（毕业设计全套）三轴五速变速箱设计（打包下载）

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挡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。

则根据式可计算出挡实际传动比为.。

确定其他挡位的齿数二挡传动比而，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挡齿轮四挡齿轮。

确定倒挡齿轮的齿数般情况下，倒挡传动比与挡传动比较为接近，在本设计中倒挡传动比取.。

中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比挡主动齿轮略小，取。

而通常情况下，倒挡轴齿轮取，此处取。

由可计算出。

故可得出中间轴与倒挡轴的中心距而倒挡轴与第二轴的中心.。

各挡齿轮相关参数如下表所示表齿轮相关参数名称符号齿数模数分度圆直径基圆直径压力角螺旋角齿宽轴常啮合齿轮.中间轴挡齿轮.挡从动齿轮挡主动齿轮.挡从动齿轮.挡主动齿轮挡从动齿轮.挡主动齿轮挡从动齿轮.挡主动齿轮.倒挡从动齿轮倒挡主动齿轮.倒挡轴齿轮第四章变速箱齿轮的强度计算和材料选择.齿轮的损坏形式变速箱齿轮的损坏形式主要有轮齿折断齿面疲劳剥落点蚀移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。

轮齿折断分下两种情况轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断轮齿在重复载荷作用下，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。

前者在变速箱中出现的极少，而后者出现的较多。

轮齿工作时，对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于吃面细小裂缝中的润滑油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。

它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。

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

.轮齿强度计算与其他机械设备用变速箱比较，不同用途汽车的变速箱齿轮使用条件仍是相似的。

此外，汽车变速箱齿轮所用的材料热处理方法加工方法精度等级支撑方式也基本致。

如汽车变速箱齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于级。

因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。

本设计在这里所选择的齿轮材料为，采用计算汽车变速箱齿轮强度用的简化公式。

轮齿弯曲强度计算直齿轮弯曲应力式中为弯曲应力为挡齿轮的圆周力，其中为计算载荷•，为节圆直径为应力集中系数，可近似取.为摩擦力影响系数，主动齿轮取.，从动齿轮取.为齿宽，取为端面齿距，为齿形系数。

如图所示，当处于挡时，中间轴上的计算扭矩为故由可以得出再将所得出的数据代入式可得当计算载荷取作用到变速箱第轴上的最大扭矩时，挡直齿轮的弯曲应力在之间。

斜齿轮弯曲应力式中为重合度影响系数，取.其他参数均与式注释相同图齿形系数图选择齿形系数时，按当量模数在图中查得。

二挡齿轮圆周力根据斜齿轮参数计算公式可得出.齿轮的当量齿数.，由图得。

故同理可得。

依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下三挡四挡五挡当计算载荷取作用到第轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。

齿轮接触应力式中，齿轮的接触应力齿面上的法向力，圆周力在，节点处的压力角齿轮螺旋角齿轮材料的弹性模量，查资料可取齿轮接触的实际宽度，主从动齿轮节点处的曲率半径。

直齿轮斜齿轮其中，分别为主从动齿轮节圆半径。

将作用在变速箱第轴上的载荷作为计算载荷时，变速箱齿轮的许用接触应力见下表表变速箱齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮挡和倒挡常啮合齿轮和高挡通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下挡二挡三挡四挡五挡倒挡对照上表可知，所设计变速箱齿轮的接触应力基本符合要求。

第五章变速箱轴的强度计算与校核.变速箱轴的结构和尺寸轴的结构第轴通常和齿轮做成体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。

该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位般由后轴承用卡环和轴承盖实现。

第轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键同意考虑。

第轴如图所示图变速箱第轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。

本设计采用的是旋转轴式传动方案。

由于挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。

其结构如下图所示图变速箱中间轴确定轴的尺寸变速箱在工作时，由于齿轮上有圆周力径向力和轴向力作用，变速箱的轴要承受转矩和弯矩。

在设计变速箱轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。

设计时，根据经验和已经条件初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算校核。

初选轴的直径已知变速箱中心距，第二轴和中间轴中部直径.，轴的最大直径和支承间距离的比值对中间轴，对第二轴，。

第轴花键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•。

.轴的强度验算由变速箱结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。

对于本设计的变速箱来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有定的余量，所以，在进行校核时只需要校核挡处即可因为车辆在行进的过程中，挡所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。

由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。

下面对第轴和第二轴进行校核。

第轴的强度与刚度校核因为第轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。

此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为式中扭转切应力，轴所受的扭矩，•轴的抗扭截面系数，轴传递的功率，计算截面处轴的直径，许用扭转切应力，。

其中代入上式得由查表可知，故，符合强度要求。

轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。

其计算公式为式中，轴所受的扭矩，•轴的材料的剪切弹性模量对于钢材，.轴截面的极惯性矩将已知数据代入上式可得。

对于般传动轴可取故也符合刚度要求。

第二轴的校核计算轴的强度校核计算用的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，此处为三挡传动比.计算齿轮的节圆直径为节点处的压力角，为螺旋角，为发动机最大转矩，为•。

代入上式可得。

危险截面的受力如下图所示水平面.水平面内所受力矩图危险截面受力分析垂直面.垂直面所受力矩。

该轴所受扭矩为。

故危险截面所受的合成弯矩为则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力将代入上式可得，在低挡工作时，因此有符合要求。

轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算式中，齿轮齿宽中间平面上的径向力，这里等于齿轮齿宽中间平面上的圆周力，这里等于弹性模量，惯性矩为轴的直径为齿轮坐上的作用力距支座的距离支座之间的距离。

将数值代入式和得故轴的全挠度为，符合刚度要求。

第六章变速箱同步器的设计同步器有常压式惯性式和惯性增力式三种。

常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下即角速度相等换挡的缺点，现在已经不用。

得到广泛应用的是惯性式同步器。

.同步器的结构在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示图锁环式同步器变速箱齿轮滚针轴承结合齿圈锁环同步环弹簧定位销花键毂结合套如图，此类同步器的工作原理是换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。

之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过个角度，并滑块予以定位。

接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触图，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第阶段结束。

换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。

齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换挡过程的第二阶段工作。

之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合图，完成同步换挡。

图锁环同步器工作原理.同步环主要参数的确定