轻型货车三轴五档手动变速器结构设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 摘要 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，作用是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。 因为变速箱在低档工作时有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。 本文设计研究 了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计。 简单讲述了变速器中各部件材料的选择。 关键字 ： 变速器；挡数；传动比；齿数；轴 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） II 全套 资料 ， 扣扣 414951605 Abstract Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function. Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of three-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords： block； Transmission ratio； Teeth； Axis 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） III 目录 摘要 .I 第 1 章 绪论 .1 第 2 章 变速器传动机构布置 .2 2.1 传动机构布置方案分析 .2 2.1.1 固定轴式变速器 .2 2.1.2 倒挡布置方案 .5 2.2 零部件结构方案分析 .6 2.2.1 齿轮形式 .6 2.2.2 换挡机构形式 .6 2.2.3 变速器轴承 .7 第 3 章 变速器主要参数的选择 .9 3.1 中心距 A .9 3.2 齿轮参数的选取 . 11 3.2.1 模数 . 11 3.2.2 压力角 . 11 3.2.3 螺旋角 的选取 .12 3.2.4 齿宽 b .12 3.2.5 齿轮变位系数的选择原则 .13 3.3 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算 .13 3.3.1 确定一档齿轮的齿数 .14 3.3.2 确定常啮合齿轮副的齿数 .15 3.3.3 确定其他档位的齿数 .16 3.3.4 确定倒档齿轮的齿数 .16 3.4 求各挡齿轮的变位系数并进行修正 .17 第 4 章 齿轮校核 .22 4.1 计算各轴的转矩 .22 4.2 轮齿强度计算 .22 4.2.1 直齿轮弯曲应力 w .23 4.2.2 斜齿轮弯曲应力 w .24 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） IV 4.2.3 计 算一 挡齿轮 9， 10 的弯曲应力 .25 4.2.4 计算二档齿轮 7， 8 的弯曲应力 .26 4.2.5 齿轮接触应力 j .26 4.2.6 计算一档齿轮 9， 10 的接触应力 .27 4.2.7 计算二档齿轮 7， 8 的接触应力 .28 4.2.8 计算倒档齿轮 11 与齿轮 9 接触应力 .28 第 5 章 轴的设计及校核 .30 5.1 轴的工艺要求 .30 5.2 轴的强度计算 .30 5.2.1 初选 轴的直径 .30 5.2.2 轴的结构设计 .31 5.2.3 一挡齿轮的各个分力 .31 5.2.4 轴的强度校核 .32 5.2.5 轴的刚度校核 .32 第 6 章 同步器的选择 .34 6.1 惯性式同步器 .34 6.1.1 锁环式同步器的结构 .34 6.1.2 锁环式同步器的工作原理 .35 6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 .36 6.2 主要参数的确定 .37 6.2.1 摩擦因数 f .37 6.2.2 同步环主要尺寸的确定 .37 6.2.3 锁止角 .39 6.2.4 同步时间 .39 6.2.5 转动惯量的计算 .39 第 7 章 变速器操纵机构的选择和箱体设 计原则 .40 7.1 变速器操纵机构的选择 .40 7.2 变速器箱体设计原则 .40 结论 .42 致谢 .43 参考资料 .44 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 1 第 1 章 绪论 变速器是用来改变改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速的，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在启动发动机 ，汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。 对变速器提出如下要求： 1、保证汽车有必要的动力性和经济性。 2、设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3、设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 4、设置动力输出装置，需要是能进行功率输出。 5、换档迅速、省力、方便。 6、工作可靠。汽车行使过程中，变速器不得跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 7、变速器应有高的工作效率。 8、变速器的工作燥声低。 除此之外，变速器还应当轮廓尺 寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。 满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式分类。 在原有变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操作方向发展的趋势。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 2 第 2 章 变速器传动机构布置 机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠 等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛的应用。 2.1 传动机构布置方案分析 2.1.1 固定轴式变速器 1 两轴式变速器 固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器得到广泛应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。 与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时燥声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作燥声增大，容易损坏，还有，受结构限制，两轴式变速器与一挡 速比不可能设计的很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反 ；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。 图 2 1 示出用在发动机前置前轮驱动的乘用车上的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均采用常啮合齿轮传动。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 3 图 2.1 两轴式变速器传动方案 2. 中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动 汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支撑在发动机飞轮上 ,第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘 ,而第二轴的末端经花键与万向节连接。 图 2-2分别示出了几种中间轴式变速器的传动方案。各种传动方案的共同特点是 :变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴支撑在第一轴的后端的孔内 ,并且保持两轴轴线在同一直线上 ,经啮合套将它们连接后可得到直接挡。使用直接挡 ,变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载 ,发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出 ,此时变速器的传动效率高 ,可达到 90%以上 ,噪声低 ,齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率要高于其它挡位 ,因而提高了变速器的使用寿命 ；在其它前进挡位工作时 ,变速器传递的动力需要经过设置在第一轴 ,中间轴和第二轴上的两对齿轮传递 ,因此在变速器中间轴 与第二轴之间的距离不大的条件下 ,一挡仍然有较大的传动比 ；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动 ,挡位低的齿轮的齿轮可以采用或不采用常啮合齿轮传动 ,多数传动方案中除一挡以外的其它挡位的换档机构 ,均采用同步器或啮合套换挡 ,少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡 ,还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 4 在 除直接挡以外的其它挡位工作时 ,中间轴式变速器的 传动效率略有降低 ,这是它的缺点。 在挡数相同的情况下 ,中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数 ,轴的支撑方式 ,换挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上有差别。 图 2.2 中间轴式五档变速器传动方案 如图 2 2中间轴式五档变速器传动方案中 ,图 a所示方案中 ,除倒挡用直齿滑动齿轮换挡外 ,其余各挡为常啮合齿轮传动。图 b、 c 所示的方案的各前进挡均采用常啮合齿轮传动。图 a 所示方案中的一挡 ,倒挡和图 b 所示方案中的倒挡用直齿滑动齿 轮换挡 ,其余各挡均为常啮合齿轮。 以上各方案中 ,凡采用啮合齿轮传动的挡位 ,其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中 ,有的挡位用用同步器换挡 ,有的挡位用啮合套换挡 ,那么一定是挡位高的用同步器换挡 ,挡位低的用啮合套换挡。 发动机前置后轮驱动的承用车采用中间轴式变速器 ,为缩短传动轴长度 ,将第二轴加长置于附加壳体内 ,如果在附加壳体内布置倒挡传动齿轮和换挡机构 ,还能减少变速器主体部分的外形尺寸及提高中间轴和输出轴的刚度。 变速器用图 2 2c 所示的多支撑结构方案 ,能提高轴的刚度。这时如用在轴的平面上可分开的壳 体 ,就能很好的解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图 2 2 c 所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态 ,同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里 ,而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方 案的特点。 本次设计我设计的是发动机前置后轮驱动的轻型货车变速器，通过对上述方案的分析，决定采用中间轴式变速器。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 5 2.1.2 倒挡布置方案 与前进挡相比，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换挡。为了实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中 加入一个中间传动齿轮的 方案。 图 2.3 倒挡布置方案 图 2 3 为常见的倒挡布置方案。图 2 3b 所示方案的优点是倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间周的长度；但倒挡时要求有两队齿轮同时进入啮合，使倒挡困难，图 2 3c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2 3d 所示方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了图 2 3c 所示方案。图 2 3e所示方案是将中间轴上的一倒挡齿轮做成一体，将齿宽加长 。图 2 3f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度，有的 货车倒挡传动采用图 2 3g 所示方案；其缺点是一，倒挡各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此，无论使两轴式变速器还是中间轴式变 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 6 速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良状况， 然后按照从低挡到高挡的三顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近， 但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置靠近轴的支撑处。 倒挡设置在变速器的左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。为防止以外挂如倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需要克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。 2.2 零部件结构方案分析 2.2.1 齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 与直齿圆 柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，运转平稳，工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮齿数增加，导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。本次设计全部采用斜齿圆柱齿轮。 2.2.2 换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套，和同步器换挡三种形式。 汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅是齿轮端部磨损加剧并过早 损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使承坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点；但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造，拆装与维修工作容易，并能减少变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡，倒挡外已很少使用。 当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿齿 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 7 数多，而齿轮又不参与换挡，所 以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员又熟练的操作技术。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器换挡比较还有结构简单，制造容易，能降低制造成本及减少变速器长度等有点。 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。同上述两种换挡方法比较，虽然它油结构复杂，制造精度要求高，轴向 尺寸大等缺点 ，但仍然得到广泛的应用。 利用同步器或啮合套换挡，其挡位行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。 我采用的换挡机构形式是除了一挡和倒挡采用啮合套换挡之外，其余各挡均采用同步器换挡。 2.2.3 变速器轴承 作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或其它部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当 采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 汽车变速器结构紧凑，尺寸小的特点，采用尺寸大写的轴承受结构限制，常在布置上油困难。如变速器的第二轴前端支撑在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后不轴承传给变速器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。由于变速器 向轻量化方向发展的需要，要求减少变速器中心距，这就影响倒轴承外径的尺寸。为了保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 8 中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖由困难时，必须由后端轴承承受轴向力。前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而 后端采用外圈由挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。圆锥滚子轴承因有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向窜动等优点，故在一些变速器上得到应用。圆锥滚子轴承也有装配后需要调整预紧， 使装配麻烦且磨损后轴易歪斜，从而影响齿轮正确啮合等一些缺点。当采用锥轴承时，要注意轴承的预紧，以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙而使中间轴歪斜。导致齿轮不能正确啮合而损坏。因此。锥轴承不适合用在线性系数比较大的铝合金壳体上。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 6-20mm。 滚针轴承、滑动轴套主要用在用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小 、传动效率高、经向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的经向间隙大、易磨损、间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易、成本低。第二轴的两端采用深沟球轴承，第二轴中和齿轮配合的轴承采用滚针轴承，中间轴两端采用深沟球轴承。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 9 第 3 章 变速器主要参数的选择 3.1 中心距 A 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A。它是一个基本参数，其 大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与反便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。还有，变速器中心距取的过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。 对于中间轴式初选中心距 A 时，可根据下述公式 计算 A=KA3 1max ge iT (3.1) 式中， A 为中心距（ mm）； KA 为中心距系数，货车取 KA 8.6 9.6；maxeT为发动机的最大转矩（ N.m）； 1 i 为变速器一挡传动比；g为变速器传动效率，取 96。 分析该车发动机及相关参数：该车为轻型载货汽车，参考相关车型，选择轮胎型号为：。 按下试计算轮胎半径： 0 . 0 2 5 4 ( 1 ) 2s drb (3.2) 其中 =0.10-0.12； 取 =0.11 代入数据得 sr351.75 mm 其中 KA 9.0 ， maxeT 200N m ，1gi 4 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 10 档位数和传动比： 根据公式： m a x m a x 00 . 3 7 7 ra gnrUii（ 3.3） 求得主减速比0i=6.22 再根据式 m a x m a x1m a x 0c o s s i ngretGGirTi （ 3.4） 确定一档传动比。 其中： G =23765N =0.2 max=16.7 r=351.75mm maxeT=200N M 0gi=6.22 t=0.9 得 错误 !未找到引用源。 3.576 根据车轮与路面附着条件确定一档传动比： T210m a xsg Gri T e i (3.5) 2G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2G=23765N, 为道路附着系数，计算时取 =0.5-0.6，在此取 0.6。 代入数据得1gi 4.2 初选一档传动比为1gi=4 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 11 其他各档传动比按等比数列来分配：则2gi=2.67， 3gi=1.78， 4gi=1.19,5gi=0.8 把一档传动比代入中心距公式计算变速器中心距： A=82.42mm 圆整后取 A=83mm 。 3.2 齿轮参数的选取 3.2.1 模数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。 在变速器中心距相同的的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声、所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声又较为重要的意义，因此齿轮的模数应选的小些。 表 3.1 汽车变速器 齿轮的法向模数nm车型 微型、轻型轿车 中级轿车 中型货车 重型汽车 nm2.25-2.75 2.75-3 3.50-4.5 4.50-6 由于设计车型为轻型货车，所以取nm=3mm 。 3.2.2 压力角 齿轮压力角较小时。重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和推出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。试验证明：对于直齿轮，压力角为 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 12 28时强度最高，超过 28时强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为 25时强度最高。因此理论上对于乘用车，为 加大重合度以降低噪声应取用 14.5，15， 16， 16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 22.5或 25等大些的压力角。 实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用压力角为 20。在这次设计中我选用压力角 20。 3.2.3 螺旋角 的选取 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声的、齿轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声低。试验还证明：随着螺旋角的增大， 齿的强度也相应的提高。不过当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。斜齿轮的螺旋角一般在 20到 30之间。 3.2.4 齿宽 b 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的有点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿宽方向受力不均匀造成便载，导致 承载能力降低，并载齿宽 方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 斜齿 b=nm cK,cK为齿宽系数取为 7.0 8.6 直齿cK=4.4-7.0 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数cK可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各挡，挡位低的 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 13 齿轮的齿宽系数取得稍大。 3.2.5 齿轮变位系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中的一个重要环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 齿轮变位主要 有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点使不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位即具有高度变位的优点，又避免了其缺点。 由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮由相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。对于斜齿轮传动，可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距 相同的要求。我在齿轮设计中齿轮没有达到根切，采用改变螺旋角大小的方法来保证中心距，所以没有采用齿轮变位。 3.3 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比不应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀 。 一档和倒档采用直齿轮，其余采用斜齿，同取 m=3mm。 结构简图如下： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 14 mAZ 2图 3.1 变速器结构简图 3.3.1 确定一 档齿轮的齿数 一档传动比 9112 1 0gZZi ZZ（ 3.6）为了确定 Z9 和 Z10 的齿数 ， 先求其齿数和 Z （ 3.7） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 15 cos2 )( 21 ZZmA n nmAZZ co s221 其中 A =83mm、 m =3；故 有 Z错误 !未找到引用源。 =54.9，取整，得 55。 根据轻型货车三轴式变速器可知，10Z=1418 此处取10Z=14，则可得出9Z=41。 上面根据初选的 A 及 m 计算出的Z可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ 3.7）看出中心距有了变化，这时应从Z及齿轮变位 系数反过来计算中心距 A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 51，则根据式（ 3.7）反推出 A=83mm。 3.3.2 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 101 129gZZ iZZ (3.8) 由 已 经 得 出 的 数 据 可 确 定 121.37ZZ 错误 ! 未 找 到 引 用 源 。 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 （ 3.9） 由此可得： （ 3.10） 而根据已求得的数据可计算出：1248ZZ 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 16 nmAZ cos2 与 联 立可得：1Z=20、2Z=28。 3.3.3 确定其他档位的齿数 二档传动比 71228gZZi ZZ （ 3.11） 而2 2.7gi ，故有： 781.93ZZ （ 3.12） 对于斜齿轮， 故有：7852ZZ 联立 得：783 4 1 8ZZ、。 按同样的方法可分 别计算出：三档齿轮 562 9 2 3ZZ、；四档齿轮 342 8 2 4ZZ、。 3.3.4 确定倒档齿轮的齿数 一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 17 gri取 4。倒档传动齿轮的齿数 和 一档主动齿轮 10 相近 ，取 14。 3.4 求各挡齿轮的变位系数并进行修正 各挡齿轮的变位系数根据变位系数线图来选取： 图 3.2 变位系数线图 一挡 ： 0A=82.5 A=83 0A A 进行角度变位： c osc os AA o 则计算得 =20.9328 non m AA 则计算得 0.167n n 通过选择变位系数线图查得： 0.18 由 u=91041 2 .9 314ZZ 则在线图的左侧可以查得： 1 0.35 ，则 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 18 17.02 则 0.013 则：91()aoh f m （ 1.0+0.35-0.013） 3=4.011 91()foh f c m （ 1.0+0.75-0.35） 3=4.2 9 nd m Z 123 9 9 92aad d h 131.022 9 9 92ffd d h 114.6 1 0 2()aoh f m （ 1.0-0.17-0.013） 3=2.451 1 0 2()foh f c m （ 1.0+0.75+0.17） 3=5.76 10 nd m Z 42 1 0 1 0 1 02 4 6 . 9 0 2aad d h 1 0 1 0 1 02ffd d h 30.48 二挡 ： 取 20错误 !未找到引用源。 0A=87() 832 c o s nZ Z m A=83 A0 A 无需进行角度变位： =0 则：8 ()aoh f m 1.0 3=3 8 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 8 1 0 8 . 4 6c o snmzd 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 19 8 8 82aad d h 114.46 8 8 82ffd d h 97.96 7 ()aoh f m 3 7 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 7 5 7 . 4 2c o snmzd 7 7 72aad d h 63.42 7 7 72ffd d h 46.92 三挡： 取