【微型貨車變速器設(shè)計(jì)中各主要參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算綜述2100字】

微型貨車變速器設(shè)計(jì)中各主要參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算綜述目錄TOC\o"1-1"\h\u8707微型貨車變速器設(shè)計(jì)中各主要參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算綜述 147591.1確定變速器傳動(dòng)比 152371.2確定中心距 3250831.3變速器外形尺寸 3220731.4軸直徑的確定 483181.5齒輪參數(shù)設(shè)計(jì) 4216021.6各擋齒數(shù)分配 51.1確定變速器傳動(dòng)比在最大爬坡路面上行駛時(shí)，最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)能克服滾動(dòng)阻力和輪胎與路面之間的爬坡阻力，由于行駛時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略不計(jì)。這時(shí)：（3-1）式中：——最大驅(qū)動(dòng)力；即（3-2）——滾動(dòng)阻力；即（3-3）——最大上坡阻力；即（3-4）把以上參數(shù)代入（3-1）得：（3-5）以上是根據(jù)最大爬坡度確定一擋傳動(dòng)比[16]。式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩，=157N·m；——變速器一擋傳動(dòng)比；——主傳動(dòng)器傳動(dòng)比，；——傳動(dòng)系機(jī)械效率，取0.86；——驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑，0.383；——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)取0.020；——汽車總質(zhì)量，；——重力加速度，??；——汽車最大爬坡度為28%，即；由（3-5）得根據(jù)驅(qū)動(dòng)輪車輪與路面附著條件(3-6)可求得變速器一擋傳動(dòng)比為（3-7）式中：——汽車滿載載荷，；——道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取；將各數(shù)據(jù)代入（3-7）式得通過以上計(jì)算可得到4.50<<7.05,在本設(shè)計(jì)中，取=5.57。1.1.1變速器其它各擋傳動(dòng)比確定傳動(dòng)比按公比，但這只是近似值。代入得：其它各擋位傳動(dòng)比為?。?.2確定中心距初選中心距時(shí)，可根據(jù)公式計(jì)算（3-8）式中：——中心距系數(shù)：=8.6~9.6；——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（N·m）；——變速器一擋傳動(dòng)比；——變速器傳動(dòng)效率：取=96%；得故可選中心距A=90mm。1.3變速器外形尺寸五擋貨車變速器殼體的軸向尺寸為（2.7~1.0）A。故變速器的軸向尺寸可初選為（243~270）mm。取260mm。最終尺寸通過綜合考慮上方因素確定。變速器殼體的軸向尺寸根據(jù)擋位數(shù)以及換擋機(jī)構(gòu)和齒輪形式綜合得到。1.4軸直徑的確定變速器工作時(shí)軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向力。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強(qiáng)度[17]。第二軸和中間軸中部直徑；軸的最大直徑。第二軸。第一軸花鍵部分直徑可按下式初選：（3-9）式中：——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0~4.6；——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N·m）；1.5齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)（1）齒輪模數(shù)的選擇影響選擇的因素很多，選擇模數(shù)會(huì)使模數(shù)有意義的減小，齒寬的增加會(huì)使噪聲得到很好的降低；反之，要減小傳動(dòng)質(zhì)量，就要增大模數(shù)，減小齒寬；還有齒輪強(qiáng)度、質(zhì)量工藝要求等，對于貨車變速器而言選用大的模數(shù)能夠減小變速器質(zhì)量從而減輕車本身的重量。初選模數(shù)時(shí)，可以根據(jù)公式確定即：（3-10）式中：——斜齒輪法向模數(shù)；——直齒輪模數(shù)；——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩；——變速器一擋傳動(dòng)比；——變速器傳動(dòng)效率，取=96%；故該設(shè)計(jì)選擇斜齒輪的法向模數(shù)=3。（2）壓力角的選擇國標(biāo)壓力角是20°。隨著齒面接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度的增大，壓力角增大；反之，如果隨之減小，則壓力角較小，傳動(dòng)更穩(wěn)定，但在負(fù)載力傳遞的情況下，增加壓力角可以提高傳動(dòng)的承載能力。（3）螺旋角的選擇螺旋角變化也會(huì)影響其它性能，比如，螺旋角增大時(shí)重合度也變大，齒輪強(qiáng)度也提高，此時(shí)變速器運(yùn)行平穩(wěn)，降噪效果良好。超過30°以后除了接觸強(qiáng)度增加其它都在下降，故適當(dāng)?shù)穆菪遣拍芫恺X輪的性能。中間軸齒輪是右旋，以此來消除齒輪傳動(dòng)產(chǎn)生的軸向力。但第一軸和第二軸上的齒輪是左旋此時(shí)軸來承受軸向力。調(diào)整螺旋角可以消除一些原因?qū)χ行木嘣斐傻挠绊憽Ｘ涇囎兯倨餍饼X螺旋角的選擇范圍：18°~26°。（4）齒寬根據(jù)齒輪模數(shù)來選擇齒寬b。（3-11）式中：——齒寬系數(shù)，斜齒取，直齒??；——法面模數(shù)。（5）齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)取1.00。1.6各擋齒數(shù)分配根據(jù)所得到的的參數(shù)以及變速器的結(jié)構(gòu)來分配變速器各擋的齒數(shù)。1.6.1確定一擋齒輪的齒數(shù)初選一擋螺旋角β7-8=25°，先確定Z7Z8的齒數(shù)，齒數(shù)和Z∑用下面公式：（3-12）得取Z∑=54。取一擋小齒輪數(shù)Z8=13Z7=Z∑-Z8=54-13=411.6.2對中心距進(jìn)行修正用以下公式進(jìn)行修正取中心距取整得A′=90mm。由于調(diào)整后中心距發(fā)生變化，所以需要對一擋齒輪進(jìn)行變位，中心距系數(shù)變?yōu)閲Ш辖菫辇X輪精確的螺旋角的值為當(dāng)量齒數(shù)圖1.1齒形系數(shù)圖根據(jù)變位系數(shù)圖得：，；根據(jù)齒形系數(shù)圖得：得，；1.6.3確定嚙合齒輪的齒數(shù)根據(jù)以下公式：因?yàn)槌Ш淆X輪副與1擋齒輪副以及其它各擋齒輪副的中心距相同，故由（3-12）得將Z1、Z2取整后得,故齒輪不需要調(diào)整。中心距變動(dòng)系數(shù)：嚙合角為：查變位系數(shù)圖得X∑=-0.3而齒輪齒數(shù)比常嚙合齒輪精確的螺旋角的值為故可得分配變位系數(shù)得X1=0.08，X2=-0.38；根據(jù)圖1.1得：，。1.6.4確定其它各擋齒輪的齒數(shù)（1）確定二擋齒輪的齒數(shù)二擋齒輪為斜齒輪，則有聯(lián)立求解，并對齒數(shù)取整得，要求平衡軸向力中心距：中心距變動(dòng)系數(shù)：嚙合角：齒輪總變位系數(shù)：齒輪齒數(shù)比為：變位系數(shù)可分配為；根據(jù)圖1.1得：，。（2）確定三擋齒輪的齒數(shù)當(dāng)螺旋角和常嚙合齒輪不同：要求平衡軸向力求解上述三式，取整得Z3=27,Z4=28,β3-4=20.45°。故齒輪不需要調(diào)整。中心距變動(dòng)系數(shù)：嚙合角：查變位系數(shù)線圖得齒輪齒數(shù)比：故可以分配變位系數(shù)得；根據(jù)圖1.1得：，。（3）確定五擋齒輪的齒數(shù)五擋齒輪也為斜齒輪，則有平衡軸向力求解上三式，取整得Z9=17,Z10=38,β9-10=20.45°。故齒輪不需要調(diào)整。中心距變動(dòng)系數(shù)：嚙合角：查變位系數(shù)線圖得X∑=0齒輪齒數(shù)比：故可以分配變位系數(shù)得；根據(jù)圖1.1