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L挡采用滑动直齿齿轮传动，模数M为30，中心距A1418MM，计算后得2A/M9453，取为整数95，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的1挡齿轮Z10。一般可取为1217，Z10取17，1挡大齿轮齿数为Z9ZHZ104878。2对中心矩A进行修正A105MM142523确定常啮合齿轮副的齿数。由公式（106）求出常啮合传动齿轮的传动比177511991072111091222而常啮合传动齿轮中心距和1挡齿轮的中心距相等。中型、重型货车螺旋角的初选范围是1826，初选螺旋角226，由式107、式416求得Z1388，取整为Z139，Z2462取整为Z247。验证L挡传动比695（553）71（55），齿数分配合理，则129110根据传动比55满足要求。1根据所确定的齿数，按公式（416）算出精确出螺旋角值2为25。4）确定其他各挡齿数。先进行2挡齿轮齿数Z7、Z8的分配，Z7、Z8有如下关系241（299）78212（108）由得从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还应尽量满足下列关系式取822进行试凑TAN2/TAN8115相差较多，为尽量缩小差距，取818。，已是极限值。将数据代入式108式1013求得，Z8226取整为23，Z7678取整为68，验证传动比为356，齿数分配不合适。进行齿数调整，令2Z123，Z269，则根据传动比362满足要求。2根据所确定的齿数，按式（1010）算出精确的螺旋角8值为206。同样方法求得619。，Z627，Z551，验证传动比为243，满足要求，3精确的螺旋角2值为205；取420，Z436，Z332，验证传动比为161，满足要求；根据所确定的齿数，按式（416）算出精确的螺旋角值44为21。5确定倒挡齿轮齿数及中心距。图101中所示的倒挡齿轮有常啮合齿轮副Z12和Z11。一般Z11取值2123，取Z1123，Z1221，MN30，1225，可计算倒挡轴与中间轴的中心距A。数值代入公式（1014）求得A666MM，取整为67MM。由可求出Z13191，取整为19，则最终确定倒挡传动比为541。291111312直齿齿轮Z13的模数与1挡齿轮相同，确定倒挡轴与第二轴的中心距AA（913）2（1015）由公式（1015）求得A1455MM。5齿轮弯曲强度计算（1）直齿齿轮弯曲强度计算符合弯曲强度要求。（2）斜齿齿轮弯曲强度计算满足弯曲强度要求。6齿轮接触强度计算利用公式（430）计算齿轮接触强度代入公式（430）得J8067MPA，采用渗碳处理齿轮满足设计要求。（2）1挡和倒挡直齿齿轮接触应力计算代入式（430）得J1430MPA,，采用渗碳处理齿轮满足设计要求。7轴的强度计算第一轴花键部分直径D可按下式初选DK3（1016）式中K4046，取44。由公式（1016）计算得第一轴花键部分直径为D44268827MM3228第二轴和中间轴中部直径D045A473MM48MM中间轴的最大直径D和支承间距离L（近似等于变速器壳的轴向长度）的比值D/L48/292016，满足设计要求。第二轴支承间的距离通常由经验公式确定LZHLK2B1292224244MM第二轴D/L48/244020,满足设计要求。式中D为轴的直径，MM，花键处取内径；W为压弯截面系数。经计算，符合强度要求。8变速器操纵机构采用直接操纵手动换挡。一、课程设计任务书1题目商用车总体设计及各总成选型设计变速器的设计。2要求为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构形式，计算确定各总成部件的主要参数，详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。其具体参数如下额定装载质量3000KG最大总质最6750KG最大车速75KM/H比功率10KW/T比转矩33NM/T3设计计算要求1根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式，注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。2确定汽车主要参数。1主要尺寸，可从参考资料中获取。2进行汽车轴荷分配。3百公里油耗。4最小转弯直径。5通过性几何参数。6制动性参数。3选定发动机功率、转速、扭矩，可参考已有车型。4离合器的结构形式选择、主要参数计算。5确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。6确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。7机械式变速器形式选择，主要参数计算，设置合理的挡位数，计算出各挡的速比8驱动桥结构形式，根据主减速器的速比，确定采用单级或双级主减速器。9悬架导向机构结构形式。10转向器结构形式选择、主要参数计算。11前后轴制动器形式选择、制动管路系统形式、主要参数计算。4完成内容L总成装配图1张（1号图）。2零件图L张（3号图）。3零件图L张（3号图）。4设计计算说明书1份二、汽车主要参数确定1根据已知数据，确定轴数、驱动形式，布置形式1确定轴数。由单轴最大允许轴载质最为10T，双轴汽车结构简单，制造成本低，故采用双轴方案2驱动形式。采用4X2形式，后轮双胎驱动。3布置形式。驾驶室采用平头形式，发动机前置，直列四缸柴油发动机。2汽车主要尺寸1外廓尺寸。总长6050MM总宽2076MM总高2190MM驾驶室后围至车箱尾部尺寸4354MM2轴距和轮距。由表213可以确定轴距和轮距。轴距3308MM轮距前轮1584MM后轮（取胎中心线间距离）1485MM3质量参数确定由表215确定轴荷分配比例。守车质量3750KG前轴532000KG后轴471750KG满载最大总质量6750KG前轴422825KG后轴583925KG4性能参数选择1动力性参数。1根据表216和该车用选拟定。最高车速75KM/H最低稳定车速20KMFH经济车速40KM/H2最大爬坡度164030。3比功率取15KW/T2燃油经济性。由表2一17货车单位质量百公里燃油消耗量可知总质量M产614T的柴油机单位质量百公里油耗量155186L则汽车百公里消耗量155186X675L即10461255L取115L。3最小转弯直径。由表218货车最小转弯直径查取14M。DD4通过性的几何参数。由表219确定通过性几何参数。最小离地间隙（满载）前轴下270MM后轴下240MM纵向通过半径3200MM汽车通过角度接近角34离去角175操纵稳定性参数。前、后轮侧偏角绝对值之差212车身侧倾角3制动前俯角126制动性参数。由表220货车路试检验行车制动和应急制动性能要求确定满载30KM/H初速度紧急制动，最大制动距离小于8M，平均制动减速度大于52M/。2三发动机的选择1发动机形式的选择对于在中型以及以下的货车上一般采用直列式柴油机,在此选用直列式水冷柴油机。2发动机主要性能指标的选择（1）发动机最大功率PEMAX和相应转速NP。最大功率由下式进行计算PEMAX13600761403单级主减速器42型汽车90滚动阻力系数002空气阻力系数09迎风面积由汽车总宽和总高计算得A4552代入公式101计算可得67509800275/360009455753/7614090558KW最大功率转速2800R/MIN2最大转矩95499549228NM125582800最大扭矩转速2000R/MIN根据以上计算可以选定南京汽车制造厂生产的NJP433A型柴油发动机。形式水冷四行程涡流室式燃油类型柴油外形尺寸长780MM，宽651MM起动方式电起动最高转速3000R/MIN四离合器的确定1形式双盘拉式弹簧离合器2主要参数主要性能参数有后备系数,单位压力，尺寸参数D，D和摩擦片厚度B以及结构参数0摩擦面数Z和离合器间隙T及摩擦因素F。（1）后备系数150225，取16（2）单位压力03M0（3）摩擦片外径D，内径D和厚度B摩擦片外径D（102）式中为直径参数，为160185取170。则D170X2567MM,取257MM。228摩擦片内外径比值D/D053070。取D/D06。则D06D06X257154MM摩擦片厚度取B35MM。4摩擦因数F摩擦面数Z和离合间隙T。取Z2X24，T34MM五、主减速器的传动比传动系最小传动比由下式进行计算式中R为轮胎半径该中型商用车轮胎可选用普通断面子午线无内胎轮胎，型号为245/75R16，即轮胎名义断面宽度为245MM轮辋直径为16INCH，名义高宽比为75则轮胎半径计算为则75KM/H,N2800R/MIN代式103计算可得544，若直接U挡1则544，即主减速器传动比7，可以来用单级主减速器。0六、传动系最大传动比传动系最大传动比，需要满足满载最大爬坡度变速器L挡时最大爬坡度为30即167，代入式104，计算可得702取119171，变速器的速比范围是171。变速器最大传动比IMW544X7138624。七、机械式变速器的设计（一）变速器传动机构布置方案确定采用中间轴式变速器传动方案，其特点是设有直接挡1挡有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（1挡）可以采用或不采用常啮台齿轮传动；除1挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡；除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低适用于前置后驱汽车。传动方案采用的2、3、4挡用常啮合齿轮传动，5挡为直接挡，而1、倒挡用直齿滑动齿轮换挡。（二）零部件结构形式1齿轮形式。常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，1挡和倒挡采用直齿圆柱齿轮。2换挡机构形式。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性，燃油经济性和行驶安全性。但它的结构原理，制造精度要求高，轴间尺寸大等缺点，所以1挡和倒挡采用结构简单的直齿滑动齿轮换挡，使用率高的其他挡位采用同步器换挡。3变速器轴承。变速器结构紧凑，尺寸小，所以齿轮与轴之间的轴承采用滚针轴承，变速器第一轴后端和第二轴后端采用圆柱滚于轴承，中间轴使用深沟球轴承。（三）变速器主要参数的选择1经计算各挡变速比确定大致按照等比级数分配，对4挡、5挡间速比根据情况调整。公比Q16326T，而小于14T。因此L挡直齿齿轮M35MM，其他挡位为3MM（MN3MM）。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形，由于工艺上的原因，同变速器中的接合齿数，模数相同，总质量MA在1814T的货车为2035MM取M25MM2压力角因国家规定的标准压力角20，所以变速器齿轮普遍采用压力角为20，同步器普遍采用30压力角。3齿宽B。L挡第一轴常啮合斜齿轮宽度取B18OX3024MM，第二轴常啮合斜齿轮宽度取627OX321MM，其余挡位斜齿齿轮宽度取BN7OX3021MM，L挡滑动直齿齿轮与倒挡滑动直齿齿轮宽度取B8OX3528MM。4各挡齿轮齿数的分配。5挡变速器传动方案如图101所示。1确定L挡齿轮的齿数。1挡传动比106129110L挡采用滑动直齿齿轮传动，模数M为35，中心距A1042MM，计算后得2A/M5954，取为整数60，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的1挡齿轮Z10。一般可取为1217，Z10齿数尽量少些，以便使Z9/Z10的传动比大些，因此Z10，。取12，1挡大齿轮齿数为Z9ZHZ1048。2对中心矩A进行修正A105MM23确定常啮合齿轮副的齿数。由公式（106）求出常啮合传动齿轮的传动比1775107121109而常啮合传动齿轮中心距和1挡齿轮的中心距相等。中型、重型货车螺旋角的初选范围是1826，初选螺旋角226，由式107、式416求得Z1227，取整为Z123，Z2399取整为Z240。验证L挡传动比69571，齿数分配不合理。进行齿数调整，令129110Z123，Z241，则根据传动比713满足要求。1根据所确定的齿数，按公式（416）算出精确出螺旋角值2为24。4）确定其他各挡齿数。先进行2挡齿轮齿数Z7、Z8的分配，Z7、Z8有如下关系241（108）78212由得从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还应尽量满足下列关系式取822进行试凑相差较多，为尽量缩小差距，取818。，已是极限值。将数据代入式108式1013求得，Z8195取整为19，Z7466取整为47，验证传动比为44，齿数分配合适。根据所确定的齿数，按式（416）算出精确的螺旋角2值2为195。同样方法求得618。，Z627，Z539，验证传动比为257，满足要求，精确的螺旋3角2值为195；420，Z435，Z331，验证传动比为158，满足要求；根据所4确定的齿数，按式（416）算出精确的螺旋角值4为20。5确定倒挡齿轮齿数及中心距。图101中所示的倒挡齿轮有常啮合齿轮副Z12和Z11。一般Z11取值2123，取Z1123，Z1221，MN30，1226，可计算倒挡轴与中间轴的中心距A。数值代入公式（1014）求得A751MM，取整为75MM。由可求出Z13131，取整为13，则最终确定倒挡传动比为706。291111312直齿齿轮Z13的模数与1挡齿轮相同，确定倒挡轴与第二轴的中心距AA（10（913）215）由公式（1015）求得A105MM。5齿轮弯曲强度计算（1）直齿齿轮弯曲强度计算符合弯曲强度要求。（2）斜齿齿轮弯曲强度计算满足弯曲强度要求。6齿轮接触强度计算利用公式（430）计算齿轮接触强度代入公式（430）得J8067MPA，采用渗碳处理齿轮满足设计要求。（2）1挡和倒挡直齿齿轮接触应力计算代
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