（优秀毕业全套设计）江淮宾悦汽车变速器设计（整套下载）

商用车变速器采用个挡或更多的挡位。

载重质量在的货车采用五挡变速器，载重质量在的货车采用六挡变速器。

多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。

故本次设计选用五挡手动变速器。

变速器各挡传动比的确定.确定最小传动比.式中最高车速，车轮半径，.功率转速，主减速器传动比最高挡传动比本次设计为二轴变速器，二轴变速器无直接挡，最小传动比为最高挡传动比即五挡传动比。

所以取.。

.最大传动比汽车的最大驱动力按行驶方程为汽车爬坡时车速很低，可忽略空气阻力.式中车辆总重量滚动阻力系数，对良好路面发动机最大扭矩•主减速器传动比变速器传动比为传动效率.车轮滚动半径最大爬坡度本设计为能爬的坡，大约。

由公式得.已知.•.，把以上数据代入式满足不产生滑转条件。

即用档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。

公式表示如下.式中驱动轮的地面法向反力，驱动轮与地面间的附着系数对干燥良好的路面可取之间。

取.，把数据代入式得所以，档转动比的选择范围是则取其他各挡传动比确定按等比级数原则，式中常数，也就是各挡之间的公比因此，各挡的传动比为其中为档位数.确定中心距初选中心距时，可根据下述经验公式计算.式中中心距系数，乘用车，取.发动机最大转矩，•变速器挡传动比，.变速器传动效率，取。

由公式.得.乘用车变速器的中心距在范围内变化，圆整后得变速器中心距。

外形尺寸变速器的轴向尺寸与挡位数齿轮型式换挡机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距的尺寸参照下式初选。

乘用车变速器壳体的轴向尺寸为，取.。

.齿轮参数的选择模数的确定在变速器中心距相同的条件下，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，所以为减少噪声应减小模数，同时增加齿宽为使质量小些，应该增加模数同时减小齿宽从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用同种模数，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小些。

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.模数本设计为宾悦.，则挡.二挡.三挡.四挡.五挡.倒挡.压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用等小些的压力角对商用车，为提高齿轮承载能力应选用.或等大些的压力角。

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。

螺旋角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。

乘用车变速器两轴式变速器为中间轴式变速器为本次设计为两轴式变速器即在中取齿宽齿宽对变速器的轴向尺寸质量齿轮工作平稳性齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。

考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。

另方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。

齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。

选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。

直齿，为齿宽系数，取为，斜齿，取为。

档齿宽为二档齿宽为三档齿宽为.四档齿宽为.五档齿宽为.倒档齿宽为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.。

.各挡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。

斜齿齿数和.直齿齿数和.挡齿数及传动比的确定取轿车在中取，取，则对中心距进行修正.则修正后的标准中心距取二挡齿数及传动比的确定其中，.，.，将数据代入上两式，齿数取整得，三挡齿数及传动比的确定已知，.，.，将数据代入上两式，齿数取整得，四挡齿数及传动比的确定已知，.，.，将数据代入上两式，齿数取整得，五挡齿数及传动比的确定已知，.，.，将数据代入上两式，齿数取整得，倒挡齿数及传动比的确定倒挡齿轮选用的模数与挡相同，倒挡齿轮的齿数般在之间，初选，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距及输出轴与倒挡轴的中心距。

已知.将数据代入上式，则倒档传动比输入轴与倒档轴之间的距离输出轴与倒档轴之间的距离.变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整采用变位齿轮的原因配凑中心距提高齿轮的强度和使用寿命降低齿轮的啮合噪声。

为了降低噪声，对于变速器中除去二档以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小些的数值。

般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐档增大。

二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。

为了减小轴向力，抵挡选用较小的螺旋角，挡倒挡选，二挡选为了增加重合度，减小噪声，三挡四挡五挡选用较大的螺旋角，都选为。

挡齿轮的变位端面压力角端面啮合角变位系数之和经查表可得.查变位系数线图得二挡齿轮的变位端面压力角端面啮合角变位系数之和经查表可得.查变位系数线图得三挡齿轮的变位端面压力角端面啮合角变位系数之和经查表可得.查变位系数线图得四挡齿轮的变位端面压力角端面啮合角变位系数之和经查表可得.查变位系数线图得五挡齿轮的变位端面压力角端面啮合角变位系数之和经查表可得.查变位系数线图得倒挡齿轮的变位输入轴与倒挡轴端面压力角端面啮合角变位系数之和经查表可得.查变位系数线图得.输出轴与倒挡轴端面压力角端面啮合角变位系数之和经查表可得.查变位系数线图得.各挡齿轮主要参数的确定挡齿轮参数表.挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式理论中心距中心距变动系数齿顶降低系数分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数齿宽基圆直径节圆直径二挡齿轮参数表.二挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式理论中心距中心距变动系数齿顶降低系数分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数齿宽基圆直径节圆直径三挡齿轮参数表.三挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式理论中心距中心距变动系数齿顶降低系数分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数齿宽基圆直径节圆直径四挡齿轮参数表.四挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式理论中心距中心距变动系数齿顶降低系数分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数齿宽基圆直径节圆直径五挡齿轮参数表.五挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式理论中心距中心距变动系数齿顶降低系数分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数齿宽基圆直径节圆直径倒挡齿轮参数表.倒挡齿轮主要参数序号计算项目计算公式理论中心距中心距变动系数齿顶降低系数分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数齿宽基圆直径节圆直径序号计算项目计算公式理论中心距中心距变动系数齿顶降低系数分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数齿宽基圆直径节圆直径.齿轮的校核齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断齿面疲劳剥落点蚀齿面胶合以及移动换档齿轮端部破坏。

轮齿折断发生在下述几种情况下轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。

前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。

齿轮工作时，对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。

他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。

用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。

负荷大吃面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。

变速器齿轮这种破坏出现较少。

齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力.式中弯曲应力计算载荷•应力集中系数.摩擦力影响系数，主从动齿轮在啮合上的摩擦力的方向不同，对弯曲应力影响也不同主动齿轮.，从动齿轮.模数齿形系数，如图.所示齿宽系数直齿。

斜齿轮弯曲应力.式中计算载荷•斜齿轮螺旋角应力集中系数.齿数法面模数齿形系数，可按当量齿数在图.中查得重合度影响系数，.齿宽系数斜齿，取。

图.齿形系数图当计算载荷取作用到变速器第轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在范围，即。

挡主从动齿轮弯曲应力挡主动齿轮弯曲应力.挡从动齿轮弯曲应力.二挡主从动齿轮弯曲应力二挡主动齿轮弯曲应力.二挡从动齿轮弯曲应力.三挡主从动齿轮弯曲应力三挡主动齿轮弯曲应力.三挡从动齿轮弯曲应力.四挡主从动齿轮弯曲应力四挡主动齿轮弯曲应力.四挡从动齿轮弯曲应力.五挡主从动齿轮弯曲应力五挡主动齿轮弯曲应力.五挡从动齿轮弯曲应力.倒挡主从动齿轮弯曲应力倒挡主动齿轮弯曲应力.倒挡齿轮弯曲应力.倒挡从动齿轮弯曲应力轮齿接触应力计算式中轮齿的接触应力齿面上的法向