下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 摘 要 本設(shè)計的任務是設(shè)計一臺用于貨車上的手動變速器。本設(shè)計采用中間軸式變速器 . 根據(jù)轎車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù) ,結(jié)合自己選擇的適合于該貨車的發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。再結(jié)合某些貨車的基本參數(shù)，選擇適當?shù)闹鳒p速比。 本次設(shè)計的汽車變速箱主要是從強度方面來對齒輪的尺寸計算及校核，軸的尺寸計算和位置的確定，選擇設(shè)計滿足其承載能力的同步器。另外，針對齒輪作用力的不同，在不同的軸上選擇合適的軸承。利用軟件 Pro/e 和 CAD 完成變速器總成圖、第一軸、第二軸、中間軸、各個擋齒輪及同步器的設(shè)計。 關(guān)鍵詞 ：變速器；鎖環(huán)式同步器；傳動比；中間軸；貨車 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 II ABSTRACT The duty of this design is to design a manual transmission used in the truck, Its the countershaft-type transmission gearbox. According to the contour, track， wheel base， the smallest ground clearance, the smallest turning radium, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio. This design is mainly gears size computation and the examination， the axis sizes calcul-ation and the positions determination， the choice design satisfies its bearing capacity the syn- chromesh. Moreover， in view of the gear actions difference, chooses the appropriate bearing on the different axis Completes the transmission gearbox unit chart， the first axis， the second axis, the intermediate shaft using software Pro/E and CAD, to keep off the gear and the synchromesh design one by one Key words: transmission； inertial type of synchronizer； gear ratio； countershaft； truck下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 目 錄 摘要 . Abstract. 第 1章 緒論 .1 1.1 概述 . .1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 . .1 1.3 研究內(nèi)容 .3 第 2章 變速器傳動機構(gòu)布置方案 .4 2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析 . .4 2.2 傳動裝置布置方案分析 . .4 2.3 本章小結(jié) . . .7 第 3章 變速器主要參數(shù)的選擇 .8 3.1 擋數(shù)的選擇及各擋傳動比的確定 . .8 3.3.1 確定擋數(shù) .8 3.3.2 傳動比范圍的確定 .8 3.2 中心距 . .9 3.3 齒輪參數(shù) . .9 3.3.1 模數(shù)的選取 . . .9 3.3.2 壓力角 . .10 3.3.3 螺旋角 . .11 3.4 齒寬計算 . .11 3.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配 . .11 3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) .11 3.5.2 對中心距 A進行修正 . .12 3.5.3 確定齒頂高系數(shù)和徑向間隙系數(shù) . . .12 3.5.4 計算一擋齒輪參數(shù) .12 3.5.5 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) .12 3.5.6 修正螺旋角的值 .13 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 3.5.7 中心距修正 .13 3.5.8 確定常嚙合齒輪參數(shù) .13 3.5.9 確定其它各擋的齒數(shù) .14 3.5.10 確定倒擋的齒數(shù) .18 3.6 變速器輪齒強度計算 .19 3.6.1 齒輪彎曲強度計算 .19 3.6.2 齒輪接觸應力計 算 .22 3.6.3 變速器齒輪具體強度校核計算 .24 3.7 本章小結(jié) .29 第 4章 變速器軸設(shè)計計算 .30 4.1 變速器軸設(shè)計 . .30 4.2 初選軸的直徑 . .30 4.3 軸的結(jié)構(gòu)形狀 . .30 4.4 軸的強度和剛度的計算 . .31 4.4.1 計算各軸上齒輪的圓周力與切向力 .31 4.4.2 軸的剛度驗算 . . .33 4.4.3 軸的強度驗算 .39 4.5 本章小結(jié) . . .41 第 5章 軸承選擇與壽命計算 .42 5.1 使用時間計算 . .42 5.2 軸承選擇與壽命計算 . .42 5.3 本章小結(jié) . .43 第 6章 變速器的同步器設(shè)計及其結(jié)構(gòu)元件 .42 6.1 同步器設(shè)計 . .44 6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 . .45 6.3 本章小結(jié) . .47 第 7章 應用 Pro/E進行變速器的建模與裝配 . . . . . . .48 7.1 Pro/E 軟件簡介 . .48 7.2 變速器齒輪集合模型的建立 . .48 7.2.1 直齒圓柱齒輪幾何模型的建立 .48 7.2.2 斜齒圓柱齒輪集合模型的建立 .51 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 7.3 變速器軸的幾何模型建立 . .55 7.3.1 變速器第一軸的幾何模型建立 .55 7.3.2 變速器中間軸的幾何模型建立 .55 7.3.3 變速器第二軸的幾何模型建立 .56 7.4 軸承的幾何模型建立 . .56 7.5 箱體的幾何模型建立 . .57 7.6 變速器零件模型的虛擬裝配 . .58 7.7 本章小結(jié) . .60 結(jié)論 .61 參考文獻 .62 致謝 .63 附錄 .64下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 1 買文檔送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 2 第 1 章 緒 論 1.1 概述 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 3 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設(shè)有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 變速器由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成，對變速器設(shè)計的基本要求如下： 1. 應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比 ，來滿足這一要求。 2. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 3. 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 4. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?5. 噪聲小 。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標，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雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 我國的汽車及各種車輛的零部件產(chǎn)品在性能和質(zhì)量上和發(fā)達國家存在著一定的差距，其中一個重要原因就是設(shè)計手段落后，發(fā)達國家在機械產(chǎn)品設(shè)計上早以進入了分析設(shè)計階段，他們利用計算機輔助設(shè)計技術(shù)，將現(xiàn)代設(shè)計方法，如有限元分析、優(yōu)化設(shè)計、可靠性設(shè)計等應用到產(chǎn)品設(shè)計中，采用機械 CAD 系統(tǒng)在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查，實現(xiàn)三維設(shè)計，大大地提高產(chǎn)品設(shè)計的一次成功率，減少了試下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 4 驗費用，縮短了產(chǎn)品更新周期。而我們的設(shè)計手段仍處于以經(jīng)驗設(shè)計為主的二維設(shè)計階段，設(shè)計完成后在投產(chǎn)中往往要進行很大的改動，使得產(chǎn)品開發(fā)周期很長，性能質(zhì)量低等。為改變我國的車輛零部件的生產(chǎn)和設(shè)計手段的落后狀況，縮短新產(chǎn)品的開發(fā)周期，提高市場競爭力，有必要開發(fā)一些適合中國國情的汽車及零部件的 CAD 系統(tǒng)，對已開發(fā)的 CAD 系統(tǒng)需進一步提高和完善。 隨著 CAD 技術(shù)的發(fā)展和應用，許多國家和部門都對其進行了大量的研究和試驗，隨之開發(fā)并形成一些成套硬件和軟件系統(tǒng)。在美國、日本及歐洲發(fā)達國家中，利用 CAD技術(shù)解決眾多繁瑣的設(shè)計和分析計算。形成了以圖形系統(tǒng)為基礎(chǔ)、以數(shù)據(jù)庫為核心、以工具系統(tǒng)為支撐和以分析計算為應用的集成化系統(tǒng)。 美國的 CAD 技術(shù)一直處于領(lǐng)先地位，其主要目標就是建立完善的 CAD/CAM 集成系統(tǒng)。美國汽車工業(yè)最早應用了 CAD 系統(tǒng)。美國通用汽車公司、福特汽車公司等都已廣泛應用 CAD 技術(shù)。他們將結(jié)構(gòu)、強度、剛度等計算、三維實體造型應用于汽車的設(shè)計開發(fā)中，將 CAD、 CAPP、 CAM、 CAE 集成，使生產(chǎn)效率提高，產(chǎn)品質(zhì)量得到保證，市場響應速度提高，從而大大地提高了他們的競爭力，為他們帶來了巨大的經(jīng)濟效益。他們應用的 CAD 軟件主要有 Pro/E、 UG、 CATIA、 IGES 等。 國外的這些汽車公司已有 CAD 程序，但涉及各公司的標準和技術(shù)規(guī)范及試驗都很保密。與國外相比，我國的汽車工業(yè)在 CAD 方面起步較晚，發(fā)展比較慢。目前一些高校和大中型企業(yè)已開始進行 CAD 的研究，在產(chǎn)品的改進設(shè)計、設(shè)計后的計算機繪圖及有限元分析等方面已陸續(xù)取得一些效果。但總的來講國內(nèi)工廠多數(shù)是依賴傳統(tǒng)的 設(shè)計方法 經(jīng)驗類比法，對引進產(chǎn)品主要是測繪仿制，難以滿足現(xiàn)代汽車工業(yè)的客觀要求。采用現(xiàn)代設(shè)計方法，是提高自行設(shè)計、消化吸收和國產(chǎn)化的極其重要手段。 近年來，隨著車輛技術(shù)的進步和道路上車輛密度的加大，對變速器的性能要求也越來越高。眾多的汽車工程師在改進汽車變速器性能的研究中傾注了大量的心血，使變速器技術(shù)得到了飛速的發(fā)展。機械式變速器是目前使用最為廣泛的汽車變速器。雖然它有諸多缺點，如換檔沖擊大，體積大，操縱麻煩等；但是，它也有很多優(yōu)點，如下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 5 傳動效率高，工作可靠，壽命長，制造工藝成熟和成本低等。所以，如果能改善機 械式變速器上述的缺點，它還是有很大的發(fā)展空間的。如果在減小機械式變速器的體積和提高傳動平穩(wěn)性兩方面做一些研究，就可以解決這些問題。 1.3 研究內(nèi)容 研究了解汽車變速器的功能、原理、結(jié)構(gòu)以及設(shè)計方法。學習掌握 Pro/E 軟件，并為了縮短設(shè)計周期和降低開發(fā)成本，基于虛擬樣機技術(shù)，通過 Pro/E 軟件平臺，對變速器進行輔助設(shè)計，并進行虛擬裝配。 擬取得的成果的形式：完成變速器各零部件的計算、并校核。運用 Pro/E 軟件建立各零部件的三維實體模型，通過鏈接關(guān)系進行虛擬裝配，完成裝配圖、關(guān)鍵的零件圖一份。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 6 第 2章 變速器傳動機構(gòu)布置方案 2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析 汽車主要參數(shù)如下表 2.1。 表 2.1 整體設(shè)計中的汽車參數(shù) 2.2 傳動裝置布置方案分析 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器應用廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動汽車上。 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計得很大。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相同。 額定總質(zhì)量 12100kg 載質(zhì)量 5000 kg 自重 7430 kg 車寬 2470 mm 車長 10000mm 軸距 5720 mm 車高 3630 mm 轉(zhuǎn)數(shù) 2600r/min 最大轉(zhuǎn)矩 650 N m 最大爬坡度 16.7 離合器 單片，干式 軸荷分配 滿 載 空 載 前 36%，后 64% 前 45%，后 55% 最高車速 93km/h 發(fā)動機功率 136kW 車輪半徑 504mm 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 7 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器第一軸的前 端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。 圖 2.1 中間軸式四擋變速器傳動方案 圖 2.2 中間軸式五擋變速器傳動方案 圖 2.1、圖 2.2 分別示出了幾種中間軸式四、五擋變速器傳動方案。各傳動方案下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 8 的共同特點是：變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器等一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達到 90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其他擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其他前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸 、中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有格擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。 在除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。 在擋數(shù)相同的條件下，各中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)、軸的支承方式、換擋方式和倒擋 傳動方案以及擋位布置順序上有差別。 與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中加入一個中間傳動齒輪的方案。常見倒擋布置方案如圖 2.4所示。 圖 2.4 倒擋布置方案 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 9 2.3 本章小結(jié) 本章對將要設(shè)計的變速器的主要參數(shù)、傳動機構(gòu)布置方案進行了分析確定，確定 選擇中間軸式變速器，中間軸式變速器可以設(shè)置直接擋，當汽車在直接擋下行駛時，可以降低變速器各齒輪的磨損，增加了變速器的使用壽 命。一擋和倒擋采用直齒，其它為斜齒。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 10 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1 擋數(shù)的選擇及各檔傳動比的確定 3.3.1 確定擋數(shù) 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 4 5個檔位的變速器。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 4 5個擋或多擋。 本次設(shè)計采用的是五擋變速器，即五個前進擋、一個倒擋，五擋為超速擋。 3.3.2 傳動比范圍的確定 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常是直接擋，傳動比為 1.0；有的變速器最高擋是超速擋，傳動比為 0.7 0.8。本次設(shè)計中，取五擋傳動比為 0.77。 所以 由05377.0 ii nrugra 可知 77.0932600504.0377.0377.050 gariu nri =6.9。 （ 3.1） 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 )s inc o s( m a xm a x01m a x fmgr iiTrTge （ 3.2） 式中： m 汽車總質(zhì)量； g 重力加速度； maxeT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； 0i 主減速比； T 汽車傳動系的傳動效率； r 驅(qū)動車輪的滾動半徑； 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 11 取 90.098.096.096.0 萬變主 T其中 7.16 則 9.09.6650504.0)7.16s i n7.16c os02.0(8.9121 0 0)s i nc os(0m a xm a xm a x1 Terg iT rfmgi =4.53。 根據(jù)驅(qū)動輪與路面的附著條件 取 %642 mgG 、 取 0.9 53.89.09.66 5 0 9.05 0 4.064.08.91 2 1 0 00m a x21 Terg iT rGi 所以 53.453.8 1 i 1i 取 5.8 根據(jù)等比級數(shù)分配即 qiiiiiiii 54433221,已知 =5.8 經(jīng)計算得 1i =5.8、 2i =3.2、3i=1.77、 4i =1、5i=0.77 3.2 中心距 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 A 。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小，而且對齒輪的接觸強度有影響。三軸式變速器的中心局 A（ mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定 ： （ 3.3） 式中： A 變速器中心距（ mm）；AK 中心距系數(shù)，根據(jù)車的取值范圍 AK 10.0； maxeT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（ Nm），已知maxeT=650 Nm； 1i 變速器一擋傳動比，已知 1i =5.8； 變速器傳動效率，取 96%。 計算得 A =153.534 mm,取 A=154。 3.3 齒輪參數(shù) 3.3.1 模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、3 1m ax geA iTK 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 12 噪聲、工藝要求。 應該指出，選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是： 在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選得小些；對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；變速器抵擋齒輪應選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相 同的模數(shù)。在給定模數(shù)范圍內(nèi)，初選模數(shù)：直齒輪模數(shù) m 4mm；斜齒輪法面模數(shù)nm=5mm。 變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表 3.1。 表 3.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)nm車 型 微型、輕型轎車 中級轎車 中級貨車 重型貨車 mmmn / 2.25 2.75 2.75 3 3.50 4.5 4.50 6 所選模數(shù)值應符合國家標準 GB/T1357-1987 的規(guī)定，見表 3.2。選用時，應優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。 表 3.2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自 GB/T1357-1987） (mm) 第一系列 1.00 1.25 1.5 - 2.00 - 2.50 - 3.00 - - - 4.00 - 5.00 - 6.00 第二系列 - - - 1.75 - 2.25 - 2.75 - （ 3.25） 3.50 （ 3.75） - 4.50 - 5.50 - 3.3.2 壓力角 因國家規(guī)定的標準壓力角為 20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20；嚙合套或同步器的接合齒壓力角有 20、 25、 30等，但普遍采用 30的壓力角。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 13 3.3.3 螺旋角 斜齒螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選取： 乘用車變速器： 兩軸式變速器為 20 25； 中間軸式變速器為 22 34； 貨車變速器： 18 26。 3.4 齒寬計算 在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。通常根據(jù)齒輪模數(shù) )(nmm的大小來選定齒寬： 直齒： mKbc，cK為齒寬系數(shù)，cK可在 4.5 8.0 內(nèi)選取。 斜齒：ncmKb ，cK可在 6.0 8.5 內(nèi)選取。 3.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配 3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 101921 zz zzi 并且已知 1i =5.8 為了求9z、10z的齒數(shù)，先求其齒數(shù)的和hz 直齒 mAZh 2斜齒 nh mAZ cos2 由已知 A =154 mm， m =4mm，nm=5mm， 圖 3.1 變速器示意圖 計算得：一擋直齒hz=77。 計算后取hz為整數(shù)，然后進行大、小齒輪數(shù)的分配。中間軸上的一擋小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使109 /zz的傳動比大些，在 1i 已定的條件下， 12/zz 的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 14 輪輻有足夠的厚度。考慮到殼體上的第一軸軸承孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。設(shè)計中， 取10z=18，且9z=10zzh ，則9z=59。 3.5.2 對中心距 A 進行修正 因為計算齒數(shù)和hz后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距 A 有了變化，所以應根據(jù)取定的hz重新計算中心距 A ，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)。 由mAzh 2，計算得 A =154mm。 3.5.3 確定齒頂高系數(shù)和徑向間隙系數(shù) 國家標準，齒頂高系數(shù) 0.1* ah； 徑向間隙系數(shù)25.0* c 3.5.4 計算一擋齒輪參數(shù) 分度圓直徑： 7218499 mzd2 3 65941010 mzd 齒頂高： 441*9 mhh aa441*10 mhh aa 齒根高： 54)25.01()( *9 mchh af54)25.01()( *10 mchh af 齒頂圓直徑： 8042722999 aa hdd2 4 4422 3 62 101010 aa hdd 齒根圓直徑： 6252722999 ff hdd226522362 101010 ff hdd 齒高： 954999 fa hhh954101010 fa hhh 3.5.5 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由公式求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 15 109112 zzizz （ 3.4） 而常嚙合傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即 2121cos2 )(zzmA n（ 3.5） 解方程（ 3.4）和（ 3.5）求得1z=20.159，2z=35.67 取整數(shù)得： 2z=35，1z=20。 傳動比修正： 736.518205935101921 zz zzi3.5.6 修正螺旋角的值 根據(jù)所確定的齒數(shù)和公式2121cos2 )(zzmA n ，計算校核得 21 =26.7655。 3.5.7 中心距修正 9 7 5.1 5 38 9 3.02 )3520(5co s2 )(2121 zzmA n 3.5.8 確定常嚙合齒輪參數(shù) 端面壓力角： 4 0 8.08 9 3.0 3 6 4.0co st ant an 21 t 17.22t 分度圓直徑： 9 8 2.1 1 18 9 3.0 205co s 2111 zmd n 9 6 9.1 9 58 9 3.0 355co s2122 zmd n 基圓直徑： 6 9 5.1 0 39 2 6.09 8 2.1 1 1c o s11 tddb 467.181926.0969.195c o s22 tddb 齒頂高： 5)( 1*1 nnnaa myXhh5)( 2*2 nnnaa myXhh 齒根高： 25.6)(1*1 nnaf mXchh25.6)( 2*2 nnaf mXchh 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 16 齒高： 25.1125.65111 fa hhh25.1125.65222 fa hhh 齒頂圓直徑： 9 8 2.1 2 1529 8 2.1 1 12111 aa hdd9 6 9.2 0 5529 6 9.1 9 52 222 aa hdd 齒根圓直徑： 4 8 2.9925.629 8 2.1 1 12111 ff hdd469.18325.62969.1952 222 ff hdd 3.5.9 確定其它各擋的齒數(shù) 確定二擋齒輪參數(shù)： 由于二擋齒輪為斜齒輪，螺旋角87和常嚙合齒輪的 21 不同，有公式 87zz212 zzi（ 3.6） 而 8787cos2 )(zzmA n（ 3.7）此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式 8721tantan 212zz z ）（871 zz（ 3.8） 聯(lián)解上述三個公式，采用比較方便的試湊法，即先選定螺旋角87，解式（ 3.6）和式（ 3.7），求出7z、8z，再把7z、8z及87代入式（ 3.8）中，檢查是否滿足或近似滿足軸向力平衡的關(guān)系。如相差太大，則要調(diào)整螺旋角87，重復上述過程，直至符合設(shè)計要求為止。 根據(jù)上述的公式解得：7z=38.349，8z=20.967，87=15.65。 取整得：7z=38，8z=21 修正螺旋角： 958.01542 5952 )(c o s 8787 A zzm n， 706.16 修正傳動比： 17.32021353881722 zz zzi修正中心距： 97.1 5 39 5 8.02)2138(5co s2)(8787 zzmA n 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 17 端面壓力角： 3 8 0.09 5 8.0 3 6 4.0co st ant an 87 t 80.20t 分度圓直徑： 33.1 9 89 5 8.0 385co s 8777 zmd n 60.1 0 99 5 8.0 215co s8788 zmd n 基圓直徑： 4.185c o s77 tddb 454.102c o s88 tddb 齒頂高： 5)(1*7 nnnaa myXhh5)( 2*8 nnnaa myXhh 齒根高： 25.6)(1*7 nnaf mXchh25.6)( 2*8 nnaf mXchh 齒高： 25.1125.65777 fa hhh25.1125.65888 fa hhh 齒頂圓直徑： 33.2085233.1982777 aa hdd60.1195260.1092 888 aa hdd 齒根圓直徑： 83.18525.6233.1982777 ff hdd1.9725.6260.1 0 92 888 ff hdd 確定三擋齒輪參數(shù)： 由于三擋齒輪為斜齒輪，螺旋角87和常嚙合齒輪的 21 不同，有公式 65zz213 zzi （ 3.9） 而 6565c os2 )(zzmA n （ 3.10）下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 18 此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式 6521tantan 212zz z ）（651 zz（ 3.11） 根據(jù)上述的公式解得：5z=28.806，6z=28.482，65=21.51。 取整得：5z=29，6z=29 修正螺旋角： 942.01542 5852 )(c o s 6565 A zzm n， 6851.19 修正傳動比： 75.12029352961523 zz zzi修正中心距： 93.153942.02585co s2)(6565 zzmA n 端面壓力角： 3 8 6.09 4 2.0 3 6 4.0co st ant an 65 t 13.21t 分度圓直徑： 9 2 8.1 5 39 4 2.0 295co s 6555 zmd n 9 2 8.1 5 39 4 2.0 215co s6568 zmd n 基圓直徑： 58.143c o s55 tddb 58.1 4 3c o s66 tddb 齒頂高： 5)(5*5 nnnaa myXhh5)( 6*6 nnnaa myXhh 齒根高： 25.6)(5*5 nnaf mXchh25.6)( 6*6 nnaf mXchh 齒高： 25.1125.65555 fa hhh25.1125.65666 fa hhh 齒頂圓直徑： 928.16352928.1532555 aa hdd下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 19 928.16352928.1532 666 aa hdd 齒根圓直徑： 4 2 8.1 4 125.629 2 8.1 5 32555 ff hdd428.14125.62928.1532 666 ff hdd 確定五擋齒輪參數(shù)： 由于五擋齒輪為斜齒輪，螺旋角43和常嚙合齒輪的21不同，有公式 43zz215 zzi（ 3.12） 而 6565c os2 )(zzmA n （ 3.13）此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式 4321tantan 212zz z ）（431 zz（ 3.14） 根據(jù)上述的公式解得：3z=16.489， 4z =37.476，65=28.83。 取整得：3z=16， 4z =37 修正螺旋角： 86.01542 5352 )(c o s 4343 A zzm n， 6396.30 修正傳動比： 76.02037351641325 zz zzi修正中心距： 07.1 5 486.02535co s2)(4343 zzmA n 端面壓力角： 4 2 3.086.0 3 6 4.0c o st a nt a n 43 t 94.22t 分度圓直徑： 0 2 3.9386.0 165co s 4333 zmd n 1 1 6.2 1 586.0 375co s4344 zmd n 基圓直徑： 666.85c o s33 tddb 1 0 2.1 9 8c o s44 tddb 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 20 齒頂高： 5)(3*3 nnnaa myXhh5)( 4*4 nnnaa myXhh 齒根高： 25.6)(3*3 nnaf mXchh25.6)( 4*4 nnaf mXchh 齒高： 25.1125.65333 fa hhh25.1125.65444 fa hhh 齒頂圓直徑： 023.10352023.932333 aa hdd116.22552116.2152 444 aa hdd 齒根圓直徑： 523.8025.62023.932