（全套dwg图纸）HLJIT5200五档三轴式变速器设计（含毕业论文）
HLJIT5-200五档三轴式变速器设计开题报告.doc
HLJIT5-200五档三轴式变速器设计说明书.doc
变速器第一轴.dwg
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答辩相关材料.doc
第二轴.dwg
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第二轴一挡齿轮.dwg
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第二轴一档齿轮.dwg
（CAD图纸）
过程管理封皮.doc
两齿一轴.dwg
（CAD图纸）
任务书.doc
设计封皮.doc
题目审定表.doc
外文翻译--手动变速器.doc
中间轴.dwg
（CAD图纸）
装配图.dwg
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将各数代入式.中得故可初选中心距。
.变速器外形尺寸的初选变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。
影响变速器壳体轴向尺寸的有变速器的挡数换挡机构形式以及齿轮形式。
实际初可根据中心距离的尺寸参照下列关系初选。
乘用车变速器壳体的轴向尺寸为。
商用车变速器的轴向尺寸为四挡五挡六挡所以本设计变速器的轴向尺寸可初选为，取整。
变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。
.变速器齿轮参数的选择模数齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所确定。
选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。
降低噪声水平对乘用车很重要，而对商用车则更应重视减小其质量。
变速器用齿轮模数的范围如表.。
所选模数应符合国家标准的规定，在本设计中所有齿轮模数选择.。
同步器的接合齿和啮合套多采用渐开线齿形。
由于工艺上的考虑，同变速器中的结合齿采用同模数。
其选取的范围是轿车及轻中型货车为.重型货车为.。
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，。
根据所确定的齿数，挡齿轮精确的螺旋角的值为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.
