（毕业设计全套）轿车变速器设计（打包下载）

轴的直径两轴式变速器的第轴。

轴的最大直径和支承间距离的比值。

对第二轴。

第轴最大第二轴最大。

第轴花键部分直径可按下列初选式中经验系数发动机最大转矩•.•.齿轮参数．模数的选择抵挡选大模，高挡选小模变速器用齿轮模数范围大致如下微型和普通级轿车为，故取.。

啮合器和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。

其取用范围是轿车和轻，中型货车为.故取.。

．压力角对于轿车，为加大重合度以降低噪声。

应取用.˚˚˚.˚等小些的压力角。

实际上因国家规定的标准压力角为˚所以变速器齿轮普通采用的压力向为˚啮合套或同步器的接合齿压力角有˚˚˚等但普通采用˚压力角。

．齿宽通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽。

直齿，齿宽系数，取为，取.。

．齿轮变位系数的选择原则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。

对于高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应保证最大接触强度和抗胶合及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，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，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。

为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大，小齿轮的变位系数，此时，小齿轮的变位系数大于零。

由于工作需要，有时齿轮齿数取得少会造成轮齿根切，这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减小。

此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。

.各挡齿轮齿数的分配．确定挡传动比，联立下列公式有轿车挡传动比，取.。

直齿，取。

.，整取。

所以。

．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，就以应根据取定的和齿数变位，系数就计算中心距，故修正后的中心距取。

．确定常啮合传动齿轮副的齿数由式可求出常啮合传动齿轮的传动比•，而常啮合传动齿轮中心距和挡齿轮的中心距相等，即.解方程式求出，得.，.，故取，。

验证传动比.合格。

．确定其它各挡的齿数二挡齿轮直齿轮，模数与挡齿轮相同。

得联立两式求出，得.，.，故取，。

验证中心距合适三挡齿轮是直齿轮，模数取.高挡位。

联立两式求出，得.，.，故，。

．确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与挡相同，倒挡齿轮的齿数般在之间，取，初选后，可以计算出二轴与倒挡轴的中心距故取为了保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮和齿轮的齿顶圆之间保持.以上的间隙，则齿轮的齿顶圆直径应为•求出。

确定各挡齿轮的基本参数单位•••.•.•.••.•••••.齿距齿厚齿槽宽顶隙•.•.齿宽.轮齿强度计算汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用淬火热处理工艺，齿轮精度为。

级和级。

.轮齿弯曲强度计算直齿轮弯曲应力式中弯曲应力圆周力，计算载荷节圆直径应力集中系数，近似取.摩擦力影响系数，主.，从.齿宽.端面齿距，摸数齿形系数合格合格合格经过计算其他各齿轮弯曲应力均小于，故合格。

轮齿接触应力计算式中轮齿的接触应力齿面的法向力，弹性摸数，主，从动齿轮节点处的曲率半径直齿齿轮接触的实际宽度经过计算，其他各齿轮的接触应力均小于，故合适。

.轴的设计计算两轴式变速器的第二轴中部轴径。

可以取。

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取第，二轴选用轴承为深沟球轴承。

故第轴支承部分，第二轴的支承部分和的轴径为。

第二轴二挡轴径，三四挡轴径。

.轴的强度计算初步确定轴的尺寸以后，可以对轴进行刚度和强度验算，欲求中间轴式变速器第轴的支点后作用力，必须先求出第二轴的支点及力。

轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算，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。

若轴的垂直面内挠度为，在水平面内挠度和转角为，则可分别用下列公式计算合格合格合格式中齿轮齿宽中间平面上的圆周力齿轮齿宽中间平面上的径向力弹性摸量，.惯性矩，对于实心轴轴的直径，花键处按平均直径计算，齿轮上作用力矩支座，的距离支座间距离如果用和分别表示轴在垂直面和水平面的挠度，则轴的全挠度为轴在垂直面和水平面挠度的允许值为，。

齿轮所在平面的转角不应超过.。

与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有省去衬套或滚针轴承直接装在轴上，这就能够增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。

作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。

在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩，。

轴在转矩和弯矩同时作用下，其应力为合格式中轴的直径，花键处取内径抗弯截面系数在抵挡工作时，变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。

.同步器的选择同步器是在接合套换挡机构基础上发展起来的，除有接合套花键毂对应齿轮上的接合齿圈外，还增设了使接合套与对应接合齿圈的圆周速度达到并保持致同步的机构，以及阻止二者在达到同步之前接合以防止冲击的结构。

同步器有常压式惯性式自行增力式等种类，目前广泛采用的是惯性式同步器。

类型锁环式惯性同步器锁销式惯性同步器滑块式同步器本次设计采用锁销式惯性同步器。

变速器的操纵机构变速器的操纵机构用来保证驾驶员能随时拨动齿轮进行换挡，或使之从工作挡退到空挡。

其主要部分位于变速器盖内，包括换挡机构，锁定机构，互锁机构。

操纵机构如图所示。

图操纵机构结构图换挡机构功用用来改变滑动齿轮的位置，使其与相应的齿轮啮合或脱开啮合，以得到所需排挡或空挡。

拨动滑动齿轮时省力。

结构汽车上大都采用球支座式换挡机构，包括变速杆压紧或支承弹簧滑杆拨叉轴拨叉等。

变速杆用球头铰链安装在变速杆座上通过弹簧和碗盖吊装，弹簧力的方向可以是向上的，也可以是向下的，可前后左右摆动。

当用弯杆时，应用止动销防止杆绕垂直轴线自行转动，但不应妨碍摆动。

变速杆下端置于滑杆前端凹槽内，扳动上端时，下端可拨动滑杆，滑杆上用螺钉固定着拨叉，拨叉卡在滑动齿轮的拨叉环槽中。

这样，拨动变速杆就可通过拨叉使滑动齿轮移动。

变速杆在不同挡位的位置由锁定机构和互锁机构确定。

．锁定机构拨叉轴般有三个位置居中为空挡，向前向后各挂个挡。

为了保证变速器内各滑动齿轮处于正确的工作位置或空挡位置，工作时挂挡齿轮全齿长啮合，空挡时完全脱离啮合，并且在振动等原因下，保证不会因轻微轴向力自动挂挡脱挡，应将滑杆轴向定位。

如图所示。

图锁定机构图弹簧定位销式它在滑杆上沿轴向开有三个形槽，与具有锥顶的锁销相嵌合。

它锁定可靠，但结构复杂。

锥销顶角。

越大，锥销愈易顶起，远远大于摩擦角，般，压销弹簧的弹力。

.弹簧钢球式它在滑杆上沿轴向开有三个半球形槽，钢球在弹簧压力下嵌于半球槽中，从而起定位作用，锁定了拨叉轴的位置。

此锁定形式磨损少轻便，但磨损后锁定效果下降，为此球大于坑。

以防止磨损后不可靠。

图互锁机构.换挡时变速杆上的轴向操纵力足够时，克服弹簧压力，将销或球顶起压下，拨叉轴才能移动，直至嵌入相邻的凹坑为止。

．互锁机构防止同时挂上两个挡而使运动发生干涉乱挡，使发动机熄火或损坏零件，为此在移动拨叉轴时，自动锁止其它所有拨叉轴。

互锁机构多采用互锁销式。

.互锁销式两根拨叉轴间有杆状豆形互锁销两端半球头，每个拨叉轴侧面开有锁槽。

空挡位置时，两个锁槽相对互锁销长度等于两拨叉轴槽底间距离减去根拨叉轴槽深，使换挡时两根滑杆不能同时离开中立位置，而只允许根滑杆移动。

.钢球互锁销式用两个钢球代替互锁销。

.弹簧空心互锁销式此空心互锁销长。

结论通过这次对轿车变速器的设计，不仅使我巩固了大学四年以来所学到的专业基础知识，也对轿车变速器设计有了个初步的了解。

同时也对轿车变速器在现实生活中的应用得到了定程度的掌握。

由于时间仓促，本设计还有很多可以改进的地方，例如，变速器可以用三轴式，三轴式主要用于重型或重型载重汽车，而二轴式主要用于轻型车，所占体积比较小，本次设计采用发动机纵置时两轴式变速器，其特点是高挡同步器布置在输入轴上而低挡同步器布置在输出轴上，为提高轴的刚度，增加了中间支承同步器有锁环式同步器锁销式惯性同步器和滑块式同步器，根据不同的需求，本次设计采用了锁销式惯性同步器。

变速器分为自动式和机械式，本次设计采用了机械式变速器。

由于本人知识有限，在设计中难免存在缺点和错误，敬请老师批评指正。

致谢值此成文之际，首先我要衷心地感谢我的指导老师冷岳峰教授半年年来对我的精心指导。

老师严谨的治学作风兢兢业业的工作精神和求精求实的科学研究理念将对我以后独立从事科学研究产生深刻的影响。

在我学习和做研究的过程中，每当遇到困惑和疑难时，在我仿徨不知所措时，冷老师总能及时查明学生心态帮助我克服学习和生活中的困难，给予我充分信任鼓励和支持，并为我提供十分宝贵的学习机会。

其辛劳和对学生的良苦栽培无以言表。

论文定稿之前的细致修改无不铭刻着老师为人师表和呕心沥血的烙印，而这种治学精神将成为学生终身受用不尽用之不竭的宝贵财富。

谨向老师致以深深的敬意和最诚挚的谢意。

最后，感谢那些默默地关心和支持我而在此无法提及的师长同学。

参考文献王洪欣，李木，刘秉忠.机