车辆工程毕业设计论文-二轴五档手动变速器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-二轴五档手动变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

相邻档位之间的传动比比值在 以下。 高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值 12 小。 因此，本次设计的轿车变速器为 5 档变速器，最高档传动比初定为 左右。 变速器各档传动比确定 （ 1） 主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系为： iirnuga  （ ） 式中 au —— 汽车行驶速度（ km/h）； n —— 发动机转速（ r/min）； r —— 车轮滚动半径（ m）； gi —— 变速器传动比； 0i —— 主减速器传动比。 由上文可知最高车速 maxau = maxav =189km/h；最高档为超速档，传动比5gi =；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 215/60R15 得到 r =（ mm）；发动机转速 n = pn =4300（ r/min）；由公式（ ）得到主减速器传动比计算公式： 0 4ganri iu （ 2） 确定变速器一挡传动比 1i 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 间 的 滚 动 阻 力 及 爬 坡 阻 力。 故 有 ：m a x 1 0 m a x m a x m a x( c o s s in )eTrT i i m g f m gr      ，则由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为 [1]： max1 max 0 rTmg ri Te i  （ ） 式中： m—— 汽车总质量， 1430kg； g—— 重力加速度， ； max —— 道路最大阻力系数，由于一般沥青或混凝土路面滚动阻力系数 f=~，故取 f=；最大爬坡度 maxtan ，故坡角 13 max  ，所以 max 为 ； r —— 驱动车轮滚动半径， ； maxTe —— 发动机最大转矩， 189Nm ； 0i —— 主减速比， 4； T —— 汽车传动系的传动效率，轿车可取 ~，故选 T 为。 由公式（ ）得： 1  ； 根据驱动 车轮与路面的附着条件 max 1 02TrTe i i Gr   ，求得变速器一挡传动比为 [1]： 21 max 0r TGri Te i  （ ） 式中： 2G —— 汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于发动机前置后轮驱动的乘用车，满载时后轴占 55%~65%，故取2G =60%mg；  —— 道路的附着系数，计算时取  =~，故选  为 ； r ， maxTe ， 0i ， T —— 见式（ ）下说明。 由公式（ ）得： 1  ；最终取 1 。 （ 3） 变速器各档速比的配置 按等比级数分配其它各档传动比，即： qiiiiiiii  54433221 4 5 51  iiq 122334iiqiiqiiq      14 中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算 [14]： 3 1m a x geA iTKA  （ ） 式中： A —— 变速器中心距（ mm）； AK —— 中心距系数，乘用车 AK =~； maxeT —— 发动机最大输出转距为 189（ Nm ）； 1i —— 变速器一档传动比为 ； g —— 变速器传动效率，取 96%。 A （ ~） 3  =（ ）  =~ 轿车变速器的中心距在 60～ 80mm 范围内变化。 初取 A=80mm。 齿轮参数的选择 1. 模数 m 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。 对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在 ~ 的货车为 ~，取 m=。 2. 压力角  压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用 176。 、 15176。 、 16176。 、 176。 等小些的压力角。 对货车，为提高齿轮强度，应选用 176。 或 25176。 等大些的压力角 [15]。 国家规定的标准压力角为 20176。 ，所以普遍采用的压力角为 20176。 啮合套或同步器的压力角有 20176。 、 25176。 、 30176。 等，普遍采用 30176。 压力角。 15 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角 20176。 3. 螺旋角  齿轮的螺旋角 对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。 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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30176。 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。 因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。 本设计初选螺旋角全部为 28176。 4. 齿宽 b 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b。 cb Km ，其中 cK 为齿宽系数。 变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮 cK =~；常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮 cK =~。 5. 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。 一般齿轮的齿顶高系数 0  ，为一般汽车变速器 齿轮所采用。 各挡齿轮的分配及传动比的计算 分配齿数时应注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。 （ 1） 确定一挡齿轮的齿数 由于一挡采用斜齿轮传动，所以齿数和 2 cosh nAZ m  =56，修正后得。 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凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声 [6]。 凑配中心距 39。 12() 802 c os nZ Z mA m m A  ； 斜齿端面模数 c os nt mm mm； 16 啮合角 39。 9 1 0c o s ( ) c o s 0 . 9 2 1 22 tm ZZA  ，得 39。 20 ； 由于凑配中心距与原中心距相等 即为高度变位。 120. 32 , 0. 32xx  故。 两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。 一挡齿轮参数如表。 表 一挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 端面压力角 ta nta n 0. 40 9 , 22 .2 4c os ntt   2 分度圆直径 1 38td Z m mm 2 120td Z m mm 3 齿顶高 01( ) 3. 3anh f m m m   02( ) 1. 7anh f m m m   4 齿根高 01( ) 3. 26fnh f c m m m    02( ) 4 .0 6fnh f c m m m    5 齿顶圆直径 2 44aad d h mm   2 1 2 4aad d h mm   6 齿根圆直径 2 30ffd d h mm   2 1 1 2ffd d h mm   7 当量齿数 13 18 .8 9 19c osn ZZ    23 63cosn ZZ  8 齿宽 7 2 .5 1 7 .5cb K m m m    7 2 .5 1 7 .5cb K m m    （ 2）确定 二 挡齿轮的齿数 二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角 2 与 一档 啮合齿轮 1 不同，由 62 5Zi Z 得： 562()2cosm Z ZA  （ ） 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： 625tantan ZZ  （ ） 联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角 2   ，解式（ ）（ ）求出 6545, 18ZZ。 再把 5 6 2ZZ、 及 代入式（ ），检查近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距 39。 56() 802 c os nZ Z mA m m A  ； 17 斜齿端面模数 c os nt mm mm； 啮合角 39。 56c o s ( ) c o s 0 . 9 6 2 32 tm ZZA  ，得 39。 20 ； 由于凑配中心距与原中心距相等 即为高度变位。 ,   故。 两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。 二 挡齿轮参数如表。 表 二 挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 端面压力角 t a nt a n 8 , 20 .08c os ntt   2 分度圆直径 5 46td Z m mm 6 114td Z m mm 3 齿顶高 01( ) 3. 2anh f m m m   02( ) 1. 8anh f m m m   4 齿根高 01( ) 3. 36fnh f c m m m    02( ) 4 .7 6fnh f c m m m    5 齿顶圆直径 2 5 3 .7aad d h mm   2 9 6 .3aad d h mm   6 齿根圆直径 2 4 0 .5 7 5ffd d h m m   2 8 3 .1 7 5ffd d h m m   7 当量齿数 53 18 .8 9 19c osn ZZ    63 49cosn ZZ  8 齿宽 7 2 .5 1 7 .5cb K m m m    7 2 .5 1 7 .5cb K m m    （ 3）确定 三 挡齿轮的齿数 二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角 3 与 一档 啮合齿轮 1 不同，由 82 7Zi Z 得： 872()2cosm Z ZA  （ ） 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： 827tantan ZZ  （ ） 联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角 3   ，解式（ ）（ ）求出 7823, 38ZZ。 再把 783ZZ、 及 代入式（ ），检查近似满足轴向力平衡关系 18 凑配中心距 39。 78() 802 c os nZ Z mA m m A  ； 斜齿端面模数 c os nt mm mm； 啮合角 39。 78c o s ( ) c o s 0 . 9 3 6 42 tm ZZA  ，得 39。 20 ； 由于凑配中心距与原中心距相等 即为高度变位。 ,   故。 两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。 三 挡齿轮参数如表。 表 三 挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 端面压力角 ta nta n 0. 37 8 , 20 .7 5c os ntt   2 分度圆直径 7 60td Z m mm 8 99td Z m mm 3 齿顶高 01( ) 2. 5anh f m m m   02( ) 2 .4anh f m m m   4 齿根高 01( ) 3. 4fnh f c m m m    02( ) 4 .6fnh f c m m m    5 齿顶圆直径 2 65aad d h mm   2 1 0 4aad d h mm   6 齿根圆直径 2 52ffd d h mm   2 90ffd d h mm   7 当量齿数 73 27c osn ZZ    83 90cosn ZZ  8 齿宽 7 2 .5 1 7 .5cb K m m m    7 2 .5 1 7 .5cb K m m m    （ 4）。