（优秀毕业全套设计）三轴五速变速箱设计（整套下载）

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要求有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。

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进行了修改，取代了图所示方案。

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的齿轮，换挡更为轻便。

为了充分利用，缩短变速箱的轴向长度，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箱拨叉轴，致使变速箱上盖中的操纵机构复杂些。

本设计采用图所示方案，具体结构见相关图纸图倒挡布置方案变速箱的挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用得力也增大，并导致变速箱轴产生较大的扰度和转角，使工作齿轮啮合状态破坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作图变速杆换挡位置与顺序图换挡轴位置与受力分析噪声增加。

为此，无论是两轴式变速箱还是中间轴式变速箱的挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，边改善上述不良状况。

然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。

倒挡的传动比虽然与挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，考虑到这点，有些方案将挡布置在靠近轴的支承处，如图图图等所示，然后在布置倒挡。

此时在倒挡工作时，轮齿磨损与噪声在短时间内略有增加，而在挡工作时轮齿的磨损与噪声有所减少。

图将倒挡齿轮布置在附加壳体内，并紧靠轴的支承处，而挡布置在变速箱壳体右侧紧靠支撑处，这个方案能很好得解决两个传动比大的挡位都布置在靠近支承的地方的这问题。

倒挡设置在变速箱的左侧和右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡是驾驶员移动变速杆的方向改变了。

为了防止意外挂入倒挡，般在挂倒挡是设有个挂倒挡时需要克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。

从这点考虑，图的换挡方案比图的方案更合理。

图所示方案在挂挡时也需要克服用来防止误挂倒挡所产生的力，这对换挡技术不熟练的驾驶员是不利的。

除此之外，倒挡的中间齿轮位于变速箱的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响，如图所示。

.部件结构方案分析变速箱的设计方案必需满足使用性能制造条件维护方便及三化等要求。

在确定变速箱结构方案时，也要考虑齿轮型式换挡结构型式轴承型式润滑和密封等因素。

齿轮型式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，运转平稳工作时噪声低等优点缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。

变速箱中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速箱的转动惯量增大。

直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。

本设计中由于倒挡采用常啮合方案，故倒挡采用斜齿轮传动方式，即除挡外，均采用斜齿轮传动换挡机构型式变速箱换挡机构有直齿滑动齿轮啮合套和同步器三种形式。

直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单紧凑，但由于换挡不轻便换挡时齿端面受到很大冲击导致齿轮早期损坏滑动花键磨损后易造成脱挡噪声大等原因，除挡倒挡外很少采用。

啮合套换挡型式般是配合斜齿轮传动使用的。

由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。

啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。

结合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的挡位上常被使用。

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，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高轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。

本设计采用同步器换挡自动脱挡自动脱挡是变速箱的主要障碍之。

为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种将接合齿的工作面设计加工成斜齿面，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图。

这种结构方案比较有效，采用较多。

图防止自动脱挡的结构措施Ⅰ将啮合套做得长些如图或者两接合齿的啮合位置错开图，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约。

使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱挡。

将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄，这样，换挡后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡图。

此段切薄图防止自动脱挡的结构措施Ⅱ图防止自动脱挡的结构措施Ⅲ在本设计中所采用的是锁环式同步器，如图所示。

花键毂用内花键套装在二轴外花键上，用垫圈卡环轴向定位。

花键毂两端与齿轮和之间各有个青铜制成的锁环即同步环和。

锁环上有短花键齿圈，其花键的尺寸和齿数与花键毂齿轮和的外花键齿相同。

两个齿轮和锁环上的花键齿，靠近接合套的端都有倒角锁止角，且与结合套齿端的倒角相同。

锁环有内锥面，与齿轮的外锥面倒角相同。

在锁环内锥面上有细密的螺纹或直槽，当锥面接触后，它能及时破坏油膜，增加锥面间的摩擦力。

锁环内锥面摩擦副成为摩擦件，外沿带倒角的齿圈是锁止件，锁环上还有个均布的缺口。

个滑块分别装在花键毂上个均布的轴向槽内，沿槽可以轴向移动。

滑块被两个弹簧的径向力压向接合套，滑块中部的凸起部位压嵌在接合套中部的环槽内。

滑块和弹簧是推动件。

滑块两端伸入锁环的缺口中，滑块窄而缺口宽，两者只差等于锁环的花键齿宽。

锁环相对于滑块顺转和逆转都只能转动半个齿宽，且只有当滑块位于锁环缺口的中央时，接合套与锁环才能接合。

图锁环式惯性同步器轴常啮合齿轮滑块拨叉二轴齿轮锁环同步环弹簧圈花键毂接合套环槽个轴向槽缺口变速箱轴承做旋转运动的变速箱轴支承在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。

变速箱轴承常采用圆柱滚子轴承球轴承滚针轴承圆锥滚子轴承滑动轴套等。

汽车变速箱结构紧凑尺寸较小的特点，采用尺寸大些的轴承受结构限制。

如变速箱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锥滚子轴承，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。

变速箱第轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用端有密封圈的球轴承来承受径向力。

作用在第轴常啮合齿轮上的轴向力，经第轴后部轴承传给变速箱壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。

由于变速箱向轻量化方向发展的需要，要求减小变速箱中心距，这就影响到轴承外径的尺寸。

为了保证轴承有足够的寿命，可选用能承受定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。

中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难时，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而后端采用外圈有挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。

圆锥滚子轴承因有直径较小宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向间隙及轴向窜动等优点，故在些变速箱上得到应用。

圆锥滚子轴承也有装配后需要调整预紧，使装配麻烦且磨损后轴易歪斜，从而影响齿轮正确啮合等些缺点。

当采用锥轴承时，要注意轴承的预紧，以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙而使中间轴歪斜，导致齿轮不能正确啮合而损坏。

因此，锥轴承不适合用在线胀系数较大的铝合金壳体上。

变速箱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棍子轴承。

轴承的直径根据变速箱中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于。

滚针轴承滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。

滚针轴承有滚动摩擦损失小传动效率高径向配合间隙小定位及运转精度高有利于齿轮啮合等优点。

滑动轴套的径向配合间隙大易磨损间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作造成增加。

其优点是制造容易成本低。

综上，本设计中第轴上与箱体支承处选用深沟球轴承，变速箱第轴后端内腔中选用滚针轴承对第二轴前端进行支承，第二轴后端与轴承盖直径采用深沟球轴承，第二轴后端与箱体后盖间用外圈无挡边的圆柱滚子轴承，中间轴前后端采用圆锥滚子轴承支承在箱体内。

第三章变速箱主要参数的选择根据变速箱运用的实际场合，结合同类变速箱的设计数据和经验，来进行本设计的主要参数的选择，包括挡数传动比范围中心距外形尺寸齿轮参数等。

.挡数变速箱的挡数可在个挡位范围内变化。

通常变速箱的挡数在挡以下，当挡数超过六挡以后，可在挡以下的主变速箱基础上，再配置副变速箱，通过两者的组合获得多挡位变速箱。

传动系的挡位增多后，增加了选用合适挡位使发动机处于工作状况的机会，有利于提高燃油经济性。

因此，轿车手动变速箱已基本采用挡，也有挡的。

近年来，为了降低油耗，变速箱的挡位也有增加的趋势。

发动机排量大的乘用车多用个挡。

本设计采用个挡位.传动比范围变速箱传动比的范围是指变速箱最低挡传动比与最高挡传动比的比值。

高挡通常是直接挡，传动比为.有的变速箱最高挡是超速挡，传动比为。

影响最低挡传动比选取的因素有发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力驱动轮与路面间的附着力主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到最低稳定性是车速等。

目前乘用车的传动比范围在之间，总质量轻些的商用车在之间，其他商用车则更大。

本设计根据已给条件，最高挡挡选用超速挡，传动比为.，.，.，.，.，.倒挡所给相邻挡位间的传动比比值在.以下，利于换挡。

.中心距对中间轴式变速箱，变速箱中心距是指中间轴与第二轴轴线之间的距离。

它是个基本参数，其大小不仅对变速箱的外形尺寸体积和质量大小有影响，而且对齿轮的接触有轻度有影响。

中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短变速箱的中心距取的越小，会使变速箱长度增加，并因此而使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态破坏。

中间轴式变速箱中心距的确定，可根据对已有变速箱的统计而得出的经验公式初定式中中心距系数。

对轿车，对货车，对多挡主变速箱，.变速箱处于挡时的输出扭矩此处意为最大转矩。

故可得出初始中心距.，圆整取为。

.外形尺寸变速箱的横向外形尺寸，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。

乘用车四挡变速箱壳体的轴向尺寸。

商用车变速箱壳体的轴向尺寸与挡数有关四挡五挡六挡当变速箱选用的挡数和同步器多时，中心距系数应取给出系数的上限。

为检测方便，取整。

本设计为五速手动变速箱，其壳体的轴向尺寸是。

.齿轮参数模数齿轮模数是个重要参数，影响它选取的因素很多，如齿轮的强度质量噪声工艺等。

选取齿轮模数般遵守的原则有在变速箱中心距相同的情况下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选的小些对货车，减小质量比减小噪声更重要，此时齿轮应该选用大些的模数变速箱低挡齿轮应选用较大些的模数，其他挡位选用另种模数。

所选模数应符合规定的通用机械和重型机械用直齿和斜齿渐开线圆柱齿轮的法向模数。

第轴常啮合斜齿轮的法向模数式中为变速箱传动效率，取为发动机最大转矩。

由式得，进而求得.，取.。

挡直齿轮的模数通过计算.，取。

同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。

由于制造工艺上的原因，同变速箱中的结合套模数都取相同，轿车和轻型货车取.。

本设计取.齿形压力角螺旋角和齿宽齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，传动平稳，能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

汽车变速箱齿轮的齿形压力角螺旋角按表选取。

表汽车变速箱齿轮的齿形压力角与螺旋角项目