【文章內容簡介】 最高檔；發(fā)動機轉速maxuv= =6000（r/min） ；輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 235/70 R16 得到np= 235*+16*(mm)r此次設計選擇五檔作為超速檔，傳動比為 .傳動比計算公式轉換為： ???aguinri主減速比最高時速輪胎型號發(fā)動機型號最大扭矩最大功率最高轉速車長 排量整備質量 190km/h 35/70R16 4G63S4M 170/3000 90kw 6000r/min 4650mm 1720kg10 選擇最低檔傳動比時，要綜合實際車型的基本參數，如爬坡度、附著系數、承載能力和車輪半徑等進行參考。 設計以當時就按照汽車在最大爬坡度時的工況下進行，這個時候該車的全部動力用來推動汽車爬坡。用公式表示如下： （）maxax0max sinco??GfriTtge ??式中：G ——汽車滿載重量(N)； ——滾動阻力系數 μ=~；f——發(fā)動機最大扭矩(Nm)；maxeT ——主減速器傳動比；0i ——變速器傳動比；g ——傳動效率（~） ；t?R ——車輪滾動半徑；——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上 30%的坡，大約 ）max? ?由公式（）得： （）tegiTrGi???0maxax1 )snco(?? 已知： ； ；r=； 05.?f ???170max?eTNm； ；g=； ，整備質量是 1720kg， 85t1720+65*5+10*5=2095kg；把以上數據代入（）式： ).(1 ?????? ??gi 一檔是產生最大動力輸出，保證驅動輪不會打滑。用公式表示如下： ??ntgeFriT?10max （）tegiri0max111式中：——驅動輪路面法向反力， ；nFgmFn1? ——驅動輪與地面間附著系數； 一般取 ~。??更具所選車型：前軸承載 kg； 取 ，代入公式 34：20951 .???gi所以，一檔傳動比的選擇范圍是： .?gi故一檔傳動比為 。按等比級數分配五個檔傳動比，即： qii??54321 ?i）（ 修 正 為 ..2..84312?qi 三軸式變速器，中心距 A 就是輸出軸與中間軸的位置差： 31maxgeiTK??式中：A ——變速器中心距（mm） ； ——中心距系數；K——發(fā)動機最大扭矩 1；maxeT ——一檔傳動比為 ；1i ——變速器傳動效率，取 95%。g? 乘用車 =~（~） =（） =~???通常乘用車中心距為 60～80mm。12初取 A=80mm。變速器的橫向尺寸，有具體的齒輪布置和操作機構確定。轎車五檔變速器外形軸向尺寸為（~）A 27~408).3~0()~0( ????Lmm初選長度為 270mm。選取齒輪模數時一般要遵循如下原則：①為了降低噪聲，則應選用小模數，大齒寬；②如果減輕質量，與前者反之；③從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用同一種模數；④模數的不同有利于提高強度；⑤低擋齒輪選用大一些的模數，其他檔位選用另一個相同模數。乘用車，更主要的是降低工作噪聲；對于貨車，主要的減輕重量，故該參數可選得大些。 乘用車模數以該車排量作為主要參考，通過 可知，選取模數為 ，因為乘3?nm用車主要是降低噪聲，所以前進檔所有檔均采用斜齒輪。為了優(yōu)化制造工藝上，變速器中的各個結合套的模數是一樣的，取 2~ 之間。本設計取 。 ?壓力角越小，則重合度更高，傳動平順性更好，噪聲更??；反之，輪強度更高。13國家規(guī)定的標準壓力角為 20176。，因此通常采用的壓力角是 20176。嚙合套或同步器的壓力角有 20176。、25176。 、30176。等不同值，一般選用 30176。的壓力角。為了加工方便，所以全部采用標準壓力角 20176。 ?螺旋角越大，齒輪嚙合的重合度越高，所以工作更加平順、噪聲更低。 螺旋角在30176。以內增大時，輪齒強度相應增大，如果還持續(xù)加大，接觸強度隨著上升，但彎曲強度會突降。螺旋角選用范圍：乘用車變速器： 兩軸式變速器為 2030 度 中間軸式變速器為 2234 度貨車變速器：1826 度本次設計螺旋角初選 30176。.要注意選擇斜齒螺旋角，目的是抵消軸上的對稱軸向力。所以，中間軸上的所有齒輪全部為右旋，其余軸的全部斜齒輪反過來，殼體就可以通過軸承蓋承受它的軸向力。 b齒寬則是對變速器的大部分參數都有影響。齒輪寬度直接關系齒輪的承載能力，b 越大，承載能力越高。實踐證明，齒寬持續(xù)增大，達到一定值后，載荷分配會變得很不均勻，卻降低齒輪承載能力。所以，只要齒輪的強度達到要求，齒寬要適當選擇小的，這樣也可以讓變速器的質量減輕，軸向尺寸也相應變小。齒寬一般由齒輪模數 來選定：??nm14斜齒 ， 取為 ～，本次取 ?c.???ncmkb 齒頂高系數直接關系著齒輪的工作情況。齒頂高系數越小，齒輪重合度越小，而工作噪聲變大；輪齒受的彎矩降低，輪齒的彎曲應力同樣相應的變小。由于齒輪加工精度提高，該系數一般取為 。如果齒輪嚙合的重合度，齒根強度要求提高，可根據實際要去大于 1。本設計取為 。中心距、螺旋角、模數等參數初步確定后，依據檔數，傳動比和布置開始對各檔齒輪進行計算。圖 31 五檔變速器示意圖一檔傳動比為： ?zi15確定一檔齒數，求出中間軸齒輪的傳動比，首先要求齒輪和 ，hz——一檔齒數和，hz 直齒 mAzh2?斜齒 （）nh29cos?對于乘用車，中間軸上一擋齒數可在 范圍內選取，本設計取 ，17~510?z 160?z初選 ， ，?301??nm 代入公式（）得到： ????hz取整得 46，則 。01649??z A 進行修正 ?cos2hnzmA???取整得 mm， 為標準中心矩。80?A0常嚙合齒輪傳動齒輪副的齒數確定 ?zi而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即： （）21cos)(?zmAn?? 已知各參數如下：；80,16,30,39???Azn代入式（）得到： ,?zz16取整： 32,14?z所以一檔傳動比為： ?zi二檔齒數的確定已知： 80,3,???Amn?由式 8172zi ——由上公式變形 （） ???zi （）?cos)(7mAn? 21,587?z所以二檔傳動比為： .21438712??zi三檔齒數的確定已知： ,0,3?iAmn由式子 ——由上公式變形 （）.??zi （）65cos)(?zmAn? 解得：1726,05?z所以三檔傳動比為： ??zi五檔齒數的確定已知： ,8,3?iAmn由式子 ——由上公式變形 （）.??zi （）?cos2)(43zmAn??解得： 34,123?z所以五檔傳動比為： ??i倒檔齒數的確定通常，倒檔和一檔的傳動比相似，在本設計中倒檔傳動比 取 。而中間軸倒檔gri齒輪一般略小于一檔主動齒輪齒數，取 。142?Z一般，倒檔軸齒輪 齒數為 21~23，這里 =23。13Z3由： ???ziR可計算出 6Z中間軸、倒檔軸的距離為： mzmAn 5.)1423()(2112339。 ??????二軸與倒檔軸之間的距離確定：18mzmAn 75)236(1)(21339。 ??????取整 75mm. 表 34 各檔齒輪的參數一檔齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 五檔齒輪 常嚙合齒輪 倒檔齒輪齒輪號 9 10 7 8 5 6 3 4 1 2 中間軸齒輪 12倒檔齒輪13第二軸齒輪 11齒數 30 16 25 21 20 26 12 34 14 32 14 23 26分度圓 直徑22111.64867117.780542 69 18齒頂高 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3齒根高 全齒高 19滿足工作條件的要求不同的工作條件，齒輪傳動有不同的要求，所以材料的選擇也有不同的要求。對于一般動力傳輸齒輪，所用材料必須保證很高的強度和耐磨性，并且齒輪表面硬度要求很高，齒芯又比較軟。選擇材料配對如果硬度≤350HBS， ，要求成對齒輪使用壽命差不多，大齒輪要求比小齒輪硬度略低 30～50HBS。大、小輪用不同材料，可以使抗膠合能力得到提升， 。加工工藝及熱處理工藝根據齒輪的大小有不同的工藝要求，大尺寸通常用鑄鋼、鑄鐵；略小尺寸，用鍛鋼。小尺寸，要求不高，用圓鋼作毛坯。根據齒面的軟硬程度不同也有不同的工藝，軟齒面，一般用中碳合金鋼，先熱處理，后切齒；硬齒面，用低碳合金鋼，先切齒，后進行表面淬火，得到齒面硬，輪芯韌，最后需進行磨齒。一般進行過滲氮處理，齒面不容易變形，不需要磨齒。常嚙合齒輪因其傳遞轉矩大于其他軸的齒輪，且持續(xù)轉動，磨損多，都選擇硬齒面，小的齒輪 20 GrMnTi 滲碳處理之后再經過淬火。大的齒輪，用 40 Gr 調質后表面淬火。一檔，受到的沖擊載荷更大，要求抗彎強度高。一檔所用齒輪與常嚙合齒輪相似；其他檔位小的用 40 Gr 調質后表面淬火，大的用 45 號鋼調質后表面淬火。各軸的轉矩：一軸轉距 Nmm3g107??T中間軸轉距 = Nmm42310?二軸各檔轉距：一檔齒輪 N???gT3二檔齒輪 Nmm4254210?三檔齒輪 N 320五檔齒輪 N???T30斜齒齒輪輪齒彎曲強度計算 （） ??btyKFw1式中：——圓周力（ N） ， ；1FdTFg21?——計算載荷（ Nmm） ；gT——節(jié)圓直徑（mm） ；d?coszmdn?——法向模數（mm）。 為斜齒輪螺旋角 ；nm)(?——應力集中系數， =；?K?K——齒面寬（ mm） ；b——法向齒距， ；t nmt???——齒形系數，按當量齒數 在齒形系數圖 中查得；y ?3cosz?——重合度影響系數， =。?K?K21圖 齒型系數圖以上參數代入 313 得到： （ ） ?????KyzmTgw3os2?負荷計算選用發(fā)動機對應輸入軸的最大轉矩 ，通常許用應力大于 180 小于350MPa，而用直齒的倒檔齒輪為 4 00～850MPa 1）一檔齒輪校核已知參數：， =,3,0??Km?? ,6,3019??z?KN?gT Nmm32 查齒形系數圖得：y=????zn 查齒形系數圖得：y=?zn 代入公式得22 . 5cos5289 ?????w? ? ， 小于 350Mpa，所以合格。10w?2）常嚙合齒輪彎曲強度校核已知參數： ；7,3,0??Km?? ,14???，zNmm, Nmm1??gT 查齒形系數圖得：y=??zn 查齒形系數圖得：y=???zn代入公式（）得. 5cos021 ?????w?..5832 ?， 符合 180~350Mpa，故合格。1w?23）二檔齒輪彎曲強度校核已知參數：，7,3,0??Km?? ,25,178??zNmm, N??gT 查齒形系數圖得：y=??zn 查齒形系數圖得：y=???zn代入公式得23 ?????w?..38 ?， 滿足 180~350Mpa，故合格。7w?84）三檔齒輪彎曲強度校核已知參數：，7,3,0??Km?? ,2,065??zNmm, N??gT 查齒形系數圖得：y=??zn 查齒形系數圖得：y=；???zn代入公式得 ????w?MPa6..??， 滿足 180~350Mpa，于是合格。5w?65）四檔齒輪彎曲強度校核已知參數：， ；7,3,0??Km?? ,34,123??zNmm, Nmm14.??gT 查齒形系數圖得：y=??zn 查齒形系數圖得：y=0..???zn24代入公式得 ?????w?MPa7...5