轻型商用车变速器设计 三轴五档变速器【中间轴式】【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985轻型商用车变速器设计摘要变速器可以用来改变发动机对驱动轮的扭矩和转速,使汽车在启动、爬坡、转弯、速度等动力的同时得到牵引和变速的不同条件,也可以让发动机发挥最佳效果。变速器有空挡和倒挡,根据情况需要变速器还可输出动力。变速器的低挡通常布置在靠近轴的后支承处的位置,这是由于在低挡工作时能有较大的力,齿轮按低到高顺序排列,不仅装配容易,而且轴的刚性得到保证,轴和壳体的结构对于变速器整体结构的刚性有影响,为了使变速器有足够的刚性,一般采取控制挡数来达到目的。三轴五速手动变速箱的设计,阐述了传动和齿轮轴的工作原理,并做了相应的设计计算,以及相关的核和选择标准件,使用的传输方案的设计和材料选择传输部分。关键词变速器；设计；齿轮；轴；校核买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985DESIGNOFLIGHTCOMMERCIALVEHICLETRANSMISSIONABSTRACTTHETRANSMISSIONCHANGESTHEDRIVINGWHEELTORQUEANDSPEEDUPTHEENGINE,TOMARKSTARTING,CLIMBING,TURNING,ACCELERATIONOFVARIOUSDRIVINGCONDITIONS,MAKINGTHECARTOGETDIFFERENTTRACTIONANDSPEED,WHILETHEENGINEINTHEMOSTFAVORABLECONDITIONSWITHINTHESCOPEOFTRANSMISSIONOFREVERSEGEARINNEUTRALGEARTRANSMISSIONISALSOREQUIREDPOWEROUTPUTFUNCTIONGEARBOXBECAUSEOFTHEROLEINTHELOWENDWORK,GENERALLYSPEAKING,THELOWGEARBOXLAYOUTISCLOSETOTHEREARAXLESUPPORT,THEFOLLOWINGFROMLOWENDTOHIGHGRADEGEARLAYOUTTHISNOTONLYMAKESTHESHAFTSUFFICIENTLYLARGEANDRIGID,BUTALSOENSURESEASYASSEMBLYTHERELATIONSHIPBETWEENOVERALLSTRUCTUREOFGEARBOXANDRIGIDSHAFTANDSHELLSTRUCTUREUSUALLYCONTROLTHENUMBEROFSTALLSTHROUGHTHELENGTHOFTHECONTROLSHAFT,TOENSUREADEQUATEGEARBOXRIGIDITYTHISPAPERINTRODUCESTHEDESIGNOFTHREEAXLEFIVESHIFTMANUALTRANSMISSION,THEWORKINGPRINCIPLEOFTRANSMISSION,THETRANSMISSIONOFGEARSHAFTANDDETAILEDDESIGN,ASWELLASTHESTRENGTHOFASCHOOLFORSOMESTANDARDPARTSTRANSPORTTASKPROGRAMMINGMATERIALSELECTIONACROSSALLCOMPONENTSOFTHETASKISOUTLINEDKEYWORDSTRANSMISSIONDESIGNGEARAXISCHECKING买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985目录摘要ABSTRACT1前言111选题的背景112目的及意义12总体方案设计321汽车参数的选择322变速器设计应满足的基本要求323传动机构布置方案分析3231固定轴式变速器3232倒挡布置方案5233其它问题624齿轮形式625换挡机构形式726变速器轴承927本章小结93变速器主要参数的选择1031挡数1032传动比范围1033各挡传动比的确定10331主减速器传动比的确定10332最低挡传动比的确定11333其它挡传动比的确定12334中心距的选定12335变速器的外形尺寸1234本章小结134变速器齿轮参数的设计与校核1441齿轮参数14411模数的选取14412压力角14413螺旋角14414齿宽15415齿顶高系数16416变位系数的选择原则1642各挡齿数的分配17421确定一挡齿轮的齿数17422对中心距进行修正18423确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数19424确定其他各挡齿数及变位系数19425确定倒挡齿轮齿数及变位系数2143齿轮的损坏形式2144各轴转矩的计算21买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098545齿轮强度计算22451直齿轮弯曲应力22452斜齿轮弯曲应力23453轮齿接触压力25454各挡齿轮的受力计算2646本章小结285变速器轴的设计与校核2951初选变速器轴的轴长2952轴的结构尺寸设计2953轴的刚度验算3054轴的强度计算3355轴承的选择与校核3556本章小结376同步器的变速器操纵机构的选择3861锁销式同步器38611锁销式同步器结构38612锁销式同步器工作原理3862锁环式同步器39621锁环式同步器结构39622锁环式同步器工作原理39623锁环式同步器主要尺寸的确定4063变速器操纵机构42631直接操纵手动换挡变速器42632远距离操纵手动换挡变速器4264本章小结43结论44参考文献45附录47致谢49买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098551前言11选题的背景最近几年以来,国际和国内的汽车工业的发展日益迅猛,汽车发展的趋势也渐渐变成车型的多样化和个性化从而凸显差异化来实现。而变速器设计始终是汽车设计中最重要的环节。如果你想改变发动机传递给驱动轮的扭矩和速度,你必须依靠变速器,这就是为什么,它对于汽车的动力性和经济性指标有着重要的影响,尤其对轻型商用车来说更是如此,从而设计意义也更大。在生活质量日益提高的今天,人民对汽车性能需求也变得越来越高。另外,评价汽车的质量,汽车的舒适度也是一个重要的指标,因此,如果设计的传动不合理,不仅降低了汽车的舒适性,同时增加了汽车运行时产生的噪音。对于国产的商用车来说,变速器主要由手动变速器组成,变速器由变速传动机构和控制机构组成。传输有三,四、五及多挡等几种形式,这些都是通过改变前进块的数量。同时,根据不同类型的轴对固定轴和转轴进行分类。固定轴传动可重新分类,可分为两轴传动,中间轴式变速器和多中间轴式变速器三类。变速器是影响整车动力性、舒适性和经济性的重要部件,从目前的国际国内汽车行业的制造和销售数据来看,人们越来越重视舒适。并在国内商用车市场迅猛发展,可以从各类信息中看到,轻型货车为商用车所做的贡献最大,销量也最佳。变速器的其使用寿命与整车基本相同,因此在维修市场上对传动总成的需求量不大,从而可以把轻型商用车市场需求近似为它的变速器配套市场需求。近年来,由于全球能源日益变少,同时原材料的价格也上涨,而汽车售价下降的趋势,这些条件使得汽车变速器必须重量轻,承载能力大,体积小,结构紧凑。这就要求改变相应零件的设计、施工和机械性能,紧凑、强度高、刚性高的方向上去改进和发展,进而也要求要有能够将其制造出来的新型技术和新型工艺来作为保证。在目前,生产许多企业正在抓紧研发一有的可以大大提高传动离合器、同步器和行车安全性,同时也保留了原有的传统机械传动位,如传动效率高、结构简单、可靠性好、制造方便,体积小、生产成本低、耗油少和使用及维护费用低、多档位的优点,从而生产出可以有效地改善汽车动力性、燃油经济性和换档舒适性传递。从目前汽车变速器的发展来看,可调式自动变速器或无级变速器是其整体发展。无级变速机构由两个圆锥轮组成,包括一对驱动轮和一对被动锥形圆锥轮,以及在V形槽圆锥轮中间运行的两个链条,作为动力传递单元的链条运动。汽车发动机的辅助减速机构驱动主动锥齿轮组,而发动机的动力通过链条传递到被动锥组,直到驱动终端。在每一个圆锥中,一个圆锥轮能够轴向运动,从而调整在锥轮的链的工作直径,并进一步传输的速比。此外,两组锥形车轮必须进行同样的调整,使链条始终处于紧张状态,使圆锥轮暴露在足够的压力时,扭矩传递。使用无级变速器不仅可以节省燃料,而且还增加单位的里程。选择最佳的传动比,可以获得最佳的输出功率,与传统传动相比,其传动比更轻,结构更紧凑,结构更简单。无级变速器已成为世界各大汽车厂商竞相开发的项目。12目的及意义通过计算和校核,可以提高变速器的工作状态,满足变速器的舒适性,减少操作过程中产生的噪音。对于传统的传输,他们的设计方法通常是基于所需的性能,然后利用经验公式来取初值,进行相关的强度计算,传动质量指标等,可以根据经验公式改变某些参数使其符合要求,再继续计算直到与所有的条件与要求相符合。本题目的设计,可以将所学知识进行综合的运用,以便对轻型商用车的变速器进行设计,从而可以提高对实际问题的解决能力,对自身的设计和制造水平的综合提高。本设计研究基本内容是通过研究了轻型商用车变速器的组成、结构和工作原理,找出买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709856了同步器、轴、齿轮等零件之间的协调关系。选择标准的总数和齿轮模数时,传动比的确定,合理的传动比分配,然后计算齿轮参数和中心距,并检查齿轮的强度,确定结构尺寸的齿轮,齿轮零件图的绘制,根据经验公式计算各轴各齿轮轴的刚度和强度校核的初始基本尺寸,确定结构和尺寸的轴,画的结构和各轴的尺寸,改进和完善现有的传统的传动结构,最后完成绘制装配图的传输。利用计算机辅助设计软件对变速器各部分进行测绘,完成传动系统的整体装配图。在本设计中,对传动系统进行了总体设计。选择传动方案,对传动齿轮和传动轴进行了详细计算,设计了同步器和部分标准件。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098572总体方案设计21汽车参数的选择变速器设计所需要的汽车基本参数如下表表21设计基本参数表发动机最大功率KW85最高车速M/H100总质量G4300最大转矩N28522变速器设计应满足的基本要求1）输出功率装置,必要时可进行功率输出。2设置空档,用来切断发动机动力传递到驱动轮上。3设置倒档,使汽车能向后转动。4方便,省力,换挡快速。5汽车动力性和经济性好。6良好的可靠性。当汽车行驶时,变速器不发生变速、碰撞、挡跳。7变速器工作效率高。除以上几点外,变速器还应满足质量要求小、外形尺寸小、制造成本低、维护保养方便等要求。变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比对满脚车所需的动力和经济指标是相关的。道路条件越复杂,汽车的比功率越小,传动比越大。23传动机构布置方案分析231固定轴式变速器有三种类型的固定轴传动。他们是两个轴,中间轴和双中间轴变速器。其中,固定轴传动广泛应用。前轮驱动发动机的发动机多用于两轴变速器,而发动机的前、后轮驱动发动机经常使用的传输。我之所以选择的是中间轴式的变速器。是因为与中间轴式变速器相比而言,本实用新型具有体积小、结构简单、布置方便、噪音低、传动效率高的优点。然而,由于两轴传动不能直接设置,齿轮和轴承在高齿轮同时加载,不仅工作噪音变大,而且容易损坏。此外,由于结构限制,两传动轴,与中间轴变速器相比,它是不可能设计一个大的传动比。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709858图21中间轴式五挡变速器传动方案如图21所示,中间轴式五档变速器有多种传动方案。很容易看出,四个变速器的第一和第二轴都在同一直线上,它们通过啮合套连接到直齿轮上。直齿轮,齿轮和轴承,中间轴变速器没有轴承,发动机扭矩传递通过第一和第二轴输出,变速器的传动效率高,可达90以上,低噪音,减少磨损的齿轮和轴承。由于直接块的使用率高于其他齿轮,提高齿轮传动的寿命在推进其他工作,输电已被设置在第一两个齿轮轴、中间轴和第二轴传动,所以在齿轮箱和二轴中心距点距离仍然是一个较大的传动比的情况下常啮合齿轮大齿轮,齿轮小齿轮一可以使用或不使用齿轮传动大多数的传输方案,除了一块比其他的变速机构,采用同步器齿套或移位,同时使用同步器齿套或齿轮一块结构,每个齿轮同步器齿套或最下二轴条件。除了直接齿轮其他齿轮的工作,中间轴变速器的传动效率略有降低,这是其缺点。在相同数量的挡块情况下,各种中间轴变速器的传动方式主要与传统的啮合齿轮、对数、换档方式和传动方案不同。如图21A所示,直齿轮,滑动齿轮换档除了一档和倒档,和其他齿轮经常啮合的齿轮。其余图为前进挡,常啮合齿轮显示在图31D倒档和超速是安装在侧箱位于后变速器,除了这样的安排可以提高轴向刚度,减少齿轮的磨损,降低噪音,而且不需要超速的情况下,很容易形成一个只有四个前进档变速器。在上述所有方案中,换档方法可以通过同步器或啮合套来实现。在同一变速器中,有些齿轮与同步器相移,有些变速器与啮合套相啮合,则必须采用高齿轮、带同步器的换档、带啮合套的低换档。后轮驱动的发动机采用中间轴式变速器。为了增强传动轴的刚度,可在传动端加装中间支撑。中间轴和第二轴有三个支撑。如果反向齿轮和换档机构设置在壳体中,则可以减小变速器主部件的整体尺寸。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709859232倒挡布置方案倒档的使用率不高,在停车状态下实现倒档,所以大多数方案采用直齿轮滑动齿轮来改变倒档。为了实现倒档齿轮传动,有些方案采用中间轴和第二轴的齿轮传动系中传动齿轮。前者虽然结构简单,但中间传动齿轮,在最不利的正的和负的弯曲交变对称变化的应力状态下,后者是在单向循环弯曲应力状态下的工作更为有利,且换向驱动略有增加。图22倒挡布置方案图22是倒档的共同布置。图中所示的2B方案的优点是,在中间轴齿轮移用于反向齿轮,从而缩短中间轴的长度。但换挡时,两对齿轮同时进入齿轮,使换挡困难。如图所示,较大的反向齿轮比可以得到的,而缺点是换档程序不合理。如图所示的方案修改的整体,前者的缺点,从而取代图所示的方案。图22E给出的方案是,第一齿轮和中间轴倒档齿轮也融入其中,和齿轮的宽度加长。图22F所示的方案适用于所有的齿轮副,所有这一切都是常啮合的齿轮,和移动更轻。为了充分利用空间,缩短传动轴长度,一些货车逆向传动采用图所示的方案22G。缺点是每个反向齿轮需要的传输,因此在传输上盖操作机制更为复杂。因为在齿轮和倒档齿轮传动时,有一个大的力量,所以两轴传输或传输低速齿轮,应布置在靠近轴的支持,以减少轴的变形,齿轮重合度下降,然后按照从低高齿轮顺序布局,使轴有足够大的刚度,并能保证装配容易。虽然倒档的传动比与一个齿轮的传动比接近,但由于倒档的使用时间很短,从这时开始,有些方案将齿轮放在靠近轴的支承位置,然后布置倒档。此时在倒档工作时,齿轮的磨损和噪声在短时间内略有增加,同时在工作齿轮磨损和降噪。另外,倒档的中间齿轮在变速器的左右两侧,影响倒档轴的受力状况,如图23所示。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098510图23倒挡轴位置与受力分析233其它问题经常使用齿轮时,齿轮因接触应力过高而造成表面腐蚀损坏。将高齿轮放在靠近轴的中间支承区更为合理。轴变形引起的齿轮的偏转角较小,齿轮保持良好的啮合状态,减小了偏心载荷,提高了齿轮的使用寿命。有些汽车变速器只有在道路是好的或空的时候才使用。使用的传动比小于10708的超速档,充分利用发动机的功率,降低了驱动1KM发动机曲轴所需的总车辆的速度,这有助于减少发动机磨损,降低燃料消耗。然而,与直接齿轮相比,使用超速将降低传动效率和增加噪音。机械传动齿轮的传动效率和传动方案,包括原木在工作状态下的功率传递、转速、传动功率、润滑系统的有效性、齿轮等零件的制造精度。24齿轮形式斜齿轮与直齿圆柱齿轮相比,具有使用寿命长、工作噪音低的优点。缺点是制造过程中有点复杂,工作时有轴向力。斜齿轮在传动中的恒啮合齿轮中使用,虽然这会增加齿轮的数量,增加传动的转动惯量。直齿轮只适用于低齿轮和倒档。在我的设计中,直齿轮用于一个齿轮和倒档,另一个齿轮是斜齿轮。25换挡机构形式变速换档机构为直齿滑动齿轮,啮合套和同步器移位三种形式。当车辆运行时,每个齿轮具有不同的角速度,因此与轴向滑动直齿轮的换档会产生影响的齿轮齿的端面,并伴有噪声。这导致增加的磨损和过早损坏的齿轮的末端,而司机是紧张的,从换档的噪音降低乘坐舒适性。只有当驾驶员使用熟练的操作技术如两脚离合器时,换挡时无冲击,才能克服这些缺点。但在目前,司机的注意力被分散,这会影响驾驶安全。因此,虽然这种换档方法结构简单,但除了一个齿轮和倒档外,很少使用这种换档方式。由于变速器的第二轴齿轮与中间轴齿轮恒定啮合,所以可使用活动接合套进行换档。此时,由于冲击载荷的同时传输,连接齿的数量是大的。齿轮轮齿不参与换挡,它们不会过买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098511早损坏,但不能消除换挡的影响,所以仍然要求驾驶员要有熟练的操作技术。另外,通过增加啮合套筒和固定啮合齿轮,增加齿轮箱旋转部件的总惯性矩。因此,这种换档方式只适用于一些低齿轮和重型汽车变速箱。这是由于重型车块尺寸相对较小,换档部件的角速度差也很小,所以采用换档,降低了制造成本,缩短了传动长度。该同步器确保快速,无冲击,无噪音的转变,是独立的操作技术的熟练程度,从而提高速度,燃油经济性和驾驶安全性的汽车。与上述两种换挡方式相比,它具有机构复杂、制造精度高、轴向尺寸大等缺点,但仍然得到广泛应用。通过使用同步器或接合套筒,换档冲程小于滑动齿轮的换档移位。这种差异更为明显时,滑动齿轮特别宽。为了便于操作,改变不同齿轮的换档行程要求尽可能。自动变速器是变速器的主要故障之一。为了解决这一问题,除了采取的措施外,目前还采取了几项措施采取有效的结构措施联锁装置用于保证移动叉轴移动时,其它拨叉轴互锁,机构的作用是防止两个齿轮同时挂起,造成吊齿轮严重失效。常见的联锁机制是图24互锁销式互锁机构（1）互锁销式图24是车辆上使用最广泛的机构,具有联锁销和销定位在换档叉之间,和引脚的长度和槽保证联锁。图24，A是中立的位置,当任何一个叉是自由移动。图24B,C,D为叉轴的工作位置,而其他叉轴锁定。摆动锁块联锁机构图25摆动锁块式互锁机构（2）摆动锁块式图25是旋锁式联锁机构框图,锁块安装在同心轴螺旋外壳,可在无螺钉的轴线旋转,杆拨头设置在锁卡槽,锁块的一个或两个突起阻挡其他两齿轮拨叉确保移轴槽,不能挂入两挡。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098512图26转动钳口式互锁机构（3）转动钳口式图26是一种类似锁紧机构的旋转颚式联锁装置。钳口上的杠杆式拨头,可绕轴转动的夹板。当选档杆旋转时,在钳板上拨叉轴槽,一个或两个爪夹盘在另两个上抓住传动叉,保证联锁功能。操作机构还应有一个机构,以确保倒档不能被错误地逆转。弹簧机构通常在倒叉或叉头上提供,以使驾驶员在换档过程中由于弹簧力而使弹簧具有明显的感觉。锁紧机构还包括自锁和反向锁两种机构。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定的位置,保证轮齿啮合,防止齿轮自动跳闸。自锁机构分为两种球形锁紧机构和杆锁紧机构。倒档锁的作用是使驾驶员在齿轮杆上施加更多的力,使倒档插进倒档,起到警示和注意的作用,防止倒档错误,造成安全事故。锁紧机构采用自锁、互锁和倒档锁紧装置。采用自锁钢球实现自锁,互锁销实现自锁。通过限位弹簧实现反向锁,使驾驶员有感觉,防止倒档挂错。26变速器轴承传动轴承常有圆柱滚子轴承、滚珠轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。至于轴承应使用的地方,他们受到结构的限制,并根据负载特性。汽车变速器结构紧凑,体积小。体积较大、结构有限的轴承难以布置。传动的第二轴的前端支撑在第一齿轮的内腔中,当内腔尺寸足够时,圆柱滚子轴承可以安装,如果空间不足,则采用滚针轴承。传动轴的前端支撑在飞轮的内腔中,滚珠轴承用于承受较大空间的力。第一轴上的恒齿轮上的轴向力通过第一轴的后轴传递到变速器壳体,其中轴承环的外圈通常采用带挡圈的滚珠轴承。第二轴后端常采用滚珠轴承,具有轴向力和径向力。轴向力产生的中间轴上的齿轮工作,原则上由前轮或后轮轴承可以承受,但当布局的轴承盖的前端面有困难的时候,要从轴承的轴向力的后端,圆柱滚子轴承承受径向力的前端。圆锥滚子轴承的传动具有直径小、宽度宽、承载力大等优点,能承受高负荷等优点,还需要调整预紧力、故障装配、易磨损和后桥歪斜影响正确的齿轮啮合故障。传动轴、第一轴、第二轴后轴承,以及中间轴前后轴承,根据直径系列,一般选用系列滚珠轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器的中心距离来确定,壳体后壁的两个轴承孔之间的距离不小于620MM,下限适用于轻型车和轿车。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098513滚针轴承,滑动套主要用于齿轮和轴不固定连接,并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承滚动摩擦损耗小,传动效率高,径向配合间隙小,定位运行精度高,齿轮啮合良好。滑套径向配合间隙大,易磨损,间隙增大,齿轮的定位和运行精度受到影响,工作噪声增大。滑套的优点是制造容易,成本低。在设计中,由于工作条件的要求,主要有圆锥滚子轴承、深沟球轴承和滚针轴承。27本章小结首先确定汽车变速器设计所需的主要参数,并设计变速器应满足的基本要求,并对变速器的设计也有一定的标准。然后传输机制和传输比特齿轮的安排进行了介绍,分析了各自的优点和缺点的传输方案,选择合理的、高效的传输方案和一些在设计中经常遇到的传输问题,为后面的齿轮和轴的计算打下了良好的基础。最后对齿轮的形式进行了介绍,并对其优缺点进行了比较,通过以上比较合理的选择齿轮形式。本文分析了几种换档形式及容易出现的问题,并提出了相应的解决办法。最后,根据轴的工作条件和工作条件,选择轴承的形式。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985143变速器主要参数的选择31挡数增加传动齿轮的数量可以提高汽车的动力性和经济性。越多的块,传输结构越复杂,尺寸、轮廓和质量的增加。同时,操作机构复杂,使用时移位频率也增加。在最小传动比不变的情况下,增加变速器的齿轮数将降低传动齿轮与传动齿轮的传动比,容易换档。相邻齿轮传动比要求小于18,较小的换挡功易于控制。在高齿轮块中相邻齿轮之间的传动比低于低挡块的传动比。近年来,为了降低油耗,变速器齿轮数有增加的趋势。目前,汽车一般采用45档,高档车传动采用了超过5个挡块,而货车变速器采用45档或多档。2三点五吨的卡车质量采用5传输,并在48吨的卡车质量采用6速变速器。多速传动用于重型货车和越野车。5传动系统的传动设计。32传动比范围传动比传动范围为最小传动比与最大传动比。传动范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最大速度和使用条件有关。目前,汽车的传动比在34之间,轻型载货车在56之间,其他货车较大。33各挡传动比的确定331主减速器传动比的确定发动机转速与车速之间的关系是（31）037IRNUGA式中汽车行驶速度（KM/H）；AU发动机转速（R/MIN）；N车轮滚动半径（M）；R变速器传动比；GI主减速器传动比。0从以上的说明100KM/H；最高档的超速传动比1；车轮滚动半径MAXUV5GI3752（MM）；发动机转速3600（R/MIN）；由公式31，主减速器传动比的计RNP算公式095370UAOGINR买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098515332最低挡传动比的确定根据最大梯度的设计,通过能力的条件下,最大限度的满足,以最大爬坡角度的坡道时,驱动力必须大于或等于滚动阻力和阻力上坡加速阻力为零,空气阻力可以忽略不计。公式如下（32）MAXMAX0MAXSINCOGFRITTGE式中G车辆总重量（N）；滚动阻力系数，对良好路面001002；F发动机最大扭矩（）；MAXETN主减速器传动比；0I变速器传动比；G为传动效率（08509）；TR车轮滚动半径；最大爬坡度本设计为能爬30的坡，大约。MAX716由公式（32）得（33）TEGITRGI0MAXAX1SNCO已知；K43002F716352MN285MAXET；，把以上数据代入（33）式095I2S/M8G9T6390587016SIN84COS11I无滑移条件。当一个齿轮发出最大驱动力时,驱动轮不会产生打滑现象。公式表示如下NTGEFRIT10MAX（34）TEGII0AX1式中驱动轮的地面法向反力，；NFN1驱动轮和地面之间附着系数；混凝土或沥青路面在0506之间。取055，把数据代入（34）式得6790528324301GI所以，一档转动比的选择范围是61GI买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098516初选一档传动比为51。333其他挡传动比的确定变速器第一齿轮的传动比应根据上述条件确定。变速器的顶齿轮通常是直齿轮,有时使用超速档。在这个设计中,超速挡为最高档。根据中间齿轮比的理论传动比（N是档位数）几何级数，事实上与理论值略有不同,因为齿数是整MAX11INGGIQ数,齿轮比要小,这也要考虑合理的匹配和发动机参数。QII5432151451I5126433412QI334中心距的选定初选中心距可根据经验公式计算（35）31MAXGEAITK式中变速器中心距（MM）；A中心距系数，商用在车8696；K发动机最大输出转距为285（）；MAXETN变速器一档传动比为51；1I变速器传动效率，取96。GM6109528093A商用车变速器中心距变化范围在80170MM。因此,根据计算结果,初始A90MM。335变速器的外形尺寸变速器的横向尺寸可以根据齿轮直径初步确定,以及倒档、中间齿轮和换档机构的布置。影响传动轴轴向尺寸的因素包括齿轮数、换档机构和齿轮形式。乘用车变速箱壳体的轴向尺寸可根据下列公式选择39604040ALMM当变速器采用恒齿轮、长对数和同步器时,中心距系数K,应给出系数的上限。方便检测,设计的五速变速箱,初始轴向外壳尺寸为370毫米。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709851734本章小结在本章中,齿轮的数目和传动比的范围内引入。根据设计,选择变速器齿轮的数量,根据相应的汽车参数计算传动比范围。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985184变速器齿轮参数的设计与校核41齿轮参数411模数的选取一般原则为了减少噪声应合理降低模量增加,为了让小英尺宽质量、数量的增加,同时减少脚宽从技术角度考虑,齿轮的使用应该从每个齿轮的齿数的模量和强度应该考虑不同模量。为了降低汽车齿轮的工作噪音是非常重要的,所以应小模数齿轮在卡车上,降低质量比噪音更重要,所以选择大模数齿轮。低齿轮应该更大,其他齿轮选择另一个模数。在少数情况下,变速器的齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的啮合齿大都采用渐开线齿轮。由于工艺相同,相同传动齿轮的轮齿模数是相同的。范围是轿车和卡车的总质量在18140T为235MM。通过选择较小的模量值,可以增加齿数,并且换档是有利的。初选齿轮模数30MMM齿轮法向模数30MMN412压力角当压力角小,噪声低,传输稳定,重叠度大。齿轮的抗弯强度和表面接触强度可大大提高。对于商用车辆,为了增加重合度,以减少噪音,压力角较小。压力角为20啮合套或同步器接合齿压力角为30413螺旋角选择斜齿轮的螺旋角,注意其对齿轮工作噪声、齿轮强度和轴向力的影响。当齿轮选用较大的螺旋角时,齿轮啮合程度变大,噪声减小,工作平稳。当螺旋角大于时,弯30曲强度突然减小,但接触强度继续上升。因此,为了提高低齿轮的抗弯强度,螺旋角不宜过大,且应合适。然而,为了提高接触强度,增大齿轮的重合度,应该选择较大的251螺旋角。当扭矩由斜齿轮传动时,产生轴向力并施加到轴承上。在设计中,应同时平衡中间轴上的两个齿轮,以减少轴承上的载荷,提高轴承的使用寿命。因此,中间轴上不同齿轮的螺旋角应该是不同的。为了使工艺简单,当中间轴轴向力不大时,螺旋角可设计相同或仅两个螺旋角。在中间轴各齿轮的螺旋方向应为右旋,并在第一和第二轴螺旋齿轮将左手。轴向力由轴承盖施加到壳体上。当一个齿轮和倒档被设计成直齿时,中间轴上的轴向力不能被抵消但也较少使用,而第二轴没有轴向力。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098519图41中间轴轴向力平衡示意图根据图41,在中间轴上的两个斜齿轮的轴向力平衡需要下列条件（41）11TANAF（42）22由于T，为使两轴向力平衡，必须满足1RN（43）21TA式中，FA1，FA2作用在中间轴齿轮1和2的轴向力，FN1，FN2作用在中间轴齿轮1和2上的圆周力；是齿轮1和2的节圆半径；T是中间轴所传递的转矩。21,R最后,采用调整螺旋角的方法,消除由模数或齿数和各啮合齿轮的齿差引起的不等中心距。斜齿轮螺旋角在下列范围内商用车中间轴式变速器为302初选的螺旋角5414齿宽应注意齿轮的宽度、齿轮的轴向尺寸、齿轮的稳定性、齿轮的强度和齿轮工作中力的均匀程度。为了尽量减少质量和缩短轴向尺寸的传输,较小的齿宽应使用。减小齿轮的宽度会削弱斜齿轮的稳定性,也会增加工作应力。使用较宽的齿宽,工作时会因轴的变形而导致齿轮倾斜,使齿轮沿宽度方向的力不均匀,且齿面的宽度不均匀磨损。齿轮的宽度通常根据齿轮模数的大小选择。直齿BM，是齿宽系数，取值范围在4580，取6CKCK斜齿B，取值范围为6085，取7NC买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098520第一齿轮啮合齿轮副的齿宽系数较好,使接触线长度增大,接触应力降低,从而提高传动稳定性和齿轮寿命。直齿B6318MMMKC斜齿B7321MM415齿顶高系数齿顶高系数对接触比、齿向强度、噪声、相对滑动速度、齿轮根切和齿厚等都有影响。齿顶重合系数小,齿轮重叠小,工作噪音大,但齿轮的弯曲应力随轮齿弯矩的减小而减小。因此,以往由于齿轮加工精度低,齿轮齿载荷大的特点,采用了齿顶系数为的短齿齿轮。8075齿轮加工后的精度得到了提高,齿顶高系数包括中国在内已设定在1。为了提高齿轮啮合的重合度,降低噪声,提高抗弯强度,有的变速器采用的是齿顶高系数大于100的细高齿。416变位系数的选择原则换档是齿轮设计中的一个重要环节。使用齿轮,除了避免根切与齿轮中心距,也会影响齿轮的强度、稳定性、耐磨性、啮合噪声和齿轮胶合。有两种主要类型的位移齿轮高度变化和角度变化。变高度齿轮副对啮合齿轮系数为零。高度的变化可以增加小齿轮的齿根强度,从而达到齿轮强度的大小。高度可变的齿轮副的缺点是,它不会增加一对齿轮的强度,同时,它也很难降低噪音。角度修正齿轮副的修正系数之和不等于零。角位移具有偏转高的优点,避免了它的缺点。在中间轴和第二轴上安装若干齿轮,构成齿轮传动,啮合齿轮的每对齿轮都因齿轮传动比的不同而不同。为了确保每对齿轮具有相同的中心距离,此时齿轮应该被移动。当齿轮数和齿轮副数采用标准齿轮传动或高度变化时,齿轮数和齿轮副应以正角移动。由于角位移,可以得到良好的啮合性能和传输质量指数,所以更多采用。对于斜齿轮传动,通过选择合适的螺旋角可以达到相同的中心距。传动齿轮在循环载荷作用下,有时承受冲击载荷。对于高档齿轮来说,齿面的主要破坏情况是疲劳剥落,因此应保证最大接触强度和抗粘着磨损最有利的原则是选择修正系数。为了提高接触强度,应尽可能的总位移系数,使两个齿轮的齿轮渐开线远离基圆,以增加的曲率半径的齿和减少接触应力。对于低齿轮,小齿轮可能有一个齿轮的断裂,因为小齿轮的根的强度和较大的负载。总挠度系数越小,一对轮齿整体厚度越薄,齿根越弱,弯曲强度越低。然而,由于齿轮刚度小,容易吸收冲击和振动,所以噪音较小。根据上述原因,为了降低噪声,在变速器中去除第一档,两档和倒档齿轮的所有其它换档系数,都要选择较小的数值,以获得低噪声传动。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709852142各挡齿数的分配在主中心距、齿轮模数和螺旋角后,根据齿轮的传动比、传动比和传动方案,对各齿轮的齿数进行分配。图42五挡变速器传动方案421确定一挡齿轮的齿数一挡传动比（44）10921ZI确定齿数,并计算传动比,以求得齿数直齿2A/M（45）HZ斜齿2A/（46）COSNM因为齿轮是直齿轮，所以2A/M290/360HZ计算后取整，然后进行两齿轮齿数的分配。一档小齿轮的齿数尽可能取小些，以便使/的传动比大些，在已定的情况下，/的传动比可分配小些，使第一轴常啮合9Z101I2Z1齿轮的齿数多些。考虑到第一轴和孔的尺寸和装配的可能性,齿轮的齿数不宜过大。中间轴上小齿轮的最少齿数，受刚度的限制。在选定时，轴尺寸和齿轮齿数要统一考虑。当商用车中轴式变速器的传动比为56时，中间轴上一挡齿轮数可取在1I1517，货车在1217。因为51取中间轴上一挡齿轮14输出轴上一挡齿轮6014461I10Z9ZH10根据确定的中心距A求啮合角40COS2COS109AM得0故总变位即为高度变位X买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098522根据齿数比查得则29314609ZU409X401X两齿轮分度圆仍然相切,分度圆与分度圆重合,齿向高度不变。图43选择变位系数线路图422对中心距进行修正由于齿数的计算及中心距一直以整数后的改变,新的中心距离应根据齿轮变位系数的计算和修正的中心距离应为每个齿轮的齿数分配的依据。因此,校正后的中心距取90MM。423确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数求出传动比9102ZI（47）46152Z常啮合传动齿轮中心距与一档齿轮的中心距相同A/2（48）21MNCOS903（）/2COS25Z求得常啮合齿轮齿数为233412买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098523核算4857，误差范围在48455355，在误差允许范围内10921ZI故可得齿轮1、2精确的螺旋角为198凑配中心距M0COS2ZAT斜齿端面模数为15832NTM啮合角COSCOSAZT091高度变位0X根据齿数比48123U查得变位系数故X102X424确定其他各挡齿数及变位系数二挡齿轮是斜齿轮螺旋角与常啮合齿轮不同82（49）2187ZI34（410）87COSMAN此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力平衡，还必须满足下列关系式（411）1TAN87282ZZ求解三式，采用试误法，当螺旋角为2068时，解（49）、（410）得求得二挡齿轮齿数为代入上式近似符合要求397Z8凑配中心距AZMANM391COS28斜齿面模数2078NT啮合角COSCOSAZT20951根据齿数比正角度变位167287ZUX买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098524查得变位系数3207X31408X同理三挡齿轮齿数时近似符合要求5Z66凑配中心距M39COS265ZAN斜齿端面模数106NTM啮合角COS2COS5AZT91根据齿数比65ZU06X查得变位系数则05X126四挡齿轮齿数时近似满足轴向力平衡关系283Z74234凑配中心距M98COS4ZAN斜齿端面模数2634NTM啮合角9380COSCOSAZT981根据齿数比0374ZU4X查得变位系数则3X124425确定倒挡齿轮齿数及变位系数倒档齿轮选用的模数往往与一档相近，因此取，取倒档齿轮的齿数一M313Z般在23之间，初选设计算输入轴与倒档轴的中心距21213Z52ZA有中心距圆整后取M4A5A为了保证倒挡齿轮啮合和不产生运动干涉,11和12齿轮齿的顶圆必须间隙大于05MM，故取41Z假设当齿轮11和齿轮12啮合时中心距买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098525885A且MMA21ZM05故倒档轴与中间轴的中心距M59713Z倒根据中心距求啮合角A3690COS2COS13AT高度变位0根据齿数比查得4132ZUX2112X43齿轮的损坏形式齿轮损伤有三种形式齿面疲劳剥落、轮齿断裂和齿轮端部失效。断齿分为两种弯曲载荷下的重复载荷疲劳裂纹,裂纹深度逐渐增大,弯曲断裂,冲击载荷作用下的轮齿足够大,导致轮齿弯曲破坏。前者出现较多,后者很少出现在传输中。工作时,一对齿轮相互啮合,齿面相互挤压,当齿面小时,裂纹内的润滑油压力升高,从而导致裂纹扩展,形成齿面点蚀。它使齿形误差增大,造成动载荷,使轮齿折断。换档的低齿轮和倒档是通过移动齿轮来完成的。当齿轮移动到两个齿轮,有一个角速度差的换档,从而导致在齿轮末端的冲击载荷,并造成损害。44各轴转矩的计算发动机最大扭矩为，齿轮传动效率为99，离合器传动效率为285MAXETN99，轴承传动效率为96。轴2859996270861承离AXEMN中间轴27086969934/23380542T12I齿承轴一挡1188330931齿承二挡78361872I齿承三挡55036653T齿承MN四挡375064324I齿承五挡25743齿承135倒挡100826122IT）（齿承倒买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709852645齿轮强度计算与其他机械工业相比,各类汽车的传动齿轮在使用方面是相似的。另外,用于齿轮传动的材料、热处理方法、加工方法、精度等级和支护方法基本相同。因此,一个更简单的公式计算一般齿轮强度公式可以用来计算汽车齿轮,也可以得到准确的结果。451直齿轮弯曲应力1）直齿轮弯曲应力（412）BTYKFFW1式中，为弯曲应力；为圆周力，；D为节圆直径；为应力集中系数，W1TG/21K可近似取165；为计算载荷；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上KGTF的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同主动齿轮11，从动齿轮F09；B为齿宽；T为端面齿距，M为模数；Y为齿形系数，如图61所示。FT因为齿轮节圆直径D，Z为齿数，带入式（41）得（413）YZKTCFGW32计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲应力MN54380,261081,5421TTYYZ倒MPA491072/283PA9631321313YKZMTYZKCFWCFCFW倒计算一挡齿轮9,10的弯曲应力MN54380,218,70462309TTYZMPA9156103210939YKZMCFWCF直齿轮弯曲应力均符合要求买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098527452斜齿轮弯曲应力（414）BTYKFW1式中，是圆周力，；D是节圆直径，为法向模数；为计1FTG/21COSZMDNNGT算载荷；Z是齿数；为斜齿轮螺旋角；B为齿面宽；为应力集中系数，150；T为法向齿距，；Y为齿形系数，可按当量齿数在图61中KNMT3COSZA查得；为重合度影响系数，20。K将上述有关参数代入式（43），整理后得斜齿轮弯曲应力为（415）YZMTCNGW3OS2计算二挡齿轮9,10的弯曲应力N54380,617836290,22TTYZMPA1COS7KYMZNW894628328CN同理，三挡齿轮5,6的弯曲应力MPA7830COS2526636535KYMZTNW四挡齿轮3,4的弯曲应力PA432COS21434434KYMZTNW常啮合齿轮1,2的弯曲应力买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098528MPA26189COS2053211KYMZTNW当计算负荷施加到变速器第一轴上的最大扭矩时,所述的啮合齿轮和乘用车的高齿轮是允许的,并且允许应力在的范围内。符合要求。A5018图44齿形系数图（假定载荷作用在齿顶，）201F453轮齿接触压力416BZGJDBET1COS4180式中轮齿的接触应力MPA；J、主、从动齿轮节点处的曲率半径MM，直齿轮、，ZBSINZRSINBR斜齿轮、；2COSINZR2COSINBR弹性模量206104NMM2E、主、从动齿轮节圆半径MM。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计ZRB2/MAXET算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表41。J表41变速器齿轮的许用接触应力买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098529MPAJ齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡130014006507001、计算一挡齿轮9，10的接触应力M6023SIN187910DBZMPA42187COS41805191002909319BZJBZJDBET2、计算二挡齿轮7，8的接触应力MPA591206820COS418034M432680COS/IN21787873727BZJBZJBZDBETD同理，3三挡齿轮5，6的接触应力MPA51097M82365JBZ4、四挡齿轮3，4的接触应力PA429708M43JBZ买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985305、常啮合齿轮1，2的接触应力MPA549103M7622JBZ6、倒挡齿轮11，12，13的接触应力MPA031579624M73132JJBZ454各挡齿轮的受力计算计算各挡齿轮的受力一挡齿轮9，10的受力N7210293DTFT958102T673TAN9RF4N10T二挡齿轮7，8的受力9625373DTFTN1882T47539COSTAN87RF128T88R4730NTANF7A买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709853149730NTANF88A三挡齿轮5，6的受力253DTTN014762FT3852COSTAN65R401T66RFN329TAN5A866T五挡齿轮3，4的受力01241790233DTFTN68424T3502COSTAN43RF198T44RN5730TAN3AF2644T常啮合齿轮1，2的受力7581DTFTN6902T53287COSTAN1RF买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流1972