毕业设计（论文）-天然气双层公交客车变速器设计.docx

天然气双层公交客车变速器设计摘要汽车变速器作用主要是通过改变引擎驱动力传递到的驱动轮上的转速和转矩，它可以说是现代汽车的传动系统中最重要的传动零部件之一。汽车变速器的结构和性能对于汽车的动力性和使用燃油的经济性都具有重要的影响，而且在汽车的操作中对其换挡的操作可靠性、轻便性、平稳性与操作的高效性等都有很高的技术要求。本次变速器毕设的主要工作任务和设计要求之一就是设计一台目前广泛应用于石油天然气双层公交客车的机械式齿轮变速器，设计的内容主要是变速器包括第一轴、第二轴和中间轴以及其上的齿轮的设计。所以在设计中首先我们确定了变速器总体方案和倒挡布置方案，之后计算各挡的传动比，初选中心距等，然后对变速器各挡齿轮进行了齿数分配、计算其分度圆，齿顶圆和齿根圆等参数，并对其齿轮刚度进行校核。最后对变速器的四根轴进行了计算，同时也对它们进行了强度和刚度校核。我们在完成上述毕设计算的任务后，使用了Catia软件，并根据上述计算的参数对各个变速器零件进行了设计。最终我们利用Catia软件的工程图纸功能，将所设计的三维模型转化为二维图纸，并导入AutoCAD软件中绘制标准工程图纸。关键词：客车；变速器；Catia；AutoCAD；设计计算AbstractTheroleoftheautomobiletransmissionismainlytochangethespeedandtorqueofthedrivewheelstransmittedbytheenginedrivingforce.Itcanbesaidtobeoneofthemostimportanttransmissioncomponentsinthetransmissionsystemofmodernautomobiles.Thestructureandperformanceoftheautomobiletransmissionhaveanimportantinfluenceonthepoweroftheautomobileandtheeconomyofusingfuel,andtheoperationreliability,portability,smoothnessandefficiencyoftheoperationofthegearshiftintheoperationoftheautomobileareallThereareveryhightechnicalrequirements.Oneofthemainworktasksanddesignrequirementsofthistransmissionistodesignamechanicalgeartransmissionthatiscurrentlywidelyusedinoilandgasdouble-deckerbuses.Themaincontentofthedesignisthatthetransmissionincludesthefirstshaft,thesecondshaftandthemiddleThedesignoftheshaftandthegearsonit.Therefore,inthedesign,wefirstdeterminedtheoveralltransmissionplanandreversegearlayoutplan,thencalculatedthetransmissionratioofeachgear,theprimarycenterdistance,etc.,andthenassignedthenumberofteethtothegearsofthetransmission,calculateditsindexcircle,toothtipParameterssuchascircleandrootcircle,andcheckthestiffnessofthegear.Finally,thefourshaftsofthetransmissionarecalculated,andtheirstrengthandStiffiiessarealsochecked.Aftercompletingtheabovedesigntask,weusedCatiasoftwareanddesignedeachtransmissionpartaccordingtotheabovecalculatedparameters.Finally,weusetheengineeringdrawingfunctionofCatiasoftwaretoconvertthedesigned3Dmodelintoa2Ddrawing,andimportitintoAutoCADsoftwaretodrawstandardengineeringdrawings.Keywords：Bus;Transmission;Catia;AutoCAD;DesignandCalculation第1章绪论11. 1概述11.2 国内外研究现状21.3 本文的主要设计工作3第2章总体方案设计41.1 变速器设计的基本要求41.2 变速器的传动方案分析与选择41.3 零部件结构分析61.4 本章小结7第3章齿轮的计算和校核83. 1各挡传动比的确定83.1 中心距的确定93.2 齿轮基本参数的确定103.3 各挡齿轮参数的确定113.4 螺旋方向的确定203.5 齿轮材料的确定203.6 齿轮强度的校核213.7 本章小结28第4章轴的计算和校核294. 1轴径的确定294. 2轴的修正304.1 材料选择与工艺要求314.2 轴的校核314. 5本章小结39第5章齿轮和轴的设计405. 1直齿轮405.2斜齿轮405. 3中间轴395.4 第二轴425.5 第一轴425.6 倒挡轴425.7 本章小结42第6章其他零部件的设计436. 1同步器436.2齿轮垫片436.3轴承436.4中间轴键436. 5本章小结43第7章变速器的装配447. 1一、二轴的装配448. 2变速部分的装配449. 3变速器的总转配4410. 4本章小结44第8章结论45参考文献46致谢48附录常用符号表错误!未定义书签。第1章绪论11概述汽车动力传递系统的重要一个组成部分之一就是对发动机整车的综合动力性、使用燃油的经济性和其乘坐舒适性等各项性能都设置了具有相当大性能影响的变速器。为了使得发动机输出最优的动力性能，汽车中一般都设置了用于同时调整发动机引擎转速与发动机驱动的车轮实际转速的变速器。在保证汽车正常行驶的过程中汽车变速器的转动可以在引擎和发动机驱动的车轮之间形成不一样的实际转速，为了更好地使发动机在其最优的综合动力性能状态下正常运转，可以通过更换变速器的挡位来实现性能的提高。结构更加繁复、自动化程度也更智能是汽车变速器的发展趋势，自动变速器也将会在以后汽车变速器中占主体地位。中华人民共和国成立早期，工业落后于世界几十年，汽车工业在国内完全没有发展，生产汽车零部件的企业更是少之又少，汽车变速器的制造就更不用说了。50年代初，中国某变速器企业成功模仿了原苏联生产的嘎斯51型齿轮变速器，在当时我国成功生产并制造出了第一台汽车齿轮变速器，因为生产变速器设备的贫乏，工人用机械工具手动地敲击才制造出来变速器的齿廓。随着新中国汽车工业发展的开始，大量汽车零部件变速器生产企业也迅速发展，如雨后春笋，大批企业涌现。1978年，一条轿车组装生产线在上海应国家要求而建立。随着我国的经济在进行改革和开放之后高速的发展，“以市场换技术”的市场经济发展思路和策略在我国重型汽车行业开始实行，我国重型汽车的生产和制造的能力由于引进国外先进的技术而迅速地得到提升，变速器制造行业当然也不例外。20世纪80年代，技术引进、合资合作的发展浪潮在我国重型汽车行业的基础上开始了出现。1983年，奥地利斯太尔公司重型卡车的制造和组装技术（主要包含配套发动机、变速器和车桥）被中国重型汽车工业联营公司的引入，陕齿和泰齿分别受任了配套发动机和变速器的制造,我国的重型汽车变速器的生产和发展被这一改革措施迅速的推进。随着20世纪八九十年代我国微型车变速器制造行业的快速繁荣发展,重庆青山、哈尔滨东安发动机公司等主要的微型车自动变速器的生产和制造企业随之迅速成长了起来。但是一直到2011年,我国的汽车变速器市场保持高速增长的态势平稳，每月已经有汽车超过一百二十万辆的产销量，平均每月汽车销量超过一百五十万辆，全年的汽车变速器销售总量已经超过一千八百五十万辆，全球的历史纪录再次被国产汽车刷新。2009年我国重型汽车的变速器制造市场的规模总共已经达到五百二十亿元，并且年均增长速度已经是每年20%。可以说到当今时代中国的汽车主要是变速器，手动式的变速器已完全的可以国内销售和生产，自动式的变速器也从最初的依赖于进口发展到逐步的实现国产。也可以准确地说当今时代中国的汽车变速器制造行业的发展和壮大主要是由于我国社会主义经济的进步和发展，也就是说，变速器制造行业也再次映射和显示出了我国社会经济的建设在新中国成立以来的新进步和巨大成就。1.2 国内外研究现状国内汽车行业的从事者也专门研究过公交客车的变速器。比如天津中德传动有限公司就研制了一款超短安装长度大扭矩的五档变速器，它由主壳体及其内的三轴式全斜齿常啮合定轴传动机构及操纵机构构成，使变速器在能传递较大扭矩的前提下尽可能缩小尺寸。又如浙江万里扬变速器股份有限公司研发的WLY5T55L高端客车变速器，其二三档采用双锥同步器，四五档采用单锥短行程同步器，并设计了“拱形式”超速换挡机构，使换挡方便、操纵简单、尺寸精小。国外的学者们也参与研究变速器，CarlosH.Wink等人针对汽车变速器总功率损失确定了混合分析试验方法，所提出的方法可以作为一种工程工具来帮助提高传动效率和燃油经济性。在最近几年中我国重型客车制造业取得了迅猛的进步和发展,在相关产品和技术方面更是也出现了日新月异的发展和变化。前些年，我国重型客车主要以驾驶舱的外貌设计为主，新产品关注的是驾驶舱外型的创新和其里面的舒适。但是，当漂亮且舒适的驾驶舱成为普遍大部分客车的共同特征之后，“外型”不再被行业所重点关注，“技术”而后成为了新一轮的焦点。当今，我国重型客车变速器新品产业在动力总成结构方面的革命性变化主要体现有以下两点：一是发动机的功率和自动化水平正在进一步提高；二是重型客车变速器的研发和应用正在进一步增多口叫企业研发的热点之一就包括大排量发动机，大输入扭矩和多挡位（9挡及以上）变速器的种类正在增加。一直以来，我国中重型客车所用的变速器采用9挡及以上的几乎没有，大部分都是7挡、8挡变速器。但是，配置9挡手动变速器的车型在最近几年来我国新上市的重型长途客车的新品中明显地增多，且需要配置更多挡位手动变速器的车型也在逐年地增加，比例也在不断地扩大和提升，增速较快。另一个主要特点较突出的是，手动型多挡位变速器仍一直占据市场主体的地位，目前多挡位变速器的一种主流的形式，也就是手动机械式多挡位变速器。节能减排活动的持续进行、计重收费政策的普遍实施，越来越多的消费者希望重型客车更多地减轻车辆自身重量。现在一台拥有客车轻量化变速器属性的重型客车变速器在商用重型客车界已经变得越来越重要。法士特双中间轴重型变速器客车作为法士特在轻量化变速器方面较为具有特色和代表性的系列产品在很多重型变速器客车上已经得到普遍的应用。变速器采用的都是细高齿设计，为了达到客车变速器轻量化的任务，非标准渐开线K形齿轮将其作为客车的齿部变速器进行了修形的设计，优性能的渐开线双锥面同步器将其搭配于高性能的主中间轴变速器对车体结构在设计上进行了针对性的优化修型设计。但是相比于在轻量化设计的基础上单台双中间轴重型变速器的前进挡位数，其前进的挡位数有增多的趋势使双中间轴重型变速器在设计上增加了一两个前进挡位。考虑到提高燃油经济性，当前进挡数不小于7时，变速器最佳设计方案是广泛应用的组合式结构。结构精巧、成本不高、维修保养方便是组合式手动机械式变速器应用更加普遍、受众更加广泛、排放更不污染环境的原因。2015年整个欧洲汽车市场，配备手动机械式变速器的汽车高达52%,配备自动挡变速器的汽车占约20%。欧洲消费者更喜欢手动机械式变速器是因为他们拥有环保理念。改革开放后，中国经过几十年的经济改革和开放迅猛发展，商用车变速器在技术上已经成功取得了极大的产业发展和技术飞跃，产品组合不断丰富。然而档位数量均为10挡以上的重型客车变速器还需进一步研究开发和完善其系列化的产品型谱。在重型变速器和客车动力的传递和控制系统日新月异发展的如今，自动变速器在我国重型客车界具有非常巨大的发展潜力，现已出现广泛普及的趋势。但是我国重型变速器的必然发展趋势是开发拥有完全自主知识产权的自动变速器商品并努力解决这一困难课题。在此趋势下，世界开始普遍关注重型客车动力总成的一体化控制，将来的发展方向是向着传动系统智能一体化控制发展。简而言之，对目前而言在重型组合式变速器的主要产品和功能构成中,手动机械式重型变速器产品中的多挡组合式变速器产品仍将在目前市面上的产品中占据市场主体的地位。1.3 本文的主要设计工作本次毕业设计主要依据题目所提供的天然气双层公交的整车数据，然后选择和确定变速器各零件的数据参数，最终设计出一款符合要求的手动机械五挡变速器。本次设计将完成以下主要工作：总体方案的选择，变速器布置形式的选择，倒挡方案的策划和挡位数的确定。变速器齿轮和轴的设计计算。包括齿轮中心距的计算，齿轮各个参数的计算，齿轮材料的选取，齿轮的强度校核，轴的直径及长度计算，设计轴的结构、选择材料，校核轴刚度和强度。使用Catia软件根据计算参数对各个零件进行设计。最终利用Catia软件的工程图纸功能，将所设计的三维模型转化为二维图纸，并导入AUtoCAD软件中绘制标准工程图纸。第2章总体方案设计2.1变速器设计的基本要求（1）保证汽车的动力性、燃油经济性等，使这些性能和汽车的要求相吻合；（2）存在空挡这个挡位，保证发动机所输出的动力转矩不总是传递到驱动轮上;（3）变速器应设有倒挡，作用是在部分场合下汽车可以安全地倒退行驶；（4）换挡快、不费力、简便；（5）工作效率必须不低，保证动力不损耗太多；（7）一定不能产生大量噪音。2.2变速器的传动方案分析与选择2.2.1传动方案的分析与无级变速器比较而言，有级变速器结构精巧、成本便宜，所以在不同类型的车辆上都普遍应用着有级变速器。而目前市场应用最为广泛的变速器类型就是两轴式的有级变速器和中间轴式的有级变速器。对本设计所提到的天然气双层公交客车来说，采用中间轴式变速器是非常好的选择，因为这种客车是重型客车，整车质量很大，为了使驾驶时由充分的动力，变速器的低挡传动比应该很大，如果采用了两轴式，那么变速器的尺寸和质量将会非常大。除了直接挡（本设计指4挡），其他前进挡的转速需要按照顺序经过两对可以互相啮合的齿轮传动来同时完成转矩的传递，故较大的一挡齿轮传动比仍可在齿轮变速器一、二轴与齿轮中间轴的传动中心距较小的情况下比较容易获得，这也是传统的中间轴式齿轮变速器的主要优点之二。其他各挡（除直接挡外）的齿轮传动效率相对较低，这是传统的中间轴式齿轮变速器的不足之处口叫与中间轴式变速器比较来说，两轴式变速器结构精巧、节约空间，并且其他各挡位（除最高挡外）的主动齿轮噪声小、传动的效率高。当发动机输出轴纵置时，将极大地使得生产工艺变简单、成本也变低廉。除一挡、倒挡经常应用的直齿圆柱齿轮（滑动啮合齿轮）外,其他挡位都可以采用斜齿圆柱齿轮（常啮合齿轮）进行传动,由于一挡的主动齿轮输出轴尺寸小，装同步器不方便，所以同步器大多需要安装在第二传动轴上，在第一轴的后端也因此可以考虑安装高挡的同步器。因为直接挡在两轴式变速器中不存在，所以变速器在高挡时，齿轮和传动轴承都需要负有较大的载荷，导致较高的噪声，磨损也相应严重。低挡的传动比取值的上限（4.0-4.5）也可能会受到较大限制。前驱动力轿车一般需要采用两轴式的变速器,后驱动力的货车或客车普遍需要应用三轴式的变速器。因为本次设计的变速器用于天然气双层公交客车，故在结构形式上选择三轴式变速器，如图2.1所示。图2.1五挡位中间轴式的变速器2.2.2倒挡布置方案的选择因为绝大部分的时候都可能是在停车的状态下使用倒挡，所以由于倒挡在汽车正常路况行驶过程中的挡位使用率和正常路况前进的挡位相比而言很低。常见的倒挡变速器布置优化方案可以参见图2.2。小型长途客车上变速器主要采用的就是图2.2a所示的方案。直齿滑动齿轮的变速器上采用图2.2b方案。图2.2c方案优化之后就是图2.2do所有前进挡都是常啮合的变速器上采用图2.2e和图2.2f方案。有的客车采用图2.1g方案，目的是为了更加节省空间，减小了手动变速器上的拨叉点和轴向的固定长度，然而其中的缺点主要表现是天然气双层公交客车倒挡变速器使用拨叉轴所操纵的传动机构更加繁琐。应依据其它挡位的布置方案选择倒挡结构方案，力争布置形式合理且减小变速器的轴向长度。根据前述几种变速器倒挡布置方案，此次毕业设计的倒挡方案选择图2.1f的常啮合结构。图2.2不同种倒挡设计2.3零部件结构分析2.3.1齿轮形式斜齿圆柱齿轮的其优点主要包括工作噪声小、使用寿命久、运转低振动，缺点主要是复杂的生产方式、对于轴承等结构和零件的寿命有影响的轴向摩擦力比直齿圆柱齿轮大。斜齿圆柱齿轮大多数是应用于齿轮变速器传动系统中的常啮合圆柱齿轮。此次的毕设中，一挡、倒挡的齿轮主要采用的是直齿圆柱齿轮，其他的齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。2.3.2挡数为了充分优化汽车的发动机综合动力性和发动机使用燃油的经济性且同时提高汽车运行时平均的车速，应该考虑使汽车变速器的档位数更多。由于变速器汽车挡位数的增加在一挡之间传动比不变的正常情况下会直接使得变速器汽车相邻挡之间变速器传动比的比值变小，使得变速器换挡更加迅速、轻便。又由于变速器高挡比低挡的使用转换频率一般更高，所以变速器低挡汽车相邻两个挡位之间的变速器传动比比值一般要比高挡相邻两个挡位之间的变速器传动比比值大。变速器设计时一般要求相邻两个挡位之间的变速器传动比比值小于1.8o为充分响应国家关于保护环境的方针和相关的政策,也由于天然气和石油等各种不可再生资源的日益匮乏，为了有效提高其经济性，降低油耗,汽车的生产和制造商进一步增加了手动变速器的装载量和挡位数。由于本设计的变速器是中重型客车的手动变速器，故选用常见的5挡位型式。2. 4本章小结本章先对比两轴式和中间轴式变速器的优缺点，结论是中间轴式变速器在结构工艺性、传动效率等方面都优于两轴式变速器。后驱汽车上采用中间轴式变速器，故此次毕业设计变速器选择中间轴式。第3章齿轮的计算和校核3. 1各挡传动比的确定变速器一挡的传动比和最高挡(本设计中一般选用5挡)传动比的比值称为手动变速器的最低挡传动比范围。最高挡在本设计中选用的既是5挡，也是超速挡，传动比范围应取0.70.8。例如汽车发动机的最大转矩、最低稳定的转速、驱动轮与路面间的最大摩擦附着力、汽车最大的爬坡度、主减速比、驱动轮滚动的半径等都可能是本设计中影响最低挡汽车传动比范围选取的重要因素。据调查，轿车的最低挡传动比范围在34之间,轻型货车和小客车在58之间,其他的商用车则范围更大一些。据上述定量分析作为影响汽车减速比的主要因素，应根据四轮重型客车最大爬坡度、驱动轮与两侧路面的最大横向摩擦力和附着力、汽车的最低稳定车速以及最高挡汽车主减速器传动比和汽车驱动轮的滚动半径等几个因素作用来对其进行相关综合定量分析加以确定，一般认为应优先选择最低最高挡的主减速比。汽车在行驶或攀爬坡度较大的上下坡时，如果车速小，空气阻力的作用就可以被忽略，那么最大的驱动力可以用于有效克服汽车轮胎与下坡路面间的高速滚动空气阻力及汽车上下坡道的阻力口力。则有：FkmaXN%+FimaX(3.1)式中：FkmaX最大驱动力，FkmaX=TemaRi0，RO；Ff滚动阻力，Ff=m0gfCOS/max；GmaX最大坡度阻力，GmaX二根OgSin6f0ma；把以上式子代入式(3.1)得->%g(COS/ma+sin/11ia)"1-rr4max%77(3.2)式中：(max发动机最大扭矩，4max=549Nmi1变速器1挡传动比；Z0主减速器传动比，=6.25JnO汽车整车整备质量，m0=IlOOOkgf道路滚动阻力系数，J=0.010；传动系机械效率，=0.96；g重力加速度，g=9.8ms2；A0驱动轮滚动半径，&=0.509m；%max汽车最大爬坡角度，劭max=16.7。；代入数据，得：;>%g(COS。OmaX+Sin。OmaX)Ho4I-：4max""_I100O义9.8x(0.010XCoSI6.7。+sin16.7。)义0.509549×6.25×0.964.946参考其他同类型变速器的一挡传动比的取值口叫本次设计取4=4.95。又因为超速挡的传动比一般为0.7到0.8之间，本次设计先取五挡传动比匕=0.75因为变速器各挡之间的公比q为n-1=1.6,所以各挡传动比初选如下：ii=4.95z2=3.07Z3=1.92Z4=1.20(直接挡，修正为1.00)z5=0.753. 2中心距的确定变速器的中心距大小会直接地影响变速器的尺寸及齿轮的质量，并且所需要确定的齿轮中心距必须是能够很好地保证变速器齿轮的质量和强度。对于中间轴式变速器的齿轮中心距A(mm),可根据已有的经验计算公式进行初选：A=KANTd(33)式中：A变速器中心距(mm)；KA中心距系数，Ka=8.6-9.6,取9.0；,max发动机最大转矩(Nm)；变速器一挡传动比，0=4.95；g变速器传动效率，取96%；max发动机最大转矩，4max=549N11l;则，A=KANTemamg=9.0X1549X4.95X0.96123.90m11初选中心距:A=124mm3.3齿轮基本参数的确定3.3.1模数汽车自重的减轻对客车而言，比噪声的削弱的优先级更高，所以齿轮的模数应该从大一些的角度考虑。各挡齿轮的模数从工艺方面考虑，为了方便生产制造，应该选用同一种。鉴于变速器系统制造和安装工艺上的困难以及以上种种原因，同一种类型变速器系统中的接合齿的模数和选取决定值的结果应尽可能一样。模数取值范围是：客车和质量ma在1.814.0t的客车为2.03.5mm；质量也大于14.0t的客车为3.55.0mm。为了更有利于换挡，应使齿数增多，因而选取较小的模数值四。表3.1汽车变速器齿轮法向模数车型类型发动机最大排量V/L整车最大总质量机"t1.0<V<1.61.6<V<2.56.0<ma<14.0ma>14.0模数mnmm2.25-2.752.753.003.504.504.50-6.00表3.2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.505.50根据表3.1及3.2,及出于工艺考虑，模数的选取应该尽量地一致。因此此次毕业设计中一挡直齿轮和倒挡直齿轮的模数定为根=4.5mm,其他斜齿轮法向模数定为mn=411uno3.3.2压力角为增加重合度而使汽车运转时噪声减弱，对于客车而言，设计时一般应尽量选取14.5。、15。、16。、16.5。等不大的传动压力角；但是对于商用型汽车而言，为了提高和增强传动齿轮的强度和刚度，设计时一般应尽量选取22.5。或25。等大些的压力角。根据目前我国的相关法律规定，齿轮选取标准的压力角为20。，所以变速器中齿轮选取的标准压力角为20。此次毕业设计初选压力角0=20。3.3.3螺旋角齿的啮合强度和刚度随着齿轮螺旋角的重合度增大也就会相应地有所增大，在客车斜齿轮设计中选用较大的螺旋角时，使得齿轮螺旋角和啮合的重合度大大增加，所以产生的噪声大大降低、工作平稳。斜齿轮在中间轴上进行转矩的传递时，轴承上会直接受到转矩和轴向力的作用，因此在斜齿轮设计时，为了减轻斜齿轮对轴承的负荷，寿命更持久，应尽量使同时在轴承上工作的两对啮合齿轮产生的转矩和轴向力运动方向完全相反。所以即使在中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角设计理论上也是不一样的，但是在客车中间轴上的轴向力较小时，可将齿轮的螺旋角也设计成一样的，以使制造工艺简便，降低了制造的成本。一般在斜齿轮设计过程中客车变速器的齿轮螺旋角可以选用的范围一般是18°26°。此次毕业设计初选螺旋角£=25。3.3.4齿顶高系数根据目前我国相关的要求，在进一步提高了齿轮设计和加工的精度之后，齿顶高精度系数是川=1.00。3.3.5齿宽直齿B=KC机，其中KC为齿宽系数，范围为4.58.0,选6.0。计算得5=27mm.斜齿B=KCs1,其中KC取值范围为6.08.5,选7.0。计算得5=28mm。3.4各挡齿轮参数的确定图3.1变速器传动示意图I-第一轴；2-第一轴常啮合传动齿轮1；3、10-摩擦锥盘；4、II-摩擦锥环；5、12-定位销；6、13、16-接合套；7、14.花键毂、8-第二轴5挡齿轮3；9-第二轴3挡齿轮5；15-第二轴2挡齿轮7；17-第二轴1挡齿轮9；18-变速器壳体；19.中间轴；20.倒挡轴；21-倒挡齿轮11；22中间轴1挡、倒挡齿轮10；23中间轴2挡齿轮8；24、27锁销；25中间轴3挡齿轮6；26中间轴5挡齿轮4；28中间轴常啮合传动齿轮2在初选变速器的结构参数和齿轮零件部分参数、绘出变速器的结构方案简图后，就已经完全能够准确地计算各挡齿轮的齿数了。此次毕业设计中变速器的传动示意图如图3.Io为了均匀磨损齿面，各挡齿轮的齿数比应力求非整数。3. 4.1确定一挡齿轮的参数3.4. 1.1齿数中间轴一挡齿轮齿数的选择设计原则就是，对于重型客车而言，齿数的选择范围在1217之间，不能低于1214。现取ZIO=I3。其传动比为：i=Z2Z91%(3.4)为了求Zio,Zg先求其齿数和乙，Z-丝h(3.5)计算得Z72=55.1,取整为55。即可继续算得Z9=42ZK)=I33.4.1.2变位系数因为ZK)=I3V17,所以该齿轮为避免根切，其最小变位系数17-13xmin=0.24变位系数和x=0.243.4.1.3几何尺寸分度圆直径：d9=mZg=4.5X43=193.5nm4o=mZ10=4.5X13=58.5nm齿顶圆直径：da9=d9+2ha9=193.5+2x4.5=202.5nm10=J10+2zl0=58.5+2义4.5=67.5mm齿根圆直径：df9=d9-2hf9=193.5-2×1.25×4.5=182.25mmde。=4o-2zy10=58.5-2×1.25×4.5=47.2511m3.4.2中心距的修正计算得出一挡齿轮齿数和ZzZ后，由于进行了取整处理，变速器轴中心距也有明显的改动。所以我们同时应根据已经取定的ZzZ和变位系数重新计算修正中心距4,再以A作为各挡齿轮齿数选定的根据。mr×Zh4.5×551oA=-=123.75mmW22取整为4=124mm。3.4.3确定常啮合传动齿轮的参数3.4.3.1齿数由式(3.4)求出常啮合传动齿轮的传动比J=彳瓦=4.95X上=1.532(3.6)Z11Z942因为常啮合齿轮螺旋角初选值为25。，常啮合传动齿轮的中心距等于一挡齿轮的中心、是巨,八二m"ll2cos(3.7)72AcosZh=mn(3.8)由式(3.6)和(3.8)解得：Z1=20Z2=30则:QffL=4.85*=4.95ZzlZzlo与原传动比相差不大。3.4.3.2变位系数由(3.7)解得螺旋角:42=24.87。标准中心距：A=123.991111n端面压力角：tanat=tan%/COSp(3.9)at=arctan(tanarl/cos)=21.86o端面啮合角：4=ACOS%/cos。；(3.10)a,t=arccos(Acos%/o)=21.87o渐开线函数：invat=tanat-at=0.401-0.382=0.019inva,t=tana,t-a,t=0.402-0.382=0.020变位系数和：+%)(Z+Z2)=0622tan%3.4,3.3几何尺寸分度圆直径：d1=Zm:COSA_220×4.5=99.20mmcos24.87oZ二/二CoSp2=30x45=148.80mmcos24.87o齿顶圆直径：dal=di+2hal=99.20+2×4.5=108.20mmda2=d2+2ha2=148.80+2×4.5=157.80mm齿根圆直径：dfl=&-2hfl=99.20-2×1.25X4.5=87.95mmdf2=d2-2hf2=148.80-2×1.25×4.5=137.55nun3.4.4确定二挡齿轮的参数3.4.4.1齿数二挡齿轮为斜齿轮，首先的满足方程（3.8）和(3.11).ZRl72-“解得：Z7=38Zg=183.4.4.2变位系数由（3.7）解得螺旋角：Ks=25.41°标准中心距：A=123.9mm端面压力角根据(3.9)：at-arctan(tanarl/cos)=21.947°端面啮合角根据(3.10)：a,t=arccos(Acos%/o)=22.06渐开线函数：inv%=tan%=0.4030.383=0.0199inva；=tana,t-a't=0.405-0.385=0.0202变位系数和：=(M-M)(ZM)=0212tanat3.4,4.3几何尺寸分度圆直径：J7=ZqmrI=_38x4_=16828n11CoSyfl7_8cos25.41o7Z.mr18×4ref=-=79.71mmCOSS7_8cos25.41°齿顶圆直径：da=J7+2hc11=168.28+2x4=176.28mmdas=4+2has=79.71+2x4=87.71nm齿根圆直径：df=d1-2hfl=168.28-2×1.25×4=158.28mm%8=42与8=79.71-2X1.25X4=69.71n三3.4.5确定三挡齿轮的参数3.4.5.1齿数三挡齿轮为斜齿轮，首先满足方程（3.8）和z3=½ZZ(3.12)解得：3.4.5.2变位系数由(3.7)解得螺旋角：&6=25.41标准中心距：端面压力角根据A=123.9mm(3.9)：at=arctan(tanan/cos=21.947o端面啮合角根据(3.10)：a,t-arccos(Acos%/o)=22.06渐开线函数：invcfr=tanat-at=0.403-0.383=0.02inva,t=tana,t-a,t=0.405-0.385=0.02变位系数和：_(inv%inv%XZ+Z2)_人、人人？UJ2tanat3.4,5.3几何尺寸分度圆直径：7ZVmn31×4YCrCC4=-=137.28mmCOS尸5-6cos25.41od,=-=110.71m11CoSS54cos25.41°齿顶圆直径：da5=d5+2ha5=137.28+2x4=145.2811m6=+2z6=110.71+2x4=118.7Inm齿根圆直径:df5=d5-2hf5=137.28-2×1.25×4=127.281111ndf=d6-2hf6=110.71-2×1.25×4=100.71mm3. 4.6确定五挡齿轮的参数4. 4.6.1齿数五挡齿轮为斜齿轮，首先满足方程(3.8)和(3.13).22Z3I5zz解得：Z3=18Z4=385. 4.6.2变位系数由(3.7)解得螺旋角：区4=25.41。标准中心距：A=123.9mm端面压力角根据(3.9)：at=arctan(tanan/cos=21,947°端面啮合角根据(3.10)：a,t=arccos(Acos6r/o)=22.061°渐开线函数：Hivcifr=tanat-at=0.403-0.383=0.02inVor'=tana,t-a,t=0.405-0.385=0.02变位系数和：inv%XZ+Z2)_Ay-Ai人2U-"2tanat3.4,6.3几何尺寸分度圆直径：jZAmn18×4_.1d,=-=79.7InmCoS尸5-6cos25.4lo2叫38×4=-=I68.28nmCOSssicos25.41°齿顶圆直径：da3=d3+2ha3=79.71+2x4=87.71mmda4=W+2%-168.28+2x4=176.28mm齿根圆直径：df3=d3-2h,3=79.71-2×1.25×4=69.7Immdf4=d4-2hf4=168.28-2×1.25×4=158.28mm3. 4.7确定倒挡齿轮的参数3.4. 7.1齿数倒挡齿轮和一挡齿轮相同，是直齿圆柱齿轮，模数也相同。设计中倒挡齿轮Zu的齿数在2133间取值，初选Zn=22。3.5. 7.2中心距倒挡轴与中间轴的中心距：Ar=m(zo+Z11)=×4.5×(13+22)=78.75mm倒挡轴与第二轴的中心距A"：A'=Im(Z9+Z11)=×4.5×(42+22)=144mm3.4,7.3几何尺寸分度圆直径:J11=Z11m=22×4.5=99mm齿顶圆直径：4=d11+2%=99+2x4.5=108nm齿根圆直径：dfn=J11-2hfu=99-2×1.25×4.5=87.75mm3.5螺旋方向的确定因为斜齿圆柱齿轮在进行转矩传输时会不可避免地生成轴向力,故设计时中间轴上的