机械式变速箱毕业设计

机械变速箱传动机构设计姓 名： 学 号： 系部名称： 汽车工程系 班 级： 指导老师： 职 称： 教授 设计初始数据：（方案二）学号：23最高车速： =110-23=87Km/hmaxU发动机功率： =66-23/2=54.5eP转矩： =210-233/2=175.5NmmaxeT总质量：ma=4100-232=4054Kg转矩转速：nT=2100r/min车轮：R16（选 205/55R16） rR=162.5410/2+0.55205=315.95mm1.1.1变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则 =15gi= 0.377 maxU0minrgp式中： 最高车速ax发动机最大功率转速pn车轮半径r变速器最小传动比ming主减速器传动比0/ =1.42.0 即 =（1.42.0）2100=29404200r/min pTp=9549 （转矩适应系数 =1.11.3）maxepenPmax所以， =9549 =3118.33685.3r/minp175)3.(由上述两两式取 =3400 r/m p=0.377 =0.377 =4.650imaxingpur871095.3403双曲面主减速器，当 6 时，取 =90%0i轻型商用车 在 5.08.0 范围，1gi=96%， = =90%96%=86.4%gTT最大传动比 的选择：1i满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式（1.1） dtumGiuACfriTaDTg 20emax15.汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为（1.2） sin co0emaxGfriTg即， Tegifri0max1sc式中：G作用在汽车上的重力， ， 汽车质量， 重力加速g度， =40559.8=39739N；mg发动机最大转矩， =192N.m；axeTaxeT主减速器传动比， =4.4020i 0i传动系效率， =86.4%；TT车轮半径， =0.316m；rr滚动阻力系数，对于货车取 =0.02；f f爬坡度，取 =16.7=5.5.45 %4.865.177.1sinco0236.4051 ）（gi满足附着条件。riTTg01emaxz2F在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取 =0.7即 =7.715 1gi %4.865.7314由得 5.45 7.715；1gi又因为轻型商用车 =5.08.0；所以，取 =5.7 。1gi其他各挡传动比的确定：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： qiigg54321式中： 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：q， ， ，41qig32ig2igqig4= =1.545n7.5所以其他各挡传动比为：=5.7， = =3.68， = =2.387， = =1.545， =11gi2gi3q3gi2q4giq5gi为了减少高档较大的冲击力，高档的传动比应该比较接近， 。1.1.2中心距 A初选中心距时，可根据下述经验公式（1.3） 31maxgeAiTK式中： 变速器中心距（mm） ；中心距系数，商用车： =8.69.6；A AK发动机最大转矩（N .m） ；maxeT变速器一挡传动比， =5.7；1gi 1gi变速器传动效率，取 96% ；发动机最大转矩， =192N.m 。 maxeTaxeT则， 31maxgeAiK= %967.5)6.98(=84.348594.1564初选中心距 =90m。A1.2齿 轮 参 数1、模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量 在 1.814.0t 的货am车为 2.03.5mm；总质量 大于 14.0t 的货车为 3.55.0mm。选取较小的模数am值可使齿数增多，有利于换挡。表 1.2.1 汽车变速器齿轮法向模数乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 /tam车型1.0 V1.6 1.6V2.5 6.0 14.0a14.0模数 /mmnm2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00表 1.2.2 汽车变速器常用齿轮模数一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00二系列 1.75 2.25 2.75（3.25）3.50（3.75）4.50 5.50 根据表 1.2.1 及 1.2.2，齿轮的模数定为 4.0mm。2、压力角 理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用 14.5、15、16、16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 22.5或 25等大些的压力角。国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。3、螺旋角 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。货车变速器螺旋角：1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 24，其余挡斜齿轮螺旋角 24。4、齿宽 b直齿 ， 为齿宽系数，取为 4.58.0，取 7.0；mkcc斜齿 ， 取为 6.08.5。n采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取 4mm。5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 1.00。 1.3各 挡 齿 轮 齿 数 的 分 配1-一轴常啮合齿轮 2-中间轴常啮合齿轮 3-二轴五挡齿轮 4-中间轴五挡变速器5-二轴四挡齿轮 6-中间轴四挡齿轮 7-二周三挡齿轮 8-中间轴三挡齿轮9-二轴二挡齿轮 10-中间轴二挡齿轮 11-二轴一挡齿轮 12-中间轴一挡齿轮13-二轴倒挡齿轮 14-中间轴倒挡齿轮 15-倒挡中间齿轮图 1.3.1 变速器传动示意图如图 1.3.1 所示为变速器的传动示意图。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。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。1、确定一挡齿轮的齿数 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在 12-17 之间选用，最小为 12-14，取=13，一挡齿轮为斜齿轮。10Z一挡传动比为 （1.4）1092gZi为了求 ， 的齿数，先求其齿数和 ， 9Z10 h斜齿 （1.5）nhmA109cos2= =42.286 取 =424hZ即 = - =42-3=299Zh102、对中心距 进行修正A因为计算齿数和 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的hZ和齿轮变位系数重新计算中心距 ，再以修正后的中心距 作为各挡齿轮齿hZAA数分配的依据。= =91.94 为 A=92mcos2mn0hZs24913）（对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan =tan /cos =.398ttn10-9=21.43t啮合角 ： cos = =0.932,t,ttoAcs=21.52,t变位系数之和 nt,t109na2iviz=0.62查变位系数线图得： 38.2109zu4.012.01n9计算精确值 ：A= 10-910-9ncos2mhZ7.109计算一挡齿轮 9、10 参数：分度圆直径 =429/cos24.07=127.004mm10-9n9cos/zd=413/cos24.07=56.95mm-1010齿顶高 =3.26mmn9an9yhm=2.38mm1010式中： =0.015nn/Ay）（=0.605齿根高 =3.32mmn9an9hmcf=4.2mm1010f齿全高 =6.58mm9fa齿顶圆直径 =133.52mm2ahd=61.71mm1010a齿根圆直径 = =120.4mm99ff36.24.7=56.95-23.8=48.55mm10102ffhd当量齿数 =38.16-939vcos/z=17.1110-103、确定常啮合传动齿轮副的齿数（ =24）2-1由式（1.3）求出常啮合传动齿轮的传动比（1.6）910g12Zi= =2.5637.5常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即（1.7）21cosZmAnn2121= 40cos9=42.29由式（1.6） 、 （1.7）得 =11.87， =30.42 取整为 =12， =31，则：1Z21Z2= =5.76 =5.71092gi3gi对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 = =91.5mm21cosZmAno0cos314端面压力角 tan =tan /cos =0.387tn=21.17t端面啮合角 =totAcscs,17.2cos95.6.1,t变位系数之和 nttiviza2,n= 0t17.296.13ii=0.64查变位系数线图得： 58.21zu45.0119.045.602计算精确值 ：A= 2121ncosmhZ6.321常啮合齿轮数：分度圆直径 =51.35mm21cosnmzd=132.65mm22n齿顶高 =（1+0.45+0.515）4=3.74mmn1an1yhm=（1+0.19+0.515）4=2.7mm20式中： =（92-91.5）/4=0.125n0n/Ay