【《某牵引车变速器主要参数的选择分析案例》3500字】

某牵引车变速器主要参数的选择分析案例1.1中心距A对于一些中间轴式的变速器牵引车，将其中间轴与第二轴线之间的距离的值称为牵引车变速器的中心距离A。对于一些双轴式牵引车的传动变速器，牵引车的传动输入的主轴和第二条轴线输出的主轴其中心轴间距离的值称为双轴牵引车传动变速器的中心距离A，它也是一个很重要的传动基本参数，其主轴尺寸差的大小不仅因为取决于单轴牵引车传动变速器主轴尺寸的多少，还因为受到了机械冲击的抑制作用。齿轮的主轴中心距越小，齿轮之间的接触应力就越大，齿轮的寿命也就越短。所以最小压力容忍范围允许的中心接触距离就认为应该靠必要的接触压力强度标准来确定。牵引车的转向传动轴承也可以直接通过一个孔的轴承直接固定安装在轴承外壳上，从而对轴承的中心布置和传动防止考虑需更细致，因为两个孔在轴承上的孔之间相同或者两个垂直面和水平面之间的传动距离太小，所以不能完全考虑到直接影响两个轴承孔在外壳的传动强度，考虑到轴承中心间距要大一些。另一块较小的移动齿轮使之不能够接受太少长度限制，对中心移动距离的控制需求也相对应该比较大。另外每当牵引车的齿轮变速器安装在偏转中心节点位置的齿轮，如果偏转中心太小而且就无法直接增加整个牵引车齿轮变速器的偏转中心位置长度，因此齿轮轴的传动刚度就可能会大大变弱，齿轮间的啮合也就可能会大大变差[12]。对于中间轴型的初次选取中心距A时，依据下列公式进行选取：（3-1）式中，为中心距；为中心距系数，商用车取；为发动机的最大转矩；为牵引车变速器一挡传动比；为牵引车变速器传动效率，取。分析该车发动机及相关参数：该车为15吨的牵引车。按下试计算轮胎半径：按最大爬坡度计算(3-2)其中λ=0.10-0.12；取λ=0.11代入数据得50.2666cm其中K＝9.5；＝786Nm；＝7.64挡传动比：参考依据其他车型：主减速器传动比为；取。(3-3)试中：m为汽车轻质量m=15000Kg，g为轻力加速度，为发动机最大转矩，主减速器传动比为，道路最大阻力系数等于，rs为驱动轮滚动半径，ηT为牵引车传动系效率。代入数据得≥5.525。依据车轮与路面附着条件来选取一档传动比：(3-4)为汽车满载时静止于水平路面驱动桥给路面的载荷，参考同类车型=12000Kg，道路附着系数，计算时取，在此取0.8。代入数据得8.048；其他个档传动比按等比数列来分配：则=2\*ROMANII=4.27；=3\*ROMANIII=2.60；=4\*ROMANIV=1.59；=5\*ROMANV=1。把一档的传动转矩乘以代入牵引车的中心差值公式来计算牵引车的变速器的中心差：A=170.34mm圆整后取A=170mm。1.2齿轮参数的选取1.2.1模数齿轮模量是一个微小的参数，他会影响许多因素，例如齿轮的强度、齿轮的质量、齿轮工作的噪声、齿轮加工的工艺等。在牵引车传输中心相同的条件下，选取小的模数，可以大幅度增加牵引车齿轮和传动齿数，同时增加模数可以大幅度增加均匀性，减少牵引车的噪音，因此为了有效地减少噪声，我们应合理地降低模数，并且可以幅度地增加牵引车的齿宽;为了能够使其质量更小，应该尽可能地增加模量，同时尽可能地减小传动齿宽;从传动技术的角度分析来看，齿轮是否应该由传动齿轮决定，而从传动强度的角度分析来看，有不同的规模和重量，减少牵引车齿轮的工作噪音相对较轻。终上所述，牵引车的齿轮模数相对来说应该选取小的。表3－1牵引车变速器齿轮法向模数mn车型乘用车的发动机排量卡车的最大总质量1.0<V1.661.6<V2.556.0<14.0>14.0模数 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn(3-5)其中=786Nm，可得出mn=4.34mm。一档直齿轮的模数m(3-6)通过计算m=5.92mm。由于我们设计的牵引车的总质量为15000Kg，其>14.0，所以参照表3-1选取mn=4.5mm；m=6.0mm。1.2.2齿形、压力角、螺旋角和齿宽牵引车的齿轮和变速器传动齿轮的扭矩、压力角、螺旋度均在表3-2中进行选择。表3-2汽车牵引车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角车型（项目）齿形压力角α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形一般卡车规定的标准齿形20°20°-30°轻型车同上低档、倒挡齿轮，小螺旋角例如灯与压力表的夹角小时，亮度大、透光性良好、噪音低。而且不仅当机械压力与应力的夹角很大时，可以有效改善齿轮弯曲和齿轮表面的机械接触应力强度。在车上为了更好地有效增加灯光亮度已经大大减少了一些噪音，少了一点;在2005年牵引式柴油卡车上为了有效地大幅提高两个倒挡传动齿轮的转向传动力和承载能力而已经采取一些较大的，在2005年牵引式柴油卡车自动换档变速器的总体设计标准文件中，倒挡传动齿轮的转轴压角α和α也都取25°，其余两个倒挡齿轮的转轴压角α和α为20°，同步器的齿轮压角α和α也都取30°，斜倒挡齿轮的传动螺旋桨压角α和β也都取25°。可参见表3-3。我们应当特别关注的就是：螺旋齿轮与中间轴之间的螺旋角度应当正确选择，这样可以有效的抵消中间轴向力。由此可知中间轴上的全部螺旋齿轮都允许是右转转动的，第一轴和第二轴上的螺旋齿轮用轴承覆盖轴承来支撑。其齿轮的宽度b的多少和大小直接决定了齿轮的承载能力,b的增加，齿轮的承载能力相应的也会随之增加。但是依据本次实验结果，在齿宽比增加至一定数量值之后，齿轮的承受能力就会因为不均衡的载荷分布而有所降低。因此为了确保其齿轮传动的强度，尽量选择较小的传动齿宽，以有效地减轻牵引车的重量，缩短其轴向尺寸。通常会根据不同的齿轮模量系数的尺寸和长度来决定哪一种齿宽：直齿；斜齿。第一和二轴往往与啮合式传动齿轮副相同，其之间的接触关联系通常数值较小，这样就可能会大大使得二轴接触式导线的传动长度由小变大，接触应力大大减少，以便于有效提高传动齿轮副在传动时的平稳性及有效延长传动齿轮的使用寿命。本次设计直齿轮斜齿轮1.2.3齿轮变位系数的选择原则换挡连杆机构本身就是采用齿轮传动装置自行设计的轻型换挡连杆。如果需要使用这种新型可变式滑动齿轮，除了可以减少滑动齿轮以外和避免外力对齿轮根部的切割、离心的工作中央外，还要尽可能直接影响另一到两个齿轮在正常工作时所需要使用的平滑度，耐磨性，抗压和胶合力的能力及两个齿轮间的较大啮合力和噪音。换档主要分为两种基本类型：高度式位移和倾角式位移，高可变式啮合齿轮对的某一对可变啮合式齿轮位移系数的总和均值等于零。高度的变化会增加一个小齿轮的牙根强度，使其能够达到接近较大齿轮的强度水平。高度可变式齿轮对的缺陷。将导致不可能同时提高一对齿轮的驱动力强度，难以降低工作噪声。角位移的齿轮对位移关系的总量之和应该不等于零，而且角位移既有较好排水水位的优势又避免了它们的缺陷。与安装在中央轴和二轴上的多对齿轮相结合的牵引车变速器，通过所需要的齿轮百分比来保证。为了保证从同一个齿轮的中心移动距离，那么这个齿轮就应该向前移位。对于倾斜式的齿轮则可通过选择合理的螺旋角，从而实现齿轮与中心的距离。我在进行设计时，就需要考虑到使用角度位移式的齿轮机械手来确保中心距离。1.3各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算根据牵引车的中心距离，齿轮模量之后和螺旋角之后，可以按照牵引车变速器的传动次数，传动对比和传动计算方案来分配每一个档位的传动齿数。我们必须特别关注的一点就是各个齿轮的转矩数都应该尽量减少，以使磨损的齿面均匀。一档和倒档分别使用直径的齿轮，其余部分则使用斜齿轮。1.1.1.确定一档齿轮参数及传动比：一档传动比：(3-7)为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和：(3-8)其中；故有=56.78卡车牵引车变速器一档直齿轮的最小齿数为12-14，此处取=13，则可得出=44。图3-1五档牵引车变速器示意图依据上面我选的A、m计算出的一个数并不是一个零的整数，将其进行调整并得到一个几乎完全是零的整数后，从式(3-8)我们可以明显看出其中的离心距已经开始有了很大的幅度变化，这时我们就认为应及时将齿轮的中心变位和距系数式中逆转而计算下去首先计算一个轮与中心离的距系数，在依据计算方法对于进行修正后的这个中心距作为以后我们进行系数计算的参考依据。这里修正为，则根据式（3-8）反推出。1.1.2.确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比:（3-9）由已知数据可知Z2/Z1=2.2573而常啮合式齿轮在其中心差距与单档齿轮在其中心差距应等(3-10)由此：(3-11)由已知计算出得知：β=25°。与联立可得：=21.146=21、=47.733=48。根据式可算出一档实际传动比为：根据式可算出：1.1.1.确定其他档位齿数二档传动比(3-12）而=2\*ROMANII=4.27由已知数据可知：Z7/Z8=1.868对于斜齿轮：(3-13）故有：Z7+Z8=69（3-12）联立（3-13）得：：，。按上面的方法可分别计算出：三档齿轮：，，四档齿轮：，1.1.4.确定倒档齿轮的齿数一般工况下，倒档的传动比会比一档传动比大小相差不大，在本设计中倒档传动比取。中间轴上倒档传动齿轮的齿数取。而通常情况下，倒档轴齿轮取，此处取。由(3-14)可计算出Z11=34。故可得出中间轴与倒档轴的中心距（3-15）=108mm而倒档轴与第二轴的中心：