（图纸+论文）CA1040轻型货车机械式变速器设计（全套完整）

而业内专家表示，目前变速器的节油主要通过安装同步器和增多档位来实现。

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。

.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。

对商用车，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商用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。

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。

本设计为挡变速器。

.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。

.各档传动比的确定主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为.式中汽车行驶速度发动机转速车轮滚动半径变速器传动比主减速器传动比。

由上文可知最高车速最高档为超速档，传动比车轮滚动半径由所选用的轮胎规格得到.发动机转速由公式.得到主减速器传动比计算公式最低档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力加速阻力为零，空气阻力忽略不计。

用公式表示如下.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混凝土或沥青路面可取之间。

取.，把数据代入.式得所以，档转动比的选择范围是初选档传动比为.。

各档传动比的选定变速器的Ⅰ档传动比应根据上述条件确定。

变速器的最高档般为直接档，有时用超速挡，在本设计中最高档即为超速挡。

中间档的传动比理论上按公比为其中为档位数的几何级数排列，实际上与理论值略有出入，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。

中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算.式中变速器中心距中心距系数，商用车发动机最大输出转距为，•变速器档传动比为.变速器传动效率，取。

商用车变速器的中心距在范围内变化。

所以根据计算结果，初取。

变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以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。

影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数换档机构形式以及齿轮形式。

乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用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。

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。

我的设计中挡和倒挡用的是直齿轮，其他挡都是斜齿轮。

换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。

汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。

这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。

只有驾驶员用熟练的操作技术如两脚离合器，时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。

但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。

因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除挡，倒挡外已很少使用。

由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。

这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。

而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。

此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。

因此，目前这种换挡方法只在些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。

这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。

使用同步器能保证迅速无冲击无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性燃油经济性和行驶安全性。

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互锁装置是保证移动变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。

常见的互锁机构有互锁销式图.是汽车上用得最广泛的种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。

图.，为空档位置，此时任叉轴可自由移动。

图.，为叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。

图.互锁销式互锁机构摆动锁块式图.为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的个或两个突起部分档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。

转动钳口式图.为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。

操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕轴转动。

选档时操纵杆转动钳形板选入变速叉轴槽内，此时钳形板的个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。

操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。

通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。

锁止机构还包括自锁倒档锁两个机构。

自锁机构的作用是将滑杆锁定在定位置，保证齿轮全齿长参加，轻型，货车，机械式，变速器，设计，毕业设计，全套，图纸本科学生毕业设计轻型货车机械式变速器设计要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。

变速器设有空挡和倒挡。

需要时变速器还有动力输出功能。

因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。

这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。

变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。

般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。

本文设计研究了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对些标准件进行了选型。

变速器的传动方案设计并讲述了变速器中各部件材料的选择。

关键词机械式齿轮轴变速器摘要第章绪论.研究背景.研究目的及意义.机械式变速器国内外研究现状第章总体方案设计.汽车参数的选择.传动机构布置方案分析固定轴式变速器倒挡布置方案其他问题.零部件结构方案分析齿轮形式换挡机构形式变速器轴承本章小结第章变速器设计.挡数.传动比范围.各档传动比的确定主减速器传动比的确定最低档传动比计算各档传动比的选定中心距的选择变速器的外形尺寸.齿轮参数模数的选取压力角螺旋角齿宽齿顶高系数变位系数的选择原则.各挡齿轮齿数的分配确定挡齿轮的齿数对中心距进行修正确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数确定其他各挡的齿数及变位系数确定倒挡齿轮齿数及变位系数.本章小结第章变速器的校核.齿轮的损坏形式.齿轮强度计算齿轮弯曲强度计算轮齿接触应力计算.轴的结构尺寸设计.轴的强度验算轴的刚度的计算轴的强度的计算.轴承寿命计算.本章小结第章同步器的设计.锁环式同步器锁环式同步器结构锁环式同步器工作原理锁环式同步器主要尺寸的确定.本章小结第章变速器操纵机构.直接操纵手动换挡变速器.远距离操纵手动换挡变速器.本章小结结论参考文献致谢附录第章绪论.研究背景近几年国内外汽车工业迅猛发展，车型的多样化和个性化已经成为汽车发展的趋势。

但变速器设计直是汽车设计中最重要的环节之，它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，特别是对轻型商用车而言，其设计意义更为明显。

在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的个重要指标，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使