【文章內(nèi)容簡介】 的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選： 3 max1TKA A? () 式中 AK —— 中心距系數(shù)。對轎車取 ～ ；對貨車取 ～ ；對多檔主變速器，取 ～ 11 對本設(shè)計(jì)，輕型貨車去 ； max1T —— 變速箱處于 1檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩， gge iTT ?1maxmax1 ? ； （ ) maxeT —— 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， N?m； gⅠi —— 變速箱的 1檔傳動比； g? —— 變速箱的傳動效率，取 。 由公式（ ）得： gge iTT ?1maxmax1 ? =226 6 = m 由公式（ )得 : 33 m a x ???? ⅠA TKA mm 變速箱的外形尺寸 變速箱的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系，設(shè)計(jì)初可根據(jù)中心距 A的尺寸參用下列關(guān)系初選。 貨車變速 箱殼體的軸向尺寸： 四檔 （ ～ ） A 2t 輕型貨車機(jī)械傳動式變速箱設(shè)計(jì) 13 五檔 （ ～ ） A 六檔 （ ～ ） A 初選軸向尺寸 :（ ～ ） A=（ ～ ） 103=278～ 309mm 對于本設(shè)計(jì)輕型貨車，五檔變速箱的軸向尺寸取 310mm. 變速箱殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 齒輪參數(shù) m 齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強(qiáng)度或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所決定。選擇模數(shù)時(shí)應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時(shí)將降低變速器的噪聲，而為了減小變速箱的質(zhì)量，則應(yīng)增大模 數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應(yīng)重視減小質(zhì)量。 根據(jù)圓柱齒輪強(qiáng)度的簡化計(jì)算方法，可列出齒輪模數(shù) m與彎曲應(yīng)力 w? 之間有如下關(guān)系： 直齒輪模數(shù) 3 2wcfj yzK KKTm ?? ?? () 式中 jT —— 計(jì)算載荷， N?mm； ?K —— 應(yīng)力集中系數(shù)，直齒 齒輪取 ； fK —— 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 ，被動齒輪取 ； z —— 齒輪齒數(shù)； cK —— 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 ～ ； y —— 齒形系數(shù)，見圖 33。齒高系數(shù) f 相同、節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時(shí)： yy ? ， yy ? ， yy ? ， 2025 yy ? ；壓力角相同、齒高系數(shù)為 時(shí)， ?? ? ff yy ； w? —— 輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng) maxej TT ? 時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力 850~400][ ?w? MPa。 2t 輕型貨車機(jī)械傳動式變速箱設(shè)計(jì) 14 圖 齒形系數(shù) y（當(dāng)載荷作用在齒頂 ,α =20176。 ,f0=） 根據(jù)參考同類車型，初選第一軸的軸齒輪的齒數(shù) z=19，查圖 33 得 y=。 由公式（ 38）得： 3 33 )850400( 　　　～　yzK KKTmwcfj ???? ?????? ?? ? ≈ ～ 從輪齒應(yīng)力的合理性及強(qiáng)度考慮 ,每對齒輪應(yīng)有各自的模數(shù) ,但出于工藝考慮，模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一 ,多采用折衷方案。表 31 給出了汽車變速箱齒輪模數(shù)范圍。 表 mn 車型 微型、輕型轎車 中級轎車 中型貨車 重型汽車 mn ～ ～ 3 ～ ～ 6 設(shè)計(jì)時(shí)所選模數(shù)應(yīng)符合國標(biāo) GB135778 規(guī)定（表 32）并滿足強(qiáng)度要求。 由表 并且參照同類車型選取一檔和倒檔齒輪模數(shù)選取 m=，其他檔位齒輪選取模數(shù) m=。 嚙合套和同步器的結(jié)合齒多數(shù)采用漸開線齒形，由于工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合齒模數(shù)相同。按照取用范圍，選取較小的模數(shù)可使得齒數(shù)增多，有2t 輕型貨車機(jī)械傳動式變速箱設(shè)計(jì) 15 利于換擋，在此取 。 、壓力角 ? 和螺旋角 ? 汽車變速箱齒輪的齒形、壓力角和螺旋角按下表取值。 表 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角 項(xiàng)目 車型 齒形 壓力角（度） 螺旋角（度） 轎車 高齒并修形 176。、 15176。、 16176。、176。 25176?！?45176。 一般貨車 標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB135678 20176。 18176?！?26176。 重型車 標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB135678 低檔、倒檔 176。、25176。 小螺旋角 齒形壓力角較小時(shí)，重合度較大，并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(shí)的 動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；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。試 驗(yàn)證明對于直齒輪壓力角為 28176。時(shí)強(qiáng)度最高，超過 28176。強(qiáng)度增加不多；實(shí)際上，因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20176。，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20176。本課題的所有齒輪選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪。 b 齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強(qiáng)度和工作平穩(wěn)性。齒寬對變速器的軸向尺寸、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少質(zhì)量，但是 齒寬減小使得齒輪傳動平穩(wěn)性的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加；選用寬的齒輪，工作時(shí)會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使得齒輪沿著齒寬方向的受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 第一軸的常嚙合直齒齒輪寬度系數(shù)可以取得大一些，使得接觸線長度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高平穩(wěn)性和使用壽命。 通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬 b： ncmKb? （ ） 式中 cK —— 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 ～ ，斜齒輪取 ～ ； nm —— 法面模數(shù)。 2t 輕型貨車機(jī)械傳動式變速箱設(shè)計(jì) 16 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 由公式（ ）得： b=（ ～ ） =～ ,可以確定各擋的齒輪的齒寬。 具體齒輪寬度，根據(jù)對齒輪的強(qiáng)度驗(yàn)算，來確定。 在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被使用，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒輪的齒頂高系數(shù) ?ah ＝ ，為一般汽車變速器齒輪所采用?，F(xiàn)代轎車變速器多采用齒頂高系數(shù)大于 1 的“高齒齒輪”（或相對于短齒齒輪而言而稱為長齒齒輪），因?yàn)樗粌H可使重合度增大，而且在強(qiáng)度、噪聲、動載荷和振動等方面均比正常齒高的齒輪有顯著改善，但存在相對滑動速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于 ）等問題。本課題的齒頂高系數(shù) ?ah ＝ 。 各檔齒輪齒數(shù)的分配 在初選變速箱的檔位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速箱的結(jié)構(gòu)方案簡圖后，即可對各檔齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分配。 （ 1） 確定 1 檔齒輪的齒數(shù) 在本設(shè)計(jì)中，一檔采用滑動直齒輪 9傳動，模數(shù)為 ，中心距為 103，帶入式子 mAz 2h? （ ） 其中 A中心距； m齒輪模數(shù) hz 兩嚙合齒輪齒數(shù)之和。 帶入式（ ）得： mAz 2h?= ?? 發(fā)現(xiàn) hz 不為整數(shù)，所以說明中心距選得不太合適，現(xiàn)在將齒數(shù) hz 湊為 60，則此時(shí)中心距變?yōu)?105mm. 綜上，修正后的中心距為 105。 先取齒 數(shù)和為整數(shù)，然后分配給 z z10。為了使 z9/z10盡量大一些，應(yīng)將 z10取得盡量小一些，這樣，在 ig1已定的條件下 z2/z1的傳動比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承。 Z10的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此 z10的選定應(yīng)與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車2t 輕型貨車機(jī)械傳動式變速箱設(shè)計(jì) 17 變速箱中間軸的 1檔直齒輪的最小齒數(shù)為 12～ 17。由公式（ ）得： 10522h ???? mAz 初步取 z10=112，得出 z9=6012=48。 （ 2） 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由公式（ ），求出常嚙合傳動齒輪的傳動比，常嚙合傳動齒輪 1z ， 2z 的中心距和一檔齒輪的中心距相等，由式子 ?cos2 )(m 21 zzA n ?? （ ） 得到： 常嚙合齒輪 1,2 采用斜圓柱齒輪，模數(shù)為 nm =，初步 選取螺旋角 o25?? ，帶入以上兩式子，求得 ? ，取整得 251?z 得 ?z ，取整得 382?z ； 核算傳動比：101921 zz zzig ? = 12254838?? = 計(jì)算誤差： ? ％ ? 5％ （合格） 根據(jù)算出來的齒數(shù)，按照式（ ）算出精確的螺旋角 ?? ，在 o18 —— o26之間，所以螺旋角符合要求。 （ 3） 2 檔齒輪副的齒數(shù)： 722 ???? zz zzig （ ） 聯(lián)立 105c o s2 )( 8 87 ??? ?zzmA n （ ） 此外，從抵消或者減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還要滿足以下關(guān)系式 a nt a n 21 2128282 ?? ???? ???? zz izzrr g?? （ ） 已知 o2 ?? ，又貨車斜齒輪螺旋角的選用范圍為 18 度至 24 度，這里取2t 輕型貨車機(jī)械傳動式變速箱設(shè)計(jì) 18 o8 18?? ，則此時(shí) 82 ???? 盡管相差比較大，但基本滿足要求，因?yàn)樵摍n采用斜齒輪，由于常嚙合齒輪的軸向力不 可能完全消失，且二檔位較低檔，使用頻率也比較低，而在設(shè)計(jì)過程中主要使頻率高的檔位軸向力盡可能減小。 將 o8 18?? 回代得： ?z ， ? ； 取整為： 19z8? ， 48z7? ； 由此數(shù)據(jù)即可算出精確的螺旋角： 由（ ）即可得出 oo o8 ??? ?? 。 所以選 48z7? 不合適，改選 47z7? ，由此可得 o8 ?? ； 計(jì)算精確傳動比： 1925 473881 722 ??????? zz zzig 計(jì)算誤差率： ??? 符合要求。 （ 4） 三檔齒輪參數(shù) 三檔常嚙合齒輪通常是斜齒圓柱齒輪，計(jì)算過程與二檔相似，有 61523 zzzzig ? ， （ ） 665cos2 )( ?zzmA n ?? （ ） 從低效或者減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還須滿足 2123162tantan zz ziz g????? , （ ） 計(jì)算3825 231 ? ?????zz ziz g, 2t 輕型貨車機(jī)械傳動式變速箱設(shè)計(jì) 19 選 o186?? ，則有 tantan 62 ???，與 相比很接近，基本可以滿足軸向力相互抵消的要求，從而可以求得 ?z ，取整 266?z ?z ，取整 415?z ， 下面精確計(jì)算螺旋角，由665cos2 )( ?zzmA n ?? ，代入數(shù)據(jù)得 ?? oo 2618 ?? 故調(diào)整齒數(shù)，將 5z 調(diào)整為 40， 6z 不變；或者 5z 不變，將 6z 調(diào)整為 25； 經(jīng)過計(jì)算，方案 5z =41 6z =25 引起的速比誤差較小，故綜上 5z =41 6z =25 計(jì)算此時(shí)的精確螺旋角為 ?? ， 此時(shí)oo 62 ???=，與 相比接近核算傳動比，有 413861 523 ????? zz zzig 速比誤差 ?? 基本滿足要求。 綜上 5z =41 6z =25 齒輪副的螺旋角為 ， ?gi （ 5） 四檔齒輪參數(shù)設(shè)計(jì) 由41324 zz zzig ? （ ） 2143 )( zz zzmA n ??? （ ） 2124142tantan zz ziz g ????? （ ） 計(jì)算 3825 241 ?? ?????zz ziz g 先對 4? 進(jìn)行假設(shè)，假設(shè) ?? ， 2t 輕型貨車機(jī)械傳動式變速箱設(shè)計(jì) 20 此時(shí) tantan 42 ???，與 接近，基本滿足要求。 現(xiàn)在將 4? 回并取整得 333?z 324?z 根據(jù)所求得的齒數(shù)，核算傳動比： 333841 324 ????? zz zzig 算出精確螺旋角 ?? ，此時(shí) 42 ?? oo?? 與 3825 241 ?? ?????zz ziz g很接近，可以滿足軸向力互相抵消一部分的要求。 （ 6） 五檔為直接檔 . （ 7） 確定倒檔齒數(shù)、中心距及傳動比 如傳動示意圖中所示，倒檔齒輪的齒數(shù) 12z ， 11z 一般在