（毕业设计图纸全套）三轴五档手动变速器设计（含说明书）

齿轮的校核计算时非常关键的步，因为它可以检测以前的选取和计算正确与否，防止最后更多错误的产生。

第章变速器轴的设计与校核.变速器轴的结构和尺寸轴的结构第轴通常和齿轮做成体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。

该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位般由后轴承用卡环和轴承盖实现。

第轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统考虑。

第轴如图所示图变速器第轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。

本设计采用的是旋转轴式传动方案。

由于档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。

轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。

在草图设计时，由齿轮换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。

而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验第轴和中间轴第二轴式中发动机的最大扭矩，•为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有定的协调关系。

因此，轴的直径与轴的长度的关系可按下式选取第轴和中间轴第二轴。

.轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。

对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有定的余量，所以，在进行校核时只需要校核档处即可因为车辆在行进的过程中，档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。

由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。

下面对第轴和第二轴进行校核。

第轴的强度与刚度校核因为第轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。

此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为式中扭转切应力，轴所受的扭矩，•轴的抗扭截面系数，轴传递的功率，计算截面处轴的直径，许用扭转切应力，。

其中代入上式得由查表可知，故，符合强度要求。

轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。

其计算公式为式中轴所受的扭矩，•轴的材料的剪切弹性模量对于钢材，.轴截面的极惯性矩将已知数据代入上式可得对于般传动轴可取故也符合刚度要求。

第二轴的强度与刚度校核轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力径向力及轴向力可按下式求出式中至计算齿轮的传动比，此处为档传动比.计算齿轮的节圆直径为.节点处的压力角为螺旋角为发动机最大转矩为•。

代入上式可得。

危险截面的受力图为图危险截面受力分析水平面，可得出.水平面内所受力矩垂直面可求出.垂直面所受力矩。

该轴所受扭矩为。

故危险截面所受的合成弯矩为得则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力将代入上式可得，在低档工作时，因此有，符合要求。

轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算式中齿轮齿宽中间平面上的径向力，这里等于齿轮齿宽中间平面上的圆周力，这里等于弹性模量，惯性矩为轴的直径为齿轮坐上的作用力距支座的距离支座之间的距离。

将数值代入式和得，。

故轴的全挠度为，符合刚度要求。

.本章小结本章对变速器的轴进行了设计计算，第轴通常和齿轮做成体，中间轴选用旋转式的，而且低档位齿轮和轴做成体，高档齿轮用键与轴连三轴五档手动变速器设计摘要矩经变速器第轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离中心距不大的条件下，档仍然有较大的传动比档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮档可以采用或不采用常啮合齿轮传动多数传动方案中除档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。

再除直接档以外的其他档位工作时，三轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。

在档数相同的条件下，各种三轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和倒档传动方案上有差别。

图所示方案，除，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。

图所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动图所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，形成个只有四个前进档的变速器。

图以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。

同变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。

变速器用图所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。

这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。

图所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。

本设计采用的布置方案。

倒档的布置方案常见的倒档结构方案有以下几种图为常见的倒挡布置方案。

在前进档的传动路线中，加入个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。

此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。

图所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。

但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。

些轻型货车四档变速器采用此方案。

图所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。

图所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。

图所示方案是将中间轴上的倒挡齿轮做成体，将其齿宽加长。

图所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。

为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图所示方案。

其缺点是倒挡须各用根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂些。

图综合考虑，本次设计采用图所示方案的倒档换档方式。

.本章小结本章分析比较了变速器传动机构形式和结构，着重分析了动力布置形式和倒档形式。

经过分析和与别的结构进行对比，明确了动力传递路线，可以更合理的布置各个档位的，选取了传动更加简单可靠的倒档布置方式，为后面的设计计算打下了基础。

第章变速器主要参数的选择与齿轮设计本设计是根据款劲取.实酷版而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型，如表所示表主减速比.最大扭矩最高时速最大功率轮胎型号发动机型号整备质量.变速器主要参数的选择档位数和传动比为了降低油耗，提高燃油利用率，变速器的档数应该适当增加。

目前，乘用车般用个档位的变速器。

本设计也采用个档位。

选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度驱动轮与路面的附着力汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑确定。

汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。

故有则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比式中汽车总质量重力加速度道路最大阻力系数驱动轮的滚动半径发动机最大转矩主减速比η汽车传动系的传动效率。

根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器档传动比为式中汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷路面的附着系数，计算时取。

由已知条件满载质量η。

根据公式可得.。

超速档的的传动比由已知条件中间档的传动比理论上按公比为的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数