中心距75两轴变速器的设计.doc

0基本参数 学号 11方案一 =75+11=86kw =169+11=180km/h =170－11=139 N.m =3200r/min m=1710－11×2=1732kg R=14 轮胎选用185/60R14S型号 轮胎半径r=288.8mm=0.2888m 最低车速=5 km/h 最低转速=600 r/min 1.1.2初选传动比 =0.7 /≈1.4～2.0 =(1.4～2.0) =4480～6400 =9549（1.4~2.0 ）α/ =5681～6714 r/min =5000 r/min 汽油机3000～7000 r/min 乘用车4000 r/min以上 选取6000r/min 根据公式 =0.377得 =5.2 其中：—最高车速，=154km/h n—发动机转速 —主减速器传动比 —车轮半径， —变速器最高传动比 =0.377 得=13.029 =/=3.6 得=1.506挡传动比与Ι挡传动比的关系为 =3.6=2.390 =1.587 =1.054 =0.7 1.1.4初选中心距 初选中心距时，可根据下述经验公式 (4-1) 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，多挡变速器：=9.5～11.0； —发动机最大转矩（N.m）； —变速器一挡传动比； —变速器传动效率，取96%。 =159N.m =3.6 = =72.898～76.174(mm) 初选中心距=75 mm 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3.2　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/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 /mm 2.25～2.75 .75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 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°。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。 乘用车变速器螺旋角：20°～25° 初选常啮合齿轮螺旋角为23 4、齿宽 直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0， 斜齿，取为6.0～8.5 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。 各挡齿轮齿数的分配 确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比 为了求，的齿数，先求其齿数和，一挡齿轮为斜齿轮，=21 直齿 斜齿 =cos23°=46.30取整为46 取=10, =36 2、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需要整套设计联系QQ1537693694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。 ==74.96mm取整为75mm 修正螺旋角=22.88 变位系数之和 =-0.93 ==0.01mm =-=0.71