（优秀毕业全套设计）汽车手动51变速器设计（整套下载）

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，从这点出发有些方案将挡布置在靠近轴的支承处。

.变速器主要零件结构的方案分析变速器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。

在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式换档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，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。

变速器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，并导致变速器的转动惯量增大。

直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。

但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除档外，均采用斜齿轮传动。

.换档结构型式换档结构分为直齿滑动齿轮啮合套和同步器三种。

直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单紧凑，但由于换档不轻便换档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档噪声大等原因，初档倒档外很少采用。

啮合套换档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。

结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。

采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。

其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。

目前，同步器广泛应用于各式变速器中。

自动脱档是变速器的主要障碍之。

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，以阻止自动脱档。

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

将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角般倾斜，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力图。

这种结构方案比较有效，图防止自动脱档的结构措施Ⅰ采用较多。

此段切薄图防止自动脱档的结构措施Ⅱ加工成斜面图防止自动脱档的结构措施Ⅲ在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。

但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。

同步器的结构如图所示图锁环式同步器同步环同步器齿鼓接合套弹簧滑块止动球卡环输出轴齿轮第二章变速器主要参数的选择与主要零件的设计.变速器主要参数的选择档数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。

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档传动比为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.。

超速档的的传动比般为，本设计去五档传动比Ⅴ.。

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，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。

根据上式可的出.。

故有二中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。

三轴式变速器的中心局可根据对已有变速器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，对多档主变速器，.变速器处于档时的输出扭矩η.﹒故可得出初始中心距.。

三轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。

轿车四档变速器壳体的轴向尺寸。

货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关四档五档六档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。

本次设计采用手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。

四齿轮参数齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合规定的标准值。

第轴常啮合斜齿轮的法向模数其中，可得出.。

档直齿轮的模数通过计算。

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，同变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取.。

本设计取.。

齿形压力角螺旋角和齿宽汽车变速器齿轮的齿形压力角及螺旋角按表选取。

表汽车变速器齿轮的齿形压力角与螺旋角项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形般货车规定的标准齿形重型车同上低档倒档齿轮.，小螺旋角压力角较小时，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，取小些对货车，为提高齿轮承载力，取大些。

在本设计中变速器齿轮压力角取，啮合套或同步器取斜齿轮螺旋角取。

应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。

为此，中间轴上的全部齿轮律去右旋，而第轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。

齿轮宽度的大小直接影响着齿轮的承载能力，加大，齿的承载能力增高。

但试验表明，在齿宽增大到定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。

所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽直齿，斜齿，第轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。

.各档传动比及其齿轮齿数的确定在初选了中心距齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。

下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。

.确定档齿轮的齿数档传动比为了确定和的齿数，先求其齿数和其中.故有。

图五档变速器示意图当轿车三轴式的变速器时，则，此处取，则可得出。

上面根据初选的及计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。

这里修正为，则根据式反推出.。

.确定常啮合齿轮副的齿数由式求出常啮合齿轮的传动比由已经得出的数据可确定而常啮合齿轮的中心距与档齿轮的中心距相等由此可得而根据已求得的数据可计算出。

与联立可得。

则根据式可计算出档实际传动比为。

.确定其他档位的齿数二档传动比而，故有对于斜齿轮，故有联立得。

按同样的方法可分别计算出三档齿轮四档齿轮。

.确定倒档齿轮的齿数般情况下，倒档传动比与档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取.。

中间轴上倒档传动齿轮的齿数比档主动齿轮略小，取。

而通常情况下，倒档轴齿轮取，此处取。

由可计算出。

故可得出中间轴与倒档轴的中心距而倒档轴与第二轴的中心.。

.齿轮变位系数的选择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。

对于低档齿轮，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。

根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去二档和倒档以外的其他各档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。

其中，档主动齿轮的齿数，因此档齿轮需要变位。

变位系数式中为要变位的齿轮齿数。

第三章变速器齿轮的强度计算与材料的选择.齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种轮