轻型客车变速器设计

中文摘要 商用车作为汽车家族的主要成员， 近年来，以其前所未有的发展势头，成为客运、货运用车的主力军。轻型客车作 为一种常用商用车型，为我们的日常生活带来了许多方便。 变速器是汽车传动系统中一个比较关键的部件，它设计的好坏直接影响到汽 车的实际使用性能。 大部分设计部分和工艺部分。 设计部分叙述了轻型汽车手动机械变速器的功用、要求，比对了变速器各种结构方案，说明了变速器主要参数的确定方法、齿轮的几何计算和校核过程、轴的尺寸确定和校核过程、轴承等标准零件的选用方法和同步器的选用方法。同时 分析设计了与之相适应的操纵机构，最后给变速器壳体的设计方案图纸。计算过 程采用MATLAB编程来进行，主要包括齿轮强度校核程序，轴的强度校核程序和轴的刚度校核程序。主要电算程序和计算结果将另附一册进行详细说明。 机械加工工艺是实现产品设计，组织生产，加工操作，保证产品质量的重要依据技术保证。本文的工艺部分主要对典型零件的工艺过程进行了分析，包括轴 类零件、齿轮类零件、壳体类零件、叉类零件及其他类零件，并选取有代表性的零件，确定了各类零件的材料，制定了工艺过程卡片。另外，对装配过程也给出了详细的说明。 关键词 手动变速器 齿轮 轴 同步器 壳体 工艺 MATLAB Title The transmission design for the light-duty coach Abstract As a main kind of modern automotive vehicle, the commercial vehicle is playing an important role in transportation which can not be placed by others nowadays. In resent years, the commercial vehicle is widely used for freight and passenger transportation. As a common type of commercial car, the light-duty coach makes our living more convenient. The transmission is a key component in the driveline of an automotive vehicle. This paper, which mainly consists of two partsthe part design and the machining, introduces how the manual transmission for light-duty coach is designed and produced. The first part introduces the function of the transmission and the demand. By comparing some kinds of alinements, the paper made an optimization. The paper also introduces how to choose the main parameters of transmission, the gears, the shafts, the synchronizers etc. The paper gives some MATLAB programs to check the gears and shafts in order to ensure that transmission is safe enough when it is working. The main program of the calculation and the result will be explained in details in another appendix. What is more, a brief introduction to the design of shift mechanics and the drawings is given. The second part introduces the processing of machining. Machining is an important guarantee and proof for succeed of product design, manufacturing, processing operation and high quality. This part mainly analyzes the machining processing of typical components, such as shafts, gears, shells, picks and so on. It also takes some of the typical components as examples to show how to make a choice of the materials for varies of components and makes the flowchart for the processing. Finally, the assembly process will be explained in details. Keywords Manual transmission Gear Shaft Synchronizer Housing Machining MATLAB 目录 1 2 3 4 5 6 绪论.1 1.1 毕业设计任务及要求.1 1.2 变速器的功用和设计要求. 1 变速器结构方案的选择.3 2.1 两轴式变速器和中间轴式变速器. 3 2.2 齿轮的安排. 4 2.3 换挡结构形式. 6 2.4 倒挡的结构方案及倒挡的位置. 8 变速器主要参数的选择.10 3.1 变速器挡数及各挡传动比.10 3.2 中心距A.10 3.3 外形尺寸.11 变速器齿轮参数的确定.12 4.1 模数.12 4.2 压力角.12 4.3 螺旋角.12 4.4 齿宽.13 4.5 各挡齿轮齿数的分配.13 同步器的设计计算.18 变速器结构元件.21 6.1 齿轮.21 6.2 轴及相关零件.21 6.3 变速器壳体.23 7 8 9 10 致 零件的校核.24 7.1 齿轮的校核.24 7.2 轴的校核.26 变速器操纵机构.30 工艺分析.31 9.1 壳体加工工艺.31 9.2 拨叉加工工艺.31 9.3 齿轮加工工艺.32 9.4 轴的加工工艺.33 9.5 工序尺寸链计算.34 9.6 变速器总成的装配.36 9.7 装配尺寸链计算.36 英文翻译.39 谢.51 参 考 文 献.52 附 录.530 本科毕业设计说明书 1 绪论 1.1 毕业设计任务及要求 题 目：轻型客车变速器设计 设计参数： 发动机最大转矩：94 N m / 3000rpm； 发动机最大功率：51 kW / 6000rpm ； 最高车速：120 km /h ； 主减速器速比：5.125 ； 第 1 页 共 50 页 各挡速比：i 1 = 3.652, i 2 = 1.948, i 3 = 1.424, i 4 = 1.000, i 5 = 0.795, iR = 0.346.课题内容： 完成变速器的选型、设计计算并绘制相关图纸。 1.2 变速器的功用和设计要求 现代汽车广泛采用往复活塞式内燃机作为动力装置，它具有体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等优点。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽 车的内燃机本身是无法解决的。为此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器。既可以使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到 发动机转速的若干分之一。 此外，汽车的使用条件颇为复杂，如汽车的载货量、道路坡度、路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以适应使用 的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，可挂入变速器的高速挡；而在 不平的路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速挡。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器挡位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽车燃料经济性的 要求。 本科毕业设计说明书 第 2 页 共 50 页 汽车在某些情况下，需要倒向行驶。然而，汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器内设有倒挡。此外，变速器还没有空挡，可中断动力传递，以满足汽车暂时停驶和对发动机检查调整的需要。对变速器的要求，除一般便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点： 1) 保证汽车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。 8) 变速器的工作噪声低。 本科毕业设计说明书 2 变速器结构方案的选择 第 3 页 共 50 页 目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使 用、创造、修理等条件不同，也由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽 管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。 各种结构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，在设计过程中我们应深入实际，收集资料，调查研究，对结构进行 分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。 机械式变速器因具有结构简单、传功效率高、制造成本低和工作可靠等优点， 在不同形式的汽车上得到广泛应用。本设计采用的结构方案如图2-1所示，下文将对其进行具体说明。 2 6 4 8 1 3 5 7 13 10 11 9 12 图2-1 变速器结构方案图 2.1 两轴式变速器和中间轴式变速器 现代汽车大多数都采用中间轴式变速器。两轴式变速器只用于发动机前置、 前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车上。除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下几方面，本次轻型客车变速器的设计中选择三轴式变速器。 1、变速器的径向尺寸 本科毕业设计说明书 第 4 页 共 50 页 两轴式变速器的前进挡均由一对齿轮传递动力，当需要大的传动比时，需将主动齿轮做得小些，而将从动轮做得很大，因此两轴的中心距和变速器完的相关尺寸也必然增大。受结构限制，两轴式变速器的一挡传动比不可能设计得很大。 而三轴式变速器，由两对齿轮传递动力。在同样传动比的情况下，可将大齿 轮的径向尺寸做得小些，因此中心距及变速器壳的相关尺寸均可减小。在中心距不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比。 2变速器的效率 两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此有功率损失。 而三轴式变速器，第二轴的前端经轴承在第一轴孔内，且保持两轴线在同一 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、齿轮和的磨损减少。然而，在除直 接挡以外的其它挡住工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。 3变速器的寿命 两轴式变速器的低挡齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多。因此小齿轮的寿命，比大齿轮的寿命短。 三轴式变速器各前进挡(除直接挡)，均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和齿轮寿命也比较接近。用直接挡工作时，因第一轴与第二轴直接连在一起，齿轮只是空转，并不传通动力，故不影响齿轮寿命。因为直接挡的利用率要高于其他挡位,因而提高了变速器的使用寿命。 2.2 齿轮的安排 各齿轮副的相对安装位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各挡 位置的安排，考虑到以下四个方面的要求： 1、整车总布置 本科毕业设计说明书 第 5 页 共 50 页 根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换挡机构提出要求。 2、驾驶员的使用习惯 有人认为人们习惯于按挡位的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换挡，但是也有人认为应该将常用挡放在中间位置而将不常用的低挡放在两边。 值得注意的是倒挡，虽然它是平常换挡序列之外的一个特殊挡位，但它却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒挡最好不与序列结合。否则，从安全考虑，按倒挡与一挡放在一起较好。在五挡变速器中，倒挡与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆；后者如布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。 本设计中采用如图2-1所示的方案：倒挡与序列结合，并与五挡放在一起。 3提高平均传动效率 为提高平均传动效率，采用具有直接挡的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的挡位设计成直按挡。 4改善齿轮受载状况 各挡位齿轮在变速器中的位置安排，考虑到齿轮的受载状况。承受载荷大的低挡齿轮，安置在离轴承较近的地方，以减小铀的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高挡齿轮安排在离两支承较远处。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力所以无论是两轴式变速器还是 中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在我靠近轴的支承处以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多；然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。 本设计中采用了中间支承这种结构形式，将挡和倒挡分别布置在中间支承板两侧。这种方案不仅可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声，而且 本科毕业设计说明书 第 6 页 共 50 页 可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。 2.3 换挡结构形式 目前汽车上的机械式变速器采用的换挡结构形式有三种： 1滑动齿轮换挡 通常是采用滑动直齿轮进行换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿 轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲 击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大。所以这种换挡方式，一般仅用在一挡和倒挡上。采用滑动斜齿轮换挡，虽有工作平稳、承裁能力大、噪声小的优点，但它的换挡仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中， 前进挡采用滑动齿轮换挡的已甚为少见。 2啮合套换挡 用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的接合齿，用来与啮合套相啮合。这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了滑动齿轮换挡时，冲击力集中在12个轮齿上的缺陷。因为在换挡时，由啮合套以及相啮合的接合齿上所有的轮齿共同承担所受到 的冲击，所以啮合套和接合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。 它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸， 本设计中倒挡采用这种换挡方式。 3同步器换挡 现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻接合齿在换挡时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换挡时间等优点，从而改善了汽车的加速性、经济性和山区行驶的安全性。其缺点是零件增多，结 构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来，由 于同步器广泛使用，寿命问题已解决。比如在其工作表面上镀一层金属，不仅提高了耐腐性，而且提高了工作表面的摩擦系数。 本设计中前进挡采用锁环式同步器挡换方式，其结构如图2-2所示。 本科毕业设计说明书 图2-2 锁环式同步器 第 7 页 共 50 页 1-第一轴 2、13-滚针轴承 3-四挡结合齿圈 4、9-锁环 5-滑块 6-定位销 7-结合套 8-三挡结合齿圈 10-第二轴三挡齿轮 11-衬套 12、18、19-卡环 14-第二轴 15-花键毂 16-弹簧 17-中间轴三挡齿轮 20-挡圈 此外，自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，在结构上也采取相应的措施。本设计中将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（倾斜2）所示。 本科毕业设计说明书 图2-3 防止自动脱挡的结构措施 2.4 倒挡的结构方案及倒挡的位置 第 8 页 共 50 页 倒挡齿轮的结构及倒挡轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。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；也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮 齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为 有利的单向循环弯曲应力状态下作，并使倒挡传动比略有增加。在轻型汽车中， 通常只采用一个倒挡齿轮，结构较简单。为了使结构更加紧凑，本设计中采用前 一种结构方案,如图2-4所示。 图2-4 倒挡布置方案 因倒挡传动比较大，工作时在齿轮上作用的力也增大，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，最终表现出轮齿磨损加快和工作 本科毕业设计说明书 第 9 页 共 50 页 噪声增加。为此，把倒挡布置在靠近轴的中间支承的位置，便改善上述不良状况。此外，结构布置上，倒挡齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒挡时能顺利换人倒挡，而不和其他齿轮发生干涉。倒挡齿轮安排在变速器的左侧或右侧，在结构上均能现，但关系到操纵杆拨动的方向和倒挡轴的受力状况。挂倒挡时，操 纵杆向左侧(由变速器后部向前看)拨动，比较符合习惯要求。但此时倒挡齿轮需安置右侧，这使倒挡轴的轴承受较大的作用力。反之，操纵杆向右侧拨动，虽不符合使用习惯，但可以减轻倒挡轴的负荷。 a 图2-2 倒挡轴位置与受力分析 b 为防止意外挂入倒挡，设置倒挡锁，在挂倒挡时需克服倒挡锁弹簧所产生的 力，用来提醒驾驶员注意。 本科毕业设计说明书 3 变速器主要参数的选择 3.1 变速器挡数及各挡传动比 第 10 页 共 50 页 汽车的动力性和经济性指标与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比密切相关。挡数多，可以使发动机经常在最大功率附近的转速工作，而且使发动机转速变化范围小，发动机平均功率高，故可提高汽车的动力性，即提高汽车的加速 能力和爬坡能力。挡数多，也增加了发动机在低油耗区工作的可能性，因而提高了汽车的燃料经济性。挡数多少还影响相邻的低挡与高挡间传动比的比值。挡数多，则此比值小，换挡容易。挡数多的缺点是使变速器的结构复杂、质量增大、操纵不轻便等。 不同类型汽车的变速器挡数也不相同。目前轿车一般用45个挡位的变速 器，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用45个挡或多挡。装载质 量在23.5t的货车采用5挡变速器，载质量在48t的货车采用6挡变速器。 多挡受速器多用于重型货车和越野汽车。 根据本次毕业设计的要求，采用五挡变速方案。各挡传动比如下： i 1 = 3.652, i 2 = 1.948, i 3 = 1.424, i 4 = 1.000, i 5 = 0.795, iR = 0.346.3.2 中心距A 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、体积和质量大小，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。变速器的轴经轴 承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心 距取大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。 乘用车变速器的中心距在6580范围内变化，原则上总质量小的汽车，变 速器中心距也小些。 本科毕业设计说明书 根据经验公式：A = K A 3 T e max i1g 第 11 页 共 50 页 式中，为变速器中心距(mm)；KA 为中心距系数、用车：KA =8.99.6；Te max可确定中心距： A = (8.9 9.6) 3 94 3.652 0.96 mm = (61.5 66.3)mm为检测方便，圆整中心距取A65. 3.3 外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。乘用车五挡变速器壳体的轴向尺寸为(3.43.7)A，即220240mm。 本科毕业设计说明书 4 变速器齿轮参数的确定 4.1 模数的选取 第 12 页 共 50 页 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、载荷等。 决定齿轮模数的因素很多具中最主要的是载荷的大小。由于高档齿轮和低档齿轮载荷，不同，故高档和低档齿轮的模数不宜相同。从加工工艺及维修观点 考虑，同一变速器中齿轮模数种类不应过多。现代汽车变速器通常是高档齿轮用 一种模数，一档及倒档齿轮用另一种模数，其它各档齿轮模数在二者之间。 根据国家标准GB135778的规定，选取各齿轮副模数如下： 常啮合齿轮：mn =2.75mm； 一挡：mn =3mm； 二挡：mn =3mm； 三挡：mn =2.75mm； 五挡：mn =2.5mm； 倒挡：m=3mm. 同步器采用渐开线齿形，同一变速器中的接合齿数相同，取m=1mm. 压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为加大重合度以降低噪声，应取用小些的压力角；对于货车，为提高齿轮承载能力，应选用大些的压力角。 因国家规定的标淮压力角为20o，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20o。 啮合套或同步器的接合齿压力角有20o、25o、30o等，但普遍采用30o压力角。 螺旋角 本科毕业设计说明书 第 13 页 共 50 页 关于螺旋角的方向，第一轴齿轮采用左旋，这样可使第一轴所受的轴向力直 接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性挡圈传递。中间轴齿 轮全部采用右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。 4.4 齿宽 齿轮宽度大，承载能力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均匀，因而齿宽不宜太大。 齿宽可根据下列公式初选：直齿轮b=(4.57.5)m ,斜齿轮b=(6.08.5)mn 。 综合各个齿轮的情况，倒挡齿轮为直齿轮，齿宽选为18mm;前进挡均为斜齿 轮，齿宽选为20mm。 4.5 4.5.1 各挡齿轮齿数的分配 确定常啮合齿轮副齿数和一挡齿轮齿数 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，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。 先求齿数和， 2 A cos 2 65 cos 25 o z 1 + z 2 = mn 1 = 3=39.2733 取整得z 1 + z2 = 39根据经验数值， 第一轴一挡齿轮齿数在z1 =15 17间选取。不妨通过下列关 系对由这三个数值得出的参数进行比较。 表4-1 z 1z 2z 7z 8i 115 24 13 30 3.692 16 23 12 31 3.714 17 22 11 32 3.764 本科毕业设计说明书 第 14 页 共 50 页 通过比较可以得出当z 1 = 15, z2 =24时，i1 =3.692，与设计要求i1 =3.652最接 近。 下面以z1 =15为例对计算过程进行简要说明： z 2 = 39 z1 = 25m n 1 A = = 2 cos 1 3 mm = 64.547 mm2 cos 25o 对中心距A进行修正，取A=65 重新确定螺旋角，其精确值应为 m n 1 ( z 1 + z 2 ) 1 = cos 1 = cos 1 2 A下面根据方程组： 3 39 = 25.8419 o 2 652 A cos 2 65 cos 25 o z 7 + z 8 = m n z 7 z = 2.75 15 = 43 = i 1 1 = 3.652 z 8 z2 24=2.2825 确定常啮合点齿轮副齿数分别为z 7 = 30, z8 = 13.重新确定螺旋角，其精确值应为 m n ( z 7 + z 8 ) 4 = cos 1 = cos 1 2 A4.5.2 确定其他各挡的齿数 1、二挡齿轮 z z 4 13 2.75 43 = 24.5477 o 2 65= i 2 8 = 1.948 =0.844 ， z 3 根据，z7 tan 4 = 30z 7 z 30 (1 + 4 ) = (1 + 0.844) = 1.2865 tan 2 z 7 + z 8 z3 30 + 13tan 24.5477 o 可以得出 2 = tan 1 1.2865=19.5458 o 本科毕业设计说明书 2 A cos 2 2 65 cos19.5488 o z 3 + z 4 = = =41 mn 3于是可以解出 z 3 = 19, z4 = 22.重新确定螺旋角，其精确值应为 m n 2 ( z 3 + z 4 ) 3 41 2 = cos 1 = cos 1 = 19.3551 o 2 652 A2、三挡齿轮 z 6 z 13 = i 2 8 = 1.424 =0.617 ， z 5 z7 30tan 4 z 7 z 30 = (1 + 6 ) = (1 + 0.617) = 1.1282 根据，tan 3 z 7 + z 8 30 + 13z5 tan 24.5477 o 可以得出 3 = tan 1 =22.0399 o 1.28652 A cos 3 2 65 cos19.5488 o z 5 + z 6 = = =44 mn 3 2.75于是可以解出 z 5 = 17, z6 = 27.重新确定螺旋角，其精确值应为 m n 3 ( z 5 + z 6 ) 2.75 44 3 = cos 1 = cos 1 = 21.8861 o 2 652 A3、五挡齿轮： z 10 z 13 = i 2 8 = 0.795 =0.3445 ， z 9 z7 30tan 4 z 7 z 30 第 15 页 共 50 页 = 根据，tan 5 z 7 + z 8 (1 + 10 ) = 30 + 13z9 (1 + 0.3445) = 0.9380 tan 24.5477 o 可以得出 5 = tan 1 1.2865=25.9619 o 2 A cos 5 2 65 cos 25.9619 o z 9 + z 10 = mn 5 = 2.5=47 本科毕业设计说明书 于是可以解出 z 9 = 35, z10 = 12.重新确定螺旋角，其精确值应为 m n 5 ( z 9 + z 10 ) 2.5 47 5 = cos 1 = cos 1 = 25.3317 o 2 652 A齿轮的其他重要参数见表4-1. 4.5.3 确定倒挡齿轮的齿数 倒挡齿轮选用短齿制直齿圆柱齿轮。 第 16 页 共 50 页 中间轴倒挡齿轮11和第二轴倒挡齿轮131齿顶圆之间应留有一定距离， D e 9 + D e 11 2A，参照一挡齿轮的齿数，选取中间轴倒挡齿轮109齿数z11 =14。 z 7 z 13 根据给定传动比i R = z 8 z11 =3.466，可以求得z13 =21。 下面来确倒挡中间齿轮的齿数。为了结构更加紧凑，箱体外形更为规则，将其齿数选为19。 前进挡各挡位齿轮基本参数 表4-2 挡位 CONSTANT 齿轮齿数 理想传动比 第一轴 中间轴 第二轴 中间轴 第二轴 中间轴 第二轴 中间轴 第二轴 中间轴 13 1 30 24 3.652 15 19 1.948 22 17 1.424 27 12 0.795 35 实际传动比 1 3.692 1.993 1.453 0.791 螺旋角 法面模数() 24.5602 2.75 25.8550 3 18.8975 3 21.4558 2.75 25.3445 2.5 法面齿顶高系数 1 1 1 1 0.8 法面顶隙系数 端面模数() 0.25 3.02 0.25 3.33 0.25 3.17 0.25 2.95 0.2 2.77 端面齿顶高系数() 0.91 0.90 0.95 0.93 0.72 端面顶隙系数 0.23 0.22 0.24 0.23 0.18 分度圆压力角 21.8101 22.0212 21.0420 21.3591 21.9363 分度圆直径() 39.3062 90.7067 80.0089 50.0055 60.2473 69.7601 50.2310 79.7787 33.1950 96.8188 基圆直径() 36.4927 84.2139 74.1718 46.3574 56.2299 65.1083 46.7810 74.2992 30.7917 89.8091 标准中心距() 65.0065 65.0072 65.0037 65.0048 65.0069 实际中心距() 中心距变动系数 65 -0.002134444 65 -0.002161053 65 -0.0012 65 -0.0016 65 -0.0025 最少齿数 12.7907 12.7907 12.3889 12.3889 14.3966 14.3966 13.7050 13.7050 9.5960 9.5960 齿顶高() 2.75 3 3 2.75 2.0 齿根高() 3.43 3.75 3.75 3.43 2.5 齿全高() 6.18 6.75 6.75 6.18 4.5 有效齿宽() 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 当量齿数 17.2782 39.8728 32.9328 20.5830 22.4359 25.9784 21.0873 33.4915 16.2568 47.4158 本科毕业设计说明书 5 同步器的设计计算 1、摩擦因数f 第 18 页 共 50 页 摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体， 用低碳合金钢制成。同步环选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好 的黄铜合金制造。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为0.1。 摩擦因数f对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数 大，换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此， 在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。 2、同步环主要尺寸的确定 下面对以三、四挡同步器的尺寸确定过程进行说明： (1)锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，避免自锁现象的条件是tanf，于是可知5.7105o。一般取=6 8o，本设 计中取=7o，这样摩擦力矩较大，也很少出现咬住现象。 (2