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变速器设计方案论证 3.1变速器基本参数的确定 设计中给定的参数传动比i1=6.54 i2=3.781 i3=2.169 i4=1.443 i5 =1 ——发动机最大转矩 K——经验系数，K=4.0-4.6，取K=4.2 中心距的初步确定 初选中心矩可用下式计算 式中： ——中心距系数，取值范围8.6-9.6 取 ——发动机最大转矩， ——变速器一挡传动比， ——变速器传动效率， 求得 3.1.1轴的直径的初步确定 变速器的轴必须有足够的刚度和强度。工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还会增加噪声。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d0.45A 轴的最大直径d个支承间距离L的比值，对中间轴，d/L0.16-0.18,对第二轴d/L0.18-0.21。 第一轴花键部分直径可按下式初选： 式中：——中心距系数，取值范围8.6-9.6 取 ——发动机最大转矩， ,=101.46mm 3.2齿轮参数的设计 齿轮模数 本变速器设计一、倒档为直齿滑动齿轮换挡，其它档均采用锁销式同步器换挡，选取齿轮模数要保证齿轮有足够的刚度，同时兼顾它对噪声和质量的影响，减少模数、增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变变速器的质量。降低噪声对轿车有意义，减轻质量对货车比较重要。从齿轮强度观点出发，每对齿轮应有各自的模数，而从工艺的观点出发，全部齿轮选用一种模数是合理的，轻型货车模数取值范围为3.50-4.50mm。根据齿轮模数选用的优先原则及本变速器的特点，进行模数的选取,斜齿轮为4.00mm。 （2）齿轮压力角的选择 为提高货车的承载能力，应采用或压力角齿轮，实际上因国家标准压力角为，所以齿轮普遍采用。 （3）螺旋角的确定 为了减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒挡齿轮及货车一挡齿轮才用直齿轮。选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题： 螺旋角大些时会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，实验还证明，随螺旋角的增大，齿轮的强度也会相应的提高，不过当螺旋角高于时，其抗弯强度会骤然下降，而接触强度仍上升。因而选取适当的值使弯曲强度与接触强度达到均衡。此外，为消除斜齿轮传动的轴向力，中间轴上的齿轮一律做成右旋，而第一、二轴上的一律左旋，轴向力由轴承承受。 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不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。 斜齿轮的螺旋角的初步取值在以下范围内：货车变速器斜齿轮的螺旋角为-。 （4）齿宽的设计计算 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。 考虑尽量减少轴向尺寸和质量，齿宽应小些，但齿轮传动平稳性消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿，但这时轴承的轴向力增大，使之寿命降低，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加，选用宽些的齿宽，工作时因轴的变型导致沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 根据模数的大小选定齿宽： 直齿：b=，为齿宽系数，取4.5—8.0 斜齿：b=，取6.0—8.51 各挡齿轮的齿宽值如下： 中间轴一挡，倒档直齿：b=74.00=28 中间轴二挡斜齿：b=74.00=28 中间轴三挡斜齿：b=74.00=28 中间轴四档斜齿：b=74.00=28 中间轴常啮合齿：b=74.00=28 一轴常啮合斜齿：b=74.00=28 二轴一挡，倒档直齿：b=74.00=28 二轴二档斜齿：b=74.00=28 二轴三档斜齿：b=74.00=28 二轴四档斜齿：b=74.00=28 （5）各挡齿数的分配 在初选中心距、齿轮螺旋角之后，可根据预选确定的变速器挡数、传动比和传动方案来分配齿轮的齿数。下图为结构简图，以便说明各挡齿数的分配。 1，确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比