【正文】 用變速器的開發(fā)已迫在眉睫 。 中間軸式變速器也稱三軸式變速器，它 是前進 檔 的動力傳遞采用三根軸來實現(xiàn)的變速器，它的特點是動力的輸 入 軸和輸出軸有共同的軸線 。s performance and safety. The truck speed transmission on the design based on the existing production of existing auto transmission as a design prototype, designed to meet the requirements independent intermediate shaft fivespeed transmission. The intermediate shaft transmission is also known as the three shafttype transmission, which is forwardspeed power transmission of the three axes to achieve the transmission power which is characterized by an input shaft and the output shaft have a mon axis. Completed the design of the main transmission ratio of the gear selection determination, the gear selection of parameters, the first intermediate shaft and the second shaft axis selection and calculation, structural design of the shaft, the bearing selection。 intermediate shaft。 農(nóng)用運輸車的載質(zhì)量一般不超過 ， 當前四輪農(nóng)用運輸車載 貨 質(zhì)量分為 4個等級，包括 、 。低速載貨汽 車主要從事城市市區(qū)或農(nóng)村間中短途距離運輸?shù)慕煌üぞ撸哂袡C動靈活、快捷方便的優(yōu)勢，特別是在運輸噸位不大且距離又比較近時，低速載貨汽車便發(fā)揮出了巨大優(yōu)勢。 桂林電子科技大學畢業(yè)設計（論文） 報告用紙 第 2 頁 共 45 頁 1 緒論 課 題研究的背景和意義 現(xiàn)代汽車的動力設置，幾乎都采用往復活塞式內(nèi)燃機。即使在平坦的柏油路上，汽車以低速等速直線行駛，也需要克服約占汽車總質(zhì)量 %的滾動阻力。而 NJ130 汽車發(fā)動機的最大扭矩只有 205N如發(fā)動機和車輪直接相連，則對應于該轉(zhuǎn)速所換算的汽車速度，竟達到 458km/h.。既可使驅(qū)動車輪的扭矩增大為發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動機轉(zhuǎn)速的若干分之一。當汽車在平坦的道路上，以高速行駛時，可掛入變速器的高速檔；而在不平的路上或爬較大的坡道時，則應掛入變速器的低速檔。一般變速器具有四個或更多的檔位，駕駛員可根據(jù)情況選擇合適的檔位，使發(fā)動機燃料消耗量減小。 對變速器的要求。 21 世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術、新型材料技術、信息與控制技術等是科學技術發(fā)展的重要領域，這些領域的科技進步推動了變速器技術的發(fā)展。 根據(jù)前進檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。 變速器技術的發(fā)展動向如下： （ 1）節(jié)能與環(huán)境保護：變速器的節(jié)能與環(huán)境保護既包括傳動系本 身的節(jié)能與環(huán)境保護，也包括發(fā)動機的節(jié)能與保護。將變速器智能化，并且普及到大眾化的汽車上。 變速器的設計方法和研究內(nèi)容 在本次設計中，由于是對傳統(tǒng)的變速器進行改進性設計，我們在設計中參考了 低速載貨汽車 YK4015P 宇康牌 的變速器，采用了鎖環(huán)式同步器換檔方式。 兩軸式變速器的特點： （ 1）結(jié)構(gòu)簡單；（ 2）變速箱體尺寸小；（ 3）零件布置方便；（ 4）中間檔位傳動效率高和工作噪音低等優(yōu)點；但是，兩軸式變速器不能設置直接檔，一檔速比不可能設計得很大。 圖 變速器傳動示意圖 1z — 第一軸常嚙合齒輪； 2z — 中間軸常嚙合齒輪； 3z — 第二軸四檔齒輪； 4z — 中間軸四檔齒輪； 5z — 第二軸三檔齒輪； 6z — 中間軸三檔齒輪； 7z — 第二軸二檔齒輪； 8z — 中間軸二檔齒輪； 9z — 第二軸一檔齒輪； 10z — 中間軸一檔齒輪； 11z — 第二軸倒檔齒輪； 12z — 倒檔軸倒檔齒輪； 13z — 中間軸倒檔齒輪； 倒檔布置方案 圖 為常見的倒檔布置方案：圖 （ a） 方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度，但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖 (c)方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖 (d)方案對 (c)的缺點做了修改；圖 (e)所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖 (f)所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為 輕便；為了縮短變速器軸向長度，倒檔傳動采用圖 (g)所示方案，缺點是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復雜一些。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本 次 設計倒 檔 選用直齒輪，其他 檔均 選用斜齒輪。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊 。 綜合 考慮 ， 結(jié)合實際運用， 本 次 設計所有檔 均 選用同步器換檔。 3 變速器主要參數(shù)的設計與計算 根據(jù)相關要求，為了便于計算， 參考了 YK4015P 宇康牌 整車 的一些參數(shù)， 對低速載貨汽車的主要技術參數(shù)進行了一 些 設定，具體參數(shù)如下： 表 低速載貨汽車 主要技術參數(shù) 發(fā)動機功率 總質(zhì)量 4000kg 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩 主減速器傳動比 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 1800r/min 最高車速 檔數(shù)的選擇 增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關。 桂林電子科技大學畢業(yè)設計（論文） 報告用紙 第 8 頁 共 45 頁 一檔傳動比應滿足最大驅(qū)動力能夠克服汽車輪胎與路面的滾動阻力及最大爬坡阻力 ： ma x0ma x ?? mgr iiT r tge ? （ 31） 由上述公式可得： terg iT rmgi ??0maxmax1 ? （ 32） 式中： maxeT —— 最大轉(zhuǎn)矩 ， mmNT e ??? 3m a x 10240 ； r —— 車輪半徑 ,選用 輪胎規(guī)格 — R16（ 8 級） 則： mmrr ? ； 0i —— 主減速器傳動比， ?i ； t? —— 傳動系傳動效率 %98%96%95 ????t? ； mg —— 汽車重力， ??mg ； 代入公式（ 32） 可得 ： 00 3 ??? ????gi= 根據(jù)車輪與路面的附著條件： ??201ma x Gr iiT r tge ? （ 33） Terg iT Gi ??0max21 ? （ 34） ? 在 ~ 之間 取 ， 2G =31899N； 代入 公 式（ 33） 可得 ： 31 ??? ???gi= 所以 1gi 的取值范圍為： 1 ?? gi ； 由于本車為低速載貨汽車 且沒有 超速檔， 故 初選一檔 齒輪 傳動比取 。影響變速器的殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。而對于貨車 而言 ， 其作用主要是貨運，應該盡量減少質(zhì)量 ， 所以 模數(shù) 在可能的情況下 應 該盡量取 大 點 。對于轎車，為了降低噪聲，應選用 176。等小些的壓力角 ； 對于貨車，為提高齒輪的彎曲強度和表面接觸強度，應選用 176。嚙合套或同步器的壓力角有 20176。壓力角。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于 30176。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。取 ? =23176。直齒為 ～ ，取 ck =。貨車 10z 可在 12～ 17 之間選取，本 次 設計取 ： 10z =14； 初選螺旋角 ?23?? ； 模數(shù) ?nm 。 的 確定 常嚙合齒輪齒數(shù)的確定： 101921 zz zzig ? （ 311） 桂林電子科技大學畢業(yè)設計（論文） 報告用紙 第 13 頁 共 45 頁 而常嚙合齒輪的中心距 A 與一檔 的中心距 相等，即： 10921cos2 )(??? ? zzmA n （ 312） 已知各參數(shù)如下： 3?nm ； ??? 23109? ； 409?z ； 1410?z ； mmA 88? ； 代入 公 式 （ 311） 、 （ 312） 可得 ： ?z ，取整 可得 ： 1 22z? ； 而 2 2 2 1 .4 1 3 1 .5 2z ? ? ?，取整 可得 ： 2 32z ? 常嚙合齒輪的傳動比為： 2132 z? ? ?常 即常嚙合齒輪 的齒數(shù)為 2 32；傳動比為 。 二檔 齒輪 齒數(shù)的確定 ： 已知 各參數(shù)如下 ： 221?z ； 2 32z ? ； 3?nm ； ?gi ； mmA 88? ； 由 公 式： 18272 zz zzig ? （ 313） 可得： 21287 zzizz g? （ 314） 桂林電子科技大學畢業(yè)設計（論文） 報告用紙 第 14 頁 共 45 頁 8787cos2 )(??? ? zzmA n （ 315） 此外，從減少 或者 抵消中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下 列關系式： )1(t a nt a n 8782 212 zzzz z ????? （ 316） 聯(lián)解上述（ 314） 、 （ 315） 和 （ 316）三個方程式，可采用比較方便的試湊法。 分度圓直徑： 55 3 31 93nd m z mm? ? ? ? ?； mmzmd n 6923366 ????? ； 齒頂高： mmxhmhh nannaa )(3)*(21 ???????? ； 桂林電子科技大學畢業(yè)設計（論文） 報告用紙 第 15 頁 共 45 頁 齒根高： mmxchmhh nnannff )(3)**(21 ?????????? 。 第 二軸與倒檔軸之間的距離確定： 39。 53A mm? 變速器齒輪 的 變位 采用變位齒輪 是因為以下幾點 ： （ 1）配湊中心距； （ 2）提高齒輪的強度和使用壽命； （ 3）降低齒輪的嚙合噪聲。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 ? ； mma )1440( ???? ； 代入 計算公式nt maay ?? 39。為 了 防止齒輪 的 損壞需要對 其 進行強度校核，以滿足齒根彎曲 桂林電子科技大學畢業(yè)設計（論文） 報告用紙 第 18 頁 共 45 頁 疲勞強度及齒面接觸疲勞強度的設計準則。 非金屬材料 對于高速、輕載及精度不高的齒輪傳動，為了降低噪聲，常用非金屬材料（日夾布塑膠、尼龍等）作小齒輪，大齒輪仍用鋼或鑄鐵制造。 合理選擇材料 進行 配對 如對硬度 ≤350HBS 的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪 材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在 30～ 50HBS 之間 。一檔傳動比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強度要求比較高。 （ 2） 對 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪的彎曲強度 進行 校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、