车辆工程毕业设计论文-江淮宾悦汽车变速器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-江淮宾悦汽车变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

可取 ~。  取 ，把数据代入（ 34）式得： 1 1 4 7 0 9 . 8 0 . 6 0 . 3 1 6 0 . 8 2 . 6 7 61 0 8 4 . 5 1 3 0 . 9 5gi     所以，一档转动比的选择范围是：  则 1gi 取 3. 其他各挡传动比确定 按等比级数原则， 式中： q — 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： m ax 111m in nggnniiq （其中 n为档位数） （ ） qiiiiiiii  54433221 1 44 5 2 .4 1 .3 1 60 .8iq i   45 i q   34 i q   23 i q   12 i q   确定中心 距 初选中心 距时，可根据下述经验公式计算： 3 max 1AgA K Te i （ ） 14 式中： AK —— 中心距系数，乘用车： AK =～ ，取 AK =； maxTe —— 发动机最大转矩， 172Nm ； 1i —— 变速器一挡传动比， ； g —— 变速器传动效率，取 96%。 由公式（ ）得： A=； 乘用车变速器的中心距在 60～ 80mm 范围内变化，圆整后得变速器中心距 A=68mm。 外形尺寸 变速器的轴向尺寸与挡位数、齿轮型式、换挡机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距 A 的尺寸参照下式初选。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸为（ ～ ） A，取 （ 204～ ） mm。 齿轮参数的选择 模数的确定 在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为减少噪声应减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小些。 表 汽车变速器齿轮的法向模数 nm 车 型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 am /t ＞ V≤ ＜ V≤ ＜ am ≤ am ≥ 模数 nm /mm ～ ～ ～ ～ 本设计为宾悦 ，则 一挡 nm = 二 挡 nm = 三挡 nm = 四挡 nm = 五挡 nm = 倒挡 nm = 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 176。 、 15176。 、 16176。 、 176。 等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 176。 或 25176。 等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为 20176。 ，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。 螺旋角 β 15 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。 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 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。 乘用车变速器： 两轴式变速器为 20176。 ～ 25176。 中间轴式变速器为 22176。 ～ 34176。 本次设计为两轴式变速器即β在 20176。 ～ 25176。 中取；β =25176。 齿宽 b 齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮 强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。 另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。 齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。 选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 直齿 mkb c ， ck 为齿宽系数，取 为 ～ ， 斜齿 ncmkb ， ck 取为 ～。 一档齿宽为 b= mKC =21 mm 二档齿宽为 b= mKC =21mm 三档齿宽为 b= mKC = 四档齿宽为 b= mKC = 五档齿宽为 b= mKC = 倒档齿宽为 b= mKC =21mm 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。 若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。 因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 ～ 的短齿制齿轮。 我国规定，齿顶高系数取为。 各挡齿数的分配 在 初选了变速器的挡位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各挡齿轮的齿数进行分配。 16 斜齿齿数和： 2 cosh nAz m  （ ） 直齿齿数和： 2h nAz m （ ） 一挡齿数 及传动比 的确定 176。 12 c o s 2 6 8 c o s 2 5 4 1 . 0 8 5 93h nAZ m     取 hZ =41 轿车 Z1在 12～ 17 中取， Z1取 12，则 Z2=4112=29 21129 2 .41 6 612zi z   对中心距 A 进行修正  120 2 cosnm Z ZA  = 176。 4 1 3 6 7 .8 5 7 72 c o s 2 5  mm （ ） 则修正后的标准中心距取 0A =68mm 二挡齿数及传动比的确定 423zi z c os2 )( 430 zzmA n  其中 ： 0A =68mm， 2i =， nm =3.， 176。 25 ；将数据代入上两式，齿数取整得：3 15z  ， 4 26z  42326 z   三挡齿数及传动比的确定 563 zzi  c os2 )( 650 zzmA n  17 已知： 0A =68mm， 3i =， nm =， 176。 25 ；将数据代入上两式，齿数取整得： 5 19z  ， 6 26z  63526 z   四挡齿数及传动比的确定 784 zzi  c os2 )( 870 zzmA n  已知： 0A =68mm， 4i =， nm =， 176。 25 ；将数据代入上两式，齿数取整得： 7 22z  ， 8 23z  84723 z   五挡齿数及传动比的确定 9105 zzi  c os2 )( 1090 zzmA n  已知： 0A =68mm， 5i =， nm =， 176。 25 ；将数据代入上两式，齿数取整得：9 25z  ， 10 20z  105920 z   倒挡齿数及传动比的确定 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮 12Z 的齿数一般在 21～ 23 之间，初选12Z =22，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距 ，A 及输出轴与倒挡轴的中心距 A。 1 1 1 3 011() + 2 + 0 .5 =2 c o sn nm z z mA 18 已知： 11z =12 176。 11 25  nm = 0A =69；将数据代入上式， 13z =25 则倒档传动比  输入轴与倒档轴之间的距离 39。 1 1 111() 562 co snm z zA mm 输出轴与倒档轴之间的距离 39。 39。 1 3 1 2() 782nm z zA mm 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各 挡 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 挡 位的降低，总变位系数应该逐档增大。 一、二 挡 和倒 挡 齿轮，应该选用较大的值。 为了减小轴向力，抵 挡 选用较小的螺旋角，一 挡、倒挡 选 22 176。 ，二 挡 选 23 176。 ；为了增加重合度，减小噪声，三 挡 、四 挡 、五 挡 选用较大的螺旋角，都选为 24。 一挡齿轮的变位  121 662 c o snm Z ZA  1 3 4 1a r c c o s a r c c o s 2 5 . 2 5 5 82 2 6 8nhmz A    端面压力角 t = ta n ta n 20a r c ta n a r c ta n 21 .9 21c os c os 25 .2 55 8na    端面啮合角 , a rc c o s( c o s )ottAA = 66a r c c o s( c o s 2 1 .9 2 1 ) = 2 5 .7 8 768 变位系数之和 经查表可得： inv t = inv ,t = 19   ,1 2 t tn n2 ta nz z in v in v  = 查变位系数线图得： 1   2   二 挡齿轮的变位  342 6 6 .81 1 22 c o snm Z ZA  2 3 4 1a r c c o s a r c c o s 2 5 . 2 5 5 82 2 6 8nhmz A    端面压力角 t = ta n ta n 20a r c ta n a r c ta n 21 .9 21c os c os 25 .2 55 8na    端面啮合角 , a rc c o s( c o s )ottAA = 6 6 .8 1 1 2a r c c o s( c o s 2 1 . 9 2 1 ) = 2 4 . 2 8 9 968 变位系数之和 经查表可得： inv t = inv ,t =   ,3 4 t tn n2 ta nz z inv inv  = 查变位系数线图得： 3   4   三 挡齿轮的变位  563 6 7 .7 3 0 62 c o snm Z ZA  3 2 . 7 5 4 5a r c c o s a r c c o s 2 4 . 5 0 4 82 2 6 8nhmz A    端面压力角 t = ta n ta n 20a r c ta n a r c ta n 21 .8 01 4c os c os 24 .5 04 8na  端面啮合角 20 , a rc c o s( c o s )ottAA = 6 7 . 7 3 0 6a r c c o s ( c o s 2 1 . 8 0 1 4 ) = 2 2 . 3 6 268 变位系数之和 经查表可得： inv t = inv ,t =   ,5 6 t tn n2 ta nz z inv inv  = 查变位系数线图得： 5   6   四 挡齿轮的变位  784 6 7 .7 3 0 62 c o snm Z ZA  4 2 . 7 5 4 5a r c c o s a r c c o s 2 4 . 5 0 4 82 2 6 8nhmz A    端面压力角 t = ta n ta n 20a r c ta n a r c ta n 21 .8 01 4c os c os 24 .5 04 8na  端面啮合角 , a rc c o s( c o s )ottAA = 6 7 . 7 3 0 6a r c c o s ( c o s 2 1 . 8 0 1 4 ) = 2 2 . 3 6 268 变位系数之和 经查表可得： inv t = inv ,t =   ,7 8 t tn n2 ta nz z inv inv  = 查变位系数线图得： 7。