变速器主要参数.docx

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1、1变速器主要参数的选择1.1中心距A对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与反便和不因同一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

2、。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。还有，变速器中心距取的过小，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。对于中间轴式初选中心距A时，可根据下述公式计算A=K式中，A为中心距（mm）；K为中心距系数，商用车取K＝8.9－9.6；为发动机的最大转矩（N.m）；为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取96％。分析该车发动机及相关参数：该车为11吨的重型载货汽车，。按下试计算轮胎半径：按最大爬坡度计算其中λ=0.10-0.12；取λ=0.11代入数据得51.43

3、6cm其中K＝9.5，＝481Nm，挡传动比：参考同类车型：取主减速器传动比为i。=4.654，取ηT=0.85。ig1≥试中:m为汽车重质量m=11000Kg,g为重力加速度g=9.8N/Kg,Tmax为发动机最大转矩Temax=481N.m,i。为主减速器传动比等于4.654，Ψmax为道路最大阻力系数等于0.2533，rs为驱动轮滚动半径，ηT为汽车传动系效率。代入数据得≥7.39。根据车轮与路面附着条件确定一档传动比：为汽车满载时静止于水平路面驱动桥给路面的载荷，=mg66.5%=.5%=731

4、50Kg,为道路附着系数，计算时取=0.5-0.8，在此取0.8。代入数据得9.695所以7.399.695初选一档传动比为=8.35第五档为直接档传动比为=1。其他各档传动比按等比数列来分配：则=4.91，=2.89，=1.7。把一档传动比代入中心距公式计算变速器中心距：A=9.1=137.1mm圆整后取A=138mm。1.2齿轮参数的选取一、模数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、工艺要求等。在变速器中心距相同的的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数

5、，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声、所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声又较为重要的意义，因此齿轮的模数应选的小些；表汽车变速器齿轮的法向模数mn车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.014.0模数/mm2.25-2.752.75-3.03.5-4.54.5-6.0第

6、一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn其中=481Nm，可得出mn=3.68mm。一档直齿轮的模数mmm通过计算m=5.17mm。由于我们设计的货车的总质量为11000Kg，所以参照表选取mn=4.0mmm=6.0mm。二、齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表选取。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α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形14.5°，15°，16°16.5°25°~45°一般货车GB1356-78规定的标准齿形20°20°~30°重型车同上低档、倒

7、档齿轮22.5°，25°小螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。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。在本设计中变速器一档、倒档齿轮压力角α取25°其余齿轮取20°,同步器取30°；斜齿轮螺旋角β取20°。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿

8、的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿b=(4.5~8.0)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。本次设计直齿轮b=6x4.5=27mm三、齿轮变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设