（终稿）长安杰勋汽车机械式变速器设计（全套完整有CAD）

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顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径节圆直径当量齿数确定常啮合传动齿轮副的齿数常啮合齿轮选用斜齿圆柱齿轮，模数.，初选螺旋角。由式.求出常啮合传动齿轮的传动比.常啮合传动齿轮的中心距与档齿轮的中心距相等，即.取整为则对常啮合齿轮进行变位确定实际螺旋角理论中心距端面分度圆压力角端面啮合角中心距变动系数变位系数之和查变位系数线图得齿顶高变动系数计算常啮合齿轮参数分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径节圆直径当量齿数确定其他各档的齿数．二档齿轮为斜齿轮，模数.，初选取整为，对二档齿轮进行变位确定实际螺旋角理论中心距端面分度圆压力角端面啮合角中心距变动系数变位系数之和查变位系数线图得齿顶高变动系数计算二档齿轮参数分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径节圆直径当量齿数．三档齿轮为斜齿轮，模数.，初选取整为，对三档齿轮进行变位确定实际螺旋角理论中心距端面分度圆压力角端面啮合角中心距变动系数变位系数之和查变位系数线图得齿顶高变动系数计算三档齿轮参数分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径节圆直径当量齿数．四档齿轮为斜齿轮，模数.，初选取整为，对四档齿轮进行变位确定实际螺旋角理论中心距端面分度圆压力角端面啮合角中心距变动系数变位系数之和查变位系数线图得齿顶降低系数计算四档齿轮参数分度圆直径齿顶高齿根高齿全高基圆直径齿顶圆直径齿根圆直径节圆直径当量齿数确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用直尺圆柱齿轮，倒档齿轮选用的模数为，倒档齿轮的齿数般在之间，初选后，可计算出中间轴与倒档轴的中心距。初选则.为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮和的齿顶圆之间应保持有.以上的间隙，则齿轮的齿顶圆直径应为.为了保证齿轮和的齿顶圆之间应保持有.以上的间隙，取计算倒档轴和第二轴的中心距计算倒档传动比.分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径.变速器齿轮的设计及校核齿轮的坏损形式变速器齿轮的损坏形式主要有三种齿轮折断齿面点蚀齿面胶合。齿轮折断有两种情况，种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到定深度后，齿轮突然折断。齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。高速重载齿轮传动轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间滑动油模破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。在汽车变速器齿轮中，胶合损坏情况不多。轮齿的强度计算汽车的变速器齿轮使用条件是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料热处理方法加工方法精度级别支撑方式也基本致。试验证明对于直齿轮，压力角为强度增加不多对于斜齿轮，压力角为时强度最高。因此，理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应选用等于小些得压力角对商用车，为提高齿轮承载能力应选用.或等大些的压力角。斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮的啮合的重合度增加，因而工作平稳噪声降低。实验证明随着螺旋角的增大，齿轮的强度也相应提高。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角，以而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同档位齿轮的螺旋角应该是不样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应律取为右旋，则第第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。档和倒档设计为直齿时，在这些档位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消但因为这些档位使用得少，所以也是允许的，而此时第二轴则没有轴向力作用。根据图.可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件.由于，为使两轴向力平衡，必须满足.式中，为轴向力为圆周力为节圆半径，为中间轴传递的转矩。图.中间轴轴向力的平衡最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用乘用车变速器两轴式变速器为中间轴式变速器为货车变速器汽车变速器的齿形压力角及螺旋角按表.选取。表.汽车变速器齿轮的齿形压力角与螺旋角项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形，般货车规定的标准齿形重型车规定的标准齿形低档倒档齿轮，小螺旋角齿宽在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸质量齿轮工作平稳性齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，应该选用较小的齿宽。另方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，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。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在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直齿，为齿宽系数，取为斜齿，取为。采用啮合套或同步器换档时，其接合齿的工作宽度初选时可取为。第轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，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。对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取的稍大。齿顶高系数齿顶高系数对重合度轮齿强度工作噪声轮齿相对滑动速度轮齿根切和齿顶厚度等有影响。位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用个档。商用车变速器采用个档或多档。载质量的货车多采用五档变速器，载质量在的货车多采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。长安杰勋汽车的主要技术参数见表.。表.长安杰勋汽车的主要技术参数发动机最大功率车轮型号发动机最大转矩最大功率时转速最大转矩时转速最高车速主减速比的确定.式中汽车行驶速度发动机转速车轮滚动半径变速器传动比主减速器传动比。.式中发动机最大扭矩发动机最大功率发动机最大功率转速转矩适应系数.式中发动机最大扭矩转速已知最高车速最高档为直接档，传动比车轮滚动半径由所选用的轮胎规格.发动机最大扭矩转速发动机最大功率转速由公式.得到主减速器传动比变速器各档传动比的确定在选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度驱动车轮和地面的附着力汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等综合考虑来确定。汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有.般货车的最大爬坡度约为，即.，则由最大爬坡度要求的变速器挡传动比为.式中汽车总质量，重力加速度，滚动阻力系数，驱动车轮的滚动半径，发动机最大转矩，主减速比，汽车传动系的传动效率，。将各数据代入式.中得根据驱动车轮与路面的附着条件.可求得变速器档传动比为.式中汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，因为乘用车发动机前置前驱动的轴荷分配范围为，所以道路的附着系数，计算时取通过以上计算可得到，国产汽车中，轿车变速器传动比变化范围是，中轻型货车约为，其他货车在以上。所以，取。变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数,故相邻档位传动比比值就是几何级数的公比但是实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。此变速器的最高档为直接档，其传动比为.，档传动比初选为.，中间各档的传动比按理论公式其中为档位数求得公比。因为，所以.变速器中心距的确定对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴线之间的距离称之为变速器中心距。它是个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同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，受档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，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。中间轴式变速器的中心距的确定初选中心距，可根据下述经验公式计算.式中中心距系数，乘用车，商用车发动机的最大转矩变速器挡传动比变速器的传动效率，取将各数代入式.中得初齿轮的强度计算及材料选择齿轮强度计算及检验．变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算轴的结构设计轴的强度计算．变速器轴承的选择及校核．同步器的设计选用．变速器操纵机构的设计选用．变速器箱体的结构设计。第章变速器传动机构布置方案.变速器传动机构布置方案分析机械式变速器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应用。通常，有级变速器具有三个四个五个前进档重型载货汽车和重型越野车则