（优秀毕业全套设计）低速载货汽车变速器的设计（整套下载）

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A0变速器总成-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A2倒档齿轮-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A2第二轴三、四档齿轮-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A2第二轴一、二档齿轮-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A2第一轴-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A2中间轴齿轮体-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A3倒档齿轮轴-陈中-2006.dwg （CAD图纸）

A3第二轴-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A3第二轴后轴承盖-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A3第二轴凸缘-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A3第一轴轴承盖-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A3取力孔盖-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A3中间轴-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A4倒档齿轮轴锁片-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A4第二轴后轴承挡油圈-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A4第二轴后轴承盖衬垫-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A4第一轴轴承挡油圈-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A4第一轴轴承盖衬垫-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A4取力孔盖衬垫-陈中2006.dwg （CAD图纸）

A4中间轴轴承隔套-陈中2006.dwg （CAD图纸）

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轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力。

图齿形系数当载荷作用在齿顶.根据参考同类车型，初选第轴的轴齿轮的齿数，查图得.。

由公式得从轮齿应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但出于工艺考虑，模数应尽量统，多采用折衷方案。

表给出了汽车变速器齿轮模数范围。

表汽车变速器齿轮的法向模数车型微型轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车设计时所选模数应符合国标规定表并满足强度要求。

表汽车变速器常用齿轮模数Ⅰ.Ⅱ.ⅠⅡ由表和表并且参照同类车型选取.。

.齿形压力角和螺旋角汽车变速器齿轮的齿形压力角和螺旋角按下表取值。

表汽车变速器齿轮的齿形压力角和螺旋角项目车型齿形压力角度螺旋角度轿车高齿并修形般货车标准齿轮重型车标准齿轮低档倒档.小螺旋角齿形压力角较小时，重合度较大，并降低了轮齿刚度，为此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。

试验证明对于直齿轮压力角为时强度最高，超过强度增加不多实际上，因国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为。

本课题的所有齿轮选用标准齿轮。

.齿宽齿宽的选择既要考虑变速器的质量小轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。

通常是根据齿轮模数来确定齿宽式中齿宽系数，直齿齿轮取，斜齿轮取法面模数。

第轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。

由公式得.，可以确定各挡的齿轮的齿宽。

常啮合齿轮副中间轴上的齿轮，第轴轴齿轮Ⅰ档中间轴上齿轮，对应的档齿轮Ⅱ档中间轴上齿轮，对应的二档齿轮Ⅲ档中间轴上齿轮，对应的三档齿轮倒档，。

.齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被使用，包括我国在内，规定齿轮的齿顶高系数.，为般汽车变速器齿轮所采用。

现代轿车变速器多采用齿顶高系数大于的“高齿齿轮”或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮，因为它不仅可使重合度增大，而且在强度噪声动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善，但存在相对滑动速度大易发生轮齿根切或齿顶变尖齿顶厚小于.等问题。

本课题的齿顶高系数.。

各档齿轮齿数的分配，在初选变速器的档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，即可对各档齿轮的齿数进行分配。

图本课题变速器结构简图.确定Ⅰ档齿轮的齿数已知Ⅰ档传动比，且为了确定的齿数，先求其齿数和直齿齿轮先取齿数和为整数，然后分配给。

为了使尽量大些，应将取得尽量小些，这样，在Ⅰ已定的条件下的传动比可小些，以使第轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。

的最少齿数受到中间轴轴径的限制，因此的选定应与中间轴轴径的确定统考虑。

货车变速器中间轴的Ⅰ档直齿轮的最小齿数为，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。

由公式得取，考虑到上述条件以及选用了标准齿轮齿数不要小于，故取，得出。

.修正中心距若计算所得的不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距，修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。

由公式得确定常啮合传动齿轮副的齿数确定了后由公式和联立方程求解，故.确定其他档位的齿轮齿数Ⅱ档齿轮副由公式和联立方程求解。

因为ⅡⅢ.，所以先试凑。

试凑出，此时Ⅱ.。

Ⅲ档齿轮副由公式和联立方程求解。

因为Ⅲ.，所以先试凑。

试凑出，此时Ⅲ.。

.确定倒档齿轮副的齿数通常Ⅰ档与倒档选用同模数，且通常倒档齿轮齿数。

则中间轴与倒档轴之间的中心距为初选，由公式得为了避免干涉，齿轮与齿轮的齿顶圆之间应有不小于.的间隙，则由公式得.根据选择齿数，取。

最后计算倒档与第二轴的中心距由公式得.综合上述计算修正下各档的传动比见下表。

表各档速比档位ⅠⅡⅢⅣ倒档速比.齿轮的设计计算几何尺寸计算常啮合齿轮副Ⅰ档齿轮副Ⅱ档齿轮副Ⅲ档齿轮副倒档齿轮见图单位。

齿轮的材料及热处理现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度，弯曲强度及耐磨性。

在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本，。

国产汽车变速器齿轮的常用材料是，也有采用，的。

这些低碳合金钢都需随后的渗碳淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。

为消除内应力，还要进行回火。

变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下.渗碳深度.渗碳深度渗碳深度渗碳齿轮在淬火回火后，要求轮齿的表面硬度为，心部硬度为。

本课题变速器齿轮选用材料是。

齿轮的弯曲强度直齿齿轮弯曲应力式中计算载荷，∙应力集中系数，直齿齿轮取.摩擦力影响系数，主动齿轮取.，被动齿轮取.齿轮模数齿轮齿数齿宽系数，直齿齿轮取齿形系数，见图。

齿高系数相同节点处压力角不同时，压力角相同齿高系数为.时，轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力。

因为该变速器所有的齿轮采用同种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险的档位齿轮。

故分别计算Ⅰ档倒档齿轮的弯曲强度。

.Ⅰ档齿轮副主动齿轮，从动齿轮Ⅰ档主动齿轮的计算载荷.•由公式得主动齿轮的弯曲强度Ⅰ档从动齿轮的计算载荷Ⅰ•从动齿轮的弯曲强度.倒档齿轮副因为倒档齿轮相当于个惰轮，所以主动齿轮是，从动齿轮是。

通过惰轮后主动齿轮是，从动轮是。

惰轮的计算载荷.•通过惰轮前，的弯曲强度由公式得通过惰轮后主动轮是，从动轮是。

的计算载荷.•的计算载荷倒档•以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。

齿轮的接触强度齿轮的接触应力按下式计算式中法向内基圆周切向力即齿面法向力，端面内分度圆切向力即圆周力，计算载荷，•节圆直径，节点处压力角螺旋角齿轮材料的弹性模量，钢取.齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为代替，主被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，直齿齿轮，斜齿齿轮分别为主被动齿轮的节圆半径，。

当计算载荷为许用接触应力见表。

表变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮氰化齿轮档及倒档常啮合及高档常啮合齿轮副当计算载荷为.•，由公式和得由公式得Ⅰ档计算载荷为Ⅰ.•，由公式和得由公式得Ⅱ档计算载荷为Ⅱ.•，由公式和得由公式得Ⅲ档计算载荷为Ⅲ.•，由公式和得由公式得倒档计算载荷为•，由公式和得由公式得计算载荷为倒档.•，由公式和得由公式得以上档位的齿轮副都满足接触强度的要求见表。

.轴的设计与轴承的选择变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。

刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度耐磨性及寿命。

轴的设计轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。

变速器轴的最大直径与支承间的距离可按下列关系式初选对第轴及中间轴对第二轴三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选由公式得.由公式得第二轴中间轴第轴。

第轴花键部分直径可根据发动机最大转矩•按下式初选由公式得初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。

欲求中间轴式变速器第轴的支点反力，必须先求第二轴的支点反力。

档位不同，不仅齿轮上的圆周力径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。

验算时，将轴看作铰接支承的梁，作用在第轴上的转矩应取。

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计算齿轮的节圆直径，节点处压力角螺旋角发动机最大转矩，•。

在弯矩和转矩联合作用下的轴应力为式中弯曲截面系数，轴在计算断面处的直径，花键处取内径，在计算断面处轴的垂向弯矩，•在计算断面处轴的水平弯矩，•许用应力，在低档工作时取。

变速器轴与齿轮的制造材料相同，计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。

第轴常啮合齿轮副，因距离支承点近负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。