汽车5挡手动变速器设计毕业设计(编辑修改稿)

汽车5挡手动变速器设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

m）； gi —— 变速器传动比； 0i —— 主减速器传动比。 查表 ：该车极速 maxau = maxav =190km/h；超速档就是最高档；发动机转速 n = pn =6000（ r/min）；轮滚动半径由所选用的轮胎规格 235/70 R16 得到 r = 235*+16*(mm) 此次设计选择五档作为超速档，传动比为 . 传动比计算公式转换为： 3 00 03  ag ui nri 最低档传动比计算 主减速比 最高时速 轮胎型号 发动机型号 最大扭矩 最大功率 最高转速 车长 排量 整备质量 190km/h 35/70R16 4G63S4M 170/3000 90kw 6000r/min 4650mm 1720kg 10 选择最低档传动比时，要综合实际车型的基本参数，如爬坡度、附着系数、承载能力和车轮半径等进行参考。 设计以当时就按照汽车在最大爬坡度时的工况下进行，这个时候该车的全部动力用来推动汽车爬坡。 用公式表示如下： m a xm a x0m a x s inco s  GGfr iiT tge  （ ） 式中： G —— 汽车满载重量 (N)； f —— 滚动阻力系数 μ =~； maxeT —— 发动机最大扭矩 (N m)； 0i —— 主减速器传动比； gi —— 变速器传动比； t —— 传动效率（ ~）； R —— 车轮滚动半径； max —— 最大爬坡度（一般轿车 要求能爬上 30%的坡，大约  ） 由公式（ ）得： teg iTrGGi  0m a xm a xm a x1 )s i nc o s(  （ ） 已知： f ；   ； r=； 170maxeT N m； i ； g=；t ，整备质量是 1720kg，满载质量得 1720+65*5+10*5=2095kg； 把以上数据代入（ ）式： 7 7 0 ) i 0 9 s0 1 0 9 5(1   gi 一档是产生最大动力输出，保证驱动轮不会打滑。 用公式表示如下：  ntge Fr iiT 10m a x teng iT rFi 0max1 （ ） 11 式中： nF —— 驱动轮路面法向反力， gmFn 1 ；  —— 驱动轮与地面间附着系数；  一般取 ~。 更具所选车型：前轴承载 20951m kg；  取 ，代入公式 34： 7 7 0 0 9 51  gi 所以，一档传动比的选择范围是： 1  gi 故一档传动比为。 变速器各档速比的配置 按等比级数分配五个档传动比，即： qiiiiiiii  54433221 51 iiq ）（修正为 342312qiiqiiqii 中心距 三轴式变速器，中心距 A 就是输出轴与中间轴的位置差： 3 1m a x geA iTKA  式中： A —— 变速器中心距（ mm）； AK —— 中心距系数； maxeT —— 发动机最大扭矩 1； 1i —— 一档传 动比为 ； g —— 变速器传动效率，取 95%。 乘用车 AK =~ A （ ~） 3  =（ ）  =~ 通常乘用车中心距为 60～ 80mm。 12 初取 A=80mm。 变速器的外形尺寸 变速器的横向尺寸，有具体的齿轮 布置和操作机构确定。 轿车五档变速器外形轴向尺寸为（ ~） A 27 2~24 080)~()~(  AL mm 初选长度为 270mm。 齿轮参数的选择 选取齿轮模数时一般要遵循如下原则： ① 为了降低噪声，则应选用小模数，大齿宽； ② 如果减轻质量，与前者反之； ③ 从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用同一种 模数； ④ 模数的不同有利于提高强度； ⑤ 低挡齿轮选用大一些的模数，其他档位选用另一个相同模数。 乘用车，更主要的是降低工作噪声；对于货车，主要的减轻重量，故该参数可选得大些。 乘用车模数以该车排量作为主要参考，通过 可知，选取模数为 3nm ，因为乘用车主要是降低噪声，所以前进档所有档均采用斜齿轮。 为了优化制造工艺上，变速器中的各个结合套的模 数是一样的，取 2~ 之间。 本设计取。  压力角越小，则重合度更高，传动平顺性更好，噪声更小；反之，轮强度更高。 13 国家规定的标准压力角为 20176。 ，因此通常采用的压力角是 20176。 啮合套或同步器的压力角有 20176。 、 25176。 、 30176。 等不同值，一般选用 30176。 的压力角。 为了加工方便，所以全部采用标准压力角 20176。  螺旋角越大，齿轮啮合的重合度越高，所以工作更加平顺、噪声更低。 螺旋角在 30176。 以内增大 时，轮齿强度相应增大，如果还持续加大，接触强度随着上升，但弯曲强度会突降。 螺旋角选用范围： 乘用车变速器： 两轴式变速器为 2030 度 中间轴式变速器为 2234 度 货车变速器： 1826 度 本次设计螺旋角初选 30176。 . 要注意选择斜齿螺旋角，目的是抵消轴上的对称轴向力。 所以，中间轴上的所有齿轮全部为右旋，其余轴的全部斜齿轮反过来，壳体就可以通过轴承盖承受它的轴向力。 b 齿宽则是对变速器的大部分参数都有影响。 齿轮宽度直接关系齿轮的 承载能力， b 越大，承载能力越高。 实践证明，齿宽持续增大，达到一定值后，载荷分配会变得很不均匀，却降低齿轮承载能力。 所以，只要齿轮的强度达到要求，齿宽要适当选择小的，这样也可以让变速器的质量减轻，轴向尺寸也相应变小。 齿宽一般由齿轮模数  nmm 来选定： 14 斜齿 ncmkb ， ck 取为 ～ ，本次取  nc mkb mm 齿顶高系数直接关系着 齿轮的工作情况。 齿顶高系数越小，齿轮重合度越小，而工作噪声变大；轮齿受的弯矩降低，轮齿的弯曲应力同样相应的变小。 由于齿轮加工精度提高，该系数一般取为。 如果齿轮啮合的重合度，齿根强度要求提高，可根据实际要去大于 1。 本设计取为。 各档齿轮计算 中心距、螺旋角、模数等参数初步确定后，依据档数，传动比和布置开始对各档齿轮进行计算。 图 31 五档变速器示意图 一档传动比为： 110291  zz zzi 15 确定一档齿数，求出中间轴齿轮的传动比，首先要求齿轮和 hz ， hz —— 一档齿数和， 直齿 mAzh 2 斜齿 nh mAz 29cos2  （ ） 对于乘用车，中间轴上一挡齿数可在 17~1510 z 范围内选取，本设计取 1610z ，初选 3011 ， 3nm ， 代入公式（ ）得到： 30c o s802 hz 取整得 46， 则 3016469 z。 A 进行修正 cos2 hnzmA o s2 463  A 取整得 800A mm， 0A 为标准中心矩。 常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定 291  zz zzi 而常 啮合齿轮的中心距与一档相等，即： 221c os2 )( zzmA n  （ ） 已知各参数如下 ： 80,16,30,30,3 109  Azzm n  ； 代入式（ ）得到： , 21  zz 16 取整： 32,14 21  zz 所以一档传动比为：  zzzzi 二档齿数的确定 已知： 80,30,3  Am n  i 由式 81722 zzzzi  zzizz —— 由上公式变形 （ ） cos2 )( 87 zzmA n  （ ） 21,25 87  zz 所以二档传动比为：  zzzzi 三档齿数的确定 已知： ,80,3 3  iAm n 由式子  zzizz —— 由上公式变形 （ ） 665cos2 )( zzmA n  （ ） 解得： 17 26,20 65  zz 所以三档传动比为： 20203265123  zzzzi 五档齿数的确定 已知： ,80,3 5  iAm n 由式子  zzizz—— 由上公式变形 （ ） cos2 )( 43 zzmA n  （ ） 解得： 34,12 43  zz 所以五档传动比为： 3412143243125  zzzzi 倒档齿数的确定 通常，倒档和一档的传动比相似，在本设计中倒档传动比 gri 取。 而中间轴倒档齿轮一般略小于一档主动齿轮齿数，取 1412Z。 一般，倒档轴齿轮 13Z 齿数为 21~23，这里 13Z =23。 由：  zzzzzzi R 可计算出 2611Z 中间轴、倒档轴的距离为： mmzzmA n )1423(321)(21 121339。  二轴与倒档轴之间的距离确定： 18 mmzzmA n 75)2326(321)(21 131139。 39。  取整 75mm. 表 34 各档齿轮的参数 一档齿轮 二档齿轮 三档齿轮 五档齿轮 常啮合齿轮 倒档齿轮 齿轮号 9 10 7 8 5 6 3 4 1 2 中间轴齿轮 12 倒档齿轮13 第二轴齿轮 11 齿数 30 16 25 21 20 26 12 34 14 32 14 23 26 分 度 圆 直径 2 2 111.6 4 8 6 7 117.78 0 5 42 69 18 齿顶高 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 齿根高 全齿高 19 齿轮设计与计算 齿轮材料的选择原则 满足工作条件的要求 不同的工作条件，齿轮传动有不同的要求，所以材料的选择也有不同的要求。 对于一般动力传输齿轮，所用材料必须保证很高的强度和耐磨性，并且齿轮表面硬度要求很高，齿芯又比较软。 选择材料配对 如果硬度≤ 350HBS，要求成对齿轮使用寿命差不多，大齿轮要求比小齿轮硬度略低 30～ 50HBS。 大、小轮用不同材料，可以使抗胶合能力得到提升。 加工工艺及热处理工艺 根据齿轮的大小有不同的工艺要求，大尺寸通常用铸钢、铸铁；略小尺寸，用锻钢。 小尺寸，要求不高，用圆钢作毛坯。 根据齿面的软硬程度不同也有不同的工艺，软齿面，一般用中碳合金钢，先热处理，后切齿；硬齿面，用低碳合金钢，先切齿，后进行表面淬火，得到齿面硬，轮芯韧，最后需进行磨齿。 一般进行过渗氮处理，齿面不容易变形，不需要磨齿。 常啮合齿轮因其传递转矩大于其他轴的齿轮，且持续转动，磨损多，都选择硬齿面，小的齿轮 20 GrMnTi 渗碳处 理之后再经过淬火。 大的齿轮，用 40 Gr 调质后表面淬火。 一档，受到的冲击载荷更大，要求抗弯强度高。 一档所用齿轮与常啮合齿轮相似；其他档位小的用 40 Gr 调。