【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有 m a xm a xm a x0m a x )s i nc os( ???? mgfmgr iiT r TgIe ??? （ 31） 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比 式中 m—— 汽車總質(zhì)量； 1800kg g —— 重力加速度； 2/ sm ψ max —— 道路最大阻力系數(shù)；假定取值 rr —— 驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑； 依據(jù)本設(shè)計(jì)提供的車型輪胎參數(shù) 175/70R14， 175 是指輪胎斷面寬度 70 是指輪胎扁平比 (公制 )70mm R14 是輪胎配合輪輞 (車輪 )直徑是 14 英寸?？芍? mmr r 0 02 %701 7 0 ????? Temax —— 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； 依據(jù)汽車型號(hào)五菱宏觀發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào) L2B 可知， 排氣量： 1485ml 最大功率： 81KW 最大扭矩： 146Nm i0—— 主減速比； η —— 汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。 95% 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件 ?? 2m ax GriTrTgIe ? （ 32 求得的變速器 I 檔傳動(dòng)比為： 4 6 0 8 0 00m a x2 ??? ????? Te rgI iT rGi ?? 式中 G2—— 汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷； 10 φ —— 路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取φ =~。本設(shè)計(jì)取用的路面附著系數(shù)為 由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg； rr=； Temax=146Nm； i0=；η =。 根據(jù)公式（ 32）可得： ?gi 。 超速檔的的傳動(dòng)比一般為 ~，本設(shè)計(jì)取五檔傳動(dòng)比 ?gi 。 中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為： )15(1m inm a x ??? ??nggiiq （ 33） 的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出： ?q 。 故有： ?gIIi ， ?gIIIi ， ?gIVi 。 gIVi 修正為 1 中心距 中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心距 A，可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初選。 3 ImaxA TKA? （ 34） 式中 AK —— 中心距系數(shù)，對(duì)轎車取 AK =； ImaxT —— 變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩： 5 7 5 4 6Im a xI m a x ????? ?ge iTT 故可得出初始中心距 A=。 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 ~。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)： 四檔 (~)A 五檔 (~)A 六檔 (~)A 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù) KA 應(yīng)取給出系數(shù)的上限。 11 為檢測(cè)方便， A取整。 本次設(shè)計(jì)采用 5+1 手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 ?72mm=， 變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定 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，各擋齒輪應(yīng)該 選用一種模數(shù)； 4）、從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(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。 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，輸入軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3 m T mm? （ 35） 其中 maxeT =146Nm，可得出 mn=。 一檔和倒檔直齒輪的模數(shù) m 3 Im a xTm ? （ 36） 其中 NT 557Imax? 通過(guò)計(jì)算 m=3。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。變速器中齒輪上的花鍵和結(jié)合套模數(shù)取 或 2。 齒輪參數(shù) 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 31選取。 表 31 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 176。、 15176。、 16176。、176。 25 176。~45176。 一般貨車 GB/T135620xx 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20176。 20 176。~30176。 12 重型車 GB/T135620xx 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 低檔、176。、 25176。 小螺旋角 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)于轎車為加大重合度已降低噪聲而取小些；對(duì)于貨車為了提高齒輪承載力而取大些。實(shí)際上， 因國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20176。，所以變速器普遍采用的壓力角為20176。選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。在齒輪選用較大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實(shí)驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過(guò)當(dāng)螺旋角大于 30176。時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角α取 20176。 ,嚙合套或同步器取 30176。，螺旋角β取 30176。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒 輪一律去右旋，而輸入軸和輸出軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度 b的大小直接影響著齒輪的承載能力， b加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬： ncmkb? 直齒 b=(~)m， mm b=6 3=18 斜齒 b=(~)m， mm b= = 圓整為 18 輸入軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命 ,具體尺寸根據(jù)裝配圖選定。 各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定 確定一檔齒輪的齒數(shù) 已知一檔傳動(dòng)比91012 zzzzigI ?? （ 37） 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ?Z ： mAz 2?? （ 38） 其中 A =、 m =3；故有 ??Z 。選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機(jī)會(huì)，否則會(huì)引起齒面的不均勻磨 損。則取 ?Z =51。當(dāng)轎車三軸式的變速器 ~?gIi 時(shí)，則 10Z 可在 15～ 13 ?gIi18 之間選擇，此處取 10Z =18，則可得出 9Z =33。 上面根據(jù)初選的 A及 m計(jì)算出的 ?Z 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（ 38）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從 ?Z 及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距 A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。 這里 ?Z 修正為 51，則根據(jù)式（ 38）反推出 A=。 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 37）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 91012 zzizz gI ?? （ 39） 由已知數(shù)據(jù)可得： ???zz 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 ?cos2 )( 21 zzmA n ?? （ 310） 由此可得： nmAzz ?c os221 ?? （ 311） 根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計(jì)算出： 5321 ??ZZ 。 聯(lián)立方程式可得： 1Z =1 2Z =34。 則根據(jù)式（ 37）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為： 。 確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動(dòng)比 8712 zzzzigII ?? （ 312） 而 ?gIIi 故有： ?zz ，對(duì)于斜齒輪： nmAz ?cos2?? （ 313） 故有： 5387 ??ZZ 聯(lián)立方程式得： 2231 87 ?? ZZ 、 。 14 按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 2726 65 ?? ZZ 、 ；五檔齒輪 3617 43 ?? ZZ 、 。 確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比 gri 取 。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪 10 略小，取 1312?Z 。而通常情況下，倒檔軸齒輪 13Z 取 21~23，此處取 13Z =23。 由 1212131311 zzzzzzigr ??? （ 314） 可計(jì)算出 2711?Z 。 因本設(shè)計(jì)倒檔齒輪是直齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 mmzzmA n 54)2313(23)(2`1312 ?????? 而倒檔軸與輸出軸的中心距 mmzzmA n 75)2327(23)(2``1311 ??????取整 72mm 齒輪的變位系數(shù)的選擇 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)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(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)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。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： （ 1）、對(duì)于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有 利的原則選擇變位系數(shù)。 （ 2）、對(duì)于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 （ 3）、總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和 15 倒檔齒