档变速器设计说明书.doc

第一章 基本数据选择1.1设计初始数据：（方案二）学号：26；最高车速：=110-26=84Km/h； 发动机功率：=66-26/2=53KW； 转矩：=210-26×3/2=171Nm； 总质量：ma=4100-26×2=4048Kg；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 —主减速器传动比/ =1.4～2.0 即=（1.4～2.0）×2100=2940～4200r/min 取=3500r/min=9549× （式中=1.1～1.3，取=1.2）所以，=9549×=3255.6～3847.5r/min=0.377×=0.377×=4.963双曲面主减速器，当≤6时，取=90%，›6时，=85%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、干砂路面行驶，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，=4840×9.8=47432N；—发动机最大转矩，=171N.m；—主减速器传动比，=4.963；—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°=5.24②满足附着条件 ·φ在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75即≤=7.692由①②得5.24≤≤7.692；又因为轻型商用车=5.0~8.0；所以，取=6.0 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：，，，==1.565所以其他各挡传动比为：==3.833，==2.449，==1.5651.1.2 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，乘用车：=8.9～9.3，商用车：=8.6～9.6，取9.0 ；—发动机最大转矩（N.m）；—变速器一挡传动比，=6.0 ；—变速器传动效率，取96% ；—发动机最大转矩，=171N.m 。

则，==85.567～95.516（mm）初选中心距=90mm1.2 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1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列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，取7.0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4mm5、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1.001.3 各挡齿轮齿数的分配图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=13，一挡齿轮为斜齿轮一挡传动比为 （1.4）为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿 （1.5）==41.72取整为43即=-=43-13=302、对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据92.75mm取整为A=94mm对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos =21.437° 啮合角 ： cos==0.919 =23.27°变位系数之和 =1.59 计算精确值：A= 一挡齿轮参数：分度圆直径 =4×30/cos23.81°=131.15mm =4×13/cos23.81°=56.83mm齿顶高 =2.152mm =1.952mm 式中：=（94-92.77）/4=0.308 =1.59-0.308=1.282齿根高 =1.72mm =1.92mm齿全高 =3.872mm齿顶圆直径 =135.45mm =60.73mm齿根圆直径 ==127.71mm =52.99mm 当量齿数 =39.175 =16.9763、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（1.3）求出常啮合传动齿轮的传动比 （1.6）==2.60常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 （1.7） = =42.94由式（1.6）、（1.7）得=11.93，=31.01取整为=12，=31，则：==5.96≈=6.0对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 ==94.092mm端面压力角 tan=tan/cos =21.724°端面啮合角 = 变位系数之和 = =－0.059查变位系数线图得： 计算精确值：A= 常啮合齿轮数：分度圆直径 =52.46mm =135.52mm齿顶高 =（1+0.31-）×4=6.472mm =（1-0.369-）×4=3.992mm 式中：=（94-92.77）/4=0.308 =-0.059-0.308= -0.367齿根高 =（1+0.25-0.31）×4=3.76mm =（1+0.25+0.369）×4=6.476mm齿全高 =10.468mm齿顶圆直径 =65.364mm =143.504mm齿根圆直径 =44.94mm =122.568mm 当量齿数 =15.670 =40.4804、确定其他各挡的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选=24° （1.8）==1.484 （1.9）==42.94由式（1.8）、（1.9）得=25.65，=17.29取整为=26，=17则，==3.951≈=3.833对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =94.09mm端面压力角 tan=tan/cos =21.71°端面啮合角 = 。