发动机功率42KW中间轴五档变速器设计

课 程 设 计 说 明 书题 目： 机械变速器传动机构设计学生姓名： 高福学 号： 20060382系部名称： 汽车与交通工程学院专业班级： 车辆工程 B06-2指导教师： 苏清源 杨兆职 称： 副教授 讲师二九年十二月十八日基本参数 学号 24 方案二=66-24=42kw =110-24 3/2=74km/hmaxePmaxu=210- =174 N.m =2100r/minT234Tnm=4100-24 6=3954kg R16轮胎选用 205/55R16 型号 轮胎半径 r= =31595mm=0.31595m 24.5 165.01.1.2 初选传动比/ =1.42.0 （设计 30 页） =(1.42.0) =29404200r/minPnT PnTn=9549 （1.11.3 ） / =2535.42996.4 r/minmaxeT柴油机汽车变速器转速 =18004000 r/min 之间 由上所得选转速Pn=2800 r/minPn根据公式 =0.377maxu05irg其中： 最高车速， =74km/haxmaxun发动机转速，n= =2800 r/minPn主减速器传动比 cos0i 车轮半径， =0.31595m；rr变速器最高档传动比， =15gi 5gi=0.377 =0.377 =4.50imaxurn74280319.1.1.3变速器一挡传动比的确定根据汽车行驶方程式（3-dtumGiuACfriTaDgtq 2015.1）汽车以一挡在无风、沥青混凝土路面行驶，公式简化为G cos (3-2)riTgtq0fiTtqgifi01cos式中：G作用在汽车上的重力， ， 汽车质量， 重力加速mGg度，=3954 9.8=38749.2Nmg=174 N.maxetqT主减速器传动比， =4.50i 0i传动系效率， =0.9 0.96=0.864TT车轮半径， =0.31595rr滚动阻力系数，干砂路面 （0.0100.018） =0.018f f f坡度， =sin16.7=0.287 ii=5.755864.05173.139.2841g商用车 =5.08.0 之间, =5.755igi五直接挡 =1 5g一般汽车各挡传动比等比分配 qiigg54321式中： 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为q， ， ，41qig32ig2igig4= =1.5864596.所以各挡传动比与 挡传动比的关系为=5.755 ; =3.989; =2.515; =1.586; =11gi 32qig23qigqig45gi1.1.4 初选中心距初选中心距时，可根据下述经验公式(4-1)31maxgeAiTK式中： 变速器中心距（mm） ；A中心距系数，乘用车： =8.99.3，商用车： =8.69.6，多AAK挡变速器： =9.511.0；A发动机最大转矩（N .m） ；maxeT变速器一挡传动比；1i变速器传动效率，取 96%。g=174N.maxeT=5.7551i31maxgeAiK= %9675.4)6.98(=87.6097.80(mm)初选中心距 =96 mmA1.1.5 外形尺寸商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：四挡 （2.22.7 ） A五挡 （2.73.0 ）六挡 （3.23.5 ）外形尺寸为（2.73.0）A= 259.2 236(mm) 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 1.814.0t 的货am车为 2.03.5mm；总质量 大于 14.0t 的货车为 3.55.0mm。选取较小的模数am值可使齿数增多，有利于换挡。表 3.2 汽车变速器齿轮法向模数乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 /tam车型1.0 V1.6 1.6V2.5 6.0 14.0a14.0模数 /mmnm2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00表 3.3 汽车变速器常用齿轮模数一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00二系列 1.75 2.25 2.75（ 3.25）3.50（ 3.75）4.50 5.50 根据表 3.2 及 3.3，一档和倒档齿轮的模数定为 4.0mm,其他档的齿轮模数定为 3.5mm2、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。啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、25、30等，但普遍采用 30压力角。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：1826初选常啮合齿轮螺旋角和一挡齿轮螺旋角为 24二挡齿轮螺旋角为 23三挡和四挡齿轮螺旋角为 214、齿宽 b直齿 ， 为齿宽系数，取为 4.58.0，mkcc斜齿 ， 取为 6.08.5n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24mm，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 1.00。 1.2各 挡 齿 轮 齿 数 的 分 配1、 确 定 一 挡 齿 轮 的 齿 数 一挡传动比 1092gZi为了求 ， 的齿数，先求其齿数和 ，一挡齿轮为斜齿轮， =249Z10 hZ1直齿 mA2斜齿 nhcos= cos24=43.8 取整为 44nhmAZ1cos2496中间轴式变速器上一挡齿轮的齿数可在 =1517 之间选取，货车可在10Z1217 之间选用。取 =15, = - =44-15=2910Z9h10Z2、对中心距 进行修正A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h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hZAA数分配的依据。= =96.32mm 取整为 96mmcos2109ZmAn24cos)95(对一挡齿轮进行角度变位：t,tcscsAo= =0.389 =21.73sanot240t啮合角 = =0.93t,tcoscosA73.21cos96.=21.56,t变位系数之和 tan2t,109iviz= t73.2156.ii=-0.1818.0901= =0.08mm nnmA-y4326= - =-0.18-0.08=-0.26分度圆直径 = =131mm 1099cosdnm.24s= =61mm10910cosdnm24s5齿顶高 =(1-0.18+0.26) 4=5.0mmn99yfhoa= =4.3mm10106.齿根高 = =5.0mm n9n9mcfof 4180251= =5.7mm1010hf .齿全高 =5.0+5.0=10.0mm9af齿顶圆直径 =131+25.0=141.0mm2hd=61+24.3=69.6mm1010aa齿根圆直径 = =121 mm99ff.53= =49.6mm10102ffhd76当量齿数 = = =37.669v3cos43= = =19.4810v321533、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（3.3）求出常啮合传动齿轮的传动比 =245（3.6）910g12Zi= 257.=2.98常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即（3.7）521cosZmAnn521= 42cos96=44mm由式（3.6） 、 （3.7）得 =11.06， =32.94 取整为 =11， =33，则：1Z21Z2= =5.8109gi3精确螺旋角 = = =0.9221cosA2Zmn9614=23.5521对常啮合齿轮进行角度变位：t,tcoscosA= =0.389 =21.73sant 240t理论中心距 = =96.01mmcos21ZmAno.4cs3端面啮合角 = =0.93tts, 7.1o96.5.2,t变位系数之和 nttiviza,1= 20t73.15.32ii=0.1337.014.2= =-0.003mm nnmA-y41.96= - =0.18+0.003=0.183nn分度圆直径 = =48mm 211cosnmzd5.3s4= =144mm212n.co齿顶高 =5.8mmnoamfh11y=5.0mm22齿根高 =5.7mmnofc1n*1=5.0mmf mh22齿全高 =5.8+5.7=