【正文】 ，該機構(gòu)的作用是防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。 圖 ， a 為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。 圖 互鎖銷式互鎖機構(gòu) （ 2）擺動鎖塊式 圖 為擺動鎖塊式互鎖機構(gòu)工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分 A 檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。 然后又 對變速器的傳動機構(gòu)和檔位的布置 11 形式的進行了簡單的介紹，分析了各個傳動方案的優(yōu)缺點，選取了合理高效的的傳動方案和一些在設計變速器時常遇的問題，為后面齒輪和軸的計算打下了良好的基礎。分析了幾種換擋形式，和容易出現(xiàn)的問題，并提供了相關(guān)的解決方法 12 第 3 章 變速器主要參數(shù) 設計 擋數(shù) 的選擇和確定 在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。目前轎車一般用 4~5 個擋位，級別高的轎車變速器多用 5 個擋，貨車變速器采用 4~5 個擋位或多擋。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。 各檔傳動比的確定 主減速器傳動比 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為： iirnuga ? （ ） 式中 au ——汽車行駛速度（ km/h）； n ——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（ r/min）； r ——車輪滾動半徑（ m）； gi ——變速器傳動比； 0i ——主減速器傳動比 由上文可知最高車速 maxau = maxav =170km/h；最高檔為超速檔，傳動比 5gi =；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 19/60R15 得到 r =（ mm）；發(fā)動機轉(zhuǎn)速 n = pn =4800（ r/min）；由公式（ ）得到主減速器傳動比計算公式： ?? ag ui nri 13 最 低 檔傳動比計算 按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角max?坡道時，驅(qū)動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。m）； 0i ——主減速器傳動比； gi ——變速器傳動比； t? ——為傳動效率（ ~）； R ——車輪滾動半徑； max? ——最大爬坡度 本設計為能爬 30%的坡，大約 ? 。m； ?i ；g=； ?t? ，把以上數(shù)據(jù)代入（ ）式： 48 1 3 5 2 2 6 ) i 1 7 s0 1 1 7 0(1 ??? ???????? ??gi 滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。公式表示如下： ?? ntge Fr iiT ?10m a x teng iT rFi ??0max1? （ ） 14 式中 nF ——驅(qū)動輪的地面法向反力， gmFn 1? ； ? ——驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面 ? 可取 ~ 之間。 各檔傳 動比 變速器的 Ⅰ 檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。中間檔的傳動比理論上按公比為m a x 111m in nggnniiq ????（其中 n 為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列，實際上與理論值略有出入，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。m）； 1i ——變速器一檔傳動比為 4； 15 g? ——變速器傳動效率，取 96%。 所以根據(jù)計算結(jié)果， 初取 A=75m。 商用車變速 器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用： 四檔 （ ～ ） A 五檔 （ ～ ） A 六檔 （ ～ ） A 此變速器為五檔，故初選外形尺寸為（ ～ ） A =270～ 300mm。 齒輪參數(shù) 計算 模數(shù)的選取 遵循的一般原則：為了減少噪聲應合 理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質(zhì)量小，增加數(shù)，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒數(shù)應有不同的模數(shù)。 低擋齒輪應選大些的模數(shù)，其他擋位選另一種模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量 am 在 ～ 的貨車為 ～。 初選齒輪模數(shù) m= 齒輪法向模數(shù) nm = 齒形、 壓力角 及螺旋角的 確定 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。變速器齒輪用 20176。 16 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。 根據(jù)圖 32 可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： 111 tan ?na FF ? ； 222 tan ?na FF ? () 由于 T= 2211 rFrF nn ? ，為使 兩軸向力平衡，必須滿足 2121tantan rr??? () 式中， 1Fa ， 2Fa 為軸向力， 1Fn ， 2Fn 為圓周力， 1r ， 2r 為節(jié)圓半徑； T 為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 兩軸式變速器為 ： 20176。 中間軸式變速器為： 22176。 17 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)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。 確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 911021 zz zzi ??? （ ） 如果 9z ， 10z 齒數(shù)確定了，則 2z 與 1z 的傳動比可求出，為了求 9z ， 10z 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 hz 直齒 hz =2A/m （ ） 斜齒 hz =2A ?cos / nm （ ） 因為一擋用的是 斜 齒輪，所以 hz =2A ?cos /m=55 計算后取整，然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配?？紤]到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。 因為 1i =4 取中間軸上一擋齒輪 10z =13 輸出軸 上一擋齒輪 9z = hz 10z =5513=42 根據(jù)確定的中心距 A 求嚙合角 39。 zzAm ??? ?cos = 得： 39。 對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和 hz 后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù) hz 和齒輪變位系數(shù)新計算中心距 ，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 ??? ? zzmA t 斜齒端面模數(shù)為 ??2cos?nt mm 嚙合角 ?209 9 o s2 )(c o s 2139。 ? 正角度變位 斜齒面模數(shù) mmmm nt os 8 ?? ? 嚙合角 ? o s )(c o s 8739。 ??? ? 斜齒端面模數(shù) mmmm nt os 6 ?? ? 嚙合角 o s)(2c o s 65, ??? ?? zzAm t ?, ?? 根據(jù)齒數(shù)比 65 ?zz 查得變位系數(shù) ???x ?x ??x 五 擋齒輪齒 數(shù) 273?z 294?z 224 ?? 時 近似滿足軸向力平衡關(guān)系 湊配中心距 mmmzzA n c o s )( 44339。 ? 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪 11 和 12 的齒頂圓之間應保持有 以上的間隙，故取 3911?z 滿足輸入軸與中間軸距離 假設當齒輪 11 和齒輪 12 嚙合時中心距： 39。A = 2 )( 1211 zzm ? =? A 且 39。 ?? AA mm 21 故倒檔 軸與中間軸的中心距 mmzzmA )(21 1311 ???倒 本章小結(jié) 本章主要介紹了變速器主要參數(shù)的選擇，包括確定擋數(shù)、傳動比范圍，根據(jù)最大爬坡度和驅(qū)動輪與地面的附著力確定一擋傳動比和五擋傳動比，進而確定其它各擋傳動比，選擇中心距、外形尺寸以及齒輪參數(shù)，根據(jù)變速器的傳動示意圖確定各擋齒輪齒數(shù)，進行各擋齒輪變位系數(shù)的分配。這些為之后齒輪、軸的設計計算做好了準備。 1．齒輪折斷 齒輪在嚙合過程中，輪齒表面承受有集中載荷的作用。齒輪折斷有兩種情況，一種是齒輪受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導致齒輪斷裂，這種破壞的斷面為粗粒狀。 2．齒面點蝕 齒面點蝕是閉式齒輪傳 動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。面裂縫中充滿了潤滑油，嚙合時，由于齒面互相擠壓，裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量扇形小麻點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。 增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時嚙合的輪齒對數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質(zhì)材料等，都是提高輪齒彎曲疲勞強度的措施。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，提高齒面強度，選擇適當?shù)凝X面表面處理方法和鍍層等，是防止齒面膠合的措施 。因此，比用于 通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結(jié)果。m)； d —— 節(jié)圓直徑 (mm)； ?K —— 應力集中系數(shù)，可近似取 ?K =； fK —— 摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向 對彎曲應力 的影響也不同，主動齒輪 fK =，從動齒輪 fK =； b —— 齒寬 (mm)； t —— 端面齒距 (mm)， mt ?? ； m —— 模數(shù)； y —— 齒形系數(shù) 。 2． 斜齒輪彎曲應力公式為 ： ??? btyKKFw 1? 式中： 1F —— 圓周力 ( N )， dTF g21 ? ； gT —— 計算載荷 (N 將上述有關(guān)參數(shù)代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應力公式為 ： ??? ?? KyKzm KTCngw 3c o s2? () 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 maxeT 時，對常嚙合齒輪和高擋齒輪 ，許用應力在 180～ 350MPa 范圍 。m)； d —— 節(jié)圓直徑 (mm)； ? —— 節(jié)點處壓力角 (? )； ? —— 齒輪螺旋角 (? )； E —— 齒輪材料彈性模量 (MPa)， E =104 N zr 、 br —— 主動及被動齒輪節(jié)圓 半徑 (mm)。 nm —— 斜齒輪 法向模數(shù) m —— 直齒輪 模數(shù) nzz —— 斜齒輪當量齒數(shù) z —— 直齒輪齒數(shù) 將所有參數(shù)帶入式 ()得： 斜齒輪 ?????? ??bzj dbTE ????? 11co sco s4 1 () 直齒輪 ???????? ??bzj dbTE ???? 11co () 將作用在變速器第一軸上的載荷 2maxeT 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表 。m， 2T =m 11113112 yKzm KKTcfw ?? ?倒? = 33 ???? ???? =400～ 850MPa 26 12123212 2 yKzm KKTcfw ?? ?? = 33 101 4 4 2 92 ???? ???? = 400～ 850Mpa 13133413 2 yKzm KKTcfw ?? ?? = 33 101 1 6 5 42 ???? ???? = 400～ 850MPa 2．計算一檔斜齒輪 9， 10 的彎曲應力 9z =45， 10z =13， 9y =， 10y =， 31T =m， 109?? =176。m， 2T = ，nm =3mm， cK = ??? ?? KKymz KTw 73787327 c os2 ?? = 33 o ????? ????? =