【《某三周五档变速器的设计计算》3700字】

某三周五档变速器的设计计算目录TOC\o"1-3"\h\u11976某三周五档变速器的设计计算 180511.1挡数 1245241.2传动比范围 1184041.3各档传动比的确定 2132231.1.1主减速器传动比的确定 2260871.1.2最低档传动比计算 224271.1.3各档传动比的选定 4243131.1.4中心距的选择 441591.1.5变速器的外形尺寸 5204381.4齿轮参数 573671.4.1模数的选取 5166431.4.2压力角 5267711.4.3螺旋角 6217031.4.4齿宽b 6185461.4.5齿顶高系数 7250391.4.6变位系数的选择原则 784581.5各挡齿轮齿数的分配 7184511.5.1确定一挡齿轮的齿数 8206651.5.2对中心距进行修正 9311551.5.3确定经常啮合式传动的齿轮副的齿数和变位系 9167541.5.4确定其他各挡的齿数及变位系数 10163531.5.5确定倒挡齿轮齿数 121.1挡数增大了变速器挡数可以提高汽车行驶时的动力效果和经济性。挡数越多,变速器的内部结构就越复杂,并且特别是其尺寸的轮廓与质量就会加大。同时由于操作机构繁琐,而且当使用中换挡的频率也会有所增高。现在为了提高燃油利用率，变速器的档位有一种增多的势头，现在的大部分的车辆都是4、5个档位，我设计是5个档位的变速器。1.2传动比范围这个范围与我选择的参数有一定的关系，在当前，小汽车的范围是在三到四点五之间，比较轻型的用于运送人员和货物的汽车是在五到八之间，其他的一些用于运送人员和货物的汽车的范围则更大一点。1.3各档传动比的确定 1.1.1主减速器传动比的确定 发动机的转速和汽车运行时的速度有着相互作用的关系公式:(1.1)式中：——汽车行驶速度，km/h；——发动机转速，r/min；r——车轮滚动半径，m；——变速器传动比；——主减速器传动比。由以上文我们基本可以先知道最高的速是，最高的换挡一般被称为超速档，超速档换挡的车轮传动量和功率之间的传动的比值一般在0.7~0.85,取，基于车轮的横向滚动轮胎半径由所选的需要车轮选择的汽车轮胎半径尺寸分为规格195/65r15，由下列两个公式计算r=195*65%+15*25.4，得到转速r=317.25mm，基于发动机的平均转速，由下列计算公式(1.1)我们可以直接得到一个基于主轴和减速器的车轮传动量和功率系数传动之比的一个计算公式:1.1.2最低档传动比计算用这个公式可以来简单表示:(1.2)式中：G——车辆总重量，N；ƒ，μ——是滚动时的阻力测量系数,对良好的高速路面阻力μ=0.01~0.02可取μ=0.012;——发动机最大扭矩,N·m；——主减速器传动比；——变速器传动比；——为传动效率（0.85~0.9）；R——车轮滚动半径；——最大爬坡度本设计为能爬30%的坡，大约。由公式（1.3）得：（1.3）已知：m=4060kg；ƒ=0.012；；r=0.31725m；；；g=9.8m/s2；，把以上的文字数据输出替换为数字带入（1.3）式：满足条件。即使只是使用一档齿轮驱动器所引发出的最大齿轮驱动力,该车的齿轮也不会松动产生高速打滑转扭或者高速滑转的异常现象。，即（1.4）式中：——法向反力，；——对于钢筋混凝土或者其他沥青路面的车道宽度可以考虑采用0.5~0.6。取0.55把数据代入（1.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为5。1.1.3各档传动比的选定 各个档位的传动比有一个公式可以一一求得（这个n就是几档的档位的意思），实际与理想的值有一定的差别，但这个差别不大，就不再考虑。，1.1.4中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算：（1.5）式中：A——变速器中心距mm；——中心点间的差值系数，商用车=8.6~9.6，可取；——发动机最大输出转距为210N·m；——变速器一档传动比为5.1；——变速器传动效率，取96%。商务用车变速器在其中心差距是80~170mm之间的。所以根据计算结果,初取a=90mm。1.1.5变速器的外形尺寸 变速器的齿轮横向内部及其外形传动大小,可以通过对倒挡齿轮的传动直径和齿轮倒挡中间换档传动机构齿轮与倒挡换档传动机构直径进行传动布置比较来得到初步判断。影响自动齿轮变速器轴向壳体的尺寸轴向档数大小和壳体尺寸的影响因素主要可以包括轴向档数、换挡传动机构的作用形式以及齿轮传动轴和齿轮的作用形式。乘用车型自动变速器外壳体的轴向大小尺寸可以通过参考下列方法进行选择:mm本次车型设计主要采用五挡变速器，初定的齿轮轴向传动壳体大小大约为370mm。1.4齿轮参数 1.4.1模数的选取 如果说要是以工艺的角度来说，每个齿轮都要是一样的模数，但要是以强度这个角度出发的话，各个齿轮要有各个齿轮的模数。对小汽车来说，模数要小，对货车来说，模数要大。如果齿轮在抵挡的时候就要用大模数，其他的齿轮就是另外一个标准的模数，在某些特殊情况下都用的是一个模数。初选齿轮模数m=1.0mm齿轮法向模数m=1.0mm1.4.2压力角 压力比例夹角较小时,重合传动程度大,传动平稳,噪声低;压力比例夹角更大时它还能够有效提高传动轮齿抗弯强度与其轮齿表面的机械接触腐蚀强度。对于一些商业商务用车,为了能够加大其噪声重合性的程度,已经尽量降低了行车噪声,采用了小些。变速器齿轮压力角为20°啮合连接套或啮齿同步器上的接合套与齿之间的径向压力传动夹角为30°1.4.3螺旋角 选择斜角的齿轮对于螺旋桨的面角,应该特别注意它们对于整个齿轮的传动工作量和噪音、齿轮的流体动力学负载强度及齿轮轴向的应力等几个方面的重要影响。在选择齿轮角度选择较大的径向螺旋角时,使得两个齿轮需要啮合的空间重量和承受摩擦力的程度有所增大,因此齿轮工作平稳,噪声相对较低。这个临床实验还已经初步证明:随着牙齿螺旋角的角度变化而逐渐增大,牙齿的动力传动强度也已经得到了一个相应地位的改善。但是当径向螺旋接触角的数值通常大于30°时,其由于抗弯曲的性能使其强度骤然有所减弱,而且由于接触面的性能使其强度仍然还在持续地不断上升。斜齿轮的主轴螺旋旋转角通常可以控制在20°至30°之间。初选点为螺旋角25°。1.4.4齿宽b 在板材选择时我们应该特别注意齿宽对于齿轮变速器运动轴向的影响大小,齿轮连续工作的运动平稳性,齿轮的传动强度及其在整个齿轮上连续工作时间所承受力矩的均衡稳定程度等诸多方面因素都会对其产生一定的重要影响。鉴于为了尽可能地尽量降低传动质量和为了减轻阻力缩短自动转向变速器旋转轴向的传动尺寸,应当尽量选择较小的轴齿宽。而且由于减少了蜗轮齿宽,这样就可能会直接使得斜坡式齿轮工作具有提高传动性和平稳性的主要优势被大大削弱,还有就会直接造成齿轮工作时机械应力的大大增加。如果只是使用宽些些的齿长,工作中会由于带动主轴的高速转动或者齿轮变形而直接引起这些齿轮轴向倾斜,使得这些齿轮沿着带动主轴的各个齿长运行方向旋转运行时承受力不均匀且容易在沿着主轴的各个齿长运行方向上发生磨损从而失去了轴向摩擦力。通常按照新的齿轮模数大于m的齿宽大小值来选择新的齿宽。直齿：，为齿宽系数，范围为4.5~8.0，取斜齿：，范围为6.0~8.5，取可取大些，使得齿轮接触面导线的传动长度大小变化更大、接触应力大大减少,以利于改善其齿轮传动的运行平稳性及从而延长了传动齿轮的连续使用寿命。直齿斜齿1.4.5齿顶高系数 在对汽车齿轮的顶高加工程度质量问题进行了较高的加工精度控制改善以后,包括目前为止我国在内,规定的车轮齿顶高加工程度控制系数数值应该精确取为1.00。为了大大限度增加高级齿轮啮齿重合的传动可靠性和齿轮重合稳定程度,降低传动噪声和同时提高高级齿根的传动强度,一些大型变速器企业选择了高级齿顶高传动系数大与1.00的高级细高齿。1.4.6变位系数的选择原则 这个如何选择合适的变位系数是很重要的，采用变位齿轮有一些作用，它可以规避根切的现象，对一些性能也有影响，例如齿轮的强度、平稳性之类的。我对一些齿轮采用了齿轮变位，来让他们更好的啮合运作1.5各挡齿轮齿数的分配 一档和一个倒档分别同时采用两个垂直齿轮,其余两档均分别采用垂直斜齿,同样采取m=3mm。结构简图如下：图1.1变速器结构简图1.5.1确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比（1.6）为了求，的齿数，先求其齿数和直齿（1.7）斜齿（1.8）因为一挡用的是直齿轮，所以用于运送人员和货物的汽车的一档的=5-6，齿数则可以取15-17，载运货物而设计和装备的商用车辆的在12-17中选择。因为=5，取中间轴上一挡齿轮=14输出轴上一挡齿轮根据确定的中心距A求啮合角：得：，故总变位，即为高度变位根据齿数比，查得：则两个齿轮的分度圆仍然互相交错,节圆和分度圆同时重合,并且在一起的时候,合齿高度保持不变。1.5.2对中心距进行修正因为在我们计算变位齿数和之后,经过我们采用的一个整数分配可以直接使得齿轮中心间的距发生变化,所以我们认为应该可以通过根据与更新齿轮的各个变位齿差系数相同来进行更新齿轮计算来得出齿轮中心间的距,在以上来改变之后的齿轮中心距可以当做也就是各个齿轮阻挡位与齿轮的变位齿数之间差来进行整数分配。故本次修正后的轨道中心线平行间距中的a值应取90mm。1.5.3确定经常啮合式传动的齿轮副的齿数和变位系求出传动比（1.12）而常用啮合式传动齿轮的中心差距与一档传动齿轮之间的中心差距相等，即A=/2（1.13）90=3（+）/2cos25求得常啮合齿轮齿数为=22=33核算=4.93在误差允许范围内故可得齿轮1、2精确的螺旋角为21.56凑配中心距斜齿端面模数为1.273mm啮合角高度变位根据齿数比查得变位系数故1.5.4确定其他各挡的齿数及变位系数 二挡式的齿轮斜合式齿轮上的螺旋式转角和常见的啮合式斜齿轮的大小差别（1.14）（1.15）此外,从需要抵消或者不需要同时减少夹在中间轴上的两个轴向反应力的反角度原理出发,还必须同时满足以下关系式:（1.16）联解上述三式,采用的是尝试三式拼凑的一种方法,当其中的两个螺旋度和角度都是时,解(1.14)、(1.15)得:得：，凑配中心距斜齿面模数啮合角根据齿数比查得变位系数图1.3选择变位系数线路图同理：