十二檔手動重卡變速器設(shè)計說明書

1、十二檔手動重卡變速器設(shè)計說明書1.1 汽車變速器概述變速器用于改變發(fā)動機曲軸的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速， 以適應(yīng)汽車在起步、 加速、 行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下， 滿足驅(qū)動車輪牽引力及車速不同要求的需要。 隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展， 今后要求汽車車型的多樣化、 個性化、 智能化已成為汽車的發(fā)展趨勢。 但變速器設(shè)計一直是汽車設(shè)計中最重要的環(huán)節(jié)之一， 它是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速， 同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。 因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)。 變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛， 而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的。 變速器的倒擋使汽車能倒退行

2、駛；其空擋使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機和傳動系分離。變速器的結(jié)構(gòu)除了對汽車的動力性、 經(jīng)濟性有影響同時對汽車操縱的可靠性與輕便性、 傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。 變速器與主減速器及發(fā)動機的參數(shù)做優(yōu)化匹配， 可得到良好的動力性與經(jīng)濟性； 采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，其他結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不產(chǎn)生跳擋、亂擋、自動脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采用斜齒輪、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、 噪聲低， 不同的傳動比還可以使在其不同路面提高汽車的動力性和經(jīng)濟性， 使汽車和發(fā)動機有良好的匹配性。1.2 課題研究現(xiàn)狀、設(shè)計的目的和意義1.2.1

3、 研究現(xiàn)狀重型汽車的裝載質(zhì)量大， 使用條件復(fù)雜， 欲保證重型汽車具有良好的動力性、 經(jīng)濟性和加速性， 則必須擴大傳動比范圍并增多檔數(shù)。傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)三軸式變速器的最大容量：檔位數(shù)一般最多蛤能布置到6個前進檔和一個倒檔，最大輸出扭矩約為8400Nm近年來重型汽車需要更多檔位（8-16個）前進檔，需要爬行檔（最低檔）速比為 10-17。顯然傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)變速器遠不能滿足需求。 而組合式機械變速器則能滿足上述要求。 而組合式機械變速器則能滿足上述要求。 而組合機械變速器的組成是在傳統(tǒng)變速器 （稱主箱）后部 （或前部） 加裝一個副變速器 （稱副箱， 一般為兩檔） ，將主箱的檔位數(shù)增加一倍， 所增加檔位的速比值增大

4、到等于主箱速比和副箱速比的乘積，而齒輪對數(shù)小于檔位數(shù)，因此箱體尺寸大為縮小，軸的長度減短，剛度增大，并且增大了變速器的容量。1.2.2 設(shè)計目的意義重型貨車裝載數(shù)十噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外， 還需要變速器的全力協(xié)助。 大家都知道一檔有“勁”， 這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。 特別是面對爬坡路段， 它的特點顯露的非常明顯。 而對于其他新型的變速器， 雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。從我國的具體情況來看， 機械式變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史， 資歷郊深的司機都是用機械式變速器的， 他們對機械式變速器的認識程度是非常深刻的， 如果

5、讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實的 。1.3 汽車變速器現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢現(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。 而自動變速器技術(shù)得到了迅速發(fā)展。目前，國內(nèi)變速器廠商都向著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(yīng)用上無級變速器，而重型多擋位汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開。無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器(Continuously Variable Transmission 簡稱 "CVT") 。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別， 是它省去了復(fù)雜而又笨重的齒輪組合變速傳動， 而只

6、用了兩組帶輪進行變速傳動。 無級變速器結(jié)構(gòu)比傳統(tǒng)變速器簡單， 體積更小， 它既沒有手動變速器的眾多齒輪副， 也沒有自動變速器復(fù)雜的行星齒輪組， 主要靠主動輪、 從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化在跨越了三個世紀(jì)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(lǐng)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(biāo)。 在今后， 摩擦傳動 CVT； 液力傳動 ； 電控機械式 自 動變速器 (Automat

7、ed Mechanical Transmission 簡稱 "AMT") ；齒 輪 無 級 變 速 器 ( Gear Continuously Variable Transmission )是圍繞著汽車變速箱四個主要的研究方 向。齒 輪 無 級 變 速 器 ( Gear Continuously Variable Transmission ) 這是一種全新的設(shè)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

8、-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(jié)構(gòu)相當(dāng)簡單，只有不足20 種非標(biāo)零件， 51 個零件， 生產(chǎn)成本甚至低于手動變速箱。 預(yù)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勺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(jié)構(gòu)簡單，大幅度降低生產(chǎn)成本，相當(dāng)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)境的破壞。1.4 變速器的特點和設(shè)計要求及內(nèi)容在本次

9、設(shè)計中， 由于是對傳統(tǒng)的變速器進行改進性設(shè)計 , 在給定的發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、發(fā)動機標(biāo)定功率等條件下， 主要完成變速器機構(gòu)的設(shè)計，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。在本設(shè)計中主要設(shè)計是帶有主副變速箱的中間軸式十二檔變速器。 主箱是中間軸式六檔的變速器， 采用慣性鎖環(huán)式同步器，最高檔位為直接檔 1。副箱采用一對直接檔齒輪傳動和一對減速檔齒輪傳動并采用鎖銷式同步器來改變傳動比 。從而使掛入副箱減速檔時或得通過減速齒輪后的六個減速檔位。對于變速器的要求：（ 1)保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性；（ 2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸；（ 3）設(shè)置倒檔，使汽車能到推行駛；（

10、 4）設(shè)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。工作可靠；（ 6）汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；（ 7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率；（ 8）變速器的工作噪聲要低。除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小， 制造成本低， 維修方便等要求，滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)。1.4.1 變速器設(shè)計的主要內(nèi)容：本次設(shè)計主要是依據(jù)給定的重型貨車有關(guān)參數(shù)， 通過對變速器各部分參數(shù)的選擇和計算， 設(shè)計出一種基本符合要求的手動12 檔變速器。本文主要完成下面一些主要工作：1、參數(shù)計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數(shù)計算、各檔齒輪齒數(shù)的分

11、配；2、 變速器齒輪設(shè)計計算。 變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇； 計算各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速；齒輪強度計算及檢驗；3、變速器軸設(shè)計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、軸的強度計算、軸的加工工藝分析；4、變速器軸承的選擇及校核；5、同步器的設(shè)計選用和參數(shù)選擇；6、變速器操縱機構(gòu)的設(shè)計選用；7、變速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計設(shè)計第 2 章 變速器傳動機構(gòu)布置方案2.1. 變速器的選擇2.1.1 結(jié)構(gòu)工藝性兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機縱置時， 主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪， 而當(dāng)發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪， 因而簡化了制造工藝。2.1.2 變速器的徑向尺

12、寸兩軸式變速器的前進擋均為一對齒輪副， 而中間軸式變速器則有二對齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。2.1.3 變速器齒輪的壽命兩軸式變速器的低擋齒輪副， 大小相差懸殊， 小齒輪工作次數(shù)比大齒輪要高的多， 因此， 小齒輪的壽命比大齒輪的短。 中間軸式變速器的各前進擋， 均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命較接近。在直接擋時，齒輪只空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。2.1.4 變速器的傳動效率兩軸式變速器， 雖然可以有等于 1 的傳動比， 但仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。而中間軸式變速器，可將輸入軸和輸出軸直接相連， 得到直接擋，

13、 因而傳動效率較高，磨損小，噪聲也較小。轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，而中、 重型載貨汽車則多采用中間軸式變速器。 因此設(shè)計的變速器采用中間軸式 6 。2.2. 倒擋布置方案倒擋布置應(yīng)注意以下幾點：2.3. 1）倒擋齒輪在非工作位置時，不得與第二軸的齒輪有嚙合現(xiàn)象；2.4. 2）換入倒擋時不得與其他齒輪發(fā)生干涉；2.5. 3）倒擋軸在變速器殼體上的支承不得與與中間軸的齒輪相碰。圖 2.1 為常見的倒擋布置方案。圖 2.1a 方案主要用于小客車上。圖 2.1b 方案用于四擋直齒滑動齒輪的變速器上。(a)小客軍常用(b) 直齒滑動嚙合四擋 (c) 多數(shù)五擋采用(d) c 方案的改進

14、(e)前進擋常嚙合 前進擋常嚙合(g) 一、倒擋各用一跟撥叉軸圖2.1擋布置方案圖2.1d方案是對c的修改。圖2.1e用于所有前進檔都是常嚙合的變速器上。圖2.1f也是用于所有前進檔都是常嚙合的變速器上.為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，有的貨 車倒擋傳動采用圖2.1g方案；缺點是一、倒擋須各用一 根變速器撥叉軸，致使變速器蓋中的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些。倒檔結(jié)構(gòu)方案的選擇，應(yīng)根據(jù)其它檔布置情況。力求 位置合理并縮短變速器的軸向長度。 綜合以上幾種變速器 倒擋布置方案，選擇圖2.1f為變速器的倒擋布置方案72.3 .零、部件結(jié)構(gòu)方案分析2.3.1 齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪

15、兩種。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、 運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍有復(fù)雜， 工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪 均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加， 并導(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用 于低擋和倒擋。一擋、二擋和倒擋齒輪用直齒，其他擋齒 輪用斜齒輪。（a）直齒滑動齒輪換擋（b）嚙合套換擋（c）同步器換擋圖2.2 換擋機構(gòu)形式2.3.2 換擋機構(gòu)形式如圖2.2變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。直齒滑動齒輪換擋要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)（如 兩腳離合器）才能使換擋時齒輪無沖擊；換擋行程長，換擋瞬間駕

16、駛員注意力被分散，又影響行駛安全。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡單， 制造、 拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩， 但除一擋、 倒擋已很少使用。嚙合套換擋不能消除換擋沖擊，而且要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。 因此， 目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)， 從而提高了汽車的加速性、 燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。 同上述兩種換擋方法比較， 雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。2.3.3 自動

17、脫擋由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導(dǎo)致自動脫擋。 為解決這個問題， 除工藝上采取措施以外， 目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：(a)接合齒位置錯開(b)齒厚切薄(c)工作面加工成倒錐角圖2.3防止自動脫擋的措施(1)將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖 2.3a所示。 這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的 13mm 使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損， 并在接合齒端部 形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。(2)將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切薄(切下0.3 0.6mn),這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面 頂住，從而阻止自動脫擋，如圖 2.3b所示。(3)

18、將接合齒的工作面設(shè)計并加工成斜面，形成倒錐 角(一般傾斜2°3° ),使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋 的軸向力，如圖2.3 (c)所示。這種方案比較有效，應(yīng) 用較多。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計并加工成臺階形狀，也具有 相同的阻止自動脫擋的效果。2.4 本章小結(jié)本章首先對比了兩軸式和中間軸式的優(yōu)、缺點，由于中間軸式變速器的結(jié)構(gòu)工藝性、 變速器徑向尺寸、 變速器齒輪的壽命、變速器傳動效率好于兩軸式 , 因此設(shè)計的變速器選擇中間軸式； 接著本章確定了倒擋布置方案； 然后對零部件的結(jié)構(gòu)方案進行了分析， 即對齒輪及換擋機構(gòu)的形式進行了分析； 最后對倒擋的布置方案以及防止自動脫擋進行了設(shè)計。第3章

19、變速器主要參數(shù)的選擇及齒數(shù)的分3.1概述滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)，這與變速器的 擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條 件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。表3.1 尤尼克2764基本參數(shù)整備質(zhì)量最大總質(zhì)量最高軍速最 大爬 坡 度最 大 功 率最大扭矩輪胎變 速 器 擋 數(shù)后橋 速 比9055k25000k90km/30191025N.10.00R16.3ggh%1m20233.2 擋數(shù)近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用45個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個擋。商用車變速器采用45個擋或多擋。載質(zhì)量在2.03.5t的

20、貨車采用五擋變速器，載質(zhì)量在4.08.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變 速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。本設(shè)計采用 十二擋變速器。3.3 傳動比范圍變速器傳動比是指變速器最高擋與最低擋傳動比的比 值。目前乘用車的傳動比范圍在 3.04.5之間，總質(zhì)量 輕些的商用車在5.08.0之間，其他商用車則更大。3.4 變速器各擋傳動比的確定初選傳動比：設(shè)12擋為直接擋，則igmin =1Uamax= 0.377 口ig min i0式中Uamax 最高車速np 發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速r 一車輪半徑igmin 一變速器最小傳動比i0一主減速器傳動比Temax=9549X旦 （轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù) =1,11.

21、3 ） np所以，np=9549X 13_191=231.32r/min171由上述兩兩式取np=2400 r/mini0=0.377 Xnpr =5.107ig min uamax雙曲面主減速器，當(dāng)i0W6時，取=90%輕型商用車igi在5.08.0范圍，g=96% t=義 t=90%X 96%=86.4%最大傳動比ig1的選擇：滿足最大爬坡度。根據(jù)汽車行駛方程式Temaxi g i 0 TrCDA Gf - u 21.15Gidum一 dt汽車以一擋在無風(fēng)、瀝青混凝土干路面行駛，公式簡化為Temaxi g i 0 T Gfcos Gsinr即 i Gr fcos sinT emaxi0 T

22、式中：G作用在汽車上的重力,G mg , m 一汽車質(zhì)量,g一重力加速度，Temax = 1025N.rO底5.107Temax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩, i0一主減速器傳動比，t傳動系效率，t =86.4%);r一車輪半徑，r =0.508；f一滾動阻力系數(shù)，對于貨車取f =0.02 ;一爬坡度，取 =16.7°計算得igi 8.43滿足附著條件。Temaxi g1 i0 TFz2r在瀝青混凝土干路面，4 =0.70.8,取4=0.75即 igiW12.38得 8.43 WigK 12.38;傳動比大于10取igi=11.64其他各擋傳動比的確定：按等比級數(shù)原則，式中：q一常數(shù)，也就是各擋

23、之間的公比；因此，各擋 的傳動比為：q n1ig1=111164=1.25所以其他各擋傳動比為:ig1=11.64,ig2=9.31 , ig3=7.45, ig4=5.96 , ig5 =4.77,ig6=3.81 , ig7=3.05, ig8=2.44 , ig9=1.95, ig10=1.56,ign=1.25 ,ig12 =13.5中心距A初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式A KA3Temaxig1 g因為該變速器為主副箱變速器，需根據(jù)主變速器來確 定中確定。則：A KA,emaxig7 g式中：a變速器中心距（mm；KA 中心距系數(shù),多檔變速器：Ka=9.511.0;Temax一發(fā)動

24、機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）;ig7變速器一擋傳動比，ig7 =3.05 ;。一變速器傳動效率，取96% ;Temax 一發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Temax = 1025N.m。則，A KA3Temj77=136.9 9158.62初選中心距A=153mm3.6齒輪參數(shù)3.6.1 模數(shù)對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選 用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種 模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝 上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。 其取值范圍 是：乘用車和總質(zhì)量 ma在1.814.0t的貨車為2.0 3.5mm總質(zhì)量ma大于14.0t的貨車為3.55.0mm選取

25、較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。表3.2汽車變速器齒輪法向模數(shù)軍型乘用軍的發(fā)動機排量V/L貨軍的最大總質(zhì)量ma/t1.0 >V< 1.61.6 <V< 2.56.0 <ma < 14.0ma >14.0碟數(shù)mn/mm2.25 2.752.75 3.003.50 4.504.50 6.00表3.3汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50根據(jù)表3.2及3.3 ,齒輪的模數(shù)定為5.0mm3.6.2 壓力角理論上對于乘用車，為加

26、大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車, 為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5 °或25。等大些的壓力 角。國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20° ,所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20。3.6.3 螺旋角實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。 設(shè)計時， 應(yīng)力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡， 以減小軸承負荷， 提高軸承壽命。 因此， 中間軸上不同擋位齒輪的螺

27、旋角應(yīng)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(shè)計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。貨車變速器螺旋角：18。26。初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24 °，其余擋斜齒輪螺旋角24 °。3.6.4 齒寬 b直齒b <m, kc為齒寬系數(shù)，取為4.58.0,斜齒b km , kc取為6.08.5。采用嚙合套或同步器換擋時， 其接合齒的工作寬度初選時可取為24mm3.6.5 齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后， 包括我國在內(nèi)， 規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00 。3.7各擋齒輪齒數(shù)的分配圖3.1齒輪傳動方案5如圖3.1所示為主變速器的傳動示意圖。在初選中心 距、齒輪模

28、數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動 比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各 擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均 勻。3.7.1 確定七檔擋齒輪的齒數(shù)中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在 12-17之間選用，最 小為12-14,取4=17, 一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動比為ig1爭Z1Z12為了求，Z11,Z12的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh,斜齒Zh2 A cos 11 12mn 2 153cos24=55.90取整為56即乙尸Zh-乙2=56-17=39對中心距a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(yīng)根據(jù)取定的Zh和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距a ,

29、 再以修正后的中心距a作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。A mZh=5 (17 3吩=i53.25mm|X整為 A=154mm八0 2cos 2cos24對七擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角t:tan t=tan n/cos 仔優(yōu)=0.398t =21.71嚙合角t：cos t=±cos t=0.925At=22.20變位系數(shù)之和,z11 z12 inv t inv tn2tan n=0.45查變位系數(shù)線圖得：120.4211 n 120.03計算精確值9-10：A= mnZh2cos 11-12計算七擋齒輪11、12參數(shù):分度圓直徑d11mnZ11/C0S 11-12二539/cos24.

30、62= 214.52mmd12mnz12 /cos11-12=517/cos24.62=93.51mm齒頂高ha11han11mn=3.65mmha12han 12mn=5.60mm式中:(AAq) /mn(154-153.25 ) /5=0.15n yn=Q.45-Q.15=Q.3Q齒根身hf11hanc 11 mn=6.1Qmmhf 12han C12 n=4.15mm齒全高ha11hm=9.75mm齒頂圓直徑da11 d112ha11=221.82mmda12d122ha12=1Q4.71mm齒根圓直徑dfii dii 2hfi2=203.32mmdfi2 di2 2h"=85

31、.21mm3.7.2確定常嚙合傳動齒輪取 i 2 24Z2, Zl2遼 ig7ZZ1Z11=3.05 37=1.33常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等, 即mn Z1 Z22 cos 1 2Z12Acos 1 2Z2mn2 154cos245=56.27得乙=24.15, Z2=32.12 取整為 Z1=24, z2=32,貝ig7 筍=2.06 弋 3.05Z1Z12對常嚙合齒輪進行角度變位: 理論中心距Ao mn Z1 Z2 = 5 24 32 =153.25mm2 cos 1 22cos24端面壓力角3=176.02mmcos 2d2tan t=tan n/cos 12 =0.

32、398t =21.71 0端面嚙合角,Aocos t cos tA153.25cos21.71154t 22.20變位系數(shù)之和z1 z2 inv tinv t2 tan n24 32 inv22.20inv21.71 2tan20=0.45查變位系數(shù)線圖得:z2Z11.3310.300.15計算精確值A(chǔ)=mZh_2cos 1 21 224.62常嚙合齒輪數(shù):分度圓直徑d1zmncos 2=132.01mm齒頂高5=5mm5=4.25mm5=4.75mm5=5.5mm齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑ha1 han 1yn mn=(1+0.30-0.3 )ha10 han 2 ynmn=(1+0.15-

33、0.3 )式中：yn (A A0) /mn=(154-153.25 ) /5=0.15ynn yn=-0.45-0.15=0.3hf1 han cn 1mn=(1+0.25-0.3 )hf2 han cn2 mn=(1+0.25-0.15 )h ha1 hf1=9.75mmda1 d1 2ha1 =142.01mmda2 d2 2ha2=184.52mmdf1 d1 2hf1=122.51mmdf2 d2 2hf2=165.02mm3.7.3 確定其他各擋的齒數(shù)(1)八擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與七擋齒輪相同，初選9 10=18°ig2Z2Z9Z1Z10Z9Z10ig4 =2.44Z224

34、=1.83Z9mn Z9 Z102cos 9 102 AcosZ10mn910 =2 154cos18 =58585.得 Z9=37.88,Z10=20.7 取整為 Z9=37,乙0=21則,咨="&=2.35乙Zio 24 24-8=2.44對八擋齒輪進行角度變位:理論中心距mn Z9 乙0 =152.63mm2 C0s 9 10端面壓力角tant=tan "cos 910t =20.96 °,Acos t 一 cosA端面嚙合角152.63 t=cos20.96t 154變位系數(shù)之和,z9z10 inv t inv t2 tan n=0.48查變位系數(shù)

35、線圖得:u 至 1.85 n 0.48 z1010=0.369= n100.12計算精確值78：AmnZ9 Z102cos 9 io9 10=19.68°八擋齒輪參數(shù):分度圓直徑d94mcos=196.60mm9 10d10Z10mncos=111.58mm9 10齒頂高ha10ha9hanh an109 yn mn=4.57mmyn mn=5.77mm式中:yn (A Ao) /m=0.274ynn yn=0.206齒根身hf9 hanCn9=5所仃!hf10 han Cn皿=4.7仃1仃!h ha9 hf9=9.97mm齒頂圓直徑da9 d9 2ha9=205.74mmdai0

36、dio 2haio=i23.12mm 齒根圓直徑df9 d9 2hf9=185.3mm(2)九擋齒輪為斜齒輪,7 8=18dfio dio 2hfio=l02.68mm 模數(shù)與一擋齒輪相同，初選Z2Z7乙Z8Z7Z8ig2Zt=1.95 34=1.46mn Z7 Z82cos 7 8Z7Z82 Acos 78=2mn154cos285=58.58得Z7=34.72, Z8=24.13 取整為 Z7=34, Z8=24則，i9 注=342=1.902 ig9=1.95乙Z824 24g對九擋齒輪進行角度變位:理論中心距Ao mnZ7 Z8 =152.63mm 2 cos 7 8端面壓力角tan

37、t=tan n/cos 7 8 t =20.96 °端面嚙合角A _ 152.63 cos t, cos t =cos21.71t A t 154t 22.25 變位系數(shù)之和 ,z7 z8 inv t inv t n2tan n=0.48查變位系數(shù)線圖得：u z7 1.4 n 0.488=0.317= n 8 0.17Z8計算精確值78：a mnZ7 Z87 8=19.68 °2 cos 7 8九擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑d7 m=180.66mmcos 7 8d8 8m=127.52mmCOS 7 8齒頂高ha7 han 7Ynmn=4.82mmha8 han 8 yn m

38、n=5.52mm式中：yn (A A0) /mn=0.27yn n yn=0.206齒根身齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑hf7 han Cn,r/mmhf8 han Cn8 ml =4.7mmh ha7 hf7=10.22mmda7 d7 2ha7=190.3mmda8 d8 2ha8 = 138.56mmdf7 d7 2hf7=l69.86mmdf8 d8 2hf8=118.12mm(3)十擋齒輪為斜齒輪，初選5 6=20°Z5Z6i10乙Z224 = 1.56 -32=1.17八 mn Z5 Z6 A2 cos 5 6得 Z5=31.25, z6=26.63取整 Z5=31, Z6=

39、27Z2Z5lg10 存=32 31一24 27=1.53g10=1.56對十擋齒輪進行角度變?yōu)椋豪碚撝行木郃。mn Z5 Z6 =154.25mm2 cos 5 6端面壓力角tan t=tan n/cos 5 6=0.387t =21.16°端面嚙合角cos t Ao cos t =cos21.16 =0.930A15420.93變位系數(shù)之和,Z5 4 inv t inv t2tan n=0.2查變位系數(shù)線圖得：6 =0.12u z 1.17Z65=0.48-0.3=0.08計算精確值56：5 619.68A mn Z5 Z6 A2 cos 5 6十擋齒輪5、6參數(shù)： 分度圓直徑d

40、5 -5m=164.72mm cos 5 6d6 6m=143.46mmcos 5 6齒頂高ha5han5 yn mn=4.15mmha6han6 yn mn=4.35mm式中:yn (A A0) /mn =-0.05yn n yn=0.25hf5han cn5 mn =5.85mmannnhf6 han a 6mn=5.65mm齒全高h ha5hf5=10mm齒頂圓直徑da5 d5 2ha5=173.02mmda6 d6 2ha6=152.16mm齒根圓直徑df5 d5 2hf5=153.02mmd6 2hf6=l32.166mm(4)十一擋齒輪為斜齒輪Z3Z4Z ig4Z2=1.25243

41、2=0.94mn Z3 Z4 A2 cos 3 4tan 1 2 ztan 3 4Z1 Z2Z3Z4Z3=27.66, Z4=29.4422取整 Z3=28, Z4=29則:Z2Z3 i g4Z1Z432 28 24 29=1.28g4=1.23對十一擋齒輪進行角度變位：理論中心距Ao mn Z3 Z4 =153.72mm2 cos 3 4端面壓力角tan t=tan n/cos 3 4=0.392t =21.43 °端面嚙合角cos t, Ao-cos t =15372cos21.43 =0.929 A154t 21.69變位系數(shù)之和,z3 z4 inv t inv t n2 ta

42、n n=0.35查變位系數(shù)線圖得：u z4 1.003=0.24=-0.22-0.16=0.15Z3一齒輪3、4參數(shù):分度圓直徑d3z3mn =151.35mmCOS 3 4d4 3=i56.59mmCOS 3 4齒頂高齒根身齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑ha3 han 3 yn mn =4.53mmha4 han 4 ynfmn=4.28mm式中：yn (A A0) /mn =0.056yn n yn=0.294hf3 han Cn3tmn=5.25mmhf4han Cn 4 mn=5.5mmh ha3 hf3=9.78mmda3 d3 2ha3=160.41mmda4 d4 2ha4=165.

43、15mmdf3 d3 2hf3=l40.85mmdf4 d4 2hf4=145.59mm(5)確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距A'。初選乙5=16乙4二10,則:八 ,1 r rA m Z14乙2_1=-6 10 162=78mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪 14和 13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13 的齒頂圓直徑De。應(yīng)為De1420.5D532De132ADa1=2x 1546 X (10+2)-1=235mmZnDe132m235 _26=39.1為了保證齒輪13和14的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以

44、上 的間隙，取乙3=38計算倒擋軸和第二軸的中心距A計算倒擋傳動比查表得 13分度圓直徑八. m % Z15 A2=6 38 162=162mmZ245Zl3i倒ZlZl4Zl5=321638241016=5.070.40,140.40齒頂高d13 乙3m =38 x 6=228 mm九 44m 10X6=60 mm九 z15m 16X6=96 mmha13 h；13 m 3.6 mmha14 h；14 m= 3.6 mm*h；15 h；15 m =8.4 mm齒根身hf13 ha c 13 m=9.9 mmI 13；13hs h； c 14 m=9.9 mmhf15haC 15 m=5.10

45、 mm齒全高ha13hfi3=13.5mm齒頂圓直徑da13di32hai3=235.2mm13/cos24.62o=93.51mmda14 d14 2ha14=67.2mmd a15d152hai5=112.8mm齒根圓直徑df13 d13 2hf13 =208.2 mmdf14 d“ 2卜”=40.2 mmdf15 df15 2hf15=85.8 mm(6)確定副變速箱低速擋齒輪的齒數(shù)取Z19=17,齒輪為斜齒輪。低速檔傳動比為Z17Z18Z16Z19為了求乙8,Z19的齒數(shù),先求其齒數(shù)和Zh,初選18 19=25°斜齒Zh2 A cos 18 19mn=2 154cos25 =

46、55.8 取整為56對齒輪進行角度變位:端面嚙合角tan t=tan n/cos 18-19 =0.402t =21.89嚙合角t:cos,今。s t=0.931t=21.39變位系數(shù)之和乙8 乙9 inv t inv t2tan=0.28查變位系數(shù)線圖得:u紅Z192.29190.4018190.12計算精確值18-19：計算一擋齒輪18、A= mnZh2cos 18-1919參數(shù):18 1924.62分度圓直徑d18 mnZ18/C0S 18-19二539/cos24.62= 214.52mmd19 mnZ19/C0S 18-19=5齒頂高ha18 han 18 y n mn=2.45mm

47、ha19 han 19 yn mn=5.05mm 式中：yn (A A0)/mn= (154-154.53 ) /5=-0.11ynn yn=0.28 + 0.11=0.39齒根身hf 18 han c18 mn =6 85mmhf19han c 19 rmn=4.25mm齒全高h ha18 hf18 =9.30mm 齒頂圓直徑da18 d18 2ha18=219.42mmda19 d19 2ha19=103.61mm 齒根圓直徑df18 d18 2hf18=200.82mmdf19 d19 2hf19=85.01mm(7)確定副變速箱常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)(16-”=25)求出常嚙合傳動齒輪

48、的傳動比Z17, Z19i副 Z16Z18常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等, 即A mn Z16 Z172 cos 16 172Acos 16 17Zl6 Z17mn_2 154 cos255=55.8得乙6=20.97,乙7=34.83 取整為 z121, z,=35,貝2 = 359=3.823.81Z16Z1921 17對常嚙合齒輪進行角度變位：理論中心距Ao mn Z16 Z17 =154.53mm2 cos 16 17端面壓力角tan t=tan n/cos 1617=0.407 t =21.89 °端面嚙合角,Aocos t 一 cos tA21.39變位系數(shù)

49、之和, z16 z17 inv t inv tn2tan n=21 35 inv21.39inv21.892tan20=0.28查變位系數(shù)線圖得：160.3170.28 0.30.02計算精確值16 1724.62常嚙合齒輪參數(shù)：分度圓直徑d16z16mn =115.51mmCOS 16 17 m=192.52mmCOS 16 17齒頂高ha16 han 16 y n mn-(1+0.31+0.29 ) X 5=4.55mmha17 han 17 yn mn= (1-0.67+0.29 )x 5=2.95mm式中:yn (a a。)/mn= (96-96.28 ) /5=-0.07yn n y

50、n=-0.36+0.07= -0.29齒根身hf16hancn16 mn(1+0.25-0.31 ) X 5=4.75mmhf17 han cn17mn=(1+0.25+0.67 )x 5=6.35mm齒全高h ha16 hf16=9.30mm齒頂圓直徑da16 d16 2ha16=124.61mmda17 d17 2ha17 =198.42mm齒根圓直徑df16 d16 2hf16=106.01mmdf17 d17 2hf17=179.82mm3.8 本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R計算出主減速器的傳動比， 然后計算出變速器的各擋傳動比； 接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)； 介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則， 并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。4 章 齒輪