機械式變速箱畢業(yè)設計

機械變速箱傳動機構設計姓 名： 學 號： 系部名稱： 汽車工程系 班 級： 指導老師： 職 稱： 教授 設計初始數(shù)據(jù)：（方案二）學號：23最高車速： =110-23=87Km/hmaxU發(fā)動機功率： =66-23/2=54.5eP轉(zhuǎn)矩： =210-233/2=175.5NmmaxeT總質(zhì)量：ma=4100-232=4054Kg轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：nT=2100r/min車輪：R16（選 205/55R16） rR=162.5410/2+0.55205=315.95mm1.1.1變速器各擋傳動比的確定初選傳動比：設五擋為直接擋，則 =15gi= 0.377 maxU0minrgp式中： 最高車速ax發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速pn車輪半徑r變速器最小傳動比ming主減速器傳動比0/ =1.42.0 即 =（1.42.0）2100=29404200r/min pTp=9549 （轉(zhuǎn)矩適應系數(shù) =1.11.3）maxepenPmax所以， =9549 =3118.33685.3r/minp175)3.(由上述兩兩式取 =3400 r/m p=0.377 =0.377 =4.650imaxingpur871095.3403雙曲面主減速器，當 6 時，取 =90%0i輕型商用車 在 5.08.0 范圍，1gi=96%， = =90%96%=86.4%gTT最大傳動比 的選擇：1i滿足最大爬坡度。根據(jù)汽車行駛方程式（1.1） dtumGiuACfriTaDTg 20emax15.汽車以一擋在無風、瀝青混凝土干路面行駛，公式簡化為（1.2） sin co0emaxGfriTg即， Tegifri0max1sc式中：G作用在汽車上的重力， ， 汽車質(zhì)量， 重力加速g度， =40559.8=39739N；mg發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， =192N.m；axeTaxeT主減速器傳動比， =4.4020i 0i傳動系效率， =86.4%；TT車輪半徑， =0.316m；rr滾動阻力系數(shù)，對于貨車取 =0.02；f f爬坡度，取 =16.7=5.5.45 %4.865.177.1sinco0236.4051 ）（gi滿足附著條件。riTTg01emaxz2F在瀝青混凝土干路面，=0.70.8，取 =0.7即 =7.715 1gi %4.865.7314由得 5.45 7.715；1gi又因為輕型商用車 =5.08.0；所以，取 =5.7 。1gi其他各擋傳動比的確定：按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： qiigg54321式中： 常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：q， ， ，41qig32ig2igqig4= =1.545n7.5所以其他各擋傳動比為：=5.7， = =3.68， = =2.387， = =1.545， =11gi2gi3q3gi2q4giq5gi為了減少高檔較大的沖擊力，高檔的傳動比應該比較接近， 。1.1.2中心距 A初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式（1.3） 31maxgeAiTK式中： 變速器中心距（mm） ；中心距系數(shù)，商用車： =8.69.6；A AK發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N .m） ；maxeT變速器一擋傳動比， =5.7；1gi 1gi變速器傳動效率，取 96% ；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， =192N.m 。 maxeTaxeT則， 31maxgeAiK= %967.5)6.98(=84.348594.1564初選中心距 =90m。A1.2齒 輪 參 數(shù)1、模數(shù)對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量 在 1.814.0t 的貨am車為 2.03.5mm；總質(zhì)量 大于 14.0t 的貨車為 3.55.0mm。選取較小的模數(shù)am值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。表 1.2.1 汽車變速器齒輪法向模數(shù)乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 /tam車型1.0 V1.6 1.6V2.5 6.0 14.0a14.0模數(shù) /mmnm2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00表 1.2.2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)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 根據(jù)表 1.2.1 及 1.2.2，齒輪的模數(shù)定為 4.0mm。2、壓力角 理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用 14.5、15、16、16.5等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用 22.5或 25等大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為 20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20。3、螺旋角 實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。貨車變速器螺旋角：1826初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為 24，其余擋斜齒輪螺旋角 24。4、齒寬 b直齒 ， 為齒寬系數(shù)，取為 4.58.0，取 7.0；mkcc斜齒 ， 取為 6.08.5。n采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為24mm，取 4mm。5、齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00。 1.3各 擋 齒 輪 齒 數(shù) 的 分 配1-一軸常嚙合齒輪 2-中間軸常嚙合齒輪 3-二軸五擋齒輪 4-中間軸五擋變速器5-二軸四擋齒輪 6-中間軸四擋齒輪 7-二周三擋齒輪 8-中間軸三擋齒輪9-二軸二擋齒輪 10-中間軸二擋齒輪 11-二軸一擋齒輪 12-中間軸一擋齒輪13-二軸倒擋齒輪 14-中間軸倒擋齒輪 15-倒擋中間齒輪圖 1.3.1 變速器傳動示意圖如圖 1.3.1 所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。1、確定一擋齒輪的齒數(shù) 中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在 12-17 之間選用，最小為 12-14，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。10Z一擋傳動比為 （1.4）1092gZi為了求 ， 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ， 9Z10 h斜齒 （1.5）nhmA109cos2= =42.286 取 =424hZ即 = - =42-3=299Zh102、對中心距 進行修正A因為計算齒數(shù)和 后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的hZ和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距 ，再以修正后的中心距 作為各擋齒輪齒hZAA數(shù)分配的依據(jù)。= =91.94 為 A=92mcos2mn0hZs24913）（對一擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角 ： tan =tan /cos =.398ttn10-9=21.43t嚙合角 ： cos = =0.932,t,ttoAcs=21.52,t變位系數(shù)之和 nt,t109na2iviz=0.62查變位系數(shù)線圖得： 38.2109zu4.012.01n9計算精確值 ：A= 10-910-9ncos2mhZ7.109計算一擋齒輪 9、10 參數(shù)：分度圓直徑 =429/cos24.07=127.004mm10-9n9cos/zd=413/cos24.07=56.95mm-1010齒頂高 =3.26mmn9an9yhm=2.38mm1010式中： =0.015nn/Ay）（=0.605齒根高 =3.32mmn9an9hmcf=4.2mm1010f齒全高 =6.58mm9fa齒頂圓直徑 =133.52mm2ahd=61.71mm1010a齒根圓直徑 = =120.4mm99ff36.24.7=56.95-23.8=48.55mm10102ffhd當量齒數(shù) =38.16-939vcos/z=17.1110-103、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)（ =24）2-1由式（1.3）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比（1.6）910g12Zi= =2.5637.5常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即（1.7）21cosZmAnn2121= 40cos9=42.29由式（1.6） 、 （1.7）得 =11.87， =30.42 取整為 =12， =31，則：1Z21Z2= =5.76 =5.71092gi3gi對常嚙合齒輪進行角度變位：理論中心距 = =91.5mm21cosZmAno0cos314端面壓力角 tan =tan /cos =0.387tn=21.17t端面嚙合角 =totAcscs,17.2cos95.6.1,t變位系數(shù)之和 nttiviza2,n= 0t17.296.13ii=0.64查變位系數(shù)線圖得： 58.21zu45.0119.045.602計算精確值 ：A= 2121ncosmhZ6.321常嚙合齒輪數(shù)：分度圓直徑 =51.35mm21cosnmzd=132.65mm22n齒頂高 =（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