【正文】 曲 Mc 、 Ms 。軸在垂直面和水平面內的允許值為［ fc ］ =～ ㎜，［ fs ］ =～ ㎜。若軸在垂直面內撓度為 fc ，在水平面內撓度為fs 和轉角為δ，可分別用下式計算 2213c Fa bf EIL? 2225 3Fa bf EIL? 1 ()3Fab b aEIL? ?? （ 24） 式中， F 1 為齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ C）； F2 為齒輪齒寬中間平面上的軸向力（ C） ； E 為彈性模量（ MPa）， E= 105 MPa； I 為慣性矩（ mm4 ）， 對于實心周，I=π d 4 /64； d 為軸的直徑（㎜），花鍵處按平均直徑計算； a， b 為齒輪上的作用力矩支座 A， B 的距離（㎜）； Lwei 支座間距離（㎜）。 2） 軸的強度驗證 （ 1） 軸的剛度 驗算 初步確定軸的尺寸以后，可對軸的剛度和強度進行驗算。則：第一 軸花鍵部分直徑 d= 3420 =33，選用 d=36 ㎜的花鍵直徑 。 m）。這是考慮到安全，希望倒車是速度盡可能低些。39。 1 4 1 511 3 . 0 1 7 2 2 5 8 . 522A m Z Z? ? ? ? ? ? 同樣取 Z13 =50， m=；則倒檔軸與第二軸的中心距 A39。 （ 3） 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 1 1 212 1 1157 .0 2 .3 345ZZi? ? ? ? 12 2 c o s 2 1 2 8 2 0 604NA C O SZZ M ? ??? ? ? ? 則 Z1 =18 ， Z2 =42 一檔的傳動比為 2 111 1 12 ZZ? ? ? （ 4） 二檔齒輪的齒數 5 49 121 0 2187 .0 2 .0 342Z ZiZZ? ? ? ? 9 1 0 2 c o s 2 1 2 8 2 0 604NA C O SZZ M ? ??? ? ? ? 則 Z9 =40 ， Z10 =20 （ 5） 三檔齒輪的齒數 5 37 1382187 .0 1 .3 842Z ZiZZ? ? ? ? 78 2 c o s 2 1 2 8 2 0 604NA C O SZZ M ? ??? ? ? ? 則 Z7 =35 ， Z8 =25 （ 6） 四檔齒輪的齒數 5 25 1462187 .0 0 .9 342Z ZiZZ? ? ? ? 56 2 c o s 2 1 2 8 2 0 604NA C O SZZ M ? ??? ? ? ? 則 Z5 =29 ， Z6 =31 （ 7） 五檔齒輪的齒數 陜西理工學院畢業(yè)設計論文 第 13 頁 共 51 頁 53 1542187 .0 0 .6 342Z ZiZZ? ? ? ? 34 2 c o s 2 1 2 8 2 0 604NA C O SZZ M ? ??? ? ? ? 則 Z3 =23， Z4 =37 （ 8） 確定倒檔齒輪齒數 取 直齒圓柱齒輪 Z15 =22， m=； Z14 =17， m=； 初選 Z15 后，可計算出中間 軸與倒檔軸的中心距 A39。對中心局的修正通常有兩種方法，一種是通過改變螺旋距的方法調整中心距 的大小 ； 還有就是借助于齒輪變?yōu)榈霓k法來滿足要求。 根據設計要求格擋齒輪的分配如 22 圖： 圖 22 陜西理工學院畢業(yè)設計論文 第 12 頁 共 51 頁 （ 1） 確定一檔齒輪的齒數 一檔齒輪齒數 和 Zn 斜齒 2 c o s 202 1 2 8 c o s 6 04n AZ m ?? ? ? ? ?，中間軸上一檔齒輪Z12 貨車可在 12～ 17 之間選，取 Z12 =15，則 1 1 1 2 60 15 45nZ Z Z? ? ? ? ?。 接合齒工作寬度一般在 2～ 4mm。 （ 5） 齒輪變位系數的選擇 齒輪變位系數是為了防止齒輪產生根切和配湊中心。 斜齒輪 b= kc mn ， kc 為齒寬系數，取 ～ ， 取 kc = 則 b=28。使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 考 慮到盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。 貨車 斜齒輪螺 旋 角可 在下列范圍內選取 16o～ 26o； 所以在此初選 螺旋角為 20o。 變速器斜齒輪的螺旋角β對齒輪工作噪音，齒輪強度和軸向力有影響。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。 國家規(guī)定標準的 壓力角為 20o，變速器齒輪普遍采用 20o 壓力角，嚙合套和同步器普遍采用 30o 壓力角。 參考文獻 [10]表 31汽車變速器的法向模數 mn： 貨車的最大總質量 ?m ≤ (t) 模數 ～ (mm) 查表 32 汽車變速器常用的齒輪模數應首選第一系列，所以取 mn =； 嚙合套和同步器接合齒采用漸開線齒形，模數取在 ～ 在此取 （ 2） 壓力角α 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。選取較小的模數值可使齒數增多，有利換檔。 嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線齒輪。 低檔齒輪應選大些的模數，其他檔位選另一種模數。 4） 齒輪參數 （ 1） 模數 遵循的一般原則：為了減少噪聲應合理減少模數，增加尺寬；為使質量小，增加數，同時減少尺寬；從工藝方面考慮 ，各檔齒輪應選用同一種模數，而從強度方面考慮，各檔齒數應有不同的模數。則 A=128mm。此外受一檔小齒輪齒數不能過少的限制，要求中心距也要大些。最小允許中心距當有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。 1gi? ，最低檔傳動比即為一檔 ? 3） 中心距 A 對中間軸式變 速器 ,是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距 .其大小不僅對變速器的外形尺寸 ,體積和質量大小 ,而且對輪齒的接觸強度有影響。 目前轎車的傳動比范圍在 3~4 之間，輕型貨車在 5~6 之間，其他貨車則更大。 2） 傳動比的范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉動比的比值。裝載質量在 2~的貨車采用 5 檔變速器，裝載質量在 4~8T 的貨車采用 6 檔變速器。 近年來為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。要求相鄰檔位之間的傳動比比值在 以下 ,該制約小換檔工作越容易進行。同時操縱機構復雜，而且在使用時換檔頻率也增高。 變速器主要參數的選擇 1） 擋數 增加變速器的檔數能改善汽車的動力性和經濟性。倒擋設置在變速器的左側或右側在結構上均能實現，不同之處是掛倒擋時駕駛員移動變速桿的方向改變了。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處然后再布置倒擋。在擋數相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數，換擋方式和到檔傳動方案上有差別。因為直接擋的利用率高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換 擋，少數結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。 如圖 21 所示為中間軸式的五檔變速器，中間軸式的變速器特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接擋。固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。根據前進擋數的不同，有三，四，五和多擋變速器。汽車工作的道路條 件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求。 此 時，汽車有最大驅動力：? ?m a x39。 則：0 . 3 3 7 4 . 6pto gomii ii? ? ?；設計要求的汽車傳動比為 。 ２） 傳動系的最小傳動比 發(fā)動機的轉速與汽車行駛速度的關系 a gomV ii?，式中： n 為發(fā)動機轉速 r/min；陜西理工學院畢業(yè)設計論文 第 7 頁 共 51 頁 aV 為汽車行駛速度 Km/h； r 為車輪半徑 m； gi 為變速器傳動比； oi 為主減速器傳動比。 m/r/min） 420/1600 怠速（ r/min） 800? 50 傳動系最小傳動比選擇 １） 傳動系 總傳動比 是傳動系中各部分 傳動比的乘積，即 t zoci iii? c 式中， gi 為變速器的傳動比； oi 為主減速器的傳動比； ci 為分動器或副變速器的傳動比。 發(fā)動機最大轉矩 的確定 用下式計算確定發(fā)動機的最大轉矩 Tamax mNnaPT paa / 9 m a xm a x ??? （ 22） α — 轉矩適應性系數 emaxP — 發(fā)動機最大轉矩 pn — 最大功率對用轉數 發(fā)動機型號 根據設計要求選用發(fā)動機型號為 EQD6105：四沖程、直列氣缸、水冷、直噴式柴油機。maxeP =15 =， 與經驗公式相差不大。 h； DC — 空氣阻力系數； A — 汽車正面投影面積 m2 ； 則 maxeP = （ 2） 根據設計方案中給出的發(fā)動機比功率 Pb =15 Km （ 1） 所設計汽車最大車速 hKmVa /100m a x ? ， 估算 maxeP 。 選用四沖程、直列氣缸、水冷、直噴式柴油機。 m h 1? ） 4) 比功率 ： 15（ Km 下列 為此次設計 汽車 主要參數，根據其主要參數設計與其相 匹配的機械式 手動 變速器。鎖止角與錐面在設計時已作了適當選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時又會產生一種鎖止作用，防止齒輪在同步前進行嚙合。 目前全同步式變速器上采用的是慣性同步器，它主要由接合套、同步鎖環(huán)等組成，它的特點是依靠同步鎖環(huán)摩擦作用實現同步。但這個操作比較復雜，難以掌握精確。兩個旋轉速度不一樣齒輪強行嚙合必然會發(fā)生沖擊碰撞，損壞齒輪?？諜n時輸出軸的齒輪處于非嚙合位置，無法接受動力傳輸。倒車軸上的齒輪也可以由操縱裝置撥動，在軸上移動，與中間軸齒輪和輸出軸齒輪嚙合 ,以相反的旋轉方向輸出。輸出軸的尾端有花鍵與傳動軸相聯(lián)，通過傳動軸將扭矩傳送到驅動橋減速器。中間軸也稱副軸，軸上固連多個大小不等的齒輪。 輸入軸也稱第一軸，它的前端花鍵直接與離合器從動盤的花鍵套配合，從而傳遞由發(fā)動機過來的扭矩。手動變速器又稱手動齒輪式變速器，含有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達到變速變扭目的。 機械式 手動變速器是最常見的變速器，簡稱 MT。自動操縱式變速器 是指機械變速器每個檔位的變換是借助反應發(fā)動機負荷和車速的信號系統(tǒng)來控制換擋系統(tǒng)的執(zhí)行元件而實現的，駕駛員只需要操縱加速踏板以控制車速。 變速器 按操縱方式 可分為 手動強制操縱式變速器和自動操縱式變速器。無級式變速器，其傳動比在一定的數值范圍內可按無限多級變化。 有級式變速器 是目前采用最廣的一種。 5）對裝配好變速器模型進行運動仿真和有限元分析。 3）對變速器的各零部件進行三維建模。 本文主要工作 1） 根據設計要求對變速器的結構進行合理的布局。目前，組合式機械變速器已成為重型汽 車采用的主要型式。為避免變速器的結構過于復雜和便于系列化生產，多采用組合式機械變速器。 機械式商用汽車變速器的技術特點 商用 汽車的裝載質量大，使用條件復雜。作為汽車高級技術領域的 商用 汽車變速器在國內漫長的引進消化過程中，如今已有長足的進步，能夠在原有技術引進的基礎上，通過改型自行開發(fā)出符合配套要求的新產品，每年 商用 車變速器行業(yè)都能有十幾個新產品推向市場。 商用車變速器在 國內發(fā)展現狀 雖然自動變速器在近年來有很大發(fā)展 ， 但手動機械變速器在汽車傳動中仍占有很大比例 ， 一般商用運輸車輛 ， 特別是長途運輸車輛 ， 因為所需擋位多 ， 速比范圍大 ， 故多采用手動機械變速器 ， 在我國相當長的時間里 ， 手動機械變速器會占很高的比例。 隨著 UG版本的提高，軟件的功能越來越強大，復雜程度也越來越高。 （ 5） 具有強大的裝配功能， 并在裝配的過程中引用了裝配集的設計思想。 （ 3） UG可以管理 CAD數據及整個產品開發(fā)周期中的所有相關數據，實現逆向工程（Ｒ erverse Design）和并行工程（ Concurrent Engineer） 等先進設計方法。 UG具有以下優(yōu)勢： （ 1） 可以為機械設計、 模具設計以及電器設計單位提供一套完整的設計，分析和制作方案。 它使產品的設計效率大大提高，使產品在設計初期具有更多的靈活性，保證在日后根據系統(tǒng)要求進行相應的更改和計算 。 Unigraphics軟 件是一個集成化的 CAD/CAE/CAM系統(tǒng)軟件，他為工程設計人員提供了非常強大的應用工具，這些工具可以對產品進行設計（包括零件設計和裝配設計）、工程分析（有限元分析和