机械式变速箱设计(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：m ax a U =110-23=87Km/h 发动机功率：max e P =66-23/2= 转矩：max e T =210-23×3/2= 总质量：m a =4100-23×2=4054Kg

转矩转速：n=2100r/min 车轮：R16（选205/55R16）

r ≈R=16××10/2+×205=315.95mm 1.1.1 变速器各挡传动比的确定

初选传动比：

设五挡为直接挡，则5g i =1 m ax a U =

min i i r n g p

式中：m ax a U —最高车速

p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径

m in g i —变速器最小传动比 0i —主减速器传动比

p n / T n =～ 即p n =（～）×2100=2940～4200r/min

max e T =9549×

p

e n P max

α （转矩适应系数α=～）

所以，p n =9549×

171

57

)3.1~1.1(⨯=～min

由上述两两式取p n =3400 r/m 0i =×

max

min a g p u i r n =×87

1095.31534003-⨯⨯=

双曲面主减速器，当0i ≤6时，取η=90% 轻型商用车1g i 在~范围，

g η=96%， T η=η×T η=90%×96%=% 最大传动比1g i 的选择：

①满足最大爬坡度。 根据汽车行驶方程式

dt

du

m Gi u A C Gf r

i i T a D T

g δη+++

=20emax 15.21 （）

汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为

ααηsin cos 0emax G Gf r

i i T T

g += （）

即，()T

e g i T

f Gr i ηαα0max 1sin cos +≥

式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，

mg G ==4055×=39739N ；

max e T —发动机最大转矩，max e T =； 0i —主减速器传动比，0i =

T η—传动系效率，T η=%；

r —车轮半径，r =0.316m ；

f —滚动阻力系数，对于货车取f =；

α—爬坡度，取α=°

%

4.866

5.45.1757.16sin 7.16cos 02.031

6.040541⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥

）

（g i =5.5.45 ①

②满足附着条件。

≤r

i i T T

g η01emax z2F ·φ

在沥青混凝土干路面，φ=~，取φ= 即1g i ≤

%

4.866

5.45.175316

.07.0%604054⨯⨯⨯⨯⨯= ②

由①②得≤1g i ≤； 又因为轻型商用车1g i =~； 所以，取1g i = 。 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：

q i i i i i i i i g g g g g g g g ==

=

=

5

44

33

22

1

式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：

41q i g =，32q i g =，23q i g =，q i g =4 1n 1-=g i q =47.5=

所以其他各挡传动比为：

1g i =， 2g i =3q =，3g i =2q =，4g i =q =，5g i =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

初选中心距时，可根据下述经验公式

31max g g e A i T K A η= （）

式中：A —变速器中心距（mm ）；

A K —中心距系数，商用车：A K =～； max e T —发动机最大转矩（）； 1g i —变速器一挡传动比，1g i =；

g η—变速器传动效率，取96% ；

max e T —发动机最大转矩，max e T = 。

则，31max g e A i T K A η=

=3%967.55.175)6.96.8(⨯⨯～ =—

初选中心距A =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a m 在～的货车为～3.5mm ；总质量a m 大于的货车为～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

表1.2.2 汽车变速器常用齿轮模数

根据表1.2.1及，齿轮的模数定为4.0mm 。 2、压力角α

理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用°、15°、16°、°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用°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β

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：18°～26°

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m k b c =，c k 为齿宽系数，取为～，取； 斜齿n c m k b =，c k 取为～。

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2～4mm ，取4mm 。

5、齿顶高系数