某6档变速器主要参数的选择与主要零件的设计计算案例3700字

#某6档变速器主要参数的选择与主要零件的设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u8796某6档变速器主要参数的选择与主要零件的设计计算案例 1176021.1变速器主要参数的选择 2121381.1.1轮胎半径的选取 269991.1.2主减速比的确定 2121821.1.3速比的确定 360681.1.4中心距 5107411.2外形尺寸 5101951.3齿轮参数 548701.3.1模数 5232851.3.2初选压力角 6324491.3.3初选螺旋角 661521.3.4确定各档的齿宽b 761151.3.5确定一档齿轮齿数 7266731.3.6确定常啮合传动齿轮副的齿数 8119921.3.7确定其他各档齿数 9324191.3.8确定倒挡齿轮 1012011.4齿轮变位系数 11123291.4.1一挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 11233021.4.2二挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 12245941.4.3三挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 12224561.4.4四挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 13218491.4.5五挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 1310031.4.6倒挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 141.1变速器主要参数的选择1.1.1轮胎半径的选取本设计采用轮胎型号为205/55R17；其中：205：横截面宽度为205mm，55：高宽比为55%，R：子午线轮胎结构；17：轮辋直径17英寸，一英尺等于25.4mm；轮胎滚动半径的计算公式为：1.1.2主减速比的确定根据主减速器传动比的公式：（2-1）式中：——最高车速，；——功率最高时所对应的转速，；——六档传动比；——驱动轮滚动半径；——主减速器传动比；可以得出：（2-2）带入相关数据：=6000r/min;=0.33m;=130Km/h，=1；1.1.3速比的确定确定一档速比，为了使汽车在行驶过程中具有最大的倾斜能力，必须将驱动轮粘附在路面上。根据设计任务书要求的最大爬坡度，最大驱动力应克服在最大坡度上行驶时胎面与路面之间的爬坡阻力和滚动阻力。由于爬坡时汽车的速度较低，因此可以忽略空气阻力。（2-3）式中：——最大驱动力，N；——滚动阻力，N；——坡度阻力，N；或：（2-4）可以得出：（2-5）式中：——发动机最大扭矩，；——一档传动比；——主减速器传动比；——汽车发动机总效率；——汽车总重力；——道路最大阻力系数；——驱动轮的滚动半径；——道路最大爬坡角度16.7°；根据已知条件：道路最大阻力系数为，汽车总重力23500N；；根据公式（2-5），可得根据驱动轮与地面的附着条件：（2-6）带入数据，求得，综上所述，一档传动比取值范围为，取=6.7一些档位较多的货车变速器，可以按照等比级数分配。所以认为，一般汽车各档传动比大致可按照以下关系表示：（2-7）其中，q为常数，为各档之间的公比，所以，各档传动比可按此求。（2-8）经计算，得，据此可计算各档传动比，见下表1.1表1.1各档传动比一档二挡三挡四挡五档六档6.74.53.11.11.411.1.4中心距对于传动轴传动，上轴与第二轴之间的距离称为传动中心距离A；它是一个基本参数，其大小会影响变速器的体积和质量。中心距离越小，齿轮的接触压力越大，齿轮的寿命越短。选择中心距A时，可以使用以下经验公式：A=（2-9）在公式中，汽车的中心距系数=8.9〜9.3；商用车=8.6〜9.6；对于多档变速器=9.5〜11；其中，取=9.5，带入数据按照变速器设计的基本参数，确定中心距A=89mm。1.2外形尺寸齿轮箱的横向尺寸，可以根据齿轮的直径以及后中间齿轮和齿轮机构的布置预先确定。商用车变速器壳体的尺寸可根据下列数据选用。四档(1.2~1.7)A五档(1.7~3.0)A六档(3.0~3.5)A本次设计采用六档手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是389mm=267mm，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。1.3齿轮参数1.3.1模数模数是一个重要指标，选取它会产生很多影响因素，比如有，齿轮强度、质量、工艺要求等。选取要求的原则是，在相同的中心距处，选择较小的模块可以增加齿宽并增加齿轮数量。齿轮的重合度增加，并且变速器的噪音可以降低。根据传输模块区域，请参阅表1.2。表1.2汽车变速器常用齿轮模数第一系11.251.521.5第二系1.751.251.75按照模数的取值范围，总重为1.8-14.0吨的汽车和卡车为1.0〜3.5，总重超过14.0吨的卡车为3.5〜4.0，如果选择较小的模块值，则可以增加齿数。便于换挡。根据本设计要求，选用模数为3.0。1.3.2初选压力角较小的压力角重合度较大，因此可以增加齿轮啮合齿的平稳性，有利于降低噪音的影响，较大的压力角可以提升齿轮的弯曲疲劳强度和齿面的接触疲劳强度。从理论上讲，为增加乘用车的重合程度和降低噪音，一般商用车应选择14.5°，15°，16°和16.5°等压力角，以增加齿轮负载能力。根据国家标准的要求，标准压力角为20°，因此变速箱齿轮通常使用20°的压力角，同步器或啮合套通常使用30°的压力角。据此，本设计采用齿轮压力角为20°。1.3.3初选螺旋角斜齿轮广泛用于汽车变速器，通常用于斜齿轮，这会影响刚性，轴向力和齿轮的运行噪音。试验证明，随着螺旋角的增大，齿轮的强度也会增加，当螺旋角度大于30°时，它的抗弯曲强度就会降低，所以，从改善齿轮的弯曲疲劳强度的观点来看，较大的螺旋角是不合适的。设计时为了使中间轴的两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足以下条件：（2-10）式中：和为齿轮1、2的节圆半径；、为中间轴的工作齿轮的螺旋角；根据斜齿轮螺旋角锁提供的范围，可选择：乘用车变速器：中间轴式变速器螺旋角度为：22°〜34°；两轴式变速器螺旋角度为：20°〜25°；货车变速器螺旋角度为：18°〜26°；根据本设计要求选用螺旋角度为：23°。1.3.4确定各档的齿宽b由于应降低齿轮质量和齿轮轴向尺寸，因此应选择较小的齿宽。另外，较小的齿宽确保斜齿轮传动更平稳。如果您选择较宽的齿宽，则轴将变形，导致齿轮倾斜。结果，齿轮箱的承载能力降低。根据模块选择合适的齿宽：直齿：，为齿宽系数，选取4.5-8.0。斜齿：，选取6.0-8.5。根据计算分析，一档和倒挡采用直齿，选取Kc为8.0。其余档位选择斜齿，Kc选择8.5，经计算，各档齿宽见下表1.3档位六档五档四挡三挡二挡一档倒挡档位齿宽25.525.525.525.525.52424表1.3各档齿轮宽度（mm）1.3.5确定一档齿轮齿数在选取合适的中心距、压力角、模数、螺旋角、齿宽、速比和传动方案后，据此可确定各档位的齿轮数目。根据一档传动比确定一档齿轮齿数一档传动比为：（2-8）式中：为一档变速器传动比，为常啮合齿轮；为第二轴一档齿轮，为中间轴一档齿轮；若，齿数可以确定，则的传动比也可以求出来，为了求得，，可以先把齿数和求出来。斜齿：（2-9）直齿：（2-10）经带入A=89mm，m=3，故斜齿=24.2。直齿=59。计算后，将取为整数，并将齿数分别分配给大齿轮和小齿轮。在选用齿轮齿数时，要求对轴的尺寸和齿数都要考虑到位，所以齿轮齿数不宜过多。在选用齿数时，必须考虑到轴尺寸和齿轮齿数必须一致。取中间轴上一档齿轮为=16,=Zh-Z12=43。根据计算过后的和齿数后，因为经过取整后中心距有所变化，根据计算过后的数值反求中心距A，计算得中心距A=88.5mm。1.3.6确定常啮合传动齿轮副的齿数根据式子（2-8）求出常啮合传动齿轮的传动比（2-11）根据已知数据求得=1.49常啮合传动中心距与一档齿轮中心距相等，则（2-12）由此可得：=56。两个公式联立可得=16，=40。1.3.7确定其他各档齿数二挡传动比:(2-13)（2-14）根据二挡传动比=4.5，可得=1.73。根据(2-14)可求出=56，则=20，=36三挡传动比:（2-15））（2-16）根据三挡传动比=3.1，可得=1.2。=56根据同样方法可以计算得到，三挡齿轮=31，=25；四挡传动比:（2-17）（2-18）根据四挡传动比=1.1，可得=0.8。=56计算得到，四挡齿轮=25，=31五档传动比：(2-19）（2-20）根据五档传动比=1.4，可得=0.56，=56计算得到，五挡齿轮，=20,=36六档传动比：(2-20）根据五档传动比=1，可得=1.49，可以得出，,其中为第二轴六档齿轮，为中间轴六档齿轮。1.3.8确定倒挡齿轮倒挡轴上的齿轮齿数初选为，输入轴齿轮齿数选为，根据初选的Z14后，可以求得倒挡传动比和输入轴与倒挡轴的中心距A′可根据下列公式求得：（2-15）带入数据求得：故可得出，输入轴与倒档轴的中心距输出轴与倒挡轴的中心距:1.4齿轮变位系数要降低轴向力，低挡要选较小的螺旋角，一挡、倒挡选用23°，二挡选24°，三、四、五挡都选25°。1.4.1一挡齿轮变位系数和螺旋角的修正修正中心距96.1mm螺旋角的修正=25.5°端面压力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.5°)=21.15°端面啮合角=arccos()=arccos()=21.56°图1.4齿轮变位系数图根据啮合角21.56°，又根据一挡齿数Z12=16，Z11=43，对应图1.4变位系数图，可查得=0.21，，求得，按图1.4左侧斜线④及=0.21查得，则1.4.2二挡齿轮变位系数和螺旋角的修正修正中心距91.3mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面压力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.5°)=21.8°端面啮合角=arccos()=arccos()=25.84°根据啮合角25.84°，又根据二挡齿数Z9=36，Z10=20，对应图1.4变位系数图，可查得=1.16，求得，按图1.4左侧斜线③及=1.16查得，则1.4.3三挡齿轮变位系数和螺旋角的修正修正中心距91.7mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面压力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.5°)=21.8°端面啮合角=arccos()=arccos()=25.84°根据啮合角25.84°，又根据三挡齿数Z7=31，Z8=25，对应图1.4变位系数图，可查得=1.16，求得，按图1.4左侧斜线②及=1.16查得，则1.4.4四挡齿轮变位系数和螺旋角的修正修正中心距91.6mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面压力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.84°)=21.8°端面啮合角=arccos()=arccos()=25.84°根据啮合角25.84°，又根据四