五菱微型货车变速器设计说明书

1课题名称五菱微型货车变速器设计（三轴）2摘要我们知道，当我们开始启动车子后，都会去换挡让车子走起来。所以设计一款合适的变速器，将是我们的车目标。我们设计的一款变速器应用于微型货车上。这就像一个手动变速箱的标准，利用三轴，在倒档齿轮的合理安排的选择设计和拨叉。本设计的大体想法是一轴和二轴在同一直线上，此时一轴做为动力的输入轴，二轴则为输出轴。三轴是中间轴，完成动力的转交工作，这样的考虑能够有效的减小变速器的尺寸，并使他能有足够的扭矩变化范围，在变速器的长久使用上也基本能满足要求，同时，保证齿轮的中心距不大的前期下，也能获得可观的传动比。设计之初，通过查询资料确定各档位的传动比，进而计算能够得出相应的齿轮模数，压力角，齿宽等数据。根据相关公式对齿轮进行校核。初选轴的长度和箱体的长度，在确定中心距的前提下，最后对轴进行校核。最后阶段，完成装配图和零件图的绘制工作。关键字微型车变速器设计同步器3ABSTRACTWITHTHEDEEPENINGOFREFORMANDOPENINGUP,AUTOTRANSMISSIONMENTIONED,PEOPLEWOULDFIRSTTHINKDRIVEPOWER,HAVETHEFUNCTIONOFTHEFUEL,SUCHASTRAFFICLIGHT,YOUCANNOTSHUTDOWN,SOTHEGAPISINDISPENSABLE,INTERRUPTPOWERTRANSMITTEDTOTHEWHEELSLATERALBEARINGSTOPYOUCANTALWAYSGOFORWARD,SOSETTHEREVERSE,THATCARCANRUNBACKWARDSPOWERFROMTHEENGINETOTHETRANSMISSION,TOTALWANTTOTRANSFORMPOWERANDPASSOUTSHIFTWHENPHILIPPESENDEROS,WHOALLDONTWANTTOSHIFTSLOPPILYTRANSMISSIONDESIGNISNOTONLYTOSATISFYOWNCONDITIONISGOOD,HEISACOMPREHENSIVEPARAMETER,THEFIRSTTHINGTOTESTMUSTBEOVERALLANDHISCARTHESEX,THESECONDISTHEMANUFACTURINGCOST,DURABILITY,EASE,ANDSOON,THEREFORE,THEBIRTHOFAGOODENGINENOTONLYNEEDATEAMTOCOOPERATE,ANDTHETESTOFPRACTICEIFSOMEONEINTHEWORLDTOASKYOUWHATISTHEBESTCARSALES,YOUMIGHTSAYFOX,CARNIVAL,POIO,CAMRY,ETC,BUTIFYOUAREACHINESE,YOUWILLBEVERYPROUDTOTELLTHEM,CHINASBIGGESTSELLINGCARS,AREMADEINWULINGWULING,NAMELYPEOPLEMOUTHHIGHCEILING,ITHASCHEAPPRICE,SUPERIORPERFORMANCE,CARGOMANNEDABILITYSTRONGADVANTAGE,FIRMLYOCCUPYTHECHINESEMARKETOFTHEPEOPLE,LETPEERSSUCHASDONGFENG,JIANGLINGWULINGVEHICLES,ISTHECHINESEPEOPLEWITHAGOODCAR,SOTHISDESIGNISINTHELIGHTOFWULING12ECONOMYASTHEBASICMODELSANDEXPANDKEYWORDSVEHICLEGEARBOXDESIGNSYNCHRONIZER4目录绪论1第1章变速器的结构分析211变速器的性能分析212变速器的结构分析213零部件结构的方案分析3第2章变速器设计方案论证421变速器基本方案的设定422中心距4221中间轴式中心距A的确定5222外形尺寸523齿轮的参数5231模数5232压力角6233螺旋角6234齿宽B6235齿形变位系数的选择7236齿高系数7237各档齿轮齿数的分配7第3章变速器的设计和计算1531齿轮的破坏形式1332齿轮的材料选择1433齿轮的接触应力1434齿轮的弯曲强度计算16341直齿轮的弯曲应力16342斜齿轮的弯曲应力17第4章轴的计算1941初选轴的直径19542轴的校核19421轴的刚度验算19422轴的强度计算21第5章同步器的设计2151锁环式同步器的结构2352同步环主要参数的确定24521同步环锥面上的螺纹槽24522锥面半锥角25523摩擦锥面平均半径R25524锥面工作长度B25525同步环径向厚度25526锁止角266527同步时间T26第6章变速器的操纵机构2661对变速器操纵机构的要求2762直接操纵手动换挡变速器2763远距离操纵手动换挡变速器2764变速器的自锁、互锁、倒档锁装置27641自锁装置27642互锁装置28643倒档锁装置28结论28致谢29参考文献301绪论伴随着改革开放的深度进行，国民生活都有了很大程度的改善，汽车也成了当今社会必不可少的交通工具。可面对世界如此庞大的人口，汽车厂商自然会提供不同的选择。从动力上，经济上，车型上，都有很大的不同，设计的差异多了，自然对我们广大的消费者来说才多了选择，对汽车来说发动机自然是最重要的部件，然而动力的输出还要靠另外一个东西汽车变速器，它对如何管孔由发动机输出的动力有至关重要的作用。用了好的变速器，才能让人们更好的体验驾驶乐趣，让汽车更好的为人类服务。手动变速器是人们最开始对汽车变速器的理解，随后出现了自动变速器，手自一体变速器，随着科技的不断发展，无极变速器和双离合变速器逐渐被看好，可这么多的选择到底什么样的才是最好的呢，经验告诉我们，没有最好，只有最合适。虽然手动变速器存在驾驶繁琐的缺点，但由于他仍然是市场上的主流变速器类型而且他的发展已经非常的成熟，既然被称作手动变速器，是因为它的换挡行驶完全依靠双手，用手操控变速杆，从而改变它的传动比，实现变速的目的，虽然他存在操作繁琐的缺点，但由于噪声小，成本低等优点，目前被大多数的客户选择。一般的手动变速器分为四档的和五档的，这里所谓的挡数指的是前进挡的数目。作为一名司机来说，一般的男士比较青睐于手动版，因为它结构很简单，维修起来成本不高，最主要的是如果他的技术足够好，省油的优势就能体现出来，最主要的是他能给驾驶者带来驾驶乐趣，因此对于那些不喜欢束缚的年轻人来说，手动挡是你们最好的选择，如果是一些年龄比较大的妇女开的话，就要选择自动挡的变速器，他傻瓜式的操作能让人体会到另一番乐趣。通常在市面上同配置的十五万以内的手动挡和自动挡的车，差价大约是不到一万元。如果在世界上别人问你销量最好的汽车是什么，你可能会说福克斯，嘉年华，POIO,凯美瑞等等，但如果你是一名中国人，你会很骄傲的告诉他们，中国销量最多的车，是上汽通用五菱产的五菱，即百姓口里的高顶棚，它有着价格便宜，性能优越，载货载人能力超强的优势，牢牢的占据着中国百姓的市场，让同行们比如东风，江铃望尘莫及。五菱车，才是中国老百姓用的起的好车，所以此设计就是以五菱微型货车12经济型为基本车型而展开而来的。2第1章变速器的结构分析11手动变速器分析当发动机把动力输出时，是怎么到达驱动车轮的呢，这时就是变速器大展神威的时候了。变速器通过对转矩和转速的调节，来使汽车适应各种工况。如果你的汽车装有一个好的变速器，发动机给力的情况下，你可以轻松面对起步，爬坡，加速等动作，让你觉得驾驶其实没有那么难。当然变速器不是一个人在战斗，通过和离合器的配合，他可以实现倒档，和空挡，即实现汽车无动力输出到车轮和实现汽车倒退行驶，可能你觉得变速器是变速器是一个很神秘的神器，通过我的设计你会了解他的内部构造，让我为你们揭开它的神秘面纱。变速器的设计并不是单纯的满足自身的条件就好，他是一个综合的参数，首先要考考的一定是他和汽车整体的配套性，其次就是制造成本，耐用程度，维修简便性等，因此，一个好的发动机的诞生不仅需要一个团队的配合，还有实践的检验。变速器的具体功能有哪些呢下面让我给大家一一列举。对变速器提出一下的要求1提到汽车变速器，人民首先会想到开车马力爽，还要有省油的功能；2）等红绿灯时你不能熄火吧，所以设置空档必不可少，中断传往车轮的动力；3）侧方位停车你不能总向前开吧，因此设置倒档，使汽车能够倒退行驶。4）动力由发动机传给变速器，总要变换功率并传递出去吧。5）换挡的时候要干净利索，谁都不想换挡拖泥带水吧。6）安全问题永远是大问题，行驶中调挡、乱挡、换挡冲击的现象决不能出现。7）对变速器来说工作效率也是很重要的。8谁都喜欢安静的环境，相信变速器也是这样。满足了以上的硬件，其他要考虑的就是制造陈本，自身质量，维修难易等要求了。汽车变速器自然是挡数越多对汽车的管控能力越强，但制造及设计成本随之而上升，所以记住一句话，没有最好的，只有最合适的。312变速器的结构分析变速的类型越来越多，结构却越来越复杂，有着结构简单，自身传递效率高，能安全可靠工作优点的机械式变速器备受人青睐。因此他也占据主流市场。因此，本设计采用机械传动。根据轴位置的不同分布，固定轴和旋转轴的机械传动的两种主要类型，固定轴也被称为普通的齿轮传动。旋转轴式也叫做行星齿轮变速器。固定轴是汽车中最广泛使用的，在一二轴传动发动机。比较一下，他们有他自身的优点，比如由于轴承比较少，自然不会占用很多的空间，结构简单，尺寸小，布置方便也是自身独特优点。另外，它只是用一对齿轮来传递中间档位的力，所以传递效率高，噪声也小很多。但由于直接块不能被设置在传输两个周期，在大齿轮和轴承的工作承受力自然，这导致了一个很大的噪音，而且容易损坏，另外，它的一档档速比不能太大，比较而言，由于前者在第一轴上的齿轮与在第二轴上的各档齿轮啮且一二轴都不会承受径向的载荷，他们只是充当传递扭矩合变速器不能设置直接档，所以在高档工作时额载体。故直接档的传递效率比较高，自然磨损及噪音也很小，故得出结论，在设计当中，我倾向于选择了中间轴式变速器，恰好它也适应于发动机前置后驱的车子上。从我了解的情况看变速器的档数有很多种类，分别可以在320个不同档位之间范围内变化，一般速器的档位在6档以下，因为6挡车即能满足百姓日常的使用要求。这种汽车变速器通常出现在赛车车身上。由于汽车的动力性和燃油经济性与汽车变速器的档位有很大的关系，通常来说，档位越多，油耗越低，面对各种不同的工况也有不同的档位来应对，故最近有朝着多档位发展的趋势，但档位的增加势必会带来设计成本及维修成本的增加，综合考虑，决定采用5个前进挡位的设计方法，制造一款能适用大众的一款变速器。对于倒档的选择上，考虑到实际行驶时倒档的使用机会并不是很多，而且基本都是在停驶状态下采用，经调查发下，很多设计中均采用直齿轮的换挡方式，考虑了中间轴和第二轴两种不同的齿轮传动路线加装中间传动的方案，决定采用后者，一般车辆的倒档轴传动比和一档比很接近，这时综合考虑了动力性能和加工工艺的角度出发的。13零部件结构的方案分析齿轮传动的设计形式通常用于直齿轮和斜齿轮，斜齿圆柱齿轮的制造比较复杂，当有缺陷的轴向力，但由于其使用寿命长，换挡机构形式直齿滑动齿轮，齿轮组和同步传输的三种常见的。轴承按直径系列选择中系列的球承或是圆柱滚子轴承。一般在齿轮与轴的配合上，选用滚针轴承。4操纵机构操作操作机构的传动机构安装在齿轮箱，由拨叉轴，变速叉，后面的块，自锁弹簧，自锁钢球，钢球，联锁联锁销。在此基础上，设计了基于中间轴式51齿轮传动，和锁环式同步器。第2章变速器设计方案论证21变速器基本方案的设定通常汽车行驶在在最大爬坡时，汽车的最大驱动力应大于轮胎和地面的滚动阻力和车体和空气的阻力之和，这样汽车才能实现更好的使用性能，考虑到汽车上坡行驶时，车身速度不会太快，故可以忽略空气阻力，由经验公式计算1（2MAXMAXIFTF1）FTMAX最大驱动力滚动阻力最大上坡力FMAXIF一档的传动比是根据车辆的最大爬坡度计算出的1（2/SINCOI0AX0MAXAX1ITRFGME（2）发动机最大扭矩；减速器传动比；为变速器的一档传动AXET0I1IM_汽车总质量；F_道路纯滚动阻力系数；传动系的机械效率；G_重力加速度R_驱动轮的滚动半径为汽车的最大爬坡度由公式计算得/SINCOI0MAX0AXMAX1ITRFGE（23）I0856427328960（计算结果得377取3861I1I由中等比性质，得1（24）NM5其中M档位数，取M2,3,4,5N档数，取5经计算得出2045141910808IR41282I3I4I5I22中心距中间轴与第二轴线之间的距离221中间轴式中心距A的选取一个主要的中心距，可根据经验公式计算GEAITK31MAX1（25）式中，A为变速器中心距为中心的距离系数，根据经验8993辆乘用车，AK商用车8696，多速率传输9511；是发动机一档传动比为变速器1IG的传动效率，取95。0所以A9166（26）395871所以中心距初选为66。222外形尺寸除了传统的考虑因素。当然还要考虑换挡机构的布置形式。由以上的因素来初步选定。商用车变速器壳体四档（2227）A五档（2730）A六档（3235）A由于本次设计选用的是51档变速器，所以初选壳体轴向距离是3566231但结构尺寸链传动设计，确定变速器壳体的轴向尺寸，实际设计最终。23齿轮的参数6231模数所述齿轮自然是少不了的模量，这是齿轮的一个重要参数，和齿轮的强度，刚度，质量，噪音，工艺要求和其他因素也会影响系数的选择。经综合考虑，本此变速器设计中，各档都应用锁环式同步器换挡，众所周知，减少齿轮的模数并增加齿轮的宽度能有效的降低噪声，却会增加变速器的重量，但所有的前提还是使齿轮有足够的刚度。出于工艺简便性来考虑，所有的齿轮都应该选取同一种模数，经查资料得知，市面上的乘用车排量在10V16之间的模数一般为225275，考虑到传输优先原则齿轮模数的选择和设计的特点，模拟到数字的选择，最终确定25直齿轮，斜齿轮为25。232压力角我们都知道齿轮压力角是小的，它将使重合度较大，是降低齿轮的刚度，但带来的好处是不言而喻的降低动态负荷、出口到齿轮啮合套，；相反，压力角大，抗弯强度与齿面接触强度将增加，因为参考模型的设计是五菱微型货车，在汽车的能力，保持足够的空间，故应采或压力角齿轮，但最终考虑到国家标准压力角为，确5220定齿轮采用的压力角。0233螺旋角以上分析，斜齿轮可以有效降低噪声和提高汽车变速箱齿轮的强度，所以大部分的螺旋齿轮，但低齿轮提供的扭矩，所以只有在倒档齿轮和齿轮的齿轮选择，虽然确定其他档位才有斜齿轮，但在斜齿轮的选择上还是有很多讲究的，一下我一一列举。通过螺旋角测试，之后会使齿轮接触比的增加，使工作稳定，有助于减少噪音，随螺旋角的增大，在一定范围内相应增加齿轮的强度，但螺旋角高于时，根据试30验数据测得，齿轮的抗弯强度会骤然下降，但并不影响接触强度的继续上升。因此，为了更好地实现成功应选择适当的值的弯曲应力和接触强度是令人满意的。此外，为了降低轴向力对齿轮的影响，位于中间轴上的齿轮统一做成右旋，而位于第一、二轴上的齿轮统一做成左旋，这样就能实现轴向力由轴承承受。通过对螺旋角的调整可以消除因各对啮合齿轮模数或者齿数的差异，造成的中心距不等的问题。综合以上因素考虑，斜齿轮的螺旋角选定值范围为。1527234齿宽B按照经验而言，齿宽的大小通常根据齿轮的模数M（）的大小来选定。N直齿BM,为齿宽系数，取为458CK斜齿BM,取为6085B为齿宽（MM。当啮合套或同步模式，根据牙齿宽度基本经验的传输时间的组合可以24毫米。在本次设计当中，各档位齿轮均选用相同的齿宽，B取8。235齿形变位系数的选择本设计中采用的是齿轮，其中一个原因是为了避免根切与齿轮中心距，他也影响齿轮的强度，然后是啮合噪声稳定性，抗磨损，划伤和齿轮，从以上结论，为了降低噪声，特别是对总改变齿轮的去除，齿轮和齿轮比的传输系数是由小的值，这样就能很好的在保证噪声小的前提下保证动力的有效传递。从逻辑上讲，中高档和轴齿轮的选择范围的传输0202。236齿高系数随着改革开放的步伐逐步加大，国内在齿轮加工精度有了很大的提高，科学技术是第一生产力，这迫使短制齿轮不再被采用，目前在国内，高变位系数1的一般规则237各档齿轮齿数的分配8图21动力传递路线图齿数的分配应由变速的挡数和传动方案及传动比来确定的，但前提是要在初选中心距和齿轮模数和螺旋角以后，但应该特别注意是，为了使齿轮面能均匀的磨损，各档齿数比应该尽可能不是整数。1确定一档齿轮的齿数一档传动比为1271I872Z根据以上公式可知如果和Z2的齿数确定了，则和的传动比便可容易求出。为18Z7了求和的齿数，可先求其齿数和78H直齿528128HZMA256取整为53斜齿129HNCOS前面已将交代过，一档和倒档均设计成直齿轮。一档大齿轮齿数用公式计7ZH8算可得。初选16大齿轮为5316378Z7Z对中心距进行修正，AM662522102H2）确定常啮合齿轮385612111ZI783169A1212COS21ZMN即6625其中取907521（5计算后1799分别取整18301Z1321Z2实际确定一档传动比为3857,继而求得传动比为3854两者相差比较小，对进行校核，ARCCROSS2213AMN21重新算得1253）二档齿轮数的确定12141265ZIA121565COSMN12161TA65262Z由以上的三个三个方程式，求得出2646、2166分别取整，27、225Z65Z6传动比205。6182I4）三档齿轮的确定1（22134IZ17）A1（243COSMN18）1（21TAN43242Z19）由上面方程式计算得2655、227取整26、22传43Z4Z3402动比141。3I5）五档传动比1012019ZIGR1（2215132IZ20）A1（2123COSMN21）1（222）TAN13212Z经过计算得到1557、32213最终确定，32、15、。131827根据以往的设计经验，模量倒档传动选择的基本的和同一模数。用于反向齿轮齿数的选择一般是21之间的选择2323的初步筛选，以上所说的，这个倒档齿轮传动比和传动比是非常接近的，取。150Z设计经验，倒档轴齿轮齿数的21范围23，23。由2（223）可计算可得出。392可以从中间轴式和倒档轴中心获得2（22110ZMAN24）而倒档轴与第二轴的中心距计算公式为2225219ZA238确定各档齿轮的尺寸直齿轮DMZ2（226）斜齿轮2（2COSNMD27）112（2AAHD228）2（2FF30）一档齿轮16、8Z37M2540（28D1Z630）402455（2882AAH7531）4023425（288FFD32）M25925（27Z3733）925297（2772AAHD2534）92528582（277FF3735）二档斜齿轮、26Z5（2COSNZMD36）（1037）（2NAXH6425337）（1025037）（2NFMC638）58（2662AAHD8564231239）58534（2662FFHD240）（2COS6NZM586141）（1031）（2NAXH5275342）（1025031）（2NFMC543）712（2552AAHD752344）712665（255FF45）（2COS5NZMD27168246）三档斜齿轮、4Z3（2COSNZMD47）（1026）（2NAXH4153248）（1025026）（2NFMC447249）7015（2442AAHD457613250）7015652（244FF51）13（2COS4NZMD1570926552）（1032）3（2NAXH33253）（1025032）（2NFMC32554）5933（2332AAHD9365255）59335468（233FF56）（2COS3NZMD3590257）四档斜齿的计算、2Z18（1017）（2NAMXH2075258）（1025017）（2NFC2359）8278（222AAHD986075260）82787568（222FF361）（2COS2NZMD7815062）（1011）（2NAXH175263）（1025011）（2NFMC1864）144967（2112AAHD257265）49674397（211FF866）（2COS1NZMD67492567）五档斜齿的计算、31Z152（1018）（2NAMXH13068）（1025018）（2NFC13573269）8979（213132AAHD89305270）89798264（21313FF771）（2COS13NZMD9827572）（1027）（2NAXH121753273）（1025027）（2NFMC124274）4209（21212AAHD48175375）42093719（21212FF76）（2COS12NZMD0947577）15第3章变速器的设计和计算1631齿轮的破坏形式经过对汽车变速器齿轮损坏形式的观察，通常可以分为齿轮断齿，表面疲劳剥落（坑），将换档断头和牙齿粘接形式。而齿断裂损伤分为两类第一齿冲击引起的载荷足够大，齿轮端弯曲断裂；传动齿轮的工作，因为一对啮合的齿轮，齿会互相挤压，这将对崛起中的小裂纹齿面造成机油压力，导致裂纹，点蚀相伴，反向和变速箱的设计，利用移动换档的方法，由于不同的角度，它将使转移在冲击载荷的伟大的时刻在齿轮端面产生，这会造成传输损伤。32齿轮的材料选择放眼国内的变速器齿轮材料的选择，大多是采用渗碳合金钢，不仅由于其具有表层的高硬度还有他心部的耐磨及抗弯疲劳的能力很突出。对选用钢材及热处理时，此时就要考虑对切削加工的性能及成本。经过上网查询资料，在国内变速器的齿轮材料的选择上主要有、20MN2TIB等，综合考虑本次设计各齿轮材料选用CRMNTI2020CRMNTT,渗碳淬火33齿轮的接触应力直齿弯曲应力04181（3J）（BZEDT1MAX1）斜齿弯曲应力1（31COSMAXBZEJPBDET2）是圆周力（N,，是计算载荷（NMMD是节圆直径（MM1FDTFG21G是节点处的压力角）；E是齿轮材料的弹性模量（MPA,由于齿轮的材料选择为锻（钢，所以E206B为齿轮接触的实际宽度（MM,为主、从动齿轮节点处的40ZB曲率半径（MM,直齿轮，斜齿轮；BSINZRSINBRZ2COSINR；为主从动齿轮的节圆半径。2COSINBRZ,17表31变速器齿轮的许用接触应力MPAJ齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700输出轴一档齿轮Z7的参数为B20MM、M25MM、1582、684、EBZ5102输出轴一档齿轮Z7的接触强度662（33）（82154659280103J计算得662所以Z7的接触强度就符合要求。JJJ输出轴二档齿轮的参数为27、B20、13543、11035ZZB708（31COSMAXBZEJPBDET4）708所以的接触强度也符合要求JJJ5Z对于输出轴三档齿轮的参数为22、B20、118、13953ZZB703（35）1COSMAXBZEJPBDET703计算得的接触强度符合要求。JJJ9Z输出轴五档齿轮的参数是15、B20、9066、1934112ZZB181089（36）1COSMAXBZEJPBDET1089计算可知的接触强度合格JJJ12Z输入轴四档齿轮的参数是18、B20、1035、172451ZZB840（37）1COSMAXBZEJPBDET840计算得的接触强度符合要求JJJ1Z34齿轮的弯曲强度计算341直齿轮的弯曲应力1（3BTYKFFW18）式中，是弯曲应力（MPAF1是圆周力（N,是计算载荷（NMMD是节圆直径W1F（MM为应力集中系数，的摩擦系数的影响，为主要，齿轮驱动的传动将有不同的K原因，对网格点的摩擦方向，所以对弯曲应力的影响是不同的传动齿轮11，从动齿轮07；B是齿FK宽（MMT是端面齿距MM,TM,M是模数；Y是齿形系数。31齿形系数图19（假定载荷作用在齿顶，1）02F对于二轴的一档的直齿轮弯曲应力的计算7Z、25、37、8、Y01、15、09MNTG108MAXNMCKFK115（39）BTYKFFW12803752496其中115850MPA，所以计算可得的弯曲应力合格。77Z对于输出轴的倒档齿轮弯曲应力的计算、25、33、8、Y0114、15、09MNTG108MAXNM9CKKF587（310）BTYKFFW3136052433由于850MPA，自然的弯曲应力符合要求。33W342斜齿轮的弯曲应力（3BTYKFW111）式中，F1为圆周力（N，是计算载荷（）；D是节圆半径（MM,1FDTG2MND,是法向模数（MM是齿数；是斜齿轮的螺旋角；是应力COSZMN（NZ）（K集中数，15；B是齿面宽（MMT是法向齿距（MM,TY是齿形系数,根据KN量齿数在变位系数图中查得，是重合度影响系数，203CSZNK将相关公式带入，经过整理后得出斜齿轮的弯曲应力是BTYFW11（312）KYZMTCNGWOS2关于二档斜齿轮的弯曲应力的计算5W20、25、27、Y0149、15、20MNTG108MAXNM5ZK97（313）KYZCNWOS252814902743COS834008505关于三档斜齿轮的弯曲应力的计算MNTG108MAX25、22、Y0153、15、20NM3ZK1141（3KYZCNGWOS23281530214COS814）4008509WMN关于四档斜齿轮的弯曲应力的计算、25、18MNTG108MAXNM1ZY0164、15、20K1261（3YZCNGWOS212816405281435COS315）400850所以计算可知合格。1WMN对于五档斜齿轮的弯曲应力的计算、25、15、Y0187、15、20TG08AXNM12ZK21131（316）KYZMTCNGWOS212817052143COS83100250所以计算可知合格。1N第四章轴的计算正常工作的变速器在工作时，其要受到圆周力，和径向力力的综合作用，因此在设计变速器轴的设计，要保证他的刚度大小能满足齿轮能正确的啮合为。41初选轴的直径中间轴式变速器的中心距A前面已经进行了选择。详细DWG图纸三二1爸爸五四0六全套资料低拾10快起的D轴的直径的第一部分（MM）的选择，可以有如下公式1（41）可有以22下公式得1（41）3MAXETKDK是经验系数，K4046；是发动机的最大扭矩（。AXEMN此次设计中K取46，所以D22，而在实际的计算中，要按实际值来选取。的中心轴和直轴的直径范围D设计中间轴二（04506）；所以D0450666252983975。对于中间轴016018；所以L16562524843。LD对于第二轴018021；所以L14196220。42轴的校核421轴的刚度验算检查轴是评估变速箱是满足强度要求，刚度等，他是传输设计符合实际使用的要求，在传动设计过程的一个重要步骤，主要是为了达到对设计的数据的校核，达到所设计的要求。由于实际设计中第二轴的支撑点比较长，故只对第二轴进行数据校核，如果他都能符合相关设计要求，则其他轴就没有必要再进行计算。特别是当检查，我将轴铰支梁。扭矩轴二。第二轴上的转矩为。而设计中轴的挠度和转角是按照材料力学MAXET的相关公式进行选择计算。特别是当检查，我将轴铰支梁。扭矩轴二。而对于第二轴上常啮合齿轮副，由于他的距离支撑点比较近，通常动挠度不会很大，所以就没有必要计算。2（4EILBAFFC3212）2（4IFS23）2（4EILABF14）23在上面公式中，是齿轮在中间平面上的径向力（N1F在中间平面的圆周力齿轮宽度（N）E是弹性模量（MPAI是惯性距（），对于实心轴，ID是轴的直径4M64A，B是扭矩支座B齿轮上的距离（毫米）L是支座间的距离（MM可先计算出二轴五档齿轮轴的挠度2（4TTDF12187694798035）2（46）632891046TAN1R当A25009、B3989时，E50（47）864231982103765CF；故合格。MFCCF（407564231023895679SF8）；故合格。MFS15SF00012（49）EILABF31因为000040002RAD；故合格。因为0112（410）2CSFF220758计算可知轴的全挠度为02MM；故轴的动挠度为合格。CSFF此时对三档齿轮的轴进行计算校核当A9617、B19381、E时510224（411）TTDF12432570183（490642TAN1R12）（413）26431982103752CF；所以合格。MFCCF（414）0164321023798195SF；故合格。MFSSF000152（4EILBA3115）因为000150002RAD；故合格。（416）2CSFF02012计算可知轴的全挠度是02MM；故轴的动挠度也合格。CSFF422轴的强度计算由于轴同时要受到转矩和弯矩的同时作用，故应力为NT1（432DMW17）式中，1（422MNTNSC18）D轴的直径（MM），W是弯曲直径的界面系数；对一轴五档齿轮进行计算校核25187625009469168842（4AFMS119）729632500918247322（4C220）648002（412MAXZTEN301821）321MPA4002（432232DTMDWMNCS2MN22）26第五章同步器的设计说到同步器，他有着自己独到的作用，当变速器的输入轴和输出轴分别会以各自的速度旋转，而变速器又要求二者一起旋转，这中间就出现了变换档位时“同步”的问题。如果忽视两个旋转速度不一样齿轮的速度差，而强行的进行结合，势必会造成齿轮的损坏，为了解决这个问题，伟大的设计师们创造出了同步器，即保证两轴以相同的转速进行啮合。这样就能保证变速的平稳工作。51锁环式同步器的结构图51锁环式同步器1、9变速器齿轮2滚针轴承3、8结合齿圈4、7锁环（同步环）5弹簧6定位销10花键毂11结合套如图（51），经过学习，这种同步器的工作原理是在变速器进行换挡操作时，啮合套上的换档力是沿着轴向传动的，经此力的推动，组合部件完成换挡。27图52同步器的工作原理图52同步环主要参数确定521同步环锥面上的螺纹槽以往的设计经验证明，如果上面的线槽的螺旋的设计是狭隘的，会有摩擦锥膜效果很好的刮。但到达一定的值后，就会影响接触面压力，这回导致快速的磨损。一个测试可以知道，螺纹牙顶宽度也会对摩擦系数影响较大，与传动齿顶磨损摩擦系数降低，司机会痛苦，所欲一般设计中齿顶宽不应该过大。如果螺纹槽的数值设计得大些，能储存被刮下来的油，但会带来接触面减少的缺点，随之而来的是增加磨损速度。使设计符合要求。调查数据，在图53A给定大小适合轻，中型汽车；图53B则比较适用于重型汽车。对轴向排油槽的范围一般设计为612，槽的宽度值的范围从34毫米。28图53同步器螺纹槽形式522锥面半锥角经过查资料可知，随着摩擦锥面半锥角的变小，摩擦力矩会增大。但物极必反，当的值过小则会导致摩擦锥面的自锁。众所周知，只要到达TAN就可以避免自F锁。一般的取值范围为68。当6时，会产生摩擦力矩大，但不控制锥表面粗糙度参数的一次温柔善良，风险会存在粘连和咬；经验可知，在7时此类现象的发生可能会很小。故设计中的锥角取值为7。523摩擦锥面平均半径R根据以往的设计经验可知，R的值取得越大，自然摩擦力矩会越大。变速器额中心距和相关零件的尺寸及布置形式，同步环径向尺寸都要制约着R额取值。所以不能取大。但可在满足要求的基础上，把R值尽可能的取大一些，综上考虑，本次设计中采用的R的取值范围为5060MM。524锥面工作长度B故综合考虑，根据以下公式算的B的值。故综合考虑，根据以下公式算的B的值（51）2MMBPFR为了降低本次设计的成本取相同的B为5MM。29525同步环径向厚度前文已经交代过，摩擦锥面收到中心距和相关零件的许多限制，同步环也一样，收到整体的很多约束，故不适合取值太大，但要在能保证足够的强度基础上。由于轿车不用承受货车那么大的载荷，故其同步环厚度可以比货车小些，之于材料的选择上应选用锻件，加工方式通常采用精密锻造工艺，这样可有效的提高材料的屈服强度还可以提高疲劳寿命。在现有的查询数据，汽车同步器齿环的总体设计，约10毫米厚，所以同步器的径向宽度的设计是105。526锁止角正确的锁止角，能够使两个齿轮的角速度到达相同时在采取换挡，这样有助于提高变速器的寿命，锁角在46到26的范围内的值在一般。综合考虑的角度值后锁设计。527同步时间T同步齿轮，自然使两齿轮连接到短时间同步的是，虽然有许多外部影响的同步时间的因素，如外部尺寸的同步，通过转动惯量产生，还有变速器的两个轴之间是存在角度差的，这些因素都会产生影响。分析容易得出，轴向力越大，产生的影响就越大。同步时间也会相应变化。一般而言，货车作用在手柄上的力要大一些，而轿车要相应小一些，这时因为轴向力与手柄上的力存在密切关系。在查阅了有关资料，同步时间为汽车传动范围015030S，高档，低档范围050080S；30第6章变速器的操纵机构汽车能够按照驾驶员的意图来行驶，主要是驾驶员通过变速器的操纵机构完成控制，通过控制操纵机构来实现选档，