车辆工程毕业设计论文-机械式六档变速器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-机械式六档变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

r轮胎 半径 f滚动阻力系数 下面计算轮胎半径。 根据轮胎的型号 215/60 R16， 215 是指轮胎 横截面宽度为 215毫米， 55 是指 高宽比为 55%， R表示 子午线轮胎结构， 16 是指 轮辋直径为 16 英寸。 另外， 1英 寸约等于 毫米。 所以可以得到轮胎的半径为 根据变速器的主要输入参数（表 ）和公式 可以计算出变速器的一档传动比为： 其他各档传动比的计算 在传统的机械式变速器中 各档传动比 之间一般是 按照等比级数来分配 ,用 等比级数分配传动比 方法可以使发动机在接近外特性的最大功率附近 运转 ,增大 汽车后备功率 ，提高汽车的爬坡性能 [3]。 按等公比原则来分配传动比，所以各档的传动比是一个等比数列。 即： i1/i2 = i2/i3=„ =q 等比级数 分配各档传动比只 是理论上的传动比分配 原则 ,而在 实际 设计 中由 于齿轮 第 12页 共 36页 齿数只能是整数 ,实际 的传动比的会与 理论值 有点 偏离。 另外按照等比级数来分配各档传动比主要 目的是在于改善汽车的性能 ,充分发挥发动机的动力。 另外现代 的汽车研究理论认为传动比之间的比值越小 汽车 越省油 ,换挡也将会 更加容易。 在汽车实际行驶过程中，多数时间汽车是处在高档位 ,高档 之间的 换挡频率也比低档 之间换挡频率要高 很多 ,所以 ,在设计时 高档传动比 之间的 比值应该要小于低档 [4]。 现在先根据等比级数分配各档传动比的原则粗略计算其他各档传动比，最后根据齿轮的齿数计算实际的传动。 在本设计中，最高档六档的传动比为 1。 各档 之间的传动比公比 q为： 由此得到其他各档传动比： i2= i3= i4= i5= 在传统的变速器中倒档齿轮的传动比与一档的传动相近，所以在本设计中倒档传动比取与 . 变速器各档传动比如下表 ： 表 传动比 中心距 初步计算 在三轴 式变速器 中 ， 变速器中心距 A是 指 中间轴与 第二轴 之间的 轴线 距离距 A。 中心距 是 三轴式变速器的一个重要参数 ，它的大小不仅对变速器的结构尺寸有影响，而且它 对齿轮的接触强度有 重要影响。 变速器的中心距越小，齿轮 的接触压力越大，齿轮寿命 就越短。 所以最小的中心距要保证轮齿 的接触强度。 另外还要考虑轴在箱体上的安装。 为了方便安装轴，中心距应该设计大一点。 在考虑箱体的强度时，最好也是将中心设计大一点。 现在先根据对实际生产的变速器的统计而得到的经验公式初选： （ 23） 在上面的公式中 A中心距 KA中心距系数。 （ 对轿车， KA=~。 在本设计中 KA=） 所以得到初选中心距为 倒档 一档 二档 三档 四档 五档 六档 传动比 第 13页 共 36页 齿轮参数 选择 在本节中主要齿轮的模数、齿轮齿形、压力角和螺旋角等。 这些都是齿轮的重要参数。 齿轮模数 齿轮 的 模数 是由轮齿的弯曲疲劳强度或者在最大载荷作用下的静强度确定的。 选择齿轮 模数 时应该 考虑到适当增大齿轮齿宽而减小齿轮模数时可以 降低 变速器的噪声，然而为了减小变速器的重量，则可以通过 增大 齿轮模数和 减小 齿轮 齿宽和中心距 实现。 对于轿车而言 降低噪声很重要，而对 于货汽车则应该减小变速器的重量 [5]。 对于 机械式 变速器齿轮 应 采用小模数 ,多齿数来获得 2～ 3 的重合系 数和 良好的 运行平稳性和较小的噪声 ,且可增加接触寿命。 机械式变速器低档齿轮模数应该比高档的齿轮 大一点。 一般机械式变速器齿轮模数可以 根据经验公式求得 ： （ 24） 其中 所以。 另外选择的模数应该符合 国标 GB13571987 规定并满足强度要求。 所以在本设计中模数初选结果如下表 所示。 表 齿轮齿形、压力角 和斜齿轮螺旋角 的选择 斜齿轮 在传递转矩时，会产生轴向力并 作用到轴承上。 在 设计 变速器 时应 尽量使 中间轴上工作的两对 斜齿轮 产生 的轴向力相互抵消，以降低轴承载荷 ，提高轴承 的使用寿命。 所以 ， 中间轴上 不同档位 的齿轮的螺旋角应该是相同的。 但是为了简化 工艺 和设计 ，中间轴上 的斜 齿 轮的螺旋方向都取为右旋，那么 第一 轴和第二轴上的斜齿轮则 取为左旋。 另外，一档和倒档设计为直齿。 机械式变速器中的齿轮都使用 渐开线齿廓。 国家 标准 规定的齿轮标准压力 角是20176。 增大 压力角 会 使 齿根圆齿厚和节圆处渐开线曲率半径增大， 所以 齿轮 的弯曲强度与接触强度得到提高，但是不根切的最少齿数变小 ，重合度减小，噪声 也会随之增大。 所以在本设计中使用国家标准压力角 20176。 斜齿轮的 螺旋角 也要选择合适。 斜齿轮的螺旋角 太小时 ，发挥不了斜齿轮的优点。 当斜齿轮的螺旋角太大是，斜齿轮产生的 轴向 力又非常大，将会降低轴承的寿命。 另外，增大 齿轮的 螺旋角 会使齿轮啮合时 重合 系数增大，工作平稳、噪声减小 ， 齿 轮的强度也会得到 提高，但 是 当螺旋角 30176。 时，虽然 齿轮的接触强度将会 提 高，但是齿轮的 弯曲强度则会突 然下降 [6]。 所以，考虑到提高低档齿轮的弯曲强度 ， 螺旋角不能太 大。 所以本设计中的 斜齿轮的 螺旋角在 8176。 20176。 之间选择。 倒档 一档 二档 三档 四档 五档 六档 模数 (mm) 第 14页 共 36页 齿轮齿数的分配 在初 步选择 中心距、齿轮模数和 斜齿轮的螺旋角之后，可根据机械 变速器的档数、传动比 和传动方案来分配 各档齿轮的齿数 [26]。 本文设计的机械式 变速器的传动方案如下图 所示， 另外应该注意的是，各档齿轮间 的齿数比应尽量 不是整数，以使齿面磨损均匀。 图 一档齿轮齿数 一档齿轮的传动比： （ 25） 如果 z11和 z12的齿数确定， z1和 z2就可以算出来 了。 为了计算 z11和 z12，可以先求出它们的齿数之和 zh。 （ 26） 代入数据后计算得 zh=，取整后 zh=50。 zh取整之后，对中心距修正得 A=。 下面对 z11和 z12这一对齿轮的 齿数进行 分配。 为了使一档的传动比大一些， 中间轴上的一档小齿轮的齿数 尽可能取小些。 在 一档传动比 i1已经确定 的情况下， 中间轴上的一档小齿轮的齿数取小一些， 使 z11/z12的值尽可能大，这样 第一轴 上的 常啮合齿轮的齿数 会 多些，以便 在第一轴的内腔设置 第二轴的前轴 承并保证第一 轴 轴有足够的厚度。 另外，中间轴上 一档齿轮的最少齿数 还 要受中间轴的轴径大小限制，也就是 受 中间轴的刚度 限制。 所以要对轴的尺寸和 齿轮 的齿数 统一考虑。 在本设计中取中间轴上一档齿轮 z11 第 15页 共 36页 的齿数为 17。 z12=zhz11=5017=33。 常啮合传动齿轮副的齿数 常啮合齿轮的传动比为： （ 27） 另外常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等。 所以得到 （ 28） 先初选螺旋角 β 1=20176。 算得 z1=， z2=。 然后对齿数取整。 得 z1=18， z2=38。 对齿数取整后，对螺旋角修正得 β 1=19176。 28′。 其他档的齿轮的齿数 二档中两对啮合的斜齿轮满足下面两个等式： （ 29） （ 210） 另外斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。 在设计变速器斜齿轮时，应该使同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消。 为了使两个轴向力平衡必须满足下面等式： （ 211） 联立上面三个方程解得 :z9=,z10=,取整后得 z9=33,z10=24， 螺旋角 β =12176。 16′。 依照同样的方法可以计算其他档的齿轮的齿数和螺旋角。 求得的结果如下： 三档齿轮：齿数 z7=30 齿数 z8=27 螺旋角 β =12176。 16′ 四档齿轮：齿数 z5=26 齿数 z6=31 螺旋角 β =16176。 16′ 五档齿轮：齿数 z3=22 齿数 z4=34 螺旋角 β =16176。 16′ 齿轮的齿宽 齿轮的 齿宽 对变速器的轴向尺寸、传动平稳性和齿轮寿命 情况 都有影响。 齿轮的 齿宽减小 将 影响 到变速器的传动平稳，小的齿宽加大了齿轮应力。 但是为了 减小 变速器的轴向尺寸以及减小变速器质 量， 宜 采用小的齿宽。 当 齿轮 的齿宽度较大 ,齿轮的 承载能力会提高。 但是当 齿轮 承载后 ,由于轴的挠曲 变形和齿轮的形状误差等 因素 ,会造成齿宽方向的受力不均 ,所以齿轮的 齿宽 也 不宜过大。 这些都应该综合考虑。 第 16页 共 36页 在本设计中根据下面的经验公式来计算齿轮齿宽。 （ 212） 其中 kc是齿宽系数（直齿轮取 ～ ，斜齿轮取 ～ ）。 为了简化制造工艺和设计，齿宽都取 b=26mm。 倒档的齿轮的齿数 倒档的传动比跟一档的传动比非常接近，所以中间轴上的倒档齿轮取 z14=17。 然后根据倒档的传动比： （ 213） 可以求得 z13=31. 由于惰轮只是用于转换输出轴的转向，所以本设计中惰轮的齿数 z 惰 =23。 根据倒档上三个齿轮的齿数，可以计算出中间轴与倒档轴的中心距： （ ） 代入数据算得 A=60mm 同理得输出轴与倒档轴的中心距： （ ） 代入数据算得 A=81mm 综合上面的计算可以得到变速器中所有齿轮的齿数和螺旋角。 如下表 所示。 表 齿数和螺旋角 第 17页 共 36页 根据齿轮的实 际齿数可以修正变速器的传 动比，修正结果如下表： 表 修正传动 比 齿轮 齿数 螺旋角 齿轮 1 18 19176。 28′ 齿轮 2 38 19176。 28′ 齿轮 3 22 16176。 16′ 齿轮 4 34 16176。 16′ 齿轮 5 26 16176。 16′ 齿轮 6 31 16176。 16′ 齿轮 7 27 12176。 16′ 齿轮 8 30 12176。 16′ 齿轮 9 33 12176。 16′ 齿轮 10 24 12176。 16′ 齿轮 11 33 0176。 齿轮 12 17 0176。 齿轮 13 31 0176。 齿轮 14 17 0176。 惰轮 23 0176。 一档 二 档 三档 四档 五档 六档 倒档 传动比 第 18页 共 36页 3 变速器主要零部件的设计与计算 变速器需要设计的主要零部 件有齿轮的几何尺寸、齿轮的校核、轴的设计、轴的校核、花键的设计和 花键的校核等。 齿轮的几何尺寸设计计算 机械式 变速器 的 齿轮均为渐开线齿轮。 渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比 恒定不变等 基本要求 之外，还具有 互换性好、中心距具有可分离性及切齿刀具制造容易等优点。 渐开线齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而方向相反 [7] 下面表 是齿轮的几何尺寸计算公式 表 齿轮 计算公式 其中 h*an是法面齿顶高系数， c*n是法面顶隙系数。 β 是螺旋角 名称 符号 计算公式 基圆柱螺旋角 β b tanβ b = tanβ cosα t 端面模数 mt mt=mn/cosβ 端面压力角 at tanat= tan an/cosβ 法面齿距 pn pn=π mn 端面齿距 pt pt=pn/cosβ 法面基圆齿距 Pbn pbn=pncosα n 分度圆直径 d d=zmt 基圆直径 db db=dcosα t 齿顶高 ha ha=mn h*an 齿 根高 hf hf= mn(h*an+ c*n) 齿顶圆直径 da da=d+2ha 齿根圆直径 df。