2.54L排量4X2型輕型卡車5檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)

1、2.54L排量4X2型輕型卡車任務(wù)書5檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)1設(shè)計(jì)的主要任務(wù)及目標(biāo)根據(jù)轎車的車型特點(diǎn)和性能要求，設(shè)計(jì)一款5擋手動(dòng)變速器。具體內(nèi)容：變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案；零、部件結(jié)構(gòu)方案；變速器主要參數(shù)的選擇；變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算。原始參數(shù)如下（江淮康鈴）:原始參數(shù)如下:整機(jī)質(zhì)量：2160kg總傳動(dòng)比：4.7最大馬力：90 PS最大功率：67kW最大功率轉(zhuǎn)速:3000rpm最大扭矩：220Nm最大扭矩轉(zhuǎn)速:1800-2100rpm設(shè)計(jì)方法：比擬設(shè)計(jì)、經(jīng)驗(yàn)核算、圖紙繪制2.1.1.3.12344.設(shè)計(jì)的基本要求和內(nèi)容設(shè)計(jì)圖紙不少于2張A0圖；畢業(yè)設(shè)計(jì)論文一份，字?jǐn)?shù)不少于 20000字；主要參考文獻(xiàn)王望予

2、.汽車設(shè)計(jì)M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2012 陳家瑞.汽車構(gòu)造M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)M.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004.5 其他網(wǎng)絡(luò)檢索到的相關(guān)資料進(jìn)度安排設(shè)計(jì)（論文）各階段名稱起止日期1進(jìn)行調(diào)查研究，查閱資料，完成開題報(bào)告2014.02.15 2014.03.082了解變速器的工作原理及工作步驟2014.03.9 2014.04.0123確定總體方案，完成原理方案設(shè)計(jì)2014.04.13 2014.04.224計(jì)算設(shè)計(jì)繪圖2014.04.23 2014.05.235撰寫并編制論文、打印，準(zhǔn)備畢業(yè)答辯資料2014.05.25 2014.06.52.54L排量4X

3、2型輕型卡車5檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)摘要: 本設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺(tái)用于輕型卡車上的五檔手動(dòng)變速器。汽車傳動(dòng)系是汽 車的核心組成部分。其任務(wù)是調(diào)節(jié)變換發(fā)動(dòng)機(jī)的性能， 將動(dòng)力有效而經(jīng)濟(jì)地傳至驅(qū)動(dòng) 車輪，以滿足汽車的使用要求。本設(shè)計(jì)在給定發(fā)動(dòng)機(jī)功率、輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及總傳動(dòng) 比、整車總質(zhì)量等條件下，結(jié)合汽車設(shè)計(jì)、汽車?yán)碚摗C(jī)械設(shè)計(jì)等相關(guān)知識(shí)，著重對(duì) 變速器齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)、 軸的結(jié)構(gòu)尺寸等進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，并對(duì)變速器的傳動(dòng)方案和結(jié) 構(gòu)形式進(jìn)行設(shè)計(jì)，從而提高汽車整體性能。關(guān)鍵詞： 變速器，齒輪，三軸式The desig n of 5 block manual gearbox at 42 car witK2.54L

4、emissi onAbstract ： The design aims to devise a three-axis type 5 block manual gearbox so as to realize the comprehensive improvement of automobile ' s power performance, fuel economy, reliability and portability of operation of the shift, stability of transmission and efficiency.This design is

5、in a situation with given engine power, torque, speed and the transmission ratio, vehicle quality conditions, combined with the automobile design, automobile theory, knowledge of mechanical design, focusing on the design and calculation of structural parametersof transmission gear, shaft structure a

6、nd size, and the design of transmission scheme and structure style of gearbox and the design of the operating mechanism and the synchronizer structure, so as to improve the overall performance of the car.Key Words: Transmission; Gear; Three-axis type1.1本次設(shè)計(jì)的目的和意義1.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀1.3變速器設(shè)計(jì)面臨的主要問題2變速器的總體方案設(shè)計(jì)

7、2.1變速器設(shè)計(jì)的基本要求2.2變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置方案2.2.1固定軸式變速器2.2.2倒檔布置方案2.2.3傳動(dòng)方案的最終設(shè)計(jì)2.3變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析.錯(cuò)誤!未定義書簽。錯(cuò)誤!未定義書簽。錯(cuò)誤!未定義書簽。錯(cuò)誤!未定義書簽。錯(cuò)誤!未定義書簽。72.3.1齒輪形式 2.3.2換擋機(jī)構(gòu)形式-10 -2.3.3變速器軸承3變速器主要參數(shù)的選擇和計(jì)算.-11 -3.1本設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備-11 -3.2擋數(shù)和傳動(dòng)比范圍-11 -3.2.1擋數(shù)-11 -3.2.2傳動(dòng)比范圍-12 -3.3主要參數(shù)的計(jì)算-12 -3.3.1最小傳動(dòng)比的確定-12 -3.3.2最大傳動(dòng)比的確定12 -3.3.3檔位

8、數(shù)的確定-14 -3.4中心距A-15 -3.5外形尺寸-16 -4變速器各擋齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算.-17 -17 -17 -4.1齒輪參數(shù)的選擇 4.1.1模數(shù)4.1.2壓力角-18 -4.1.3螺旋角-18 -4.1.4齒寬-18 -4.1.5齒輪變位系數(shù)的選擇原則.4.1.6齒頂高系數(shù)-20 -4.2各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算4.2.1一檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定-20 -4.2.2對(duì)中心距A進(jìn)行修正-21 -4.2.3二檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定.-21 -4.2.4倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定.-22 -4.3變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整-23 -4.3.1 一擋齒輪的變位-23 -4

9、.3.2倒擋齒輪的變位-24 -4.3.3齒輪螺旋角的調(diào)整-26 -4.4總結(jié)各擋齒輪參數(shù)-27 -5變速器齒輪的校核-29 -5.1齒輪材料的選擇原則-29 -5.2變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核.-29 -29 -31 -5.2.1直齒輪彎曲應(yīng)力 w5.2.2斜齒輪彎曲應(yīng)力w5.3變速器齒輪接觸強(qiáng)度校核.-33 -5.3.1輪齒接觸應(yīng)力j 5.3.2各擋齒輪接觸強(qiáng)度校核.-33 -34 -6變速器軸的設(shè)計(jì)與校核-37 -6.1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)錯(cuò)誤!未定義書簽。6.1.1 軸的結(jié)構(gòu)-38 -6.1.2軸的尺寸38 -6.2軸的強(qiáng)度驗(yàn)算6.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核.6.3中間軸的剛度驗(yàn)算-42

10、- 43 - 43 -6.3.1 軸的剛度計(jì)算6.3.2 中間軸的剛度計(jì)算7 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)- 47 -7.1 同步器設(shè)計(jì)- 47 -7.1.1 同步器的功用及分類- 47 -7.1.2 鎖環(huán)式同步器- 47 -7.1.3 主要參數(shù)的確定- 50 -7.2 操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)- 53 -7.2.1 變速器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求 .- 53 -7.2.2 換檔位置設(shè)計(jì)- 54 -7.3 變速器殼體- 54 -結(jié)論與感言- 56 -參考文獻(xiàn)- 57 -致謝- 58 -1.1本次設(shè)計(jì)的目的和意義隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個(gè)性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢(shì)。而 變速器設(shè)計(jì)是汽車設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)

11、之一。盡管近年來，自動(dòng)變速器和無級(jí)變速器技 術(shù)迅猛發(fā)展，對(duì)長期以來主導(dǎo)市場(chǎng)地位的手動(dòng)變速器產(chǎn)生很大沖擊，但手動(dòng)變速器已 應(yīng)用了很長一個(gè)時(shí)期，經(jīng)過反復(fù)改進(jìn)，成為現(xiàn)在的形式，制造技術(shù)趨于成熟化，與其 它種類變速器相比較，具有以下優(yōu)點(diǎn)：1. 手動(dòng)變速器技術(shù)已經(jīng)發(fā)展了幾十年，長期處于主導(dǎo)變速器市場(chǎng)的地位，各方面 技術(shù)經(jīng)過長期市場(chǎng)考驗(yàn)，通過逐步積累，已經(jīng)相當(dāng)成熟。2. 手動(dòng)變速器傳動(dòng)效率較高，理論上比自動(dòng)變速器更省油。3. 手動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝成熟，市場(chǎng)需求大，能夠產(chǎn)生生產(chǎn)規(guī)模效益， 生產(chǎn)成本低廉。4. 維修方便，維修成本低。5. 可以給汽車駕駛愛好者帶來更多的操控快感。隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯

12、大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設(shè)計(jì)出經(jīng)濟(jì)實(shí)惠， 工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當(dāng)前汽車設(shè)計(jì)者的緊迫問題。在 面臨著前所未有的機(jī)遇的同時(shí)， 不得不承認(rèn)在許多技術(shù)上，我國與發(fā)達(dá)國家還有一定 的差距，所以我們要努力為我國的汽車工業(yè)做出應(yīng)有的貢獻(xiàn)。經(jīng)過這幾年的刻苦學(xué)習(xí)，我掌握了多門基礎(chǔ)知識(shí)和專業(yè)知識(shí)。在大學(xué)畢業(yè)，即將 走向工作崗位之際，按國家教委和學(xué)校的要求，我進(jìn)行了對(duì)轎車五檔變速器的設(shè)計(jì)。 畢業(yè)設(shè)計(jì)是對(duì)每個(gè)大學(xué)生進(jìn)行知識(shí)掌握與實(shí)際運(yùn)用的一次大檢閱，充分體現(xiàn)了一個(gè)設(shè)計(jì)者的知識(shí)掌握程度和創(chuàng)新思想。通過本次設(shè)計(jì)，我將進(jìn)一步鞏固所學(xué)的知識(shí)，提高 實(shí)際運(yùn)用能力，并為以后參加工作打下良好的

13、基礎(chǔ)。1.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動(dòng)到自動(dòng)的發(fā)展過程。目前世 界上使用最多的汽車變速器為手動(dòng)變速器（MT、自動(dòng)變速器（AD、手自一體變速器（AMT、無級(jí)變速器（CVT、雙離合變速器（DCT五種型式。它們各有優(yōu)缺點(diǎn)：MT的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟(jì)性娛樂性強(qiáng)，但對(duì)駕駛技術(shù)要求高；AT的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單、舒適性好、元器件可靠性高；AMT具備前兩者的優(yōu)點(diǎn)，但在換擋時(shí)會(huì)有短暫的中斷，舒適性差一些；CVT結(jié)構(gòu)簡單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的傳動(dòng)帶容易損壞，無法承受較大的載荷；DCT結(jié)合了手動(dòng)變速器的燃油經(jīng)濟(jì)性和自動(dòng)變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動(dòng)變速

14、器演變而來，目 前代表變速器的最高技術(shù)。從現(xiàn)代汽車變速器的市場(chǎng)狀況和發(fā)展來看，全世界的各大廣商都對(duì)提高AT的性能及研制無級(jí)變速器CVT表現(xiàn)積極，汽車業(yè)界非常重視 CVT在汽車上的實(shí)用化進(jìn)程。 然而，因無級(jí)變速器技術(shù)難度很大，發(fā)展相對(duì)較慢，從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的 難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動(dòng)變速器、電控液力自動(dòng)變速器、 金屬帶鏈?zhǔn)綗o級(jí)變速器、電控機(jī)械式自動(dòng)變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽 引式無級(jí)變速器等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢(shì)，但其中金屬帶式無級(jí)變速器前景看好?？傊兯倨魇瞧嚦l(fā)動(dòng)機(jī)外的主要裝置之一，伴隨著汽車技術(shù)更新?lián)Q代和市 場(chǎng)需求，在向?qū)崿F(xiàn)理想變速器發(fā)展過程中

15、將會(huì)取得更加巨大的成就。變速器會(huì)應(yīng)對(duì)市 場(chǎng)要求朝操縱舒適、輕柔、傳動(dòng)效率高、低油耗、環(huán)保與低噪聲方向發(fā)展，汽車變速 器市場(chǎng)的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長。1.3變速器設(shè)計(jì)面臨的主要問題在汽車工業(yè)高速發(fā)展的今天，隨著世界燃油價(jià)格的日益上漲和運(yùn)用在汽車各種配 件上的技術(shù)日趨成熟，變速器發(fā)展面臨的主要問題如下：1 .如何設(shè)計(jì)出更加節(jié)能環(huán)保、經(jīng)濟(jì)型的變速器，將是變速器乃至汽車發(fā)展所要 面臨的一個(gè)巨大問題。2 .自動(dòng)變速器之所以發(fā)展如此迅速是因?yàn)樗倏v起來簡單方便，但同時(shí)也減少 了駕車的樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的同時(shí)，又能使操縱更加方便快捷，也是 變速器設(shè)計(jì)時(shí)要考慮的一個(gè)重要問題。3 .如何設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)更簡

16、單、傳動(dòng)效率更高、使汽車車速變化更加平穩(wěn)以及駕車 舒適性更高的變速器，則一直都是變速器設(shè)計(jì)所要攻克的技術(shù)難關(guān)。2變速器的總體方案設(shè)計(jì)汽車傳動(dòng)系是汽車的核心組成部分，其任務(wù)是調(diào)節(jié)、變換發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，將動(dòng)力 有效而經(jīng)濟(jì)地傳至驅(qū)動(dòng)車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動(dòng)系任務(wù)的重 要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。變速器用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的 轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā) 動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。變速器的 結(jié)構(gòu)要求對(duì)汽車的動(dòng)力性、燃料經(jīng)濟(jì)性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)平穩(wěn)性與 效率等都有直接的

17、影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設(shè)計(jì)趨勢(shì)是增大其傳遞 功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。2.1變速器設(shè)計(jì)的基本要求變速器設(shè)計(jì)的基本要求為:）保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸。）設(shè)置倒擋，使汽車能變速倒退行駛。）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置。）換擋迅速、省力、方便。）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。）變速器應(yīng)有高的工作效率。8)變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。-3 -2.2變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置方案221固定軸式變速器機(jī)械式變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案主要有兩種：兩軸式變速器

18、和（三軸式）中間軸 式變速器。中間軸式變速器，如圖2.1所示，多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置 后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng) 齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直 接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直 接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔 需依次經(jīng)過兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩，因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)） 較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。

19、MUI稱時(shí)3-3* I *:;越j(luò).而兩軸式變速器，如圖2.2所示，多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。與中間 軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點(diǎn)。此 外，各中間檔因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳動(dòng)，故傳動(dòng)效率高，同時(shí)噪聲小。但兩軸式變速器不 能設(shè)置直接檔，所以在工作時(shí)齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限 制其一檔速比不能設(shè)計(jì)的很大。兩軸式變速器的輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一 體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用 圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪） 外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)；

20、各檔的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端。341、&圖2.2兩軸式變速器1 軸一；2軸二；3同步器綜上所述，由于此次設(shè)計(jì)的2.54L輕卡變速器的驅(qū)動(dòng)形式屬于發(fā)動(dòng)機(jī)前置，后輪 驅(qū)動(dòng)，且可布置變速器的空間較小，對(duì)變速器的要求較高，要求運(yùn)行噪聲小，設(shè)計(jì)車 速高，故選用三軸式變速器。選擇五檔變速器，并且五檔為超速檔。圖2.3為中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案。圖2.3a所示方案，除一、倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖2.3b、所示方案的各前進(jìn)擋，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)。p-T,n-4!TL T_ >ajE八

21、bld>nr5-iL ¥1 * '1J-4 -c)圖2.3中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案2.3d所示方案中的圖2.3c、d所示方案的各前進(jìn)擋，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖 倒擋和超速擋安裝在副箱體內(nèi)，可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲。同一凡采有常嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)。變速器中，擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。2.2.2倒擋布置方案常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種:-35 -圖2.4a為常見的倒擋布置方案。在前進(jìn)檔的傳動(dòng)路線中，加入一個(gè)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對(duì)稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨

22、車的四檔全同步器式變速器中。圖2.4b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。2.4c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。2.4d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。2.4e2.4f所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。 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。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2.4g所示方案。其缺點(diǎn)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(jī)構(gòu)復(fù)雜一

23、些。綜合考慮，本次設(shè)計(jì)采用圖2.4f所示方案的倒檔換檔方式。Zj圖2.4倒擋布置方案223 傳動(dòng)方案的最終設(shè)計(jì)通過對(duì)變速器型式、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)與要求，最終 確定的傳動(dòng)方案如圖2.5所示。各檔的同步器裝在輸出軸上，方便布置，倒擋齒輪副 采用常嚙合齒輪，使換擋更為輕便。其傳動(dòng)路線為:一軸-1-2-中間軸T 10- 9- 9、11間同步器-二軸-輸出一軸1 2中間軸875、7間同步器二軸輸出一軸1 2中間軸655、7間同步器二軸輸出為直接檔，即一軸-1-1、3間同步器-二軸-輸出 一軸1 2中間軸43 1、3間同步器二軸輸出倒檔:一軸1- 2中間軸121311-9、11間同

24、步器二軸輸出2.3變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確 定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪形式、換檔機(jī)構(gòu)形式、軸承型式等因素。2.3.1 齒輪形式齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢(shì)是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造 時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣 會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和 倒擋。因此，在本設(shè)計(jì)中除一檔外，均采用斜齒輪傳動(dòng)。2.3.2換

25、擋機(jī)構(gòu)形式變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早 損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一擋、倒擋外已很少使用。嚙合套常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多, 不會(huì)過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。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(yīng)用。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí) 操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外, 該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸 有所增加，

26、銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。本設(shè)計(jì)所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。它可以從結(jié)構(gòu)上保證接合套與待嚙合齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生 噪聲。233 變速器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(dòng)軸套 等。第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。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。滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑

27、較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的 缺點(diǎn)。在本設(shè)計(jì)中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾 針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸 承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸承。3變速器主要參數(shù)的選擇和計(jì)算3.1本設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備本設(shè)計(jì)的相關(guān)數(shù)據(jù)見表3.1表3.1整車主要技術(shù)參數(shù)參數(shù)名稱數(shù)據(jù)單位整車總質(zhì)量2160kg總傳動(dòng)比4.7最大馬力90PS發(fā)動(dòng)機(jī)功率67kW最大功率轉(zhuǎn)速3000rpm最大扭矩220N?m最大扭矩轉(zhuǎn)速1800-2100rpm輪胎規(guī)格6.50 16LT3

28、.2擋數(shù)和傳動(dòng)比范圍3.2.1 擋數(shù)增加變速器的擋數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越 復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。在最低擋傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋與高擋 之間的傳動(dòng)比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。擋數(shù)選擇的要求:1.相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在 1.8以下。2. 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。目前，轎車一般用45個(gè)擋位變速器， 貨車變速器采用45個(gè)擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此，本次設(shè)計(jì)的輕卡變速器為 5檔變速器。322 傳動(dòng)比范圍變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔

29、與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動(dòng)比為1.0 ;有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為0.70.8。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、 驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.04.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在 5.08.0之間，其它商用車則更大。本設(shè)計(jì)初選最高檔傳動(dòng)比為0.75。3.3主要參數(shù)的計(jì)算3.3.1 最小傳動(dòng)比的確定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為:(3.1)Ua(0.377 - 0.472 )衛(wèi)igi。式中:Ua汽車行駛速度（km/h）；n發(fā)

30、動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min ）；r車輪滾動(dòng)半徑（m）;ig變速器傳動(dòng)比;選用的輪胎規(guī)格 6.50 16LT得到r=364.25（mm）;發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n =np =3000 （r/min ）;由公式（3.1 ）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式：npr3000 364.25 10 3Uamax O377-。.472)汽 O377-0.472)0.75 4.7116.87-146.32g5'03.3.2最大傳動(dòng)比的確定按最大爬坡度設(shè)計(jì)，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(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣 阻力忽略不計(jì)）。用公式表示如下：Temaxi

31、0 ig t _ ” Gf cos max rG sin max(3.2)式中:車輛總重量（N）;坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)（對(duì)瀝青路面f 0.01 -0.02，取 0.015);Te max發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩（N m）；io主減速器傳動(dòng)比;ig變速器傳動(dòng)比;傳動(dòng)效率;車輪滾動(dòng)半徑;max最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%勺坡，大約16.7）由公式(3.2)得:ig1(GfCOS max Gsin max)rTemaxi0 t(3.3)ma 2160kg ; f2i。4.7 ; g=9.8m/s ; t已知:0.015 ;95% 96%220 N m;98% 89.4%，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：ma

32、x16.7 ; r 0.36425m ; Temax同時(shí)，一擋傳動(dòng)比還應(yīng)滿足附著條件。生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下：即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)Temaxi0i g 1 trG2(3.4)(2160 9.8 0.015 COS16.72160 9.8 sin16.7 ) 0.36425220 4.7 0.894i g 12. 52式中:G2 驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力；對(duì)于FF轎車，空載時(shí)前軸負(fù)荷為56% - 66% ,即平均前軸負(fù)荷為汽車總重的61%。驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù)；對(duì)干燥凝土或?yàn)r青路面可取0.7 0.8之間。由公式（3.4）得:i giG 2 rT e max i 0 t(3.5)

33、已知:G2 2160 9.8 0.61 12612.48N ；0.8 ； r 0.36425m ； Temax220 ；i。4.7 ；t 0.894，把以上數(shù)據(jù)代入（3.4）式得:12912.48 0.8 0.36425, _ig1 4.07g220 4.7 0.894所以,一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是：2.52 ig1 4.07初選一檔傳動(dòng)比為3.85。3.3.3檔位數(shù)的確定超速檔的的傳動(dòng)比一般為 0.70.8，本設(shè)計(jì)取五檔傳動(dòng)比ig5=0.75。 中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為：IIgmax廠I ig min的等比數(shù)列，實(shí)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)

34、動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出：q=1.51 o故有：ig2 2.55、ig3 1.69、ig4 1.12 （修正為 1）。滿足相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下，若鄰檔傳動(dòng)比比值大，貝U擋數(shù)少,結(jié)構(gòu)簡單；若鄰檔傳動(dòng)比比值大于1.8，則換檔困難。因此，各擋傳動(dòng)比與一擋傳動(dòng)比的關(guān)系為：ig 3.85,ig2 2.55,ig3 1.69,ig1.0, i 0.75g1g2g3g4g53.4中心距A對(duì)三軸式變速器，將變速器中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距Ao其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸，體積和質(zhì)量大小，而且對(duì)輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中 心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短。最小允許

35、中心距當(dāng)有保證齒輪有必要的 接觸強(qiáng)度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響 殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。此外受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求 中心距也要大些。（3.6）初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式:A Ka/'T e max i 1 g式中：A 變速器中心距（mm；Ka 中心距系數(shù)，商用車：Ka 8.6 9.6 ；Temax 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N m ），Te_220N m ；i 1 變速器一擋傳動(dòng)比，igi =3.85 ；g 變速器傳動(dòng)效率，取96% ;則,A（ 8.69.6）V'220 3.85 0.96 =80.389.6mm對(duì)兩

36、軸式變速器，是將輸入軸與輸出軸之間的距離成為變速器中心距.它是一個(gè)基本參數(shù)，對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距 越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒 有必要的接觸強(qiáng)度來確定。轎車變速器的中心距在 6580mn變化范圍，貨車的變速器中心距在 80170mn范 圍內(nèi)變化。原則上總質(zhì)量小的汽車中心距小。故初取A=85mm.3.5外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置 初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用:L (2.

37、7 3.0) A (2.7 3.0) 85229.5 255 mm初選長度為240mm。變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。4. 變速器各擋齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算4.1齒輪參數(shù)的選擇4.1.1模數(shù)選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加 齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng) 該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)于轎車，減少工作 噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此 模數(shù)應(yīng)選得大些。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合

38、齒模數(shù)相同。轎車和輕型貨車取 23.5，選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn) GB/T13571987的規(guī)定，見表4.2。選用時(shí)，應(yīng)優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。mnK3/Temax/10=2.80高檔齒輪K=1m 0.7劉Temaxh g/10=3.35檔齒輪根據(jù)表4.2，檔齒輪的模數(shù)定為 3.5mm三、四、五檔及倒擋的模數(shù)定為表4.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50一3.00mm嚙合套和同步器的模數(shù)定為 3.5

39、mm4.1.2壓力角壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒 的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5 °、15°、16°、16.5。等小些的壓力角。 對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用 22.5?；?5°等大些的壓力角。國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為 20°。嚙合套或同步器的壓力角有 20°、25°、30。等，普遍采用30°壓力角。本變速器為了加工方便，除需變位齒輪外，全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20。4.1.3螺旋角齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪

40、聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角 時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā), 并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼， 應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋 角。貨車變速器斜齒螺旋角的選擇范圍：1826。本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為22。4.1.4 齒寬齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻 程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被

41、削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m （ mn）的大小來選定齒寬b: 直齒：b kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為4.58.0斜齒：b kcmn， kc取為 6.08.5，24) m m。嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為（初取直齒kc=8，斜齒kc=7。因一對(duì)齒輪嚙合時(shí)小齒輪應(yīng)做到寬一些，既能保證 實(shí)際嚙合齒寬，又是節(jié)省材料，降低重量的最佳選擇，故各齒輪齒寬應(yīng)在后續(xù)設(shè)計(jì)中 做進(jìn)一步調(diào)整。4.1.5齒輪變位系數(shù)的選擇原則配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命; 降低齒輪的嚙合噪聲。1)2)

42、采用變位齒輪的原因:3）變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)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(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接 近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。 角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量 指標(biāo)，故米用得較多。變位系數(shù)的選擇原則1）對(duì)于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇 變位系數(shù)。2）對(duì)于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件 來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。3 ）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小 一些。為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二擋以外的其它各

43、擋齒輪的總變位系數(shù)要 選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。一 二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值。本設(shè)計(jì)應(yīng)在后續(xù)設(shè)計(jì)中考慮是否存在對(duì)齒輪進(jìn)行變位的需要。4.1.6齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒 頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的 彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上 受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.750.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00。為了增加 齒輪嚙合的重合

44、度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度， 有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00 的細(xì)高齒。本設(shè)計(jì)取為1.00。4.2各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方 案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)， 以使齒面磨損均勻。根據(jù)圖2.5確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動(dòng)比。421 檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定一檔傳動(dòng)比為:iiZ2Z9Z1Z103.85(4.1)2 A一 48.649m(4.2)已知：A=85mm;22 ； m3.5,將數(shù)據(jù)帶人(4.1 ) , (4.2 )兩式，齒數(shù)取整,選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為

45、偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機(jī)會(huì)，否則會(huì)引起齒面的不均勻磨損。則取Z =49。當(dāng)轎車三軸式的變速器'13.53.9時(shí)，則輕型貨車Z10可在1517之間選取，此處取 乙0=16,貝冋得出Z9=33。上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的Z可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（4.2）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從Z及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距A,再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。這里Z修正為49,則根據(jù)式（4.2 ）反推出A=85.75mm4.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（4.1）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比Z2Z10h Z1Z9(4.3)由已知數(shù)據(jù)可得：空1.87Z1而常嚙合

46、齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距A mn(Z1 Z2)2cos(4.4),t, 11. /口2 A cos由此可得：Z1 Z2mn(4.5)根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計(jì)算出：乙 Z2 53。聯(lián)立方程式可得:乙=19、 Z2=34。則根據(jù)式（4.1）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為|13.694.2.3二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定二檔傳動(dòng)比Z2 Z7I2Z1 Z(4.6)而i22.55故有：Z7/Z81.425，對(duì)于斜齒輪:2Acos z mn(4.7)故有：Z7 Z853聯(lián)立方程式得：Z731、Z822 0按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 Z526、Z627 ；五檔齒輪Z316 Z437。4.2.4

47、倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定倒擋軸上的倒擋齒輪zi3的齒數(shù)，一般在2123之間，初選Zi3=23,i 倒 13 2 i13.85Z13 Z12 Z1(4.8)為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙,a11 學(xué) o.5 A 86(4.9)da11(Z11 2ha)m(4.10)已知：mn 3.0，Z1136,da12(Z12 2h；)m(4.11)86，ha 1，把數(shù)據(jù)代入式（4.8）,（4.9）, （4.10, （4.11），齒Z12 17，則倒檔傳動(dòng)比為:iRZ13Z11Z13Z12z36 23Z123 1734 3.79中間軸與倒檔軸之間的距離:取 A'=65

48、mm。A mn（Z13 N2）2cos竺旦衛(wèi)64.7 mm2cos22輸出軸與倒檔軸之間的距離:Amn（Z13 Z11）2 cos3.0（23 36）95.5mm 2cos22取 A 96 mm。4.3變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整4.3.1 一擋齒輪的變位由一擋齒輪齒數(shù)的計(jì)算結(jié)果，Z10 16，小于不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù) 17,因此, 為了避免產(chǎn)生根切，提高輪齒的抗彎強(qiáng)度，提高傳動(dòng)重合度，應(yīng)對(duì)一擋齒輪進(jìn)行變位。對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位: 嚙合角：cosa cos a85空 cos2086（4.12）20.45計(jì)算變位系數(shù)和:XioX9ZioZg inv ' inv2ta n（4.13

49、）由漸開線函數(shù)inv k tank 得:則,inv200.014904，inv20.450.01597708，X0.07223!sS!SB5gSS；S!8&：!SBSia：g：S：SI得SESS鹽詼曇曇舉噩協(xié)議si»K脅g|g序鎰讀魂:諸;:嚥:魁粘K滋郵關(guān)魴aes»Bi翱醸;塔SKI i 1*4.1三= Mm !ir圖4.1變位系數(shù)分配曲線圖由圖4.1,根據(jù)變位系數(shù)分配曲線圖對(duì)齒輪齒數(shù)進(jìn)行合理分配，以保證齒輪不發(fā)生根切，并使齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度得到提高。xi0 0.372, X90.3中心距變動(dòng)系數(shù)a a 86 85.753.50.0714(4.14)齒頂高降低系數(shù)(

50、X10 X9) y0.0010(4.15)4.3.2倒擋齒輪的變位由倒擋齒輪齒數(shù)的計(jì)算結(jié)果,Z121717，同樣，對(duì)倒擋齒輪進(jìn)行變位。對(duì)倒擋齒輪進(jìn)行角度變位:分度圓壓力角:tan t tann / cos(4.已知:n 2022t 21.43端面嚙合角:cosaT cos ta(4.17)cost164.765cos21.43cost295.596cos21.43t122.09t222.18外嚙合圓柱齒輪傳動(dòng)變位系數(shù)的選擇中,斜齒輪的變位系數(shù)可按直齒輪的選擇方法選擇，但要用當(dāng)量齒數(shù)Zv 一芬代替cosz，求得的是法向變位系數(shù)x。3 coscos3 22Z13233 cos3cos 22Z113

51、63 coscos3 2217Z12Zv1229zv1345Zv1122已知倒擋軸和中間軸的中心距A 65,倒擋軸和第二軸的中心距 A96，計(jì)算變位系數(shù)和Xn12Xn13Zv12 Zv13 inv t1 inv t2 tan n(4.18)已知：Zv1145， Zv12inv22.180.0206 .Xn11xn1322，Zz1329，Zv11Zv13 inv t2 inv t2ta n n(4.19)inv21.430.01848，inv22.090.0203，x11x13 0.216, x12 x130.127同樣，由圖4.1，根據(jù)變位系數(shù)分配曲線圖對(duì)齒輪齒數(shù)進(jìn)行合理分配，以保證齒輪不發(fā)生根切，并使齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度得到提高。X110.3,X130.1,0.2中心距變動(dòng)系數(shù)yn1rnin65 6