轿车51变速器的研究及设计毕业设计(编辑修改稿)

轿车51变速器的研究及设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

低油耗，变速器的档数有增加的趋势。 目前，乘用车一般用 4~5 个档位的变速器。 本设计也采用 5 个档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比 和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。 故有 则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为 （ 1） 式中 m汽车总质量； g重力加速度； ψmax道路最大阻力系数； rr驱动轮的滚动半径； Temax发动机最大转矩； i0主减速比； η汽车传动系的传动效率。 根据驱动车轮与路面的附着条件 求得的变速器 I 档传动比为： （ 2） 式中 G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； φ路面的附着系数，计算时取 φ=~。 由已知条件：满载质量 1800kg； 5+1 变速器的 研究及设计 18 max1mingngiq i2 .5 51 .6 91 .1 2 ( 1)g IIg IIIg IViii 修 正 为3 IA maxA K T rr=； Te max=170Nm； i0=； η=。 根据公式（ 2）可得： igI =。 超速档的的传动比一般为 ~，本设计去五档传动比 igⅤ =。 中间档的传动比理论上按公比为： （ 3） 的等比数列，实际上与理论上略有出入 ，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 根据上式可的出： q =。 故有 ： 中心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。 三轴式变速器的中心局 A（ mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： (4) 式中 K A中心距系数。 对轿车， K A =~；对货车， K A =~；对多档 主变速器， K A =~11； TI max 变速器处于一档时的输出扭矩： TI max=Te max igI η =﹒ m 故可得出初始中心距 A=。 轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步5+1 变速器的 研究及设计 19 确定。 轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 ~。 货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档 (~)A 五档 (~)A 六档 (~)A 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 KA 应取给出系数的上限。 为检测 方便， A取整。 本次设计采用 5+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是 3 =， 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 齿轮参数 （ 1）齿轮模数 建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 JB11160 规定的标准值。 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3 m a x0 .4 7nem T m m (5) 其中 maxeT =170Nm，可得出 mn=。 一档直齿轮 的模数 m 3  mm (6) 通过计算 m=3。 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。 由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取 2~。 本设计取。 （ 2）齿形 、压力角 α、 螺旋角 β和齿宽 b 汽车变速器齿轮的齿 形、压力角、及螺旋角按表 1 选取。 表 1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项 目 车型 齿形 压力角 α 螺旋角 β 5+1 变速器的 研究及设计 20 轿车 高齿并修形的齿形 176。 ， 15176。 ， 16176。 176。 25176。 ~45176。 一般货车 GB135678 规定的标准齿形 20176。 20176。 ~30176。 重型车 同上 低档、倒档齿轮 176。 ， 25176。 小螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取 大些。 在本设计中 变速器齿轮 压力角 α取 20176。 ,啮合套或同步器取 30176。 ；斜齿轮螺旋角 β取 30176。 应该注意的是选择 斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。 为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 齿轮宽度 b 的大小直接影响着齿轮的承载能力， b 加大，齿的承载能力增高。 但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。 所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。 通常根 据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(~)m， mm 斜齿 b=(~)m， mm 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 各档传动比及其齿轮齿数的确定 5+1 变速器的 研究及设计 21 10912 ZZZZigI mAZ 2在 初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。 下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 确定一档齿轮的齿数 一档传动比 （ 7） 为了确定 Z9 和 Z10 的齿数， 先求其齿数和 Z : （ 8） 其中 A =、 m =3；故 有 Z。 图 11 五档变速器示意图 当轿车三轴式的变速器 ~gIi 时，则 范围内选择可在 17~1510Z ，此处取10Z =16，则可得出 9Z =35。 上面根据初选的 A 及 m 计算出的 Z 可能不 是 整数，将其调整为整数后，从式（ 8）看出中心距有了变化，这时应从 Z 及齿轮 变位系数反过来计算中心距 A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 51，则根据式（ 8）反推出 A=。 5+1 变速器的 研究及设计 22 91012 ZZiZZ gI  ZZco s2 )( 21 ZZmA n nmAZZ c os221 gIi8712 ZZZZig  ZZnmAZ cos2gi 确定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 7）求出常啮合齿轮的传动比 （ 9） 由已经得出的数据可确 定 ① 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 （ 10） 由此可得： (11) 而根据已求得的数据可计算出： 5321 ZZ。 ② ① 与②联立可得： 1Z =1 2Z =34。 则根据式（ 7）可计算出一档实际传动比为：。 确定其他档位的齿数 二档传动比 （ 12） 而 ，故有： ③ 对于斜齿轮， （ 13） 故有： 5387 ZZ ④ ③ 联立④得： 2231 87  ZZ 、。 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 2726 65  ZZ 、 ；四档齿轮 5+1 变速器的 研究及设计 23 1212131311 ZZZZZZigr )(21 1312 ZZmn )(21 1311 ZZA 3716 43  ZZ 、。 确定倒档齿 轮的齿数 一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比 gri 取。 中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取 1312Z。 而通常情况下，倒档轴齿轮 13Z 取 21~23，此处取 13Z =23。 由 （ 14） 可计算出 2711Z。 故可得出中间轴与倒档轴的中心距 A′ = (15) =50mm 而倒档轴与第二轴的中心 : (16) =。 5+1 变速器的 研究及设计 24 齿轮变位系数的选择 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。 采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。 高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。 高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。 高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。 角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。 角度变位既具有高度变位的 优点，有避免了其缺点。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。 为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。 当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。 由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。 对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。 对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按 保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。 为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。 对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，。