【正文】 由公式 39。 ① 一、二檔主從動齒輪變位系數的選擇 保證兩個齒輪都不根切應滿足： 變位系數： min 11 1ZZZ? ??， min 22 1ZZZ? ?? 所以： 173117 4817 017 171721 ???? ?? 因變位后中心距不變，所 以采用等變位齒輪傳動，即： 12???? 。 總變位系數越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，這樣兩齒輪沈陽建筑大學畢業(yè)設計 28 的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位 。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。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。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數的和為零。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，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。 Z9=17 Z39=41 并修正螺旋角，β 4= 再用軸向力平衡公式，校核常嚙合齒輪與六檔齒輪螺旋角的關系，相差基本滿足軸向力沈陽建筑大學畢業(yè)設計 26 平衡的關系。 （ 3）用同樣的方法確定四檔的齒輪數 ，四檔為高速擋，同樣選擇斜齒圓柱齒輪， Z12=29 Z37=30 并修正螺旋角，β 3= 再用軸向力平衡公式，校核常嚙合齒輪與四檔齒輪螺旋角的關系，相差基本滿足軸 向力平衡的關系。 Z33選擇齒數為 17， Z20=6517=48 Z20/Z33=48/17= Z41/Z3=Z41和 Z3 為常嚙合齒輪，所以選用斜齒圓柱齒輪。貨車可在 1217 之間選用。 中間軸上小齒輪的最小齒數，還受中間軸軸頸尺寸的限制，即受剛度的限制。 代入公式計算，得 654130223302 ?????? mAZZZ h 沈陽建筑大學畢業(yè)設計 24 計算后進行大小齒輪的齒數分配，中間軸上的一檔小齒輪的齒數盡可能取少些，以便使 Z20/Z33 的傳動比大些，在 i1已定的情況下， Z41/Z3 的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度。 為了求 Z33 和 Z20的齒數，先求其齒數和 Zh mAZh 2? 36 nh mAZ ?cos2? Z 20 和 Z 33 屬于一檔 齒輪，所以選擇為直齒圓柱齒輪。下面結合圖所示來分配各檔齒輪齒數。 齒頂高系數：選用標準齒頂高系數 。所以，在保證齒輪的強度條件下，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。 ④ 齒寬 b 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。 ~25176。壓力角。、 30176。嚙第一系列 — 一 一 第二系列 一 一 一 一 沈陽建筑大學畢業(yè)設計 22 合套或同步器的接合齒壓力角有 20176。 ② 壓力角 因國家規(guī)定的標準壓力角為 20176。選取較小的模數值可使齒數增多，有 利于換擋。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。 齒輪參數： ① 模數 選取齒輪模數時一般要遵守的原則是在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數，就可以增加齒輪的齒數，同時增加齒寬可使嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減少模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數，而從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因 此齒輪的模數應選得小些；變速器用齒輪模數的范圍見下表：來自《汽車設計》 P91 表 32 汽車變速器齒輪的法向模數 mn 車型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質量 ma/t ＜ V≤ ＜ V≤ ＜ ma≤ ma ≥ 模數 mn/mm ~ ~ ~ ~ 所選模數值應符合國家標準 GB/T13571987 的規(guī)定，選用時應優(yōu)先選用第一系列。 所以所設計的貨車車六檔變速箱殼體軸向尺寸為 (?)A= 130= 455mm 沈陽建筑大學畢業(yè)設計 21 實際畫圖時根據軸的長度及與 齒輪的配合，殼體的厚度把該值修正為 495mm。 本次設計的變速器的中心距暫取 130mm. 變速箱軸向尺寸的確定： 貨車變速箱殼體的軸向尺寸與其檔數有關，可參照下列數據選用： 四檔 (?)A 五檔 (?)A 六檔 (?)A 當變速器選用的檔數和同步器多時，上述中心距系數應取給出范圍的上限。通常根據經驗公 式初選中心距 A(單位 m)： 3 1m ax geA ηiTKA ? 35 公式來自《汽車設計》（第四版） P90 式中： k 為 中心距系數，對轎車， k=?， 對貨車， k=? 多檔變速器， k=～ ； Temax 為發(fā)動機的最大輸出轉矩，單位 根據上面算出的數， Temax= i1 為變速箱一檔傳動比； ?g 為變速箱傳動效率，取 此外，變速箱的中心距還要受到齒輪接觸強度、幾何參數和結構要求等的制約。所以可以認為，一般汽車各檔傳動比大致符合如下關系： qiiii gggg ???? 3221 34 式中， q 為常數，也就是各檔之間的公比。 根據《汽車原理》 P80 內容，實際上，汽車傳動系各檔的傳動比大體上是按等比級數分配的。根據《汽車設計》（第四版） P90 可知，目前乘用車的傳動比范圍在 ～ 之間，總質量輕些的商用車在 ～ 之間，其他商用車則更大。 ic = = （變速器一檔傳動比見后面計算） 各檔傳動比的確定 六檔式變速器中第五檔為直接檔，傳動比為 1。 it=ig 就普通汽車而言，傳動系最大傳動比 itmax 是變速器 I檔傳動比 ig1 與主減速器傳動比 i0的乘積。 i0 i0多檔變速器多用于總質量大些的貨車或越野車上。而重型貨車的比功率更小，使用條件也更復雜，所以一般采用六檔至十幾個檔的變速箱，以適應復雜的使用條件，從而使汽車具有足夠的動力性和良好的燃油經濟性。近年來，為了進一步節(jié)省燃油，裝有手動變速箱的轎車多已采用五檔變速箱。 對于轎車而言，即最高檔的動力因素大，所以其最高檔與起動檔的動力因素間的變化范圍較小。一般認為比值不宜大于 ?。 檔數多少還影響到檔與檔之間的傳動比比值。就燃油經濟性而言，檔位數多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)工作的可能性，降低了油耗。而傳動系的檔位數與汽車的動力性、燃油經濟性又有著密切的關系。一般通過控制軸的長度即控制檔數，來保證變速箱有足夠的剛性。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。其主要優(yōu)點如下：圓錐滾柱軸承的直徑較小，寬度較大，因而容量大，可承受高負荷；其錐體、外圈和滾子間基本的幾何關系使?jié)L子能正確對中，確保軸承的可靠性，使用壽命長；圓錐滾柱軸承的接觸線長，如果錐角和配合選擇合適，可提高軸和齒輪的剛度，降低齒輪噪聲，減少自動脫檔的可能，并大幅度提高其壽命；采用圓錐滾柱軸承的變速箱，一般將變速箱殼體設計成沿縱向平面分開或沿中心線所在平面分開，這樣可使裝拆和調整軸承方便。 （ 6）軸承型式分析： 以前變速箱的支承廣泛采用滾珠軸承、滾柱軸承和滾針軸承。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行車安全性。斜齒圓柱齒輪雖然制造時稍為復雜，且工作時會有軸向力，但因其使用壽命長，傳動平穩(wěn)和噪聲小而 得到廣泛使用，直齒圓柱齒輪多用于低檔和倒檔。前者雖然結構簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正、負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并且使倒檔傳動比略有增加。 （ 3）倒檔型式分析： 由于倒檔使用率不高，一般常采用直齒滑動齒輪方案換入倒檔。所以對于一些重型汽車，一般采用多中間軸的結構。 （ 2）多中間軸結構分析： 在通常的三軸式變速箱中，發(fā)動機的轉矩由第一軸傳至第二軸，只經過一根中間軸。而三軸式變速箱，可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，因而傳動 效率較高，磨損小，噪聲也較小。在直接檔時，齒輪只是空轉，不影響齒輪的壽命。 ③ 變速箱齒輪的壽命： 兩軸式變速箱的低檔齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數比大齒輪要高得多，因此小齒輪壽命比大齒輪短。 ② 變速箱的徑向尺寸： 兩軸式變速箱的前進檔均為一對齒輪副，而三軸式變速箱則有兩對齒輪副。 （ 1）兩軸式和三軸式變速箱的對比選擇： 現代汽車大多數都采用三軸式變速箱，