貨車五檔手動變速器設計【含12張CAD圖紙、說明書】

貨車五檔手動變速器設計,指導老師： 學生:,變速器設計的意義和背景,發(fā)動機的扭矩、轉速與汽車牽引力、車速要求之間的矛盾，靠汽車的內(nèi)燃機本身是無法解決的。,汽車在某些情況下，如進出停車場或倒向行駛，發(fā)動機不能倒轉工作，因此在變速器上設立倒檔。,當前變速器的發(fā)展方向,1摩擦傳動CVT 2液力傳動 3電控機械式自動變速器 4齒輪無級變速器,傳動方案的設計,兩軸式變速器與三軸式變速器的比較： 1徑向尺寸 2壽命 3效率 齒輪的安排要求： 1整車的布置 2駕駛員的習慣 3提高傳動效率 4改善受載狀況,傳動方案設計,換檔的方式 1滑動齒輪 2嚙合套齒輪 3同步器換檔 倒檔結構方案及倒檔軸的位置,變速器軸的設計,設計要求：轉矩、彎矩應滿足強度、剛度要求。 注意問題：結構形狀、直徑、長度、軸上花鍵類型和尺寸。,變速器軸的設計,軸的受力分析 先分析第二軸，然后依次是中間軸、第一軸 右圖為第二軸受力,變速器軸的設計,中間軸受力分析圖 第二軸受力分析,變速器軸的設計,強度要求：選用在第一軸上的轉矩Memax計算，低檔時不低于400Mpa 剛度要求：第二軸不得大于0.130.15mm,兩軸分離不得大于0.2mm,變速器齒輪的設計,常見的齒輪失效形式： 1輪齒折斷 2齒面點蝕 3齒面膠合,變速器齒輪的設計,模數(shù)的選取原則： 為了減少噪聲應合理的減小模數(shù)，增加齒寬； 從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同種模數(shù)，從強度方面考慮，各檔齒輪應由不同的模數(shù)； 相嚙合的齒輪模數(shù)相同。,變速器齒輪的設計,壓力角：齒輪的壓力角一般選用20度，同步器和嚙合套的接合齒壓力角選用30度。 螺旋角：斜齒輪在變速器中廣泛應用，注意平衡軸向力，以減少軸承負荷。一般在2234度之間。,變速器齒輪的設計,各檔齒數(shù)的分配 右圖為傳動示意圖,變速器齒輪的設計,常用齒輪材料 鍛鋼 鑄鋼 鑄鐵 非金屬材料,變速器齒輪的設計,齒輪的接觸強度校核：,變速器齒輪的設計,齒輪彎曲強度計算： 直齒輪應力計算公式 斜齒輪計算公式,同步器的設計,常見同步器的形式： 1常壓式 2慣性式 3慣性增力式 右圖為鎖銷式同步器,同步器設計,鎖環(huán)式同步器,同步器設計,同步器的主要參數(shù)： 1摩擦系數(shù)f 2錐面半推角68度 3摩擦錐面平均半徑 4錐面工作長度 5同步環(huán)徑向厚度 6鎖止角2642度 7同步時間t:高檔0.30.8s;低檔11.5s,操縱機構,變速桿的布置位置 鎖止裝置,操縱機構,倒檔鎖止裝置,謝謝!,謝謝評委老師，您們的意見是我以后學習的寶貴財富！,貨車五檔手動變速器設計摘 要三軸式變速器由于具有體積小、原理簡單、工作可靠、操縱方便等優(yōu)點，故在大多數(shù)汽車中廣泛應用。本次設計的目的主要是基于對機械原理、機械設計、AutoCAD等知識的熟練運用和掌握，同時運用汽車構造、汽車設計、材料力學、互換性測量等學科知識，對三軸式變速器的各部件進行設計。首先，本文將概述汽車變速器的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，介紹變速器領域的最新發(fā)展狀況。其次，本文將對不同的變速器傳動方案進行比較，選擇合理的結構方案進行設計。再次，本文重點對變速器的兩種重要部件軸和齒輪進行受力分析,強度、剛度的校核計算，以及為這些元件選擇合適的工程材料及熱處理方法。最后，本文將對變速器換檔過程中的重要部件同步器以及操縱機構進行闡述，講述同步器的類型、工作原理、設計方法以及重要參數(shù)。在附錄中，本文還將給出進行計算的必要公式、表格及圖形，供參考之用。關鍵詞：變速器，同步器，軸，齒輪 AbstractThree-shaft transmission is widely used most vehicle for its particular advantages ,such as small dimension ,simply theory ,good stability, conveniently operation .The purpose of my paper is based on the skillful of using mechanic theory ,mechanic design, AutoCAD. Meanwhile, my paper is incorporated structure of vehicle, design of vehicle, mechanic of materials, and survey of interchangeability. I will design the parts of three-shaft transmission.At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment.At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer.At the supplement, I will write some thing like formula, tableau graph and so on. It may be helpful for the future design.Key words: Transmission, Synchronizer, Shaft, Gear目 錄1 緒論11.1變速器的設計意義及背景11.2變速器的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢2 1.3變速器的設計方法和研究內(nèi)容52 變速器結構方案的設計62.1兩軸式和三軸式變速器62.2齒輪安排72.3換檔結構方式82.4倒檔的結構方案及倒檔軸的位置.83 變速器軸的設計.103.1軸的設計.103.2軸的受力分析與校核計算.134 變速器齒輪的設計.214.1齒輪傳動的失效形式.214.2 變速器齒輪設計步驟224.3各檔齒輪齒數(shù)的分配.264.4 齒輪的材料及其選擇原則314.5圓柱齒輪強度的簡化計算方法.335 同步器設計.395.1慣性式同步器.395.2同步器工作原理.425.3同步器的主要參數(shù)的確定.426 變速器操縱機構.466.1操縱機構的功用.466.2 換檔位置圖466.3變速桿的布置.466.4鎖止裝置.47結論.51致謝.52參考文獻.53附錄.541 緒論1.1變速器的設計背景及目的現(xiàn)代汽車的動力設置，幾乎都采用往復活塞式內(nèi)燃機。它具有體積小，質(zhì)量輕，工作可靠，使用方便等優(yōu)點。但其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。 大家知道，汽車需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行駛。即使在平坦的柏油路上，汽車以低速等速直線行駛，也需要克服約占汽車總質(zhì)量1.5%的滾動阻力。 例如，NJ130汽車，滿載時總質(zhì)量為5360kg，其滾動阻力為800N左右。若需要滿載汽車在坡度為9%的道路上等速上坡行駛，僅上坡阻力就達4824N。如果用發(fā)動機直接帶動汽車驅(qū)動輪，則發(fā)動機需要發(fā)出2050Nm.的扭矩。而NJ130汽車發(fā)動機的最大扭矩只有205Nm，此時，所產(chǎn)生的最大牽引力為482N，和上坡阻力相差10倍之多。顯然，如此小的牽引力，不僅不能上坡行駛，即使在平坦的道路上也不能行駛。 另一方面，NJ130汽車發(fā)動機，最大功率為51.5kW，此時曲軸的轉速為2800r/min。如發(fā)動機和車輪直接相連，則對應于該轉速所換算的汽車速度，竟達到458km/h.。顯然，這樣高的車速是不能實現(xiàn)的。 上述發(fā)動機的扭矩、轉速與汽車的牽引力、車速要求之間的矛盾，靠現(xiàn)代汽車的內(nèi)燃機本身是無法解決的。為此，在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器。既可使驅(qū)動車輪的扭矩增大為發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的若干分之一。 此外，汽車的使用條件頗為復雜，變化很大。如汽車的載貨量、道路坡度、路面好壞以及交通情況等。這就要求汽車的牽引力和車速具有較大的變化范圍，以及適應使用的需要。當汽車在平坦的道路上，以高速行駛時，可掛入變速器的高速檔；而在不平的路上或爬較大的坡道時，則應掛入變速器的低速檔。根據(jù)汽車的使用條件，選擇合適的變速器檔位，不僅是汽車動力性的要求，而且也是汽車燃料經(jīng)濟性的要求。例如，汽車在同樣的載貨量、道路、車速等條件下行時，往往可掛入較高的變速器檔位，也可掛入較低的檔位工作。此時只是發(fā)動機的節(jié)氣門開度和轉速或大或小而已，可是發(fā)動機在不同的工況下，燃料的消耗量是不一樣的。一般變速器具有四個或更多的檔位，駕駛員可根據(jù)情況選擇合適的檔位，使發(fā)動機燃料消耗量減小。 汽車在某些情況下，如進出停車場或車庫，或在較窄的路上掉頭等需要倒向行駛。然而，汽車發(fā)動機不能倒轉工作，因此在變速器設立倒檔。此外，變速器還設有空檔，可中斷動力傳遞，以滿足汽車暫時停止行駛和對發(fā)動機檢查調(diào)整的需要。 對變速器的要求。除一般便于制造、使用、維修以及質(zhì)量輕、尺寸緊湊外，主要還有以下幾點：1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)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。 8）變速器的工作噪聲低。1.2國內(nèi)外研究狀況及成果現(xiàn)代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足人們的需要。從40年代初，美國成功研制出兩擋的液力-機械變速器以來，自動變速器技術得到了迅速發(fā)展。80年代，美國已將液力自動變速器作為轎車的標準裝備。1983年時，美國通用汽車公司的自動變速器裝車率已經(jīng)達到了94%。近些年來，由于電子技術和電子計算機技術的發(fā)展，自動變速器技術已經(jīng)達到了相當高的水平。自動變速器與機械式變速器相比，具有許多不可比擬的優(yōu)勢：提高發(fā)動機和傳動系的使用壽命；提高汽車的通過性；具有良好的自適應性；操縱更加方便。目前，國內(nèi)變速器廠商都朝無級變速器和自動變速器方向發(fā)展，國內(nèi)現(xiàn)已有好幾款轎車已經(jīng)應用上無級變速器，而重型汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開。汽車行駛的速度是不斷變化的，這就要求汽車的變速器的變速比要盡量多，這就是無級變速(Continuously Variable Transmission簡稱CVT) 。盡管傳統(tǒng)的齒輪變速箱并不理想，但其以結構簡單、效率高、功率大三大顯著優(yōu)點依然占領著汽車變速箱的主流地位。 在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。這是汽車的無奈和缺憾。但是,人們始終沒有放棄尋找實現(xiàn)理想汽車變速器的努力,各大汽車廠商對無級變速器(CVT)表現(xiàn)了極大的熱情，極度重視CVT在汽車領域的實用化進程。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器的研究的終極目標。 圍繞汽車變速箱四個研究方向，各國汽車變速器專家展開了激烈的角逐。 1 摩擦傳動CVT 金屬帶式無級變速箱(VDT-CVT)的傳動功率已能達到轎車實用的要求，裝備金屬帶式無級變速箱的轎車已達100多萬輛。據(jù)報道：大排量6缸內(nèi)燃機（2.8L）的奧迪A6轎車上裝備的金屬帶式無級變速箱Multitronic CVT ，能傳動142kw（193bhp）功率，280Nm扭矩。這是真正意義的無級變速器。 另一種摩擦傳動CVT(名為Extroid CVT)是滾輪轉盤式。日產(chǎn)把它裝在概念車XVL上首次于去年東京車展展示，新款公爵(Cedric)車也裝用這種CVT?？膳c3L以上排量的大馬力內(nèi)燃機(XVL的引擎輸出為330Nm/194kw)搭配使用，可謂汽車變速箱發(fā)展史上又一重要進步。 從V形橡膠帶CVT到V型金屬帶CVT再到滾輪轉盤式CVT，摩擦傳動CVT的研究已持續(xù)了整整一個世紀，盡管摩擦傳動無級變速器的發(fā)展已經(jīng)達到很高的水平，也已經(jīng)裝備上汽車達到了實用的水平。但齒輪變速箱依然占據(jù)著半壁河山，這至少說明了四個問題：（1）無級變速（CVT）是汽車變速箱始終追逐的目標。（2）摩擦傳動CVT實現(xiàn)大功率的無級變速傳動是極為困難的。（3）摩擦傳動CVT傳動效率低是必然的。（4）摩擦傳動CVT的效率，功率無法與齒輪變速相比。 2 液力傳動 人們經(jīng)常把液力自動變速器（AT）和無級變速器（CVT）兩個概念混為一談。實際上這兩種變速器工作原理完全不同。液力自動變速器免除了手動變速器繁雜的換檔和腳踩離合器踏板的頻繁操作，使開車變得簡單、省力。但是, 液力自動變速器（AT）不是無級變速，是有級變速的自動控制，沒有從根本上滿足汽車對變速器的要求。從原始橡膠帶無級變速箱到現(xiàn)代金屬鏈無級變速箱、滾輪轉盤式CVT，百年大回轉說明：無級變速箱是汽車變速箱的最終歸屬，液力自動變速器只不過是一種過渡產(chǎn)品。 3電控機械式自動變速器 電控機械式自動變速器(Automated Mechanical Transmission簡稱AMT)和液力自動變速器（AT）一樣，不是無級變速器，是有級變速器的自動換檔控制。其特點是機械傳動部分沿用了傳統(tǒng)的有級變速箱，但控制參量太多，實現(xiàn)自動控制相當困難。 4齒輪無級變速器 齒輪無級變速器（Gear Continuously Variable Transmission）這是一種全新的設計思想，是利用齒輪傳動實現(xiàn)高效率、大功率的無級變速傳動。 據(jù)最新消息：一種齒輪無級變速裝置(Gear Continuously Variable Transmission簡稱G-CVT)已經(jīng)試制成功，并已經(jīng)進行了多次樣機試驗。齒輪無級變速裝置結構相當簡單，只有不足20種非標零件，51個零件，生產(chǎn)成本甚至低于手動變速箱。預計今年進行裝車試驗。 齒輪無級變速器的優(yōu)勢表現(xiàn)為：（1）傳動功率大，200KW的傳動功率是很容易達到的；（2）傳動效率高，90%以上的傳動效率是很容易達到的；（3）結構簡單，大幅度降低生產(chǎn)成本，相當于自動變速箱的1/10；（4）對汽車而言，提高傳動效率，節(jié)油20%；（5）發(fā)動機在理想狀態(tài)下工作，燃料燃燒完全，排放干凈，極大的減少了對環(huán)境的污染。1.3變速器的設計方法和研究內(nèi)容在本次設計中，由于是對傳統(tǒng)的變速器進行改進性設計，我們在設計中參考了東風汽車有限公司生產(chǎn)的EQ1090E和一汽集團的CA10兩種類型的中型貨車的變速器，采用了鎖環(huán)式同步器與鎖銷式同步器相結合的換檔方式。在設計中，我們除了對汽車變速器的結構進行了合理的布置外，還運用了材料力學、機械原理、機械設計等知識，對變速器的重要零件軸和齒輪進行受力分析，強度、剛度的校核，以及為這些零件選擇合理的工程材料和熱處理方法，同時也為變速器選擇合理的同步器和操縱機構。在設計的初期，我們專門去東風公司的特約維修站參觀汽車的整體構造尤其是變速器的各部件的功用；在設計的第二階段，通過參考以上提及的兩種類型的變速器，對變速器進行整體結構布置，校核軸和齒輪的強度、剛度，選擇材料和熱處理方法；在第三階段的主要任務是繪制變速器的裝配圖和重要的零件圖，確定個零件的精度等級及其它參數(shù)；最后，是對整體論文的編寫整理整個設計過程中的各種資料，以及對前期設計中的錯誤做出修改。2 變速器結構方案的設計目前，汽車上采用的變速器結構形式是多種多樣的，這是由于各國汽車的使用、制造、修理等條件不同，也是由于各種類型汽車的使用要求不同所決定的。盡管如此，一般變速器的結構形式，仍具有很多共同點。各種機構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨主觀和客觀條件的變化而變化。因此，設計人員應深入實際，收集資料，調(diào)查研究，對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產(chǎn)品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案。2.1兩軸式和三軸式變速器現(xiàn)代汽車大多數(shù)采用三軸式變速器。兩軸式變速器只用于發(fā)動機前置、前輪驅(qū)動或發(fā)動機后置、后輪驅(qū)動的轎車上。究竟采用哪種形式，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下三個方面：2.1.1變速器的徑向尺寸兩軸式變速器的前進檔均由一對齒輪傳遞動力。當需要大的傳動比時，需將主動齒輪做得小些，而將從動齒輪做得大些，因此兩軸的中心距和變速器殼體的相關尺寸也必然增大。而三軸式變速器由兩對齒輪傳遞動力，在同樣傳動比的情況下，可將大齒輪的徑向尺寸做得小些，因此中心距及變速器殼的相關尺寸均可減小。2.1.2變速器的壽命兩軸式變速器的低檔齒輪幅大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多，因此小齒輪的壽命比大齒輪的壽命短。三軸式變速器各前進檔（除直接檔），均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，工作循環(huán)次數(shù)和壽命也比較接近，用直齒輪工作時，因第一軸與第二軸直接連接在一起，齒輪只是空轉，并不傳遞動力，故不影響齒輪的壽命。2.1.3變速器的效率兩軸式變速器雖然可以由等于1的傳動比，但仍要經(jīng)過一對齒輪傳遞動力，因此用功率損失。而三軸式變速器可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，這種動力傳遞方式幾乎無功率損失，且噪聲較小。轎車、尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，這樣可將變速器和主傳動器組成一個整體，使傳動系的結構緊湊，汽車得到較大的有效空間，便于汽車的總體布置。因此，近年來在歐洲的轎車中采用的比較多。2.2齒輪安排各齒輪副的相對安裝位置對于整個變速器的結構布置有很大的影響。各檔位置的安排應考慮以下四個方面：2.2.1整車總布置根據(jù)整車的總布置，對變速器輸入軸和輸出軸的相對位置和變速器的輪廓形狀以及換檔機構提出要求。2.2.2駕駛員的使用習慣有人認為人們習慣于按檔的高低順序，由左到右或由右到左排列來換檔。但是也有人認為應該將常用檔位放在中間位置。值得注意的是倒檔，雖然他是平常換檔序列之外的一個特殊檔位，然而卻是決定序列組合方案的重要環(huán)節(jié)。按習慣，倒檔最好與序列不接合。否則，從安全角度考慮，將倒檔與一檔放在一起較好。在五檔變速其中，倒檔與序列接合與不接合兩者比較，前者在結構上可省去一個撥叉和一根變速滑桿，后者的布置適當，則可使變速器的軸向長度縮短。2.2.3提高平均傳動效率為提高平均傳動效率，在三軸式變速器中，普遍采用具有直接檔的傳動方案，并盡可能地將使用時間最多的檔位設計成直接檔。2.2.4改善齒輪受載狀況各檔齒輪在變速器中的位置安排，應考慮齒輪的受載狀況。承受載荷大的低檔齒輪，一般安置在離軸承較近的地方，以較小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。變速器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高檔齒輪安排在離兩支撐較遠處較好。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角較小，故齒輪的偏載也小。2.3換檔結構方式目前汽車上的機械式變速器采用的換檔結構形式有三種：2.3.1滑動齒輪換檔通常是采用滑動直齒輪進行換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的?；瑒又饼X輪換檔的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換檔使齒面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用在倒檔上。2.3.2嚙合套換檔用接合套換檔，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合斜齒輪。而斜齒輪上另外有一部分做成直的結合齒，用來與嚙合套向嚙合。這種結構具有斜齒輪的傳動優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換檔時沖擊力集中在12個輪齒上的缺陷。因為在換檔時，有嚙合套以及相嚙合的結合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以嚙合套和結合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。它的缺點是增大了變速器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。2.3.3同步器換檔現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器。使用同步器可減輕結合齒在換檔時引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經(jīng)濟性和縮短換檔時間等優(yōu)點，從而改善了汽車的加速性，經(jīng)濟性和山區(qū)行使的安全性。其缺點是零件增多，結構復雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環(huán)磨損大，壽命低。但是近年來由于同步器的廣泛使用，受命問題已解決。上述三種換檔方案，可同時用在同一變速器中的不同檔位上。一般考慮原則是不常用的倒檔和一檔采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式。對于常用的檔位則采用同步器或嚙合套。2.4倒檔的結構方案及倒檔軸的位置倒檔齒輪的結構及其軸的位置，應與變速器的整體結構方案同時考慮。在結構布置上，要注意在不掛入倒檔時，不能與第二軸齒輪有嚙合情況。換倒檔時能順利換入倒檔，而不和其它齒輪發(fā)生干涉。在轎車和其它輕型汽車中，經(jīng)常只采用一個倒檔齒輪，結構較簡單。載貨汽車由于需要較大的倒檔傳動比，則多采用由兩個齒輪組成的齒輪組。為縮短變速器的軸向尺寸充分利用空間。但一檔和倒檔需各用一根變速滑桿，這比通常的換檔機構多用一根變速滑桿和撥叉，使變速器的上蓋結構變得復雜。倒檔齒輪安排在變速器的左側或右側，關系到操縱桿撥動的方向和倒檔軸的受力狀況。掛倒檔時，操縱桿向左側撥動，比較符合習慣要求。但此時倒檔齒輪需安排在右側，這是倒檔軸的軸向承受較大的作用力。反之，操縱桿向右側，雖不符合習慣，但可以減輕倒檔軸的負荷。3 變速器軸的設計3.1軸的設計3.1.1軸的功用及其設計要求 變速器在工作是承受力扭矩、彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的鋼的不足，在負荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。這一點很重要，與其它零件的設計不同。設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結構形狀，軸直徑、長度、軸的強的和剛度，軸上花鍵型式和尺寸。軸的結構主要依據(jù)變速器結構布置的要求，并考慮加工工藝，裝配工藝而最后確定。3.1.2軸的尺寸軸的直徑與支承跨度長度之間關系可按下式選取：第一軸及中間軸：=0.160.18 （3-1）第二軸： =0.180.21 （3-2）第二軸及中間軸最大軸徑： （3-3）第一軸最細處： （3-4）第一軸花鍵部分直徑 ： （3-5） 式中：發(fā)動機最大扭矩，變速器中心距，有相關手冊查得：353中心距經(jīng)驗公式：（）取中心距=126.23.1.3軸的結構設計軸的結構形狀應保證齒輪、同步器部件及軸承等安裝、固定。并與工藝要求有密切關系。在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發(fā)動機飛輪內(nèi)腔的軸承上。其直徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。公差一般選。第一軸花鍵尺寸與離合器從動盤轂內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸的長度根據(jù)離合器總稱軸向尺寸確定。確定第一軸后徑時，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，便于裝拆第一軸。第二軸前頸通過軸承安裝在第一軸常嚙合齒圈的內(nèi)腔里，它受齒輪徑向尺寸的限制，前軸頸上安裝長或短圓柱滾子軸承或滾針軸承或散滾針軸承。第二軸安裝同步器齒轂的花鍵采用漸開線花鍵，漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，定位性能好，承載能力大，花鍵齒短，其小徑相應增大，可提高軸的剛度。選用漸開線花鍵是以大徑定心更合適。第二軸各檔齒輪與軸之間有相對旋轉運動，因此，無論裝滾針軸承、襯套還是鋼件對鋼件直接接觸，軸的表面粗糙度均要求很高，不應低于0.8。表面硬度不應低于HRC5863。在一般情況下軸上還應開螺旋油槽，以保證充分潤滑。在低檔時，齒輪須軸向滑動掛擋（有些變速器）齒輪處，軸上花鍵采用矩形花鍵，因為掛擋時，齒輪須軸向滑動，要求定中心好滑動靈活。所以除要求定中心的外徑磨削外，一般鍵齒側面也需要磨削，而矩形花鍵鍵側面磨削比漸開線花鍵容易。第二軸制成階梯式，便于齒輪安裝，從受力和合理使用材料看，這也是需要的。各截面尺寸要避免相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽產(chǎn)生應力集中，易造成軸折斷。輕型汽車變速器各檔位常用彈性擋圈軸向定位，彈性擋圈定位簡單，但拆裝不方便，并且與旋轉件端面有相對摩擦，同時彈性擋圈亦不能傳遞很大的軸向力，這是很不利的。因此只在輕型汽車上采用。第二軸尾端螺紋不應淬硬。輕型汽車（尤其是轎車）為了縮短傳動軸的長度，常常將第二軸做得很長，在長的后體設有輔助支承。有些變速器低檔、倒檔或超速檔傳動往往不只在后體上。變速器中間軸有旋轉式和固定式兩種：固定式中間軸是根光軸，近期支撐作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結構保證。軸和寶塔齒輪之間用滾針軸承、或短圓柱滾子軸承。軸常輕壓于殼體中。因此光軸有兩種配合公差的軸徑。固定式中間軸用鎖片或雙頭螺柱固定。輕型汽車的中心距較小，殼體上無足夠位置設置滾動軸承和軸承蓋。因而多采用固定式中間軸。旋轉式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上，一般軸向力常由后軸承承受。由于中間軸上一檔齒輪尺寸較小，常和軸做成一體，成為中間齒輪軸，而高檔齒輪則通過鍵或過盈配合與中間軸結合，以便齒輪損壞后更換。如結構尺寸允許，應盡量用旋轉式中間軸而不用固定式中間軸。我這次設計的中型貨車的變速器就是采用的旋轉式中間軸。中間軸的前軸承運用圓柱滾子軸承，從前之后依次是常嚙合齒輪，四檔齒輪，三檔齒輪，二檔齒輪，一檔齒輪由于尺寸較小，就與中間軸制成一體，并且中間軸一檔也和倒檔齒輪嚙合，后軸承使用球軸承，軸后端用螺紋鎖緊，再加后軸承改其定位密封作用。3.1.4接合器設計 設計接合器時主要考慮三個問題：接合器強度、尺寸；換檔方便，不允許自行脫檔等。接合器參數(shù)選擇,接合器采用漸開線齒線，齒形參數(shù)應盡量按漸開線花鍵標準選取?；ㄦI模數(shù)依使用條件、傳遞的最大扭矩與同類汽車比較選取。近似公式如下： （3-6）式中：-接合齒模數(shù)，mm -接合齒圈齒數(shù) -接合齒圈傳遞最大扭矩，當嚙合套工作寬度b=1116時，系數(shù)c取0.19-0.34；b=47時，c取0.13-0.19。計算的模數(shù)最后按標準確定 。一般推薦，對轎車和輕型、中型貨車模數(shù)為2-3.5，重型貨車為3.5-5.0?？紤]到加工工藝，各檔接合器齒的模數(shù)應相同。齒面工作寬度初選可等于模數(shù)的2-5倍。一軸取模數(shù)為3.5，齒數(shù)為24。二軸鎖銷式同步器模數(shù)4，齒數(shù)24。3.2軸的受力分析與校核計算3.2.1軸的受力分析計算軸的強度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。這些力取決于齒輪上的作用力。不同檔位時，軸所受到的力及支承反力是不同的，須分別計算。齒輪上的作用力認為在有效齒面寬的中點。軸承上的支撐反力作用點，對于向心軸承取款度方向中點；對向心推力軸承，取滾動體負荷向量與軸中心線匯交點；對圓錐滾子軸承，取滾動體寬中點處滾動體中心線的法線與軸中心線的匯交點。3.1第二軸受力分析3.2第一軸受力分析3.3中間軸受力分析求支撐反力，先從第二軸開始，然后依次計算中間軸、第一軸。計算公式如下表若計算結果為正數(shù)，表示實際力的方向與圖示方向相同，若計算結果為負數(shù)，表示實際力的方向與圖示方向相反。表3-1軸的支撐力計算軸支點水平面內(nèi)支承反力垂直面內(nèi)支承反力二軸CD中間軸EF一軸BA3.2.2軸的強度計算由變速器結構布置并考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算。出不同檔位時的各支反力，可以計算軸的各截面的彎曲力矩：= （3-7）式中：支撐中心至計算斷面距離。確定危險斷面，取危險斷面處合成彎矩和扭矩最大值（因為各檔時彎矩圖不同）計算彎曲應力和扭轉應力以及合成應力。彎曲應力扭轉應力式中： 軸截面抗彎截面模數(shù)； 軸截面抗扭截面模數(shù)。圓截面：,花鍵軸按小徑計算。當發(fā)動機最大扭矩計算軸的強度時，其安全系數(shù)（按金屬材料的屈服極限計算）在510范圍內(nèi)選取。第一軸取上限，中間軸和第二軸取下限。具體計算如下表：表3-2齒輪受計算表斜齒輪直齒輪法向力圓周力徑向力軸向力0一軸與中間軸嚙合時的圓周力= = 4468.355N一軸與中間軸嚙合時的徑向力=4468.35520/25=1794.5N一軸與中間軸嚙合時的軸向力=4468.35520=1626.5N一檔時中間軸的扭矩=4468.3550.1734/2=387.4Nm=387400Nmm一檔時中間軸與二軸嚙合的圓周力=387.421000/58.5=13244.65N一檔時中間軸與二軸嚙合的徑向力=13244.65tan20=4820.65N因為一檔時中間軸與二軸嚙合是直齒輪，故軸向力為零。一檔時二軸的扭矩=13244.65193.9/2=1284069Nmm3.4一檔時二軸受力分析二軸C截面合成應力一檔時二軸的水平彎矩= =892.545Nm一檔時二軸的垂直彎矩=357.07 Nm合成彎矩=961.32Nm=961320 Nmm軸截面模數(shù) =0.000023385935=23385.935 =0.00004677187=46771.87 彎曲應力=41.1 MPa扭轉應力= 27.5 MPa合成應力=68.6MPa選用40Mn調(diào)質(zhì)加表面淬火處理。中間軸上B截面合成應力=762140.5 Nmm=326713.1 Nmm=829216.5Nmm軸截面模數(shù)=10187.6 =5093.8彎曲應力=81.4 MPa扭轉應力=76 MPa合成應力= =173.7MPa選用35SiMn調(diào)質(zhì)加表面淬火處理。3.2.3軸的剛度計算變速器軸的剛度用軸的撓度和轉角來評價，軸的剛度比其強度更為重要。變速器第二軸的剛度最小，第二軸齒輪處軸截面的總撓度不得大于0.130.15mm。（對于低檔齒輪處軸截面的總撓度，又于低檔工作時間較短，又接近軸的支撐點，因此允許不得大于0.150.25mm。）齒輪所在平面的轉角不應超過0.0012弧度；兩軸的分離不超過0.2mm。斜齒輪對軸和支撐的變形較直齒輪敏感。變速器剛度試驗表明，中心距的變化及齒輪的傾斜，不僅取決于周的變形，而且取決于支撐和殼體的變形。計算中間軸時，通常只計算與第二軸上齒輪相嚙合的齒輪處的軸截面的撓度。常嚙合齒輪副的撓度不必計算，因為距離支撐點較近，符合較小，撓度值不大。二軸C截面轉角及撓度=875796水平面內(nèi)轉角=3.10.0012水平面內(nèi)撓度 =3.95 mm垂直面內(nèi)撓度+ =+=0.75 mm=4.0 mm0.13 mm，符合要求。中間軸B截面轉角及撓度=574610水平面內(nèi)轉角 =+=3.35rad水平面內(nèi)撓度 =+=4.95mm垂直面內(nèi)撓度 + =+=2.6mm=5.59mm4 變速器齒輪的設計4.1齒輪傳動的失效形式汽車變速器的齒輪都是裝載經(jīng)過精確加工而且封閉嚴密的變速箱里，屬于閉式齒輪傳動。它與開式或半開式齒輪傳動相比，潤滑及防護等條件都要好得多。一般地說，齒輪傳動的失效主要是輪齒的失效，而輪齒的失效形式又是多種多樣的，較為常見的有輪齒折斷、齒面點蝕、齒面膠合等形式。至于齒輪的其它部分（如齒圈、輪輻、輪轂等），除了對齒輪的質(zhì)量大小需要嚴格限制外，通常指按經(jīng)驗設計，所定的尺寸對強度及剛度來說均較富裕，實踐中也極少失效。4.1.1齒輪折斷輪齒折斷有多種形式，在正常工況下，主要是齒根彎曲疲勞折斷，因為輪齒受載時，齒根處產(chǎn)生的彎曲應力最大，再加上齒根過渡部分的截面突變及加工刀痕等引起的應力集中作用，當輪齒重復收載后，齒根處就會產(chǎn)生疲勞裂紋，并逐步擴展，致使輪齒疲勞折斷。此外，在輪齒受到突然過載時，也可能出現(xiàn)過載折斷或剪斷；在輪齒經(jīng)過嚴重磨損后齒后過分減薄時，也會在正常載荷作用下發(fā)生折斷。在斜齒輪傳動中，輪齒工作面上的接觸線為一斜線，輪齒受載后，如有載荷集中時，就會發(fā)生局部折斷。如制造及安裝不良或軸的彎曲變形過大，輪齒局部受載過大時，即使是直齒輪，也會發(fā)生局部折斷。為了提高輪齒的抗折斷能力，可采取下列措施：1）用增大齒根過渡圓角半徑及消除加工刀痕的方法來減小齒根應力集中；2）增大軸及支撐的剛度，使輪齒接觸線上受載較為均勻；3）采用合適的熱處理方法使齒芯材料具有足夠的韌性；4）采用噴丸、滾壓等工藝措施對齒根表層進行強化處理。4.1.2齒面點蝕點蝕是齒面疲勞損傷的現(xiàn)象之一。在潤滑良好的閉式齒輪傳動中，常見的失效形式多為點蝕。所謂點蝕就是齒面材料在變化著的接觸應力作用下，由于疲勞而產(chǎn)生的麻點狀損傷現(xiàn)象。齒面上最初出現(xiàn)的點蝕僅為針狀大小的麻點，如工作條件未加改善，麻點就會逐步擴大，甚至數(shù)點連成一片，最后形成了明顯的齒面損傷。輪齒在嚙合過程中，齒面間的相對滑動起著形成潤滑膜的作用，而且相對滑動速度越高，潤滑也就越好。當輪齒在靠近接線處嚙合時，由于相對滑動速度低，形成油膜的條件差，潤滑不良，摩擦力較大，特別是直齒輪傳動中，通常這時只有一對齒嚙合，輪齒受力也最大，因此，點時也就首先出現(xiàn)在靠近節(jié)線的齒根面上，然后再向其它部位擴展。從相對意義上來說，也就是靠近節(jié)線處的齒根面抵抗點蝕的能力最差。提高接觸強度的措施，一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應力降低；另一方面是提高齒面硬度，如采用需用應力大的鋼材等。4.1.3齒面膠合對于高速重載的齒輪傳中，齒面間的壓力大，瞬時溫度高，潤滑效果差，當瞬時溫度過高時，相嚙合的兩齒面就會粘在一起，由于此時兩齒面又在相對運動，向粘結的部位即使撕破，于是在齒面上演相對滑動的方向形成傷痕，成為膠合。加強潤滑措施，采用抗膠合能力強的潤滑油，在潤滑油中加入極壓添加劑等，均可防止或減輕齒面的膠合。4.2 變速器齒輪設計步驟齒輪設計主要是對齒輪參數(shù)的選取4.2.1模數(shù)的選取遵循的一般原則：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，增加齒寬；為使質(zhì)量小，增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒數(shù)應有不同的模數(shù)。減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選??；對貨車，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數(shù)。低檔齒輪應選大些的模數(shù)，其他檔位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換檔。4.2.2壓力角壓力角較小時，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。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。變速器齒輪用20,嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30。4.2.3螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意它對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一擋和倒擋設計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因為這些擋位使用得少，所以也是允許的)，而此時第二軸則沒有軸向力作用。 根據(jù)圖4.1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件 ； （4-1） 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 （4-2）式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2為軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為圓周力r1，r2為節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。圖4.1中間軸軸向力的平衡 最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：兩軸式變速器為 2030中間軸式變速器為 2234貨車變速器：1834 4.2.4齒寬b 應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。 考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應力增加。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。 通常跟據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。 直齒：b=KCm, KC為齒寬系數(shù)，取為4.58.0 斜齒：b= KCmn，KC取6.08.5第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，KC可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。4.2.5變位系數(shù)的選擇原則齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象?？傋兾幌禂?shù)越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。根據(jù)上述理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。齒輪可與軸設計為一體或分開，然后用花鍵，過盈配合或滑動支承等方式與軸連接。 圖4.2變速器齒輪控制圖齒輪尺寸小又與軸分開時，其內(nèi)孔直徑到齒根圓處的厚度b(圖4.2)影響齒輪強度，要求尺寸b應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝到軸上以后保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分寬度尺寸C，在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸C=(1214)d2，d2為花鍵內(nèi)徑。為了減小質(zhì)量，輪輻處厚度應在滿足強度的條件下設計得薄些。圖4.2中尺寸D1，可取為花鍵內(nèi)徑的125140倍。齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減小，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。汽車齒輪齒面的表面粗糙度應在080040m范圍內(nèi)選用。4.3各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。以本次設計五檔變速器為例，說明分配齒數(shù)的方法。盡可能使各檔齒輪的齒數(shù)比應該不是整數(shù)。 圖4.3變速器傳動示意圖4.3.1確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動比 i1=(z23z12)/(z2z18) (4-3)如果z12z18齒數(shù)確定了，則z23與z2的傳動比可求出。為了求z12z18的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh直齒Zh=2A/m斜齒Zh=2Acosb/Mn 計算后取整，然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使z12/z18的傳動比大些，在i1已定的情況下，z23/z2的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設置第二軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。轎車中間軸式變速器一檔傳動比i1=3.53.8時，中間軸上一檔齒輪數(shù)可在1517間取，貨車在217間取。4.3.2對中心距進行修正因為計算齒數(shù)和zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)zh和齒輪變位系數(shù)新計算中心距，在以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。4.3.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)求出傳動比z23/z2=i1z18/z12，而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即A=mn(z2+z23)/2cos (4-4) 解方程式（4-3）和式（4-4）求z2與z23,求出的z2，z23都應取整數(shù)；然后核算一檔傳動比與原傳動比相差多少，如相差較大，只要調(diào)整一下齒數(shù)即可；最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（4-2）算出精確的螺旋角值。4.3.4確定其他各檔的齒數(shù)若二檔齒輪是直齒輪，模數(shù)與一檔齒輪相同時，則得：i2=z23z7/z2z21 (4-5)A=m(z7+z21)/2 (4-6)解兩方程式求出z7,z21。用取整后z7,z21的計算中心距，若與中心距A有偏差，通過齒輪變位來調(diào)整。二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，由式(4-5)得Z7/z21=i2z2/z23,而A=Mn(z7+z21)/2cos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tan/tan=z2(1+z7/z21)/(z2+z23) (4-7)聯(lián)解上述三個方程式，可求出z7,z21和三個參數(shù)。但借此方程組比較麻煩，可采用比較方便的試湊法，即先選定螺旋角，解式(4-6)和（4-7)式，求出z7,z21，再把z7,z21及代入式(4-4)中，檢查是否滿足或近似滿足軸向力平衡的關系。如相差太大，則要調(diào)整螺旋角，重復上述過程，直至符合設計要求為止。其他各檔齒輪的齒數(shù)用同一方法確定。4.3.5確定倒檔齒輪齒數(shù)倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相同。圖4-3所是倒檔齒輪z10的齒數(shù)，一般在21-23之間，初選z10后，可計算出中間軸與倒檔軸的中心距AA=m(z18+z17)/2為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪18和19的齒頂圓之間應保持在以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑應為De18/2+0.5+De19/2=A;De19=2A-De18-1根據(jù)求得的De19，再選擇適當?shù)凝X數(shù)及采用變位齒輪，使齒頂圓De19符合上式。最后計算倒檔軸與第二軸的中心距。4.3.6齒數(shù)和螺旋角具體計算如下：初取中心矩A=125，直齒輪的模數(shù)m=4.5,則Zh=55.56,取整Zh=56.又貨車的z18在1217之間選用7，選用z18=13,z12=Zhz18=5613=43, 修正A=4.556/2=126.2mm=2.21;126.2=由以上兩式，再取螺旋角為25，求得z2=19,z23=42.二檔齒輪的齒數(shù)和螺旋角的計算：A=，, ，由以上三個方程，解得z11=39,z20=20,=20.73。三檔齒輪的齒數(shù)和螺旋角的計算：A=，由以上三個方程解得z7=31,z21=28,=21.14。四檔齒輪的齒數(shù)和螺旋角：A=，由以上三個方程解得z6=25,z22=36,=24.95倒檔齒輪齒數(shù)的確定：初選z19=22,=78.75mmDe18/2+0.5+De19/2=A;De19=2A-De18-1修正中間軸與倒檔軸之間的距離mm.綜上所述，本次設計變速器的齒輪參數(shù)如表4.1表4.1齒輪參數(shù)齒輪編號齒數(shù)分度圓直徑模數(shù)螺旋角齒寬219793.752526625103.43.7524.9530731132.95421.14281139166.8420.73301243193.94.5032172194.54.5025181358.54.50501922994.5026202085.56420.73302128119.45421.14302236148.963.7524.95302342173.43.752528變速器各檔傳動比一檔傳動比：=二檔傳動比：三檔傳動比：四檔傳動比：五檔傳動比：倒檔傳動比： 4.4 齒輪的材料及其選擇原則由齒輪的失效形式可知，設計齒輪傳動時，應是齒面具有較高的抗磨損、抗點蝕、抗膠合及抗塑性變形的能力。因此，對齒輪材料性能的基本要求為：齒面要硬，齒芯要韌。4.4.1常用的齒輪材料4.4.1.1鋼剛才的韌性較好，耐