【正文】 圖 11 轎車中間軸式四檔變速器 1— 第一軸； 2— 第二軸； 3— 中間軸 兩軸式變速器如圖 12所示。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動(dòng)力 傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低 6%~10%。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(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡(jiǎn)化了制造工藝，降低了成本。另外，低檔傳動(dòng)比取值的上限（ igⅠ =~）也受到較大限制 ,但這一缺點(diǎn)可通過減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來取消。它們的共同特點(diǎn)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。再除直接檔以外的其他檔位工作時(shí)，中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。 圖 13 中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案 如圖 13中的中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別：圖 13a、 b所示方案有四對(duì)常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔；圖 13c 所示傳動(dòng)方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動(dòng)，而一檔和倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔。圖 14b、 c、 d 所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖 14d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少汽車五檔變速器 設(shè)計(jì) 第 8 頁 共 39 頁 齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在 不需要超速檔的條件下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。 圖 15 中間軸式六檔變速器傳動(dòng)方案 以上各 種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來 實(shí)現(xiàn)。 發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，可將變速器后端加長(zhǎng)，如圖 13a、 b所示。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動(dòng)齒輪和換檔機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。這時(shí)，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。 圖 16 為常見的倒擋布置方案。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖 16d 所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖 16c所示方案。圖 16f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。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承處。 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。本設(shè)計(jì)的 圖 17 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ 齒輪全是直齒輪。 直齒滑動(dòng)齒輪換檔的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動(dòng)載荷，提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。 本設(shè)計(jì)采用嚙合套換檔。為解決這個(gè)問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)北京交通大學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 第 11 頁 共 39 頁 構(gòu)上 ，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長(zhǎng)一些（如圖 17a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開（圖 17b），這樣在嚙合時(shí)使接合齒端部超過被接合齒約 1~3mm。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?~），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動(dòng)脫檔（圖 18）。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效， 采用較多。 變速器主要參數(shù)的選擇 （ 1） 檔數(shù)和傳動(dòng)比 近年 來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。本設(shè)計(jì)也采用 4 個(gè)檔位。 汽車爬陡坡時(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。 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件 求得的變速器 I 檔傳動(dòng)比為： （ 22） 式中 G2汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷； φ路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 φ=~。 根據(jù)公式（ 22）可得： i1 =。根據(jù)上式可的出： q =。三軸式變速器的中心局 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)公式初定： (24) 式中 K A中心距系數(shù)。 （ 3） 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔 數(shù)有關(guān)： 四檔 (~)A 五檔 (~)A 汽車五檔變速器 設(shè)計(jì) 第 14 頁 共 39 頁 六檔 (~)A 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù) KA 應(yīng)取給出系數(shù)的上限。 本次設(shè)計(jì)采用 4+1手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 3? 140mm=420mm， 變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 傳遞動(dòng)力齒輪 模數(shù) m? 2mm 軟齒面 m=(~)a 硬齒面 m=(~)a 直齒輪的模數(shù) m 3 ? mm (26) 通過計(jì)算 m=3。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 2~。 2）齒形、壓力角 α、螺旋角 β和齒寬 b 汽車變速 器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 21 選取。 15176。 176。~45176。 20176。 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 176。 小螺旋角 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角 α取 20176。 . 北京交通大學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 第 15 頁 共 39 頁 mAZ 2??齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪的承載能力， b 加大，齒的承載能力增高。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 167。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 圖 21變速箱傳動(dòng)示意 圖 （ 28） 其中 A =140mm、 m =3；故 汽車五檔變速器 設(shè)計(jì) 第 16 頁 共 39 頁 有 Z? = 圓整為 94。 這里 ?Z 修正為 94，則根據(jù)式（ 28）反推出 A=141mm。 由 gri =Z2 Z7 Z9 /Z1 Z6 Z10 （ 214） 可以得到 Z9 / Z10 = 北京交通大學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 第 17 頁 共 39 頁 )(21 1312 ZZmn ?)(21 1311 ZZA ????取 m=3 倒檔齒輪齒數(shù)，一般在 2025 間選取 初選 Z10 =24 從而 Z9 =30。 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)。 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(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。 有幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)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(dòng)或高度變位時(shí)，則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過選擇合適的螺旋角來達(dá)到中心距相同的要求。對(duì)于高檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。對(duì)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。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。 變位系數(shù) （ 217） 式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。 齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。 167。此外，汽車變速器齒輪所用的 材料、熱處理方法、加工方法、精度等級(jí)、支 撐方式也基本一致。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為 簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪，同樣、 可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。 （ 1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 W? （ 31） 汽車五檔變速器 設(shè)計(jì) 第 20 頁 共 39 頁 10 2/tgF T d?K?9 2m ax10 1geZ ZTT ZZ? ? ?10 2 gTF d?8 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a? ???? ? ?56wMPaMPa?? ??12wMPaMPa?? ??式中， W? 彎曲應(yīng)力（ MPa）； 10tF 一檔齒輪 10 的圓周力（ N） ， ；其中 為計(jì)算載荷（ N 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 ； fK 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 ，從動(dòng)齒輪取 ； b齒寬（ mm），取 20 t端面齒距（ mm）； y齒形系數(shù)，如圖 31 所示。 三檔： 四檔： 北京交通大學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 第 21 頁 共 39 頁 j?zbFEb? ??????????j?1 2/gF T d?sinsinzzbbrr????? ?? ? 22s in / c o ss in c o szzbbrr? ? ?? ? ??? 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)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(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。）； E齒輪材料的彈性模量（ MPa），查資料可取 3190 10E M Pa?? ； b齒輪接觸的實(shí)際寬度， 20mm； zb??、 主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（ mm）； 直齒輪 ： （ 36） （ 37） 斜齒輪： （ 38） （ 39） 其中， zbrr、 分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 167。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸如圖 41 所示： 圖 41 變速器第一軸 中間軸 分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。由于一檔和北京交通大學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 第 23 頁 共 39 頁 ? ?395500000 .2TTTPTnWd??? ? ?倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔