各前進擋，均采用常嚙合齒輪傳動。圖31 中間軸式五擋變速器傳動方案以上各方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。本設(shè)計采用圖31b的傳動機構(gòu)布置方案，前進擋均為常嚙合齒輪傳動。圖32為常見的倒擋布置方案。圖32c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。因而取代了圖32d的方案。圖32f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換擋更為輕便。本設(shè)計中綜上考慮采用圖32d的倒擋布置方案。為此，本次設(shè)計采用的中間軸式變速器的一擋和倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，然后按照從低擋到高擋的順序布置各擋齒輪，這樣做既可以使軸具有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。此時在倒擋工作時，輪齒磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，而在一擋工作時輪齒的磨損與噪聲有所減少。除此之外，倒擋中間齒輪位于變速器的左側(cè)或右側(cè)對倒擋軸的受力狀況有影響，如圖33所示。本次設(shè)計將高擋布置在靠近軸的兩端支承中部區(qū)域較為合適，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)，以減少偏載并提高危險。使用傳動比小于1的超速擋，能夠更好的利用發(fā)動機功率，使汽車行駛1km所需發(fā)動機曲軸的總轉(zhuǎn)速降低，因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗。機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數(shù)，每分鐘轉(zhuǎn)速，傳遞的功率，潤滑系統(tǒng)的有效性，齒輪和殼體等零件的制造精度等。 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。本設(shè)計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)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。 換擋機構(gòu)形式變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種形式。只有駕駛員技術(shù)熟練才能使換擋無沖擊，但是換擋時駕駛員注意力分散，影響了行車安全。由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)，所以可用移動嚙合套換擋。而輪齒又不參與換擋，它們都不會過早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。嚙合套換擋型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。嚙合套又分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。利用同步器或嚙合套換擋，換擋行程比上述兩種都短。 自動脫擋自動脫擋是變速器的主要故障之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取的有效措施有以下幾種：1）將兩接合齒的嚙合位置錯開，見圖34。使用中接觸部分受到擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，用來阻止接合齒自動脫擋。如圖35所示。到3。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。圖36 防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ 變速器軸承變速器軸承通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。圓錐滾子軸承也有裝配后需要調(diào)整預(yù)緊，使裝配麻煩且磨損后軸易歪斜，從而影響齒輪正確嚙合等一些缺點。因此，錐軸承不適合用在線脹系數(shù)較大的鋁合金殼體上。本設(shè)計在第二軸齒輪與軸的連接中采用滾針軸承，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。滑動軸套的優(yōu)點是制造容易，成本低。通常變速器的擋數(shù)在6擋以下，增加變速器的擋數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。保證最低傳動比不變的前提下，增加變速器的擋數(shù)會使相鄰擋位的傳動比值減小，使換擋工作容易進行。由于高擋使用率較高，所以要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比值，要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比值小。目前的乘用車一般用4~5擋的變速器。本設(shè)計將設(shè)計一款中高檔豪華轎車，排量較大，所以采用5個擋位的變 速器。汽車爬陡坡時車速不高，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。根據(jù)驅(qū)動輪與路面的附著條件 （43）求得變速器1擋傳動比為： （44）式中G2——汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷； φ——道路的附著系數(shù)，計算時φ取=。m,i0=, ηt=,可得ig1=。中間擋的傳動比理論上按公比為： （45）的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。所以，各擋傳動比分別為：ig1=，ig2=，ig3=，ig4=，ig5=（）。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A對輪齒的接觸強度有影響。從布置軸承的可能性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。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： （46）式中，A為中心距（mm）；KA為中心距系數(shù)，乘用車：KA =~；Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N乘用車變速器的中心距一般在60~80mm范圍內(nèi)變化。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構(gòu)形式以及齒輪形式。當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)K應(yīng)取給出系數(shù)的上限。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。 齒輪參數(shù) 模數(shù)選取齒輪模數(shù)時要遵循的一般原則是：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)，同時減小齒寬；從工藝方面講，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；對轎車而言，減少工作噪聲具有更重要的意義，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)，所以本設(shè)計除了一擋和倒擋齒輪外，其他齒輪都選用同一種模數(shù)。表41 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn車 型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量ma/tVV≤ma≤Ma模數(shù)mn/mm~~~~所選模數(shù)要符合國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357—1987的規(guī)定，見表42。 表42 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)第一系列———第二系列——————第一系列—————第二系列（）（）———根據(jù)已知汽車基本參數(shù)表21。實際上，國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20。同步器采用的接合齒壓力角普遍為30。壓力角。斜齒齒輪的螺旋角選擇應(yīng)使中間軸上的軸向力相互抵消，應(yīng)滿足條件： （47） （48）由于T=Fn1r1=Fn2r1，為使兩軸向力平衡，必須滿足 （49）式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2為作用在中間軸齒輪2上的軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為作用在中間軸齒輪2上的圓周力；r1，r2為齒輪2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。一般來說，斜齒輪的螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：乘用車變速器：兩軸式變速器為20。中間軸式變速器為22。本設(shè)計采用的是中間軸式，所以初選變速器斜齒輪螺旋角25。 齒寬b齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩(wěn)性。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。使用較寬的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒輪歪斜，使齒輪偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 斜齒b=kcmn，~。對于模數(shù)相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)要稍大一些。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。有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，會因保證各擋傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。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。對于高擋齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。對于低擋齒輪，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。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小、工作噪聲大：但因齒輪受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。 各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。本次設(shè)計選定的方案如圖42?？紤]到殼體上的第一軸軸承孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪又不宜取多。乘用車中間軸式變速器一擋傳動比i1=~，中間軸上一擋小齒輪可在z10=15~17之間選取，由i1==17，一擋大齒輪齒數(shù)z9=zhz10=52－17=35。如果為小數(shù)，則需要根據(jù)取定的zh重新計算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 確定其他各擋的齒數(shù)二擋斜齒輪： （414） （415）求得z7=30，z8=21。四擋斜齒輪： （418） （419）求得z3=22，z4=29。 確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪采用的是雙聯(lián)直齒輪，則z12=z10=17，可由得z11=35。z13的齒數(shù)，一般在21~23之間，初選z13為21，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距A′ （420）為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，則齒輪14的齒頂圓直徑De14為 （421） （422） 為1，則由