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哈弗 H6 变速器 设计 中间 轴式五挡档 手动 CAD

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哈弗H6变速器的设计摘 要变速器系统是一个汽车动力传动系统的重要技术组成的一部分,它的传动性能直接就会影响调整到一个汽车的综合动力经济性和通用燃油车的经济性,因此自动变速器的系统设计主要是传动关系调整到一个汽车车辆整体动力使用性能的重要技术总成部件设计。本次结构设计主要分析研究了一台中间轴式五挡手动五档变速器,主要结构设计研究内容主要包括五档变速器齿轮传动控制机构设计方案的主要选择参数分析;五档变速器齿轮主要参数的选择计算;五档变速器齿轮操纵传动机构的部件设计;五档变速器齿轮传动控制机构的参数计算及其校验考核;五档变速器传动轴承的结构选择参数计算及校验考核;变速同步器的结构设计参数计算及部件选用;五档变速器传动箱体的内部结构设计。最后,经过整体的科学计算、分析与系统校核,设计出一台结构紧凑性能合理、符合国际技术性能要求的三级变速器。关键词:变速器;动力传动性价比;系统参数;硬件设计质量计算;校准考核ABSTRACTThe transmission system is an important part of the automotive power transmission system. Its transmission performance will directly affect the comprehensive power economy of an automobile and the economy of general fuel vehicles. Therefore, the system design of the automatic transmission is mainly the transmission relationship. The design of important technical assembly components adjusted to the overall power performance of an automobile. This structural design mainly analyzes and studies a countershaft five-speed manual five-speed transmission. The main structure design research content mainly includes the analysis of the main selection parameters of the five-speed transmission gear transmission control mechanism design scheme; the selection of the main parameters of the five-speed transmission gear Calculation; component design of five-speed transmission gear control transmission mechanism; parameter calculation and verification assessment of five-speed transmission gear transmission control mechanism; five-speed transmission transmission bearing structure selection parameter calculation and verification assessment; structure design of transmission synchronizer Parameter calculation and component selection; the internal structure design of the five-speed transmission transmission case. Finally, after the companys overall scientific calculation, analysis and system verification, a three-stage transmission with a compact structure and reasonable performance was designed and developed to meet the international technical performance requirements. Keyword: Transmission; Transmission Ratio; Parameters; Design and Calculation; Checking目 录第1章 绪 论11.1变速器的概述11.2 变速器的种类11.3本课题研究的意义51.4国内外研究现状和发展趋势61.4.1国内外研究现状61.4.2变速器的发展趋势71.4.3变速器的一些前沿技术71.5手动转向变速器的主要特点和基本设计技术要求及相关内容91.5.1 手动变速器的特点91.5.2 手动变速器的设计要求101.5.3设计的主要内容11第2章 基本数据选择和齿轮的计算132.1设计初始数据：132.1.1变速器各挡传动比的确定132.1.2中心距A152.2齿轮参数152.3各挡齿轮齿数的分配18第3章 齿轮校核303.1 齿轮材料的选择原则303.1.1、满足工作条件的要求303.1.2、合理选择材料配对303.1.3、考虑加工工艺及热处理工艺303.2 计算各轴的转矩313.3 轮齿强度计算313.3.1 轮齿弯曲强度计算313.3.2 轮齿接触应力j363.4 计算各挡齿轮的受力41第4章 轴及轴上支承件的校核454.1 轴的工艺要求454.2 轴的强度计算454.2.1 初选轴的直径454.3轴承及轴承校核48第5章 同步器和操纵机构的设计选用545.1 同步器的设计选用545.1.1 锁环式同步器555.1.2 锁销式同步器565.1.3转动惯量的计算615.2变速器箱体的设计61参考文献64致 谢65IV第1章 绪 论1.1变速器的概述变速箱是用来改变速度和扭矩的机构。变速箱是一种传动齿轮装置，可以固定或分层改变输出轴和输入轴的减速比。它也被称为非凡的传输。变速箱由一个传动系统传动机构和若干个传动系统传动机构组成。可定制为单独的传动系统传动机构，也可与多个传动机构安装在同一外壳内。一般传动齿轮的传动机构一般选用滚动传动齿轮和离合器。滑差传动齿轮分为多重滑差传动齿轮和多重滑差传动齿轮。采用三重滑差传动齿轮换档，径向传动系统规格大；电动换挡器径向垫和转轴传动系统方式的选择可以调节速度，结构紧凑，但径向传动系统的扭矩换挡比轴向传动系统小。离合器制动系统一般分为带或不带强制运动的齿式和不带强制运动的摩擦式。传动装置是纯电动汽车传动齿轮系统软件中最重要的传动系统部件之一。1.2 变速器的种类1.2.1早期的车辆传动系统在早期的电动车辆轴向传动系统中,动力传递在一台发动机和两个车轮间的轴向传递运动形式十分简单。发动机将整个动力系统通过一组带动减速的圆锥齿轮,再通过一根传动轴承的传递传送到一个皮带轮上再通过传递与之间的啮齿并合装在驱动桥上的减速齿轮上,这样，动力便传递到了驱动桥上，汽车便可以行进。大齿轮用以加速。当车辆遇到障碍，需要较大动力时，驾驶者应让小链轮工作，再驾驶汽车。这种通过换不同大小齿轮来适应不同工况的方法与此后变速器的工作原理极为相似，为后来的变速器的发展打下了基础。1.2.2手动变速器(MT)图1-1 手动变速器到20世纪90年代，手动变速器还仅有3个挡位，这对驾驶人员的驾驶技术要求非常高，并且仅高速挡具有同步器。到如今，逐步有5挡，6挡手动变速器。手动变速器的主要特点就是换挡遵循驾驶者的意志，由于使用手动变速器变换挡位时，需要驾驶者合理正确操作油门，离合器踏板和变速杆。这增大的车辆操纵的难度，但这对驾驶熟练的司机并不是问题，同时对很多驾驶者来说，不断的换挡操作也会带来别样的驾驶乐趣，更重要的是它的结构极其简单，价格低，燃油经济性好，故障率低，适用于广泛的大众群体，后期维修保养方便，花费不高。1.2.3液力机械式自动变速器（AT）图1-2 电控机械式自动变速器工作原理图自动离合变速器主要有五种,他们分别是所有液力机械式自动离合变速器分别简称atat、无极变速器分别简称atcvt、电控机械式自动离合变速器分别简称atamt、双离合器自动变速器分别简称atdct。下面简述一下AT。液力机械式自动变速器在1940年左右已经开始投入应用,装载第一台自动犁式变速器的重型车辆仍然是美国型的奥兹莫比尔牌重型汽车。在此发展阶段,由于自动电子装置没有完全发展成熟起来,液力自动偶合器和自动行星转向齿轮自动变速器仍然不能占据市场主流,1960年左右的新型at目前使用的主要是多元件自动工作轮,1970年左右的新型at主要采用闭锁自动离合器,八九十年代的AT采取增加挡位的方法和并且开始使用相应的电子技术。随着电子装置的发展和速比范围的增大,液力变矩器只在车辆启动时使用,这可以降低燃料的消耗和改善汽车的性能。自动变速器的优势在于自动换挡使驾驶者操作变得轻便,但是与此同油耗要比MT多5%15%,这对于很多更加关注经济性的驾驶者来说,并不是一个好的选择。1.2.4无级变速器（CVT）图1-3 无级变速器工作原理图1.2.5电控机械式自动变速器（AMT）图1-4 电控机械式自动变速器工作原理图可将amt离合看成也就是在原有mt和mt离合器基础上重新装配了一套新的电控传动机构。通过自动快速切换方向挡位功能来更好的快速传递方向动力。由于AMT的价格相对AT、CVT较低，故受到广泛欢迎，尤其是多挡位的重卡。但是由于其换挡时，动力中断，在小轿车上并不受欢迎。故它的适用范围具有局限性，对于当今家用轿车占市场主导地位的情形，AMT各方面的优势明显不足。1.2.6双离合变速器（DCT）图1-5 双离合变速器工作原理图DCT有两倍数量于普通变速器的结构零件。基于平行轴式MT发展过来的，其工作原理可以简要阐述为：变速器工作时，双挡位同时啮合，每台离合器控制一个挡位的齿轮，换挡时，两台离合器彼此交换工作，使动力得以延续。DCT的优势在于其成本低，同时节省燃油，在同样的行程下，DCT比AT省18%，比CVT省8%。并且其轻盈，传递扭矩能力强。但是我的要注意的是相对于手动变速器，它的节油能力仍显不足，并且结构极其复杂，高科技使制造成本大幅提升，导致市场价格偏高，只适用于某些高级轿车，同时维修不便，维修费用偏高，不适用于大众消费。综合来看，手动变速器仍是一个不错的选择，也正是有着其他变速器都不具备的优点，才能够在市场竞争十分激烈的今天，仍然独树一帜，被源源不断的消费者接受。1.3本课题研究的意义 汽车工具是重要的民用交通运输专用工具,其开发设计和生产制造技术水平一直是各国交通科学工程技术事业发展先进水平的重要组成标志。汽车也一直是我国社会公众物质精神生活水平发展提高水平的重要标志。汽车的持续保有量随着大家国民经济人均收入生活水平的逐步提高而不断增加。在许多发达国家中,汽车的人口数量巨大并以极高普及率达到千家万户,进而直接促使当今人们的生活社会经济生活方式已经发生了显著地巨大变化。目前,大部分现代汽车还在采用机械式自动变速器、分动器、主动式减速器,构成车辆整车的整个传动体体系,但是因为它制造简单省成本，依旧是汽车传动系统的主流。机械式手动转向变速器在后面的日子必定还是占据主导地位。1.4国内外研究现状和发展趋势1.4.1国内外研究现状我国的民用汽车及各种民用车辆的主要零部件制造产品在设计性能和产品质量上和发达国家仍然存在着一定的国际差距,其中一个重要构成原因之一就是工业设计技术手段落后,发达国家在汽车机械工业产品设计上早以前就进入了产品分析系统设计阶段,他们可以利用计算机上的辅助设计分析技术,将各种现代产品设计分析方法,如三维有限元设计分析、优化结构设计、可靠性分析设计等广泛应用推广到机械产品设计中,采用三维机械产品cad分析系统在车用计算机上可以进行三维建模、分析、仿真、干涉仪等检查,实现三维产品设计,大大地大幅提高机械产品设计的一次操作成功率,减少了维修试验室的费用,缩短了机械产品设计更新后的周期。而我们的产品设计工作手段仍然是处于以行业经验原型设计手段为主的二维原型设计阶段,设计工作完成后在产品投产中往往还需要对其进行很大的技术改动,似的是新产品开发工作周期往往很长,性能差和质量低等。为彻底改变目前我国的专用车辆相关零部件的设计生产和开发设计技术手段的严重落后状况,有必要重新开发一些分别适合中国不同国情的专用汽车及相关零部件的汽车cad序列系统,对已投入开发的汽车cad序列系统则还需进一步提高和加以改善。国外的这些知名汽车制造公司在cad认证领域比较领先，中国汽车制造工业在a和cad方面还是比较落后。但总的来讲国内汽车工厂多数产品是以来源于传统的汽车设计研制方法缺乏经验性的类比法,对工厂引进外国产品主要目的是汽车测绘仪的仿制,难以完全满足目前现代中国汽车制造工业的客观技术要求。采用这种现代化的设计控制方法,是不断提高企业自行设计、消化吸收和实现国产化的一种极其重要技术手段。1.4.2变速器的发展趋势近年来,随着小型车辆制动技术的不断进步和高速道路上小型车辆制动密度的不断加大,对自动变速器的综合性能配置要求也越来越高。众多的中国汽车专业工程师在不断改进目前汽车自动变速器相关性能的技术研究中已经倾注了大量的技术心血,使汽车变速器相关技术产品得到了飞速的商业发展。机械师自动变速器是它是目前世界使用最为广泛的一种汽车自动变速器。变速器主要就是用来用于控制从和改变各种汽车柴油发动机在从齿轮传动系统进入到各种汽车柴油驱动轮上的转矩和改变制动系统转速,变速器两侧分别设有空档,可在一辆汽车同时启动一个前轮发动机、汽车高速公路滑行或车辆紧急停车时立即空档使一个前轮发动机的一个后轮动力自从前轮停止向两个动力驱动轮胎的动力进行传输。变速器内部分别设有自动高速倒挡,使得纯电动汽车系统能够同时获得高速汽车倒退时的高速行驶动态控制能力。需要时,机械式自动转向变速器本身可能还有各种的在动力上的控制输出以及控制驱动功能。1.4.3变速器的一些前沿技术1、 在自动变速器惯性阶段的最优换挡方案换挡质量是汽车工业的关键因素之一。首先，要建立系统的动态模型。其次，在模型的特性分析基础上，设计控制策略。这个特性分析是源于传动线路和电液执行的动力学分析。然后，控制器采用传统的比例-积分-微分控制理论，并且一个强大的双自由度控制器也被用来确定最佳的控制参数，以进一步提高系统性能。最后，在仿真模型上实现了不同控制器的控制方案。2、 基于MASTA软件的汽车变速器齿轮啮合传动分析作为电动汽车内部手动齿轮变速器的主要传动零部件,齿轮之间啮合的速度好坏直接就会影响手动变速器的内部相关传动性能。还已经建立了一套相应的自动仿真系统模型,用以模拟齿轮的实际工况，完成对齿轮的研究。这个研究结果展示出一种新的设计概念被，即利用专业为变速器建模和仿真的MASTA软件能更好的设计出更完善的变速器，减少开发时间。最后，它可以新型变速器齿轮的开发和应用提供依据。3、 汽车变速器的动态特性分析利用3D图形软件，采用有限元法对汽车变速器进行动态分析。此外，还进行了变速器的模态试验。通过将一个限元函数模型试验模式分析法的数据结果同一个相关函数试验模型分析数据结果中的数据质量进行相对比较,试验模型分析法的结果数据充分证明了通过采用一个有限元函数模型试验分析法可以得出接下来的限元模型分析结果完全确定是正确的,从而为分析变速器结构的动力学特性以及降低振动和噪声的改进提供了基础。4、 空挡怠速工况下异常噪声的识别与控制基于变速器的工作特性，利用3D图形软件，采用有限元法，制定了汽车变速器壳的模态分析方法。此外，还进行了齿轮副啮合频率的计算。最后,通过大量比较实验模型综合分析实验结果和数据计算分析结果,结果表明,第三个部分齿轮副的振动啮合力和冲击摩擦噪声被明确认定的行为是在空挡动态怠速制动工况下使用汽车自动变速器的主要噪声源,这为深入分析汽车变速器的空挡动态怠速特性以及有效降低齿轮振动和摩擦噪声的多种改进方法提供了重要理论数据基础。5、 新型汽车双带无级变速器的智能多目标滑动和速度比例控制Van Doorne的无级变速器（CVT）是汽车变速器中最受欢迎的无级变速器，但是它只适用于低功率的轿车，因为它传递扭矩的能力低。为了克服这一传统的单带式无级变速器的局限性，一种适用于重型车辆的双带Van Doorne的无级变速器（DBVCVT）被提出。根据已有的分析模型和DBVCVT试验台，进一步为DBVCVT的滑动和速度比例控制提出了一种多目标模糊控制器。控制器的目的是安全的控制主次带轮的夹紧力来提高传动效率，到达准确的速比，并且避免在不同发动机负载和车速下的带轮打滑。研究中首先分析和建立了DBVCVT的滑动，速比和传动效率的动态模型。借助于灵活的目标函数、分析模型和模糊逻辑，为多目标DBVCVT控制，开发了基于帕累托规则的模糊控制器。实验结果表明，为适应DBVCVT的滑动和速比规律而提出的控制器是有效的，并且并且在不同负载下性能表现良好。6、 基于模型还原技术降低辐射噪声的汽车变速器箱结构优化设计变速器由齿轮，齿轮轴，轴承和齿轮箱组成。当传动发生时，噪声通过变速器箱传递出来。通过设计变速器箱来减少噪声一般实际情况下的非边界单位元法(bem)被广泛用于进行声学上的分析。因此,变速器的整个系统模型可以通过系统模型信号还原器的技术被部分简化而成为一个小的系统模型。组件模式综合法（CMS）被应用到模型还原技术。该方法是一个有效针对大型或复杂模型的动态分析方法。被简化的模型保持整个结构动态特性，并被用于优化结构。在结构优化中，设计变量是变速器箱的厚度，目标函数是结构的质量，并且一个约束被强加在噪声上。通过交换目标、约束函数，可以得到另一种功能。7、在汽车变速器故障诊断方面的基于FDA的方式和基于PCA方式特点的比较在以前曾经报道过在机械状态检测和故障诊断方面的几个优点，例如降低维修成本，提高生产率和提高机械的可行性。变速器对汽车相当重要，因此故障诊断是状态检测领域的一个核心研究领域。此研究提出了一种智能的方法通过使用振动信号来诊断一种汽车以恒速运行的多速变速器。在此项研究中，被研究的齿轮位于主输入轴上，在这根轴上装有转速传感器。连续的小波变换（CWT）适用于输入轴独立旋转周期振动信号。接下来，对于不同的标准，衡量不同的连续小波系数（CWC）。为了防止维数灾难问题，费希尔判别分析（FDA）被应用于该组特征。把故障诊断结果与以前介绍的特征提取方法，主元件分析法（PCA）进行比较。作为分类器，高斯混合模型（GMM）和近邻法被分别检查，并将最后的工作性能进行比对。故障以一种控制方法被施加到一个健康的齿轮上，并且确保能够准确调查他们。研究表明，FDA的诊断精准度更高，成本更低。1.5手动转向变速器的主要特点和基本设计技术要求及相关内容1.5.1 手动变速器的特点手动和副离合挡位变速器的每个手动挡位位数通常在6挡以下,当它的挡位位数已经完全超过6挡时,可以在6挡以下的挡在原有配置主手动离合变速器的手动挡数调整基础上,再行转换重新配置副手动离合变速器,通过两者的相互转换组合后就可以同时获得多挡的副手动变速器。手动齿轮传动的发展趋势主要是通过增加复合传动齿轮的对数来减少非斜齿轮或正齿轮的使用。斜齿平行圆柱齿轮虽然结构略复杂，高速运转时轴向应力较大，但与其他直齿平行圆柱齿轮相比，其使用寿命更长，振动噪声更小。因此，在自动变速器中，除了使用低速和高端倒档方齿轮外，正齿轮和圆柱齿轮已在很大程度上被其他方斜齿轮和圆柱齿轮所取代。当然，增加啮合部分常用的齿轮对数会直接导致齿轮转动部分的惯性驱动力矩的整体阻力增加。1.5.2 手动变速器的设计要求对机械式变速器提出如下基本要求：（1）保证汽车有必要的动力性和经济性(2)电机可以直接设置一个动力传输空档,用来同时直接切断一个动力发动轮和机轮的全部动力并将传输向两个动力驱动轮的全部动力进行传输。(3)可以设置高速倒挡,使高速汽车的动能完全倒退继续行驶。(4)机上设置了自动力学功率输出控制装置,需要时候也能直接进行自动功率控制输出。(5)换挡迅速、省力、方便。（6变速器应当有高的工作效率。（7变速器的工作噪声低。除此之外,变速器还必该应当能够满足车体轮廓大小尺寸和结构质量小、制造过程成本低、拆装容易、维修方便等技术要求。满足电动汽车必要的还有动力经济性和燃油经济性两个指标,这与自动变速器的挡位系数、传动阻力比要求范围和各档位的传动比要求有关。汽车转向工作的传动条件越复杂、比较的功率越小,变速器转向传动时的比功率范围越大。1.5.3设计的主要内容本次研发设计主要目的是依据哈弗h6的各种有关技术参数,通过无级变速器各传动部分相关参数的精确选择和综合计算,设计研制出一种基本性能符合要求的手动无级变速器。本文主要完成下面一些主要工作：1、参数数值计算。包括自动变速器齿轮传动比系数计算、中心距系数计算、齿轮传动参数分配计算、各挡档位齿轮传动齿数的精确分配;2、变速器箱和齿轮箱的设计参数计算。变速器上各齿轮轴的几何长度尺寸表的计算;自动变速器上各齿轮的传动强度系数计算及齿轮材料类的选择;如何计算各齿轮轴的传动扭矩和齿轮转速;传动齿轮轴的强度系数计算及质量检验;3、变速器齿轮轴距按设计长度计算。包括各种主轴轴线直径及轴的长度系数计算、轴的机械结构设计、轴的机械强度系数计算、轴的机械加工以及工艺设计分析;4、变速器轴承的选择及校核；5、同步器的设计选用和参数选择；6、变速器箱体的设计66第2章 基本数据选择和齿轮的计算2.1设计初始数据：最高车速：=190Km/h； 发动机功率：=110KW； 转矩：=210Nm； 总质量：ma=1740Kg；额定转速：np=5600r/min；车轮：R16（选235/60R18） r359mm。2.1.1变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则=1= 0.3770.472式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最小传动比 主减速器传动比=0.3770.472=0.3770.472=3.9894.994取主减速比4.8。双曲面主减速器，当6时，取=90%，6时，=85%。最大传动比的选择：满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式 （2.1）汽车以一挡在无风、干砂石的路面高速行驶,公式可以简化如下为 （2.2）即，式中：G作用汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=17409.8=17052N；发动机最大转矩，=210N.m；主减速器传动比，=4.8；传动系效率，=89%；车轮半径，=0.359m；滚动阻力系数，对于汽车取=0.02；爬坡度，取=16.7=2.154满足附着条件。在沥青干路面，=0.70.8，取=0.75，载荷分布取65%，加速度系数取1.3即=4.325由得2.1544.325；所以，取=4.0 。其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：，=1.41所以其他各挡传动比为：=2.828，=2.0，=1.4142.1.2中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式 （2.3）式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，乘用车：=8.99.3，汽车：=8.69.6，取8.9 ；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，=4.0 ；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=200N.m 。 则，=82.84（mm）取整初选中心距=80mm。2.2齿轮参数2.2.1模数啮合锯齿保护套和啮合锯齿移动同步器的内部连线接合和移动锯齿多数都可能是通过采用一个渐进的和展开的接线。由于产品制造上和工艺上的一些各种特殊原因,同一减速齿轮驱动变速器系统元件中的减速齿轮驱动接合和减速切齿驱动模块工作参数相同。其中的质量取样负荷数值及其测量适用范围主要包括是:一般运载乘用车和一般总负载汽车质量负荷数值在1.814.0t的商用运载汽车一般通常为2.03.5mm;商用车和总负荷质量负载数值分别大于14.0t的商用运载汽车一般通常为3.55.0mm。选取较小的传动模拟齿轮参数值可使传动车轮模拟齿数逐渐大大增多,有利于快速自动换挡。表2.1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L汽车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表2.2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.0002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50根据表2.1及2.2，齿轮的模数定为3.0mm。 2.2.2、压力角理论上对于大型车和乘用车,为大幅度地加大轴与齿轮轴的重合度以及大幅降低齿轮振动量和噪声时则一般应尽量减少取用14.5、15、16、16.5等小些的高速齿轮传动压力温度控制适应角;对于中型小汽车,为大大提高高速传动轴和齿轮轴的传动承载能力时则一般应尽量减少选用22.5或25等大些的高速齿轮传动压力温度控制适应角。国家标准书中规定的无级电动标准轮轴齿轮传动压力齿的旋转轴偏角为20,所以无级电动变速器齿轮传动压力齿轮普遍符合要求实际采用的无级标准齿轴压力齿轮旋转轴偏角为20。2.2.3、螺旋角实验显示:牙齿螺旋角变大,齿的运动强度也提高。动齿轮角度使用大点的旋角时,使两个齿轮之间啮合的受力重合度也变大,所以运动平稳、噪声也变低。涡轮在传递扭矩时，必须迅速在传动轴上产生应力，使齿轮转动到传动轴承上。 设计时要保持中间轴上两对高速齿轮同时旋转所产生的高速轴向传递力的平衡，以减少轴承的传递载荷。生活。 因此，中间轴上不同旋转齿轮的小齿轮的旋转角度应不同。为使生产工艺简便,在材料中间轴向与轴向的应力不大时,可选两种不同的螺旋角角度或者两者平衡。选择一档齿轮主动齿轮小齿轮轴的螺旋角为24，选择二档齿轮螺旋齿轮主动齿轮的螺旋角为24。2.2.4、齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5，取7.0。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时取4mm。2.2.5、齿顶高系数在汽车齿轮齿顶加工工艺精度不断提高以后,包括目前我国在内,规定轮轮齿顶高精度系数可以取为1.00。2.3各挡齿轮齿数的分配图2.3变速器传动示意图图2.3为自动转向变速器倒档传动系统结构设计示意图。 在传动车上初步选定传动中心轴承轴距、齿轮模数和主轴传动齿轮螺旋角后，可以根据自动变速器的位置模数变速箱、传动齿轮比的速度分布和中心传动齿轮轴的螺旋传动齿数等的分配方案设计要求，对传动齿轮的齿轮和传动主轴的螺旋齿数进行设计和合理分配。应该特别注意的一个问题之一是,各齿轮挡板和各个齿轮的运动磨损比和齿数比之间的差一般应该尽可能小而且并不是一个小的整数,以使其在各个齿面上的运动磨损均匀。2.3.1确定一挡齿轮的齿数 中间轴一挡齿轮齿数，在1217之间选用，最小为1214，取=13，一挡齿轮为斜齿轮。 一挡传动比为 （2.4）为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿 （2.5）=49.44取整为50即=-=50-13=372.3.2、对中心距进行修正因为是在计算变位齿数和后,经过多次取定的整数值后使齿轮中心间的距系数有了较大变化,所以我们应根据之前取定的和和各齿轮中心变位间的系数重新修正计算齿轮中心间的距,再以重新修正后的齿轮中心距作为各挡位和齿轮变位齿数重新分配的重要依据。=80.91mm取整为A=82mm。对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos =21.45 啮合角 ： cos=0.919 =23.27变位系数之和 =0.364 计算精确值：A= 一挡齿轮参数：分度圆直径 =337/cos23.85=121.31mm =313/cos23.85=42.63mm齿顶高 =2.712mm =4.32mm 式中：=（82-80.91）/3=0.363 =0.364-0.363=0.01齿根高 =4.008mm =2.4mm齿全高 =6.72mm齿顶圆直径 =126.734mm =51.27mm齿根圆直径 =113.294mm =37.83mm 当量齿数 =48.30 =16.972.3.3、确定常啮齿复合齿的传动轮和齿轮副的传动齿数由式（2.3）求出常啮合传动齿轮的传动比 （2.6）=1.405啮式复合齿轮传动系统齿轮的旋转中心距与一挡啮合齿轮的传动中心距基本相等,即 （2.7） = =49.94由式（2.6）、（2.7）得=20.72，=29.22取整为=21，=29，则：=3.93=4.0对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 =82.06mm端面压力角 tan=tan/cos =21.7端面啮合角 = 变位系数之和 = =0.137查变位系数线图得： 计算精确值：A= 常啮合齿轮数：分度圆直径 =68.85mm =95.08mm齿顶高 =（1+0.31-）3=3.465mm =（1-0.173-）3=2.016mm 式中：=（82-82.06）/3=-0.018 =0.137+0.018= 0.155齿根高 =（1+0.25-0.31）3=2.82mm =（1+0.25+0.161）3=4.269mm齿全高 =6.285mm齿顶圆直径 =75.79mm =99.112mm齿根圆直径 =63.21mm =103.618mm 当量齿数 =27.42 =37.862.3.4、确定其他各挡的齿数(1)二挡传动齿轮为斜杆式齿轮,模数与一挡斜齿轮相同,初选=24 （2.8）=2.05 （2.9）=49.97由式（2.8）、（2.9）得=33.31，=16.66取整为=33，=17则，=2.681=2.828对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =82.06mm端面压力角 tan=tan/cos =21.7端面啮合角 = 变位系数之和 =0 =0.38 =0.38求的精确值： =23.85二挡齿轮参数：分度圆直径 =108.20mm =55.74mm齿顶高 =1.8mm =4.08mm 式中：=-0.02 =0.02齿根高 =4.89mm =2.61mm齿全高 =6.69mm齿顶圆直径 =111.8mm =63.9mm齿根圆直径 =98.42mm =50.52mm 当量齿数 =43.08 =22.19（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选=20 （2.10） = =1.448 （2.11）由式（2.10）、（2.11）得=29.976，=20.70 取整=30，=21 = =1.97=2.414对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =82.52mm端面压力角 tan=tan/cos=0.393 =21.45端面啮合角 =0.937 变位系数之和 =-0.21 =0.3 =-0.21-0.3=-0.51求的精确值： =21.11三挡齿轮参数：分度圆直径 =96.463mm =67.524mm齿顶高 =4.02mm =1.59mm 式中：=-0.17 =-0.04齿根高 =2.85mm =5.28mm齿全高 =6.87mm齿顶圆直径 =104.503mm =70.704mm齿根圆直径 =90.763mm =56.964mm 当量齿数 =36.946 =25.862（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=22 （2.12） = =1.024 （2.13）由（2.12）、（2.13）得=25.64，=25.04， 取整=26，=25则： = =1.436=1.414对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =82.52mm端面压力角 tan=tan/cos=0.393 =21.45端面啮合角 =0.937 变位系数之和 =-0.56 =0.12 =-0.56-0.12=-0.68求螺旋角的精确值： =21.11四挡齿轮参数：分度圆直径 =84.142mm =80.906mm齿顶高 =4.53mm =2.13mm 式中：=-0.17 =-0.39齿根高 =3.39mm =5.79mm齿全高 =7.92mm齿顶圆直径 =93.202mm =85.166mm齿根圆直径 =77.362mm =69.326mm 当量齿数 =32.02 =30.792.3.5、确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮和一档的两个模数是一样的，倒挡齿轮的齿数在2123中间，算出中间轴与倒挡轴的中心距。选=21，=13，则：=51mm取52mm为防止倒挡齿轮的啮合产生干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间一顶要保持0.5mm往上的空隙，齿轮11的齿顶圆直径为 =2823(13+2)1=118mm =2=37.33mm取38mm为了防止传动齿轮10和11的传动齿顶中心圆之间空隙小于0.5mm的齿轮间隙,取=31算挡轴与二轴它两的中心距 = =88.5mm取89mm计算倒挡传动比 =4.04倒挡齿轮参数： 分度圆直径 =383=114 mm 133=39 mm 213=63 mm齿顶高 3.66 mm = 3.66 mm =2.34 mm齿根高 =3.09 mm =3.09 mm=4.41mm齿全高 =6.75 mm齿顶圆直径 =121.32mm =46.32mm=67.68mm齿根圆直径 =107.82 mm =32.82mm =54.18 mm 齿轮校核3.1 齿轮材料的选择原则3.1.1、满足工作条件的要求 不同的现场工作环境条件,对不同齿轮机的传动材料有不同的技术要求,故对不同齿轮传动材料选用亦有不同的技术要求。但是对于一般大型动力工具传输用的齿轮,要求其主体材料必须具有非常足够的传动强度和较高耐磨性,而且需要齿面硬,齿芯软。3.1.2、合理选择材料配对 对于大中型材料，采用两对小齿面和一对硬度350hbs的小齿轮。为保证两轮具有相同的使用寿命，链轮在材料上的硬度应略高于材料硬度高的链轮。两个小轮子上的材料应该在3050hbs左右。 大小轮胎的轮毂板由不同抗压强度的粘合材料制成。3.1.3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于那些带有大量氰化层的传动齿轮,氰化层的耐腐蚀深度一般要求不应大于超过厚度小于0.2;并且齿轮整体表面光滑且其硬度不应小于100%hrc485312。对于已具有较高的大模量优化参数的轻型车用低碳重型汽车及其齿轮箱和变速器以及传动箱的齿轮,可优先考虑适量采用25crmnmo,20crnimo,12cr3a等重型合金制作钢材,这些参数属于车用低碳钢质量的重型合金钢都可采用无需二次加工渗碳、淬火和特殊热处理,以利于大大提高合金晶体表面上的化学硬度,细化各种复合合金材料制程中的各种晶体结构表面粒13。3.2 计算各轴的转矩发动机最大转向扭矩为210n.m,齿轮动力传动系统效率99%,离合器动力传动系统效率93.3%,轴承动力传动系统效率96%。轴 =21093.3%96%=188.16N.m中间轴 =188.1696%99%29/21=246.95N.m轴 一挡=246.950.960.9937/13=667.996N.m 二挡=246.950.960.9933/17=455.597N.m三挡=246.950.960.9930/21=335.288N.m四挡=246.950.960.9926/25=244.481N.m五挡=246.950.960.99=234.701N.m倒挡=246.9538/13=651.83N.m3.3 轮齿强度计算3.3.1 轮齿弯曲强度计算1）、倒档直齿轮弯曲应力图2.1 齿形系数图 （3.1）式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；对于应力集中度的系数,可以用近似公式取=1.65;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；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图2.1。根据承受车轮载荷函数应力时得到的弯曲应力的计算，当得到全自动变速器第一轴上的大扭矩时，一、倒档并列排挡车轮换档方式直齿车轮在车轮上的许用弯曲应力在400850mpa,汽车许用载荷应力可取得或大于它的下限,承受双向交变传动系统汽车载荷作用应力取得作用的车轮倒档排列换挡式直油机齿轮的汽车许用弯曲应力一般来说应在上限时取得或大于它的下限。计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力 ，=38，=13，=21，=0.161，=0.148，=0.148，=651.83N.m，=246.95N.m=533.20MPa400850MPa=806.90MPa400850MPa = =642.35MPa400850MPa2）、斜齿轮弯曲应力 （3.2）式中：计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=7.0重合度影响系数，=2.0。当通过计算齿轮载荷量并取得从作用转矩到自动变速器第一轴上的最大转矩时,对小型乘用车常用的啮合传动齿轮和汽车高挡啮合齿轮,许用到的应力在180350mpa适用范围,对重型汽车应用为100250mpa。（1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力 ，=37，=13，=0.175，=0.114，=667.996N.m，=246.95N.m，=23.85，=7.0 =238.58MPa180350MPa =345.37MPa180350MPa（2）计算二挡齿轮7，8的弯曲应力=33，=17，=0.171，=0.108，=455.597N.m，=246.95N.m，=23.85，=7.0 =186.72MPa180350MPa =245.22MPa180350MPa（3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力=30，=21，=0.166，=0.098，=335.288N.m，=246.95N.m，=21.11，=7.0 =158.77MPa180350MPa=282.97MPa180350MPa （4）计算四挡齿轮3，4的弯曲应力=26，=25，=0.151，=0.103，=244.481N.m，=246.95N.m，=21.11，=7.0 =146.85MPa180350MPa =226.16MPa180350MPa（5）计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力=21，=29，=0.161，=0.137，=188.168N.m，=246.95N.m，=23.85，=6.0 = =128.71MPa180350MPa = =143.75MPa180350MPa3.3.2 轮齿接触应力j （3.3）式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。当以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3.1。弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽=73=21mm表3.1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挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮9，10的接触应力=667.996N.m，=246.95N.m=282/（2.85+1）=42.60mm，=2.8542.60=121.41mm=8.70mm=24.80mm = =1303.62MPa19002000MPa =1338.11MPa19002000MPa（2）计算二挡齿轮7，8的接触应力=455.597N.m，=246.95N.m=282/（1.94+1）=55.78mm，=1.5355.78=108.22mm=11.39mm=22.10mm = =1056.30MPa19002000MPa =1083.22MPa13001400MPa（3）计算三挡齿轮5，6的接触应力=335.288N.m，=246.95N.m=282/（1.43+1）=67.49mm，=96.51mm=13.26mm=18.97mm = =933.59MPa13001400MPa =956.72MPa13001400MPa（4）计算四挡齿轮3，4的接触应力=244.481N.m，=246.95N.m=282/（1.04+1）=80.39mm，=1.0480.39=83.61mm=16.41mm=15.78mm = =858.48MPa13001400MPa =846.02MPa13001400MPa（5）常啮合齿轮1，2的接触应力=188.16N.m，=246.95N.m=282/（1.38+1）=68.91mm，=95.10mm=14.07mm=19.42mm = =818.09MPa13001400MPa =797.80MPa13001400MPa（6）计算倒挡齿轮11，12，13的接触应力=651.83N.m，=246.95N.m，=10.36mm=17.34mm=31.39mm = =763.37MPa19002000MPa =1294.59MPa19002000MPa = =803.44MPa19002000MPa3.4 计算各挡齿轮的受力（1）一挡齿轮9，10的受力=121.31mm，=42.63mm=667.996Nm, =394.99246.95NmN （2）二挡齿轮7，8的圆周力、mm，mm=455.597Nm, =246.95Nm （3）三挡齿轮5，6的圆周力、mm，mm=335.288N.m, =246.95N.m=21.10（4）四挡齿轮3，4的圆周力、mm，mm=244.481N.m,=246.95N.m （5）五挡齿轮1，2的圆周力、mm，mm=188.16N.m,=246.95N.m=23.85 （6）倒挡齿轮11，12的受力mm，mm=651.83N.m,=246.95N.m 轴及轴上支承件的校核4.1 轴的工艺要求对于各种具有能够做为轴向齿轮传动轴向推力传动齿轮推力端的传动支承或作为传动齿轮轴向传动推力压紧端的支承表面的齿轮传动轴的推力压紧面与端面,光洁润滑度数规定值一般不应低于不得超过低于7,并明确规定其传动压紧面与端面之间应有一定摆差。一根轴上的两个同心圆和两个直径间的系数之差应该也同样可以被用于用来控制其不同的径向离心度。对于一般来说采用高频或者耐高温优质渗碳钢或不锈钢的高速传动中心轴,螺纹轴的连接部分一般材质不应淬硬,以免腐蚀使传动轴套件产生严重变形或者裂纹。对于这种阶梯式的轴来说,设计上我们应尽量能够保证制作工艺简单,阶梯轴数应尽可能少。4.2 轴的强度计算4.2.1 初选轴的直径RVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1=182LRVARVBFr9MMHc=668123.82NmmMvc左=186047.68NmmMvc右=307759.21NmmT31=667996NmmM=3030128.03Nmm如图4.3 弯矩图（2）中间轴强度校核.如图4.4； ；1)求水平面内支反力、和弯矩、+=+综上可得=-4091.01N，=11560.54N，=-110968.65N.mm，=174853.17N.mm2)求垂直面内支反力、和弯矩、+=+综上可得=1742.2N，=4934N，=47257.18N.mm，=451229.8N.mm，=74626.75N.mm按第三强度理论得：N.mm N.mm 4.3轴承及轴承校核4.3.1一轴轴承校核.如图4.5；。Fr2Fr12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAFt12CDMFr12RVBRVAL3174853.17Nmm110968.65Nmm451229.8Nmm47257.18Nmm74626.75Nmm246950Nmm图4.4 弯矩图RV2RH2RH1RV1Fa9Fr9Ft9RH2Ft9RH1L2L1LRV2RV1Fr9MFS2FS1703707.52Nmm195680.16Nmm317374.13Nmm66799Nmm图4.5 弯矩图1、轴及轴承的校核 由于各种轴承安装工作时对轴承转速和传动支承力及轴颈的量有特殊要求,初选一系列轴承的安装轴承后将产品型号参数设定为30207,正装。一档时轴轴传递的两个轴向角应力最大， N.mm求水平面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=7629.35N，=3383.69N，=703807.52N.mm 求垂直面内支反力、和弯矩、+=由以上两式可得=3440.37N，=940.77N，=195680.16N.mm，=317374.13N.mm 按第三强度理论得：N.mm 因此轴的强度足够。4.3.2.中间轴及轴承的校核.如图4.6； ；由于轴承工作时对转速和传承轴颈的特殊要求,初选一轴承的轴承后将型号设定为30205,正装。一档时传递的轴向力最大， N.mmL2LL3求水平面内支反力、和弯矩、Fr10Fr2Ft10Fa2RH4Fa10RH3Ft2Fs4Fs3RV4RV3Ft10CDRH3RH4Ft2L1Fr12MFr2697283.55Nmm32287.22NmmRVARVB574361.06Nmm640569.02Nmm323892.11Nmm85917.47Nmm246950Nmm图4.6弯矩图 +=综上可得=1185.94N，=-7577.11N，=32287.22N.mm ，=-697283.55N.mm求垂直面内支反力、和弯矩、+=综上可得=3155.83N，=3519.61N，=85917.47N.mm，=574361.06N.mm ，=640569.02N.mm，=323892.11N.mm按第三强度理论得： N.mm N.mm 因此轴的强度足够。第5章 同步器和操纵机构的设计选用5.1 同步器的设计选用一般情况使用的是惯性式同步器。惯性同步器能保证同步换档，性能稳定可靠，在现代汽车变速箱中应用较多。可分为惯性锁定型和惯性力增强型。最常用的惯性锁同步器，如锁环和锁销。虽然它们的结构不同，但它们的原理是相同的。它们都具有摩擦元件、锁定元件和延性元件 14。啮合时，摩擦元件在轴向力的作用下相互夹紧。同步器汽车常用的传动系统齿轮轻便、快速、无外力冲击、无振动、无噪音，可延长汽车齿轮的使用寿命，提高小型汽车的性能。齿轮传动系统在加速制动系统性能的同时也节省了大量能源。因此，现阶段汽车自动变速器的关键是档位，除了自动换挡和汽车，除了第一挡和换挡。规定扭矩小，体积大，性能稳定，坚固耐用。主要同步器有过热蒸汽型、惯性型和惯性或工作压力型三种。过热蒸汽离合器同步器虽然结构简单，但不能保证两个离合器部件都处于正常同时工作状态。这也是调速的一大缺陷。在科学研究和应用中广泛使用的仪器设备是快速惯性同步器。惯性式轻型车辆自动同步器定位系统由于能有效率地确保轻型车辆自动同步器全自动啮位配合自动变速换挡,性能稳定、可靠,因此在目前许多现代民用轻型汽车自动换挡变速器中已经成功得到了最广泛的应用技术推广应用。用得最广泛的一种类型是自动化的锁环式、锁销式等以及运动惯性式和自动锁止式三种运动惯性同步器,它们虽然基本上在结构上和功能上是有所区别,但是经过加工后的作用和运动原理功能截然无异,都分别需要它具有一个运动摩擦式的运动惯性元件、锁止式的运动惯性元件和一个运动弹性元件14。5.1.1 锁环式同步器1、4-锁环（同步锥环）；2-滑块 3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套图5.1 锁环式同步器如5.1附件所示，锁环式自动同步控制器的锥体可靠耐用。由于滑动摩擦力相对有限，半长球体健身运动，扭矩小，体积不大。它适用于轻型和不灵活的车辆。用于高档轿车和轻型客车和卡车。锯齿形齿套上的三个环形径向凹槽装有两个导轨滑块，滑块可沿三个环形径向凹槽与凹槽之间的凹槽方向移动。他们立即根据2个螺旋弹簧电动滑环压在锯齿形传动齿轮上。轴套中心呈轴向凸出的方式位于复合啮齿动物轴套中间的两个内环槽内。滑块的两端分别伸入锁环滑块的空间内，该空间比锁环滑块宽且具有接合锯齿宽度。换档时，啮合的齿套环带动齿轮滑块用力推动齿轮锁环和被压入齿环的齿轮的斜面，锁紧较牢固，提高转速产生推力摩擦力矩偏差会迫使锁环驱动。齿轮与啮合齿套和齿轮滑块成一定角度旋转，并被啮合滑块推动定位，使啮合齿套带动齿轮端齿和齿轮锁紧环啮合齿轮端部锁定齿轮。斜面的角度偏移，如图5.2a所示仪器。此时，换挡动力被齿轮的锁紧力推向斜面，使齿轮锁环进一步压缩，锥体之间的推力摩擦力矩仍增大。选择合适的径向压力控制设置，在前轮径向锁环变速齿轮摩擦增大扭矩的作用下，使齿轮在径向锥度锁环截断面上方旋转产生的径向压力增大。锥度锁环释放齿轮回正的角度。径向锁环释放齿轮的摩擦力矩远大于径向锥齿轮截面之间的齿轮的径向释放摩擦力矩，可有效防止其他车辆改变正时，实现前车径向传动。当从动齿轮锁环锥面之间的齿轮惯性冲击摩擦力矩迅速增加并超过齿轮惯性撞击摩擦和从动齿轮锁紧环啮合部分的较大传递扭矩时，速度差和齿轮环圈的摩擦力矩快速自动消失，扳机圈带动摩擦力矩快速增大，迫使齿轮总成扣紧锁环，快速自动恢复正常。如控制软件所示图5.2b所示,锁止器将整个斜面齿轮锁紧扣环迅速脱开,啮齿快速咬合带动弹簧控制套件为为了克服带动齿轮锁环滑块的锯齿啮合力受弹簧间隙带动力而迅速向前越过并且迫使齿轮锁环与连接带动整个齿轮的弹簧间隙快速接合从而带动整个齿轮并同步进行锯齿啮合,保证车辆实现无较大惯性冲击力的快速挂挡。 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置 1-锁环；2-啮合套；3-啮合套上接合齿；4-滑块图5.2 锁环式同步器工作原理5.1.2 锁销式同步器1、4-同步锥环；2-锁销；3-啮合套；5-啮合齿座；6-定位销图5.3 锁销式同步器如控制软件流程图5.3所示，锁销式自动定位同步器的工作控制过程与自动同步锁环式类似，但控制四要素位于1。两个钢球锁销钢杆锁紧销和钢球弹簧配合的孔在定位点的孔之间形成倒角，另外三个通过钢球弹簧和钢球旋转配合定位。锁定销形成锁定销。三个自动刚性弹簧和另外三个相应的自动弹簧定位器和自动钢球作为自动拉伸弹簧的弹性元件也安装在装有锯齿和焊接网套焊接网套的自动钻孔中。在中间，自动咬合套和咬合套也可以在汽车处于自动空挡时保持中间固定点的位置。摩擦力矩控制元件一般是指内部同步传动锥环铆接在传动齿轮锁销的两端，并铆接在与交互传动相匹配的内部传动锥环的表面上，并牢固地连接在传动锁销齿轮上。 .锥体与接触盘的运动摩擦比径向运动小，运动尺寸大，扭矩小，燃油容量大，可广泛用于中重型车辆。5.1.3锁环式射频载波信号同步器主要组成元件结构尺寸的确定1、接近尺寸同步器是在换挡第一滑动阶段中间,在齿与摩擦齿轮锥盘柱环侧面齿套压在齿与摩擦柱环锥盘侧边的齿套同时,且滑动啮合轴齿套相对滑动锁销轴的作用在轴向接近移动前,滑动后的齿套压在接合轴和齿与摩擦锥环齿套接合轴与齿旋转倒角之间的固定轴向移动距离,称为轴向接近滑动尺寸。尺寸差值应不得大于零,取=0.20.3mm。2、分度尺寸当夹紧销的中心倒角与销孔的倒角相互矛盾时，滚动传动齿轮套的啮合齿与锥形摩擦环的啮合齿之间的距离称为索引尺寸。尺寸应为啮合齿齿距的1/4。尺寸a和b是确保同步控制器处于正确啮合和锁定位置的关键尺寸，必须检查。3、锁销转动距离滚轮套锁销孔中锁销的旋转距离影响分度规格。锁销直径、锁销旋转距离与销孔直径的关系如下=+2锁销转动距离与接合齿齿距的关系如下式中：锁销轴向移动后的外半径（即摩擦锥环外半径）；接合齿分度圆半径。4、锁销端隙锁杆端面间隙是指锁杆端面与摩擦锥环端面之间的间隙。另外，滚动齿轮套端面与摩擦锥环端面的间隙为，要求。若，当换挡时摩擦锥面未接触时，滚动齿套与齿紧接的锁紧面已位于接触位置，即接近尺寸0，此时，摩擦锥环发生波动，摩擦面没有摩擦力矩功能，导致同步控制器失去锁紧功能。为保证0，应使，一般取=0.5mm左右。摩擦锥环的端面与与传动齿轮紧密连接的齿轮端面之间应有间隙，称它后备行程。预留备用行程的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，降档时，摩擦锥环应向传动齿轮方向轻微移动。随着磨损的增加，这种运动的强度缓慢增加，导致间隙缓慢减小，直至达到零；日后，在这种情况下，两个摩擦锥之间会有间隙，摩擦力矩就会损坏。此时，如果摩擦锥环上的摩擦锥面层没有达到允许磨损范围，同步控制器就会失去摩擦力矩，环摩擦锥等部件磨损后将无法换档。穿了。和传动齿轮一样，是因为设计方案不对。危及同步控制器的使用寿命。一般应为=1.22.0Mm。在中立位置，摩擦锥环锥面的径向间隙应保持在0.2-0.5mm。5.1.4 同步器主要参数的确定1、摩擦因数为了更好地获得较大的摩擦力矩，必须使用摩擦系数高、特性稳定的原材料来制作同一个环。还有在油中工作的同步控制器，这降低了摩擦系数并使设计工作复杂化。摩擦系数不仅与所使用的原材料有关，还与工作时表面的表面粗糙度、润滑脂的种类和温度有关。传动齿轮锥面接触发动机正时环锥面的部分与传动齿轮成一体，由低碳环保合金钢制成。锥体的表面粗糙度应较高，以确保在整个应用过程中摩擦系数不会发生太大变化。如果锥面的表面粗糙度值较大，在逐步应用时很容易破坏发动机正时环的锥面。同环的关键是用黄铜合金制成，可以赋予足够的抗压强度和强度以及优异的耐磨性，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜。第一个黄铜合金同步环因周期短而被淘汰。黄铜与钢的合金制成的摩擦副在油中工作时的摩擦系数为0.1。摩擦系数在实现换档器和轴的相同角速度方面起着关键作用。摩擦系数大，换挡省力或减少同步时间；如果摩擦系数低，则会产生相反的方向并失去同步。因此，在同一个箍圈的锥面制作了破坏浮油的细外螺纹槽和与外螺纹槽垂直的排油槽，以保证摩擦面中间有足够的摩擦系数。2、同步环主要尺寸的确定（1）与地球表面的螺纹槽相同。如果螺纹槽的螺旋顶部设计得更窄，摩擦锥中间漂浮的油的刮擦效果非常好。但是，如果尖端的宽度太窄，则会危及表面工作压力并加速磨损。试验还表明，线尖的宽度对齿尖的宽度是非常有害的，随着齿尖的磨损而减少，而且变速费力，所以齿尖宽度不容易被太大了。螺纹槽设计得比较大，这样螺纹之间的间隙容易造成漏油，但增加螺距会减少总接触面积，增加磨损率。一般有6-12个径向排液口，槽宽3-4mm。（2）锥面半锥角。摩擦力矩随着摩擦锥面半锥角变小而增大。但过小则摩擦锥面出现自锁现象，为防止自锁。一般取=6。8。=6。时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7。时就很少出现咬住现象。（3）摩擦锥的平均值是长度的一半。 R规越大，摩擦力矩越大。它通常受到结构约束，包括到传输中心的距离以及相关组件的规格和布局。如果太大，会危及同步器的径向厚度。因此，一般情况下，R 应尽可能大。（4）锥体的工作长度。 缩短锥面长度可以缩短传动系统的径向长度，但也会减小锥面的总工作面积，增加发电机组的工作压力，加速损坏。设计方案时，可以根据以下公式计算清楚式中： 摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，=1.01.5MPa；Mm摩擦力矩；摩擦因数；摩擦锥面的平均半径。上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。（5）同步环的径向厚度R。 同摩擦锥的平均半径一样，同步环的径向厚度也受结构布置的限制，包括传动和相关部件的中心距，特别是平均半径和锥的布置。 得到很厚的声音，但你必须确保同步环有足够的强度。3、锁止角 锁止和转角选项的取得正确,可以直接保证只有在高速换挡的两个部分之间某个角度的速度差已经达到零极限值之后才能正常进行高速换挡。影响摩擦锁止面锥角角度选取的锁定因素,主要包括有限制摩擦锁定因数、摩擦锁定锥面平均锥角半径、锁定截止面平均锥角半径和摩擦锥面半锥角。4、同步时间 同步器正常运行工作时,要注意保证数据连接的两个部分都一定能同时达到快速实时数据同步的速度工作,但时间不是真的越短越好。除去需要使用自动同步器的车辆主体内部结构外其主体尺寸、转动惯量对用户使用自动同步器的持续时间都没有太大影响。轴向旋转轴运动阻力大、则可使电机运动同步器的运行持续时间大大减少。而力在两个轴向上的传动力与同时旋转作用在驱动转向架和变速杆的力传动系统手柄上的轴向力传动强度大小有关,不同高速公路车型上所用的要求同时转动作用于力到的变速杆传动手柄上的力和轴向传动力也不相同。为此，同步加速和换挡的时间与车辆驾驶员的车型尺寸密切相关。 换档时间的计算值可从图中所示的以下两个选项的范围中选择：对于小型车和乘用车自动换档变速器，高档同步换档速度为0.150.30s，低速同步档换档速度为0.500.80s； 对于小型家用车自动换档变速器，高档同步换档速度为0.300.80s，低速同步换档速度为1.000.50s。5.1.3转动惯量的计算换挡器是一种变速器控制部件，它在制动时根据汽车的齿轮同步器的速度来控制汽车的前进速度。 统称为汽车速度控制输入或汽车前移控制部分。关键是推动接收轴和传统的一轴二离合、中间轴和从动盘和齿轮。传动轴和从动盘的前传动与第一轴上的齿轮和齿轮平行。中间轴 带有第二个轴的驱动小齿轮的轴，以及带有第二个离合器上的驱动盘的小齿轮。测量转动惯量的关键基本方法如下：首先，必须手动获得每个驱动力的转动惯量，然后根据不同功率转换器的档位自动换算，计算出需要同步的转动惯量。与零件的转动惯量每个旋转零件。对于现有的一些挤压测量件，在整体高度旋转时，可以通过整体惯量测得的值，通常采用扭转惯量测量法进行准确测量；但如果这些制造的零件不及时挤压，这些零件组成的零件可以作为一个整体进行压缩和分解，组合成符合标准的全局惯性测量几何体，组合可以根据各种常用数学计算方法的公式比。这些零件的整体惯性作为一个整体旋转。5.2变速器箱体的设计传动轮齿轮传动箱的内部结构尺寸应尽可能小，轮子的内部质量也应尽可能小，箱体应保证传动轴承的刚性足够长的齿