机械式变速箱毕业设计

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1、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：=110-23=87Km/h发动机功率：=66-23/2=54.5转矩：=210-23×3/2=175.5Nm总质量：ma=4100-23×2=4054Kg转矩转速：nT=2100r/min车轮：R16（选205/55R16）r≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm1.1.1变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则=1=0.377式中：—最高车速—发动机最大功率转速—车轮半径—变速器最小传动比—主

2、减速器传动比/=1.4～2.0即=（1.4～2.0）×2100=2940～4200r/min=9549×（转矩适应系数=1.1～1.3）所以，=9549×=3118.3～3685.3r/min由上述两两式取=3400r/m=0.377×=0.377×=4.65双曲面主减速器，当≤6时，取=90%轻型商用车在5.0~8.0范围，=96%，=×=90%×96%=86.4%最大传动比的选择：①满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式（1.1）汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为（1.2）即，式中：G—作用在汽车上的重力，，—汽车质量，—重力加速度，=405

3、5×9.8=39739N；—发动机最大转矩，=192N.m；—主减速器传动比，=4.402—传动系效率，=86.4%；—车轮半径，=0.316m；—滚动阻力系数，对于货车取=0.02；—爬坡度，取=16.7°=5.5.45①②满足附着条件。·φ在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.7即≤=7.715②由①②得5.45≤≤7.715；又因为轻型商用车=5.0~8.0；所以，取=5.7。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：式中：—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：，，，==1.545所以其他各挡传

4、动比为：=5.7，==3.68，==2.387，==1.545，=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，。1.1.1中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式（1.3）式中：—变速器中心距（mm）；—中心距系数，商用车：=8.6～9.6；—发动机最大转矩（N.m）；—变速器一挡传动比，=5.7；—变速器传动效率，取96%；—发动机最大转矩，=192N.m。则，==84.3485—94.1564初选中心距=90m。1.1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

5、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：乘用车和总质量在1.8～14.0t的货车为2.0～3.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.5～5.0mm。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/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14.0＞14.0模数/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.00表1.2.2　汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.

6、005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50—根据表1.2.1及1.2.2，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14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°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

7、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、齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0；斜齿，取为6.0～8.5。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.

8、00。1.1各挡齿轮齿数的分配1-一轴常啮合齿轮2-