五菱宏光手动变速器设计(46页).doc

《五菱宏光手动变速器设计(46页).doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《五菱宏光手动变速器设计(46页).doc（44页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、-五菱宏光手动变速器设计-第 36 页五菱宏光手动变速器设计 系部名称： 机械与车辆工程 专业班级： 汽服11403 学生姓名： 孙海瑞 指导教师： 苏广义 职 称： 副教授 长春大学 二一五年六月前言如果说发动机是车辆的心脏，那么我认为变速器就是车辆的动脉。给予车辆动力与速度。控制车辆的前进与后退。变速器能够按其要求改变从发动机传过来的转矩和速度，使工作的驱动轮能正常行驶，变速器的主要目的是能使停驶的汽车平稳地起步，运动的汽车能更好的爬坡，转弯，加速，减速等，使汽车在不同的工作环境中获得不同的最佳牵引力和速度，变速器内一定还要设有空挡和倒挡。 本设计过程得到了苏老师的一些我们院里的老师和同学

2、的帮助，在此对他们表示十分的感谢。 最后，殷切的希望广大的老师和同学对此次设计中误漏和错误之处，予以批评改正。 长春大学汽服11403 孙海瑞Foreword If the engine is the heart of the vehicle, so I think that is the artery of the vehicles transmission. Giving the vehicle power and speed. Forward and reverse control of the vehicle. Transmission can change according to

3、their requirements from the engine torque and speed to pass over, so that the work can be normal driving wheels, the main purpose is to make the suspended transmission car smooth start, sporty car better climbing, cornering, acceleration, deceleration, so that cars get a different optimal traction a

4、nd speed in different working environments, while the engine has a good range of working conditions. Transmission has to be neutral and reverse. The design process has been helped Su l teacher some of our teachers and students courtyard in the center to express my gratitude to them. Finally, the ard

5、ent hope that the majority of teachers and students of the leak at the design mistake and wrong, criticize the correction. Changchun University of steam clothes 11403 Sun Hairui目 录摘要IABSTRACTII第1章 绪论11.1选题的背景11.2目的及意义1第2章 总体方案设计32.1汽车参数的选择32.2变速器设计应满足的基本要求32.3传动机构布置方案分析32.3.1固定轴式变速器32.3.2倒档布置方案42.4齿

6、轮形式72.5换挡机构形式72.6变速器轴承82.7本章小结9第3章 变速器设计和计算103.1档数113.2传动比范围113.3各档传动比的确定113.3.1主减速器传动比的确定113.3.2最低档传动比的确定123.3.3各档传动比的确定133.3.4中心距的选定133.3.5变速器的外形尺寸143.4齿轮参数143.4.1模数的选取143.4.2压力角153.4.3螺旋角153.4.4齿宽163.4.5齿顶高系数173.4.6变位系数的选择原则173.5各档齿数的分配183.5.1确定一档齿轮的齿数183.5.2对中心距进行修正203.5.3确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数203.5.

7、4确定其他各档齿数及变位系数213.5.5确定倒档齿轮齿数及变位系数263.6本章小结28第4章 变速器的校核294.1齿轮的损坏形式294.2 齿轮强度计算284.2.1齿轮弯曲强度计算284.2.2齿轮接触应力计算304.3轴的结构设计324.4轴的强度验算334.4.1轴的刚度的计算334.4.2轴的强度的计算384.5轴承寿命计算414.6本章小结44第5章 同步器的设计455.1 锁销式同步器455.1.1锁销式同步器结构455.1.2锁销式同步器工作原理455.2锁环式同步器465.2.1锁环式同步器结构465.2.2锁环式同步器的工作原理465.2.3锁环式同步器主要尺寸的确定4

8、7 5.3 本章小结49第6章 变速器操纵机构506.1直接操纵手动换挡变速器506.2远距离操纵手动换挡变速器506.3本章小结51结论52参考文献53致谢54第1章 绪 论1.1选题的背景 1886年，卡尔.苯茨(KartBenz)发明汽车已有120余年的历史，但是第一台变速器的问世是是在1894年，变速器的发展可谓是更改了汽车的整体使用性能，至今变速器已有100余年的发展历史，可谓是发展的比较成熟了。近几年汽车行业一直是蓬勃发展的行业，汽车性能多样化的增加一直促使着汽车各种零部件更行换代，汽车变速器，一直是汽车传动装置中最最重要的环节，一直再不断的发展进步，使汽车在各种不同的工况中具有优

9、越的性能，我相信在这迅速发展的汽车时代，未来的几十年中变速器一定会将其作用发挥到极致，因此变速器做到0功率损失不是梦，只是时间的问题！1.2 目的及意义我们一步步精心细致的计算，分析与校核只是想把变速器设计的最合理，使它的性能发挥到极致，功率损失降到最少，燃油经济性最好，噪音最低。1.改变转矩 由于汽车会行驶在不同的路面中，驱动轮所需要的转矩不同，所以变速器要能更大范围的改变汽车的传动比。2.实现倒车行驶 汽车往往需要倒退行驶，所以，变速器中一定需要设置一个倒档，满足其后退要求。3.实现空档 汽车不可能一直行驶，当汽车停车时，踩离合后抬离腿时需要挂空档，第 2 章 总体方案设计2.1 汽车参数

10、的选择 变速器设计所需的汽车基本参数如下表:表2.1 设计基本参数表发动机最大功率63kw 最高车速 140km/h 总质量2880kg 最大转矩108Nm2.2 变速器设计应满足的基本要求对变速器如下基本要求: 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）设置倒档，使汽车能倒退行驶。 4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 5）换挡迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。 7）变速器应当有高的工作效率。此外，变速器是满足质量分布和体积小，成本低，维护方便。以满足性能和汽车的经济指标，

11、它是必要的，其数目是传动齿轮，该传动比，并为每个齿轮比。汽车行驶的道路条件越不好，变速比变化范围就要更大。2.3 传动机构布置方案分析2.3.1 固定轴式变速器固定轴式变速器又分为三种，包括两轴式，中间轴式，双中间轴式。两轴式变速器优缺点又喝多，优点包括结构简单，轮廓尺寸小，中间档效率高等。但是两轴式变速器没有直接挡，工作起来会有较高的噪声，且易损坏。此外，一档的速比设计的要较小些，所以本设计采用中间轴式变速器。2.3.2 倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用的时候较少，但是是汽车必不可少的一个功能，而且都是在停车的时候才会使用搭档，故采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。图2.1为中规中矩的倒挡布置方

12、案。对轴的长度缩短的第一齿轮的倒车挡，优点也2.1b中间轴中使用。优点在图2.2B方案示为当使用中间轴，从而缩短了中间轴的长度的第一齿轮的倒档。但移位两个齿轮啮合，以使在位移是困难的。图所示的实施方案中的可2.2C得到较大的反向齿轮比，不足之处是不合理的切换程序。在图2.2D所示的前一实施例的缺点已被修改，从而取代图2.2C所示的方案。图2.2E所示的实施例是形成在中间轴齿轮一体倒档，就会延长齿宽。图2.2F所示的实施方式是不断所有齿轮对齿齿轮，换档更加便于携带。为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度和一些卡车反向齿轮传动与图2.2克所示的情况。不足之处是一个倒档各设有一个转印叉轴，由此在传动

13、罩复杂的操作机制。因为在第一档和倒档的变速器具有一个较大的工作力，它仍然是在两轴传动轴传动的中间低和倒挡，它应位于支承轴附近，以减少轴的弯曲在一个地方，以确保做到这一点的过渡性覆盖率减少了很多，并按照低速高速传输在每个块的排列顺序，所以无论是大轴的刚性不够，还要保证安装方便。虽然倒档齿轮，该齿轮比在其附近的一齿轮比，但因为使用了倒档的很短，从这个起点，某些节目被布置在支撑体的轴的附近的块中，并随后被置于倒档。此时，当倒档工作，工作齿轮磨损和齿轮噪声期间减少了传输的磨损并在很短的时间在噪声略有增加，在相同的时间。另外，中间齿轮的倒档可以用于倒档有影响力状态的传动轴的左侧或右侧，见图2.2。 图2

14、.1 倒挡布置方案图2.2 倒挡轴位置与受力分析2.4 齿轮形式斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮比较，它的使用齿面重合度高寿命比较长，传动平稳，工作时噪声较低，但直齿圆柱齿轮具有传递动效率高的特点，主要应用在倒档和一档上面使用，所以设计中一挡和倒挡要用平凡的直圆柱齿轮，其他的挡都是用高性能的斜齿圆柱轮。2.5换挡机构形式直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种主要换挡机构形式。当汽车，每个块不同的过渡角速度，使得轴向位移直径齿轮的变化会影响牙齿表面和伴随的噪声。这使得通道结束过早磨损和损坏，而司机紧张和通过移位和使乘坐舒适性降低产生的噪音。只用人工技术驱动程序（如离合器脚），当换档时，上述缺点克服没有影

15、响。但此刻驾驶员的注意力被分散，会影响行车安全。因此，虽然这种转变的结构，但很少用于以简单的方式，除了一个块，倒档之外。由于第二齿轮的透射轴和啮合的副轴齿轮，它可以被用来移动离合器。此时，因为在同一时间通过与动力换档齿打击搞多。牙齿不参与移位，他们不会被过早损坏，但是，是不是消除换挡冲击，它仍然需要驾驶员资格的技术。由于加入的耦合和惯性常啮合齿轮，变速器的转动部分的总力矩的进一步增加。因此，当前移法只适用于一些不太复杂的设备和重型卡车变速器。这是因为，重型货车之间的雄性齿轮相对较小，该切换机构被连接到片小，减少之间的角速度差以使得离合器开关和制造成本，并减少传输距离。使用同步器可以在技术要快，

16、无冲击，无噪声移位，而不管控制的程度这一点。为了改进车辆加速，燃油经济性和驾驶安全比较这两个位移的方法，尽管它有一个复杂的机制，以产生高精度的轴向尺寸等缺点，它仍然是普遍。同步或离合器开关移动滑动开关圆通比小中风。在超宽滑动齿轮的情况下，这种差别甚至更加明显。为了便于操控，到另一个变速杆旅游需求的变化尽可能地。车出块是传播的主要故障之一。为了解决这个问题，在此过程，但是也实际程序更有效的措施，在结构如下动作：锁定装置，以确保移动换档拨叉轴相互拨叉轴被锁定时，是该机构的作用，以防止在连接两档，窜挡，乱党问题。（1）锁定销型图2.4是使用最广泛的一种机制，锁销和顶销被安装在换挡拨叉轴之间的汽车，销

17、和槽的长度，以确保锁定。图2.4，中立位置时，可在此时或者叉轴自由移动。图2.4，B，C，D为一个叉轴在工作位置，而另一叉轴被锁定。图2.4 互锁销式互锁机构（2）块枢轴锁定图2.5是一个锁定块锁定机构概略摆动锁定螺钉块装有壳体上同心波和自由旋转的螺杆的轴线转动，杠杆锁定放置块选头箱，此时，锁紧块的一个或两个突起A文件住其它两个换档拨叉轴槽的，不能保证换挡时，她分两批加入。（3）将颚式图2.6是用类似的夹爪锁紧装置的旋转的锁定机构的原理的块。摇杆头选入钳口，夹板上轴旋转的一个。转动杠杆夹持板时在所选择的换档叉轴槽的选档杆，然后夹具的一个或两个颚采取其他两个换档拨叉以确保所述互锁措施。可以提供操

18、作装置，以确保该机构不会被误认为相反。作为一项规则，在反向叉或U形夹装有弹簧机构，以允许驾驶员在位移时由于弹簧力，造成显著的感觉。该锁定机构还包括一自锁，反向决定性两个机构。的滑动的自锁机构的作用将锁定全齿长度，以确保参与的接合，并防止在该文件中的自动和在过渡。自锁球形和棒状锁定机构有两种类型的锁定机构。逆止器的作用，确保驾驶员有更多的力量杠杆，才接反提请注意的作用，防止其反向，导致安全事故适用。使用自锁的锁定机构的结构，联锁，扭转锁。为了实现自锁球自锁，互锁锁销。限制使用反向锁弹簧来实现，所以驾驶员为了防止意外的感觉相反。2.6变速器轴承变速器轴承传统圆柱滚子轴承，外球面轴承，滚针轴承，圆锥

19、滚子和滑动轴承，轴套等。至于什么应的结构限制承重特性来使用。图2.5 摆动锁块式互锁机构 图2. 6转动钳口式互锁机构紧凑汽车传动结构，体积小，使用较大尺寸的轴承结构是有限的，经常有困难的结构。作为第二轴支承在第一齿轮恒定内腔轴传输以足够的尺寸圆柱滚子轴承的内腔的前端能如果空间是使用的滚针轴承不足进行安排。第一波的传输支持，因为滚珠轴承在飞轮空腔的前端时，有足够的空间，以承受长力。经常从事球推力传输，后轴轴承通过的第一变速箱壳体，在那里它共享第一轴轴承的轴承外圈。后端第二波通常用于球轴承，轴向和径向力。产生中间轴齿轮的推力时，可在原理从前面或后轴承站的工作，但是，必须如所述壳体的前表面被布置成

20、支撑轴承帽困难的时候是轴承的轴向力从与圆柱滚子轴承的径向力的前端的后端，的圆锥滚子轴承的转移，尽管具有小直径，大的宽度，因此有大容量，并且能够产生高载荷承受等，而且还必须的调整预紧，安装工作，易后轴齿轮缺点斜携带不当忙。传输第一中间轴后轴承和第二轴后轴承的第一轴，用于按照该系列的直径一般在串联球形或圆柱滚子轴承。由轴承从广播中心和外壳套的后壁，的直径，以确保两个轴承孔之间的距离不小于620mm时，轻型卡车和汽车的下限。滚针轴承，衬套，主要用于在传动轴，不固定连接，并同时需要的地方的相对运动。滚针轴承具有滚动阻力小，传动效率高，与径向游隙，定位精度高，操作，齿轮和其他有用的好处。径向滑动套筒与尺

21、寸的间隙，便于携带，在间隙之后增加传输的定位和操作的操作过程中的精确度和增加的噪声。滑动套筒的优点是制造简单，成本低。在本次设计中，由于工作条件的限制，所以要更加精准的选选圆锥滚子轴承和深沟球轴承以及滚针轴承。2.7 本章小结 本章通过首先为车辆变速箱的设计和传输的主要参数的设计是必要满足的基本要求开始，对自己的设计也有一定的规范。然后变速器和齿轮组件的变速机构在简短的介绍的形式，分析每个传输方案的优点和缺点，选择传输的适当和有效的传输方案和设计经常会出现一些问题，为计算收益齿轮和轴奠定了良好的基础。齿轮箱的最终形状，做了介绍，并比较的优点和上述变速器的缺点可以形成一个合理的选择。提供多种形状

22、转移分析和容易出现的问题和相应的解决方案，最终使工作条件和工作条件的浪潮之后做出的选择，而且在滚子轴承的形式。第3章 变速器设计和计算3.1 挡数 增加对提高汽车的动力性和经济，齿轮的数量。记录号，传输的更复杂的结构中，和轮廓和质量的大小。与此同时复杂运行机制和移位在使用频率增加。在最低的等级，在相同条件下，无疑将增加的传动比之间的传动比减小的低挡和相邻高速，轮班工作很简单。要求的1.8以下相邻比率之间的比率，一小的移位的限制工作更容易。相邻的变速比之间的高速范围比的传动比之间的邻接块面积小于低得多。在最近几年中，为了减少燃料消耗，在上升的帧编号。目前，汽车通常是四个56档，配合五速变速箱更卡

23、车高级轿车采用四个56齿轮或齿轮。店质量卡车23.5T采用的是五速变速器，装车46速变速箱8T质量。多级变速器和卡车和越野车。设计为5速变速箱3.2 传动比范围 变速比是旋转的最低和最高齿轮比的齿轮比的传输范围的比率。比率来确定周和所选择的发动机参数，最大速度和车辆的使用，以及其他因素。汽车传动比目前的3到4，光5-6，其他货车的商用车更大。3.3 各档传动比的确定3.3.1主减速器传动比的确定发动机转速与汽车运动的速度的关系式为： （3.1）式中 汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器传动比； 主减速器传动比。由上文可知最高车速=139km/h；

24、最高档为超速档，传动比=1；由于轮胎规格是170/70R14所以得到=296.8（mm）；发动机转速=6684.5（r/min）；上式可以得到主减速器传动比为： 3.3.2最低档传动比计算 按最大爬坡发达程度到最大容量的条件下，要求所用的斜最大斜坡角，驱动力应满足余下式： （3.2）式中 G 车辆总重量（N）；滚动阻力系数，对良好路面=0.010.02；发动机最大扭矩（Nm）；主减速器传动比；变速器传动比；为传动效率（0.850.9）；R 车轮滚动半径；最大爬坡度本设计为能爬30%的坡，大约。由公式（3.2）得： （3.3）已知：m=2880kg；r=0.2968m； Nm；g=9.8m/s2

25、；，把以上数据代入（3.3）式：当一档输出最大驱动力时，要驱动轮不可以产生滑转的现象。要产生不滑动的现象。公式要满足下列条件： （3.4）式中 驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.50.6之间。取0.55，把数据代入（3.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为5.1。3.3.3 各档传动比的选定中变速比是根据上述条件来确定。传动齿轮顶部通常是直接的文件，有时有超速，这是在草案中，高端超速。理论上中间齿轮比的相互关系（其中n是项数）被布置成几何级数，事实上，从理论值方便，因为的整数，用于齿轮公比之间的齿数要小，同时适当调整机床参数。3.

26、3.4中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算： （3.5）式中 变速器中心距（mm）； 中心距系数，商用车=8.69.6；发动机最大输出转距为210（Nm）；变速器一档传动比为5.1；变速器传动效率，取96%。9.0=72.78mm商用车变速器的中心距在80170mm范围内变化。所以根据计算结果，初取A=72mm。3.3.5变速器的外形尺寸变速器壳体的轴应用公式；mm频繁选择当传输和同步数长时，中心距因子K应当采取最大给定系数。方便实现四舍五入。设计是一个五速手动变速箱，为300毫米的初始轴向外壳尺寸。3.4 齿轮参数3.4.1 模数的选取一般原则：为了降低噪音应该考虑合理增加减少模块米宽，

27、使小质量，增加同时减少多少米宽，从流程的角度看，在同一封相应的操作应用实力模块，我们期待每颗牙齿必须是不同的模块。自动变速器的降噪工作，有一个更重要的意义，因此模数齿轮应选择小的，卡车，更重要的是比减少噪音，质量，那就应该选择大齿轮模块。应选择低速档较大的模块，其他选择另一个齿轮模数。偶尔，汽车传动齿轮是由每个块相同的模块。同步离合器和最引人入胜的渐开线齿形。由于原始应该使用相同的传输的相同接合齿模块。你进入该地区：轿车和卡车的1.8的总质量2.03.5毫米14.0吨。较小的模数选择的齿数来提高有利移位。初选齿轮模数 =3.0mm 齿轮法向模数 =3.0mm3.4.2 压力角如果接触角是小的，

28、以提高匹配程度，传动平稳，噪音低，高弯曲强度和齿面接触的强度。对于商用车辆，重叠程度增加降噪，总是较小。变速器齿轮压力角为 20 啮合套或同步器的接合齿压力角用303.4.3 螺旋角螺旋齿轮用于传输。螺杆选择坡角，要注意其对齿轮的强度和轴向传输操作声音的影响。档位选择更大的倾斜角度，更接近比变速箱的增加，顺风顺水，降噪。实验证明：与螺旋角增大，齿的强度需要增加。但是，当倾斜角大于30，急剧下降的抗弯强度，并且接触力继续。因此，为了提高低速齿轮弯曲的视图强度，不希望花15大倾角25是合适的，并且增加了高速传输的接触力和鉴于越来越接近应处于使用大螺旋角。当螺旋齿轮传动的扭矩和轴向力产生施加到轴承。

29、设计应在中间轴齿轮工作时两个轴向力平衡，减少轴承负荷，提高了轴承的使用寿命追捧。因此，螺旋角应不同的传输中间轴齿轮不相同。使这一过程容易，在轴的轴向力的中心不，它可以形成在相同的桨距角，或者简单的双倾斜角。发现都应该右手，第一和第二轴斜齿轮减速机所推崇的中间轴斜齿轮的方向，被视为左撇子。轴向力从轴承盖到壳体上。齿轮和倒档被设计为正齿轮，过渡到这项工作中，中间轴的轴向力不能平衡（但因为它们使用较少的齿轮，它也被允许的），但此时的第二轴没有轴向力，之后，图3.1显示了轴向力假装两个中间轴斜齿轮的平衡，必须满足以下条件 （3.6） （3.7）由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足 （3.8）式中，Fa

30、1，Fa2为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力，Fn1，Fn2为作用在中间轴齿轮1、2上的圆周力；r1，r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。图3.1 中间轴轴向力的平衡斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：商用车中间轴式变速器为 2030初选的螺旋角=253.4.4 齿宽b需要注意的是的齿轮工作稳定性，强度和齿轮的齿宽度的轴向尺寸的工作齿轮受到的力的均匀性。考虑到质量和缩短尽可能减小变速器的轴向尺寸，它应该有较低的齿宽度。稳步下降正齿轮齿宽的优势被削弱，而且工作量增大。因此，一些具有宽齿宽，工作开展齿轮由于变形轴线是倾斜的，沿着在齿宽方向的不连续性和不均匀磨损的齿宽方向。通常基于齿

31、轮模数m来选择的齿宽尺寸。直齿：b=m， 为齿宽系数，取为4.58.0 取=6斜齿：b=，取6.08.5 ，取=6第一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。直齿 b=63=18mm斜齿 b=63=18mm3.4.5 齿顶高系数 齿强度的程度补遗系数，运行噪音，滑动速度相对牙，牙钻蚀和增编厚度的影响。如补遗系数小，齿轮重叠小，噪音大的工作，但该齿被弯曲力矩减小，弯曲应力也减小齿。因此，在过去是由于齿轮的加工精度不高，并且该负载被集中在梳子的齿，使用超过齿顶系数取得0.75-0.80短齿齿轮。经过齿轮加工精度提高，包括我自己，1.00的规定

32、编系数。为了提高合规性转变的程度，以减少噪音和齿根的实力，拥有编系数和1.00细如火如荼的传输。3.4.6 变位系数的选择原则移动速变速箱的设计是一个非常重要的组成部分。采用改性装置以避免除非，削弱和齿轮中心距外刮，这样会影响牙齿的强度，使用的流畅性，耐磨性，抗结合能力和啮合噪声。有两种类型的改性传送方式：垂直偏移量和角度偏差。高程偏差齿轮副一对牙修正系数为零。增加的小齿轮齿根的移位量，所以它是在规模和强度中的大齿轮的附近。副缺点高度移位齿轮不同时增加一对齿轮的强度，是难以降低噪音。角位移齿轮对偏转和不为零。角位移，这两个位移的高度的优点有其缺点是可以避免的。是有几个中间齿轮安装在传动轴和第二

33、轴组合和配置，以提供每一个齿轮比由于需要确保各齿轮彼此和具有不同数量的齿。为了确保每个齿轮具有相同的中心的距离，这个时间与进料齿处理。如果牙齿并用标准齿轮或副高度偏转的数量，然后齿和少齿轮对的数目应为正角位移。自啮合性能的角位移和良好的传输质量的指标，所以使用更。为螺旋齿轮，但也通过选择适当的螺旋角，以达到相同的要求的中心。传动齿轮循环荷载条件下工作，有时冲击负荷。高端齿轮齿面疲劳剥落位置的主要损坏，因此，最大接触粘合强度和耐磨损性的原则应该是最有利的方式，以确保修正系数。为了改善接触电阻，应使得总位移因数尽可能大，从而使两啮合渐开线基圆更远，以提高齿廓的曲率半径，减小接触应力。为低速传输时，

34、由于较低的小齿轮齿根强度，再加上较大的负荷传递小齿轮齿根弯曲现象可能会发生。变异的总系数小，一对齿轮的齿总厚度更薄，弱齿根，下部弯曲强度。由于齿的刚度却小，容易吸收冲击和振动，噪音应少。根据上述和其他原因，为了，除了用于去除的齿轮传动装置，以减少噪声，两个齿轮和相互整体过渡倒档修正系数使用值较小数量，以获得低噪声传输。3.5 各挡齿轮齿数的分配在齿轮传动装置后初选中心距，模块和螺旋角的齿轮可以是更多，这取决于齿轮比和传输方案的数量，分配的每个齿轮的齿数。图3.2 五挡变速器传动方案3.5.1 确定一挡齿轮的齿数一挡传动比 （3.9）如果，齿数确定了，则与的传动比可求出，为了求，的齿数，先求其齿

35、数和直齿=2A/m （3.10） 斜齿=2A/ （3.11）因为一挡用的是直齿轮，所以=2A/m=272/3=48后四舍五入计整数算。取中间轴的小齿轮齿尽可能小，因此/比被设定为在壳体/传动比较大与较小的相关联，使得第一轴齿轮常数的详细的齿数，以便定位在所述第二轴承车轴的前内腔是，并确保足够的厚度。考虑到限制第一轴变速器的壳体的轴孔的尺寸和布置的可能性，应该不多。的中间轴链轮的齿数最少数目也受中间轴的尺寸，即通过限制刚度。若选择，所述轴的大小和齿轮必须一起考虑。如果商业中间轴齿轮比= 5-6，中间轴第一齿轮数可在15至17的卡车在12到17应用应用。因为=5.1取中间轴上一挡齿轮=17 输出轴

36、上一挡齿轮=-=48-17=31根据确定的中心距A求啮合角：=0.9397根据齿数比u=参数 分度圆直径d=zm=313=93mm 齿顶高 =m=m=3mm( =1) 齿根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm 齿顶圆直径=d+2=(z+2)m=99mm 齿根圆直径=d-2=(z-2.5)m=85.5mm 中心距 A= =72mm参数 分度圆直径d=zm=173=51mm 齿顶高 =m=m=3mm( =1) 齿根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm 齿顶圆直径=d+2=(z+2)m=57mm 齿根圆直径=d-2=(z-2.5)m=43.5mm 中心距 A= =72mm两齿轮分度圆仍相

37、切，节圆与分度圆重合，合齿高度不变。3.5.2 对中心距进行修正并且由中央的距离计算，并改变了圆角，因此应根据与从在该场的中心作为订正齿轮到每个块的基础的新的数据中心相关联的齿轮变化系数。修改后的中心距，以便采取72毫米3.5.3 确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数 求出传动比 （3.12）而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即A=/2 （3.13） 72=3（+）/2cos25 求得常啮合齿轮齿数为 =12 =32参数 分度圆直径d=z=z/=39.72mm 齿顶高 =3mm( =1) 齿根高 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) 齿顶圆直径=d+2=45.72mm 齿

38、根圆直径=d-2=33.72mm 中心距 A=72.82mm参数 分度圆直径d=z=z/=105.92mm 齿顶高 =3mm( =1) 齿根高 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) 齿顶圆直径=d+2=111.92mm 齿根圆直径=d-2=-99.92mm 中心距 A=72.82mm核算 =4.86 在误差允许范围内3.5.4 确定其他各挡的齿数及变位系数二挡齿轮是斜齿轮螺旋角与常啮合齿轮不同 （3.14） （3.15）还有，要抵消或减少中间轴上的轴向力，还应该满足下式： （3.16）联解上述三式，采用试凑法，当螺旋角为时，解（3.14）、（3.15）得：求得二挡齿轮齿数为 ： 代

39、入上式近似满足轴向力平衡 凑配中心距 所以需变位 =0.387 参数 分度圆直径 =77.65mm 节圆直径 = 60.25mm (u=1.39) 齿顶高 =1.793mm 齿根高 =0.21mm 全齿高 =5.607mm 齿顶圆直径 =88.408mm 齿根圆直径 =77.23mm参数 分度圆直径 =55.90mm 节圆直径 = u=83.75 (u=1.39) 齿顶高 =5.466mm 齿根高 =0.15mm 全齿高 =5.607mm 齿顶圆直径 =66.778mm 齿根圆直径 =55.6mm 图3.3选择变位系数线路图同理：三挡齿轮齿数 时近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距 所以需变位

40、1.5923 =0.2923 参数 分度圆直径 =63.457mm 节圆直径 = 77mm (u=0.87) 齿顶高 =4.51mm 齿根高 =1.362mm 全齿高 =5.87mm 齿顶圆直径 =69.20mm 齿根圆直径 =60.733mm 参数 分度圆直径 =72.98mm 节圆直径 =u=66.99mm (u=0.87) 齿顶高 =4.51mm 齿根高 =1.362mm 全齿高 =5.87mm 齿顶圆直径 =82.00mm 齿根圆直径 =70.256mm 四挡齿轮齿数 时近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距 所以需变位 1.157 =0.157 参数 分度圆直径 =48.76mm 节圆直

41、径 = 93.51mm (u=0.54) 齿顶高 =4.239mm 齿根高 =2.04mm 全齿高 =6.279mm 齿顶圆直径 =57.238mm 齿根圆直径 =44.68mm 参数 分度圆直径 =91.03mm 节圆直径 = 50.49mm (u=0.54) 齿顶高 =4.239mm 齿根高 =2.04mm 全齿高 =6.279mm 齿顶圆直径 =99.51mm 齿根圆直径 =86.95mm3.5.5 确定倒挡齿轮齿数及变位系数倒档齿轮选用的模数往往与一档相近，倒档齿轮的齿数一般在23之间初选 计算中间轴与倒档轴的中心距 设有中心距 圆整后取为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，故取满足输入轴与中间轴距离假设当齿轮11和齿轮12啮合时中心距：=70A且mm凑配中心距 所以需变位 =0.0128