【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 速器兩檔，且副變速器前置。 確定檔位后，根據(jù)汽車最大爬坡度、汽車驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑來(lái)確定最低檔傳動(dòng)比。 汽車爬大坡時(shí)車速很低，可忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為或，即一擋傳動(dòng)比，一般貨車的最大爬坡度約為30%，即α≈176。，代入數(shù)據(jù)，取 下面來(lái)確定冷藏半掛車的擋位，根據(jù)要求該冷藏半掛車的變速器要求設(shè)置八個(gè)擋位，首先按照理論按照等比級(jí)數(shù)來(lái)設(shè)置各個(gè)擋位，這樣能夠充分利用發(fā)動(dòng)機(jī)提供的功率，可以在汽車需要大功率時(shí)，較好的利用發(fā)動(dòng)機(jī)特性曲線提高汽車動(dòng)力性并利于提高行駛平順性，而后根據(jù)實(shí)際需求——往往是各個(gè)擋位的使用頻率，對(duì)初步設(shè)置的擋位做一些調(diào)整，~，這樣易造成換擋困難。 本次設(shè)計(jì)的變速器為八擋變速器但是并不是一體的而是通過(guò)一個(gè)主變速器與一副變速組合而成，主變速器采用四擋，副變速器為二擋變速器，設(shè)計(jì)思路如下： 首先確定設(shè)主變速器傳動(dòng)比比值為q，則四個(gè)擋的擋位傳動(dòng)比為，，；而副變速器的兩個(gè)傳動(dòng)比的比值為1，；那么下面即可把二者組合形成一個(gè)八擋的變速器如下：，，，，；并設(shè)置最高擋即一擋為直接擋，即，求得。則按等比級(jí)數(shù)確定的各檔傳動(dòng)比為：，，，。即主變速器的一擋傳動(dòng)比為，副變速器低速檔傳動(dòng)比為。 初選中心距A時(shí)，根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算，其中，為中心距系數(shù)，貨車取，在該設(shè)計(jì)中為變速器的傳動(dòng)效率，取96%，取10，代入公式計(jì)算可得，取整為160mm。 外形尺寸的確定變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過(guò)渡）齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置進(jìn)行確定。貨車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：四檔 （）A五檔 （）A六檔 （）A該車為八擋貨車，主變速器為四擋，副變速器為兩擋。故該車主變速器的軸向尺寸，副變速器軸向尺寸為 齒輪參數(shù)的確定 齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：（1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；（2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；（3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；（4）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。所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表21：表21 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn車 型乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量ma/t模數(shù) mn/mm所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T13571987的規(guī)定，括號(hào)內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。表22 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（GB/T13571987）（mm） 第一系列第二系列()()嚙合套和同步器的結(jié)合齒多采用漸開(kāi)線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器結(jié)合齒模數(shù)相同。對(duì)貨車，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)而選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。所以考慮到兩者的影響折中一下從磨損均與傳動(dòng)平穩(wěn)以及降低噪聲的角度初步取主變速器一軸與中間軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)=5mm；為減輕齒輪質(zhì)量，二擋斜齒輪的法向模數(shù)=；為提高傳動(dòng)平穩(wěn)性，降低高速時(shí)的噪聲三擋斜齒輪的法向模數(shù)=；為磨損均勻，降低噪聲副變速器常嚙合斜齒輪法向模數(shù)=4；一擋斜齒輪取6mm倒擋齒輪模數(shù)=6mm。 齒形、壓力角與螺旋角汽車變速器齒輪的齒形、壓力角及螺旋角按表23選取，但有些輕、中型貨車的高檔齒輪也采用小壓力角。表23 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角及螺旋角 項(xiàng) 目 車 型齒 形壓力角α螺旋角β轎車高持并修行的齒形176。，15176。，16176。，176。25176。45176。一般貨車GB135678規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形20176。20176。30176。重型車同 上低檔、176。、25176。小螺旋角汽車變速器及分動(dòng)器齒輪都采用漸開(kāi)線齒廓。為改善嚙合、降低噪聲和提高強(qiáng)度，現(xiàn)代汽車變速器齒輪多采用高齒且修形的齒形。加大齒根圓角半徑和采用齒根全圓角過(guò)渡等能顯著提高齒輪的承載能力及疲勞壽命。 齒輪壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合肘的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)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(duì)于直齒輪，壓力角為時(shí)強(qiáng)度最高，超過(guò)強(qiáng)度增加不多；對(duì)于斜齒輪，壓力角為時(shí)強(qiáng)度最高。故取。 斜齒輪螺旋角的選取與齒輪的噪聲、輪齒的強(qiáng)度及軸向力有關(guān)。隨螺旋角的增大，齒輪嚙合的重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲降低。輪齒的強(qiáng)度增大，但當(dāng)螺旋角大于時(shí)，彎曲強(qiáng)度驟然下降，接觸強(qiáng)度繼續(xù)上升。并且在傳遞扭矩時(shí)，對(duì)軸承產(chǎn)生很大的軸向力。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使中間軸上的軸向力相互平衡，減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命，斜齒輪螺旋角可在下列提供的范圍選用：乘用車變速器： 兩軸是變速器為 中間軸式變速器為22176。34176。貨車變速器：18176。26176。，從而在該設(shè)計(jì)中初選一檔，常嚙合齒輪的螺旋角為。 齒寬齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強(qiáng)度及工作平穩(wěn)性的要求。通常根據(jù)齒輪模數(shù) m 的大小來(lái)選定齒寬：直齒 ，為齒寬系數(shù)，~ 斜齒 ，~ 其中，第一軸常嚙合齒輪齒寬系數(shù)可略大，取，中間軸長(zhǎng)嚙合齒輪，一擋中間軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為，一擋中間軸斜齒輪的；二擋中間軸斜齒輪齒寬系數(shù)的，二擋二軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為；三擋中間軸斜齒輪的，三擋二軸斜齒輪的齒寬系數(shù)為；副變速器一軸常嚙合齒輪的齒寬系數(shù)，中間軸長(zhǎng)嚙合齒輪的齒寬系數(shù)；倒檔直齒的齒寬系數(shù)。聯(lián)合以上已確定的各齒輪副模數(shù)一并代入公式得到各齒輪的寬度如表?yè)跷晃恢谬X寬b（mm）副變速器低速檔副變速器一軸32副變速器中間軸30主變速器常嚙合齒輪一軸40中間軸35主變速器一擋一擋中間軸42一擋二軸39主變速器二擋二擋中間軸二擋二軸主變速器三擋三擋中間軸三擋二軸倒擋倒擋軸42無(wú) 齒頂高系數(shù)一般齒輪的齒頂高系數(shù)，為一般汽車變速器車齒輪所采用。故該設(shè)計(jì)中，變速器齒輪齒頂高系數(shù)采用 1副變速一軸器常嚙合齒輪，2副變速器中間軸常嚙合齒輪，3主變速器中間軸常嚙合齒輪4主變速器一軸常嚙合齒輪，5三擋二軸齒輪，6三擋中間軸齒輪，7二擋二軸齒輪，8二擋中間軸齒輪9一擋二軸齒輪，10一擋中間軸齒輪，11倒擋二軸齒輪，12倒擋中間軸齒輪13倒擋一軸齒輪 ，擋位傳遞路線以及變速器工作狀態(tài)如下：變速器的工作狀態(tài)1：副變速器接入低速擋，主變速器切入一擋，對(duì)應(yīng)路線一擋：副變速器一軸—1—2—10—9—主變速器二軸變速器的工作狀態(tài)2：副變速器接入低速檔擋，主變速器切入二擋，對(duì)應(yīng)路線二擋：副變速器一軸—1—2—8—7—主變速器二軸變速器的工作狀態(tài)3：副變速器接入低速擋，主變速器切入三擋，對(duì)應(yīng)路線三擋：副變速器一軸—1—2—6—5—主變速器二軸變速器的工作狀態(tài)4：副變速器接入低速擋，