五菱宏光变速器-.doc

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长春大学毕业设计（论文）纸五菱宏光手动变速器设计系部名称：机械与车辆工程专业班级：汽服11403学生姓名：孙海瑞指导教师：苏广义职称：副教授长春大学二○一五年六月 长春大学毕业设计（论文）纸 长春大学毕业设计（论文）纸前言如果说发动机是车辆的心脏，那么我认为变速器就是车辆的动脉。给予车辆动力与速度。控制车辆的前进与后退。变速器能够按其要求改变从发动机传过来的转矩和速度，使工作的驱动轮能正常行驶，变速器的主要目的是能使停驶的汽车平稳地起步，运动的汽车能更好的爬坡，转弯，加速，减速等，使汽车在不同的工作环境中获得不同的最佳牵引力和速度，变速器内一定还要设有空挡和倒挡。本设计过程得到了苏老师的一些我们院里的老师和同学的帮助，在此对他们表示十分的感谢。最后，殷切的希望广大的老师和同学对此次设计中误漏和错误之处，予以批评改正。长春大学汽服11403孙海瑞 长春大学毕业设计（论文）纸ForewordIftheengineistheheartofthevehicle,soIthinkthatisthearteryofthevehicle'stransmission.Givingthevehiclepowerandspeed.Forwardandreversecontrolofthevehicle.Transmissioncanchangeaccordingtotheirrequirementsfromtheenginetorqueandspeedtopassover,sothattheworkcanbenormaldrivingwheels,themainpurposeistomakethesuspendedtransmissioncarsmoothstart,sportycarbetterclimbing,cornering,acceleration,deceleration,sothatcarsgetadifferentoptimaltractionandspeedindifferentworkingenvironments,whiletheenginehasagoodrangeofworkingconditions.Transmissionhastobeneutralandreverse.    ThedesignprocesshasbeenhelpedSulteachersomeofourteachersandstudentscourtyardinthecentertoexpressmygratitudetothem.    Finally,theardenthopethatthemajorityofteachersandstudentsoftheleakatthedesignmistakeandwrong,criticizethecorrection.                                                                                                                ChangchunUniversityofsteamclothes11403                                                        SunHairui 长春大学毕业设计（论文）纸目录摘要IABSTRACTII第1章绪论11.1选题的背景11.2目的及意义1第2章总体方案设计32.1汽车参数的选择32.2变速器设计应满足的基本要求32.3传动机构布置方案分析32.3.1固定轴式变速器32.3.2倒档布置方案42.4齿轮形式72.5换挡机构形式72.6变速器轴承82.7本章小结9第3章变速器设计和计算103.1档数113.2传动比范围113.3各档传动比的确定113.3.1主减速器传动比的确定113.3.2最低档传动比的确定123.3.3各档传动比的确定133.3.4中心距的选定13 长春大学毕业设计（论文）纸3.3.5变速器的外形尺寸143.4齿轮参数143.4.1模数的选取143.4.2压力角153.4.3螺旋角153.4.4齿宽163.4.5齿顶高系数173.4.6变位系数的选择原则173.5各档齿数的分配183.5.1确定一档齿轮的齿数183.5.2对中心距进行修正203.5.3确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数203.5.4确定其他各档齿数及变位系数213.5.5确定倒档齿轮齿数及变位系数263.6本章小结28第4章变速器的校核294.1齿轮的损坏形式294.2齿轮强度计算284.2.1齿轮弯曲强度计算284.2.2齿轮接触应力计算304.3轴的结构设计324.4轴的强度验算334.4.1轴的刚度的计算334.4.2轴的强度的计算384.5轴承寿命计算414.6本章小结44第5章同步器的设计455.1锁销式同步器45 长春大学毕业设计（论文）纸5.1.1锁销式同步器结构455.1.2锁销式同步器工作原理455.2锁环式同步器465.2.1锁环式同步器结构465.2.2锁环式同步器的工作原理465.2.3锁环式同步器主要尺寸的确定475.3本章小结49第6章变速器操纵机构506.1直接操纵手动换挡变速器506.2远距离操纵手动换挡变速器506.3本章小结51结论52参考文献53致谢54 长春大学毕业设计（论文）纸第1章绪论1.1选题的背景1886年，卡尔.苯茨(KartBenz)发明汽车已有120余年的历史，但是第一台变速器的问世是是在1894年，变速器的发展可谓是更改了汽车的整体使用性能，至今变速器已有100余年的发展历史，可谓是发展的比较成熟了。近几年汽车行业一直是蓬勃发展的行业，汽车性能多样化的增加一直促使着汽车各种零部件更行换代，汽车变速器，一直是汽车传动装置中最最重要的环节，一直再不断的发展进步，使汽车在各种不同的工况中具有优越的性能，我相信在这迅速发展的汽车时代，未来的几十年中变速器一定会将其作用发挥到极致，因此变速器做到‘0’功率损失不是梦，只是时间的问题！1.2目的及意义我们一步步精心细致的计算，分析与校核只是想把变速器设计的最合理，使它的性能发挥到极致，功率损失降到最少，燃油经济性最好，噪音最低。1.改变转矩 由于汽车会行驶在不同的路面中，驱动轮所需要的转矩不同，所以变速器要能更大范围的改变汽车的传动比。2.实现倒车行驶 汽车往往需要倒退行驶，所以，变速器中一定需要设置一个倒档，满足其后退要求。3.实现空档汽车不可能一直行驶，当汽车停车时，踩离合后抬离腿时需要挂空档， 第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸第2章总体方案设计2.1汽车参数的选择变速器设计所需的汽车基本参数如下表:表2.1设计基本参数表发动机最大功率63kw最高车速140km/h总质量2880kg最大转矩108N·m2.2变速器设计应满足的基本要求对变速器如下基本要求:1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5）换挡迅速，省力，方便。6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。7）变速器应当有高的工作效率。此外，变速器是满足质量分布和体积小，成本低，维护方便。以满足性能和汽车的经济指标，它是必要的，其数目是传动齿轮，该传动比，并为每个齿轮比。汽车行驶的道路条件越不好，变速比变化范围就要更大。2.3传动机构布置方案分析2.3.1固定轴式变速器固定轴式变速器又分为三种，包括两轴式，中间轴式，双中间轴式。两轴式变速器优缺点又喝多，优点包括结构简单，轮廓尺寸小，中间档效率高等。但是两轴式变速器没有直接挡，工作起来会有较高的噪声，且易损坏。此外，一档的速比设计的要较小些，所以本设计采用中间轴式变速器。2.3.2倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用的时候较少，但是是汽车必不可少的一个功能，第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸而且都是在停车的时候才会使用搭档，故采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。图2.1为中规中矩的倒挡布置方案。对轴的长度缩短的第一齿轮的倒车挡，优点也2.1b中间轴中使用。优点在图2.2B方案示为当使用中间轴，从而缩短了中间轴的长度的第一齿轮的倒档。但移位两个齿轮啮合，以使在位移是困难的。图所示的实施方案中的可2.2C得到较大的反向齿轮比，不足之处是不合理的切换程序。在图2.2D所示的前一实施例的缺点已被修改，从而取代图2.2C所示的方案。图2.2E所示的实施例是形成在中间轴齿轮一体倒档，就会延长齿宽。图2.2F所示的实施方式是不断所有齿轮对齿齿轮，换档更加便于携带。为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度和一些卡车反向齿轮传动与图2.2克所示的情况。不足之处是一个倒档各设有一个转印叉轴，由此在传动罩复杂的操作机制。因为在第一档和倒档的变速器具有一个较大的工作力，它仍然是在两轴传动轴传动的中间低和倒挡，它应位于支承轴附近，以减少轴的弯曲在一个地方，以确保做到这一点的过渡性覆盖率减少了很多，并按照低速高速传输在每个块的排列顺序，所以无论是大轴的刚性不够，还要保证安装方便。虽然倒档齿轮，该齿轮比在其附近的一齿轮比，但因为使用了倒档的很短，从这个起点，某些节目被布置在支撑体的轴的附近的块中，并随后被置于倒档。此时，当倒档工作，工作齿轮磨损和齿轮噪声期间减少了传输的磨损并在很短的时间在噪声略有增加，在相同的时间。另外，中间齿轮的倒档可以用于倒档有影响力状态的传动轴的左侧或右侧，见图2.2。图2.1倒挡布置方案第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸图2.2倒挡轴位置与受力分析2.4齿轮形式斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮比较，它的使用齿面重合度高寿命比较长，传动平稳，工作时噪声较低，但直齿圆柱齿轮具有传递动效率高的特点，主要应用在倒档和一档上面使用，所以设计中一挡和倒挡要用平凡的直圆柱齿轮，其他的挡都是用高性能的斜齿圆柱轮。2.5换挡机构形式直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种主要换挡机构形式。当汽车，每个块不同的过渡角速度，使得轴向位移直径齿轮的变化会影响牙齿表面和伴随的噪声。这使得通道结束过早磨损和损坏，而司机紧张和通过移位和使乘坐舒适性降低产生的噪音。只用人工技术驱动程序（如离合器脚），当换档时，上述缺点克服没有影响。但此刻驾驶员的注意力被分散，会影响行车安全。因此，虽然这种转变的结构，但很少用于以简单的方式，除了一个块，倒档之外。由于第二齿轮的透射轴和啮合的副轴齿轮，它可以被用来移动离合器。此时，因为在同一时间通过与动力换档齿打击搞多。牙齿不参与移位，他们不会被过早损坏，但是，是不是消除换挡冲击，它仍然需要驾驶员资格的技术。由于加入的耦合和惯性常啮合齿轮，变速器的转动部分的总力矩的进一步增加。因此，当前移法只适用于一些不太复杂的设备和重型卡车变速器。这是因为，重型货车之间的雄性齿轮相对较小，该切换机构被连接到片小，减少之间的角速度差以使得离合器开关和制造成本，并减少传输距离。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸使用同步器可以在技术要快，无冲击，无噪声移位，而不管控制的程度这一点。为了改进车辆加速，燃油经济性和驾驶安全比较这两个位移的方法，尽管它有一个复杂的机制，以产生高精度的轴向尺寸等缺点，它仍然是普遍。同步或离合器开关移动滑动开关圆通比小中风。在超宽滑动齿轮的情况下，这种差别甚至更加明显。为了便于操控，到另一个变速杆旅游需求的变化尽可能地。车出块是传播的主要故障之一。为了解决这个问题，在此过程，但是也实际程序更有效的措施，在结构如下动作：锁定装置，以确保移动换档拨叉轴相互拨叉轴被锁定时，是该机构的作用，以防止在连接两档，窜挡，乱党问题。（1）锁定销型图2.4是使用最广泛的一种机制，锁销和顶销被安装在换挡拨叉轴之间的汽车，销和槽的长度，以确保锁定。图2.4，中立位置时，可在此时或者叉轴自由移动。图2.4，B，C，D为一个叉轴在工作位置，而另一叉轴被锁定。图2.4互锁销式互锁机构（2）块枢轴锁定图2.5是一个锁定块锁定机构概略摆动锁定螺钉块装有壳体上同心波和自由旋转的螺杆的轴线转动，杠杆锁定放置块选头箱，此时，锁紧块的一个或两个突起A文件住其它两个换档拨叉轴槽的，不能保证换挡时，她分两批加入。（3）将颚式图2.6是用类似的夹爪锁紧装置的旋转的锁定机构的原理的块。摇杆头选入钳口，夹板上轴旋转的一个。转动杠杆夹持板时在所选择的换档叉轴槽的选档杆，然后夹具的一个或两个颚采取其他两个换档拨叉以确保所述互锁措施。可以提供操作装置，以确保该机构不会被误认为相反。作为一项规则，在反向叉或U形夹装有弹簧机构，以允许驾驶员在位移时由于弹簧力，造成显著的感觉。该锁定机构还包括一自锁，反向决定性两个机构。的滑动的自锁机构的作用将锁定全齿长度，以确保参与的接合，并防止在该文件中的自动和在过渡。自锁球形和棒状锁定机构有两种类型的锁定机构。逆止器的作用，确保驾驶员有更多的力量杠杆，才接反提请注意的作用，防止其反向，导致安全事故适用。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸使用自锁的锁定机构的结构，联锁，扭转锁。为了实现自锁球自锁，互锁锁销。限制使用反向锁弹簧来实现，所以驾驶员为了防止意外的感觉相反。2.6变速器轴承变速器轴承传统圆柱滚子轴承，外球面轴承，滚针轴承，圆锥滚子和滑动轴承，轴套等。至于什么应的结构限制承重特性来使用。图2.5摆动锁块式互锁机构图2.6转动钳口式互锁机构紧凑汽车传动结构，体积小，使用较大尺寸的轴承结构是有限的，经常有困难的结构。作为第二轴支承在第一齿轮恒定内腔轴传输以足够的尺寸圆柱滚子轴承的内腔的前端能如果空间是使用的滚针轴承不足进行安排。第一波的传输支持，因为滚珠轴承在飞轮空腔的前端时，有足够的空间，以承受长力。经常从事球推力传输，后轴轴承通过的第一变速箱壳体，在那里它共享第一轴轴承的轴承外圈。后端第二波通常用于球轴承，轴向和径向力。产生中间轴齿轮的推力时，可在原理从前面或后轴承站的工作，但是，必须如所述壳体的前表面被布置成支撑轴承帽困难的时候是轴承的轴向力从与圆柱滚子轴承的径向力的前端的后端，的圆锥滚子轴承的转移，尽管具有小直径，大的宽度，因此有大容量，并且能够产生高载荷承受等，而且还必须的调整预紧，安装工作，易后轴齿轮缺点斜携带不当忙。传输第一中间轴后轴承和第二轴后轴承的第一轴，用于按照该系列的直径一般在串联球形或圆柱滚子轴承。由轴承从广播中心和外壳套的后壁，的直径，以确保两个轴承孔之间的距离不小于6〜20mm时，轻型卡车和汽车的下限。滚针轴承，衬套，主要用于在传动轴，不固定连接，并同时需要的地方的相对运动。滚针轴承具有滚动阻力小，传动效率高，与径向游隙，定位精度高，操作，齿轮和其他有用的好处。径向滑动套筒与尺寸的间隙，便于携带，在间隙之后增加传输的定位和操作的操作过程中的精确度和增加的噪声。滑动套筒的优点是制造简单，成本低。在本次设计中，由于工作条件的限制，所以要更加精准的选选圆锥滚子轴承和深沟球轴承以及滚针轴承。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸2.7本章小结本章通过首先为车辆变速箱的设计和传输的主要参数的设计是必要满足的基本要求开始，对自己的设计也有一定的规范。然后变速器和齿轮组件的变速机构在简短的介绍的形式，分析每个传输方案的优点和缺点，选择传输的适当和有效的传输方案和设计经常会出现一些问题，为计算收益齿轮和轴奠定了良好的基础。齿轮箱的最终形状，做了介绍，并比较的优点和上述变速器的缺点可以形成一个合理的选择。提供多种形状转移分析和容易出现的问题和相应的解决方案，最终使工作条件和工作条件的浪潮之后做出的选择，而且在滚子轴承的形式。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸第3章变速器设计和计算3.1挡数增加对提高汽车的动力性和经济，齿轮的数量。记录号，传输的更复杂的结构中，和轮廓和质量的大小。与此同时复杂运行机制和移位在使用频率增加。在最低的等级，在相同条件下，无疑将增加的传动比之间的传动比减小的低挡和相邻高速，轮班工作很简单。要求的1.8以下相邻比率之间的比率，一小的移位的限制工作更容易。相邻的变速比之间的高速范围比的传动比之间的邻接块面积小于低得多。在最近几年中，为了减少燃料消耗，在上升的帧编号。目前，汽车通常是四个56档，配合五速变速箱更卡车高级轿车采用四个56齿轮或齿轮。店质量卡车2〜3.5T采用的是五速变速器，装车4〜6速变速箱8T质量。多级变速器和卡车和越野车。设计为5速变速箱3.2传动比范围变速比是旋转的最低和最高齿轮比的齿轮比的传输范围的比率。比率来确定周和所选择的发动机参数，最大速度和车辆的使用，以及其他因素。汽车传动比目前的3到4，光5-6，其他货车的商用车更大。3.3各档传动比的确定3.3.1主减速器传动比的确定发动机转速与汽车运动的速度的关系式为：（3.1）式中——汽车行驶速度（km/h）；——发动机转速（r/min）；——车轮滚动半径（m）；第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸——变速器传动比；——主减速器传动比。由上文可知最高车速==139km/h；最高档为超速档，传动比=1；由于轮胎规格是170/70R14所以得到=296.8（mm）；发动机转速==6684.5（r/min）；上式可以得到主减速器传动比为：3.3.2最低档传动比计算按最大爬坡发达程度到最大容量的条件下，要求所用的斜最大斜坡角，驱动力应满足余下式：（3.2）式中G——车辆总重量（N）；——滚动阻力系数，对良好路面μ=0.01~0.02；——发动机最大扭矩（N·m）；——主减速器传动比；——变速器传动比；——为传动效率（0.85~0.9）；R——车轮滚动半径；——最大爬坡度本设计为能爬30%的坡，大约。由公式（3.2）得：（3.3）已知：m=2880kg；；；r=0.2968m；N·m；；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸当一档输出最大驱动力时，要驱动轮不可以产生滑转的现象。要产生不滑动的现象。公式要满足下列条件：（3.4）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0.5~0.6之间。取0.55，把数据代入（3.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为5.1。3.3.3各档传动比的选定Ⅰ中变速比是根据上述条件来确定。传动齿轮顶部通常是直接的文件，有时有超速，这是在草案中，高端超速。理论上中间齿轮比的相互关系（其中n是项数）被布置成几何级数，事实上，从理论值方便，因为的整数，用于齿轮公比之间的齿数要小，同时适当调整机床参数。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸3.3.4中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算：（3.5）式中——变速器中心距（mm）；——中心距系数，商用车=8.6~9.6；——发动机最大输出转距为210（N·m）；——变速器一档传动比为5.1；——变速器传动效率，取96%。9.0=72.78mm商用车变速器的中心距在80～170mm范围内变化。所以根据计算结果，初取A=72mm。3.3.5变速器的外形尺寸变速器壳体的轴应用公式；mm频繁选择当传输和同步数长时，中心距因子K应当采取最大给定系数。方便实现四舍五入。设计是一个五速手动变速箱，为300毫米的初始轴向外壳尺寸。3.4齿轮参数3.4.1模数的选取一般原则：为了降低噪音应该考虑合理增加减少模块米宽，使小质量，增加同时减少多少米宽，从流程的角度看，在同一封相应的操作应用实力模块，我们期待每颗牙齿必须是不同的模块。自动变速器的降噪工作，有一个更重要的意义，因此模数齿轮应选择小的，卡车，更重要的是比减少噪音，质量，那就应该选择大齿轮模块。应选择低速档较大的模块，其他选择另一个齿轮模数。偶尔，汽车传动齿轮是由每个块相同的模块。同步离合器和最引人入胜的渐开线齿形。由于原始应该使用相同的传输的相同接合齿模块。你进入该地区：轿车和卡车的1.8的总质量〜2.0〜3.5毫米14.0吨。较小的模数选择的齿数来提高有利移位。初选齿轮模数=3.0mm第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸齿轮法向模数=3.0mm3.4.2压力角如果接触角是小的，以提高匹配程度，传动平稳，噪音低，高弯曲强度和齿面接触的强度。对于商用车辆，重叠程度增加降噪，总是较小。变速器齿轮压力角为20啮合套或同步器的接合齿压力角用30°3.4.3螺旋角螺旋齿轮用于传输。螺杆选择坡角，要注意其对齿轮的强度和轴向传输操作声音的影响。档位选择更大的倾斜角度，更接近比变速箱的增加，顺风顺水，降噪。实验证明：与螺旋角增大，齿的强度需要增加。但是，当倾斜角大于30，急剧下降的抗弯强度，并且接触力继续。因此，为了提高低速齿轮弯曲的视图强度，不希望花15大倾角25是合适的，并且增加了高速传输的接触力和鉴于越来越接近应处于使用大螺旋角。当螺旋齿轮传动的扭矩和轴向力产生施加到轴承。设计应在中间轴齿轮工作时两个轴向力平衡，减少轴承负荷，提高了轴承的使用寿命追捧。因此，螺旋角应不同的传输中间轴齿轮不相同。使这一过程容易，在轴的轴向力的中心不，它可以形成在相同的桨距角，或者简单的双倾斜角。发现都应该右手，第一和第二轴斜齿轮减速机所推崇的中间轴斜齿轮的方向，被视为左撇子。轴向力从轴承盖到壳体上。齿轮和倒档被设计为正齿轮，过渡到这项工作中，中间轴的轴向力不能平衡（但因为它们使用较少的齿轮，它也被允许的），但此时的第二轴没有轴向力，之后，图3.1显示了轴向力假装两个中间轴斜齿轮的平衡，必须满足以下条件（3.6）（3.7）由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足（3.8）式中，Fa1，Fa2为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力，Fn1，Fn2为作用在中间轴齿轮1、2上的圆周力；r1，r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸图3.1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20～30°初选的螺旋角=253.4.4齿宽b需要注意的是的齿轮工作稳定性，强度和齿轮的齿宽度的轴向尺寸的工作齿轮受到的力的均匀性。考虑到质量和缩短尽可能减小变速器的轴向尺寸，它应该有较低的齿宽度。稳步下降正齿轮齿宽的优势被削弱，而且工作量增大。因此，一些具有宽齿宽，工作开展齿轮由于变形轴线是倾斜的，沿着在齿宽方向的不连续性和不均匀磨损的齿宽方向。通常基于齿轮模数m来选择的齿宽尺寸。直齿：b=m，为齿宽系数，取为4.5~8.0取=6斜齿：b=，取6.0~8.5，取=6第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。直齿b==63=18mm斜齿b==63=18mm第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸3.4.5齿顶高系数齿强度的程度补遗系数，运行噪音，滑动速度相对牙，牙钻蚀和增编厚度的影响。如补遗系数小，齿轮重叠小，噪音大的工作，但该齿被弯曲力矩减小，弯曲应力也减小齿。因此，在过去是由于齿轮的加工精度不高，并且该负载被集中在梳子的齿，使用超过齿顶系数取得0.75-0.80短齿齿轮。经过齿轮加工精度提高，包括我自己，1.00的规定编系数。为了提高合规性转变的程度，以减少噪音和齿根的实力，拥有编系数和1.00细如火如荼的传输。3.4.6变位系数的选择原则移动速变速箱的设计是一个非常重要的组成部分。采用改性装置以避免除非，削弱和齿轮中心距外刮，这样会影响牙齿的强度，使用的流畅性，耐磨性，抗结合能力和啮合噪声。有两种类型的改性传送方式：垂直偏移量和角度偏差。高程偏差齿轮副一对牙修正系数为零。增加的小齿轮齿根的移位量，所以它是在规模和强度中的大齿轮的附近。副缺点高度移位齿轮不同时增加一对齿轮的强度，是难以降低噪音。角位移齿轮对偏转和不为零。角位移，这两个位移的高度的优点有其缺点是可以避免的。是有几个中间齿轮安装在传动轴和第二轴组合和配置，以提供每一个齿轮比由于需要确保各齿轮彼此和具有不同数量的齿。为了确保每个齿轮具有相同的中心的距离，这个时间与进料齿处理。如果牙齿并用标准齿轮或副高度偏转的数量，然后齿和少齿轮对的数目应为正角位移。自啮合性能的角位移和良好的传输质量的指标，所以使用更。为螺旋齿轮，但也通过选择适当的螺旋角，以达到相同的要求的中心。传动齿轮循环荷载条件下工作，有时冲击负荷。高端齿轮齿面疲劳剥落位置的主要损坏，因此，最大接触粘合强度和耐磨损性的原则应该是最有利的方式，以确保修正系数。为了改善接触电阻，应使得总位移因数尽可能大，从而使两啮合渐开线基圆更远，以提高齿廓的曲率半径，减小接触应力。为低速传输时，由于较低的小齿轮齿根强度，再加上较大的负荷传递小齿轮齿根弯曲现象可能会发生。变异的总系数小，一对齿轮的齿总厚度更薄，弱齿根，下部弯曲强度。由于齿的刚度却小，容易吸收冲击和振动，噪音应少。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸根据上述和其他原因，为了，除了用于去除的齿轮传动装置，以减少噪声，两个齿轮和相互整体过渡倒档修正系数使用值较小数量，以获得低噪声传输。3.5各挡齿轮齿数的分配在齿轮传动装置后初选中心距，模块和螺旋角的齿轮可以是更多，这取决于齿轮比和传输方案的数量，分配的每个齿轮的齿数。图3.2五挡变速器传动方案3.5.1确定一挡齿轮的齿数一挡传动比（3.9）如果，齿数确定了，则与的传动比可求出，为了求，的齿数，先求其齿数和直齿=2A/m（3.10）斜齿=2A/（3.11）因为一挡用的是直齿轮，所以=2A/m=272/3=48后四舍五入计整数算。取中间轴的小齿轮齿尽可能小，因此/比被设定为在壳体/传动比较大与较小的相关联，使得第一轴齿轮常数的详细的齿数，以便定位在所述第二轴承车轴的前内腔是，并确保足够的厚度。考虑到限制第一轴变速器的壳体的轴孔的尺寸和布置的可能性，应该不多。的中间轴链轮的齿数最少数目也受中间轴的尺寸，即通过限制刚度。若选择，所述轴的大小和齿轮必须一起考虑。如果商业中间轴齿轮比=第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸5-6，中间轴第一齿轮数可在15至17的卡车在12到17应用应用。因为=5.1取中间轴上一挡齿轮=17输出轴上一挡齿轮=-=48-17=31根据确定的中心距A求啮合角：=0.9397根据齿数比u=参数分度圆直径d=zm=313=93mm齿顶高=m=m=3mm(=1)齿根高=(+)m=1.25m,=3.75mm齿顶圆直径=d+2=(z+2)m=99mm齿根圆直径=d-2=(z-2.5)m=85.5mm中心距A==72mm参数分度圆直径d=zm=173=51mm齿顶高=m=m=3mm(=1)齿根高=(+)m=1.25m,=3.75mm齿顶圆直径=d+2=(z+2)m=57mm齿根圆直径=d-2=(z-2.5)m=43.5mm中心距A==72mm两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，合齿高度不变。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸3.5.2对中心距进行修正并且由中央的距离计算，并改变了圆角，因此应根据与从在该场的中心作为订正齿轮到每个块的基础的新的数据中心相关联的齿轮变化系数。修改后的中心距，以便采取72毫米3.5.3确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数求出传动比（3.12）而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即A=/2（3.13）72=3（+）/2cos25求得常啮合齿轮齿数为=12=32参数分度圆直径d=z=z/=39.72mm齿顶高===3mm(=1)齿根高=(+)m=1.25=3.75mm(=0.25)齿顶圆直径=d+2=45.72mm齿根圆直径=d-2=33.72mm中心距A=72.82mm参数分度圆直径d=z=z/=105.92mm齿顶高===3mm(=1)齿根高=(+)m=1.25=3.75mm(=0.25)第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸齿顶圆直径=d+2=111.92mm齿根圆直径=d-2=-99.92mm中心距A=72.82mm核算=4.86在误差允许范围内3.5.4确定其他各挡的齿数及变位系数二挡齿轮是斜齿轮螺旋角与常啮合齿轮不同（3.14）（3.15）还有，要抵消或减少中间轴上的轴向力，还应该满足下式：（3.16）联解上述三式，采用试凑法，当螺旋角为时，解（3.14）、（3.15）得：求得二挡齿轮齿数为：代入上式近似满足轴向力平衡凑配中心距所以需变位=第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸=0.387参数分度圆直径=77.65mm节圆直径==60.25mm(u==1.39)齿顶高=1.793mm齿根高==0.21mm全齿高=5.607mm齿顶圆直径=88.408mm齿根圆直径=77.23mm参数分度圆直径=55.90mm节圆直径==u=83.75(u==1.39)齿顶高=5.466mm齿根高==0.15mm全齿高=5.607mm齿顶圆直径=66.778mm齿根圆直径=55.6mm第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸图3.3选择变位系数线路图同理：三挡齿轮齿数时近似满足轴向力平衡关系凑配中心距所以需变位=1.5923第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸=0.2923参数分度圆直径=63.457mm节圆直径==77mm(u==0.87)齿顶高=4.51mm齿根高==1.362mm全齿高=5.87mm齿顶圆直径=69.20mm齿根圆直径=60.733mm参数分度圆直径=72.98mm节圆直径=u=66.99mm(u==0.87)齿顶高=4.51mm齿根高==1.362mm全齿高=5.87mm齿顶圆直径=82.00mm齿根圆直径=70.256mm第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸四挡齿轮齿数时近似满足轴向力平衡关系凑配中心距所以需变位=1.157=0.157参数分度圆直径=48.76mm节圆直径==93.51mm(u==0.54)齿顶高=4.239mm齿根高==2.04mm全齿高=6.279mm齿顶圆直径=57.238mm齿根圆直径=44.68mm第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸参数分度圆直径=91.03mm节圆直径==50.49mm(u==0.54)齿顶高=4.239mm齿根高==2.04mm全齿高=6.279mm齿顶圆直径=99.51mm齿根圆直径=86.95mm3.5.5确定倒挡齿轮齿数及变位系数倒档齿轮选用的模数往往与一档相近，倒档齿轮的齿数一般在~23之间初选计算中间轴与倒档轴的中心距设有中心距圆整后取为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，故取满足输入轴与中间轴距离假设当齿轮11和齿轮12啮合时中心距：==70A且mm凑配中心距所以需变位第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸==0.0128=-0.6472参数分度圆直径d=m=96mm节圆直径==98.03mm(u==0.469)齿顶高=4.97mm齿根高==3.72mm全齿高=8.69mm齿顶圆直径=105.94mm齿根圆直径=88.56mm参数分度圆直径d=m=45mm节圆直径==45.98mm(u==0.469)齿顶高=4.95mm齿根高==3.74mm全齿高=8.69mm齿顶圆直径=54.9mm第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸齿根圆直径=37.52mm3.6本章小结在这一章中，将文件数，根据它们的设计决定传输多个文件时，计算在与相应的车辆参数结合的传动比的范围引入和所涉及的传动比范围，也提出了传输的参数的合理选择和计算的中心距离的文件分配齿数具有校正后发生。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸第4章变速器的校核4.1齿轮的损坏形式牙齿分为两种：牙齿足够大的冲击，这打破牙齿弯曲;重复荷载作用齿根疲劳裂纹，裂纹深度逐渐增加，然后弯曲和断裂的发生。很少，对前者出现后者出现在传输。压步态一对互锁齿面反对在牙齿表面的润滑油上升小裂缝彼此，则存在的，然后对裂纹扩展和从牙齿表面的牙齿表面上形成点蚀的表面的方块显示。他提出了越来越高的资料错误，导致动态加载，导致断齿。完成的方式来移动换档，以抵抗和倒挡，因为齿轮变化引起两个角速度差直接影响动力换档变速箱端部和损伤的存在。4.2齿轮强度计算4.2.1齿轮弯曲强度计算1）直齿轮弯曲应力（4.1）式中，为弯曲应力；为圆周力，；为计算载荷；d为节圆直径；为应力集中系数，可近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；b为齿宽；t为端面齿距，，m为模数；y为齿形系数，如图6-1所示。因为齿轮节圆直径d=，z为齿数，带入式（4-1）得（4.2）一挡从动齿轮一挡主动齿轮第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸倒挡直齿轮作用弯曲应力在400~850N/mm故直齿轮弯曲应力均符合要求2）斜齿轮弯曲应力（4.3）式中，为圆周力，；为计算载荷；d为节圆直径，，为法向模数；z为齿数；为斜齿轮螺旋角；为应力集中系数，=1.50；b为齿面宽；t为法向齿距，；y为齿形系数，可按当量齿数在图6-1中查得；为重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数代入式（4.3），整理后得斜齿轮弯曲应力为（4.4）四挡齿轮弯曲应力主动齿轮从动齿轮当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～250范围。符合要求。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸图4.1齿形系数图（假定载荷作用在齿顶，）4.2.2轮齿接触应力计算轮齿接触应力δ=0.418（4.5）式中，为轮齿的接触应力；F为齿面上的法向力，；为圆周力，；为计算载荷；d为节圆直径；为节点处压力角，为齿轮螺旋角；E为齿轮材料的弹性模量；b为齿轮接触的实际宽度；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径，直齿轮、，斜齿轮，；、为主、从动齿轮节圆半径。一挡齿轮接触应力第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸δ=0.418=1249.9四挡齿轮接触应力δ=0.418=713.7校核都在范围之内，符合要求将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1。表4.1变速器齿轮许用接触应力齿轮／渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900--2000950--1000常啮合齿轮和高挡1300--1400650--700。4.3轴的结构尺寸设计在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.16～0.18；对输出轴，0.18～0.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：（4.6）式中——经验系数，=4.0～4.6；——发动机最大转矩（N.m）。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸输入轴花键部分直径为=23.78～27.34mm初选输入、输出轴支承之间的长度=310mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径为（4.7）式中d——轴的最小直径（mm）；——轴的许用剪应力（MPa）；P——发动机的最大功率（kw）；n——发动机的转速（r/min）。得：mm所以，选择轴的最小直径为21mm4.4轴的强度验算4.4.1轴的刚度的计算轴的挠度和转角如图4.2所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用下式计算：图4.2变速器轴的挠度和转角（4.8）第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸（4.9）（4.10）式中——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；——弹性模量（MPa），=2.1×105MPa；——惯性矩（mm4），对于实心轴，；——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、——齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）；——支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。1、变速器上个齿轮的圆周力、切向力、轴向力的计算一轴：二轴：第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸中间轴：1、变速器输入轴的刚度计算第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸（1）一档工作时的计算已知：a=248mm；b=22mm；L=270mm；d=32mm，则有mmmmmm（2）二档工作时的计算已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，则有mmmmmm（3）三档工作时的计算已知a=77mm；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，则有=mmmmmm第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸由于四、五档距离支撑处只有20mm左右，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。1、变速器输出轴的刚度计算（1）一档工作时的计算已知：a=61mm；b=162mm；L=223mm；d=40mm，则有mmmmmm（2）二档工作时的计算已知：a=184mm；b=86mm；L=270mm；d=40mm，则有mmmm（3）三档工作时的计算已知a=110mm；b=160mm；L=270mm；d=35mm，则有第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸=mmmmmm由于四、五档距离支撑处只有20mm左右，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。4.4.2轴的强度的计算1、中间轴校核发动机转矩T=108N.m中间轴转矩T=108圆周力N径向力N轴向力N（1）绘制轴受力简图（图a)（2）绘制垂直面弯矩图（图b)NN截面C右侧弯矩N.m截面C左侧弯矩N.m（3）绘制水平面弯矩图（图C）第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸轴承支反力N截面C处的弯矩N.m（4）绘制合成弯矩图（图d）N.mN.m（5）绘制转矩图（图e)(6)绘制当量转矩图（图f)转矩产生的扭剪应力按动脉循环变化取a=0.6截面C处的当量弯矩N.m(7)校核危险截面C的强度第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸图abcdef2，输出轴的校核输出轴转矩T=N.mNN(1)绘制轴受力简图（图a)(2)绘制垂直面弯矩图（图b）轴承支反力N第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸N截面C右侧弯矩N.m截面C左面侧弯矩N.m（3）绘制水平弯矩图（c）轴承支反力N截面C处的弯矩N.m（4）绘制合成弯矩图（图d）N.mN.m（5）绘制转矩图（图e)(6)绘制当量转矩图（图f)转矩产生的扭剪应力按动脉循环变化取a=0.6截面C处的当量弯矩N.m(7)校核危险截面C的强度第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸图abcdef4.5轴承寿命计算轴承寿命可以以平均时速车行驶到计算S轴承寿命的要求，总里程以前超车的车，车上30万公里的卡车和公共汽车250000公里。（5.19）其中，，h。初选轴承型号根据机械设计手册选择30305型号轴承KN，KN；30306型号轴承KN，KN1、变速器一档工作时第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸N，N轴承的径向载荷=1066N；N查机械设计手册得，Y=1.6。NNN所以轴承内部轴向力NN计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到，查机械设计手册得到，查机械设计手册得到。当量动载荷式中——支反力。NN查表4.1可得到该档的使用率，所以hh第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸所以轴承寿命满足要求。h2、变速器四档工作时NN表4.1变速器各档的相对工作时间或使用率车型档位数最高档传动比变速器档位ⅠⅡⅢⅣⅤ货车4113754<11460511316755<11364206112815706<112870158<10.510.51015N轴承的径向载荷：=198N；N轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=2NN所以NN计算轴承当量动载荷，查机械设计手册得到。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸当量动载荷NN查表4.1可得到该档的使用率，于是h所以轴承寿命满足要求。4.6本章小结本章首先在齿轮和齿轮的形式破坏引入强度计算，刚度和强度检查，以验证设备的强度会参与研究。最后，该轴的大小进行计算，并且其刚性和控制的强度。第5章同步器的计算。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸5.1锁销式同步器5.1.1锁销式同步器结构图5.1摩擦锁销同步环齿轮同步2和3上的肩部，分别在其内部和外部彼此锥形摩擦面接触的结构。带齿的盘孔盖1的滑动部的锁定元件制成锥形肩部和安装在该孔中，有在中央锁定销4斜面的位置相同的角度。表壳和同步器齿环2刚性连接。弹性构件是在车轮的盘套的径向滑动孔弹簧7.在球5的中立位置下弹簧压在销6的凹槽，使得它保持在滑动套筒和同步环齿之间没有相对运动。惯性式同步器中，弹性部件的摩擦部件和锁定元件，其用于使保持的相关部分在空档位置的重要性，但不妨碍锁释放锁，并填写在行为的位移。5.1.2锁销式同步器工作原理同步器换挡过程由三个阶段组成。在第一阶段中，同步离开中立位置时，轴向运动和对摩擦表面。摩擦面彼此接触瞬间，如图5.1所示，由于不同的齿轮角速度和所述角速度的换档齿轮套筒3的旋转4相移位齿轮套筒1的小摩擦转矩销的作用的小角度，并在所示的菜单锁定位置。此时接触锁定表面，以防止在滑动运动来移动牙齿的套的方向。第二阶段是通过在滑动套筒齿力F由锁定构件和所述摩擦表面的把手，演戏换档拨叉设置。因为不相等的，并且在上述表面的摩擦。滑动齿轮组1和3，它们的每个与车辆和变速器输入轴部件连接。因此，在摩擦转矩被施加，所述齿轮切换器齿轮组1和3中，正在接近，它们的角速度差=|-|降低。=0在同步立即过程结束。第三阶段，=0，消失的摩擦转矩和轴向力F仍作用在锁定元件上，因此，锁定释放状态，此时的相对运动的滑动伞齿轮和锁来切割，使滑动锯齿占有的换档位置。锁销式同步器的优点是少量的部件是大的摩擦锥意味着半径，增加了扭矩容量。这种同步轴向长度尺寸的缺点。锁销式同步器的重型货车使用的传..第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸1-滑动齿套2-同步环3-齿轮4-锁销5-钢球6-销7-弹簧图5.1锁销式同步器结构方案5.2锁环式同步器5.2.1锁环式同步器结构在图5.2中，锁环同步器同步器摩擦元件的结构特性被定位1或夹持环伞齿轮4和5或肩区域8。作为锁定构件，以在齿轮1或4与离合器7进行锁定环是在齿的端部，并且所述锁定斜面的端部。弹性构件位于座套接合线圈的两侧。线圈被放置在离合器楔中央座椅作为幻灯片靠在离合器增大按压。没有中间换档位置时，滑动凸部是在离合器内圈槽被嵌入的中间，用于移动在中立位置上的同步部分。滑块端部到锁环间隙和间隙尺寸被用作一个滑块接合齿的宽度。5.2.2锁环式同步器工作原理第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸在轴向方向上在所述致动套筒的换档换档力和推压离合器和驱动滑块和锁紧环，直到锁定环移动锥体和与接合臂的锥形表面接触。由于法律在力和两个角速度锥体，它作用于锥形摩擦转矩之间锥体的存在的作用。然后，它使相对耦合通过一个滑块是一个角锁定环和滑动。齿顶接着在与锁止离合器锁紧环齿轮的端面（图5.3A）接触时，可动离合阻塞同步器处于锁定状态下，第一阶段的位移完成。被换档力持续对保持环锥，以及摩擦转矩增加被同时按下抑制面在那里与它们在相反的方向上的衬圈扭矩角速度环形齿轮及锁是否是逐渐接近，在相同的角速度瞬时同步过程完成后，在完成换档的第二阶段将工作。摩擦转矩和拨环扭矩两个单独的限制区域后，将接合套筒的锁定状态的同步器释放接合齿生效，从移位锁环，它转到齿轮啮合（图5.3b）消失上的锁环回报以完成同步换档。图5.2锁环式同步器1、4—锁环2—滑块3—弹簧圈5、8—齿轮6—啮合套座7—啮合套图5.3锁环式同步器工作原理a)同步器锁止位置b)同步器换挡位置1—锁环2—啮合套3—啮合套上的接合齿4—滑块5.2.3锁环式同步器主要尺寸的确定（1）在该第一中间交换阶段同步器的尺寸b的附近，被压向滑动锁定环侧的一侧，而所述凹口和运动相对于滑动轴向前连接，离合器齿轮的啮合齿向下成与锁定环角（图5.4），B之间的距离，称为接近尺寸。尺寸B应该大于零，其中b=0.2〜0.3mm的更大。（2）将一滑动件的大小在与锁紧环接触凹口侧离合器接合齿带的一个（图5.4）的齿的中心线之间的锁定环，称为采用索引的大小。尺寸应等于齿距接合的1/4。尺寸a和b是重要的是确保在正确大小的锁定位置的同步性，应控制。（3）旋转滑动距离C（图5.5）旋转叶片距离C到司在环形间隙城堡的大小。滑动宽度D，如下的距离c和宽度尺寸E之间的差距旋转叶片关系E=d+2c（5.1）第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸图5.4接近尺寸和分度尺寸1—啮合套接合齿2—滑块3—锁环4—齿轮接合齿滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系如下c（5.2）式中，外半径滑块的程序的齿节圆半径的轴向（即，外锁定环缺口半径）移动。（4）轴向间隙滑块滑块滑块端和锁紧环间隙的端面之间的端部的距离间隙，如图5.6，而在套筒端部和锁环面的范围，需要>。如果<，那么当摩擦锥已经在与锁定齿离合器接合环接触的位移接合齿的锁定表面尚未处于接触位置时，或b<0的大小差不多，此刻由于在摩擦表面上的锁环游无摩擦施加转矩，这是对一个耦合环，从而使同步失去锁效应。以确保b键确保>0，应>=通常约0.5mm。锁环面啮合齿面应该是一个空白（图5.6），并命名为储备行程。保留保留行程，因为锁紧环摩擦表面由于摩擦和磨损，并且当在所述下一层所需的锁紧环的传动方向的移动的轻微增加。与此移动量的增加的磨损逐渐增加，逐渐减少至下降到零的间隙，那么在这种状态下的两个摩擦锥体和摩擦转矩的损失之间的间隙。而现在，当摩擦锥锁环是不是不同步的损失达到部件和转向锁圈取得的允许范围内的磨损同步器摩擦，它是属于因为设计不良，同步就是生活。一般应为1.2至2.0毫米。在中立位置时，所述锁定环的锥形轴向间隙应在0.2〜0.5毫米得到遵守。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸图5.5滑块转动距离1—啮合套2—锁环3—滑块4—锁环缺口图5.6滑块端隙5.3本章小结本章介绍了各种形式的同步，并着重介绍了惯性锁紧螺栓同步器同步器和一个锁环式同步器，其结构和工作方法在过去的锁环式同步器已经介绍了如何确定一个简单的方法是最重要的方面，同步的主要尺寸为。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸第6章变速器操纵机构设计传输控制机制应符合下列要求：1.只允许挂档位的变化。2.在挂档的过程中，当操作杆被从久坐推，传输不从事完整齿宽前叉和影响变速器的寿命。甚至在完全接合齿宽，它可能有其他原因为汽车振动时，齿轮齿啮合长度的轴向移动或甚至完全溶解。为了防止这种情况，你应该使用自锁装置集（见图6-1）。3.如果汽车在倒档意外移动，它会采取的传动齿轮之间有很大影响，造成部件损坏。相应的条件汽车，司机需要完全控制机制利用传动齿轮选择和实施工作班次或撤退到中性。应符合传输控制部门主要有以下要求：一个人只能连接到交换阶段，你应该让换挡后齿长度就整体而言，以避免自动关闭速度或自动挂挡意外挂反向班车轻巧。推动对机械传动，它是大件变速杆，移块，叉，变速叉轴和锁定，自锁和完整反向阻断装置等组成的，并且功率取决于档位选择驾驶员常见，轮班工作或退休中性，所谓的手动变速器。6.1直接操纵手动换挡变速器如果齿轮可布置在靠近驾驶员座位可以直接安装在变速杆和手的强度和对驾驶员来完成的换档杆直接换档手动换挡功能，即所谓的直接操纵变速器。这种操作简单的结构方案是普遍。近年来，更多的应用单轨控制机构，降低了换档拨叉轴，这需要用一组自锁装置的各块，从而简化了控制机制的好处，但是，每个齿轮变化的定时相等。6.2远距离操纵手动换挡变速器平头式汽车或后置发动机和后轮驱动的汽车变速器被安排的总限额传输距离进一步驾驶座上，然后还要完成布置的换档杆等一系列传动部分，通过这个转换机制叉子的手动力换挡之间的转移功能。手动变速器称为远程操作手动变速器。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸图6.1显示了一个远程控制手动变速器的工作原理草图。这就需要对整个系统的一个足够的刚度，和连接器之间的间隙不能过大，否则换档感觉不明显，并提高了变速杆震颤的概率。在这种情况下，由变形变速杆轴承架，振动小车上应，优选的变速箱，发动机，离合器，变速箱合并，以避免在操作的负面影响是固定的。总之，基于直接操纵手动变速模式的好处，从而使手动变速模式的设计的选择直接操纵。图6.1远距离操纵手动换挡变速器工作原理简图6.3本章小结本章介绍了多种形式的操纵，各种形式的操纵介绍了原里的传播，以及他们的长处和短处在合理的条件来分析，操作简单，高效变速器的操纵形式。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸结论本设计是小轿车变速器的研究设计，由于对汽车的动力性，燃油经济性能，扭矩变化范围，结构简单，成本低，噪音低维修方便等的考虑，所以我选择了三轴式变速器，其具有5个前进挡和一个倒退档。而且采用同步器挂挡，可延长使变速器的使用寿命，提高挂档的可靠性。本次设计主要针对了实用性和经济性，所以在设计时采用比较开放的标准，造成了汽车的的安全系数不够高，这是本次实验的最大缺点，因此，在以后的工作和学习中，我会更加的努力，研究制造出更加出色的变速器。积极忙碌的设计已近尾声。我感觉我又把这四年的课程又重新的学习了一遍，使我不仅仅学到了课本的知识，也是我的综合能力提高到过程，合作精神的展现，为我以后进入社会打下了一个坚实的基础，变速器是车辆不可或缺的一部分，是汽车最重要的一个零件，变速器发展到今天，已有百年历史，其技术已很成熟，但是我相信科技的发展，变速器在不久的将来一定会“更上一层楼”。第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸参考文献[1]汽车设计，王望予，机械工业出版社,吉林大学，第四版，，2024.8[2]汽车理论，徐志生，机械工业出版社,清华大学，第五版，，2009.3[3]变速器[M],高维山.人民交通出版社，北京：1990[4]汽车设计[M].刘惟信,清华人学出版社，北京：2001.[5]机械设计基础[M].杨可桢,高等教育出版社，北京：2006[6]汽车构造[M].陈家瑞.下册.第三版人民交通出版社,北京，2007[7]机械设计手册[M].成大先,化学工业出版社,北京：，2002[8]汽车运用工程基础[M].肖盛云徐中明.重庆大学出版社,重庆:，2007[9]机械制图，大连理工大学工程图学教研室，第六版，2007.7[10]汽车运用工程[M].高延龄.第二版.人民交通出版社，北京:2001[11]汽车构造与驾驶[M].钟建国廖耘刘宏中南大学出版社，.长沙:2002[12]材料力学[M].梁治明,高等教育出版社出版,辽宁：2005[13]齿轮机构设计与应用[M].李华敏,机械工业出版社，北京：2007[14]汽车理论[M].余志生.机械工业出版社,北京：，2000.[15]机械式汽车变速器的速比配置分析[J].蔡炳炎，徐勇，林宁.机械研究与应用2011[16]汽车工程手册（制造篇）[M].汽车工程手册编辑委员会.人民交通出版社,北京：2001.[17]机械精度设计与检测基础[M].刘品,哈尔滨工业大学出版社，哈尔滨：2007[18]汽车构造(上，下册)[M].陈家瑞.人民交通出版社，北京：1994[19]机械设计手册（1～4册）[M].成大先.化学工业出版社，北京：1993.[20]机械原理[M].孙恒，傅则绍.高等教育出版社，北京：1990.[21]汽车齿轮[M].刘海江，于信汇，沈　斌.同济大学出版社，上海：1997.[22]http://blog.caranddriver.com[23]汽车工程专业英语[M].张金柱化学工业出版社，北京：2005致谢第51页共59页 长春大学毕业设计（论文）纸时间过的真的很快，经过半年紧张辛苦的奋斗，设计终于要告一段落了。这次独立设计，我几乎是将大学几年所学的有关机械和车辆的课程重新学了一遍,虽然很辛苦,但这使我的学习能力，团结互助的精神，综合运用能力有了很大地提高，在这次设计过程中我最亲爱的指导老师（苏广义）给了我很大的帮助，在我不懂的时候能耐心细致的给我讲解不懂的问题，指导设计的方向，使我少走了不少弯路，还有系里的其他老师，在其工作之余也很耐心的帮我解答了不少问题，最后还有我同学，我们互帮互助助，共同努力，完成任务。在此，我对他们表示由衷的感谢，谢谢他们的帮助，让我顺利的完成了毕业设计。第51页共59页