机械式变速箱设计

机械变速箱传动机构设计

姓 名：

学 号：

系部名称： 汽车工程系

班 级：

指导老师：

职 称： 教授

设计初始数据：（方案二）

学号：23

最高车速：maxaU=110-23=87Km/h

发动机功率：maxeP=66-23/2=

转矩：maxeT=210-23×3/2=

总质量：ma=4100-23×2=4054Kg

转矩转速：nT=2100r/min

车轮：R16（选205/55R16）

r≈R=16××10/2+×205=315.95mm

1.1.1 变速器各挡传动比的确定

初选传动比：

设五挡为直接挡，则5gi=1

maxaU=

0miniirngp

式中：maxaU —最高车速

pn —发动机最大功率转速

r —车轮半径

mingi —变速器最小传动比

0i —主减速器传动比

pn/ Tn=～ 即pn=（～）×2100=2940～4200r/min

maxeT=9549×penPmax （转矩适应系数=～）

所以，pn=9549×17157)3.1~1.1(=～min

由上述两两式取pn=3400 r/m 0i=×

maxminagpuirn=×871095.31534003=

双曲面主减速器，当0i≤6时，取=90%

轻型商用车1gi在~范围，

g=96%， T=×T=90%×96%=%

最大传动比1gi的选择：

①满足最大爬坡度。

根据汽车行驶方程式

dtdumGiuACGfriiTaDTg20emax15.21 （）

汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为

sin cos0emaxGGfriiTTg （）

即，TegiTfGri0max1sincos

式中：G—作用在汽车上的重力，mgG，m—汽车质量，g—重力加速度，mgG=4055×=39739N；

maxeT—发动机最大转矩，maxeT=；

0i—主减速器传动比，0i=

T—传动系效率，T=%；

r—车轮半径，r=0.316m；

f—滚动阻力系数，对于货车取f=；

—爬坡度，取=°

%4.8665.45.1757.16sin7.16cos02.0316.040541）（gi=5.5.45 ①

②满足附着条件。

riiTTg01emaxz2F·φ

在沥青混凝土干路面，φ=~，取φ=

即1gi≤%4.8665.45.175316.07.0%604054= ②

由①②得≤1gi≤；

又因为轻型商用车1gi=~；

所以，取1gi= 。

其他各挡传动比的确定：

按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：

qiiiiiiiigggggggg54433221

式中：q—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：

41qig，32qig，23qig，qig4

1n1giq=47.5=

所以其他各挡传动比为：

1gi=， 2gi=3q=，3gi=2q=，4gi=q=，5gi=1

为了减少高档较大的冲击力，高档的传动比应该比较接近，。

1.1.2 中心距A

初选中心距时，可根据下述经验公式

31maxggeAiTKA （）

式中：A—变速器中心距（mm）；

AK—中心距系数，商用车：AK=～；

maxeT—发动机最大转矩（）；

1gi—变速器一挡传动比，1gi=；

g—变速器传动效率，取96% ；

maxeT—发动机最大转矩，maxeT= 。

则，31maxgeAiTKA

=3%967.55.175)6.96.8(～

=—

初选中心距A=90m。

1.2 齿轮参数

1、模数

对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。

啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量am在～的货车为～3.5mm；总质量am大于的货车为～5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。

表1.2.1 汽车变速器齿轮法向模数

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 ～ ～ ～ ～

表1.2.2 汽车变速器常用齿轮模数

一系列

二系列 （） （） —

根据表1.2.1及，齿轮的模数定为4.0mm。

2、压力角

理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用°、15°、16°、°等小

些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用°或25°等大些的压力角。

国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。3、螺旋角

实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。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。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。

货车变速器螺旋角：18°～26°

初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为24°，其余挡斜齿轮螺旋角24°。

4、齿宽b

直齿mkbc，ck为齿宽系数，取为～，取；

斜齿ncmkb，ck取为～。

采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm，取4mm。

5、齿顶高系数

在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为。

1.3 各挡齿轮齿数的分配

1-一轴常啮合齿轮 2-中间轴常啮合齿轮 3-二轴五挡齿轮 4-中间轴五挡变速器

5-二轴四挡齿轮 6-中间轴四挡齿轮 7-二周三挡齿轮 8-中间轴三挡齿轮

9-二轴二挡齿轮 10-中间轴二挡齿轮 11-二轴一挡齿轮 12-中间轴一挡齿轮

13-二轴倒挡齿轮 14-中间轴倒挡齿轮 15-倒挡中间齿轮

图1.3.1变速器传动示意图

如图1.3.1所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，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

中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12-17之间选用，最小为12-14，取10Z=13，一挡齿轮为斜齿轮。

一挡传动比为101921gZZZZi （）

为了求9Z，10Z的齿数，先求其齿数和hZ，

斜齿nhmAZ109cos2 （）

=424cos902　= 取hZ=42

即9Z=hZ-10Z=42-3=29

2、对中心距A进行修正

因为计算齿数和hZ后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的hZ和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。

cos2mAn0hZ=cos24229134）（=为A=92m

对一挡齿轮进行角度变位：

端面啮合角 t： tant=tann/cos10-9=.398

t=

啮合角 ,t： cos,t=toAAcos=

,t=

变位系数之和 nt,t109ntan2invinvzz

=

查变位系数线图得：38.2109zzu 42.010 2.010n9

计算精确值10-9：A=10-9ncos2mhZ 07.24109

计算一挡齿轮9、10参数：

分度圆直径 10-99n9cos/mzd=4×29/°=

10-910n10cos/mzd=4×13/°=

齿顶高 nn9an9yhmha=

nn10an10yhmha=

式中：n0n/mAAy）（=

nnnyy=

齿根高 n9an9hmchf=

n10an10hmchf=

齿全高 9fa9hhh=

齿顶圆直径 99a92ahdd=

10a10102hdda=

齿根圆直径 9992ffhdd=36.32004.127=

1010102ffhdd=×=

当量齿数 10-9399vcos/zz=

10-931010vcos/zz=

3、确定常啮合传动齿轮副的齿数（2-1=24）