（图纸+论文）奥腾皮卡变速器设计（全套完整）

表.货车的质量系数参数车型总质量货车.装柴油机的货车为。

汽车总质量商用货车的总质量由整备质量载质量和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即.式中，为包括驾驶员及随行人员数在内的人数，应等于座位数。

此载货汽车是柴油机，查表.得质量利用系数为，其整备质量是.，由公式.得因为此车设计为双排室，所以，由公式.得本课题选用。

为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。

当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。

由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。

对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。

.各档齿轮齿数分配图变速器传动示意图在初选中心距齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。

应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。

确定档齿轮齿数档齿轮选用斜齿圆柱齿轮，模数，初选螺旋角。

中间轴档齿轮齿数，货车可在之间选用，最小为，取，档齿轮为斜齿轮。

档传动比为.为了求，的齿数，先求其齿数和，斜齿取整为即对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。

.取整为。

对档齿轮进行角度变位确定实际螺旋角端面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当量齿数确定常啮合齿轮副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.常啮合齿轮的中心距与档齿轮的中心距相等，即.由式得.，.取整为则对常啮合齿轮进行角度变位确定实际螺旋角理论中心距端面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当量齿数确定其他各档齿轮齿数．二档齿轮为斜齿轮，模数，初选由式得.，.取整为，对二档齿轮进行角度变位确定实际螺旋角理论中心距端面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当量齿数．三档齿轮为斜齿轮，模数，初选由式得.，.取整为，对三档齿轮进行角度变位确定实际螺旋角理论中心距端面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当量齿数．四档齿轮为斜齿轮，模数，初选由式得.，.取整为，对四档齿轮进行角度变位确定实际螺旋角理论中心距端面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齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用直齿圆柱齿轮，选用的模数.，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.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.本章小结本章根据汽车理论的知识计算出变速器的各档传动比确定了中心距与齿轮各参数介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各档传动比计算出各档齿轮齿数，同时对各档齿轮进行变位。

对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些对货车，为提高齿轮承载力，取大些。

变速器齿轮用，啮合套或同步器的接合齿压力角用。

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。

从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角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。

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。

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。

我国规定，齿顶高系数取为.。

齿轮的修正为了改善齿轮传动的些性能，常对齿轮进行修正。

修正的方法有三种．加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位．改变刀具的原始齿廓参数．改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。

齿轮的变位是齿轮设计中个非常重要的环节。

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，耐磨性抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。

变位齿轮主要有两类高度变位和角度变位。

高度变位齿轮副的对啮合齿轮的变位系数的和为零。

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想接近的程度。

高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加对齿轮的强度，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。

角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。

轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求式中花键内径。

图变速器齿轮尺寸控制图齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。

变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在范围内选用。

变速器自动脱档分析自动脱档是变速器的主要故障之。

由于接合齿磨损变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱档。

为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种．将两接合齿的啮合位置错开，如图所示。

这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的。

使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱档。

．将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄切下，这样，换档后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档，如图所示。

．将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角般倾斜，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图所示。

这种方案比较有效，应用较多。

将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱档的效果。

图防止自动脱挡的机构措施.本章小结本章主要确定了皮卡的主要参数，以及针对变速器传动机构的布置方案，这是设计本课题的前提，为之后的设计确定了方向。

第章变速器主要参数的确定.变速器档位数目及各档传动比的确定变速器档位数目的确定近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。

目前，乘用车般用个档位的变速器。

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。

总质量.以下的货车多采用四档变速器，总质量的货车多采用五档变速器。

总质量大于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。

本设计采用五档变速器。

主传动比的确定.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得到.发动机最大功率转速发动机转速由公式.得到主传动比变速器各档传动比的确定汽车行驶方程式.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，道路附着系数，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，因为货车后轮双胎满载