（优秀毕业全套设计）汽车变速器三轴五档设计（整套下载）

同上述两种换挡方法比较，虽然它有机构复杂制造精度要求高轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。

使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。

在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。

为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能样。

自动脱挡是变速器的主要故障之。

为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种图防止自动脱挡的机构措施Ⅰ图防止自动脱挡的机构措施Ⅱ图防止自动脱挡的机构措施Ⅲ将两接合齿的啮合位置错开，见图。

这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约。

使用中接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，用来阻止接合齿自动脱挡。

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

将接合齿的工作面加工成斜面，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，见图。

这种方案比较有效，应用较多。

.变速器轴承变速器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。

至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。

汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。

如变速器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柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。

变速器第轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。

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器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。

第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。

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的时候，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。

变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。

变速器第轴，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滚子轴承。

轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于，下限适用于轻型车和轿车。

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噪声增加。

滑动轴套的优点是制造容易，成本低。

在本次设计中主要选用了圆锥滚子轴承圆柱滚子轴承和滚针轴承。

第章变速器设计和计算.挡数增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。

挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。

同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。

在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。

要求相邻挡位之间的传动比比值在.以下，该制约小换挡工作越容易进行。

要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。

近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。

目前轿车般用个挡位，级别高的轿车变速器多用个挡，货车变速器采用个挡位或多挡。

装载质量在.的货车采用挡变速器，装载质量在的货车采用挡变速器。

多挡变速器多用于重型货车和越野车。

选用的是挡变速器。

.传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。

传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。

目前轿车的传动比范围在之间，轻型货车在之间，其他货车则更大。

轿车的传动比范围为中心距对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距。

其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。

中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。

最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。

变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。

此外受挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。

式中，为中心距为中心距系数，轿车为发动机最大转矩为变速器挡传动比为变速器传动效率.。

轿车变速器的中心距在变化范围。

原则上总质量小的汽车中心距小。

.外形尺寸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。

轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸。

当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数应取给出系数的上限。

为检测方便，取整。

设计的是五挡变速器，初定轴向壳体尺寸为。

.轴的直径变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。

在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。

轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声。

中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径.，轴的最大直径和支撑间距离的比值，对中间轴，对第二轴，。

第轴花健部分直径可按下式初选.式中为经验系数，，为发动机最大转矩第二轴和中间轴中部直径.齿轮参数模数的选取遵循的般原则为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽为使质量小，增加数，同时减少尺宽从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。

减少轿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对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。

低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另种模数。

少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。

啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。

由于工艺上的原应，同变速器的接合齿模数相同。

其取用范围是乘用车和总质量在的货车为。

选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。

初选齿轮模数.齿轮法向模数.压力角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。

变速器齿轮压力角为啮合套或同步器的接合齿压力角用。

螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。

选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。

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。

试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，而接触强度仍然继续上升。

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，应选用较大螺旋角。

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。

设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。

因此，中间轴上的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。

中间轴上全部齿轮的螺旋方向应律取为右旋，则第第二轴上的斜齿轮应取为左旋。

轴向力经轴承盖作用到壳体上。

挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的，而此时第二轴则没有轴向力作用。

根据图可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件由于，为使两轴向力平衡，必须满足式中为作用在中间轴齿轮上的轴向力为作用在中间轴齿轮上的圆周力，为齿轮的节圆半径为中间轴传递的转矩。

最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。

图中间轴轴向力的平衡斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用轿车中间轴式变速器为初选的螺旋角齿宽应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。

考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。

减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。

使用宽些的齿宽，工作时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并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽。

直齿，为齿宽系数，取为取斜齿，取，取第轴常啮合齿轮副的齿宽系数，可取大些，使接触线长度增加接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。

直齿斜齿变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中个非常重要的环节。

采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。

变位齿轮主要有两类高度变位和角度变位。

高度变位齿轮副的对啮合齿轮的变位系数的和为零。

高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。

高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加对齿轮的强度，也很难降低噪声。

角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。

角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。

为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。

当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。

由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。

对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。

变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。

对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。

为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。

对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。

总变位系数越小，对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。

但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。

更据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去，二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小的些数值，以便获得低噪声传动。

.各挡齿轮齿数的分配在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。

图五挡变速器传动方案确定挡齿轮的齿数挡传动比如果，齿数确定了，则与的传动比可求出，为了求，的齿数，先求其齿数和直齿斜齿因为挡用的是直齿轮，所以计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。

中间轴上的档小齿轮的齿数尽可能取小些，以便使的传动比大些，在已定的情况下，的传动比可分配小些，使第轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴有足够的厚度。

考虑到壳体上的第轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。

中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴经尺寸的限制，即受刚度的限制。

在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统考虑。

轿车中间轴式变速器挡传动比时，中间轴上挡齿轮数可在间取，货车在间取。

因为.取中间轴上挡齿轮输出轴上挡齿轮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，所以应根据和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿