【文章內(nèi)容簡介】 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）8——變速器傳動效率，g??g?求得 符合商用車的變速器中心距在 80～170mm 范圍內(nèi)變化。? 變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間（過渡）齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構(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數(shù)據(jù)選用： 四擋 （～）A 五擋 （～）A 六擋 （～）A [3]當變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應(yīng)取給出范圍的上限。對于本例 CA6440 輕型客車，五擋變速器殼體尺寸取 ，取整得L=243mm。 軸的直徑的初步確定變速器工作時軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向力。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。軸的剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性產(chǎn)生影響，增加工作噪聲。中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑 D=，軸的最大直徑 D 和支撐間距離 L 的比值，對中間軸，D/L=～,對第二軸，D/L=～。第一軸花鍵部分直徑可按下式初選： [3]3maxeTK?式中：K——經(jīng)驗系數(shù)，K= ，取 K=——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 求得 D= 齒輪參數(shù)設(shè)計（1） 齒輪模數(shù)遵循的一般原則：1） 為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，增加尺寬； 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）92） 為使質(zhì)量小，增加齒數(shù)，同時減少尺寬；3） 從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，4） 從強度方面考慮，各檔齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù)。5） 對于貨車，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)。6） 對于客車減少齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選小些； 7） 低檔齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)，其他檔位選另一種模數(shù)。本設(shè)計汽車變速 器各檔由于扭矩小齒輪均選用相同的模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原因，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換檔。全部齒輪選用一種模數(shù)是合理的，乘用車和貨車質(zhì)量在 ～14t, 模數(shù)取直范圍為 ～。根據(jù)齒輪模數(shù)選用的優(yōu)先原則及本變速器的特點，進行模數(shù)的選取，直齒輪為 ,斜齒輪為 。（2） 齒輪壓力角 的選擇?壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對客車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。國家規(guī)定的壓力角為 20176。,本設(shè)計變速器齒輪也采用 20176。,嚙合套或同步器的接合齒壓力角用 30[3]176。（3） 螺旋角 的確定?斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響，因此，中間軸上的不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一擋和倒擋設(shè)計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因為這些擋位使用得少，所以也是允許的)，而此時第二軸則沒有軸向力作用。從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以 15176。～25176。 為宜；而從提高齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應(yīng)當選用較大的螺旋角。（4） 齒寬的設(shè)計計算應(yīng)注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響?？紤]到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應(yīng)該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應(yīng)力增加。使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導(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。通常更據(jù)齒輪模數(shù) m 的大小來選定齒寬。 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）10直齒：b= , 為齒寬系數(shù)，取值范圍為 ～斜齒：b= ， 取值范圍為 ～根據(jù)模數(shù)的大小選定齒寬：直齒：b= ， 為齒寬系數(shù)，取 ～斜齒：b= ， 取 ～ [4]nm各擋齒輪的齒寬值如下：中間軸一擋直齒：b = =151z?中間軸二擋斜齒：b = =142中間軸三擋斜齒：b = =143z中間軸四擋斜齒：b = =144中間軸常嚙合齒：b = =14cz?一軸常嚙合斜齒：b = =141二軸一擋直齒：b = =152二軸二擋斜齒：b = =14二軸三擋斜齒：b = =143?二軸四擋斜齒：b = =1424二軸倒擋直齒：b = =15d 各擋齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪螺旋角之后，可根據(jù)預(yù)選確定的變速器擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配齒輪的齒數(shù)。下圖為結(jié)構(gòu)簡圖，以便說明各擋齒數(shù)的分配。 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）11圖 變速器簡圖 確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比（1） 10921Zi??一擋為直齒輪，則 Z = = 取 65；A=中間軸一擋齒輪數(shù)受中間軸徑尺寸限制，即受剛度的限制?？蛙囋?12～17之間，選 為 16 個齒，則 = Z =65－16=49109h10（2） 對中心距進行修正 A= mZ /2= 取 82mmh（3）確定常嚙合齒輪的齒數(shù) = = ??496 [4] 取???cos2A??2?由以上兩個公式求得取整為 81?Z392 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）12=???cos2中1ZmAn?? 反算 為 相差不大，符合要求。?2? 實際傳動比 = 求得傳動比 = 相關(guān)不大，符合要求。1i 1i 二擋斜齒輪齒數(shù)的確定 = =??398 ， 取???cos8mAn??15校合螺旋角 ?82ta???????8721Z 與 相差不大， 可取? 由以上兩個公式求得 467?Z248?Z= =???cos中87mAn??8? 實際傳動比 = 求得傳動比 = 1i 三擋齒輪齒數(shù)的確定= =??3928， 取???cos65mAn?6?1校合螺旋角 ?62ta???????6521Z 與 相差不大， 可取?8由以上兩個公式求得 375?Z326?Z= = ???cos中65mAn??6? 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）13求得的傳動比 = 與 相差不大， 可取3i ?6 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）14 五擋齒輪齒數(shù)的確定= =??3928， 取???cos3mAn?4?由以上兩個公式求得 253?Z24?Z校合螺旋角 4tan????????4321Z 與 相差不大， 可取= =???cos2中43ZmAn???4?求得的傳動比 = 與 相差不大， 可取4i 4 倒擋齒輪齒數(shù)的確定倒擋齒輪選取的模數(shù)往往與一擋相同，初選 Z =2312 中間軸與倒擋軸的中心距為： 取 49mm???)(21120ZmA D = －D －1=57mm1ee =D /m = 取 23Ze =??此時 = 與 相差不大，故可取二軸與倒擋軸的中心距為：倒i mm9)(2129???ZmA 齒輪變位系數(shù)的確定采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性、耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）15類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有調(diào)蓄變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可區(qū)碼得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用的較多 。對斜齒輪傳動，珠海宏利藥業(yè)可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作， 有進還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。根據(jù)上述理由，本車 CA6440 為輕型客車，扭拒不大，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)選用較小的一引動數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪 10 的齒數(shù) 17，因此一檔齒輪需10Z要變位。采用角度變位，變位系數(shù)確定：對于本次設(shè)計，當直齒輪 17 時，采用正變位，和它相嚙合的齒輪則采minZ?用負變位。而對于斜齒輪 ， 是當量直齒標準齒輪不發(fā)生根i ?3icosvminvZ切的最小齒數(shù)。而不根切的最小變位系數(shù) ξmin 分別為：[5]min0inZf???式中： ——齒頂高系數(shù)。0f當 =1， =20176。fa采用非變位齒輪，變位系數(shù)為 0?? 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）16第 4 章 改進方案中各主要參數(shù)的設(shè)計計算 傳動比的確定 確定一擋傳動比主要考慮：1 .最大爬坡度 2 .附著率 3 .汽車最低穩(wěn)定車速根據(jù)公式： ttqgiTrfGi??0maxax1 )snco(??經(jīng)查相關(guān)參數(shù)得：其中取 ,i =, =,又已知 T =, ??=，r=(6+7) =,G=2295 =22491Nt???計算得：[3])sinco(0maxax1 ???ttqgTrfGi??由上述條件初選一擋傳動比為 ，四擋為直接擋，傳動比為 1因為汽車傳動系各擋傳動比大體按等比級數(shù)分配，即 ,.321qig?413234, qiiqii ggg??初選 80.,.0,.1,2.,60. 5432 倒iiiii驗算： ，.,6..,..4 5443321 ????iiii為小于 ，符合規(guī)定。 中心距的初步確定初選中心矩可用下式計算[3]31maxgeAiTK????式中：——中心距系數(shù)， 取值范圍 — ?AK——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，maxeTNmTe157ax?——變速器一擋傳動比，1i 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）17——變速器傳動效率，g??g?求得 符合商用車的變速器中心距在 80～170mm 范圍內(nèi)變化。? 變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間（過渡）齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構(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數(shù)據(jù)選用： 四擋 （～）A 五擋 （～）A 六擋 （～）A [3]當變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應(yīng)取給出范圍的上限。對于本例 CA6440 輕型客車，五擋變速器殼體尺寸取 ，取整得L=225mm。 軸的直徑的初步確定變速器工作時軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向力。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。軸的剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性產(chǎn)生影響，增加工作噪聲。中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑 D=，軸的最大直徑 D 和支撐間距離 L 的比值，對中間軸，D/L=～,對第二軸，D/L=～。第一軸花鍵部分直徑可按下式初選： [3]3maxeTK?式中：K——經(jīng)