（全套dwg图纸）HGC7160轻型乘用车变速器设计（含毕业论文）
HGC7160轻型乘用车变速器设计开题报告.doc
HGC7160轻型乘用车变速器设计说明书.doc
变速器总成.dwg
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表格.doc
倒档齿轮轴.dwg
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二挡齿轮.dwg
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封皮.doc
后端盖.dwg
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目录.doc
前端盖.dwg
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任务书.doc
三档齿轮.dwg
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设计图纸.dwg
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输出轴.dwg
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输入轴.dwg
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一档齿轮.dwg
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摘要.doc
用公式表示如下.式中车辆总重量坡道面滚动阻力系数对沥青路面发动机最大扭矩•主减速器传动比变速器传动比为传动效率车轮滚动半径最大爬坡度般轿车要求能爬上的坡，大约由公式.得.已知.•.，把以上数据代入.式满足不产生滑转条件。
即用档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。
公式表示如下.式中驱动轮的地面法向反力，驱动轮与地面间的附着系数对混凝土或沥青路面可取之间。
已知取.，把数据代入.式得所以，档转动比的选择范围是初选档传动比为。
变速器各档速比的配置按等比级数阶分配的各档速比的计算汽车多在高档区工作，换档频率，高档区也多于低档区，为了节约燃料和操纵轻便起见，应尽量使高档区两档位之间的速度差值小些，所以高档区的速比阶要比低档区的速比阶要小。
根据汽车的工作要求长途运输城市公交车矿山运输等和发动机特性的不同，速比阶的偏离情况也不同.例如城市公交车和山区工作的汽车速比阶的偏离值要小些，而轿车的直接档的速比阶要更小些。
为了减少高档的速比阶，新的传动比分配方法，就是把总跨因第档的传动比为，第档的传动比为的对数，平均分成个台阶台阶总是比档位数少，并将它排列到中间档位的位置，即将中间档位的速比阶定为计算.排列后的直接档的速比阶将为。
对于直接档的速比阶，般可按下式计算.式中系数.对于轿车值取小些，如对于货车，取对于非公路用车，取。
这样来，高档的速比阶将小于低档.直接档和中间档的阶差为，而其间的档位数为。
由上述可知，相邻两档阶差常数，所以直接档和中问档的阶差为，因此将各档的速比阶按等比级数排列，它们的公比为，这种方法又称为等比级数阶分配法.如从第档直接档到第档各档的速比阶分别为••••••则有，档取，档取，档取，中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算.式中变速器中心距中心距系数，乘用车发动机最大输出转距为•变速器档传动比为.变速器传动效率，取。
.轿车变速器的中心距在范围内变化。
初取。
变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。
影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数换档机构形式以及齿轮形式。
乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用初选长度为。
齿轮参数的选择模数选取齿轮模数时般要遵守的原则是为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用种模数从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。
对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。
轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表.选取模数范围为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。
表.汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车的发动机排量货车的最大总质量.模数压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。
对于轿车，为了降低噪声，应选用等小些的压力角。
对货车，为提高齿轮强度，应选用.或等大些的压力角。
国家规定的标准压力角为，所以普遍采用的压力角为。
啮合套或同步器的压力角有等，普遍采用压力角。
本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角。
螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声轮齿的强度和轴向力有影响。
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。
试验证明随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。
因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。
本设计中螺旋角大小根据实际情况选择。
齿宽齿宽对变速器的轴向尺寸质量齿轮工作平稳性齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。
考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。
另方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向
