五菱宏光s轎車變速器的設計-三軸式五檔手動變速器含5張CAD圖

五菱宏光s轎車變速器的設計-三軸式五檔手動變速器含5張CAD圖,五菱宏光,轎車,變速器,設計,三軸式,五檔,手動,CAD 設計任務書 畢業(yè)設計（論文）題目：五菱宏光s變速器的設計 畢業(yè)設計（論文）要求及原始數(shù)據（資料）： 1、原始數(shù)據（資料）： 車載總重1230kg， 發(fā)動機最大扭矩 140 N · m /5800 ， 發(fā)動機最大功率 73kw 輪胎規(guī)格 185- 70R14 車輪最小轉彎半徑： 5.2m , 主減速器傳動比：4.75 傳動系機械效率 0.88 ， 最大道路阻力系數(shù) 0.476， 最高車速155km/h. 2、畢業(yè)設計（論文）要求： （1）、任務要求 全面了解設計任務書，掌握設計意圖，明確設計任務，根據原始數(shù)據與有關資料，開展文獻檢索、調查分析。綜合所學的基礎理論知識和專業(yè)知識，擬定該車型的變速器設計方案，完成變速器齒輪、軸的參數(shù)，包括變速器齒輪的接觸力、彎曲應力、軸的輸出扭轉力，計算及強度校核。繪制裝配圖、部件圖和部分零件圖。同時完成相應的計算說明過程。主要任務如下： ①畢業(yè)設計（論文）開題報告； ②文獻綜述&外文翻譯； ③設計、計算、繪制相應設計內容的技術圖紙； ④畢業(yè)設計說明書。 （2）、時間進度要求 序號 時間 周次 指導教師工作及要求 1 2021.3.22-2021.3.28 第1周 按任務書，查閱相關文獻、撰寫文獻綜述、翻譯外文資料 2 2021.3.29-2021.4.4 第2周 開題報告的攥寫 3 2021.4.5-2021.4.11 第3周 審核開題報告，進行開題答辯 4 2021.4.12-2021.5.9 第4-7周 試驗研究或設計階段，繪制相關圖紙，編寫設計說明書 5 2021.5.10-2021.5.16 第8周 畢業(yè)設計期中檢查 6 2021.5.17-2021.5.30 第9-10周 修改相關圖紙，完善畢業(yè)設計說明書 7 2021.5.31-2021.6.6 第11周 論文查重、修改論文 8 2021.6.7-2021.6.13 第12周 打印裝訂、指導老師與評閱老師賦分、畢業(yè)答辯 畢業(yè)設計（論文）主要內容： 1、設計圖樣要求： 設計原理正確，運用相關標準、查閱相關手冊，正確處理好圖、數(shù)字、符號、標準等的關系，圖樣完整準確?？傮w設計完整、圖紙表達清晰、標注采用國家最新標準；完成整機裝配圖紙設計，保證結構方案確定最優(yōu)化；完成部件圖設計及傳動系統(tǒng)設計；完成零件圖設計。 2、畢業(yè)設計說明書： 設計依據可靠，參數(shù)選用合理，結構設計強度及剛度校核、計算準確，內容完整，中英文摘要與科技論文必須做到準確無誤。對主要傳動方案進行比較和選擇、并可行性論證。對主要的零部件進行動力的計算，強度、剛度的校核。 畢業(yè)設計說明書參考文獻15篇以上，原則上所涉及的參考文獻論文資料為近5年出版發(fā)表。 學生應交出的設計文件（論文）： 設計成果要求：提交紙質資料（打印和部分手工繪制圖紙）和電子文檔資料。圖紙使用AutoCAD軟件繪制，文件為*.dwg格式。設計說明書資料為*.doc格式。 1、畢業(yè)設計（論文）開題報告。 2、畢業(yè)設計說明書1份，字數(shù)2-2.5萬字。按《山西能源學院本科畢業(yè)設計（論文）撰寫規(guī)范》執(zhí)行。 3、圖紙： (1) 變速器總成裝配圖（A0號）1-2張； (2) 變速器總成裝配圖（A0號）1-2張； (3) 主要零部件圖（A2號）3-5張； 4、文獻綜述&外文翻譯：按《山西能源學院本科畢業(yè)設計（論文）撰寫規(guī)范》執(zhí)行。 (1) 文獻綜述：字數(shù)不少于3000字； (2) 外文翻譯：外文翻譯必須與畢業(yè)設計課題相關，字數(shù)不少于5000字，并標明文章出處。 主要參考文獻（資料）： 例如： [1] 張緩緩.楊國平[M].北京.清華大學出版社.2016.11. 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In addition, force and speed make the engine work under the most favorable working standard. The transmission is set to neutral and shifted. If necessary, the transmission also has drive output function. As the transmission has a large output power in low gear, the low gear of the transmission is generally arranged near the rear support frame of the shaft, and then the transmission gears of each gear transmission system are arranged in turn from low gear to high gear. Gear. This not only makes the shaft have enough bending stiffness, but also ensures easy installation. The bending stiffness of the whole structure of gearbox is related to the structure of shaft and shell. Generally, the length of the control shaft, that is, the number of transmission gears, is used to ensure that the transmission system has enough rigidity. In this paper, the design of the three-axis five speed manual transmission is studied scientifically, and the principle of the transmission is discussed. The transmission gear and shaft are measured and calculated in detail, and the stiffness is calculated. The model was selected. This paper introduces the design scheme of the transmission system of the gearbox and the selection of raw materials for various parts of the gearbox. Key words: transmission; Design; Gear; Axis; check IV 目 錄 第1章 緒 論 1 1.1選題的背景 1 1.2 目的及意義 2 第 2 章 總體方案設計 4 2.1 汽車參數(shù)的選擇 4 2.2 變速器設計應滿足的基本要求 4 2.3 傳動機構布置方案分析 5 2.3.1 固定軸式變速器 5 2.3.2 倒擋布置方案 6 2.3.3 其他問題 8 2.4 齒輪形式 9 2.5換擋機構形式 9 2.5.1互鎖銷式 10 2.5.2擺動鎖塊式 10 2.5.3轉動鉗口式 10 2.6變速器軸承 11 2.7 本章小結 12 第3章 變速器設計和計算 14 3.1 擋數(shù) 14 3.2 傳動比范圍 14 3.3 各檔傳動比的確定 14 3.3.1主減速器傳動比的確定 14 3.3.2最低檔傳動比計算 14 3.3.3 各檔傳動比的選定 15 3.3.4中心距的選擇 16 3.3.5變速器的外形尺寸 16 3.4 齒輪參數(shù) 17 3.4.1 模數(shù)的選取 17 3.4.2 壓力角 17 3.4.3 螺旋角 17 3.4.4 齒寬b 19 3.4.5 齒頂高系數(shù) 20 3.4.6 變位系數(shù)的選擇原則 20 3.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配 21 3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 21 3.5.2 對中心距進行修正 23 3.5.3 確定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 23 3.5.4 確定其他各擋的齒數(shù)及變位系數(shù) 24 3.5.5 確定倒擋齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 28 3.6 本章小結 29 第4章 變速器的校核 30 4.1 齒輪的損壞形式 30 4.2 齒輪強度計算 30 4.2.1 齒輪彎曲強度計算 31 4.2.2輪齒接觸應力計算 32 4.3 軸的結構尺寸設計 33 4.4 軸的強度驗算 34 4.4.1 軸的剛度的計算 34 4.4.2 軸的強度的計算 38 4.5軸承壽命計算 41 1、變速器一檔工作時 41 2、變速器四檔工作時 42 4.6 本章小結 44 第5章 同步器的計算 45 5.1 鎖銷式同步器 45 5.1.1 鎖銷式同步器結構 45 5.1.2 鎖銷式同步器工作原理 45 5.2 鎖環(huán)式同步器 46 5.2.1 鎖環(huán)式同步器結構 46 5.2.2 鎖環(huán)式同步器工作原理 47 5.2.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 48 5.3 本章小結 50 第6章 變速器操縱機構 51 6.1 直接操縱手動換擋變速器 51 6.2 遠距離操縱手動換擋變速器 51 6.3 本章小結 52 結 論 53 參考文獻 54 致 謝 55 VIII 第1章 緒 論 1.1選題的背景 近年來，世界各地的汽車工業(yè)發(fā)展迅猛，汽車系列產品的多樣化、個性化早已成為汽車發(fā)展趨勢的發(fā)展趨勢。眾所周知，輸電方案設計一直是新能源技術中最重要的環(huán)節(jié)之一。用于改變發(fā)動機對驅動輪的扭矩和傳動比，因此其特性危及車輛的驅動力和合理性。使用價值，特別是對于輕型商用車，其設計的實際意義更為顯著。在對汽車性能要求越來越高的今天，汽車的舒適性也是評價汽車的重要指標。如果變速器的設計不合理，很可能會降低汽車的舒適性，增加汽車的運行噪音。國產商用車安裝的變速器以國產手動變速器為主。變速箱由調速傳動機構和控制機構組成。根據前進檔數(shù)，變速器有三檔、四檔、五檔和二檔。根據軸的類型，有固定爪式和轉軸式兩種。第一個分為兩個爪子，中爪和多中心爪傳動。汽車變速器是危及整車驅動力、合理性和舒適性的關鍵過程。世界各國的汽車工業(yè)和銷售數(shù)據表明，大家越來越關注車輛的舒適性。中國商用車市場的快速發(fā)展趨勢。 2008年，全國貨車銷量分別為10輛、465輛、404輛。與2007年相比，貨車銷量分別增加722輛和181輛，增長7.41%。增長率最大的車輛是輕型卡車。輕卡商用車銷量增速為44.16%，其次是大中型卡車和小型貨車，均呈現(xiàn)增速。它們分別為 19.89% 和 12.93%。汽車變速器的使用壽命與整車的使用壽命基本非常相似。售后維修服務項目的市場銷售對整個驅動系統(tǒng)的范圍只有少量的規(guī)定。因此，輕型商用車市場可以類似于傳輸服務設施市場中銷售的內部空間設計。隨著全球范圍內電磁能和原材料價格的不斷上漲，以及汽車交易市場價格的下降，汽車變速器的發(fā)展趨勢是體積小、質量輕、承載能力大、且結構緊湊。這規(guī)定了零件設計方案的物理性能應作相應的改變，向致密、致密、高韌性、高剛性方向提高，也規(guī)定有新技術、新工藝、新過程以確保它們可以制造?，F(xiàn)階段，許多變速箱制造企業(yè)開發(fā)出的產品可以大大提高離合器和同步控制器的使用壽命和行駛安全系數(shù)，同時保持傳統(tǒng)變速箱傳動系統(tǒng)的高效率、小體積、簡單組織和高效率。分級機械設備。應用可靠，制造容易，成本低，車用汽柴油機消耗低，維護操作少，多檔位，減速比大。更新范圍提高了汽車的驅動力，成品油的合理化，換擋的平順性。如今，汽車變速器的發(fā)展趨勢是朝著可調式自動變速器或無級變速器的發(fā)展趨勢。無級變速機構由2組錐輪組成，包括一對主動錐輪（錐輪組1）和一對被動錐輪（錐輪組2）。此外，兩對斜輪上還有一條傳動鏈。在異形輪的V形管槽中間，傳動鏈的健身鍛煉就像一個驅動力傳遞控制模塊。錐輪組1由發(fā)動機輔助減速驅動，發(fā)動機的驅動力根據傳動鏈傳遞給錐輪組2至智能終端控制器。每組錐齒輪中都有一個錐齒輪，它可以沿軸向移動，調節(jié)傳動鏈的直徑，并在錐齒輪的工作中傳遞減速比。兩組錐齒輪必須保持相同的調節(jié)，以保證傳動鏈和從頭到尾的張力，使錐輪在傳遞扭矩時接觸到足夠的工作壓力。使用無級變速器可以節(jié)省燃料，使車企的行駛里程增加30%。根據最佳減速比的選擇，獲得最有利的輸出功率輸出。其減速比比傳統(tǒng)齒輪箱輕，結構更簡單緊湊。世界各地的各種汽車公司都在競相開發(fā)和設計無級變速器。權威專家預測，2008-2009年，無級變速器將成為全球各汽車企業(yè)科研開發(fā)的關鍵。 1.2 目的及意義 在逐步計算和校準的基礎上，改善變速箱的運行狀態(tài)，以達到理想的舒適度并降低工作噪音。傳統(tǒng)的齒輪箱設計方案設計方法一般采用經驗公式法根據特性取初值，隨后，測量傳輸系統(tǒng)軟件產品的抗拉強度和質量標準，如果不符合要求，則根據要求更改一些基本參數(shù)。對經驗公式和規(guī)律，重新計算，直到滿足所有的規(guī)范和要求?；诳傮w目標方案設計，綜合運用專業(yè)技能，輕型商用車手動變速器設計方案。由于主題模擬模擬的是建設項目的一線細節(jié)，因此可以直接聯(lián)系到基于畢業(yè)設計論文和畢業(yè)論文的建設項目的具體主題活動。提高處理具體問題的工作能力，全面提高自身能力。設計方案和制造水平。 本設計方案科學研究的基本內容是對輕型商用車機械設備變速箱的組成、結構和基本原理進行科學研究，了解同步控制器、傳動齒輪、軸等部件之間的相互配合。 .選擇標準齒輪模數(shù)。明確總數(shù)和第一級減速比后，有效分配各齒輪的傳動比，然后計算齒輪參數(shù)和管理中心距，檢查傳動齒輪的抗壓強度，明確傳動齒輪。生產所有傳動齒輪的結構和規(guī)格，所有軸的基本規(guī)格基本按經驗公式法測定。檢查每個齒輪中軸的彎曲剛度和抗壓強度，并明確確定軸。制作了各軸的結構和規(guī)格，對現(xiàn)有傳統(tǒng)齒輪箱的結構和規(guī)格進行了改進和完善。最后制作了變速箱的零件圖和武器裝備圖。使用輔助設計繪圖軟件制作齒輪箱各零件的零件圖，并制作齒輪箱的總cad零件圖。在這個五菱宏光變速器設計方案中，主要是設計了齒輪箱的總體方案，主要是選擇了齒輪箱的傳動系統(tǒng)方案。對變速箱的傳動齒輪和軸進行了詳細的測量和計算。計算了同步控制器和一些標準件。做好選型設計方案。 69 第 2 章 總體方案設計 2.1 汽車參數(shù)的選擇 變速器設計所需的汽車基本參數(shù)如下表: 表2.1 設計基本參數(shù)表 發(fā)動機最大功率 73kw 最高車速 155km/h 總質量 1230kg 最大轉矩 140N·m 2.2 變速器設計應滿足的基本要求 對變速器如下基本要求: 1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應當有高的工作效率。 此外，齒輪箱還應滿足外形規(guī)格和質量低、產量低、制造少、維修方便的要求。達到車輛必要的驅動力和合理性指標值，這與變速箱的檔數(shù)、減速比范圍和各檔的減速比有關。車輛工作中路面標準越復雜，比功率越小，變速箱減速比范圍越大。 2.3 傳動機構布置方案分析 2.3.1 固定軸式變速器 固定爪型分為中心爪型和雙中心爪型齒輪箱兩種爪型。固定爪被廣泛使用。二爪變速箱多用于汽車發(fā)動機接前輪驅動的汽車，中顎變速箱多用于汽車發(fā)動機接后輪驅動的汽車。與中央齒輪箱相比，二爪齒輪箱具有結構簡單、輪徑小、布置方便、中央齒輪傳動系統(tǒng)效率高、噪音小等優(yōu)點。由于兩爪變速箱無法設置為速動齒輪，因此在中高端作業(yè)中安裝了變速齒輪和滾動軸承，不僅工作時噪音增大，而且還很容易破壞。另外，由于結構上的限制，二爪變速箱的一檔傳動比不太可能設計的很大。因此，我選擇了帶有中顎齒輪的變速箱。 圖2.1，每個都展示了幾種類型的中顎五速傳輸系統(tǒng)的軟件規(guī)劃方案。它們的共同特點是齒輪箱的第一軸和第二軸的中心線在同一條平行線上，并按齒套連接，得到一個正中間齒輪。使用直接齒輪時，不裝傳動齒輪、滾動軸承和傳動中間軸。汽車發(fā)動機的扭矩根據變速器的第一軸和第二軸立即輸出。此時，變速器的傳動系統(tǒng)效率很高，可以達到90%。低噪音，減少傳動齒輪和滾動軸承的損壞。由于中間齒輪的利用率比其他齒輪高，增加了齒輪箱的使用壽命；當工作在其他前進檔時，變速器傳遞的驅動力必須設置在第一軸、中間軸和第一軸上。第二軸上的兩對傳動齒輪進行傳動，因此在傳動中間軸與第二軸之間的距離（管理距離）不大的規(guī)范下，第一齒輪仍具有較大的傳動比；高速檔傳動 齒輪選用恒齒傳動齒輪。低速傳動齒輪（一檔）可選擇或不使用恒齒傳動齒輪；大部分傳動系統(tǒng)規(guī)劃方案除第一檔換檔機構外，均選用同步控制器或齒套換檔，極少數(shù)第一檔也采用同步控制器或齒套換檔，有大多數(shù)情況下還有各種齒輪同步控制器或齒輪套。在除中間齒輪以外的其他齒輪工作時，中顎齒輪箱傳動系統(tǒng)的高效率略有降低，這是它的缺陷。在相同檔位數(shù)標準下，各種中顎式變速箱的關鍵在于傳動檔位中的檔位居多，而檔位傳動系統(tǒng)的換檔方式和方案也存在差異。 . 圖 2.1a 顯示了該計劃。除一種外，除用于換檔的直齒旋轉傳動齒輪外，其余齒輪均為恒齒傳動齒輪。圖2.1b、c、d所示方案的前進檔均采用恒頻傳動齒輪；圖 3.1d 所示平面設計的換檔和超速齒輪安裝在位于變速箱后面的輔助齒輪上。如此合理的布置，不僅可以增加軸的抗彎剛度，減少傳動齒輪的損壞，降低工作時的噪音，而且很容易生產出只有四個前進檔的變速箱，而且有沒有超速檔規(guī)格。在上述各種規(guī)劃方案中，在選擇恒頻傳動齒輪的檔位時，可以按照相同的控制板或齒輪套進行換檔方法。在同一個變速箱中，有的檔位由同一個控制面板換檔，有的檔位由檔套換檔。然后變速必須由同步控制器換檔為高檔，而檔套為低檔。文件。 對于外置后驅發(fā)動機的大型卡車，選擇中間齒輪箱。為增加轉軸的抗彎剛度，可開發(fā)齒輪箱后端，升高中間樞軸點。中間軸和第二軸均具有三個支撐點。如果將變速傳動系統(tǒng)軟件的變速齒輪和變速組織機構裝在殼體內，還可以降低變速器關鍵部件的規(guī)格。 2.3.2 倒擋布置方案 與前進檔相比，倒檔利用率不高，停車時倒檔完全換檔。因此，大部分規(guī)劃方案采用直擋方式換擋倒擋。為了更好更強地進行倒檔，中間軸和兩軸的齒輪傳動網絡有一些方案，也有升級正中間傳動齒輪的方案。第一個雖然構造簡單，但 圖2.1 中間軸式五擋變速器傳動方案 中間傳動齒輪的傳動齒輪在正負置換對稱過渡的最惡劣應力條件下工作，而后者在更有利的單邊循環(huán)系統(tǒng)應力條件和倒檔下工作。傳動比略有增加。 圖 2.2 顯示班次布局的建筑計劃。圖2.6b所示方案的優(yōu)點是換擋時使用中間軸上的第一個齒輪，從而減少了中間軸的長度。但換擋時，有兩對齒輪進入齒輪，換擋困難。圖2.2c所示方案可以實現(xiàn)較大的調速比。缺點是換班程序不科學。圖 2.2d 所示的計劃改變了之前的缺陷，從而取代了圖 2.2c 所示的計劃。圖2.2e所示方案是在中間軸上集成一檔調速，并增加其齒寬。圖 2.2f 所示的方案是合適的。為了更好地利用車內空間設計，減少變速箱軸向長度，部分重卡采用圖2.4g所示方案進行倒檔。缺點之一是必須使用變速器撥叉軸換擋，導致變速器罩內的控制機構較為復雜。 由于變速箱在一檔換擋工作中承受很大的力，所以無論是二爪變速箱還是低檔換擋中檔變速箱，都應靠近支撐架的支撐點放置。軸。為了減少軸的變形，要確保幾乎不減小齒輪的重合度，然后將齒輪從低速檔到高速檔和中速檔的順序排列，這不僅可以使軸具有足夠的剛度，但也要確保它很容易安裝。雖然變速比接近一檔，但變速時間很短。從這個角度來看，有一些計劃將第一個齒輪放在軸的支撐附近，然后再 圖2.2 倒擋布置方案 圖2.3 倒擋軸位置與受力分析 倒檔布置合理。此時，在倒檔工作時，齒輪損壞和噪音在短時間內略有增加。此外，在第一檔工作時，此外，在變速器的一檔工作時，齒輪損壞和噪音也得到了一定程度的降低。 另外，變速器左側或右側的倒檔中間齒輪的存在對倒檔軸的承載能力有影響。如圖2.3所示。 2.3.3 其他問題 在常用的齒輪中，齒輪傳動齒輪的接觸應力過高，造成表面電腐蝕。將中高端布置在靠近軸線的支撐點中間更為合理。在該區(qū)域，由于傳動齒輪因軸變形而產生的偏轉角小，傳動齒輪長期嚙合可減輕轉盤凈重，增加傳動齒輪的使用壽命。一些車輛變速器具有超速擋，僅在良好道路上行駛或在寬闊道路上行駛時才使用。使用傳動比小于1（0.7~0.8）的超速檔，可以靈活利用發(fā)動機排量，降低汽車行駛1km所需發(fā)動機曲軸總傳動比，有利于減少汽車發(fā)動機損壞和減少油耗。但是，與直接齒輪相比，使用超速齒輪會降低傳動系統(tǒng)軟件的效率并增加噪音。 踏板變速箱傳動系統(tǒng)的高效率與所采用的傳動系統(tǒng)規(guī)劃方案有關，包括傳遞驅動力時工作的大部分傳動齒輪、每分鐘速比、傳遞的輸出功率、進氣系統(tǒng)的有效性，傳動齒輪和外殼等零件的制造精度。 2.4 齒輪形式 與直齒斜齒圓柱齒輪相比，斜齒斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長、運行時噪音低等優(yōu)點；缺點是生產制造稍復雜，操作過程中存在軸向力。變速器中恒齒傳動系統(tǒng)的傳動齒輪都是斜齒圓柱齒輪，雖然這樣會增加恒齒傳動系統(tǒng)的傳動齒輪總數(shù)，增加傳動的轉動慣量。直齒和斜齒圓柱齒輪僅用于低速傳動齒輪和換檔。在我的設計中，正齒輪用于第一檔和換檔，所有其他齒輪都是錐齒輪。 2.5換擋機構形式 變速箱換檔機構有直齒滾動傳動齒輪、齒輪套和同步控制器換檔三種方式。車輛行駛時，每個檔位的傳動齒輪有不同的角速度。因此，徑向滾動直齒傳動齒輪的方法會引起傳動齒輪內孔的沖擊和噪音。這使得傳動齒輪的頂部更容易被破壞和過早破壞，也讓駕駛員感到焦慮和焦慮。換檔產生的噪音降低了乘坐舒適性。只有駕駛員可以根據操作過程（如兩腿離合）的技能，在換檔時無沖擊，才能擺脫上述缺陷。但是，此時駕駛員注意力分散，會嚴重危害行車安全性能。因此，這種換擋方式雖然結構簡單，但除一檔換擋外很少使用。 由于變速器的第二軸的傳動齒輪和中間軸的傳動齒輪是恒齒，因此可以通過移動齒輪套來換檔。在這種情況下，為承受換擋沖擊載荷而增加的齒數(shù)較大。傳動系統(tǒng)的傳動齒輪不參與換檔，不易過早損壞，但換檔的影響無法消除。因此，駕駛員在操作過程中仍需熟練。另外，由于等速齒輪傳動系統(tǒng)的齒輪套和傳動齒輪的升級，使減速箱轉動部分的總轉動慣量增大。 因此，目前，這種換擋方法僅用于齒輪和規(guī)格不太高的大中型卡車變速器。這是因為批量車的齒輪間隙比較小，換擋機構之間的角速度差比較小。因此，選擇檔位可以降低制造成本和變速器長度。 使用同一個控制面板，可以保證快速換檔、無沖擊、無噪音，與操作過程和技術掌握無關，從而提高汽車的加速性、成品油的合理化和行車安全系數(shù)。元素。與上述兩種換擋方式相比，雖然存在組織復雜、制造精度要求高、徑向模型規(guī)格大等缺陷，但仍被廣泛使用。 使用同步控制器或齒輪套換檔時，換檔行程安排小于滾動傳動齒輪。當滾動傳動齒輪特別寬時，這種差異更加明顯。為了更好地控制和方便，換檔桿換到不同檔位的時間表應盡可能相同。 自動換檔是變速器常見的關鍵故障之一。針對這一問題，除了在加工工藝上采取一定的有效措施外，現(xiàn)階段結構類型采取一定的有效措施，較為合理的規(guī)劃方案包括以下幾類： 自鎖聯(lián)鎖裝置是為了確保當一個撥叉軸移動時，其他撥叉軸相互鎖定。該機構的作用是防止另外兩個齒輪掛入，可能導致?lián)Q檔時出現(xiàn)嚴重和常見的故障。常見的自鎖和互鎖機構有： 2.5.1互鎖銷式 圖 2.4 是車輛中最常用的組織方式。自鎖互鎖銷和頂銷安裝在撥叉軸中間。銷的長度和凹槽用來保證自鎖互鎖。 圖2.4，a為中立位置，此時任意叉軸都可以隨意移動。圖 2.4 b、c、d 是一個叉軸的工作位置，其他叉軸處于鎖定狀態(tài)。 圖2.4 互鎖銷式互鎖機構 2.5.2擺動鎖塊式 圖2.5為擺鎖塊式夾緊聯(lián)鎖機構的廣告設計。鎖塊和船軸螺釘安裝在殼體上，可繞螺釘中心線自由轉動。工作時，曲柄臂的換檔頭置于鎖塊槽體上。此時，鎖塊的一兩個突出部分有一部分驅動齒輪A覆蓋在叉軸的另外兩個凹槽上，以確保換檔時不容易掛兩個額外的驅動齒輪。 2.5.3轉動鉗口式 圖2.6所示為轉軸式自鎖聯(lián)鎖裝置，與上述鎖塊機構的基本原理相似。操作手柄的換檔頭置于軸內，夾形板可繞A軸轉動。選擇檔位時，操作手柄將鉗子板旋轉到撥叉軸的凹槽中。此時，鉗板的一個或兩個鉗口夾住另外兩個撥叉，以確保自鎖和互鎖效果。控制機構還應建立一個機構，以確保不會意外接合換檔。一般換擋撥叉頂部或撥叉頭頂部裝有彈性黃色組織，使駕駛員在換檔時容易產生彈性效果，從而產生明顯的觸感。 自鎖裝置的作用是將滑軌鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參與嚙合，避免自動換擋和換擋。自鎖裝置有球形鎖緊機構和桿形鎖緊機構兩種。 換檔鎖的作用是讓駕駛者在換檔前向換檔桿施加更大的力。具有提示注意、防止意外移位、造成安全生產事故的功能。 該設計方案旨在鎖定組織選擇鎖定，自鎖聯(lián)鎖和變速鎖的設備。選用鎖緊軸承鋼球完成鎖緊，根據自鎖互鎖銷完成自鎖互鎖。換檔鎖止是通過限位開關的彈跳來完成的，使駕駛員感覺并避免意外換檔。 2.6變速器軸承 傳動滾子軸承一般采用圓柱滾子軸承、圓柱滾子軸承、球軸承、圓錐滾子軸承、翻轉套等規(guī)格。使用哪種類型的滾子軸承受結構限制，并根據必須承受的載荷的特性而變化。 圖2.5 擺動鎖塊式互鎖機構 圖2. 6轉動鉗口式互鎖機構 該汽車變速器結構緊湊，體積小。大、中、小滾子軸承結構的應用相關性比較有限，整體規(guī)劃難度較大。例如，變速器第二軸的前支點在第一軸的固定聯(lián)軸器傳動齒輪的螺紋中。當直徑足夠時，可配置圓柱滾子軸承。很可能使用的圓柱滾子軸承不足。變速器第一軸的前支點在離心水泵飛輪的螺紋內。由于室內空間充足且大，采用滾動軸承承載。作用在第一軸固定聯(lián)軸器上的軸向力通過第一軸的后滾動軸承傳遞到齒輪箱殼體。在這里，通常使用滾動軸承外側帶有平墊圈的球軸承。滾子軸承常見于副軸后端承受軸向力和軸向力的發(fā)展趨勢。一般情況下，前滾子軸承或后滾子軸承可以承受中間軸上的傳動齒輪引起的軸向力。傳動系統(tǒng)中使用的圓錐滾子軸承雖然直徑小，總寬度大，體積大，承載能力高，但也有必須調整的預緊力，但當滾動軸承蓋不能設置在軸承座的前表面時，軸向力必須為由后部滾動軸承承受：用于圓柱滾子軸承來承受軸向力。 增加傳動系統(tǒng)中傳動齒輪的數(shù)量，可以增加車輛的驅動力和合理化。傳動齒輪越多，傳動系統(tǒng)的結構就越復雜，規(guī)格、外形和質量就越大。裝不便、易后輪等缺陷。損壞時傾斜，這會損害牙齒。正確的齒輪。 變速箱第一，第二軸的后方滾動軸承，以及中間軸的前后，左右滾動軸承，通常根據變速箱的直徑使用中鏈球滾動軸承或滾動軸承鏈。滾動軸承的直徑是根據傳輸管理中心之間的距離來定義的。后殼內壁兩個滾動軸承孔之間的距離不應小于6-20毫米，至少適合輕型車和小型車。 圓柱滾子軸承和滾動套規(guī)格對于齒輪和軸連接不牢固的區(qū)域很關鍵，并且相互之間的相對速度有規(guī)定。圓柱滾子軸承具有滾動摩擦損傷小、傳動效率高、軸向間隙適中、定位精確、運轉精度高、齒輪間嚙合好等優(yōu)點。滑蓋軸向配合間隙大，極易損壞。增大間隙會危及齒輪的精確定位，危及其運轉的精度，并增加工作時的噪音。滾動防水套管的優(yōu)點是制造非常容易，成本低。 在此設計方案中，關鍵工作條件必須是圓錐滾子軸承，角接觸球軸承和圓柱滾子軸承。 2.7 本章小結 本章首先定義了變速器設計室所要求的汽車基本參數(shù)和變速器設計方案必須滿足的基本規(guī)定，對自己的設計方案也有一定的標準。隨后，我對傳動機構和傳動設備進行了簡單詳細的介紹，分析了各傳動方案的優(yōu)缺點，選擇了行之有效的傳動方案以及一些傳動設計中經常遇到的問題。軸的計算奠定了良好的基礎。最后詳細介紹了齒輪的實體模型，比較了優(yōu)缺點，從中有效地選擇了齒輪形狀。對幾種傳動方式、暴露的問題、相關解決辦法進行了分析，最后根據軸的工況和工況，選擇了軸承。 第3章 變速器設計和計算 3.1 擋數(shù) 增加傳動齒輪總數(shù)可以增加汽車的驅動力和合理性。齒輪越多，傳動結構越復雜，規(guī)格、輪廓和質量就越大。另外，實際的操作組織很復雜，并且在整個申請過程中增加了班次的頻率。 在低速檔從頭到尾的減速比相同的標準下，擴大減速比無疑會降低與變速箱相鄰的低檔和高檔之間的減速比，從而更容易換檔。相鄰齒輪之間的減速比必須小于1.8。課程越小，遷移就越容易。快擋位相鄰傳動齒輪中間的減速比必須低于低擋位相鄰傳動齒輪中間的減速比。 近年來，為了更好地降低油耗，變速器檔位總數(shù)不斷增加。現(xiàn)階段轎車一般采用4-5檔，高檔轎車變速箱采用5檔，大型貨車變速箱采用4-5檔或兩檔。載重塊在2-3.5噸之間的卡車應配備五檔變速箱，載貨臺在4-8噸之間的卡車應配備六檔變速箱?；h(huán)電機變速器是重型卡車和越野車的關鍵。這種類型的設計是五速變速器。 3.2 傳動比范圍 傳動比類別是指最小檔的傳動比與高檔的傳動比的比值。很明顯，傳動比類別與所選汽車發(fā)動機的主要參數(shù)、汽車的最高速度、應用標準有關。如今，貨運比例在3比4中間，輕卡在5比6中間，其他貨車甚至更高。 3.3 各檔傳動比的確定 3.3.1主減速器傳動比的確定 主減速器傳動比告知為4.75 3.3.2最低檔傳動比計算 根據較大爬坡能力的設計方案，可達到較大工作能力的標準，即使用第一檔按規(guī)定的較大坡度傾斜時，驅動力應大于或等于轉彎摩擦阻力和此時的上坡起步摩擦阻力（加速摩擦阻力為零，忽略摩擦阻力）。公式計算顯示如下： （3.2） 式中 G ——車輛總重量（N）； ——滾動阻力系數(shù)； ——發(fā)動機最大扭矩（N·m）； ——主減速器傳動比； ——變速器傳動比； ——為傳動效率（0.85~0.9）； R ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度本設計為能爬30%的坡，大約。 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：m=1230kg；；；r=0.2425m；Temax=140 N·m；i0=4.75；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據代入（3.3）式： ig1≥(1230×9.8×0.012×cos16.7°+1230×9.8×sin16.7°)×0.2425140×4.75×0.9=1.46 滿足不產生滑轉條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下： （3.4） 式中 ——驅動輪的地面法向反力，； ——驅動輪與地面間的附著系數(shù)。 取0.55，把數(shù)據代入（3.4）式得： ig1≤1230×9.8×0.55×0.2425140×4.75×0.9=2.69 所以，一檔轉動比的選擇范圍是： 1.46≤ig1≤2.69 初選一檔傳動比為2.6。 3.3.3 各檔傳動比的選定 變速器一檔的傳動比應按上述標準明確。變速器的高速檔一般為立即檔，有時也使用超速檔。在這個設計中，高速檔是超速檔。正中齒輪的傳動比理論上按具有公比的幾何級數(shù)排序（其中n為齒輪的十位數(shù)字）。其實和標準差略有不同，因為齒數(shù)是整數(shù)，普通齒輪通用。比值要小一些，另外還要考慮與汽車發(fā)動機主要參數(shù)的有效配對。又由于公式 q=4i1i5=42.61=1.27 i2=i1q=2.61.27=2.05 i3=i2q=2.051.27=1.61 i4=i3q=1.611.27=1.27 3.3.4中心距的選擇 初選中心距可根據經驗公式計算： （3.5） 式中 ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，商用車=8.6~9.6； ——發(fā)動機最大輸出轉距為140（N·m）； ——變速器一檔傳動比為2.6； ——變速器傳動效率，取96%。 9.0×3140×2.6×0.96=63.4mm 商用車變速器的中心距在80～170mm范圍內變化。所以根據計算結果，初取A=63mm。 3.3.5變速器的外形尺寸 變速箱的橫向規(guī)格基本可以根據齒輪的直徑、換擋傳動軸的布置和傳動機構來確定。影響變速箱殼體徑向規(guī)格的因素包括齒輪總數(shù)、換檔機構和齒輪。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： L=(4.0~4.4)A=(4.0~4.4)×63=252~277.2mm 當變速器選用大量互鎖固定同步器的齒輪副時，應考慮中心距系數(shù)K作為規(guī)定系數(shù)的上限。為便于檢測，字母A被倒圓，設計為五速變速器，初始橋殼尺寸為270毫米。 3.4 齒輪參數(shù) 3.4.1 模數(shù)的選取 應遵循的一般原則：為降低噪音，應合理減少單位，增加尺子的寬度；為了使質量變小，同時增加尺子的數(shù)量和減少寬度；在技??術方面，每個齒輪應該使用相同的系數(shù)，但在功率方面，記住齒輪的齒數(shù)必須有不同的系數(shù)。降低汽車齒輪的工作噪音很重要，所以齒輪系數(shù)要?。粚τ诳ㄜ噥碚f，減重比噪音更重要，所以必須選擇系數(shù)較大的檔位。 較低檔位選擇較大的單位，其他檔位選擇另一個單位。在少數(shù)情況下，變速箱中的每個檔位都指定了相同的系數(shù)。 離合器和同套的自鎖和互鎖齒多為伸縮齒輪。由于技術原因，同一傳動設備的傳動檔位指標是相同的。應用領域：2.0-3.5mm，用于總質量1.8-14.0噸的新能源客車和卡車。選擇較小的應變率值可以增加齒數(shù)并使換檔更容易。 初選齒輪模數(shù) =3.0mm 齒輪法向模數(shù) =3.0mm 3.4.2 壓力角 壓縮角小，殼度大，噪音低，傳動平穩(wěn)；當壓力角變大時，可以提升齒輪齒的彎曲強度與表面接觸強度。對于商用車，以增加機會程度，這是較低的。 變速器齒輪壓力角為 20 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30° 3.4.3 螺旋角 斜齒輪通常用于驅動設備。在選擇斜齒輪的螺旋角時，請注意其對齒輪工作中的噪聲和軸向力的抗壓強度的危害。實驗也證實，隨著外螺紋視角的增加，齒的抗壓強度也相應提高。眾所周知，當螺旋角超過30°時，彎曲力突然減小，接觸力再次增大。因此，在逐漸增加下齒輪的抗彎強度時，不建議施加過大的傾角，宜選用15-25。需要選擇較大視角的螺旋線，以緊緊圍繞較高檔的接觸抗壓強度和提升的重疊程度。 斜齒輪傳遞扭矩時，會產生軸向力，作用于滾子軸承。設計方案時，需要在中間軸上設計兩個具有其他功能的齒輪，以平衡軸向力，減少滾子軸承的負荷，增加滾子軸承的使用壽命。因此，中間軸上不同齒輪的傾斜角必須不同。為了使操作過程更容易，當中間軸的軸向力不大時，螺旋角設計可以相同，并且只能指定兩個螺旋角。將中間軸上所有齒輪的螺旋趨勢視為左旋體，將第一軸和第二軸上的斜齒輪視為左旋體。根據座軸承的效率，軸向力作用在座軸承上。當?shù)谝粰n和換檔設計為直齒時，該功能無法補償此檔中間軸上的軸向力。（但由于這種齒輪使用較少，故允許），第二檔軸沒有軸向力能量。 根據圖3.1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件 （3.6） （3.7） 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 （3.8） 在式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2是作用在中間齒輪1、2上的軸向力； Fn1、Fn2為作用在中間齒輪1、2上的圓周力； r1、r2為齒輪1、2半經線的節(jié)圓； T是中間軸傳遞的扭矩。 最后，可以采用螺旋角回歸分析方法消除變異系數(shù)或齒數(shù)引起的每對齒輪管理中心距的差異。 圖3.1 中間軸軸向力的平衡 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用： 商用車中間軸式變速器為 20～30° 初選的螺旋角=25 3.4.4 齒寬b 必須注意，齒寬對傳動的徑向規(guī)格、齒輪的光潔度、齒輪的承載能力和齒輪工作時的對稱耐熱性有影響。 考慮到傳動質量的降低和徑向規(guī)格的降低，應選擇較小的齒寬。減小齒寬會削弱斜齒輪傳動穩(wěn)定性的優(yōu)點，增加工作疲勞。使用較寬的齒寬會造成齒輪在運行過程中產生變形和傾斜，造成齒輪齒寬疲勞和不均勻，破壞齒寬不均勻。齒寬一般根據減速機規(guī)格型號m確定。 直齒：b=m， 為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0 取=6 斜齒：b=，取6.0~8.5 ，取=6 第一軸固定嚙合齒輪副的齒寬模數(shù)可以較大，以增加接觸線的長度，減少接觸應力，從而提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪的壽命。 直齒 b==63=18mm 斜齒 b==63=18mm 3.4.5 齒頂高系數(shù) 此外，縱橫比指數(shù)對重疊程度、傳動齒輪的抗壓強度、工作噪音、傳動齒輪的相對滑動率、傳動齒輪的錯位、齒尖的厚度等都有危害。加寬指數(shù)小，齒輪重疊小，工作時噪音大；但是由于減小了傳動齒輪的彎曲距離，所以也減小了傳動齒輪的應力。因此，以往由于齒輪生產制造精度不高，感覺傳動齒輪的負荷集中在附件上，所以選用了額外長徑比指數(shù)為0.75～0.80的短齒齒輪。 在提高了包括其自身的齒輪的精度之后，附件的長寬比指標顯然為1.00。為了更好地改善輪齒收縮，降低噪音，提高輪齒的抗壓強度，一些齒輪箱采用了較大的子長徑比指數(shù)和1.00的高檔齒輪。 3.4.6 變位系數(shù)的選擇原則 齒齒輪參考點是齒輪設計中非常關鍵的部分?？勺凖X輪的應用除了防止損壞和匹配齒輪的管理中心距外，還危及抗壓強度、應用可靠性、耐磨性、抗粘連工作能力和齒輪齒噪聲。 錨具有兩種重要類型：縱橫比錨點和錨點視角。改變縱橫比的齒輪副中緊密相連的齒輪副的調整指標值之和為零。高參考點會增加小齒輪的齒力，使其接近大齒輪的力?？焖冽X輪副的缺點是不能增加一對齒輪的承載能力，難以降低噪音。變速齒輪對的偏移指數(shù)值之和不為零。角速度不僅具有偏移量大的優(yōu)點，而且可以避免其缺點。 中間軸和第二軸裝有多組齒輪，構成一個共同的傳動裝置。因為必須保證每個齒輪的傳動比，所以每對齒輪的齒數(shù)會有所不同。為確保每對齒輪具有相同的管理中心距，這個時候一定要換檔。當齒數(shù)多的齒輪副選擇標準齒輪傳動或高參考點時，齒數(shù)少的齒輪副必須選擇正角速度。由于角速度可以獲得優(yōu)良的聯(lián)鎖特性和傳輸質量標準，所以經常使用。對于斜齒輪傳動，根據選擇合適的螺旋角可以達到相同的管理中心距。 傳動齒輪在循環(huán)系統(tǒng)負荷標準下運行，有時在沖擊負荷下運行。對于優(yōu)質齒輪，關鍵的損壞標準是軸頸地應力下降。因此，應根據標準選擇變形指數(shù)，以保證更大的接觸抗壓強度和最佳的抗粘耐磨性能標準。為提高接觸壓力強度，整體位移調整系數(shù)應盡量大，使換擋桿避開基圓，從而增大齒廓角，減小接觸壓力。對于低速齒輪，由于小齒輪齒力小，傳動載荷大，小齒輪容易因輪齒處的拉應變而斷裂。 整體調整模數(shù)越小，一對輪齒的總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是，輪齒的剛性較低，更容易吸收沖擊和振動，因此噪音較低。 根據上述原因，為了降低噪音，變速器中不包括一、二、倒檔的齒輪的整體調整系數(shù)應確定得較小，以獲得低噪音的傳動。 3.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角基本選定后，可以根據變速器的齒輪數(shù)、傳動比和傳動系統(tǒng)定制每個齒輪的齒數(shù)。 圖3.2 五擋變速器傳動方案 3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 i1=z2×z9z1×z10 （3.9） 如果，齒數(shù)確定了，則與的傳動比可求出，為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 直齒=2A/m （3.10） 斜齒=2A/ （3.11） 因為一擋用的是直齒輪，所以=2A/m=263/3=42 計算后，四舍五入到最接近的整數(shù)，與初始分布尺寸的齒輪的齒數(shù)。中間軸上一檔的齒數(shù)應盡量小，使傳動比/大。在一定的標準下，傳動比/可定制得更小，使第一軸的齒數(shù)自始至終與齒輪嚙合，方便第二軸的前軸承安裝在第二軸上。孔并確保傳動軸有足夠的厚度。充分考慮到汽車底盤上第一軸的有限開口規(guī)格和安裝概率，齒輪的齒數(shù)不宜過大。 中間軸上小齒輪的最小齒數(shù)也受中間軸扭力大小的限制，即受硬度的限制。選擇時，應統(tǒng)一考慮軸的尺寸和齒輪的齒數(shù)，中間軸上一檔的檔數(shù)可選15～17個，載貨車12～17個檔位。 因為=2.6取中間軸上一擋齒輪=17 輸出軸上一擋齒輪=-=42-17=25 根據確定的中心距A求嚙合角： =0.9397 根據齒數(shù)比u=z9z10=2517=1.47 參數(shù) 分度圓直徑d=zm=253=75mm 齒頂高 =m=m=3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm 齒頂圓直徑=d+2=(z+2)m=81mm 齒根圓直徑=d-2=(z-2.5)m=67.5mm 中心距 A= =63mm 參數(shù) 分度圓直徑d=zm=173=51mm 齒頂高 =m=m=3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm 齒頂圓直徑=d+2=(z+2)m=57mm 齒根圓直徑=d-2=(z-2.5)m=43.5mm 中心距 A= =63mm 兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，合齒高度不變。 3.5.2 對中心距進行修正 由于是計算齒數(shù)，管理中心距已經四舍五入為整數(shù)，所以新的數(shù)據中心距應以傳動齒輪位移指數(shù)為基礎，調整后的管理中心距作為分配傳動齒輪齒數(shù)的依據。因此，調整后管理中心距A為63mm。 3.5.3 確定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 求出傳動比 （3.12） z2z1=2.61725 而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即 A=/2 （3.13） 63=3（+）/2cos25 求得常嚙合齒輪齒數(shù)為 =14 =25 參數(shù) 分度圓直徑d=z=z/=46.34mm 齒頂高 ===3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) 齒頂圓直徑=d+2=45.72mm 齒根圓直徑=d-2=38.84mm 中心距 A=62.89mm 參數(shù) 分度圓直徑d=z=z/=82.75mm 齒頂高 ===3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) 齒頂圓直徑=d+2=88.75mm 齒根圓直徑=d-2=75.25mm 中心距 A=62.89mm 核算 =2.52 在誤差允許范圍內 3.5.4 確定其他各擋的齒數(shù)及變位系數(shù) 二擋齒輪是斜齒輪螺旋角與常嚙合齒輪不同 =2.05×1425 （3.14） （3.15） 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式： （3.16） 聯(lián)解上述三式，采用試湊法，當螺旋角為時，解（3.14）、（3.15）得： 求得二擋齒輪齒數(shù)為 ： z7=17 z8=24代入上式近似滿足軸向力平衡 湊配中心距A'=(z7+z8)mn2cosβ8=63mm 所以需變位 yn=a'+amn=63-633=0 z7參數(shù) 分度圓直徑 =56.27mm 節(jié)圓直徑 == 52.28mm (u==1.41) 齒頂高 ===3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) 全齒高 =6.75mm 齒頂圓直徑 =83.65mm 齒根圓直徑 =70.15mm 參數(shù) 分度圓直徑 =79.4mm 節(jié)圓直徑 == u=73.71 (u==1.41) 齒頂高 =3mm 齒根高 ==3.75mm 全齒高 =6.75mm 齒頂圓直徑 =91.4mm 齒根圓直徑 =71.9mm 圖3.3選擇變位系數(shù)線路圖 同理：三擋齒輪齒數(shù)z5=20 z6=23 時近似滿足軸向力平衡關系 湊配中心距 所以需變位 = 1.5923 =0.2923 參數(shù) 分度圓直徑 =63.457mm 節(jié)圓直徑 == 77mm (u==0.87) 齒頂高 =4.51mm 齒根高 ==1.362mm 全齒高 =5.87mm 齒頂圓直徑 =69.20mm 齒根圓直徑 =60.733mm 參數(shù) 分度圓直徑 =72.98mm 節(jié)圓直徑 =u=66.99mm (u==0.87) 齒頂高 =4.51mm 齒根高 ==1.362mm 全齒高 =5.87mm 齒頂圓直徑 =82.00mm 齒根圓直徑 =70.256mm 四擋齒輪齒數(shù) z3=21 z4=22 β4=20°時近似滿足軸向力平衡關系 湊配中心距A'=(z3+z4)mn2cosβ4=68mm 所以需變位 yn=a'+amn=63-683=-1.6 cosat'=aa'cosat=6368cos21.52°=0.8619 =30° 1.157 =2.757 參數(shù) 分度圓直徑 =69.5mm 節(jié)圓直徑 == 69.7mm (u==0.95) 齒頂高 =9.51mm 齒根高 ==2.04mm 全齒高 =11.55mm 齒頂圓直徑 =71.44mm 齒根圓直徑 =65.5mm 參數(shù) 分度圓直徑 =72.8mm 節(jié)圓直徑 == 66.53mm (u==0.95) 齒頂高 =9.51mm 齒根高 ==2.04mm 全齒高 =11.55mm 齒頂圓直徑 =77.3mm 齒根圓直徑 =68.72mm 3.5.5 確定倒擋齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近，倒檔齒輪的齒數(shù)一般在~23之間 初選 計算中間軸與倒檔軸的中心距 設 有中心距 圓整后取 為保證換檔齒輪不引起配合干涉，齒輪11和12的嚙合角圓應保持0.5mm以上的間隙，因此輸入軸與中間軸的距離應達到。假設在齒輪 11 和齒輪 12 嚙合時管理中心距： ==70A且mm 湊配中心距 所以需變位 = =0.0128 =-0.6472 參數(shù) 分度圓直徑 d=m=96mm 節(jié)圓直徑 ==98.03 mm (u==0.469) 齒頂高 =4.97mm 齒根高 ==3.72mm 全齒高 =8.69mm 齒頂圓直徑 =105.94mm 齒根圓直徑 =88.56mm 參數(shù) 分度圓直徑 d=m=45mm 節(jié)圓直徑 ==45.98 mm (u==0.469) 齒頂高 =4.95mm 齒根高 ==3.74mm 全齒高 =8.69mm 齒頂圓直徑 =54.9mm 齒根圓直徑 =37.52mm 3.6 本章小結 本章詳細介紹了變速箱的檔位范圍和減速比，根據自己的設計方案選擇變速箱所涉及的檔位，并根據相應的汽車參數(shù)計算出減速比的范圍。主要參數(shù)也得到了有效的選擇，計算了每個齒輪的齒數(shù)分布原理，并再次調整了管理中心距。 第4章 變速器的校核 4.1 齒輪的損壞形式 損壞傳動齒輪的方法有三種：傳動齒輪斷裂、軸頸用盡脫落、換擋傳動齒輪頂部損壞。 傳動齒輪斷裂有兩種類型：傳動齒輪受到足夠的沖擊載荷，導致傳動齒輪彎曲斷裂；傳動齒輪反復加載，輪齒產生疲勞裂紋，裂紋擴展加深緩慢增加