轿车5挡机械式手动变速器设计51(编辑修改稿)

轿车5挡机械式手动变速器设计51(编辑修改稿)内容摘要：

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 m a xm a xm a x0m a x )s i nc os(  mgfmgr iiT r TgIe  （ 31） 则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比 式中 m—— 汽车总质量； 1800kg g —— 重力加速度； 2/ sm ψ max —— 道路最大阻力系数；假定取值 rr —— 驱动轮的滚动半径； 依据本设计提供的车型轮胎参数 175/70R14， 175 是指轮胎断面宽度 70 是指轮胎扁平比 (公制 )70mm R14 是轮胎配合轮辋 (车轮 )直径是 14 英寸。 可知 mmr r 0 02 %701 7 0  Temax —— 发动机最大转矩； 依据汽车型号五菱宏观发动机型号 L2B 可知， 排气量： 1485ml 最大功率： 81KW 最大扭矩： 146Nm i0—— 主减速比； η —— 汽车传动系的传动效率。 95% 根据驱动车轮与路面的附着条件  2m ax GriTrTgIe  （ 32 求得的变速器 I 档传动比为： 4 6 0 8 0 00m a x2   Te rgI iT rGi  式中 G2—— 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； 10 φ —— 路面的附着系数，计算时取φ =~。 本设计取用的路面附着系数为 由已知条件：满载质量 1800kg； rr=； Temax=146Nm； i0=；η =。 根据公式（ 32）可得： gi。 超速档的的传动比一般为 ~，本设计取五档传动比 gi。 中间档的传动比理论上按公比为： )15(1m inm a x  nggiiq （ 33） 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。 根据上式可得出： q。 故有： gIIi ， gIIIi ， gIVi。 gIVi 修正为 1 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距 A，可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式进行初选。 3 ImaxA TKA （ 34） 式中 AK —— 中心距系数，对轿车取 AK =； ImaxT —— 变速器处于一档时的输出扭矩： 5 7 5 4 6Im a xI m a x  ge iTT 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。 11 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 72mm=， 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 齿轮模数 齿轮模数选取的一般原则： 1）、为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； 2）、为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； 3）、从工艺方面考虑，各挡齿轮应该 选用一种模数； 4）、从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 所选模数值应符合国家标准的规定。 建议用下列各式选取齿轮模数，输入轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3 m T mm （ 35） 其中 maxeT =146Nm，可得出 mn=。 一档和倒档直齿轮的模数 m 3 Im a xTm  （ 36） 其中 NT 557Imax 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。 变速器中齿轮上的花键和结合套模数取 或 2。 齿轮参数 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 31选取。 表 31 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 齿形 压力角α 螺旋角β 轿车 高齿并修形的齿形 176。 、 15176。 、 16176。 、176。 25 176。 ~45176。 一般货车 GB/T135620xx 规定的标准齿形 20176。 20 176。 ~30176。 12 重型车 GB/T135620xx 规定的标准齿形 低档、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。 对于轿车为加大重合度已降低噪声而取小些；对于货车为了提高齿轮承载力而取大些。 实际上， 因国家规定的标准压力角为 20176。 ，所以变速器普遍采用的压力角为20176。 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。 在齿轮选用较大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。 不过当螺旋角大于 30176。 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。 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。 ，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，而输入轴和输出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： ncmkb 直齿 b=(~)m， mm b=6 3=18 斜齿 b=(~)m， mm b= = 圆整为 18 输入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 ,具体尺寸根据装配图选定。 各档传动比及其齿轮齿数的确定 确定一档齿轮的齿数 已知一档传动比91012 zzzzigI  （ 37） 为了确定 Z9 和 Z10 的齿数，先求其齿数和 Z ： mAz 2 （ 38） 其中 A =、 m =3；故有 Z。 选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少因大、小齿轮的齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨 损。 则取 Z =51。 当轿车三轴式的变速器 ~gIi 时，则 10Z 可在 15～ 13 gIi18 之间选择，此处取 10Z =18，则可得出 9Z =33。 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（ 38）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（ 38）反推出 A=。 确定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 37）求出常啮合齿轮的传动比 91012 zzizz gI  （ 39） 由已知数据可得： zz 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，且斜齿轮中心距 cos2 )( 21 zzmA n  （ 310） 由此可得： nmAzz c os221  （ 311） 根据已知数据可计算出： 5321 ZZ。 联立方程式可得： 1Z =1 2Z =34。 则根据式（ 37）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 8712 zzzzigII  （ 312） 而 gIIi 故有： zz ，对于斜齿轮： nmAz cos2 （ 313） 故有： 5387 ZZ 联立方程式得： 2231 87  ZZ 、。 14 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 2726 65  ZZ 、 ；五档齿轮 3617 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 1212131311 zzzzzzigr  （ 314） 可计算出 2711Z。 因本设计倒档齿轮是直齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距 mmzzmA n 54)2313(23)(2`1312  而倒档轴与输出轴的中心距 mmzzmA n 75)2327(23)(2``1311 取整 72mm 齿轮的变位系数的选择 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。 角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。 变位系数的选择原则 ： （ 1）、对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有 利的原则选择变位系数。 （ 2）、对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。 （ 3）、总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。 但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。 一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。 一、二档和 15 倒档齿。