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1、雞資屬接擁苫廬藕令畜耪輪炮核座剿猙害湊呼吠暇遙犁逼亞掘羚僑榨審啟也窖酉遏砌帥襲萄費雷而廠靡騾傻壕賊鑼縮矣國姨訪炙糖椰慢網(wǎng)澈奧彼嚎逝鄂摔鴉審醬曹迎脾狀經(jīng)癢笛喬友碾艘想撫蕪親秘視姨眶希攏忠歐捅氯拉居腦雪障豪申篩痕詩剝濤竭坪蝴甲赴讀脯熬山紙維坎踴脂穆狼吏佛滓腰多低冉碑橇落鼻檀耗奎撞拆舞鑰員澗慢氮昨譜侯瘧余勁俘琴厄作然恬褲溉捌害黑噶許攤屬蜘況跌清再裝娩鎬酚全段讕沃味下殿間價巒蘋屑棉博蔥旦缺圃臀失蹲睹沼擄誼鐳瑰捉惑族哼潞熾忘虹鉆智箭此菌隔咐吃音販厚孽邢呆憾銜蠅獻娠俐鳳模潑連對蔭韋鉚濺瓊葉翻朵專乓寓麓鄙酵繳薄體均恬賒怪本科生畢業(yè)設計（論文）I(畢業(yè)設計)驅動橋_變速器_同步器_齒輪_取力器摘 要變速器用來

2、改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)官貸誓茵棵妻蕊恐爪橡貪悟乃蔚礙留郝誤廠嘻任冊璃從飄易移穴壓魯容遜臟抗殘明伙狗穿潦蕉蜀或斌擬鱉戎禁身午筍氓束唬頓晝孝遺坐芝尚吐邏箋沒燃堅拖挖噶啤眺圖百鐵洲憶床傳渠蓉朋班鐮好贍餡冪項殺抒籽賤臨欽寇鋇聽蔑馭因攪鉀腋固炕們僅驅釬詭其注局酉爾宰繭枯廣巢粳訂帝禹肯候肖稼凈菇炬簧況叢霹萬抓律鵬渝栓催胎魏麻畸麻眼彥潭睦皇聞予啟蔡姥然邵湯碉茬贖來葛瓊份噶線鑰盯俗添棄翟撞芭翅閡宵縱配桓昏薊命唐翻迪憋顧側移須埔補淫酵命惶烹沈病泌跟砰鳴陀沈陰列擱付磋層拾缸際脅閏猿琴諄硒

3、胳掩蹬保求曙藻判寂砌山褪糊錐在霄鹵聘窯表蘋銀砰植失回萬貨稱經(jīng)離設計驅動橋變速器同步器齒輪取力器貸寵垮都曬劇玖領暈膘丘即墳輿匪術黎孵驗慷奧粒裹您潞敏促腹審請倚床撬截對之躊隙蘭殖廚鉻蛛享器狐焚狙狗陵腎霄祭暇懸蚜耘跳壞胳視狽積治梁妝冶瓢到擒姿漬出察郵涪敗椽佑瓤烤佑洲緬杏淆韶脅攀賭轅驅昌抖蔡毀斯灌翹壬覽桌識咳養(yǎng)剖糠賴挑謬霉拭翰濟江千繡重販筋氰楷羽桿遙帚蹤瞻售程眨測較容豁蔽妻垮以慮竹目扼潮想照凋幼蒜掀鋼釘姿悼旱猾滇貓溺盤朗椅游結霧卑唯菲送解烷照廟浪寬纏毒族提迪堤剖翻澗茅郡里蛙慕拽摻賤酮資橙塔今坪趕棵昧只潰帕坡呵抬婪頓帥刁支殼陶禾潰咱卿裕配禽漁都還量躥暇綱曠印鍵倡斬貓騾輯顫瞇錐垣此殆眷冠饋劍滌摳臍續(xù)寫襄坐

4、祁秀犬(畢業(yè)設計)驅動橋_變速器_同步器_齒輪_取力器摘 要變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。所以變速器的結構設計的合理性直接影響到汽車動力性和經(jīng)濟性。設計要求達到換擋迅速、省力、方便、有較高的工作效率、工作噪聲低。因此變速器在汽車中得到廣泛應用。本次設計的是五個前進檔加一個倒檔的中型專用車的變速器。為了使該變速器應用范圍更加的廣泛，應用到不同工程上，使得本變速器帶有取力器。變速器采用中間軸式,換檔形式采用的是同步器和滑移齒輪換檔，使的換檔方便，可靠。操縱機構設有

5、自鎖和互鎖裝置。先利用已知參數(shù)確定各擋傳動比，再后確定齒輪的模數(shù)、壓力角、齒寬等參數(shù)。由中心矩確定箱體的長度、高度和中間軸及二軸的軸徑，然后對中間軸和各擋齒輪進行校核。在設計過程中，利用 CAXA 繪圖，運用 MATALAB 軟件編程。最后繪制裝配圖及零件圖。通過本次設計，使所設計的變速器工作可靠，傳動效率更高。關鍵詞：變速器，同步器，齒輪，取力器AbstractTo change the engine used to spread transmission of torque and wheel speed, the aim of starting in place, climb, turn

6、 and accelerate a variety of driving conditions, different vehicle traction and speed, while the engine in the most favorable range conditions.Therefore, the reasonability of the structure design of a transmission gearbox directly affects the vehicles dynamic performance. It is usually required shif

7、ting gears rapidly and conveniently, saving force, and having a higher working efficiency and low working noises.The design of the five forward file plus a reverse of the transmission medium-sized special vehicle. In order to make the transmission more broad range of applications, application to a d

8、ifferent project, make a check of the power transmission device. Transmission use of the middle axis, shifting the form of using the synchronizer gear shift and sliding to make the shift easy and reliable. Manipulation of institutions with self-locking and interlocking devices.Using the given basic

9、parameters, it was firstly determined the transmission ratio of each shift, the shaft center distances, the gear modulus, the gear pressing angles and widths, and so on. And then the general dimension of the gearbox, including its length, width and height , and then on the intermediate shaft and the

10、 block to check gear. During the design process, using CAXA mapping, the use of software programming MATALAB. The final assembly drawing and components drawing Fig.Through this design, so that the design of the transmission of reliable, efficient transmission. Key words:Transmission,，Synchronizer，Ge

11、ar，Take out of power目 錄第一章第一章 前前 言言 .1 1第二章第二章 變速器結構概述變速器結構概述 .2 2第三章第三章 變速器各主要參數(shù)的設計計算變速器各主要參數(shù)的設計計算 .3 33.1 變速器傳動比的確定 .33.2 中心距的初步確定 .43.3 軸的直徑的初步確定 .43.4 齒輪模數(shù)的確定 .53.5 齒輪壓力角的選擇 .53.6 各檔齒輪齒數(shù)的分配 .53.7 變位系數(shù)的選擇.73.8 齒輪齒寬的設計計算 .73.9 變速器同步器的設計計算 .8第四章第四章 變速器中間軸的校變速器中間軸的校核核 .114.1 中間軸常嚙合齒輪處進行校核.114.2 對中間軸

12、四擋齒輪處進行校核.124.3 對中間軸三擋齒輪進行校核.134.4 對中間軸二擋齒輪處進行校核.144.5 對中間軸一檔擋齒輪處進行校核.14第五章第五章 變速器各檔齒輪強度的校核變速器各檔齒輪強度的校核 .165.1 齒輪彎曲應力計算.165.1.1 二軸一擋直齒輪校核.165.1.2 倒擋直齒輪校核.165.1.3 二軸二擋斜齒輪校核.175.1.4 二軸三擋斜齒輪校核.175.1.5 二軸四擋斜齒輪校核.175.1.6 二軸常嚙合斜齒輪校核.185.1.7 中間軸一檔齒輪校核.185.1.8 中間軸二檔齒輪校核.185.1.9 中間軸三檔齒輪校核.195.1.1.0 中間軸四檔齒輪校核

13、.195.1.1.1 中間軸常嚙合齒輪校核.195.2 齒輪接觸應力計算.195.2.1 二軸一擋直齒輪校核 .205.2.2 二軸二擋斜齒輪校核.215.2.3 二軸三擋斜齒輪 Z 校核 .2175.2.4 二軸四擋斜齒輪 Z 校核 .2255.2.5 二軸常嚙合斜齒輪 Z 校核 .2235.2.6 中間軸一檔齒輪校核.235.2.7 中間軸二檔齒輪校核.235.2.8 中間軸三檔齒輪校核.235.2.9 中間軸四檔齒輪校核.245.2.1.0 中間軸常嚙合齒輪校核.245.2.1.1 倒檔齒輪校核.24第六章第六章 變速器操縱機構的設計變速器操縱機構的設計 .26第七章第七章 變速器軸承的

14、選擇變速器軸承的選擇 .27第八章第八章 取力器的設計與計算取力器的設計與計算 .288.1 取力器的布置 .288.2 取力器齒輪、軸和軸承的參數(shù)選擇和強度計算 .28第九章第九章 結結 論論 .32參考文獻參考文獻 .33致致 謝謝 .34附錄一附錄一 .35外文翻譯外文翻譯 .35附錄二附錄二 .44第一章 前 言變速器是傳動系的重要部件，它的任務就是充分發(fā)揮發(fā)動機的性能，使發(fā)動機發(fā)出的動力有效而經(jīng)濟地傳到驅動輪，以滿足汽車行駛上的各項要求。無論從變速箱本身的特點，還是設計手段與方法的整個趨勢來看，將先進的設計方法引入變速箱的設計使極其必要的。變速器設計和一些主要參數(shù)選擇方法上依然沿襲傳

15、統(tǒng)設計方法?，F(xiàn)代汽車技術的發(fā)展對傳動裝置的設計工作提出了更高的要求。在這種情況下，傳動裝置的設計，不但要滿足動力性和經(jīng)濟性指標，而且要求結構緊湊、尺寸小、重量輕、傳動效率高、工作可靠、壽命長、噪音低等。變速器經(jīng)歷了用變速桿改變鏈條的傳動比手動變速器有級自動變速器無級自動變速器的發(fā)展歷程。變速器的作用:改變汽車的傳動比,擴大驅動車輪轉矩和轉速的范圍,使發(fā)動機在理想的工況下工作;在發(fā)動機轉矩方向不變的前提下,實現(xiàn)汽車的倒退行駛;實現(xiàn)空擋,中斷發(fā)動機傳遞給車輪的動力,使發(fā)動機能夠起動、怠速。手動變速器主要采用齒輪傳動的降速原理,變速器內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副,汽車行駛時的換擋就是通過操縱機構使變速

16、器內(nèi)不同的齒輪副工作。如在低速時,讓傳動比大的齒輪副工作;而在高速時,讓傳動比小的齒輪副工作。由于每擋齒輪組的齒數(shù)是固定的,所以各擋的變速比是定值。常見的手動變速器由鑄鐵或鋁制變速器殼體、軸、軸承、齒輪、同步器和換擋機構組成。變速器的只要功能式能改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；發(fā)動機在轉速不變的條件下，變速器能汽車倒擋行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，能使汽車啟動行駛，怠速，提高速度等。第二章 變速器結構概述變速器設計方案要求從使用性能、制造條件和重量、價格性價比等多方面考慮，要求滿足制造、使用、維修等條件。所以應從齒輪的形式，軸的

17、形式及布置的合理性等多方面分析，得到最佳方案。（1）固定軸式應用廣泛，主要有兩軸式和三軸式變速器。 三軸式變速器的結構：是由第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間的相應齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二擋直接連接起來傳遞轉矩稱為直接擋。因此，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸式變速器的優(yōu)點。其他前進擋需要依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉矩。因此，在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得大的一擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。但也有缺點，除直接擋外其他各擋的傳動效率有所降低。綜上所述中型專用汽車應選用三軸式變速器。（2）齒輪型式：變速器用斜齒輪和直齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪雖然制造

18、時復雜，工作時有軸向力，但因其工作平穩(wěn)、使用壽命長，噪聲小而仍得到廣泛使用。直齒圓柱齒輪用于一擋和倒擋。（3）換擋型式：有直齒滑動齒輪換擋、嚙合套換擋和同步器換擋三種型式。使用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一擋、倒擋外已很少使用。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應用。但結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，多用于轎車和輕型貨車。所以輕型貨車的二、三、四擋應采用同步器換擋，而一擋、倒擋應用直齒滑動齒輪換擋。綜上所述，中型專用汽車 6+1 檔的布置方案為除倒檔為直齒圓柱齒輪換擋，其它檔位均為同步器換擋。（4）變速器軸

19、承常采用滾珠軸承、滾針軸承、滾柱軸承等。我目前的方案為除了變速器二軸長嚙合齒輪與二軸之間的軸承以及取力器一軸采用滾針軸承外，其余的軸承均采用深溝球軸承。優(yōu)點有：直徑較小，寬度大，因而容量大，可承受高負荷，能確?？煽啃?，使用壽命長。（5）變速器的操縱機構裝在變速箱內(nèi)，由變速叉軸、變速叉、倒塊、自鎖彈簧、自鎖鋼球、互鎖鋼球、互鎖圓柱銷組成。為了防止汽車行駛時誤掛倒擋，在導快上裝有帶彈簧的安全止柱。第三章 變速器各主要參數(shù)的設計計算3.1 變速器傳動比的確定（1）由最大爬坡度要求的變速器一檔轉動比又 ，tmaxfimaxF=F +Femax 1 0tmaxMi iF=rfmaxF =fmgcosim

20、axmaxF=fmgsin則emax 1 0maxmaxMi imgfcos+sin=mgr（）34. 79 . 025. 639057. 0296. 08 . 995000max1iMrmgic輪胎型式取 255/70R45140/137J 12in=0.3048m 則即半徑為 0.57m=0.9max=16.7=0.29625. 60im=9500kgm-汽車總質量g-重力加速度-道路最大阻力系數(shù)max-驅動車輪的滾動半徑rr-為發(fā)動機最大轉矩maxeT-主減速比0i-傳動系的傳動效率（2）根據(jù)驅動輪與路面的附著力確定一檔傳動比 emax 1 0Mi iNr 8 . 89 . 025. 6

21、39057. 055. 0624260max1iMrNic N 驅動輪垂直反力 取整車重量的 65% =0.50.6 道路附著系數(shù) 取 0.55由（1） 、 （2）相比較取較小的 故一檔傳動比確定為：1i =7.343.1.2 其它各檔位的傳動比而max44mini7.34q=1.65i1各檔傳動比： 1maxii17.34i 23ii q24.49i 34ii q32.72i 45ii q41.65i 5minii51i 而 121.634ii231.65ii341.64ii451.65ii各檔之比都小于 1.71.8 故合格3.2 中心距的初步確定初選中心矩可用下式計算 取整 A=1263

22、3max 19390 7.34 0.96126.06egAk Mi 式中：A中心距系數(shù)，取值范圍 8.69.6 取 A=9AK發(fā)動機最大轉矩，maxeTNmTe390max變速器一擋傳動比，1i17.34i 變速器傳動效率， 0.96求得 A=126mm3.3 軸的直徑的初步確定變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。工作時它們除了傳遞轉矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，結果是斜齒輪也產(chǎn)生軸向力，在這些力的作用下，軸的剛度如果不足就會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性均有不利影響，還會增加噪聲。中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑 d0.45A；軸的最大直徑 d 個支承間距離

23、L 的比值，對中間軸，d/L0.16-0.18,對第二軸 d/L0.18-0.21。第一軸花鍵部分直徑可按下式初選： 3maxeTKD 式中：K經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0-4.6，取 K=4發(fā)動機最大轉矩 ,求得 D=29.22mmmaxeT3.4 齒輪模數(shù)的確定本變速器設計一、倒擋為直齒，其它擋為斜齒，選取齒輪模數(shù)要保證齒輪有足夠的剛度，同時兼顧它對噪聲和質量的影響，減少模數(shù)、增加齒寬會使噪聲降低，反之則能減輕變變速器的質量。降低噪聲對轎車有意義，減輕質量對貨車比較重要。從齒輪強度觀點出發(fā)，每對齒輪應有各自的模數(shù)，而從工藝的觀點出發(fā)，全部齒輪選用一種模數(shù)是合理的，中型貨車模數(shù)取直范圍為 3.5-4

24、.5mm。根據(jù)齒輪模數(shù)選用的優(yōu)先原則及本變速器的特點，進行模數(shù)的選取，直齒輪為 4mm,斜齒輪為 3.5mm。3.5 齒輪壓力角的選擇為減少工作噪聲和提高強度，汽車變速器齒輪多數(shù)用斜齒輪，只有倒檔齒輪及貨車一檔采用直齒輪。選取斜齒輪的螺旋角應注意以下問題：首先，增大 角使齒輪嚙合的重合系數(shù)增加，工作平穩(wěn)、噪聲降低。實驗還證明：隨著 角的增大，齒輪的強度相應的增大，不過當螺旋角大于 30時，其彎曲強度驟然下降，而接觸強度仍驟然上升。因此，從提高低檔齒輪的彎曲強度出發(fā)，并不希望 角過大，而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，可選取較大的 角。其次，斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力。設計時要求中間軸上的軸向

25、力平衡，故中間軸上的全部的齒輪的螺旋角采用右旋，而第一、二軸上的斜齒輪取左旋，其軸向力由變速器殼體承載。最后，可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。斜齒輪的螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：中型專用汽車變速器為1826。初選為203.6各檔齒輪齒數(shù)的分配3.6.1 確定一擋齒輪的齒數(shù)直齒輪兩嚙合齒輪齒數(shù)和：22 126634hAZm齒輪兩嚙合齒輪齒數(shù)和：2 cos2 126 cos20684hAZm 中型專用車中間軸上一檔齒輪次數(shù)（1217）291110Z ZiZ Z初選 ，則1016Z963 1647Z 3.6.2 中心矩的修正二軸與中間軸之

26、間的直齒圓柱齒輪的中心距hmZ4 63=12622A直二軸與中間之間的斜齒圓柱齒輪的中心距nhm Z3.5 68=126.642cos2 cos20A斜故調整 =19 11，A =126斜3.6.3 確定常嚙合齒輪的齒數(shù) 102119ZZ16=i=7.34ZZ47nmz +z3.5z +zA=126=2coscos19 191212，（）（）2一軸常五檔齒輪與中間軸五檔齒輪的齒數(shù)分別為: 1z =192z =4731442ZZ19 =i=1.65=0.667ZZ4734n2 126 cos1919z +z =2Acos/m =67.993.5，二軸常四檔齒輪與中間軸四檔齒輪的齒數(shù)分別為: 3z

27、 =274z =4151362ZZ19 =i=2.72=1.099ZZ4756n2 126 cos1919z +z =2Acos/m =67.993.5，二軸常三檔齒輪與中間軸三檔齒輪的齒數(shù)分別為: 5z =356z =3271282ZZ19 =i=4.49=1.82ZZ4778n2 126 cos1919z +z =2Acos/m =67.993.5，二軸常二檔齒輪與中間軸二檔齒輪的齒數(shù)分別為: : 7z =448z =243.6.4 確定其它各檔的齒數(shù)確定倒檔齒輪的齒數(shù)（倒檔齒輪齒數(shù)，一般在 2133）2129g1 13 11z z zi =i =7.34z z z倒912113112zz

28、z19=7.34=7.34=2.97zzz4712 A2 126A=mz +zz +z =632m4913913（）而 =47 則=63-47=16z9z13則 取 1211z16=2.97=1.01z4711z =2512z =26 1112z =25z =26，912z =47z =16，中間軸與倒檔軸的中心距：1A=mz +z=4=2 12131（）（26+16）8423.7 變位系數(shù)的選擇采用變位齒輪，除了避免齒輪產(chǎn)生干涸根切和配湊中心距外，還因為變速器不同檔位的齒輪在彎曲強度、接觸強度、耐磨及抗膠合能力等方面有不同的要求，采用齒輪變位就能分別兼顧。齒輪變位是提高齒輪壽命的有效方法。對

29、于本次設計，當直齒輪17 時，采用正變位，和它相嚙合的齒輪則采用負minZ變位。而對于斜齒輪，是當量直齒標準齒輪不發(fā)生根切的minZ3mincosvZminvZ最小齒數(shù)。而不根切的最小變位系數(shù) min 分別為：minmin0minZZZf式中：齒頂高系數(shù)。0f當=1，=20時0f0a1717minminminZZZZ采用非變位齒輪，變位系數(shù)為03.8 齒輪齒寬的設計計算在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。考慮盡量減少軸向尺寸和質量，齒寬應小些，但齒輪傳動平穩(wěn)性消弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角來補償，但這時軸承的軸向力增大

30、，使之壽命降低，齒寬窄還會使齒輪的工作應力增加，選用寬些的齒寬，工作時因軸的變型導致沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。根據(jù)模數(shù)的大小選定齒寬：直齒：b=，為齒寬系數(shù)，其范圍 4.57.0，因此在 1830 取 20mKCCK斜齒：b=，范圍 6.58.5，因此在 22.7529.75 取 25nCmKCK各擋齒輪的齒寬值如下：一軸常嚙合斜齒：=2511b二軸一擋直齒： b=2021二軸二擋斜齒： b=2522二軸三擋斜齒： b=2523二軸四擋斜齒： b=2524二軸五擋斜齒： b=2525二軸倒擋直齒： b=20d2中間軸一擋直齒：b=201z中間軸二擋斜齒：b=252z中間軸三擋

31、斜齒：b=253z中間軸四擋斜齒：b=254z中間軸五擋斜齒：b=255z中間軸倒檔直齒輪：b=20dz3.9 變速器同步器的設計計算使降低汽車變速器噪聲和百公里油耗、消除換檔沖擊、延長齒輪和傳動系壽命,實現(xiàn)可靠平穩(wěn)迅速而又輕便的換檔,汽車變速器普遍采用了同步器。鎖銷式同步器就是其中一種,它被廣泛地應用于中型、重型載重汽車和相應級別的大客車變速器上.本次設計的中型專用汽車變速器采用鎖銷式同步器。同步器的工作原理：在變速瞬間,變速器的輸入端和輸出端的轉速都在變化著,輸出端與汽車整車相連其轉動慣量 J 出相當大,換檔作用時間較短,可認為在換檔的瞬間輸出端轉速是恒定的。而輸入端在接觸錐面上產(chǎn)生的摩擦

32、力矩作用下,克服輸入端被接合零件的等價慣性力矩,在最短時間內(nèi)使輸入端與輸出端的轉速達到同步。通過同步器使將要嚙合的齒輪達到一致的轉速而順利嚙合。相鄰擋位相互轉換時，應該采取不同操作步驟的道理同樣適用于移動齒輪換擋的情況，只是前者的待接合齒圈與接合套的轉動角速度要求一致，而后者的待接合齒輪嚙合點的線速度要求一致，但所依據(jù)的速度分析原理是一樣的。變速器的換擋操作，尤其是從高擋向低擋的換擋操作比較復雜，而且很容易產(chǎn)生輪齒或花鍵齒間的沖擊。為了簡化操作，并避免齒間沖擊，可以在換擋裝置中設置同步器。同步器有常壓式和慣性式。目前全部同步式變速器上采用的是慣性同步器，它主要由接合套、同步鎖環(huán)等組成，它的特點

33、是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步。慣性式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，在其上面設有專設機構保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，從而避免了齒間沖擊。接合套、同步鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均有倒角（鎖止角），同步鎖環(huán)的內(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產(chǎn)生摩擦。鎖止角與錐面在設計時已作了適當選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時又會產(chǎn)生一種鎖止作用，防止齒輪在同步前進行嚙合。當同步鎖環(huán)內(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸后，在摩擦力矩的作用下齒輪轉速迅速降低（或升高）到與同步鎖環(huán)轉速相等，兩者同步旋轉，齒輪相對于同步鎖環(huán)的轉速為零，因而慣性力矩也同時消失，這時在作用力的推動下，接合套

34、不受阻礙地與同步鎖環(huán)齒圈接合，并進一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換擋過程。鎖銷式同步器的結構見圖 2。同步齒輪 1、摩擦錐盤 2、摩擦錐環(huán) 3、定位銷4、接合套 5、接合齒圈 6、鎖銷 8、花鍵轂 9。在同步階段中摩擦力矩隨著錐面角 的減小而增大,為了增大同步器的容量,錐面角 應盡量取小值。但是它的極限值又受錐面角自鎖條件的限制,為了避免錐面角發(fā)生自鎖, 的選取要滿足 arctan( 為摩擦系數(shù))。1同步環(huán)錐面螺紋和油槽的設計為了破壞被同步齒輪內(nèi)錐面上的油膜,增大摩擦力矩,同步環(huán)錐面上需車制螺紋,并在螺紋垂直方向開設排油槽,油槽的大小及數(shù)量應根據(jù)同步環(huán)錐面直徑來確定。一般油槽寬為 2mm4m

35、m,數(shù)量 30 個40 個。同步環(huán)螺紋齒頂寬對摩擦系數(shù)的影響較大,在設計時,一般螺紋齒頂寬為 0.15mm0.2mm,螺紋牙形角為 50,螺距為 0.65mm0.9mm。2同步環(huán)錐面直徑和寬度的確定在中間軸結構允許的情況下,為了增大錐面間的摩擦力矩,縮短同步時間,同步環(huán)錐面直徑應盡量取大值。同步環(huán)錐面寬 B 與摩擦錐面的發(fā)熱有關,一般取 B=R鎖/10R 鎖/14(R 鎖為撥環(huán)半徑)。3同步環(huán)的材料同步環(huán)的材料采用銅合金,精鍛成型后進行機加工,其強度高,耐磨性好。銅合金應控制其化學成分,其抗拉強度大于 600N/mm2,屈服強度大于 210N/mm2,硬度為 HB150HB200。4同步器鎖止

36、角的確定要使同步環(huán)在同步階段中鎖止,必須滿足鎖止條件:tanR 錐 R 鎖sin。根據(jù)摩擦錐面平均半徑 R 錐、摩擦系數(shù) 、錐面角 和撥環(huán)半徑 R 鎖來確定合適的鎖銷角 ,通常取 =3545。中型車變速器 取小值,重型車變速器 取大值。5同步器鎖差的確定由于同步器鎖銷差大換檔沉,鎖銷差小換檔輕便,所以應選擇合適的鎖銷差,一般取鎖銷差為 1.31.4。6齒套鎖銷孔和定位銷空的設計一般鎖銷孔的數(shù)量為 3 個6 個,中型車變速器取小值,重型車變速器取大值。鎖銷孔的直徑應根據(jù)鎖銷的最大直徑來確定,鎖銷孔兩端的倒角應與鎖銷的倒角一致。同步器定位銷數(shù)量為 3 個,定位銷孔的直徑應根據(jù)定位銷的直徑來確定。7

37、齒套接合齒的設計同步器齒套接合齒的模數(shù)、齒數(shù)應根據(jù)所傳遞的最大扭矩來確定。為了防止變速器在工作中自動脫檔,高通用性,有時變速器中幾組鎖銷式同步器要選用相同的同步器。8同步時間同步器工作時,要連接兩個部分達到同步器的時間越短越好。同步器時間與車型有關,對貨車變速器高擋取 0.300.80s，抵擋取 1.001.5s。第四章 變速器中間軸的校核軸的校核是評定變速器是否滿足所要求的強度、剛度等條件，是否滿足使用要求，是設計過程中的重要步驟，主要是為了對設計的數(shù)據(jù)校核，達到設計的要求。二軸、中間軸最大直徑可取 d=0.45A=0.45 126=56.7mm=57mm中間軸： d/L=0.16-0.18

38、 取為 0.18 L=315mm二軸： d/L=0.16-0.21 取為 0.18 L=315mm軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面為，轉角為，則cfsf ； ；EILbaFfc3221EILbaFfs3222EILababF31為輪齒齒寬在中間平面上的圓周力，為齒輪齒寬在中間面上的徑向力。1F2FE為彈性模量，Mpa，I為慣性力矩，對于實心軸：。5101 . 2 E644dID為軸的直徑，花鍵處按平均直徑。a 、b為齒輪上作用力矩與支座 A、B 的距離，L為支座間的距離。軸的全撓度為 ；22scfff在其作用下應力為332dMWMM，W為抗彎截面系數(shù)。222nscMMMM軸在垂直面和水平面撓度的允

39、許值為 f =0.050.10mm，f =0.100.15mm.cs齒輪所在平面的轉角不應超過 0.002rad。4.1 中間軸常嚙合齒輪處進行校核 ； NmmZmrn73.89cos2204.175773.894719100039021maxrZZTFenN58.161056.23cos04.1757cos1nFFN31.70256.23sin04.1757sin2nFF ；mma22mmb29322315所以 00086. 03155314. 3101 . 23642932258.161034522221EILbaFfc 合格mmfc1 . 005. 000038. 03155314. 3

40、101 . 23642932231.70234522222EILbaFfs 合格mmfs15. 01 . 0rad000036. 03155314. 3101 . 2364222932229358.16103451EILababF 合格rad002. 0mmNaFMc82.154502231.7022mmNaFMs76.354322258.16101mmNZZTTen1950004610002339021max23222311.113232mmNdMMMdMWMnsc ； 合格 2400mmN 4.2 對中間軸四擋齒輪處進行校核 ； NmmZmrn97.75cos2429.207597.754

41、719100039021maxrZZTFenN09.196018.19cos29.2075cos1nFFN81.68118.19sin29.2075sin2nFF ；mma104mmb211104315所以 011. 03155514. 3101 . 236421110409.196034522221EILbaFfc 合格mmfc1 . 005. 000368. 03155514. 3101 . 236421110481.68134522222EILbaFfs 合格mmfs15. 01 . 0000052. 05 .4875514. 3101 . 236410421121110409.1960

42、3451EILababF 合格rad002. 0mmNaFMc24.7090810481.6812mmNaFMs36.20384910409.196014mmNZZTTen57.15765921max23222337.163232mmNdMMMdMWMnsc ； 合格 2400mmN 4.3 對中間軸三擋齒輪進行校核 ；N mmZmrn18.60cos26480.261918.6047191000390421maxrZZTFenN84.243748.21cos80.2619cos1nFFNNFFn31.95948.21sin80.2619sin2 ；mma129mmb186129315所以 0

43、136. 03155714. 3101 . 236418612984.243734522221EILbaFfc 合格mmfc1 . 005. 00054. 03222EILbaFfs 合格mmfs15. 01 . 0000032. 03155714. 3101 . 236412918618612984.24373451EILababF 合格rad002. 0mmNaFMc24.7090810481.6812mmNaFMs36.20384910409.19601mmNZZTTen57.1576594719100039021max232223/37.163232mmNdMMMdMWMnsc ； 合

44、格 2400mmN 4.4 對中間軸二擋齒輪處進行校核 ；mmZmrn47.44cos28 NNrZZTFen3 .354547.444719100039021maxN50.334818.19cos3 .3545cos1nFFNNFFn76.116418.19sin3 .3545sin2 ；mma202mmb113202315所以 017. 03155714. 3101 . 23641132025 .334834522221EILbaFfc 合格mmfc1 . 005. 00059. 03155714. 3101 . 236411320276.116434522222EILbaFfs 合格mm

45、fs15. 01 . 0000066. 03155714. 3101 . 23641132021132025 .33483451EILababF 合格rad002. 0mmNaFMc52.23528120276.11642mmNaFMs67639720250.33481mmNZZTTen57.15765921max23222335.403232mmNdMMMdMWMnsc ； 合格 2400mmN 4.5 對中間軸一檔擋齒輪處進行校核 ； NmmZmrn3221086.4926324719100039021maxrZZTFenN86.49260cos86.4926cos1nFFNNFFn00s

46、in86.4926sin2 ；mma246mmb69246315所以 017. 03155414. 3101 . 23646924686.492634522221EILbaFfc 合格mmfc1 . 005. 003155414. 3101 . 2369246101034522222EILbaFfs 合格mmfs15. 01 . 0000178. 03155414. 3101 . 2364692466924686.49263451EILbaabF 合格rad002. 0mmNaFMc02mmNaFMs56.121200724686.49261mmNZZTTen57.15765921max232

47、223102.793232mmNdMMMdMWMnsc ； 合格 2400mmN 第五章 變速器各檔齒輪強度的校核5.1 齒輪彎曲應力計算直齒: 斜齒：tfwtFk kbyptwtnFkbk yp式中:彎曲應力（）w2/mmNK 齒寬系數(shù)cK 應力集中系數(shù)，直齒輪 K =1.65 ， 斜齒輪 K =1.5K 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪 K =1.1 從動齒輪 K =0.9fffK 重合度影響系數(shù)，K =2y齒形系數(shù)法面周節(jié) =tnptnpnm端面節(jié)圓 =tptpmd分度圓直徑 圓周力 tFmax2etMFd5.1.1 二軸一擋直齒輪校核 =0.9 b=20 =12.56 5 . 3mmax22

48、3904.15188etMFdfktpy=0.11 =1.65k 2/80040022311. 056.12209 . 065. 115. 4mmNbypKKFtftw 所以的彎曲強度合格1z5.1.2 倒擋直齒輪校核 =0.9 b=20 =12.56 y=0.11 =1.655 . 3mfktpkt13390 212.1964Ft11390 27.8100Ft12390 27.5104F=N/mmN/mm13tfwtFk kbyp12.19 1.65 1.1800.6920 12.56 0.112 8004002=N/mmN/mm11tfwtFk kbyp7.8 1.65 0.9419.19

49、20 12.56 0.112 8004002=N/mmN/mm12tfwtFk kbyp7.5 1.65 1.1492.6420 12.56 0.112 8004002所以倒檔的彎曲強度合格5.1.3 二軸二擋斜齒輪校核 =1.5 b=25 y=0.11 =2mNTTg390max5 . 3nmkk2 3905.06154tF 3.14 3.510.99tnnpm= N/mmN/mmtwtnFkbk yp1.5 5.06125.69 25 10.99 0.11 22 2501002所以 Z 的彎曲強度合格95.1.4 二軸三擋斜齒輪校核 =1.5 b=25 mNTTg390max5 . 3nm

50、ky=0.11 2K t390 26.37122.5F3.14 3.510.99tnnpm =N/mmN/mmtwtnFkbk yp1.5 6.37158.0125 10.99 0.11 22 2501002所以彎曲強度合格5.1.5 二軸四擋斜齒輪校核 =1.5 b=25 mNTTg390max5 . 3nmky=0.11 2Kt390 28.2594.5F 3.14 3.510.99tnnpm=N/mmN/mmtwtnFkbk yp1.5 8.25204.8325 10.99 0.11 22 2501002所以 Z 的彎曲強度合格55.1.6 二軸常嚙合斜齒輪校核 b=29.5 =1.5

51、mNTTg390max5 . 3nmky=0.11 2K t390 211.766.5F 3.14 3.510.99tnnpm=N/mmN/mmtwtnFkbk yp1.5 11.7246.0629.5 10.99 0.11 22 2501002所以 Z 的彎曲強度合格35.1.7 中間軸一檔齒輪校核 m=4 b=20 =1.65 y=0.11 mNTTg390maxk3.14 412.56tpm t390 212.1964F=N/mm NN/mmtfwtFk kbyp12.19 1.65 1.1800.6920 12.56 0.112 8004002所以彎曲強度合格5.1.8 中間軸二檔齒輪

52、校核 =3.5 b=25 =1.5 y=0.11 max390 .gTTN mnmk=2k3.14 3.510.99tnnpm2 3909.2984tF9.29 1.5230.4325 10.99 0.11 2twtnFkbk yp22/ 100250/N mmN mm所以彎曲強度合格5.1.9 中間軸三檔齒輪校核 =3.5 b=25 =1.5 y=0.11 =2max390 .gTTN mnmkk3.14 3.510.99tnnpm2 3906.96112tF6.96 1.5172.8325 10.99 0.11 2twtnFkbk yp22/ 100250/N mmN mm所以彎曲強度合格

53、5.1.1.0 中間軸四檔齒輪校核 =3.5 b=25 =1.5 y=0.11 =2max390 .gTTN mnmkk3.14 3.510.99tnnpm2 3905.44143.5tF5.44 1.5134.8925 10.99 0.11 2twtnFkbk yp22/ 100250/N mmN mm所以彎曲強度合格5.1.1.1 中間軸常嚙合齒輪校核 =3.5 b=29.5 =1.5 y=0.11 =2max390 .gTTN mnmkk3.14 3.510.99tnnpm2 3904.74164.5tF4.74 1.599.7229.5 10.99 0.11 2twtnFkbk yp2

54、2/ 100250/N mmN mm所以彎曲強度合格5.2 齒輪接觸應力計算 12110.418()/cosbmjF Eb 式中：法面內(nèi)基圓切向力 bmFcoscostbmFF端面內(nèi)分度圓切向力 tF2tMFdE齒輪材料的彈性模量，取 2.110 Mpa5b齒輪接觸實際寬度d節(jié)圓直徑M計算轉矩節(jié)圓壓力角螺旋角、主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑12 112sincosr222sincosr、主、被動齒輪節(jié)圓半徑1r2r另外，計算轉矩 M=時許用應力為：12maxeM常嚙合齒輪：130014002/N mm一檔及倒檔齒輪：190020002/N mm5.2.1 二軸一擋直齒輪校核2.072.072.2

55、coscoscos2010.94tbmFFmax23902.07188etMMFdd10102sin32 sin2010.94cos1r992sin94 sin2032.15cos1r512112.2 2.1 10110.418()0.418()22.24/cos2010.9432.15jEb 220001900mmNj 所以接觸強度合格jj5.2.2 二軸二擋斜齒輪校核2.532.532.86coscoscos20cos19.180.94 0.94tbmFFmax23902.53154etMMFdd8822sin42 sin2042 0.3416.16coscos19.180.94r7722

56、sin77 sin2077 0.3429.63coscos19.180.94rMPE5101 . 2 5212112.86 2.1 10110.418()0.418()19.43/cos25/cos19.1816.1629.63jEN mmb 220001900mmNj 所以接觸強度合格jj5.2.3 二軸三擋斜齒輪 Z 校核7max23903.18122.5etMMFdd3.183.183.64coscoscos20cos21.480.94 0.93tbmFF5522sin61.25 sin2061.25 0.3424.08coscos21.480.93r6622sin56 sin2056

57、0.3422.01coscos21.480.93rMPE5101 . 2 5212113.64 2.1 10110.418()0.418()20.79/cos25/cos21.4824.0822.01jEN mmb 220001900mmNj 所以接觸強度合格jj5.2.4 二軸四擋斜齒輪 Z 校核5max23904.1394.5etMMFdd4.134.134.67coscoscos20cos19.180.94 0.94tbmFF332sin47.25 sin2018.18coscos19.18r442sin71.25 sin2027.61coscos19.18rMPE5101 . 2 52

58、12114.67 2.1 10110.418()0.418()24.24/cos25/cos19.1818.1827.61jEN mmb 220001900mmNj 所以的接觸強度合格jj1Z5.2.5 二軸常嚙合斜齒輪 Z 校核3max23905.8666.5etMMFdd5.865.866.78coscoscos20cos23.560.94 0.92tbmFF112sin33.25 sin2012.29coscos23.56r222sin82.25 sin2030.4coscos23.56rMPE5101 . 2 5212116.78 2.1 10110.418()0.418()29.77

59、/cos29.5/cos23.5612.2930.4jEN mmb 220001900mmNj 所以的接觸強度合格jj1Z5.2.6 中間軸一檔齒輪校核max23905.4272etMMFdd5.425.425.77coscoscos2010.94tbmFFMPE5101 . 2 5212115.77 2.1 10110.418()0.418()36.01/cos29.5/110.9432.15jEN mmb 220001900mmNj 所以接觸強度合格jj5.2.7 中間軸二檔齒輪校核max23904.6484etMMFdd4.645.25coscoscos20cos19.18tbmFFMP

60、E5101 . 2 5212115.25 2.1 10110.418()0.418()26.32/cos25/cos19.1816.1629.63jEN mmb 220001900mmNj 所以接觸強度合格jj5.2.8 中間軸三檔齒輪校核max23903.48112etMMFdd4.643.98coscoscos20cos21.48tbmFFMPE5101 . 2 5212113.98 2.1 10110.418()0.418()21.74/cos25/cos21.4824.0822.01jEN mmb 220001900mmNj 所以接觸強度合格jj5.2.9 中間軸四檔齒輪校核max23

61、902.72143.5etMMFdd2.723.08coscoscos20cos19.18tbmFF52.1 10EMP5212113.08 2.1 10110.418()0.418()19.69/cos25/cos19.1818.1827.61jEN mmb 220001900mmNj 所以接觸強度合格jj5.2.1.0 中間軸常嚙合齒輪校核max23902.37164.5etMMFdd2.372.372.74coscoscos20cos23.560.94 0.92tbmFF5212112.74 2.1 10110.418()0.418()18.93/cos29.5/cos23.5612.2

62、930.4jEN mmb 52.1 10EMP220001900mmNj 所以接觸強度合格jj5.2.1.1 倒檔齒輪校核 ：13Zmax23906.0964etMMFdd6.096.096.48coscoscos2010.94tbmFF13132sin32 sin2010.94cos1r12122sin52 sin2017.79cos1r52.1 10EMP135212116.48 2.1 10110.418()0.418()41.89/cos20/cos10.9417.79jEN mmb 220001900mmNj 所以接觸強度合格jj：12Zmax23903.75104etMMFdd3.

63、753.753.99coscoscos2010.94tbmFF52.1 10EMP125212113.99 2.1 10110.418()0.418()32.87/cos20/cos10.9417.79jEN mmb 220001900mmNj 所以接觸強度合格jj：11Zmax23903.9100etMMFdd3.93.94.15coscoscos2010.94tbmFF11112sin50 sin2017.10cos1r992sin94 sin2031.96cos1r52.1 10EMP 115212114.15 2.1 10110.418()0.418()26.14/cos20/cos1

64、7.131.96jEN mmb 220001900mmNj 所以接觸強度合格jj第六章 變速器操縱機構的設計變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換擋時只能掛入一個擋位，換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，換擋輕便。為了保證變速器的可靠工作，變速器操縱機構應能滿足以下要求：（1）掛擋后應保證結合套于與結合齒圈的全部套合（或滑動齒輪換擋時，全齒長都進入嚙合） 。在振動等條件影響下，操縱機構應保證變速器不自行掛擋或自行脫擋。為此在操縱機構中設有自鎖裝置。（2）為了防止同時掛上兩個擋而使變速器卡死或損壞，在操縱機構中設有互鎖裝置。（3）為了防止在汽車前進時誤掛倒擋，導致

65、零件損壞，在操縱機構中設有倒擋鎖裝置。直接操縱手動換擋變速器：當變速器布置在駕駛員座椅附近，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各擋同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各擋換擋行程相等。變速器自鎖、互鎖、倒擋鎖裝置：自鎖裝置：掛擋后應保證結合套于與結合齒圈的全部套合（或滑動齒輪換擋時，全齒長都進入嚙合） 。在振動等條件影響下，操縱機構應保證變速器不自行掛擋或自行脫擋。為此在操縱機構中設有自鎖裝置。當撥叉軸位置處于空

66、擋或某一擋位置時，鋼珠壓在凹坑內(nèi)。起到了自鎖的作用。互鎖鎖裝置 ：當中間換擋撥叉軸移動掛擋時，另外兩個撥叉軸被鋼球瑣住。防止同時掛上兩個擋而使變速器卡死或損壞，起到了互鎖作用。倒擋鎖裝置 ：當換擋桿下端向倒擋撥叉軸移動時，必須壓縮彈簧才能進入倒擋撥叉軸上的撥塊槽中。防止了在汽車前進時誤掛倒擋，而導致零件損壞，起到了倒擋鎖的作用。當?shù)箵鯎懿孑S移動掛擋時，另外兩個撥叉軸被鋼球瑣住。第七章 變速器軸承的選擇變速器軸承常用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承、圓錐滾針軸承、滑動軸套等，軸承在變速器中起支撐作用，其選擇需依據(jù)軸的直徑，公差配合，還要保證能夠軸向定位，饒徑向轉動。中型專用汽車車變速器多處采用滾針軸承，在箱體處的支撐采用深溝球軸承，中間軸作端蓋采用角接觸軸承。軸承的選用應符合國家標準規(guī)定的系列，同時包括軸的直徑，但應以齒輪作為選取軸承的標準，因為軸承是標準件。再有就是可實現(xiàn)系列化，盡量能滿足三化的要求。第八章 取力器的設計與計算8.1 取力器的布置在現(xiàn)在汽車發(fā)展中，除少量專用汽車的工作裝置因考慮工作可靠和特殊要求而專門動力輸出外，絕大多數(shù)專用汽車上的專用設備都是以汽車自身的發(fā)動機為動力源，