（图纸+论文）HLJIT5200五档三轴式变速器设计（全套完整）㊣精品文档值得下载

确定常啮合齿轮的齿数由式得因常啮合齿轮副与挡齿轮副以及其它各挡齿轮副的中心距相同，故由式.可得联立求解并将取整数后得，故齿轮齿数不需调整。

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。

中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。

根据所确定的齿数，常啮合齿轮精确的螺旋角的值为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，则有联立求解，并对齿数取整后得，由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力中心距为由于调整后中心距发生了变化，所以需对二挡齿轮进行角度变位。

中心距变动系数为啮合角为齿轮总变位系数为齿轮齿数比为变位系数可分配为，。

确定三挡齿轮的齿数三挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式求解上述三式，取整得。

故齿轮齿数不需调整。

由于调整后中心距发生了变化，所以需对三挡齿轮进行角度变位。

中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。

确定五挡齿轮的齿数五挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式求解上述三式，取整得。

故齿轮齿数不需调整。

由于调整后中心距发生了变化，所以需对五挡齿轮进行角度变位。

中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。

倒挡齿轮的设计和齿数确定通常挡与倒挡齿轮选用同模数，故倒挡齿轮的模数可以取为.。

取倒挡中间齿轮的齿数取。

中间轴倒挡齿轮的齿数取为，倒挡时的传动比为。

第二轴倒挡齿轮的齿数为.，取。

倒挡轴与中间轴的中心距为倒挡轴与第二轴的中心距为.本章小结本章主要任务是对齿轮齿数进行分配确定中心距。

在确定完传动方案后，开始进行齿轮各参数的选择以及齿轮齿形和齿数的计算，为后续设计打下基础。

第章变速器齿轮的设计计算.变速器齿轮的几何尺寸计算汽车变速器均为渐开线齿轮。

渐开线齿轮除了能满足传动平稳传动比恒定不变等基本要求外，还有互换性好中心距具有可分性及切齿刀具制造容易等优点。

渐开线齿轮的正确啮合条件是两齿轮的模数分度圆压力角必须分别相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。

根据以上计算所得到的变速器齿轮的齿数模数齿顶高系数齿宽系数等条件，可计算得出变速器齿轮的几何尺寸如表.所示。

表.变速器齿轮的主要几何尺寸项目齿轮齿数螺旋角端面模数端面压力角分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽计算变速器各轴的扭矩和转速已知发动机的最的转矩为•，转速为离合器的传动效率为.，齿轮传动效率为.，轴承的传动效率为.。

通过计算可得到各轴的转矩和转速。

轴•中间轴•二轴挂挡时•挂挡时•选取较小模数并增多齿数有利于换挡。

所选模数应符合国家标准。

此处取.。

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螺旋角轿车高齿并修形的齿形，般货车规定的标准齿形重型车规定的标准齿形低挡倒挡齿轮，小螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。

选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力有影响。

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。

实验还证明随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。

不过当螺旋角大于时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。

因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以为宜而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。

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，可将螺旋角设计成样的，或者仅取为两种螺旋角。

压力角初选齿宽齿宽的选择既要考虑变速器的质量小轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求。

通常可以根据齿轮模数来选择齿宽。

.式中齿宽系数，直齿轮取，斜齿轮取法面模数。

齿顶高系数齿顶高系数对重合度轮齿强度工作噪声轮齿相对滑动速度轮齿根切和齿顶厚度等有影响。

若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。

因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为的短齿制齿轮。

我国规定，齿顶高系数取为.。

.变速器各挡齿轮齿数的分配在初选了变速器的挡位数传动比中心距轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各挡齿轮的齿数进行分配。

所设计的变速器的传动简图如图.所示。

确定挡齿轮的齿数初选挡螺旋角已知挡传动比，且为了确定，的齿数，先求齿数和直齿轮.斜齿轮.由于挡齿轮为斜齿轮，故可用式.计算。

代入数据后得计算后应取为整数，然后再进行大小齿轮齿数的分配，中间轴上小齿轮的最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。

在选定时，对轴的尺寸和齿轮齿数要统考虑。

为避免根切增加强度，挡小齿轮应为变位齿轮。

中间轴式变速器挡传动比时，中间轴上挡齿轮的齿数可在之间选取可在之间选用。

则可取取挡小齿轮齿数第轴常啮合齿轮中间轴常啮合齿轮第二轴三挡齿轮中间轴三挡齿轮第二轴二挡齿轮中间轴二挡齿轮第二轴挡齿轮中间轴挡齿轮第二轴五挡齿轮中间轴五挡齿轮第二轴倒挡齿轮中间轴倒挡齿轮倒挡中间齿轮图.变速器传动简图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，故中心距变为对中心距进行取整，取中心距。

由于调整后中心距发生了变化，所以需对挡齿轮进行变位。

中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。

直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。

变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。

换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮啮合套和同步器换挡三种形式。

汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。

这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。

只有驾驶员用熟练的操作技术如两脚离合器才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。

除此之外，采用直齿换挡时，换挡行程长也是它的缺点。

因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除挡倒挡已很少使用。

当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。

这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。

此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。

因此，目前这种换挡方法只在些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。

这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器比较还有结构简单制造容易能够减低制造成本及减小变速器长度等优点。

使用同步器能保证迅速无冲击无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性燃油经济性和行驶安全性。

同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂制造精度要求高轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。

利用同步器换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。

在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。

为了操纵方便发，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这点。

防止自动脱挡的结构图.防止自动脱挡的结构措施自动脱挡是变速器的主要故障之。

由于接合齿磨损变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。

为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种将两接合齿的啮合位置错开，如图.所示。

这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的。

使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。

将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄切下，这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图.所示。

将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角般倾斜。

。

，使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图.所示。

这种方案比较有效，应用较多。

将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。

变速器轴承变速器的第二轴前端支承在第轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。

第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。

变速器第轴第二轴的后部轴承，以及中间轴前后轴承，按直径系列般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。

轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于。

.本设计所采用的传动机构布置方案在本次设计中采用挡中间轴式变速器。

采用如图.所示的传动机构布置方案。

其中齿轮结构形式斜齿圆柱齿轮换挡机构形式为环式同步器的方案。

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