汽車設(shè)計課程設(shè)計 五檔變速器設(shè)計,汽車設(shè)計課程設(shè)計,五檔變速器設(shè)計,汽車,設(shè)計,課程設(shè)計,五檔,變速器
變速器的設(shè)計計算
變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點蝕；換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。所以需要對齒輪進行計算和校核。
1、輪齒設(shè)計計算
與其它機械設(shè)備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結(jié)果。
1.1齒輪彎曲強度計算
（1）一擋直齒輪彎曲應(yīng)力：
3-23
式中：
—彎曲應(yīng)力（MPa）；
—圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
—應(yīng)力集中系數(shù)， 取=1.65；
—摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；
—齒寬(mm)；
—端面齒距，；
—齒形系數(shù)，=0.208
因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式3-23后得
3-24
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa。
對于本設(shè)計，取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距根據(jù)傳動比換算到1擋的值，前面已經(jīng)得出=366500N·mm，代入下式
得=797676 N·mm
由公式3-24得：
22
=2×797676×1.65×1.1π×（4.5）3×13×8×0.208
=467.6MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
倒檔上的倒檔直齒齒輪與一檔齒輪相同，且不承受交變載荷，所以同樣適應(yīng)。
（2）二擋斜齒輪彎曲應(yīng)力：
3-25
—彎曲應(yīng)力（MPa）；
—圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
；
—斜齒輪螺旋角( °)，8=22°；
—應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50；
—齒寬(mm)；
—法向齒距，；
—齒形系數(shù)，=0.18
—重合度影響系數(shù)，=2.0。
將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式3-25，整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為：
3-26
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100~250MPa。
由公式3-26得：
2×TgcosKσπ×Z×mn3γKcK?
=2×797676×cos22×1.5π×19×43×0.18×8×2
= 201.7MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
（3）三擋斜齒輪彎曲應(yīng)力：
—斜齒輪螺旋角( °)，6=20°；
—齒形系數(shù)，=0.162
由公式3-26得：
=2×797676×cos20×1.5π×26×43×0.162×8×2
= 166.0MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
（4）四擋斜齒輪彎曲應(yīng)力：
—斜齒輪螺旋角( °)，4=25°；
—齒形系數(shù)，=0.12
由公式3-26得：
=2×797676×cos25×1.5π×32×43×0.12×8×2
= 175.6MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
（5）五擋斜齒輪彎曲應(yīng)力：
—斜齒輪螺旋角( °)，2=27°；
—齒形系數(shù)，=0.09
由公式3-26得：
=2×797676×cos27×1.5π×37×43×0.09×8×2
= 199MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
1.2輪齒接觸應(yīng)力
3-27
式中：
—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；
—齒面上的法向力（N），；為圓周力；
—斜齒輪螺旋角( °)；
—齒輪材料的彈性模量（MPa）,
—齒輪接觸的實際寬度(mm)；
—主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，
斜齒輪；
—從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，
斜齒輪；
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時,變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.1
表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa)
齒 輪
液體碳氮共滲齒輪
滲 碳 齒 輪
950~1000
1900~2000
一擋和倒擋齒輪
650~700
1300~1400
常嚙合齒輪和高擋齒輪
1.計算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力
b = Kcmn =8×4.0=32(mm)
由公式3-27得：
=810MPa<
滿足設(shè)計要求。
2.計算一擋直齒輪接觸應(yīng)力
b = Kcm =7×4.5=31.5(mm)
由公式3-27得：
=685.5MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
3. 計算二擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力
b = =7×4=28(mm)
由公式3-27得：
=599.8MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
4. 計算三擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力
b = =7×4=28(mm)
由公式3-27得：
=479.5MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
5. 計算四擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力
b = =7×4=28(mm)
由公式3-27得：
=447.9MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
6. 計算倒檔齒輪接觸應(yīng)力
b = Kcm =7×4.5=31.5(mm)
由公式3-27得：
=352MPa<[]
滿足設(shè)計要求。
本設(shè)計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，芯部硬度為33~48HRC
倒擋軸與第2軸的中心距 中間軸與倒擋軸的中心距 模數(shù)m 模數(shù)mn 齒頂高 齒根高 中心距 變速器殼體的軸向尺寸 中間軸兩支撐間距離 第二軸支撐間的距離 第一軸與中間軸常嚙合齒輪 一擋齒輪副中間軸上的齒輪 二擋齒輪副中間軸上的齒輪 三擋齒輪副中間軸上的齒輪 四擋齒輪副中間軸上的齒輪 144 斜齒 76.5 Z1 4.5 17 4 4 β2 5 27 121 ig1 363 6.86 350 299 19.079546 分度圓直徑 76.318184 齒頂圓直徑 84.318184 齒根圓直徑 66.318184 標(biāo)準中心距 121.2112334 a b 33 330 96 267 150 213 163 200 93 270 彎曲強度計算σw 第一軸常嚙合齒輪 199 一檔齒輪 467.6 二檔齒輪 201.7 三檔齒輪 166.0 四檔齒輪 175.6 (一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa;斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100~250MPa) 對軸的剛度驗算 fc(0.05~0.10mm) 第一軸常嚙合齒輪 0.0036 一檔齒輪 0.05 二檔齒輪 0.06 三檔齒輪 0.047 四檔齒輪 0.023 斜齒 斜齒 斜齒 斜齒 Z2 Z3 Z4 Z5 37 23 32 32 β4 β6 β8 25 20 22 ig2 ig3 ig4 ig5 4.24 2.6 1.56 1 32.808093 31.55369 37.308093 36.05369 41.52607071 25.377692 35.308093 34.05369 166.1042828 101.51077 141.23237 136.2147 174.1042828 109.51077 149.23237 144.2147 156.1042828 91.510768 131.23237 126.2147 121.37157 123.4446 接觸應(yīng)力計算σj 810.0 685.5 599.8 479.5 447.9 對軸的強度驗算(400MPa)fs(0.10~0.15mm) 轉(zhuǎn)角(0.002rad） fz(0.20mm) 0.0046 0.00012 0.006 21.5 0.14 0.00034 0.15 108.7 0.063 0.00012 0.097 53.9 0.048 0.00005 0.067 33.9 0.023 0.0002 0.033 27 (一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa;斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100~250MPa) 對軸的剛度驗算 斜齒 斜齒 斜齒 直齒 Z6 Z7 Z8 Z9 26 37 19 41 iR（倒檔） 6.27 25.1686191 37.4057854 17.99216 43.3125 29.6686191 41.9057854 22.49216 48.375 27.6686191 39.9057854 20.49216 46.125 110.674476 159.623141 81.96864 184.5 118.674476 167.623141 89.96864 193.5 100.674476 149.623141 71.96864 173.25 120.795891 121.5 11.25 直齒 直齒 直齒 直齒 Z10 Z11 z12 Z13 13 13 23 21 齒頂圓 4.5 齒根圓 5.625 11.8125 11.8125 23.0625 20.81 16.875 16.875 28.25 25.88 14.625 14.625 25.875 23.63 58.5 58.5 103.5 94.5 67.5 67.5 113 103.5 47.25 47.25 92.25 83.25 11.8 16.9 機械學(xué)院2012年暑假夏令營錄取學(xué)員名單 序號 姓名 性別 本科學(xué)校 序號 姓名 性別 本科學(xué)校 1張澤 男 大連理工大學(xué) 26趙丁藏 男 重慶大學(xué) 2肖培 男 電子科技大學(xué) 27劉浩 男 長安大學(xué) 3袁勝 男 東北大學(xué) 28楊潔 男 東北林業(yè)大學(xué) 4田寬 男 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 29黃紀強 男 東北農(nóng)業(yè)大學(xué) 5張恒偉 男 哈爾濱工業(yè) 大學(xué)（威海 ） 30陳思曼 女 福州大學(xué) 6項升 男 哈爾濱工業(yè) 大學(xué)（威海 ） 31宛仕棖 男 廣西大學(xué) 7黃偉 男 華南理工大學(xué) 32周海濤 男 貴州大學(xué) 8曾燦 男 華南理工大學(xué) 33申輝 男 海南大學(xué) 9鄧駿鴻 男 華南理工大學(xué) 34豐成杰 男 海南大學(xué) 10林旭偉 男 華南理工大學(xué) 35王濤 男 海南大學(xué) 11鄭振群 男 華南理工大學(xué) 36楊潔 女 合肥工業(yè)大學(xué) 12黃天侖 男 吉林大學(xué) 37葉日良 男 合肥工業(yè)大學(xué) 13李會榮 女 吉林大學(xué) 38邱利宏 男 合肥工業(yè)大學(xué) 14安秀哲 女 吉林大學(xué) 39張坤 男 合肥工業(yè)大學(xué) 15朱建陽 男 蘭州大學(xué) 40呂鑫 男 河北工業(yè)大學(xué) 16翟魯鑫 男 山東大學(xué) 41劉路 男 南昌大學(xué) 17張炯 男 山東大學(xué) 42李俊雄 男 南京航空航天大學(xué) 18丁洪福 男 西北農(nóng)林科技大學(xué) 43張泉 男 上海大學(xué) 19劉旺林 男 西北農(nóng)林科技大學(xué) 44左義順 男 武漢理工大學(xué) 20何燕妮 女 中國海洋大學(xué) 45蔣靜 女 西南大學(xué) 21胡良 男 中國農(nóng)業(yè)大學(xué) 46錢士才 男 西南交通大學(xué) 22劉強 男 中南大學(xué) 47胡躍強 男 西南交通大學(xué) 23巫升銀 男 中南大學(xué) 48李志鵬 男 中國地質(zhì)大學(xué)（武漢） 24宋劍 男 中南大學(xué) 49高元 男 中國礦業(yè)大學(xué) 25張睿之 男 中南大學(xué) 50李玉杰 男 中國石油大學(xué)（華東）
彎曲強度計算σw
接觸應(yīng)力計算σj
第一軸常嚙合齒輪
199
810.0
一檔齒輪
467.6
685.5
二檔齒輪
201.7
599.8
三檔齒輪
166.0
479.5
四檔齒輪
175.6
447.9
(一檔、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa;斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100~250MPa)
對軸的剛度驗算
對軸的強度驗算(400MPa)
垂直面內(nèi)撓度fc(0.05~0.10mm)
水平面內(nèi)撓度fs(0.10~0.15mm)
轉(zhuǎn)角(0.002rad）
全撓度fz(0.20mm)
第一軸常嚙合齒輪
0.0036
0.0046
0.00012
0.006
21.5
一檔齒輪
0.05
0.14
0.00034
0.15
108.7
二檔齒輪
0.06
0.063
0.00012
0.097
53.9
三檔齒輪
0.047
0.048
0.00005
0.067
33.9
四檔齒輪
0.023
0.023
0.0002
0.033
27
汽車設(shè)計課程設(shè)計
——變速器設(shè)計
學(xué) 院 機械與汽車工程學(xué)院
班 級 09級車輛3班
指導(dǎo)教師 趙克剛
學(xué)生姓名 鄭振群
學(xué) 號 200930081500
提交日期 2012年07月 日
中間軸式變速器
概 述
變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。
對變速器的主要要求是：
1.應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。
2.工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換擋或自動、半自動換擋來實現(xiàn)。
3.重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。
4.傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?
5.噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。
中間軸式變速器設(shè)計
一、傳動方案和零部件方案的確定
作為一輛前置后輪驅(qū)動的貨車，毫無疑問該選用中間軸式多擋機械式變速器。中間軸式變速器傳動方案的共同特點如下：
（1） 設(shè)有直接擋；
（2） 1擋有較大的傳動比；
（3） 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動，擋位低的齒輪（1擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；
（4） 除1擋外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋；
（5） 除直接擋外，其他擋位工作時的傳動效率略低。
（一） 傳動方案初步確定
（1）變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)滾針軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)同步器將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，1擋采用滑動直齒齒輪傳動。
（2）倒擋利用率不高，而且都是在停車后再掛入倒擋，因此可以采用支持滑動齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒擋傳動比有所增加，倒擋的輸出軸從動齒輪與1擋的輸出軸從動齒輪相同。
圖1 中間軸式五擋變速器傳動方案
根據(jù)以上要求，選擇圖1-a方案作為本設(shè)計的中間軸式五擋變速器的傳動方案。
（二）零部件結(jié)構(gòu)方案
1．齒輪形式
齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點；缺點是制造工藝復(fù)雜，工作時有軸向力。
變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。
2．換擋機構(gòu)形式
此變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。
采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高擋位。為簡化機構(gòu)，降低成本，此變速器1擋、倒擋采用此種方式。
使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強度，降低操作難度，2擋以上都采用同步器換擋。
3．變速器軸承
變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。
變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承。
二、主要參數(shù)的選擇和計算
目前，貨車變速器采用4~5個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數(shù)大致在4~5個，需要通過計算傳動比范圍后最后確定。
（一）先確定最小傳動比
傳動系最小傳動比可由變速器最小傳動比ig和主減速器傳動比i0的乘積來表示
itmin=igmini0 3-1
通常變速器最小傳動比igmin取決于傳動系最小傳動比it0和主減速器傳動比i0，而根據(jù)汽車理論，汽車最高車速時變速器傳動比最小，則根據(jù)公式
ua=0.377rnigmini0 3-2
式中：ua為汽車行駛速度，km/h; n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min; r為車輪半徑，m; igmin特指為最高擋傳動比。
可得
itmin=0.377rnvuamax 3-3
指最高車速時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，一般=（09~1.1），其中為發(fā)動機最大功率時對應(yīng)的轉(zhuǎn)速，本車取=3800r/min , r/min
中型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T 19047-2003《增強型載重汽車輪胎系列》可選用后輪9.0R20型號，負荷下靜半徑為471mm。汽車給定的最大車速為95km/h,
后經(jīng)過主減速器校核修正之后得到
另外，為了滿足足夠的動力性，還需要校核最高擋動力因數(shù)D0max。一般汽車直接擋或最高擋動力因數(shù)取值范圍如下表所示
動力因數(shù)取值
中型貨車
微型貨車
轎車
0.04~0.08
0.08~0.1
0.1~0.2
本設(shè)計中取D0max=0.05，最小傳動比與最高擋動力因數(shù)D0max有如下關(guān)系
D0max=TtqmaxitminηtrG-CDAuat221.15G 3-4
式中：uat為直接擋或最高擋時，發(fā)動機發(fā)出最大扭矩時的最大車速，km/h，此時可近似取uat=uamax。
其它參數(shù)見下表。
參數(shù)說明
ηt
Ttqmax(N.m)
最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速（r/min）
空氣阻力系數(shù)CD
迎風(fēng)面積A(m^2)
uamax(km/h)
0.9
366.5
2037
0.6
4.234
95
根據(jù)3-4式可得itmin=8.85>6.86,從滿足最高擋動力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟性，取傳動系最小傳動比為itmin=6.86。若按直接擋igmin=1，則i0=6.86該車采用單級主減速器，主減速器傳動比i0≤7，滿足要求。
（二）確定最大傳動比
確定傳動系最大傳動比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動力因數(shù)D0max、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系的最大傳動比通常是變速器1擋傳動比ig1與主減速器傳動比i0的乘積，即
itmax=ig1i0 3-5
當(dāng)汽車爬坡時車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應(yīng)為
Ftmax=Ff+Fimax 3-6
各表達式展開為
Ttqmaxitminηtr=Gfcosαmax+Gsinαmax 3-7
則
ig1≥G（fcosαmax+sinαmax）rTtqmaxi0ηt 3-8
各參數(shù)見下表
計算參數(shù)表
ηt
f
i0
r(m)
ma(kg)
Ttqmax(N.m)
αmax
0.9
0.02
6.75
0.471
10440
366.5
16°7'(30%)
代入3-8式計算可得ig1≥6.6。
1擋傳動比還應(yīng)滿足附著條件
Ftmax=Ttqmaxig1i0ηtr≤Fφ 3-9
對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式
Fφ=FZ2φ=G2φ=m2gφ 3-10
式中：m2為后軸質(zhì)量，m2=66.4%ma，取φ=0.8
將式3-10代入式3-9求得
ig1≤m2gφrTtqmaxi0ηt=11.5
取ig1=6.8。此時校核的最大爬坡度為31%，即 。因此，變速器傳動比范圍是1~6.8，傳動系最大傳動比itmax=46。
（三）擋位數(shù)確定
增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋位數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。
在最低擋傳動比不變的情況下，增加變速器的擋位數(shù)會使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動比。實際上，汽車傳動系各擋傳動比大體上是按照等比級數(shù)分配的。
此貨車暫定擋位數(shù)為5，則相鄰擋位傳動比的比值為
Q=4ig1=46.8=1.615<1.8
一般擋數(shù)選擇要求如下：
1） 為了減小換擋難度，相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。
2） 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。
滿足要求，確定擋位數(shù)為5，則ig1=6.86，ig2=q3=4.21，ig3=q2=2.61，ig4=q=1.61，ig5=1。
(四)中心距A
對于中間軸式變速器，中間軸與第2軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強度都有影響。
中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。
初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算
A=KA3Temaxig1ηg 3-11
式中：KA為中心距系數(shù)，貨車為8.6~9.6;Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N.m；ig1為變速器1擋傳動比；ηg為變速器傳動效率，取96%。
貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。對于本輕型貨車，可取KA=9.0，其余取值按照已有參數(shù)計算3-11式可得A≈120.37mm。
（五）外形尺寸設(shè)計
貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，5擋為（2.7~3）A。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應(yīng)取給出范圍的上限。
本車5擋變速器殼體的軸向尺寸取3A，取整得L=361mm。
（六）齒輪參數(shù)
1．模數(shù)的選取
齒輪模數(shù)選取的一般原則如下
1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；
2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；
3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù)；
4）從強度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù)；
5）對于貨車，減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要，因此模數(shù)應(yīng)該選得大一些；
6）低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。
中型貨車（6t
收藏