汽车手动三轴五档变速器设计说明书【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 11970985本 科 毕 业 设 计题目 汽车手动三轴五档变速器设计 系 别专 业学 生 姓 名学 号指 导 教 师职 称买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 11970985摘 要变速器是汽车传动系统中至关重要的部分，它设计的直接影响到汽车的经济性、动力性和驾乘舒适性等。本文阐述了汽车的设计和验证的主传动的设计和计算过程，可分为两个部分。本设计介绍汽车手动变速器的作用和要求，同时还说明了变速器各种传动结构方案的对比。设计说明主要参数的确定方法，齿轮计算和校核，轴上尺寸确定和校核，对同步器的选择方法。同时，分析和设计了相应的机构，最后画出变速器的图纸。关键词：手动变速器； 齿轮； 轴； 同步器买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 11970985ABSTRACTTransmission is a vital part of the automobile transmission, which directly affect the design of the cars economy, power and ride comfort, etc. This paper describes the design and calculation of automotive design and verification of the main drive can be divided into two parts.This design describes the role and requirements of the automotive manual transmission, but also shows the comparison of various transmission structure transmission scheme. Design description method for determining the main parameters, calculate and check gear, shaft size determination and verification of the synchronizer selection method. Meanwhile, the analysis and design of the appropriate agencies, and finally draw the transmission of drawings.Key words:manual transmission; gear; axle; synchronizer买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 11970985目 录1 前言 11.1 本次设计的目的及意义 11.2 汽车变速器的现状 11.3 变速器设计的主要问题 12 变速器的设计方案 12.1 设计任务和内容 12.2 变速器的功用和要求 12.3 变速器传动机构的选择 22.3.1 倒档的方案选择 22.4 变速器主要零件的结构分析 32.4.1 确定齿轮型式 32.4.2 换挡结构型式 32.5 传动方案的确定 33 变速器主要参数的选择与齿轮设计 43.1 变速器主要参数的选择 43.1.1 变速器档位数和传动比 43.1.2 中心距的确定 53.2 变位齿轮的变位计算（采用高度变位圆柱直齿轮） 84 齿轮的强度计算与材料的选择 .104.1 齿轮的强度计算和校核 .104.1.1 齿轮弯曲强度计算 .104.1.2 齿轮材料接触应力 .115 轴的设计 .135.1 初选轴的直径 .135.2 轴的校核 .135.2.1 第一轴的强度和刚度校核 .145.2.2 第二轴的强度与刚度校核 .146 同步器与操纵机构的结构设计 .166.1 步器结构设计 .166.2 同步环主要参数的确定 .176.2.1 同步环锥面上的螺纹槽 .176.2.2 锥面半锥角 .176.2.3 摩擦锥面平均半径 R176.2.4 锥面工作长度 b176.2.5 同步环径向厚度 .176.2.6 锁止角 .176.2.7 同步时间 t176.3 变速器的操纵机构 .187 结论 .19参考文献.20致 谢.21买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 11970985买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098501 前言1.1 本次设计的目的及意义在我国，汽车工业起步较晚。入世后，对我国的汽车工业及机遇，也是挑战。随着我国汽车工业的不断壮大，以及汽车行业快速的发展，如何设计出既经济实惠，又性能优良，并且符合我国情的汽车已经成为至关重要的问题了。1.2 汽车变速器的现状当前世界上的变速器手动变速器（MT）既经济性好而且娱乐性强同时节能效果好，但驾驶者技术要求高；自动变速器（AT）节能较差，但驾驶操作简单和较舒适；手自一体变速器（AMT）有手动变速器（MT）和自动变速器（AT）的所有优点，不足之处是是换挡时会短暂的中断，导致舒适性较差；无级变速器(CVT)结构简单、效率高、功率高等优点，换挡时车速变化平稳，但传动带易坏，而且不能承受大的载荷；双离合变速器（DCT）结合了手动变速器（MT）油耗低和自动变速器（AT）良好的舒适性，它是有传统的手动变速器转变而来，它是变速器的最高技术。1.3 变速器设计的主要问题1）目前汽车变速器发展中至关重要问题是如何设计出既节能环保又经济的汽车变速器。2）自动变速器由于它操作简单方便，得到发展非常迅速，但也降低了驾驶的乐趣。因此，在不减少驾车乐趣的同时，还可以使操作更方便，是变速器设计的一个发展方向。3）设计出结构简单、有高效传动、而且汽车换挡平稳以及良好的舒适性是变速器设计难以攻克的难关。2 变速器的设计方案2.1 设计任务和内容此设计的任务是设计轿车的三轴五档变速器，用东风风神变速器的主要参数。要求完成三轴五档变速器的设计、计算和绘图。2.2 变速器的功用和要求变速器既能改变输出轴与输入轴的传动比，又能使汽车实现倒退和重新启动，同时防止汽车滑行和停车时使发动机与传动系统分离；必要时还应有动力输出功能。为了变速器传输性能好，应提出如下设计要求。买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098511) 保证较高的动力性和经济性。工作可靠，操纵方便。2) 设置空挡，必要时使发动机和传输系统分离；设置倒档，使汽车能倒车。3) 体积和重量小。传动效率高、噪声小。4) 进行零件的标准化，通用的传输和系列设计组件，应符合相关标准和法规。5) 满足设计动力输出装置。2.3 变速器传动机构的选择东风风神是发动机前置，后轮驱动，因此采用三轴式变速器。2.3.1 倒档的方案选择倒档结构方案有以下几种：图 2-1a 方案是在前进档的传动中，增加一个传动，使结构简单，但齿轮受交替变化的弯曲应力。图 2-1b 方案是在换倒档时使用中间轴上一档的齿轮，于是缩小了中间轴的长度。但要两对齿轮同时啮合，换挡较困难。图 2-1c 方案可有较高的传动比，缺点是换挡不合理。图 2-1d 方案针对前者的缺点进行了变动，常出现在货车变速器中。图 2-1e 方案是将中间轴上的一与倒档齿轮变成一体，使其齿宽增宽。图 2-1f 方案适用于全部齿轮副都为常啮合齿轮，换挡轻便。图 2-1g 方案。由于倒挡须用一根变速器拨叉轴，使操纵机构较复杂。因此，本次用图 2-1f 所示方案的倒档换挡方式。图 2-1 倒挡的结构简图买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098522.4 变速器主要零件的结构分析2.4.1 确定齿轮型式有级变速器结构的趋向于是多个常啮合齿轮副，于是用斜齿轮。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮的较长得使用寿命，较低的噪音等优点；其缺点使制造过程变得复杂，和工作受轴向力。变速器的常啮合齿轮都用斜齿圆柱齿轮，尽管会使常啮合齿轮数有所变多，并使变速器的转动惯量变大。直齿圆柱齿轮限用于低速挡与倒档中。于是其他齿轮都用斜齿轮传动。2.4.2 换挡结构型式目前，大部分汽车中的变速器都使用同步器来换挡。选用同步器换挡时可使齿轮在换挡时不受力，并且齿轮强度得以充分发挥，同时操纵便捷，缩小换档时间，于是汽车的加速性、经济性与驾驶安全性都有所提高。其缺点结构较复杂与精度要求较高，轴向尺寸变大，且铜质同步环的使用寿命短。大多数汽车变速器都采用同步器。2.5 传动方案的确定通过分析和传输类型的选择，传动方案和结构方案的主要部分，并根据设计任务和要求传输如图 2-5 所示是最后决定。其传动路线：1 档：一轴12中间轴1099、11 间同步器二轴输出；2 档：一轴12中间轴875、7 间同步器二轴输出；3 档：一轴12中间轴655、7 间同步器二轴输出；4 档：为直接档，即一轴11、3 同步器二轴输出；5 档：一轴12中间轴431、3 同步器二轴输出；倒档：一轴12中间轴121311、9 间同步器二轴输出。图 2-2 传动机构简图买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098533 变速器主要参数的选择与齿轮设计3.1 变速器主要参数的选择主要参数源于东风风神 H30 发动机，故有下面：最高时速:185km/h；轮胎型号:205/50R16；最大扭矩:145Nm/4200rpm；最大功率:85kw/6000rpm；主减速比:4.782。3.1.1 变速器档位数和传动比现在，为了使降低燃料消耗，因此变速器的齿数数量增加。目前，汽车的变速器一般是 45 个挡位。本设计采用 5 个档位。选择最低速档传动比时，主要根据 4 个参数综合考虑、确定：汽车的最低稳定车速；主减速比与驱动轮的滚动半径；汽车的最大爬坡角度；驱动轮与路面的附着力的大小。 当汽车爬斜坡时车速较低，空气阻力可忽略不及，这时最大驱动力用于克服轮胎与路面的转动阻力及爬坡阻力。故有（公式 31）maxaxmaxr01gmax gsincoiTfTe故最大爬坡度是要求的变速器 档传动比为：（公式 32）Tegir0max式中 m汽车总质量；g重力加速度；道路最大阻力系数；ax驱动轮滚动半径；r发动机最大转矩；emaT-主减速比；0i汽车传动系的传动效率。结合公式（31）与（32），可得变速器 档传动比为：（公式 3-3）TegirG0max21式中 满载时的载荷；2G路面的附着系数，取 0.50.6；由有已知条件：m 满载 =1600； =305.7； =145Nm； =4.782； =0.95remax0i买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709854根据公式（3-3）可得: =3.85。1gi轿车的超速档的传动比为 0.70.8。故取五档传动比 =0.75。g5i中间档的传动比理论上按公比为：（公式 3-4）1-nimgaxq的等比数列，实际上与理论上稍微不同，因齿数是一个整数，档位间的公比稍微小，还要兼顾合理匹配和发动机参数。根据上式可得出：q=1.51。故有： =2.55、 =1.69、 =1.12（修正为 1）。2gi3gi4gi3.1.2 中心距的确定由常用的的经验公式可求出中心距 A： （公式 3-5）3max1TK式中 -中心距系数，对轿车取 8.99.3；AK变速器一档时输出扭矩。lmaxT（公式 3-6）N4.50i1gemaxa1 由此可得出初始中心距 A=72.04-75.23mm。中心距在 6080 范围内变化是轿车的变速器，故初取 A=75mm。3.1.3 齿轮参数1) 齿轮模数选择齿轮模数时，总体原则是：减小噪声的同时降低模数，齿宽变大；为变小质量，应该变大模数，同时减小齿宽；从制造方面考虑，齿轮应选同一个模数，然而从强度方面考虑，齿轮应选不同的模数。减少汽车齿轮噪声是非常重要的，因此应选择较小的齿轮模数。变速器用齿轮模数范围如下：微型和普通级轿车为 2.252.75mm，中级轿车为2.753.0mm，中型货车为 3.54.5mm，重型货车为 4.56.0mm。啮合套与同步器的接合齿大部分用渐开线齿形。由于制造上的原因，同一变速器中的接合齿模数一致。使用范围：轿车和轻型及中型货车为 23.5mm；重型货车为 3.55mm。选较小的模数应增多齿数，有利于换挡。于是，一挡、二挡与倒挡及常啮合齿轮的模数为 3.0mm；三挡、五挡齿轮为 2.5mm。2) 齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的齿轮压力角为 20。买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098553) 预取螺旋角值：挡：=0（直齿轮）；挡：=19；挡：=23；挡：=28；倒挡：=0（直齿轮）；第一轴常啮合齿轮：=30。4) 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽 b直齿 , 齿宽系数，取为 4.58.0，本设计取 =6；cbkmc ck斜齿 ， 取为 6.08.5，本设计取 =6。n ck则各挡齿轮的宽度为：挡：b=63=18；挡：b=63=18；挡：b=62.5=15；挡：b=62.5=15；倒挡：b=63=18；第一轴常啮合齿轮：b=63=18。3.1.4 各挡传动比及其齿轮齿数的确定1) 一挡齿数的确定一挡传动比为：（公式 3-7）85.3zi10921若一挡齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可算出，为求一挡的齿数，要先求其齿轮和 zh,各挡齿数和可由下面公式计算：直齿： （公式2hAzm3-8）斜齿： （公式coshnz3-9）乘用车中间轴上一挡齿轮的齿数可在 1517 之间选取，本设计取 z10=15，初选 10=0，m n=3。代入公式（3-8）得到：z h=50，则 z9=50-15=35。对中心距 A 进行修正由于计算出齿数和后，通过取整使中心距发生了变化，所以要按照取定的齿数和与齿轮变位系，（公式 3-10）2hmzA将各已知条件代入式（3-8），取整后得到：A=75mm。2) 确定常啮合齿轮副的齿数（公式 3-11）2910zi而常啮合齿轮的中心距与一挡相等，即：（公式 3-12）12()cosnmA已知各参数如下：买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709856mAzn 75,1,35,0,3m092 代入上述公式联立解方程组求解后取整：z 1=17，z 2=27。（公式 3-13）.7zi01最后，按照所算出的齿数，根据式（3-5）计算螺旋角值：（公式 3-14）8.052)(32)(cos2 An计算出精确的螺旋角值： 。6.8.0ar3) 确定其他挡位的齿数二挡齿数的确定：已知： 由式子：5.2,7,3miAn（公式 3-15）81722zi（公式 3-16）728zi（公式 3-17）78()cosnmzA此外，由于抵消或减小中间轴上的轴向力，于是还要必须满足下列关系式：（公式 3-18）722818ta()nzz联立上述方程式，解得： 91.2,63.,.3788 z调整后的齿轮齿数为：z 7=30，z 8=19。（公式 3-19）5.19072i812依据计算二档齿数的方法可以得出其它档位齿数，其计算结果如下：三挡齿数的确定 z5=29，z 6=27， 6=23.13，i 3=1.71。五挡齿数的确定 z3=17，z 4=35， 4=30.94，i 4=0.77。因为第四挡为直接挡，传动比为 1，所以无需计算。4) 确定倒挡齿轮的齿数倒挡齿轮采用直齿轮，其模数 3，通常倒挡轴齿轮的齿数取 2123 之间，所以初选z13=22，z 12小于 z10取为 14，z 11为 34；（公式 3-20）4172802不发生运动接触所以合适。（公式 3-21）.3143Ri买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709857中间轴与倒挡轴之间的距离的确定：mm （公式 3-22） 123()(142)5nAmz第二轴与倒挡轴之间的距离确定：mm （公式 3-23） 13()(42)82nz3.2 变位齿轮的变位计算（采用高度变位圆柱直齿轮）保证各个齿轮不发生根切的条件：（公式 3-24）minazxh式中：h a*齿顶高系数，取 1；zmin避免根切时标准齿数的最小值为 17；c*顶隙系数，取 0.25。则一挡和倒挡齿轮不发生根切的条件为：（公式 3-25）min99azxh（公式 3-26）in1010maz（公式 3-27）in11axh（公式 3-28）min1212az（公式 3-29）in1313maxhz将数据代入以上公式得：（公式 3-30）06.175min99 zhxa（公式 3-31）i1313n2.94a取：x 9=-0.1；x 13=-0.2。买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709858变位齿轮主要可分为高度变位和角度变位，而此次选用高度变位。高度变位齿轮的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零，因此，和齿轮 9 啮合的和齿轮 13 啮合的齿轮 11的变位系数为齿轮 10 的变位系数为 x10=0.1；和齿轮 13 啮合的齿轮 12 的变位系数为x12=-0.2。以下是齿轮的主要参数及尺寸，见表 3-1。表 3-1 齿轮的主要参数主要参数 齿数模数（mm）螺旋角变位系数分度圆直径（mm）齿根圆直径（mm）齿顶圆直径（mm）Z10 15 -0.1 45 38.1 51.61档 Z9 35 3 0 0.1 105 96.9 110.4Z8 19 0 58 50.9 64.42档 Z7 30 3 18.78 0 92 85.2 98.7Z6 27 0 72 67.1 78.33档 Z5 29 2.5 23.12 0 78 72.5 83.9Z4 35 0 101 95.7 107.15档 Z3 17 2.5 30.96 0 49 43.3 54.5Z2 27 0 92 84.5 98.9常啮Z1 173 28.360 58 50.4 63.9Z12 14 0.2 42 35.7 49.2Z13 22 -0.2 66 57.3 70.8倒档Z11 343 00.2 102 95.7 109.2买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098594 齿轮的强度计算与材料的选择4.1 齿轮的强度计算和校核本设计所取的齿轮材料为 40Cr。4.1.1 齿轮弯曲强度计算1) 直齿轮弯曲应力 w（公式 4btyKFfw101）式中 弯曲应力（ MPa）；wFt10齿轮 10 的圆周力， ；其中 为计算载荷，d 为节圆半径；dTgt210g应力集中系数，取 1.65；K摩擦力影响系数，主动齿轮与从动齿轮分别选 1.1、0.9；fb齿宽；t端面齿距；y齿形系数，如图 41 所示：图 4-1 齿形系数图买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098510一档时，计算中间轴上的扭矩为：（公式 42）zTeg1209max可求得 =652500Nmm。gT解出 Ft10代入式（41）中，可得： ； ；MPa8.690wPa2.5839w在计算载荷作用在第一轴上的最大扭矩 时，齿轮的弯曲应力在 400850Ma 之间。emxT2) 斜齿轮弯曲应力（公式 43）KFbtyw式中 为重合度影响系数，取 2.0；其他参数与式（41）注释相同， =1.50，K K取齿形系数 y 时，按当量模数在图（41）中查的。二档齿轮圆周力：（公式 44）dTgtt 8782按斜齿轮参数计算公式求出： 。mN.47Ftt齿轮 8 的当量齿数 z8=47.7，可查表（4-1）得：y 8=0.153。故可求得： ；MPa32.45w同理可得 ；7按照计算二档齿轮的方法求出剩下档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档： ； ；.95wPa1.896w四档： ； ；Pa423120五档： ； ；.34在计算载荷作用在第一轴上的最大扭矩时，常啮合齿轮和高档齿轮的许用应力在180350MPa 范围内。于是，以上对直齿轮和斜齿轮的都符合弯曲强度要求。4.1.2 齿轮材料接触应力齿轮材料接触应力：（公式 45）)1(418.0bzjFE式 -齿轮的接触应力；j买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098511F-齿面上法向力， ，F 1-圆周力；cos1F节点处的压力角；齿轮的螺旋角；E齿轮材料的弹性模数，取 E=190103Mpa；B齿轮接触时实际宽度；-主、从动轮的曲率半径。b、z直齿轮：（公式 46）sinrz（公式 47）b斜齿轮：（公式 48）cos2inrz（公式 49）2ib其中， 分别是主、从动齿轮的节圆半径（mm）。bzr、当取作用在变速器第一轴上的载荷 为计算载荷时，齿轮的许用接触应力 见下emaxTj表：表 41 变速器齿轮的许用接触应力齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮一档和倒档 19002000 9501000常啮合齿轮和高档 13001400 650700通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下：一档： ；MPa7.1983j二档： ；452三档： ；.3j四档： ；4五档： ；Pa.1065j倒档： 。9r对照上表 41 可知，变速器的齿轮的接触应力均符合要求。买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 11970985125 轴的设计5.1 初选轴的直径在中间轴式变速器中心距 A 时，第二轴和中间轴中部直径 d 为（0.450.60）A，轴的最大直径 d 和支承间距离 的比值：对中间轴， ；对第二轴，l 0.168l。第一轴上花键直径 d 可按下式初选：0.182l（公式 51）3maxeTK式中：K经验系数，K=4.04.6； 。mN发 动 机 最 大 转 矩 ，第二轴和中间轴中部直径： 。d457.3)60.45.(故第二轴最大轴径取 45mm；中间轴最大轴径取 40mm。中间轴长度初选：mm （公式 52）.1.8L（公式 53）m250.06.d取 L=222mm。第二轴长度初选：mm （公式 54）.18.2dL（公式 55）5034.0.取 L=235mm。第一轴长度初选：（公式 56）mTKde 17.24.2.)6.(1456.033max 取 d=24mm。mm （公式 57）0.18dL（公式 58）0.53.16.L 取 140mm。5.2 轴的校核由于先确定变速器结构，然后选择的轴的大小，因此一般来说强度是足够的。于是仅对其危险断面进行检验即可。本设计的变速器，在设计的过程中，轴的强度和刚度均有一定的余量。所以，在进行校核时仅校核一档处即可；车辆在驾驶的过程中，一档处的传动扭矩最大，即轴此时承受的扭矩也最大。因为第二轴结构较复杂，故重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 11970985135.2.1 第一轴的强度和刚度校核由于第一轴在运转的过程当中，受到很小的弯矩力，故忽略不计。于是认为其只受扭矩。此种情况下，轴的扭矩强度条件公式为：（公式 59）TTPWd32.0n95式中 -扭矩切应力；TT轴所受的扭矩；WT-州的抗扭界面系数；P轴传递的功率；d计算截面处轴的直径； 许用扭转切应力。T将 P=85kw，n=5750r/min，d=24mm 代入（公式 59）可得： =51.1MPa。T选用 40Cr，由查表可知 =55Pa，故 ,符合强度要求。TT轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示。其计算公式为：（公式 510）PGI41073.5式中 T轴所受的扭矩；G轴的材料的剪切弹性模数，对于钢材，G=8.110 4MPa；轴截面的极惯性矩， =d 4/32；pI pI将已知数据代入（公式 510）可得： ；9.0对于一般传动轴可取 故也符合刚度要求。;m/1.05.2.2 第二轴的强度与刚度校核1) 轴的强度校核用齿轮啮合的圆周力 Ft、径向力 Fr及轴向力 Fa可按下式求出：（公式 511）di2emaxtT（公式 512）costnr（公式 513）aiemxa式中 ；85.3i 处 为 一 档 的 传 动 比计 算 齿 轮 的 传 动 比 ， 此d齿轮的节圆半径，取 d=105mm；压力角，取 =20；螺旋角，取 =30；买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098514发动机最大转矩，取 =14500Nmm；emaxTemaxT代入上式可得：F t=10633.3N；F r=4468.9N；F a=6139.2N。危险截面的受力分析图：表 5-1 危险截面受力分析水平面：F 1(17065)=F r65，可得出 F1=1236.1N；水平面内所受力矩： =170F110-3=197.8Nm；cM垂直面： （公式 565702dta 14）可求得 F1=6320.6N于是垂直面所受力矩： 。mN3.113s F该轴所受扭矩为：（公式 515）22JSCTM有 TJ=1453.85=558.3N，故危险截面所受的弯矩为： 。mN107.6则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力 （MPa）：（公式 516）d3将 M 代入上式，可得： ，在低档工作时，选用 45 钢，由此可知Pa.10。因此有： ，符合要求。Pa52) 轴的刚度校核图 5-4 变速器轴的挠度和转角买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098515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：fc fs(公式 5-17)EILF3ba2c（公式 5-f24s18）式中 F3-齿轮齿宽中间平面上的径向力，F 3=Fr；F4-齿轮齿宽中间平面上的圆周力，F 4=Ft；E弹性模数，E=2.1100000MPa；I-惯性矩， ，d 为轴的直径；64Ia、b为齿轮座上的作用力距支座 a、b 距离；L支座之间的距离。将数值代入式（5-17）、（5-18）得：=0.13； =0.13。fcs故轴的全挠度为 ，符合刚度要求。m2.0871.f2sc6 同步器与操纵机构的结构设计6.1 同步器结构设计设计选用锁销式同步器，其结构如下图 6-1 所示：买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098516图 6-1 锁销式同步器1、6-变速器齿轮 2-定位销 3-结合套 4-锥盘 5-锥环 7-锁销 8-花键珲6.2 同步环主要参数的确定6.2.1 同步环锥面上的螺纹槽过窄的螺纹槽螺线顶部设计，会刮去存在于摩擦锥面之间的油膜。造成磨损加速的原因是顶部宽度过窄而影响到的接触面的压强。一般而言，槽宽是 34mm 的范围，轴向泄油槽一般情况下是 612 个。6.2.2 锥面半锥角 为了使摩擦力矩较大应让摩擦锥面半锥角 较小。造成摩擦锥面出现自锁现象的原因是 过小，当 TAN 时，所以为避免自锁要使 TAN 。一般 =68。当f f=6时，会产生 较大的摩擦力矩，不容易控制锥面的表面粗糙度；在 =7时一般不会出现咬住现象。6.2.3 摩擦锥面平均半径 RR 设计得越大，则摩擦力矩越大。尽可能将 R 取大些。6.2.4 锥面工作长度 b（公式 6-1）2mMbpfR6.2.5 同步环径向厚度与摩擦锥面半径平均值相等，虽然同步环的径向厚度受到机构布置上的限制，但是同步环的径向厚度要保证同步环有充分的强度。6.2.6 锁止角 要选用的正确锁止角，当换档过程中两部分之间的角速度差达到零时，这时候进行换档。而且保证已有结构的锁止角处于2646范围内。6.2.7 同步时间 t同步时间是同步要连接的两个部分达到同步的时间，故时间越短越好。同步时间与买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098517车型有关，计算时应在范围内选取：对轿车变速器高档取0.150.30s,低档取0.500.80s；对货车变速器高档取0.300.80s，低档取1.001.50s。6.3 变速器的操纵机构保持各档位的齿轮与啮合套或同步器移动一定的间隔，使其到达要求的档位，而且不可以出现同时挂两个档位，这就是变速器操纵机构的作用。1) 设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：a. 要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁；b. 换档时动作轻便且省力，同时减轻驾驶员的疲劳强度；c. 有必要的手感反馈。2) 换档位置确定换档位置是设计操纵机构至关重要的一步，因而换档位置要操作便利。因此选择是注意如下三点：a. 按换档次序来排列；b. 中间位置放置常用当，两边放其它档位要；c. 为了防止误挂倒档，常常将倒档设计在最靠边的位置。 由以上三点，故变速器的换档位置如下图：图 6-3 换档位置图买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 11970985187 结论通过这段时间的学习，完成了轿车手动五挡变速器的设计。首先研究题目到确定变速器的设计方案，最后论文的完成，每一步都认真对待，毕业设计对于即将毕业的我来说不仅是对我大学四年所学知识的检验，同时也是在即将参加工作之前的历练。在毕业设计过程当中，让我对大学四年所学到的知识有了个全新的认识，而且中间不懂的地方问老师问同学，有的需要查阅的知识及时查阅资料，从不懂到懂，从不会到会，毕业设计使我学到了好多东西，这对我以后参加工作有极大的帮助。本论文是研究和设计一款用于东风风神轿车上的三轴式手动五挡变速器，题目给出