本田crv三轴变速箱的设计毕业设计说明书(编辑修改稿)

本田crv三轴变速箱的设计毕业设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

速传动效率高，运行噪音。 零部件结构方案分析 齿轮形式 与正齿轮，斜齿轮，使用寿命长，运转平稳，噪音低操作相比。 缺点是更复杂的制造工作轴向力轴承是负的。 常啮合齿轮的正齿轮使用， 尽管这种增加常啮合的齿轮的数量，并导致质量的传输的增加和惯性。 刺激为低速档和倒档。 换挡机构形式 当汽车因外翻传动齿轮有一个不同的角度，所以使用的直的轴向位移模式传输，则其在牙齿表面上产生影响，伴随着噪声。 这不仅使磨损和过早失效的转变结束，而司机紧张，但位移的噪声产生，使乘坐舒适性降低。 仅与专门程序（如离合器英尺），以使开关级不冲击和克服了这些缺点的驱动程序，然而，驾驶员的注意力分散移位的时刻，但也影响行车安全。 另外，在使用时所述直齿齿轮，在换挡冲程也是其缺点。 因此，虽然这移位结构简单，生产，拆 卸和维修简单，可以降低传输的转动部分的转动惯量，但除了一个块，反向已很少使用。 防止自动脱挡的结构 1，两个卡合齿位移接合位置。 当如此接合时，上的齿 1〜 3 毫米，分别的端部的卡合齿。 使用两个齿接触部分的磨损，并与齿的端部接合的台肩的形成被同时按下时，该齿可用于防止接合，自动阻止。 2，前座齿链轮齿厚度切成薄片（平均 〜 毫米） ，从而使离合器后的后端面是正面到后链轮，从而防止自动删除块， 变速器轴承 在第一恒定齿轮轴的内腔变速器的支撑轴的第二端可被布置在有足够的尺寸圆柱滚子轴承 的内腔中，如果空间是使用的滚针轴承不足。 后端第二波通常用于轴向和径向力轴承。 第一轴线的传输，后轴承的第二轴线和后轴承前部中间轴，根据使用的行的直径一般是在球轴承或圆筒滚子轴承的范围内。 确定轴承的基础上从中心的发送，并确保在壳体的后壁的直径，使得不小于 6 的两个轴承孔之间的距离 〜 20 毫米 [9]。 本章小结 根据变速器的传动机构，有多种布置方案。 每种方案都有各自的优缺点，结合所依据车辆长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 共 49 页 第 11 页 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 的主要参数，选着传动布置方案，为以后各章节设计做基础。 第 3章 变速器主要参数的选择和齿数分配 变速器各挡传 动比的确定 变速器最低挡传动比的确定 当选择最低传动比，但应根据最大爬坡汽车，驱动车轮和牵引，车辆等被认为是最好的等速和桥速比和驱动轮滚动半径，确定。 当车辆上坡速度不高，则空气阻力可忽略不计，以克服在轮胎和道路表面之间的滚动阻力和坡度阻力的最大驱动力  m a xm a xm a x01m a x s i nc os  mgfmgr iiT r Tge  Terg iT rfmgi  0m a xm a xm a x1 )s inc os(  ) i o ()s i nc o s(0m a xm a xm a x1Terg iTrfmgi  201m a x Gr iiT r Tge  Te rg iT rGi 0max21 8 6 03 4 7 6 00m a x21Terg iTrGi 通过以上计算可得到 ＜ 1gi ＜ ，在本设计中，取 gi。 变速器其他各挡传动  q 则变速器其他各挡的传动比为 6 4 4 3 4415221312qiiqiiqiigggggg 中心距的确定 中间轴变速器中间轴和第二轴之间的距离被用作为一个发送中心距离的两个轴齿轮在变速器输入轴和变速器的输出轴的轴线之间的距离被定义为中距离。 它是一个基本参数，不仅是因为它的大小尺寸的转移，金额及效果质量的大小，而且还取决于受影响牙齿的接触电阻。 轴距小，长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 共 49 页 第 12 页 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 接触电压的牙齿，缩短齿轮的使用寿命。 因此，应当有必要的最小容许间距为保证齿接触力。 传动轴通过轴承到壳体附接于方便发送的布置可以得到，而不是由于相同的垂直平面之间的轴承孔之间的距离，并且强度太低而不能考虑的情况下的影响，要求中心采取更大。 太小，转印中心，以提高传输的长度，因此，该轴的刚度被削弱和齿轮的劣化的接合状态 33 1m a x ～　iTKA ggeA  =~ 故可初选中心距 90A mm。 变速器外形尺寸的初选 横向尺寸的传输，最初可通过齿轮的直径和中间齿轮和反向被布置为确定变速机构。 效果齿轮壳体块数的传输，以及一个齿轮在模具的形式换档机构的轴向尺寸的。 变速器齿轮参数的选择 所选模块应符合国家标准 GB/ T13571987 线，并在整个传输模块的设计选择。 同步离合器接合齿和使用更多的渐开线。 具有考虑到的处理中，在同一个模块的齿轮传动装置的 相同的组合。 他的选择范围：乘用车和轻型和中型卡车 2〜 ， 〜 5 卡车。 选择一个较小的模块和用于位移增加的齿数。 所选择的模块应符合国家标准 [12]是一致的。 下面就 毫米。 汽车变速器齿轮的法向模数 nm 车 型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 am /t ＞ V≤ ＜ V≤ ＜ am ≤ am ≥ 模数 nm /mm ～ ～ ～ ～ 齿形、压力角及螺旋角 汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表 选取。 表 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 车型 齿形 压力角 α 螺旋角 β 轿车 高齿并修形的齿形  ， 15 ， 16 ，  25 ～ 45 一般货车 GB135678 规定的标准齿形 20 18 ～ 26 重型车 GB135678 规定的标准齿形 低挡、倒挡齿轮  ，25 小螺旋角 齿宽 选择牙齿的宽度要考虑小的轴向尺寸紧凑的传输质量，同时也保证了牙齿和稳定工作要求的强度。 您可以根据传输模块通常选择齿宽 b。 长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 共 49 页 第 13 页 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ncmkb 齿顶高系数 牙齿强度的程度补遗系数，运行噪音，滑动速度相对牙，牙钻蚀和增编厚度的影响。 如补遗系数小，齿轮重叠小，噪音大的工作，但该齿被弯曲力矩减小，弯曲应力也减小齿。 因此，在过去是由于齿轮的加工精度不高，并且该负载被集中在梳子的齿，使用超过齿顶系数取得 短齿齿 轮。 规定补遗 系数。 变速器各挡齿轮齿数的分配 在传输的初选数，传动比，轴距离，轴向尺寸和传输模块和螺旋角并绘制节目的传输结构的图，准备好后，齿与每个齿轮相关联。 确定一挡齿轮的齿数 已知一挡传动比 1gi ，且 87121 zzzzig  为了确定 7z ， 8z 的齿数，先求齿数和 z 直齿轮 mAz 2 () 斜齿轮 nmAz 87c os2    () 由于一挡齿轮为斜齿轮，故可用式 ()计算。 代入数据后得 30c o s902c o s2 87   nmAz  =52 在计算之后，作为一个整数，然后齿的最小数量的大，小齿轮分配上的中间小齿轮，其也限定了中间轴的轴的直径 ，通过限制刚度将会作出修改。 轴和齿轮在这次选举中，大小 齿数将一并审议。 为了避免削弱，以增加强度，小齿轮应被切换。 如果汽车在一个传动轴的传动比的中间，齿数对之间的中间轴第一齿轮被选择。 卡车可以选择 12 至 17日， 则可取 52z 取一挡小齿轮齿数 178z 35175187   zzz 长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 共 49 页 第 14 页 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 对中心距进行修正 因为齿数和被计算，并四舍五入修正的中央的距离，应当根据中心距，并采 取一套齿轮变位系数重新计算，然后对每个块的中心，作为经修订的传输的分配的基础 故中心距变为   os2 352c os28787   nmzzA mm 对中心距进行取整，取中心距 70A mm。 确定常啮合齿轮的齿数 nmAzz 2121 c os2    322c o s902c o s2212178112ngmAzzzzizz 联立求解并将 1z 、 2z 取整数后得 201z ， 362z 长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 共 49 页 第 15 页 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊  zzzzi g  11 gg ii 故齿轮齿数不需调整。   o s2 356c o s22121   nmzzA mm 由于调整后中心距发生了变化，所以需对 常啮合 齿轮进行角度变位。 中心距变动系数为  mAAy 啮合角为 o o sc o s   AA   查变位系数线图得 变位 系数之和为 x 而齿轮齿数比为 u 故可以分配变位系数得 x ， x。 根据所确定的齿数，常啮合齿轮精确的螺旋角的值为         90233620a r c c o s2a r c c o s 2121 Amzz n 确定其他各挡齿轮的齿数 确定二挡齿轮的齿数 二挡齿轮为斜齿轮，则有  zzizz g 24c os902c os2 6565 。