【正文】 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）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(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。 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。 圖 12 兩軸式變速器 第一軸； 2— 第二軸； 3— 同步器 有級變速器結構的發(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。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。 由于所設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用中間軸式變速器。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。再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。 圖 13 中間軸式四檔變速器傳動方案 如圖 13 中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖 13a、 b所示方案有四對 常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖 13c 所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。圖 14b、 c、 d 所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；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，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少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，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。 圖 15 中間軸式六檔變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。 發(fā)動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，如圖 13a、 b 所示。如果在附加殼體內，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。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。 (2)倒檔傳動方案 圖 16為常見的倒擋布置方案。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖 16d 所示方案針對前者的缺點做了修改，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構復雜一些。 第 13 頁 共 42 頁 圖 16 變速器倒檔傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足 夠大的剛性，又能保證容易裝配。 變速器主要零件結構的方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。 桑塔納 2021 機械式變速器結構設計 第 14 頁 共 42 頁 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向尺寸。 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。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長一些（如圖 17a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖 17b），這樣在嚙合時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，從而減少自動脫檔（圖 18）。這種結構方案比較有效， 采用較多 a b 圖 17 防止自動脫檔的結構措施Ⅰ 此段切薄 圖 18 防止自動脫檔的結構措施Ⅱ 桑塔納 2021 機械式變速器結構設計 第 16 頁 共 42 頁 加工成斜面 圖 19 防止自動脫檔的結構措施Ⅲ 在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。同步器的結構如圖 110 所示： 圖 110 鎖環(huán)式同步器 l、 4同步環(huán) 。3接合套 。6— 滑塊 。8卡環(huán) 。 11齒輪 第 2章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 第 17 頁 共 42 頁 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s in )e g I TrT i i m g f m gr ? ? ? ?? ? ?maxmax 0rgemg ri Ti? ??max 2e gI TrTi Gr ? ?? 變速器主要參數(shù)的選擇 一、檔數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。本設計也采用 5個檔位。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅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)驅動車輪與路面的附著條件 求得的變速器 I 檔傳動比為： 桑塔納 2021 機械式變速器結構設計 第 18 頁 共 42 頁 2max 0rgIeTGri Ti???max1mingngiq i??3 IA maxA K T? （ 22） 式中 G2汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； φ 路面的附著系數(shù)，計算時取 φ =~。 根據(jù)公式（ 22）可得： 1gi =。 中間檔的傳動比理論上按公比為： （ 23） 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)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。 故有 ： 1gi =； 2gi =； 3gi =； 4gi =(修正為 1)； 5gi = 二、中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心 距、應能保證齒輪的強度。對轎車， K A =~；對貨車， K A =~； 第 19 頁 共 42 頁 對多檔 ,主變速器， K A =~11； TI max 變速器處于一檔時的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =﹒ m 故可得出初始 中心距 A=。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 ~。為檢測方便， A 取整。 四、齒輪參數(shù) （ 1）齒輪模數(shù) 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合 JB11160 規(guī)定的標準值。 一檔直齒輪的模數(shù) m 3 ? mm (26) 通過計算 m=。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數(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。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。 ,嚙合套或同步器取 30176。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺 旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。 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。 15176。 176。 ~45176。 20176。 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 176。 小螺旋角 第 21 頁 共 42 頁 mAZ 2??第一軸常嚙 合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 當轎車三軸式的變速器 ~ ?gi 時，則 范圍內選擇可在 17~1510Z ，此處取 10Z =16，則可得出 9Z = 43。 這里 ?Z 修正為 59，則根據(jù)式（ 28）反推出 A=。 ② ① 與②聯(lián)立可得： 1Z =2 2Z =30。 二檔傳動比 （ 212） 而 , ?gi 故有： ③ 對于斜齒輪， （ 213） 故有： 5287 ??ZZ ④ ③ 聯(lián)立④得： 1933 87 ?? ZZ 、 。 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比gri 取 。 而通常情況下，倒檔軸齒輪 13Z 取 2123，此處取 13Z =23。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A′ = =45mm (215) 而倒檔軸與第 二軸的中心 : (216) =。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使 用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變 位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，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)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。 變位系數(shù) （ 217） 式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度