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齿轮 变速器 设计 手动 全套 cad 图纸

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毕业设计（论文）中期检查表填表日期 2011 年 4 月 20 日 迄今已进行 8 周剩余 8 周学生姓名 院系 汽车与交通工程学 院 专业、班级 车辆工程 07-11 班指导教师姓名 职称 高级实 验师 从事专业 汽车运用 是否外聘 是否题目名称 六挡齿轮变速器已完成主要内容 待完成主要内容毕业设计（论文）工作进度1、 六档变速器的 CAD 草图的设计。零件图2、 说明书中齿轮及轴的计算和校核。1、 草图的完善，零件图的绘制。2、 说明书中校轴承核的内容3、壳体的设计及操纵机构的设计。学生填写存在问题及努力方向在做变速器设计的初期总会遇到选的数据不准确，至使所设计变速器校核不能合格等情况发生，在老师的细心指导下，经过反复的选取，最终选定了合适的数据，并绘制了草图。接下来就要对草图进行完善，争取绘制出合格的装配图，及零件图。再将说明书中的其余内容加以完善，争取做出优秀的毕业设计。学生签字： 指导教师意 见 指导教师签字： 年 月 日教研室意 见教研室主任签字： 年 月 日毕业设计（论文）任务书学生姓名 院系 汽车与交通工程学院 专业、班级 车辆工程 B07-11 班指导教师姓名 职称 高级实验师 从事专业 汽车运用 是否外聘 是否题目名称 六挡齿轮变速器设计一、设计（论文）目的、意义在对机械式手动变速器的结构特点进行具体分析的基础上，根据某车型的相关参数具体设计六档机械式手动变速器，完成具体尺寸的计算和相关校核，撰写设计说明书，并按要求绘制相关零件图和装配图。要求设计合理，结构紧凑发动机最大转矩（Nm/rpm）：220/1750-3500发动机最大功率（kw/rpm）：96/5000轮胎类型与规格：205/55R16汽车最高车速：200km/h设计方法与设计过程按照汽车设计规定进行设计。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）设计内容:（1）设计六档机械手动变速器；研究方法:通过对收集到得各种参考资料的查阅，首先要掌握变速器的功用、主要结构形式和工作原理等。然后根据所给参数设计变速器的结构和主要参数并根据实际情况对其进行检测。三、设计（论文）完成后应提交的成果：1、设计说明部分：（1）毕业设计计算说明书（15000 字）2、设计图纸：CAD 图纸折合零号三张 包括零件图和装配图 SY-025-BY-2四、设计（论文）进度安排：（1） 第 1 周( 2 月 28 日3 月 6 日)：查阅参考资料，收集相关技术资料，了解变速器的结构原理及控制功能。（2） 第 2 周( 3 月 7 日3 月 13 日) ：结合任务书制定设计方案，撰写开题报告。 （3） 第 3 周 (3 月 14 日3 月 20 日)：查找相关设计资料或手册，分析并确定变速器的具体结构形式，主要零部件及相互位置关系，绘制变速器结构草图。 （4） 第 4 周( 3 月 22 日3 月 28 日)：查找相关设计资料或手册，分析并确定变速器的具体结构形式，主要零部件及相互位置关系，绘制变速器结构草图。（5） 第 5 周(3 月 29 日4 月 4 日)：根据给定的设计参数，按照有关的设计要求和顺序进行具体结构尺寸参数计算及其他有关参数的选配，绘制部分零件图及总成草图。 （6） 第 6 周(4 月 5 日4 月 11 日)：根据给定的设计参数，按照有关的设计要求和顺序进行具体结构尺寸参数计算及其他有关参数的选配，绘制部分零件图及总成草图。 （7） 第 7 周(4 月 12 日 4 月 18 日)：对设计草图进行修改，进行相关校核，完成设计图纸及说明书初稿。（8） 第 8 周(4 月 19 日4 月 25 日) ：接受中期检查。继续完善设计，撰写设计说明书。（9） 第 9 周(4 月 26 日5 月 2 日) ：对中期检查的不足之处进行修改。继续完善设计，撰写设计说明书。（10）第 10 周(5 月 3 日5 月 9 日) ：绘制设计图纸（装配图）（11）第 11 周(5 月 10 日5 月 16 日) ：完善设计说明书及图纸，程序编制。（12）第 12 周( 5 月 17 日5 月 23 日) ：完成设计图纸及说明书初稿。（13）第 13 周( 5 月 24 日5 月 30 日)：说明书及图纸送审，根据审阅老师意见进行修改。（14）第 14 周( 5 月 31 日6 月 6 日) ：预答辩。（15）第 15 周( 6 月 7 日6 月 13 日) ：修改预答辩中发现的问题准备答辩。（16）第 16 周( 6 月 14 日6 月 20 日) ：修改预答辩中发现的问题准备答辩。（17）第 17 周( 6 月 21 日6 月 27 日) ：答辩。五、主要参考资料1 自己查找（含外文文献）六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日优秀毕业设计（论文）推荐表题 目 六档齿轮变速器设计 类别 毕业设计学生姓名 院（系）、专业、 班级 汽车与交通工程学院车辆 07-11指导教师 鲍宇 职 称 高级实验师设计成果明细：答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）： 院、系公章： 年 月 日备 注： 注：“类别”栏填写毕业论文、毕业设计、其它购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396I摘 要本设计的任务是设计一台用于敌国上的 FR 式的手动变速器。本设计采用两轴式变速器，该变速器的两个突出优点：一是传动效率高，磨损及噪声最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍可以获得较大的一挡传动比。根据敌国的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该敌国的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要参数。再结合某些敌国的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。本文设计研究了六挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。关键词：挡数；传动比；齿数；轴；操纵机构；壳体购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396IIABSTRACTThe duty of this design is to design a FR type manual transmission used in the saloon,Its the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits;First,the transmission efficiency of the direct drive keeps off high,the attrition and the noise are also slightest;second,its allowed to obtain in the biger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller.According to the contour,track,wheel base,the smallest ground clearance,the smallest turning radium,the vehicles weight,the all-up weight as well as the highest speed and so on,union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power,the max torque,the displacement and so on.According to the basic parameters of the certain saloon,choose the suitable final drive ratio.According to the above parameters,combining the knowledge of automobile design,automogbile teory,machine design and so on,calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the deign.Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of six block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords : block; Transmission ratio; Teeth; Axis; control mechanism;case 黑龙江工程学院本科毕业设计目 录摘 要 .IAbstract .II第 1 章 绪 论 .11.1 变速器的国内外发展状况及种类 .11.2 机械式变速器的特点 .21.3 变速器设计的基本要求 .21.4 本章主要内容 .3第 2 章 数据计算 .42.1 总体方案设计 .42.1.1 汽车参数的选择 .42.1.2 变速器设计应满足的基本要求 .42.2 传动机构布置方案分析 .42.2.1 固定轴式变速器 .42.2.2 倒挡布置方案 .52.3 变速器传动比分配及各档传动比确立 .62.3.1 档位确定 .62.3.2 确定最大传动比 .62.4 齿轮参数 .92.4.1 模数的选取 .92.4.2 压力角 .92.4.3 齿宽 .102.4.5 齿顶高系数 .102.5 各挡齿轮齿数的分配 .102.5.1 确定一挡齿轮的齿数 .102.5.2 确定其他各挡的齿数 .132.5.4 确定倒挡齿轮齿数 .242.6 本章小结 .26第 3 章 齿轮校核 .27黑龙江工程学院本科毕业设计3.1 齿轮材料的选择原则 .273.1.1 满足工作条件的要求 .273.1.2 合理选择材料配对 .273.1.3 考虑加工工艺及热处理工艺 .273.2 计算各轴的转矩 .273.3 齿强度计算 .283.3.1 轮齿弯曲强度计算 .283.3.2 轮齿接触应力 .303.4 计算各挡齿轮的受力 .323.4 本章小结 .35第 4 章 轴及轴上支承的校核 .364.1 轴的工艺要求 .364.2 轴的强度计算 .364.2.1 初选轴的直径 .364.2.2 轴的强度验算 .374.2.3 轴的强度计算 .424.3 轴承及轴承校核 .444.4 本章小结 .48第 5 章 换档机构设计 .495.1 变速器操纵形式 .495.1.1 直接操纵手动换挡变速器 .495.1.2 远距离操纵手动换挡变速器 .495.2 变速杆的布置 .505.3 锁止装置 .515.3.1 互锁装置 .515.3.2 自锁装置 .525.2.3 倒档锁装置 .525.4 锁环式同步器 .535.4.1 锁环式同步器结构 .535.4.2 锁环式同步器工作原理 .535.4.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 .54黑龙江工程学院本科毕业设计5.5 本章小结 .57结 论 .58参考文献 .59致 谢 .60黑龙江工程学院本科毕业设计黑龙江工程学院本科毕业设计黑龙江工程学院本科毕业设计黑龙江工程学院本科毕业设计1第 1 章 绪 论由于有了内燃机，汽车才得以诞生。然而，内燃机的动力特性表现为低转速时功率小、扭矩低、耗油大。而大功率、高扭矩、低油耗的理想工作状态要在中高转速范围内才能实现。内燃机的这种动力和最大的扭矩。而为了提供最大的动力和最大的扭矩，内燃机必须在中高速的理想工作状态下工作。内燃机的特性和汽车的要求产生了矛盾。为了使汽车的要求产生了矛盾。为了使汽车顺利起步，必须要减变速，于是变速器出现了。变速器是用于改变发动机的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的汽车总成。设置变速器的目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能直接影响汽车的动力性和经济性。1.1 变速器的国内外发展状况及种类变速器由变速传动机构和操纵机构组成。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT） 、自动变速器（AT） 、手动/ 自动变速器（AMT ） 、无级变速器（CVT） 。DCT 结合了手变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表变速器的最高技术。手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值 ( 也就是所谓的 “级”)。所以说它是有级变速器。世界上最大的手动变速器制造商德 ZF 公司预测说，到 2012 年北美市场出售的汽车中将只有 6%是手动挡。欧洲与美国的情况有很大不同。有机构预测，到 2013 年，欧洲 52%的汽车还是手动挡，配备自动手动变速器的将占 10%，配备无极变速器的将占 2%，配备双离合器的变速器将占 16%。欧洲人崇尚节能、环保，喜欢开小型车，更亲睐手动变速器的经济性。而在日本变速器市场，CVT 的市场份额占据绝对优势。在我国，据调查 2007 年手动变速器的市场比重为 74%，占据较大市场份额。从2002 年到 2007 年间自动挡变速器市场占有率从 9%增长到 26%。在中国自动挡变速器的市场是十分乐观的。同时手动挡变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了不可替代性。针对中国 Gbballnsigh 公司的亚洲区技术分析师段诚武博士阐述了自己的见解: 短期内，手动变速器仍然占据主要份额，而自动变速器将有更大的增长空间。黑龙江工程学院本科毕业设计21.2 机械式变速器的特点机械式变速器结构简单，维修维护方便，造价低廉，传动效率较高，工作可靠性强。机械式变速器分为两轴式和中间轴式。两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动乘用车，中间轴式发动机前置后轮驱动和发动机后置后轮驱动的中轻型货车。中间轴式机械效率低，噪声大。而两轴式轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点。根据其发动机前置前驱的特点，本设计采用两轴式结构形式，以使设计的变速器结构紧凑、优化、操作简便，并且性价比更高。1.3 变速器设计的基本要求变速器的设计应满足如下基本要求：1.保证汽车有必要的的动力性和经济性；2.设置不同挡位，满足用来调整与切断发动机动力向驱动轮的传输并使汽车能倒退行驶；3.工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡，以及换挡冲击等现象出现；4.工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；5.在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长。变速器的功用和要求变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。变速器都装有单向的通气阀，以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底的放油塞多置磁铁，以吸附油中铁屑。涉水车需有防水措施。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下的设计要求。1.正确的选择变速器的档位数和传动比，并使之与发动机参数及主减速比做优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性。黑龙江工程学院本科毕业设计32.设置空挡，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。3.操作简单、准确、轻便、迅捷。4.传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声。1.4 本章主要内容本章首先对机械式重型汽车变速器的技术特点进行了介绍，给出了变速器的总体设计要求，并分别确定了变速器的齿轮形式、换挡形式和倒档形式，最后确定了变速器的总体结构方案。黑龙江工程学院本科毕业设计4第 2 章 数据计算2.1 总体方案设计2.1.1 汽车参数的选择根据变速器设计所选择的汽车基 本参数如下表 2.1 所示：表 2.1 设计基本参数表发动机 96KW 最高车速 200Km/h转矩 220N m 总质量 1715Kg转矩转速 1750-3500r/min 车轮 205/55R16S功率转速 5000r/min 传动效率 0.962.1.2 变速器设计应满足的基本要求对变速器如下基本要求.1.保证汽车有必要的动力性和经济性。2.设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3.设置倒档，使汽车能倒退行驶。4.设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5.换挡迅速，省力，方便。6.工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。7.变速器应当有高的工作效率。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。2.2 传动机构布置方案分析2.2.1 固定轴式变速器固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便。此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。黑龙江工程学院本科毕业设计5我们设计的是乘用车，所以我选择的是两轴式的变速器。传递方案如图 2.1 所示。1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-六档主动齿轮 12-六档从动齿轮 13-倒档中间轴齿轮 14-倒档输出轴齿轮 15-倒档惰轮图 2.1 六档变速器传动方案简图2.2.2 倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡黑龙江工程学院本科毕业设计62.3 变速器传动比分配及各档传动比确立 2.3.1 档位确定增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在 1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。目前轿车一般用 45 个挡位，级别高的轿车变速器多用 5 个挡，货车变速器采用 45 个挡位或多挡。装载质量在 23.5T 的货车采用 5 挡变速器，装载质量在48T 的货车采用 6 挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。本次设计选用的是 6 挡变速器。变速器各挡传动比的确定由公式 2.1 进行计算：= 0.377 maxU 0maxirngp（2.1）式中： 最高车速max发动机最大功率转速pn车轮半径r变速器最大传动比maxgi主减速器传动比0已知：最高车速 =200 km/h；最高档为超速档，传动比 gi=0.75；车轮maxau滚动半径由所选用的轮胎规格 185/60R14S 得到 r=315.65(mm)；发动机转速n= p=4850（r/min） ；由公式得到主减速器传动比计算公式：主减速器传动比 =0.377 =0.377 =3.970imaxUngp 2075.16303黑龙江工程学院本科毕业设计72.3.2 确定最大传动比按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空max气阻力忽略不计） 。用公式表示如下：1.满足最大爬坡度根据汽车行驶方程式 2.2（2.2）dtumGiuACfriTaDTg 20emax15.汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为（2.3）sin co0emaxfriTg即，（2.4）TtqgiGi01式中：G作用在汽车上的重力， ， 汽车质量， 重力加速mg度，前置前驱车前轴荷占整车质量比为 0.6=17159.80.6=100.842N；mg发动机最大转矩， =220N.m；axeTmaxeT主减速器传动比， =3.97；0i 0i传动系效率， =0.96TT车轮半径， =0.316m；rr滚动阻力系数，(对沥青路面 =0.010.02)f爬坡度，取 =16.7将上述数值代入式（2.4）中=2.126 9.032032.0）716sinco15.（89175gi黑龙江工程学院本科毕业设计82.满足附着条件 （2.5）riTTg01emaxz2F在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取 =0.75 代入式（2.5）中即 =4.2331gi 96.073203285由最大爬坡度和附着条件可得 2.126 4.233，1gi所以，初选一档传动比为=3.71gi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：（2.6）qiiiggg 654321式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：q51ig，42qig，3ig，24qig， ig5= =1.376n1giq57.03所以其他各挡传动比为：=3.7， =2.69， =1.95， =1.42， =1.03， =0.75， =3.751gi2gi3gi4gi5g6gir中心距 A初选中心距时，可根据下述经验公式 2.7 则：（2.7）3maxeACTK式中 按发动机最大转矩 直接求出 A 时的中心距系数，对轿车取ACKmaxe14.516.0；对货车取 17.019.5 。由公式 2.7 可得：A= 320).1654(黑龙江工程学院本科毕业设计9A=87.5396.59 mm初选中心距 A=90mm。变速器的轴向尺寸变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮形式、换档机构的结构形式等都有直接关系，设计初可根据中心距 A 的尺寸参数照下列关系初选。轿车变速器壳体的轴向尺寸：四档（2.42.8）A五档（2.73.0）A六档（3.23.5）A轿车变速器壳体的轴向尺寸：四档（3.03.4）A轴向尺寸为：（3.23.5 ）A=288306 mm2.4 齿轮参数2.4.1 模数的选取遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。如表 2.1表 2.2 模数选取范围 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量 在 1.814.0t 的货车为am2.03.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。齿轮的模数初选为 3mm。2.4.2 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。乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 /tam车 型1.014模数 nm/mm 2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00黑龙江工程学院本科毕业设计10螺旋角 标准齿形螺旋角：2030初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 232.4.3 齿宽 b直齿 ， 为齿宽系数，取为 4.58.0，取 7.0；mkcc斜齿 ， 取为 6.08.5；nb= =（6.08.5） 3 取 20；c2.4.5 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。 2.5 各挡齿轮齿数的分配2.5.1 确定一挡齿轮的齿数 一挡齿轮齿数，货车可在 1217 之间选用，最小为 1214，取 =13，一挡齿轮10Z为斜齿轮。一挡传动比为：（2.8）12gZi斜齿（2.9）nhmAcos2= =55.23390取整为 56。轿车 可以 1217 之间选取，取 13，则 取 431Z2Z则一档传动比为 =3.3112gZi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 和h hZ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AA黑龙江工程学院本科毕业设计11依据。= =91.25mm （2.10）210coshnZmAcos3)4（取整为 A=92mm。对一挡齿轮进行角度变位：初选一档 =23端面压力角 ：ttan =tan /cos =tan20/cos （2.11）tn123=21.57t啮合角 ：,tcos = （2.12）,ttoAcs=22.80,t变位系数之和（2.13）nt,t21naivz= 0.3049， ， 31.412zU07.234.0由公式 2.10 计算 精确值：A=21coshnZm9.表 2.2 渐开线圆柱齿轮基准齿形 GB1356-78基本要素名称 代 号 标 准 齿 短 齿 增大齿形角齿形角 a 20o 20o 25o齿顶高系数 fo 1.0 0.8 1.0黑龙江工程学院本科毕业设计12径向间隙系数 c 0.25(0.35*)m 0.3m 0.2m齿根圆角半径 r 0.38(0.25*)m 0.46m 0.35m*考虑到某些工艺要求，径向间隙允许增大至 0.35m，齿根圆角半径允许减小至 0.25m一挡齿轮参数：分度圆直径=313/cos24.08=42.71mm （2.14）211n1cos/mzd=343/cos24.08=141.29mm 22齿顶高 =2.875mm （2.15）n101yfmha=3.5 4mm 22式中：=（92-91.25）/3=0.25 （2.16）n0n/Ay）（ =0.3049-0.25=0.0549 （2.17）y齿根高=3.715m （2.18）n101fmch=3.05mm22齿全高=6.05mm （2.19）f1ah齿顶圆直径=48.48mm （2.20）1a12ad=148.37mm2h齿根圆直径=34.78mm （2.21）11ffd=134.69mm22h当量齿数黑龙江工程学院本科毕业设计13=16.66 （2.22）2131vcos/z=55.122节圆直径（2.23）mzAd71.4211r35211 mzAd29.4212r6570222.5.2 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 =2343（2.24）342Zi（2.25）43ncosmA已知 A=92mm =2.69， =3， =23将以上数据代入式（2.24） 、 （2.25）2in43得： =15.3， =41.15。3Z4取整得： =16， =41Z对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距由公式 2.25 得：=92.88mm43cos2ZmAno端面压力角由公式 2.11 得：tan =tan /costn43=21.58t黑龙江工程学院本科毕业设计14端面啮合角由公式 2.12 得：= totAcscs,80.2cos9461,t变位系数之和由公式 2.13 得：= -0.0177nt,t43na2ivz， =-0.0050， =-0.012756.134zU34求 cos 的精确值由公式 2.10 得：43cos =22.9943二挡齿轮参数：分度圆直径由公式 2.14 得：=52.14mm433cosnmzd=133.61mm 434n齿顶高由公式 2.15 得：=3.92mm n303yfmha=3.89mm44式中：=-0.311n0n/m）A（y齿根高由公式 2.18 得：=3.77mmn3n03fch=3.79mm44m齿全高由公式 2.19 得：黑龙江工程学院本科毕业设计15=7.69mm f3ah齿顶圆直径由公式 2.20 得：=59.98mm3a32ad=141.39mm44h齿根圆直径由公式 2.21 得：=44.6mm332ffd=126.03mm44h当量齿数由公式 2.22 得：=20.51433vcos/z=52.554节圆直径由公式 2.23 得：mzAd65.12433r82133mzAd35.12434r761442.计算三档齿数及传动比，初选 =2465=1.95 （2.26）53Zi（2.27）65cos2mAn由公式（2.26） 、 （2.27）得 =18.99， =37.04，取整为 =19， =37 则：5Z5Z6黑龙江工程学院本科毕业设计1695.1563Zi对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距由公式 2.27 得：=91.95mm65cos2mAn端面压力角由公式 2.11 得：tan =tan /costn65=21.72t端面啮合角由公式 2.12 得：=totAcscs,72.1cos92580.1,t变位系数之和由公式 2.13 得： nt,t65na2iviz=0.0179， =0.0061， =0.011895.156zU6求 的精确值由公式 2.10 得：6=24.0165三挡齿轮参数：分度圆直径由公式 2.14 得：=62.40mm655cosnmzd=121.51mm66n齿顶高由公式 2.15 得：黑龙江工程学院本科毕业设计17=3mmn505yfmha=3.05mm66式中：=0n0n/m）A（y齿根高由公式 2.18 得：=3.73mmn5n05fch=3.71mm66m齿全高由公式 2.19 得：=6.73mm5fah齿顶圆直径由公式 2.20 得：=68.4mm5a52ad=127.61mm66h齿根圆直径由公式 2.21 得：=54.94mm552ffd=114.09mm66ffh当量齿数由公式 2.22 得：=24.93635vcos/z=48.546节圆直径由公式 2.23 得： mzAd43.22655r1155 mzAd57.22656黑龙江工程学院本科毕业设计18mdr785.602163.四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角 =24 4= =1.42 （2.28）4i78Z（2.29）87cos2mAn由公式（2.28） 、 （2.29）得 =23.15， =32.88 取整 =24， =33 7Z7Z8对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距由公式 2.29 得：=93.59mm87cos2ZmAno端面压力角由公式 2.11 得：tan =tan /costn87=21.72t端面啮合角由公式 2.12 得：=totAcscs,72.1cos925301,t变位系数之和由公式 2.13 得： nt,t87na2ivZ=-0.5195， =-0.2183， =-0.301238.12478zU78求螺旋角 的精确值由公式 2.10 得：4=23.9987黑龙江工程学院本科毕业设计19四挡齿轮参数：分度圆直径由公式 2.14 得：=78.81m877cosnmzd=108.36mm878n齿顶高由公式 2.15 得：=5.49mmn707yfmha=5.24mm88式中：=-1.0495n0n/m）A（y齿根高由公式 2.18 得：=4.4mmn7n07fch=4.65mm88m齿全高由公式 2.19 得：=9.89mm7fa7h齿顶圆直径由公式 2.20 得：=89.79mm7a72ad=118.84mm88h齿根圆直径由公式 2.21 得：=70.01mm772ffd=99.06mm88h当量齿数由公式 2.22 得：=31.478737vcos/z=43.278节圆直径由公式 2.23 得：黑龙江工程学院本科毕业设计20mzAd47.277r358177 mzAd.062788r2531884.五挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角 =25 4= =1.03 （2.30）毕 业 设 计 （ 论 文 ） 开 题 报 告设计（论文）题目 : 六档变速器设计 院 系 名 称:专 业 班 级:学 生 姓 名:导 师 姓 名:开 题 时 间:指导委员会审查意见：签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告学生姓名 院系 汽车与交通工程系 专业、班级 车辆工程指导教师姓名 职称 高级实 验师 从事专业 汽车运用 是否外聘 是否题目名称 六挡齿轮变速器设计一、课题研究现状、选题目的和意义发动机的输出转速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性状态下。变速器的发展趋势是越来越复杂。自动化程度也越来越高，但手动变速器由于具有成熟的制造技术及驾驶乐趣等原因仍占有一部分市场。从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力” ，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器全力协助。我们都知道一档有“劲” ，这样在起步的时候有足够的牵引力量将力带动。特别是面对爬坡路段，它的特性显露的非常明显。而对于其它新型变速器，虽然具有操作简单等特性，但这些特点沿不具备。两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单，紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多彩用前置发动机前办驱动的布置，因为这种布置形式使汽车的动力传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减少 6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系的结构简单。两轴式变速器的第二轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成绩。除倒档常用滑动齿轮外，其他档位均采用常啮合齿轮传动；各挡的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尽寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端。两轴式变速器没有直接档，因为在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因为噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点，别外低档传动比取值的上限也受到了较大限制，但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速器来消除。选题目的：综合运用机械设计以及所有先修课程的知识融会贯通并扩展有关机械设计方面的知识；培养解决工程实际问题的能力，掌握简单机械的一般设计方法和步骤；学会应用标准、手册、查阅有关技术资料。选题意义：两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单，紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多彩用前置发动机前办驱动的布置，因为这种布置形式使汽车的动力传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减少6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系的结构简单。两轴式变速器的第二轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题设计内容：在对机械式手动变速器的结构特点进行具体分析的基础上，根据某车型的相关参数具体设计 6 档机械式手动变速器，完成具体