雨燕16l手动变速器设计(编辑修改稿)

雨燕16l手动变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

从这里就会有部分方法把一挡放置在临近轴的支承的地方，然后我们就装倒挡。 图 23 倒挡轴位置与受力分析 本设计的档位布置方案如图： 图 24 变速器主要零件结构的方案分析 齿轮型式 咱们的变速器要用的齿轮有直齿轮和斜齿圆柱齿轮 广西科技大学 2020 届毕业设计说明书 6 和直齿轮相比，斜齿齿轮具有较长的使用寿命，并在工作中噪音低。 缺点是制造时稍微更复杂，工作的时候存在轴向力。 这个变速器的常啮 合齿轮我们用斜齿齿轮，尽管这些是会加大常啮合的齿轮数，传动装置和使得这个惯性加大。 直齿圆柱齿轮只在低和倒档中使用。 这个设计中倒挡采用直齿轮，其他挡选用斜齿轮。 换档结构型式 这个变速器换挡结构是有直齿滑动齿轮。 在这种方式中，齿面磨损和过早失效，让驾驶员的心理紧张，和由 变位 和乘坐舒适性产生的噪声降低。 但此刻驾驶员的注意力分散，会影响行车安全。 因此，虽然是这是一种简单的换挡方式，但是除了一档，倒档是很少使用的。 当中间齿轮传动齿轮和 第二轴 常啮合 ，换挡时使用移动啮合套。 由于仍不能完全消除换挡冲击，仍 然需要司机有熟练的技术。 因此，现在的换挡方式仅对一些要求不高和重型卡车的变速器适用。 因此，使用啮合套换挡，降低了制造成本，并减少传输的长度。 同步器换档快速，无冲击，无噪音，不管如何熟练的技术或没有，提高燃料的经济和 安全驾驶汽车。 在这里和两个换挡方法去比较，尽管它有一个复杂一点的机制，制造精度又要高一些，较大的轴向尺寸等这些缺点，但是呢他仍然被我们大量使用。 当滑动齿轮很宽的情形下，有更明显的差别。 为了便于操纵，要求换到一个不同档位时行程要求一样，例如使用同步器和啮合套换档时，很容易实现。 我们知道自动脱挡 是变速器里面主要的故障之一。 我们为了解决这个矛盾，现在我们知道在结构上采取措施是相对其他来说有效的方案有下面几种： 图 25 防止自动脱挡机构措施 Ⅰ 广西科技大学 2020 届毕业设计说明书 7 图 26 防止自动脱挡机构措施Ⅱ 图 27 防止自动脱挡机构措施Ⅲ (1）这里连接两个交错的啮合位置，如图 15 所示。 这样，当啮合齿的啮合端部被接合大概 1〜 3mm。 两齿挤压磨损， 形成了凸肩，来阻止自动脱挡。 (2) 在切割接合套齿座齿的厚度薄（减少 ~ ），因此，在顶端面啮合套换档后的前环， 我们这样就能防止自动脱挡，见图 16。 (3) 这里是面齿轮可 做斜 ，如倒锥角（ 2176。 ~ 3176。 总体倾向），使啮合齿面防止轴向力自动分块，见图 17。 这种方案较为有效，应用多。 变速器轴承 这里的变速器轴承经常是要用球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等等的。 然而我们要在什么地方应用什么样的轴承，是要受到结构制约的并且因这里所要求承受的载荷特点不同所以变化比较大。 如果我们的第二传动轴前轴承一般来说是 第一轴常啮合齿轮的内腔里面的 ，但是呢当他有足够的地方去布置这个圆柱滚子轴承，如果空间万一是不够用的就要滚针轴承。 为了确保有足够的轴承寿命，选择能 承受一定的轴向力不带保持架的圆柱滚子轴承。 我们知道 中间轴上齿轮工作中产生出的轴向力 ，在理论上是前后轴承都要能承受的，我们前端用的圆柱滚子轴承就要去承受这个径向力，然而我们后端则会用外圈有挡圈的球轴广西科技大学 2020 届毕业设计说明书 8 承或者是圆柱滚子轴承比较好。 我们知道由于小一点的直径的圆锥滚子轴承，宽度是宽一点的，因此呢，容量会大一点，并能承受相对较高高负荷和要求通过这里的轴承预载荷和轴向间隙是可以消除轴向运动等这一系列的好处。 当使用圆锥轴承，轴承预紧力应注意避免留下轴承歪斜导致中间轴承座的热膨胀的差距，造成损坏齿轮未完全接合。 第一轴的传 动轴和中间轴轴承，后面的轴承，直径系列轴承通常由一系列的球轴承或圆柱滚子轴承。 根据变速器中心距来确定轴承直径，对于轻型卡车和汽车两个轴承孔之间的距离应不少于 6〜 20 毫米。 滚针轴承，主要用于滑动套筒是不固定地连接到轴齿轮的地方，并且两者需要相对运动。 在本设计中，采用圆锥滚子轴承，球轴承和滚针轴承。 广西科技大学 2020 届毕业设计说明书 9 第 3 章 变速器主要参数的选择 汽车的基本参数 表 1 雨燕 参数 表 汽车型号 雨燕 发动机最大扭矩 车轮型号 185/60 R14 发动机最大功率 70kw 最高车速 175km/h 最大转矩转速 3500r/min 汽车总质量 1091kg 传动比的选择 这次设计我们选用入门级微型乘用车，有 5 个前进档。 我们要经过综合考虑才能能确定最低挡传动比。 主减速器传动比的确定 这里的发动机转速和车速大小之间的关系 ： oga iirnu  这在个式子里面： au 是指车速（ Km/h）， n 是指发动机的转速（ r/min）， r 是指车轮滚动半径大小（ m）， g i 是指变速器的传动比， oi 是指主减速器传动比。 我们选择的最大速度是 175km/h，我们到过的最高级别，传动比 ， 这里的车轮的滚动半径要经过轮胎规格 185/60R14 来算 r=，这里的发动机转速为 pn =(～ ) n =4480 ～ 6400, 取 5600r/min。 因为这个公式知道ago uirni  = 1 7 6 0 03 7  = 广西科技大学 2020 届毕业设计说明书 10 最低挡传动比的计算 最大爬坡度确定，满足最大通过能力，即当使用通过最大坡度的斜坡，驱动力应不小于滚动阻力和 上坡时，电阻（加速阻力零 ，不计空气阻力）用公式表示如下： m axm ax ifk FFF  （ 21） 在这个式子里： maxkF —— 这里指最大驱动力； fF —— 指滚动阻力； maxiF —— 则是最大上坡阻力。 又 r iiTF ek 01m a xm a x  m axcosfmgFf  m axm ax sinmgFi  代入式（ 21）得 :  m a xm a x01m a x s inc o s   fmgr iiT e 得：   0m a xm a xm a x1 s i nco s iTfm g rie （ 22 ） 在这个式子里： maxeT —— 这里指发动机最大扭矩， maxeT =140N m 1i —— 变速器一挡传动比； 0i —— 主减速器传动比 , 0i =。 —— 汽车传动系总效率 ,取值 ； m—— 汽车总质量，值为 1091kg； g —— 重力加速度；取 2sm ； r —— 驱动轮滚动半径，值为 r =； f —— 滚动阻力系数大小，取 ； max 为最大爬坡度：一般轿车要能够爬上 30%的坡，大概 176。 由上式得：toeg iTrmgm g fi   m a xm a xm a x1 )s inc o s( = ) i o (   = 即 gi 由驱动车轮件和地面确定附着条件大小：  ntgoe Fr ii 1m a xT 就是：toeng i rFi   m ax1 T这个式子里： nF 是指驱动轮地面法向反向作用力， nF = gm1 ； 是指驱动轮以及地面附着系数，我们取。 这是 1091kg（前桥负荷为 47% ~ 60%）。  gi 因此一档传动比范围是 1  gi 广西科技大学 2020 届毕业设计说明书 11 初选一档的传动比为 i 最低稳定车速为： oa iirnu1m inm in  =10Km/h 合格 我们来分各挡的传动比：选五档就要按等比数列来分 qiiiiiiii  54433221 i i 所以 4 51 iiq =。  qii  qii  qii i 中心距 我们说的两轴式变速器中心距就是指输入轴和输出轴间的长短。 中心距是很小的，要求变大齿轮的接触应力，减短了齿轮寿命长度。 这里还受到一个小齿轮齿不能太少限制，要求中心距应越大。 初定中心距时，依据以下经验公式 3 1m a x geA iTKA  在式中： A — 变速器中心距（ mm）； AK — 中心距系数，乘用车： AK =～ ，商用车： AK =～ ，多变速器：AK =～ ； maxeT — 发动机最大转矩（ Nm）； 1i — 变速器一挡传动比； g — 变速器传动效率，取 96%。 maxeT =140N.m 1i = 3 1m a x geA iTKA  =3 % 4 0)( ～ =～ (mm) 变速器中心距在 60〜 80 毫米范围，由于总质量与汽车的发动机尺寸的最大扭矩递增的关系，因而轻型汽车中心的距离比较小。 一般四挡变速器的壳体轴向大小（ ~） A。 我们的商用车变速器的轴向尺寸大小就要参考下面数据来选用啦： 四挡（ ~） A 五挡（ ~） A 六挡（ ~） A 变速器 指选择常啮合齿轮对数和同步器的更多一点，中心距系数我们将选择上系广西科技大学 2020 届毕业设计说明书 12 数。 为了检测便利， A 取整。 故 A=67mm。 初选中心距为 A =67mm 五速变速箱的设计，初始轴向外壳尺寸 ： L=3*67=201mm。 我们知道，变速器壳体的轴向尺寸，最终是通过结构尺寸链传动 这样定下了。 变速器齿轮的设计计算 齿轮模数 表 2 汽车变速器齿轮 法向的模数 车型 乘用车的发动机的排量大小V/L 货车的最大的总质量am /t ＞ V≤ ＜ V≤ ＜am ≤ am ＞ 模数nm /mm ～ ～ ～ ～ 表 3 汽车变速器常用齿轮的模数 一系列 1.00 1.25 1.5 2.50 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.50 3.75 4.50 5.50 — 选择的齿轮模数通常遵循：在中心距一样的情况下，选择较小的模数可以增加齿的数目，以及降噪，因此，为了降低噪声应适当缩减模数，同时加大齿宽；从工艺方面的思考，各变速齿轮应选一种使用，并且从强度方面的考虑，每个齿轮应该是不同的模数，降噪有重要的意义，因此，模数应选取小。 变速器应该在低速齿轮模数大，其他挡则选小点的模数。 所以说在极少数情形之下，汽车的变速器各个档一样。 齿套、齿大多使用渐开线齿轮。 我们知道它的选用范围：乘用车和总质量 am 在 ～ 里面的货车就是 ～ 里面。 依据表 表 2，这次设计中一、二、倒档齿轮的模数选取 2. 5mm，而三四五档为。 压力角  当齿轮压力角小，很大程度的重合度和齿刚度的降低，可以减少动态负载啮合，传动平稳，噪声。 对斜齿轮来说，压力角是 25176。 时有最大强度。 因此，乘用车为了提高重合度以减少噪声应绘制较小的压力角。 在我们的现实中，因为我们国家标准的压力角就是等于 20176。 ，我们这里经常要用的是 30176。 的压力角。 对于 汽车，提高重合度，减少噪音，要小，所以传动 齿轮的压力角 20。 广西科技大学 2020 届毕业设计说明书 13 螺旋角  选择斜齿轮螺旋角这个时候，要非常 谨慎，特别注意它对齿轮工作时产生的噪声大小，还有就是齿轮强度和轴向力影响大小。 该实验还证明：加大螺旋角，提高了齿轮强度。 所以我们说，我们为了增大低速齿轮的弯曲强度就是所说的让他不产生太大的螺旋角，所以我们优选为 15〜 25。 由于选用两轴式变速器，所以斜齿轮螺旋角在往下的范围下选择： 轿车两轴式变速器为 20176。 ~25 所以初选定的变速器齿轮螺旋角为：  =22 齿宽 b 我们选择齿宽的时候，这里的齿宽应该要注意要求对变速器轴向尺寸大小，质量大小，以及均匀度，这里的齿轮的强度齿轮的工作力强度够不够稳定都受到一定的影响。 要求用小一点的齿宽，在另一角度，减少了斜齿轮齿宽平稳的优势将被削弱，降低其使用寿命。 相比较宽齿轮宽度的齿轮 ，由于我们的齿轮轴的工作的变形使的变形很多这样就使得齿轮变得斜一点使得齿宽方向受到的力是很不均的，从而这样就降低了很多承载能力，并且在齿宽方向的不均匀磨损是比较大的。 通常通过齿轮模数 m（ nm ）的大小来选齿 宽： 直齿： b= mkc ， ck 是指的齿宽系数，取 ~ 是合理的 斜齿： b= ncmk ， ck 取 ~ 我们的第一轴齿轮齿常宽系数可以取得相对来说较大一点，这样就增大接触线的长度大小，这样就能使得接触应力减小一些。 对于这样一个相同的速度齿轮模数，档位低一点的齿宽系数选得大些。 齿顶高系数 如果我们的齿顶高系数相对来说比较小一。