輕型貨車三軸五檔手動變速器結構設計(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過)

買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 買文檔送全套 CAD 圖紙，咨詢 QQ414951605 摘要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，作用是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。 因為變速箱在低檔工作時有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。一般通過控制軸的長度即控制檔數(shù)，來保證變速箱有足夠的剛性。 本文設計研究 了三軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設計。 簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。 關鍵字 ： 變速器；擋數(shù)；傳動比；齒數(shù)；軸 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） II 全套 資料 ， 扣扣 414951605 Abstract Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function. Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of three-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords： block； Transmission ratio； Teeth； Axis 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） III 目錄 摘要 .I 第 1 章 緒論 .1 第 2 章 變速器傳動機構布置 .2 2.1 傳動機構布置方案分析 .2 2.1.1 固定軸式變速器 .2 2.1.2 倒擋布置方案 .5 2.2 零部件結構方案分析 .6 2.2.1 齒輪形式 .6 2.2.2 換擋機構形式 .6 2.2.3 變速器軸承 .7 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇 .9 3.1 中心距 A .9 3.2 齒輪參數(shù)的選取 . 11 3.2.1 模數(shù) . 11 3.2.2 壓力角 . 11 3.2.3 螺旋角 的選取 .12 3.2.4 齒寬 b .12 3.2.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 .13 3.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 .13 3.3.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) .14 3.3.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) .15 3.3.3 確定其他檔位的齒數(shù) .16 3.3.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù) .16 3.4 求各擋齒輪的變位系數(shù)并進行修正 .17 第 4 章 齒輪校核 .22 4.1 計算各軸的轉矩 .22 4.2 輪齒強度計算 .22 4.2.1 直齒輪彎曲應力 w .23 4.2.2 斜齒輪彎曲應力 w .24 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） IV 4.2.3 計 算一 擋齒輪 9， 10 的彎曲應力 .25 4.2.4 計算二檔齒輪 7， 8 的彎曲應力 .26 4.2.5 齒輪接觸應力 j .26 4.2.6 計算一檔齒輪 9， 10 的接觸應力 .27 4.2.7 計算二檔齒輪 7， 8 的接觸應力 .28 4.2.8 計算倒檔齒輪 11 與齒輪 9 接觸應力 .28 第 5 章 軸的設計及校核 .30 5.1 軸的工藝要求 .30 5.2 軸的強度計算 .30 5.2.1 初選 軸的直徑 .30 5.2.2 軸的結構設計 .31 5.2.3 一擋齒輪的各個分力 .31 5.2.4 軸的強度校核 .32 5.2.5 軸的剛度校核 .32 第 6 章 同步器的選擇 .34 6.1 慣性式同步器 .34 6.1.1 鎖環(huán)式同步器的結構 .34 6.1.2 鎖環(huán)式同步器的工作原理 .35 6.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 .36 6.2 主要參數(shù)的確定 .37 6.2.1 摩擦因數(shù) f .37 6.2.2 同步環(huán)主要尺寸的確定 .37 6.2.3 鎖止角 .39 6.2.4 同步時間 .39 6.2.5 轉動慣量的計算 .39 第 7 章 變速器操縱機構的選擇和箱體設 計原則 .40 7.1 變速器操縱機構的選擇 .40 7.2 變速器箱體設計原則 .40 結論 .42 致謝 .43 參考資料 .44 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 1 第 1 章 緒論 變速器是用來改變改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速的，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空擋，可在啟動發(fā)動機 ，汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 對變速器提出如下要求： 1、保證汽車有必要的動力性和經濟性。 2、設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3、設置倒擋，使汽車能倒退行駛。 4、設置動力輸出裝置，需要是能進行功率輸出。 5、換檔迅速、省力、方便。 6、工作可靠。汽車行使過程中，變速器不得跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7、變速器應有高的工作效率。 8、變速器的工作燥聲低。 除此之外，變速器還應當輪廓尺 寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進擋數(shù)或軸的形式分類。 在原有變速傳動機構基礎上，再附加一個副箱體，這就在結構變化不大的基礎上，達到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機構有向自動操作方向發(fā)展的趨勢。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 2 第 2 章 變速器傳動機構布置 機械式變速器因具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠 等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛的應用。 2.1 傳動機構布置方案分析 2.1.1 固定軸式變速器 1 兩軸式變速器 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器得到廣泛應用。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動汽車上。 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，結構簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時燥聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作燥聲增大，容易損壞，還有，受結構限制，兩軸式變速器與一擋 速比不可能設計的很大。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反 ；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉動方向相同。 圖 2 1 示出用在發(fā)動機前置前輪驅動的乘用車上的兩軸式變速器傳動方案。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧錐齒輪或準雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均采用常嚙合齒輪傳動。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 3 圖 2.1 兩軸式變速器傳動方案 2. 中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動 汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器第一軸的前端經軸承支撐在發(fā)動機飛輪上 ,第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤 ,而第二軸的末端經花鍵與萬向節(jié)連接。 圖 2-2分別示出了幾種中間軸式變速器的傳動方案。各種傳動方案的共同特點是 :變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經軸支撐在第一軸的后端的孔內 ,并且保持兩軸軸線在同一直線上 ,經嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋 ,變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載 ,發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出 ,此時變速器的傳動效率高 ,可達到 90%以上 ,噪聲低 ,齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其它擋位 ,因而提高了變速器的使用壽命 ；在其它前進擋位工作時 ,變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸 ,中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞 ,因此在變速器中間軸 與第二軸之間的距離不大的條件下 ,一擋仍然有較大的傳動比 ；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動 ,擋位低的齒輪的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動 ,多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換檔機構 ,均采用同步器或嚙合套換擋 ,少數(shù)結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋 ,還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 4 在 除直接擋以外的其它擋位工作時 ,中間軸式變速器的 傳動效率略有降低 ,這是它的缺點。 在擋數(shù)相同的情況下 ,中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù) ,軸的支撐方式 ,換擋方式和倒擋傳動方案以及擋位布置順序上有差別。 圖 2.2 中間軸式五檔變速器傳動方案 如圖 2 2中間軸式五檔變速器傳動方案中 ,圖 a所示方案中 ,除倒擋用直齒滑動齒輪換擋外 ,其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖 b、 c 所示的方案的各前進擋均采用常嚙合齒輪傳動。圖 a 所示方案中的一擋 ,倒擋和圖 b 所示方案中的倒擋用直齒滑動齒 輪換擋 ,其余各擋均為常嚙合齒輪。 以上各方案中 ,凡采用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)。同一變速器中 ,有的擋位用用同步器換擋 ,有的擋位用嚙合套換擋 ,那么一定是擋位高的用同步器換擋 ,擋位低的用嚙合套換擋。 發(fā)動機前置后輪驅動的承用車采用中間軸式變速器 ,為縮短傳動軸長度 ,將第二軸加長置于附加殼體內 ,如果在附加殼體內布置倒擋傳動齒輪和換擋機構 ,還能減少變速器主體部分的外形尺寸及提高中間軸和輸出軸的剛度。 變速器用圖 2 2c 所示的多支撐結構方案 ,能提高軸的剛度。這時如用在軸的平面上可分開的殼 體 ,就能很好的解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖 2 2 c 所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài) ,同時一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里 ,而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個方 案的特點。 本次設計我設計的是發(fā)動機前置后輪驅動的輕型貨車變速器，通過對上述方案的分析，決定采用中間軸式變速器。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 5 2.1.2 倒擋布置方案 與前進擋相比，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換擋。為了實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中 加入一個中間傳動齒輪的 方案。 圖 2.3 倒擋布置方案 圖 2 3 為常見的倒擋布置方案。圖 2 3b 所示方案的優(yōu)點是倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間周的長度；但倒擋時要求有兩隊齒輪同時進入嚙合，使倒擋困難，圖 2 3c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。圖 2 3d 所示方案針對前者的缺點作了修改，因而取代了圖 2 3c 所示方案。圖 2 3e所示方案是將中間軸上的一倒擋齒輪做成一體，將齒寬加長 。圖 2 3f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。為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，有的 貨車倒擋傳動采用圖 2 3g 所示方案；其缺點是一，倒擋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。 變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，無論使兩軸式變速器還是中間軸式變 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 6 速器的一擋與倒擋，都應當布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良狀況， 然后按照從低擋到高擋的三順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近， 但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置靠近軸的支撐處。 倒擋設置在變速器的左側或右側，在結構上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒擋時駕駛員移動變速桿的方向改變了。為防止以外掛如倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需要克服彈簧所產生的力，用來提醒駕駛員注意。 2.2 零部件結構方案分析 2.2.1 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。 與直齒圓 柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，運轉平穩(wěn)，工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。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齒數(shù)增加，導致變速器的質量和轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。本次設計全部采用斜齒圓柱齒輪。 2.2.2 換擋機構形式 變速器換擋機構有直齒滑動齒輪，嚙合套，和同步器換擋三種形式。 汽車行駛時，因變速器內各轉動齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在齒端面產生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅是齒輪端部磨損加劇并過早 損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產生的噪聲又使承坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術才能使換擋時齒輪無沖擊，并克服上述缺點；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采用直齒滑動齒輪換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，制造，拆裝與維修工作容易，并能減少變速器旋轉部分的慣性力矩，但除一擋，倒擋外已很少使用。 當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 7 數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所 以它們都不會過早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員又熟練的操作技術。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器換擋比較還有結構簡單，制造容易，能降低制造成本及減少變速器長度等有點。 使用同步器能保證迅速，無沖擊，無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性，燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它油結構復雜，制造精度要求高，軸向 尺寸大等缺點 ，但仍然得到廣泛的應用。 利用同步器或嚙合套換擋，其擋位行程要比滑動齒輪換擋行程短。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，要求換入不同擋位的變速桿行程應盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實現(xiàn)這一點。 我采用的換擋機構形式是除了一擋和倒擋采用嚙合套換擋之外，其余各擋均采用同步器換擋。 2.2.3 變速器軸承 作旋轉運動的變速器軸支撐在殼體或其它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應安置軸承。變速器軸承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。至于何處應當 采用何種類型的軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 汽車變速器結構緊湊，尺寸小的特點，采用尺寸大寫的軸承受結構限制，常在布置上油困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內腔中，內腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間，常采用一端有密封圈的球軸承來承受徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經第一軸后不軸承傳給變速器殼體，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。由于變速器 向輕量化方向發(fā)展的需要，要求減少變速器中心距，這就影響倒軸承外徑的尺寸。為了保證軸承有足夠的壽命，可選用能承受一定軸向力的無保持架的圓柱滾子軸承。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 8 中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但當在殼體前端面布置軸承蓋由困難時，必須由后端軸承承受軸向力。前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力，而 后端采用外圈由擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。圓錐滾子軸承因有直徑較小、寬度較寬，因而容量大，可承受高負荷和通過對軸承預緊能消除軸向竄動等優(yōu)點，故在一些變速器上得到應用。圓錐滾子軸承也有裝配后需要調整預緊， 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。當采用錐軸承時，要注意軸承的預緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間隙而使中間軸歪斜。導致齒輪不能正確嚙合而損壞。因此。錐軸承不適合用在線性系數(shù)比較大的鋁合金殼體上。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6-20mm。 滾針軸承、滑動軸套主要用在用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小 、傳動效率高、經向配合間隙小、定位及運轉精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的經向間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易、成本低。第二軸的兩端采用深溝球軸承，第二軸中和齒輪配合的軸承采用滾針軸承，中間軸兩端采用深溝球軸承。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 9 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1 中心距 A 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 A。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 A。它是一個基本參數(shù)，其 大小不僅對變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對齒輪的接觸強度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證齒輪必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與反便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。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。 對于中間軸式初選中心距 A 時，可根據(jù)下述公式 計算 A=KA3 1max ge iT (3.1) 式中， A 為中心距（ mm）； KA 為中心距系數(shù)，貨車取 KA 8.6 9.6；maxeT為發(fā)動機的最大轉矩（ N.m）； 1 i 為變速器一擋傳動比；g為變速器傳動效率，取 96。 分析該車發(fā)動機及相關參數(shù)：該車為輕型載貨汽車，參考相關車型，選擇輪胎型號為：。 按下試計算輪胎半徑： 0 . 0 2 5 4 ( 1 ) 2s drb (3.2) 其中 =0.10-0.12； 取 =0.11 代入數(shù)據(jù)得 sr351.75 mm 其中 KA 9.0 ， maxeT 200N m ，1gi 4 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 10 檔位數(shù)和傳動比： 根據(jù)公式： m a x m a x 00 . 3 7 7 ra gnrUii（ 3.3） 求得主減速比0i=6.22 再根據(jù)式 m a x m a x1m a x 0c o s s i ngretGGirTi （ 3.4） 確定一檔傳動比。 其中： G =23765N =0.2 max=16.7 r=351.75mm maxeT=200N M 0gi=6.22 t=0.9 得 錯誤 !未找到引用源。 3.576 根據(jù)車輪與路面附著條件確定一檔傳動比： T210m a xsg Gri T e i (3.5) 2G為汽車滿載時靜止于水平路面驅動橋給路面的載荷，參考同類車型2G=23765N, 為道路附著系數(shù)，計算時取 =0.5-0.6，在此取 0.6。 代入數(shù)據(jù)得1gi 4.2 初選一檔傳動比為1gi=4 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 11 其他各檔傳動比按等比數(shù)列來分配：則2gi=2.67， 3gi=1.78， 4gi=1.19,5gi=0.8 把一檔傳動比代入中心距公式計算變速器中心距： A=82.42mm 圓整后取 A=83mm 。 3.2 齒輪參數(shù)的選取 3.2.1 模數(shù) 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。 在變速器中心距相同的的條件下，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合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲又較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選的小些。 表 3.1 汽車變速器 齒輪的法向模數(shù)nm車型 微型、輕型轎車 中級轎車 中型貨車 重型汽車 nm2.25-2.75 2.75-3 3.50-4.5 4.50-6 由于設計車型為輕型貨車，所以取nm=3mm 。 3.2.2 壓力角 齒輪壓力角較小時。重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進入嚙合和推出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 12 28時強度最高，超過 28時強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為 25時強度最高。因此理論上對于乘用車，為 加大重合度以降低噪聲應取用 14.5，15， 16， 16.5等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用 22.5或 25等大些的壓力角。 實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為 20，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為 20。在這次設計中我選用壓力角 20。 3.2.3 螺旋角 的選取 選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲的、齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲低。試驗還證明：隨著螺旋角的增大， 齒的強度也相應的提高。不過當螺旋角大于 30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。斜齒輪的螺旋角一般在 20到 30之間。 3.2.4 齒寬 b 在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的有點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒寬方向受力不均勻造成便載，導致 承載能力降低，并載齒寬 方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 斜齒 b=nm cK,cK為齒寬系數(shù)取為 7.0 8.6 直齒cK=4.4-7.0 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)cK可取大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數(shù)相同的各擋，擋位低的 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 13 齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。 3.2.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設計中的一個重要環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產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，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 齒輪變位主要 有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。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。高度變位齒輪副的缺點使不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位即具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。 由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各擋傳動比的需要，使各相互嚙合的齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪由相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。對于斜齒輪傳動，可以通過選擇合適的螺旋角來達到中心距 相同的要求。我在齒輪設計中齒輪沒有達到根切，采用改變螺旋角大小的方法來保證中心距，所以沒有采用齒輪變位。 3.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角后，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)。應該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比不應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻 。 一檔和倒檔采用直齒輪，其余采用斜齒，同取 m=3mm。 結構簡圖如下： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 14 mAZ 2圖 3.1 變速器結構簡圖 3.3.1 確定一 檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比 9112 1 0gZZi ZZ（ 3.6）為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù) ， 先求其齒數(shù)和 Z （ 3.7） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 15 cos2 )( 21 ZZmA n nmAZZ co s221 其中 A =83mm、 m =3；故 有 Z錯誤 !未找到引用源。 =54.9，取整，得 55。 根據(jù)輕型貨車三軸式變速器可知，10Z=1418 此處取10Z=14，則可得出9Z=41。 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的Z可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式（ 3.7）看出中心距有了變化，這時應從Z及齒輪變位 系數(shù)反過來計算中心距 A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 這里 Z 修正為 51，則根據(jù)式（ 3.7）反推出 A=83mm。 3.3.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 101 129gZZ iZZ (3.8) 由 已 經 得 出 的 數(shù) 據(jù) 可 確 定 121.37ZZ 錯誤 ! 未 找 到 引 用 源 。 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （ 3.9） 由此可得： （ 3.10） 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出：1248ZZ 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 16 nmAZ cos2 與 聯(lián) 立可得：1Z=20、2Z=28。 3.3.3 確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動比 71228gZZi ZZ （ 3.11） 而2 2.7gi ，故有： 781.93ZZ （ 3.12） 對于斜齒輪， 故有：7852ZZ 聯(lián)立 得：783 4 1 8ZZ、。 按同樣的方法可分 別計算出：三檔齒輪 562 9 2 3ZZ、；四檔齒輪 342 8 2 4ZZ、。 3.3.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù) 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 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 17 gri取 4。倒檔傳動齒輪的齒數(shù) 和 一檔主動齒輪 10 相近 ，取 14。 3.4 求各擋齒輪的變位系數(shù)并進行修正 各擋齒輪的變位系數(shù)根據(jù)變位系數(shù)線圖來選取： 圖 3.2 變位系數(shù)線圖 一擋 ： 0A=82.5 A=83 0A A 進行角度變位： c osc os AA o 則計算得 =20.9328 non m AA 則計算得 0.167n n 通過選擇變位系數(shù)線圖查得： 0.18 由 u=91041 2 .9 314ZZ 則在線圖的左側可以查得： 1 0.35 ，則 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 18 17.02 則 0.013 則：91()aoh f m （ 1.0+0.35-0.013） 3=4.011 91()foh f c m （ 1.0+0.75-0.35） 3=4.2 9 nd m Z 123 9 9 92aad d h 131.022 9 9 92ffd d h 114.6 1 0 2()aoh f m （ 1.0-0.17-0.013） 3=2.451 1 0 2()foh f c m （ 1.0+0.75+0.17） 3=5.76 10 nd m Z 42 1 0 1 0 1 02 4 6 . 9 0 2aad d h 1 0 1 0 1 02ffd d h 30.48 二擋 ： 取 20錯誤 !未找到引用源。 0A=87() 832 c o s nZ Z m A=83 A0 A 無需進行角度變位： =0 則：8 ()aoh f m 1.0 3=3 8 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 8 1 0 8 . 4 6c o snmzd 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 （論文） 19 8 8 82aad d h 114.46 8 8 82ffd d h 97.96 7 ()aoh f m 3 7 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 7 5 7 . 4 2c o snmzd 7 7 72aad d h 63.42 7 7 72ffd d h 46.92 三擋： 取