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1、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/h 发动机功率：=66-23/2=54.5 转矩：=210-233/2=175.5Nm 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=1 = 0.377 式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最小传动比 主减速器传
2、动比/ =1.42.0 即=（1.42.0）2100=29404200r/min =9549 （转矩适应系数=1.11.3）所以，=9549=3118.33685.3r/min 由上述两两式取=3400 r/m =0.377=0.377=4.65双曲面主减速器，当6时，取=90%轻型商用车在5.08.0范围，=96%， =90%96%=86.4%最大传动比的选择：满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式 （1.1） 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） 即，式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=40559.8=39739N；发动机最大转矩，=192N.m；主减
3、速器传动比，=4.402传动系效率，=86.4%；车轮半径，=0.316m；滚动阻力系数，对于货车取=0.02；爬坡度，取=16.7=5.5.45 满足附着条件。 在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.7即=7.715 由得5.457.715；又因为轻型商用车=5.08.0；所以，取=5.7 。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：式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：，=1.545所以其他各挡传动比为：=5.7， =3.68，=2.387，=1.545，=1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
4、初选中心距时，可根据下述经验公式 （1.3） 式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，商用车：=8.69.6；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，=5.7；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=192N.m 。 则，=84.348594.1564初选中心距=90m。1.2 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的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.5
5、5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。表1.2.1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表1.2.2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
6、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
7、挡斜齿轮螺旋角24。4、齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5。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
8、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。一挡传动比为 （1.4）为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿 （1.5）=42.286 取=42即=-=42-3=292、对中心距进行修正因为计算齿数和后，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数分配的依据
9、。=91.94为A=92m对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos=.398 =21.43 啮合角 ： cos=0.932 =21.52变位系数之和 =0.62查变位系数线图得： 计算精确值：A= 计算一挡齿轮9、10参数：分度圆直径 =429/cos24.07=127.004mm =413/cos24.07=56.95mm齿顶高 =3.26mm =2.38mm 式中：=0.015 =0.605齿根高 =3.32mm =4.2mm齿全高 =6.58mm齿顶圆直径 =133.52mm =61.71mm齿根圆直径 =120.4mm =56.95-23.8=48.55mm 当量
10、齿数 =38.16 =17.113、确定常啮合传动齿轮副的齿数（=24）由式（1.3）求出常啮合传动齿轮的传动比 （1.6）=2.56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） = =42.29由式（1.6）、（1.7）得=11.87，=30.42取整为=12，=31，则：=5.76=5.7对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 =91.5mm端面压力角 tan=tan/cos=0.387 =21.17端面啮合角 = 变位系数之和 = =0.64查变位系数线图得： 计算精确值：A= 常啮合齿轮数：分度圆直径 =51.35mm =132.65mm齿顶高 =（1+0.45+0.515）4=3.74mm =（1+0.19+0.515）4=2.7mm 式中：=（92-91.5）/4=0.125 =0.515齿根高 =（1+0.25-0.45）4=3.2mm =（1+0.25+0.19）4=4.24mm齿全高 =6.94齿顶圆直径 =58.83mm =138.05mm齿根圆直径 =44.95mm =124.17mm 当量齿数 =14.69
