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摘要
變速器用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩及轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。
變速器的功用
在汽車傳動系中，采用了可以改變轉速比和傳動轉矩比的裝置，即變速器。變速器不但可以擴大發(fā)動機傳到驅動車輪上的轉矩和轉速的變化范圍，以適應汽車在各種條件下行駛的需要，而且能在保持發(fā)動機轉動方向不變的情況下，實現(xiàn)倒車，還能利用空擋暫時地切斷發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的動力傳遞，使發(fā)動機處于怠速運轉狀態(tài)。
（1）改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作。
（2）在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛。
（3）利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。
因此變速器通常還設有倒檔，在不改變發(fā)動機旋轉方向的情況下汽車能倒退行駛；設有空擋，在滑行或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。變速器還應能進行動力輸出。
兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。
兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動比，但是仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。而三軸式變速器，可以將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，因而傳動效率高，磨損小，噪聲也較小。
目前，汽車上的機械式變速器的換檔結構形式有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種。
本次設計方案一、二檔和三、四檔采用同步器換檔，倒檔使用倒檔軸上滑動直齒輪換檔。
倒檔的形式及布置方案
本次設計采用輸出軸上直齒滑動換入倒檔換檔方式。其優(yōu)點是：結構簡單，直齒輪加工要求不太高，無軸向力，成本低。但換檔時容易發(fā)生沖擊，產生噪聲大壽命短。
變速器操縱機構方案分析
變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛入兩個檔位。
變速器傳動方案的設計
各齒輪副的相對安排位置，對于整個變速器的結構布置有很大的影響。各檔位置的安排，應考慮以下四個方面的要求：
1、 整車總布置
根據(jù)整車的總布置，對變速器輸入軸與輸出軸的相對位置和變速器的輪廓形狀以及換檔機構提出要求。比如說是該車是采用發(fā)動機前置前驅動還是發(fā)動機前置后驅動等等，這些問題都牽連著變速器的設計方案。
2、 駕駛員的使用習慣
人們習慣于按檔的高低順序，由左到右或由右到左排列來換檔，如下圖b和c。值得注意的是倒檔，雖然它是平常換檔序列之外的一個特殊檔位，然而卻是決定序列組合方案的重要環(huán)節(jié)。例如在四檔變速器中采用的基本序列組合方案有三種，見圖2.2。其中b和c是倒檔與序列不結合的方案，即掛檔時，需先換位再掛倒檔。倒檔與序列結合與不結合兩者比較，前者在結構上可省去一個撥叉和一根變速滑桿，后者如布置適當，則可使變速器的軸向長度縮短。
按習慣，倒檔最好與序列不結合。否則，從安全考慮，將倒檔與一檔放在一起較好。
圖 2.2
根據(jù)以上的要求，本次設計的檔位布置方案如圖2.3所示：
圖 2.3
3、 提高平均傳動效率
為提高平均傳動效率，在三軸式變速器中，普遍采用具有直接檔的傳動方案，并盡可能地將使用時間最多的檔位實際成直接檔。
4、 改善齒輪受載狀況
各檔齒輪在變速器中的位置安排，應考慮齒輪的受載狀況。承受載荷大的低檔齒輪，一般安置在離軸承較近的地方，以減小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。變速器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高檔齒輪安排在離兩支承較遠處較好。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角較小，故齒輪的偏載也小。
本次設計傳動方案如圖2.3所示
傳動路線：
Ⅰ檔：一軸→1→2→中間軸→8→7→二軸→5、7齒輪間的同步器→輸出
Ⅱ檔：一軸→1→2→中間軸→6→5→5、7齒輪間的同步器→二軸→輸出
Ⅲ檔：一軸→1→2→中間軸→4→3→1、3齒輪間同步器→二軸→輸出
Ⅳ檔：一軸→1→1、3齒輪間同步器→二軸→輸出
R檔：一軸→1→2→中間軸→10→11→9→二軸→輸出
圖2.4
齒輪精度的選擇
根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取Z1～Z4為6級，Z5～Z11為7級。
材料選擇
現(xiàn)代汽車變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。本次設計的齒輪的材料選用40Cr。
齒輪的損壞形式
變速器齒輪的損壞有以下幾種形式：
（1）輪齒折斷
（2）齒面點蝕
（3）齒面膠合
2、圓柱齒輪強度的簡化計算方法
（1）接觸強度計算
用下列公式計算接觸應力
（N/mm2） (3.21)
式中：——法面內基圓周切向力，=；
——端面內分度圓切向力，=；
——計算轉矩，N?mm；
——節(jié)圓直徑；
——節(jié)圓壓力角；
——螺旋角；
——輪齒材料的彈性模量；
——齒輪接觸的實際寬度；
、——主、被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑；
=，=；
、——主、被動齒輪節(jié)圓半徑；
計算轉矩=時的許用應力為：
常嚙合齒輪：1300~1400 MPa
一檔及倒檔齒輪：1900~2000 MPa
這里是發(fā)動機最大轉矩。
（2）彎曲強度計算
直齒輪用下式計算彎曲應力：
= （MPa） (3.22)
斜齒輪用下列公式計算：
= （MPa） (3.23)
式中：——圓周力，=，N；
——應力集中系數(shù)，直齒輪取1.65，斜齒輪取1.5；
——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9；
b ——齒面寬
——端面周節(jié)，=；
——法面周節(jié)，=；
——齒形系數(shù)；
——重合度影響系數(shù)，=2.0。
許用應力為400-850 MPa（直齒輪），倒檔齒承受雙向交變載荷作用，取下限；100-250 MPa
參考文獻
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