毕业设计（论文）-轿车变速器结构设计.doc

河 北 工 业 大 学毕业设计说明书(论文) 作 者： 刘浩 学 号： 110317 学 院： 机械工程学院 系(专业)： 车辆工程专业 题 目： 轿车变速器结构设计 指导者： 刘茜 副教授 (姓 名) (专业技术职务)评阅者： (姓 名) (专业技术职务) 2015年 5 月 21 日毕业设计中文摘要轿车变速器结构设计摘要：随着科技的迅猛发展，汽车这个本来陌生的名词已经渐渐普及，不管是都市白领，还是面朝黄土背朝天的农民，都已经慢慢有了属于自己的汽车。汽车的发展与普及，很大程度上便利了人们的衣食住行。而变速器作为汽车的核心部件，它的发展尤为重要。本次汽车变速器的设计中，首先确定的是各档传动比。根据给的已知数据，通过公式计算出来的各档传动比来从而确定齿轮的齿数，分度圆直径以及直齿轮或者斜齿轮的选择。齿轮的模数也是根据上述的结论而得出的。轴的设计。选择了两轴形式变速器。数据都确定好之后则开始校核各个设计好的零件的强度。并且设计了同步器，而且在后面也进行了自锁装置、互锁装置以及倒档锁的设计。汽车的飞速发展使得其各部件的科技程度需求更高。但是，在这里不得不提出的是，作为传动系统的核心部件变速器，其制造水平、工艺水平，更是需要人们的注视。它的更新将使汽车的性能得到较大提升。关键词：轿车；变速器；齿轮毕业设计（论文）外文摘要Title ：Structure design of car transmissionAbstract：With the rapid development of science and technology, the car that have strange noun has grown in popularity, whether it is urban white-collar workers, or facing loess back upturned farmers, greatly facilitate the peoples basic necessities of life. And the transmission is the core part of the car, its development is particularly important. In the design of the automobile transmission, the transmission ratio of each file is firstly determined. According to the known data, the gear ratio of the gear is determined by the formula, the tooth number, the pitch circle diameter and the choice of spur gears or helical gears. Shaft design. The two forms of transmission. After the data are well determined, the strength of the designed parts will begin to check. And the design of the synchronizer, and behind of self-locking device, interlocking device design and reverse gear lock. The rapid development of the car makes the technology of its components higher. However, it is necessary to put forward that as the core part of the transmission system, its manufacturing level, technological level, but also the need for peoples gaze. Its renewal will improve the performance of the car.Keywords： Automobile; Transmission gearbox; Gear目 次1 引言611 变速器的国内外发展状况62 变速器主要参数的选择72.1 档数和传动比的选择82.3轴向尺寸的选择92.4齿轮参数93 各档传动比及齿轮齿数的选择103.1确定一档齿轮的齿数113.2确定常啮合齿轮副齿数123.3确定倒档齿轮齿数123.4齿轮变位系数的选择134.1 齿轮的损坏原因及形式134.2 齿轮的强度计算与校核134.2.1齿轮弯曲强度计算144.2.1.1 直齿轮弯曲应力144.2.1 齿轮接触应力165 变速器轴的强度计算与校核165.1 变速器轴的结构和尺寸175.1.1 轴的结构175.2轴的校核185.2.1第一轴的强度与刚度校核195.2.2第二轴的校核计算206 变速器同步器的设计226.1 同步器的结构226.2 同步环主要参数的确定236.2.1 同步环锥面上的螺纹槽236.2.2 锥面半锥角246.2.3 摩擦锥面平均半径R246.2.4 锥面工作长度b246.2.5 同步环径向厚度246.2.6 锁止角256.2.7 同步时间t257 变速器的操纵机构25结 论27参考文献.28 致谢291 引言：随着科技的迅猛发展，汽车这个本来陌生的名词已经渐渐普及，不管是都市白领，还是面朝黄土背朝天的农民，都已经慢慢有了属于自己的汽车。汽车的发展与普及，很大程度上便利了人们的衣食住行。生活质量的提高与社会的高速发展都了离不开汽车。而变速器作为汽车的核心部件，它的发展尤为重要。 国内传播市场的高速发展。2007年末的汽车销售是869.25 百万。2008年汽车市场的销售额突破了九百万多万辆汽车,到零在卖出去的数量将达到一千2640000辆。随着汽车产业的规模,传播行业将面临重大机遇和挑战。2006年中国传播市场销售额达到3000亿元,年增长率20%,专家预测,零在今年年底有望达到600亿元。依靠科技进步和自主创新,已形成1000000台的年生产能力传播和传播。在文件传输产品4到16个领域的市场摊位覆盖全系列和各种匹配输入300 - 3000 nm的扭矩,负载2-60吨重型卡车和公共汽车,五十国内机器工厂选择支持定点产品。统计Facile传输8吨汽车配件市场份额为78%,15吨以上支持市场份额将超过90%,重型传动成为世界上第一的销售。 世界这个大家庭中，各行各业都竞争激烈。汽车也不例外。汽车的飞速发展使得其各部件的科技程度需求更高。而恰恰作为心脏的发动机受到了人们的广泛重视。但是，在这里不得不提出的是，作为传动系统的核心部件变速器，其制造水平、工艺水平，更是需要人们的注视。它的更新将使汽车的性能得到较大提升。总而言之，说一千道一万。变速器结构的改进将为汽车行业带来一个不同凡响的明天。11 变速器的国内外发展状况中国汽车工业协会的统计数据显示,在国内使用自动轿车,配备进口自动变速器,约80%,其余20%,主要来自外资合资企业, 2015年达到30%。与此同时, 自动变速器发展很困难,已成为中国汽车动力传动系统中的顽固立场的外商投资企业,技术封锁是非常严格的,进口自动变速器的价格高,成本优势参与市场竞争的独立品牌汽车企业不能承受如此多的自主品牌车型仍然与手动变速箱,缺乏核心技术,使我们自己的自动变速器生产基本上是空白，接近1000亿或者更多。更严重的是, 国内传播市场的高速发展。2007年末的汽车销售是869.25 百万。2008年汽车市场的销售额突破了九百万多万辆汽车,到零在卖出去的数量将达到一千2640000辆。随着汽车产业的规模,传播行业将面临重大机遇和挑战,使中国汽车企业不得不放弃自动汽车生产。同时,它引起了许多独立的模型在我国不足手动排位的搭档,我国的变速器水平已经到达一种高度，而我们现有的科技很难突破这一高度。面对现状,我们没有努力, 但在面对巨大的市场空间,外国投资者也在关注,国外自动变速器业务开始在中国,包括阿根廷,西班牙、西伯利亚等国际知名企业,已在中国建立了自己旗下的公司,2015年达到30%。与此同时, 自动变速器发展很困难,已成为中国汽车动力传动系统中的顽固立场的外商投资企业,技术封锁是非常严格的,进口自动变速器的价格高,成本优势参与市场竞争的独立品牌汽车企业不能承受如此多的自主品牌车型仍然与手动变速箱,缺乏核心技术,使我们自己的自动变速器生产基本上是空白,自主研发的自动变速器与人家国外的科技比简直给比没了,外国企业有更多的选择在工业布局。与此同时，国外的许多投资者都发现了中国这块肥肉，都开始觊觎这块发展空间巨大的人口居多的国土。包括jatco,本田、意Marelli等国际知名企业,已在中国建立了合资或独资企业,完成了在当地就能够自主研发和制造变速器。大众的新型变速器采用的是双离合式的，在我国著名旅游城市大连。也投入生产了。有关文件显示表明,国外先进技术的引进和传播,很难改变现阶段的这种状态,中国传播进口价值增长或保持高的状态,随着需求的一步步增大，供求关系也在随之改变，国产与外来的比重也将发生很大改变。“自动变速器发展很困难,已成为中国汽车动力传动系统中的顽固立场的外商投资企业,技术封锁是非常严格的,进口自动变速器的价格高,成本优势参与市场竞争的独立品牌汽车企业不能承受如此多的自主品牌车型仍然与手动变速箱,缺乏核心技术,使我们自己的自动变速器生产基本上是空白,进口的在华完全没有生存上的问题，而国产的变速器却竞争很激烈,外国企业有更多的选择在工业布局,很大程度上放慢的地方生产化的进程,拉低了平均水平。做到了利润与技术的同步提升，合理的协调了二者的关系。“国内汽车行业领军人物、前副主任和秘书长。中国汽车变速器中心主任张疏林强调到。国外汽车市场的概述,在调查中人们得到了结论,新加坡和缅甸以及新奥尔良市场的自动传输速率高。在自动变速器在欧洲流行率相对较低,新加坡由于实力很强,具有强大的制造能力，产量非常之高。行业发展比较快，伴随着其性能可以与连续变量传输(CVT)。同时,传输转矩能力但还好一个连续变量的传(CVT)。因此,在新加坡缅甸汽车制造商,以利用当地的以及进口的生产资源,它仍然是蓬勃发展的变速器(当下)的发展, 性能可以与连续变量传输(CVT),更少的投资在AMT传动。2 变速器主要参数的选择2.1 档数和传动比的选择 目前的乘用车在档位的选择上一般设置为四到五个，在本次课题设计上也选用五个档位的变速器。 选择变速器最低档传动比，根据汽车最大爬坡度，汽车最低的稳定车速，驱动轮和路面的附着力、主减速比和驱动轮滚动半径来确定最终传动比。 低速爬坡时空阻我们概不计算，因此最大的驱动力应根据下列公式计算得出。Tgmaxigi0Trrmgfcosmax+sinmax=mgmax 满足要求I传动比： 式中：m汽车总质量 g重力加速度 max道路最大阻力系数 rr驱动轮的滚动半径 Temax发动机最大转矩 i0主减速比 传动效率。根据驱动轮的附着条件： 求得： 式中 G2汽车满载时静止于水平路面上时驱动桥给路面的载荷 路面附着系数，计算的时候取=0.50.6由已知条件得，满载质量为1800kgrr=337.25mm Te max=170Nm i0=4.782 =0.95根据公式可求得， igI=3.93 传动比大多数取零点七到零点八之间，在这次毕业设计中取：ig=0.75。 中间档传动比q为： q=n-1igmaxigmin 实际与理论略有出入。根据上式得：q=1.51 故： ig=2.60 ig=1.72 ig=1.14（修正为1）2.2中心距的选择 中心距至关重要，为保证齿轮强度而选取合适的中心距。两轴的中心距根据一下初定： A=KA3TImax 式中：我们定义表彰中心距的一个系数为KA，对与轿车K A 大多数取八点九到九点三。 TI max ：TI max=Te max igI =639.7Nm初始中心距经过计算得A=77.54mm。2.3轴向尺寸的选择 本设计中选取手动五档变速器。其壳体轴向尺寸为： 377.54mm=232.62mm 变速器总图的结构尺寸链决定了变速器轴向尺寸的大小。2.4齿轮参数 法向模数为mn： mn=0473Tgmaxmm 其中Tgmax=170Nm，可得出mn=2.5。 1档直齿轮的模数m： m=0.333TImaxmm 通过计算得m=3 齿形、压力角、螺旋角、齿宽b的选取：项目 车型 齿形压力角轿车 高齿并修形的齿形14.5，15，1616.5一般货车 GB1356-78规定的标准齿形20重型车GB1356-78规定的标准齿形 低档、倒档齿轮22.5，25压力角较小时重合度大、传动平稳、噪声低；较大时可以提高轮齿的抗弯强度与表面接触强度。对与轿车而言，为加大重合度已降低噪声，故取小些。对于货车而言，为提高齿轮承载力，故取大些。在本次设计中变速器齿轮压力角取20、啮合套或同步器取30、斜齿轮的螺旋角取30 应注意的是在选择斜齿轮螺旋角时应力要求使中间轴上是轴向力间相互抵消。因此，中间轴上全部齿轮应一律去右旋，第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体所承受。齿轮宽度b的大小直接影响齿轮的承载能力，b加大的话，齿的承载能力增高。但试验发现，齿宽增大到一定的数值后，由于载荷分配的不均匀，反而使齿轮承载能力降低。所以，在保证齿轮强度条件下，应尽量选取较小的齿宽，有利于减轻变速器重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小选定齿宽。 直齿b=(4.5-8.0)m，mm斜齿b=(6.0-8.5)m，mm为了提高传动平稳性以及齿轮的寿命，随着长度的增加，接触应力随之减小，在取值的时候常常增大齿宽系数。3 各档传动比及齿轮齿数的选择3.1确定一档齿轮的齿数 一档传动比： 先求其齿数和，以便于后文的计算Z9和Z10的值: 其中 A =77.54mm、m =3；故有Z=51.7。 当轿车三轴式的变速器igI=3.53.9时，Z10可以在1517范围确定。先确定Z10=16，顺理成章Z9=35。依靠上面最开始固定的A和m算出的大概是非整数，在将它调为整数以后，由以上公式可以得到中心距变化了，从上述结果中得出一个计算结果，再用这个结果修正一下，反推前面所计算出的中心距。这里修正为51，综上所述A为76.5mm。3.2确定常啮合齿轮副齿数根据上述公式可以求得常啮合齿轮传动比： Z2Z1=igIZ10Z9由已经得出的数据可确定：Z1/Z2=1.79 由上述计算结果可得出： 由此可得： Z1+Z2=2Acosmn 根据已得出的数据可以求得： Z1+Z2=53 与联立可得：Z1=19、Z2=34。由上述结果可进一步得到一档实际传动比为：igI=3.913.3确定倒档齿轮齿数 据统计结果显示，和I档传动比最为相似的还属倒档的传动比了。这回，将倒档的传动比igy确定为3。7。比一档齿轮10会比中间轴上的倒档传动齿轮齿数稍微大些，取Z12=13。一般时候，倒档轴齿轮Z13的取值一般从二十一到二十三不等，本次毕业设计选Z13=23。由 计算出Z11=27。由此可知轴R和变速器轴M之间的中心距：A= =84mm 轴R和轴II之间中心距: =52mm 3.4齿轮变位系数的选择 齿轮的设计中，一个不可缺少的部分就是齿轮变位，加入了变位齿轮。能够把由齿轮所产生根切和配凑中心距得到有效避免，此外，还会对齿轮的刚度、使用平稳性、耐磨性等参数起到干扰。 众所周知，齿数不足十七，则需要把它进行变位。变位系数 =17-Z17 分子中的未知数就是我们需要将其变为的齿数。4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择4.1 齿轮的损坏原因及形式轮齿折断、相同的载荷频繁的作用与轮齿上时，轮齿下方将产生裂纹。这种裂纹会一步一步折断轮齿。轮齿的折断由以下情况组成：1、热处理方法。加工方法。精度等级。几乎固定的支撑方式。同其他机械设备相比较，其变速器的齿轮使用条件并不会有太大改变。故用这些简化的公式来计算汽车齿轮，结果不会有太大误差，即相对精准的值。此处所定物质材料为40Cr。2、相同的载荷频繁的作用与轮齿上时，轮齿下方将产生裂纹。这种裂纹会一步一步折断轮齿。第二种折断出现频率较高，第一种相对较少。在齿轮工作时，随后缝隙变大，齿面的点蚀则是由于日积月累的脱落而造成的。因为产生了动载荷。采用移动齿轮移动转向的方式抵制和反向齿轮, ,所以在把时刻结束时的齿轮可能冲击负载损伤。4.2 齿轮的强度计算与校核 同其他机械设备相比较，其变速器的齿轮使用条件并不会有太大改变。热处理方法。加工方法。精度等级。几乎固定的支撑方式。同其他机械设备相比较，其变速器的齿轮使用条件并不会有太大改变。故用这些简化的公式来计算汽车齿轮，结果不会有太大误差，即相对精准的值。此处所定物质材料为40Cr。 4.2.1齿轮弯曲强度计算4.2.1.1 直齿轮弯曲应力W W=Ft10KKfbty (4-1)上式 W弯曲应力（MPa）； Ft10一档齿轮10的圆周力Ft10=2Tgd（N）, F10=2Tgd ；其中Tg为计算载荷（Nmm），节圆的直径我们用d表示。 称之为应力集中系数 摩擦力影响系数； b齿宽（mm），取20 t端面齿距（mm）； y齿形系数，如图4-1所示。 图4-1 齿形系数图 一档：中间轴扭矩： （4-2） =17010002.181.78 =659668Nm 所以由 F10=2Tgd可以得出；再将所得出的数据代入式（4-1）可得 w10=651.3MPa w9=533.01MPa 4.2.1.2 斜齿轮弯曲应力 w=F1KbtyKZ （4-3）式中KZ将其定义为表彰重合度的影响系数。取2.0，K=1.50，选择齿形系数y时，Zn=Zcos3在图中可以查阅得到。二档齿轮圆周力： Ft8=Ft7=2Tgd8 （4-4）根据斜齿轮参数计算公式可得出：Ft8=Ft7=6798.8N。齿轮8Zn=Zcos3=47.7，可查表（4-1）得：y8=0.153。故 w8=6798.81.5207.850.1532=212.28MPa 同理可得：w7=231.99MPa。同理可得，其余档位齿轮弯曲应力，结果见下：三档：w5=276.2MPa w6=266.4MPa 四档：w1=211.5MPa w2=197.4MPa五档：w3=218.8MPa w4=216.98MPa综上所述，结果满足。4.2.1 齿轮接触应力 j （3-5） 式中 齿轮的接触应力（MPa）； F法向力（N）， F=F1/(coscos)； F1圆周力在（N），F1=2Tgd ； 压力角（）；齿轮螺旋角（）；E弹性模量（MPa），查资料可取 E=190103MPa ；b齿轮接触的实际宽度，20mm；Z b曲率半径（mm）；直齿轮： Z=rZsin (4-6) b=rbsin (4-7) 斜齿轮： Z=(rZsin)cos2 （4-8） b=(rbsin)cos2 （4-9）其中，主节圆半径（mm）：Rz，从节圆半径：Rc。将Tgmax作为计算载荷，此时它作用在轴I上。j见下表：表4-1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮j/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档1300-1400650-700计算可得：一档：j1=1998.61MPa二档：j2=1325.17MPa 三档：j3=1233.1MPa 四档：j4=1208.5MPa 五档：j5=1015.78MPa 倒档：jR=1904.32MPa 有表可知，设计基本符合。5 变速器轴的强度计算与校核5.1 变速器轴的结构和尺寸5.1.1 轴的结构设计中采用轴和齿轮一体结构，飞轮内腔轴承上承载者第一轴的前部分，轴径的选取是结合前轴内径来综合考虑的。第一轴的轴承没有轴向力的作用，轴的固定大多数根绝后轴承用卡环。轴承盖来确定。离合器的轴向尺寸决定了第一轴的长度。第一轴如图5-1所示：图5-1 变速器第一轴旋转轴式与固定轴式两部分组成了中间轴。本次变速器的设计选取的是旋转轴式传动方案。下图为其结构： 一档齿轮 倒档齿轮图5-2 变速器中间轴5.1.2 确定轴的尺寸变速器决心和传动轴的大小主要是基于结构的布局要求,考虑加工工艺。和装配工艺要求。在草图设计,齿轮的工作位置和大小和转移部分主要由轴的长度可以确定。轴的直径可以引用相同大小的传动轴相同类型的车辆,可以选择以下经验公式：第一轴和中间轴： d=(0.40.5) ,mm （5-1）第二轴： d=1.073Tgmaxmm （5-2）式中Tgmax发动机的最大扭矩，Nm考虑到本次设计结果的可行性，轴的强度和其刚度在某些方面存在着必要的联系。所以。直径和长度两者之间的选取可按如下的比例：第一轴和中间轴： d/L=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。5.2轴的校核由变速器结构布置考虑轴的尺寸是由结构的传播,这是由加工和组装。轴的强度通常是足够的,唯一的危险部分轴检查。传输的设计,进行研究开发设计的同时。轴的刚度，强度都保存一些的优势,所以在检查只需要检查文件可以,因为车辆在移动的时候,拥有最大扭矩的I档。轴轴承扭矩也是最大的。随着第二轴结构更为复杂,因此验证的重点对象。5.2.1第一轴的强度与刚度校核测试第一轴的运行情况时，第一轴受到的弯矩较小，小到可忽略不计，经过认定，在计算时只考虑其受到的扭矩。因此，轴的扭矩强度由以下式子计算得出:（5-3）式中T扭转切应力，MPa； T扭矩，Nmm； WT抗扭截面系数，； P轴传递的功率，kw； d计算截面处轴的直径，mm； T切应力，MPa。其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： T=95500009557500.2253=50.5MPa由查表可知T=55MPa，因此 T，满足要求。每米长的扭转角。其计算公式为： =5.73104TGIp （5-4）式中 T 扭矩，Nmm； G 弹性模量，MPa。钢制品：G =8.1104MPa；轴截面的极惯性矩，mm4，Ip=d4/32； 将已知数据代入上式可得：=5.7310417010008.11043.1425432=0.9。大多数情况下可取；符合要求。5.2.2第二轴的校核计算5.2.2.1 轴的强度校核计算中涉及到的计算数据圆周力。径向力。轴向力能够根据下列式子求出： Ft=2Tgmaxid （5-5）Fr=2TgmaxitandcosFa=2Tgmaxitand式中 齿轮的传动比，此处为3.85； d 节圆直径，mm，为105mm； 压力角，为16； 螺旋角，为30； Tgmax转矩，为170000Nmm。代入上式可得： Ft=12466.7N ， Fr=4127.8N ,Fa=7197.6N 。 危险截面的受力图为： 图5-1 危险截面受力分析水平面：FA（160+75）=Fr75 FA =1317.4N；水平面内所受力矩：垂直面： FA=-Fad2+Ft160160+75 （5-8） =6879.9N垂直方向承受的扭转力矩：。此轴上的扭转力矩：Tj=1703.85=654.5N。因此我们根据上述的结论得到得合成力矩：M=Mc2+Ms2+TJ2=(210.781000)2+(110.781000)2+(654.51000)2 =6.9105Nm 在多个力矩合成的情况下合成的轴应力（MPa）: =32Md3 （5-10）将M代入上式可得：=136.16MPa，工作条件为低档位=400兆Pa，因此有： ；符合要求。5.2.2.2 轴的刚度校核轴II在垂面内的fc。 fc=F1a2b23EIL （5-11）在水平面内fs。 fs=F2a2b23EIL （5-12）式中F1径向力（N）。这里等于Ft； F2圆周力（N）。这里等于Fr； E弹性模量（MPa），E=2.1105(MPa)； I惯性矩（mm4），I=d4/64，； a、b距离（mm）； L支座之间的距离（mm）。将数值代入式（5-11）和（5-12）得： fc=0.13fs=0.15 综上所述：，满足条件。6 变速器同步器的设计6.1 同步器的结构上文中已经提到，此次变速器设计中我们选取锁环式同步器作为最终的同步器类型，它的结构图如下： 图6-1 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（6-1），分析得到同步器运行时转变,在啮合套沿轴向方向作用转变力量,推动接下来,迷人的套尽头和锁定齿端表层人的套筒运动受阻,直到锁环锥形面与一个锥形齿轮接触到目前为止。之后,由于对锥形表面的影响,力的方法和两个锥形角速率不同,导致表面摩擦力矩的影响,锁环相对啮合套被它拧一个弯，和滑块的位置。接下来, 第一个阶段结束于齿轮和锁环的角速度慢慢密切的角速度等于,完成了同步,阶段一就结束与同步器的锁定和停止。的转变迫使锁环锥形面挤压,摩擦力矩增加,同时锁定的脸和刻度环的方向相反的转矩。第二个阶段结束于齿轮和锁环的角速度慢慢密切的角速度等于,完成了同步。它也证明了螺旋齿的宽度是非常高的。摩擦系数降低,磨损的牙齿,和这种转变是困难的,所以牙冠宽度不是太大。索还同步器工作原理图如下。图6-2 锁环同步器工作原理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 如果上端部分规划的较小，直到锁环锥形面与一个锥形齿轮接触到目前为止。之后,由于对锥形表面的影响,力的方法和两个锥形角速率不同,导致表面摩擦力矩的影响。它也证明了螺旋齿的宽度是非常高的。摩擦系数降低,磨损的牙齿,和这种转变是困难的,所以牙冠宽度不是太大。螺旋槽的设计较大, 直到锁环锥形面与一个锥形齿轮接触到目前为止。会使油保存在也证明了螺旋齿的宽度是非常高的螺杆之间的差距,但球场增加伴随着摩擦系数降低。接触面一点点缩小,增加磨损率。图6-3a给定大小的光。油槽通常是6 - 12,3-4mm槽宽度。图6-3 同步器螺纹槽形式6.2.2 锥面半锥角 要想减小摩擦力矩，则应该首先使锥面半锥角减少。但又不可以减到太小，太小的话讲不能防止自锁的产生。一般程度= 6 8。= 6度,摩擦力矩很大,不过在对表面粗糙度精度要求不那么高的情况下,附着力和咬的趋势;这种卡住的情况就很在发生与七度时。这回的毕业设计中选取的角度全部是七。6.2.3 摩擦锥面平均半径R 随着R的增大，摩擦力矩也随之增大。R结构往往是有限的,有三部分影响因素,首先，中心距大小会对其产生影响。其次，有关的部件安放位置也会对结构产生影响。最后R值选的较高也会影响,这个约束，同步环延其径轴方向的薄厚程度。因此,它不能被删除。一般情况下,经过研究总结。R值选的越大越有利。这一回的离合器设计中所采用的半径值为五十到六十毫米。6.2.4 锥面工作长度b缩短锥面证明了螺旋齿的宽度是非常高的。摩擦系数降低,磨损的牙齿,和这种转变是困难的,所以牙冠宽度不是太大。螺旋槽的有关的部件安放位置也会对结构产生影响。综上所述：b=Mm2pfR2 （6-1）为了降低设计成本，提高经济性。b取5mm。6.2.5 同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，和平均半径的摩擦锥,同步环径向厚度限制机制安排,包括传动中心距和同步环的制造工艺包括压铸。锰铜和其他材料用于制造的部分，但是也应该使径向厚度满足要求。货车同步环厚度大，然而轿车的则远远不及，和材料的屈服强度和疲劳寿命可以提高通过选择锻造或精密锻造技术。同步环的制造工艺包括压铸。锰铜和其他材料用于制造的部分。一些传输和高强度、高耐磨钢摩擦副,即在钢和材料的屈服强度和疲劳寿命可以提高通过选择锻造或精密锻造技术, 锰铜和其他材料用于制造的部分。一些传输和高强度、高耐磨钢摩擦副。一些同步环是由厚0.07 0.12毫米的钼铜环矩阵的基础上。的生活环铜环的2 3倍。同步环和钢为矩阵有两点好处，第一提高强度，第二，节约原材料。本次离合器的毕设中选取的宽度为十点零五毫米。6.2.6 锁止角锁止角选取的正确，锁角停止同步器工作时，当工作时,短的两部分连接同步更好了。锁角停止的影响,主要是不同的模型需要相同的力量处理。因此,时间同步和相关模型和计算可以在选中的下属。锁定角结构的改变从26到46。设计锁角取。6.2.7 同步时间t同步器工作时，当工作时,短的两部分连接同步更好了。与摩擦锥面平均半径一样，和平均半径的摩擦锥,同步环径向厚度限制机制安排, 一些传输和高强度、高耐磨钢摩擦副。伴随着同步时间的缩短，轴向力逐步加强。轴向力和短的两部分连接同步作用,不同的模型需要相同的力量处理。因此,时间同步和相关模型和计算可以在选中的下属:汽车高档从零点一五到零点三零秒,低级的从0.50到0.80年代;卡车传输高档从 零点三零到零点八零秒，低档取一点零零到一点五零秒。7 变速器的操纵机构以下要求限制了变速器操纵系统的设计：7-1 变速器自锁与互锁结构 1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-变速器盖 4-互锁钢球 5-互锁销 6-拨叉轴1.每次换挡能挂一个档位。为满足这种情况，我们设置了互锁机构，他的结构组成如图7-1中所呈现。2.行驶过程中，我们在进行换挡动作时，如果操纵变速杆移动的行程不够的时候，如果啮合不完全的话，将会使其使用寿命大打折扣。即使总齿宽度充分参与,汽车的自身震动。或者,轴向移动的产生，都会缩短啮合长度,可能很大一部分失去接触。