【正文】 al transmission 5 The main content of the design 6Chapter 2 Transmission transmission layout program to determine 7 The main technical parameters of the design is based on 7 Transmission transmission structure and form of selection 7 Analysis of characteristics of twoaxis transmission 8 Intermediate shaft transmission characteristics of 9 Reverse gear layout program analysis 10 Transmission layout other issues 11 Parts structure program analysis 12 Gear in the form 12 Shift institutional forms 12 To prevent the automatic deblock structure 13 Transmission bearings 14 This design transmission layout used in program 14 Chapter summary 16Chapter 3 Choice and number of teeth allocation of transmission parameters 17 Each block of the transmission gear ratio to determins 17 The minimum transmission gear transmission ratio 17 The other block transmission of the transmission ratio 18 The determination of center distane 19 Transmission dimensions of primaries 19 Transmission gear selection of parameters 20 Modulus 20 Tooth pressure angle and helix angle 20 Tooth width 21 Tooth top of the high coefficient 22 Transmission of each block the distribution of the gear teeth 22 Determine the number of teeth of first gear 22 Corrected to the center distance 24 To determine the constant mesh gear teeth 24 To determine the gear number of teeth 26 Chapter summary 29Chapter 4 The design of the tranmision gear 30 The geometry of the transmission gear 30 Calculate the transmission of torque and rotational speed of each axis 31 Gear strength calculations and material selection 32 The caues and forms of gear damage 32 Material selection of the gear 33 Strength calculation of gears 34 Chapter summary 46Chapter 5 Transmission shaft and bearing design calculations 47 Primary transmission axis of the shaft diameter and axial length 47 The structural design of the shaft 48 The strength of the transmission axis 48 Gear and the shaft of the force calculation 48 Axis intensity calculate 50 Shaft stiffness calculate 55 Selection and verification of the transmission bearing 59 Selection and verification of the first shaft bearing 59 Selection and verification of the second shaft bearing 60 Selection and verification of the intermediate shaft bearings 61 Chapter summary 61Chapter 6 Synchronizer and the selection of the design of the control mechanism 62 Selection with the design of synchronizer 62 Lock ring synchronizer 63 Latch synchronizer 64 Lock ring synchronizer determine the size of 65 The main parameters of the synchronizer 66 Design uses transmission control mechanism 68 Classification of transmission control agencies 68 Analysis of transmission monly used control mechanism 70 The design of the transmission box 71 Chapter summary 72Conclusion 73Thanks 74References 75第1章 緒 論 汽車變速器概述變速器用于轉(zhuǎn)變發(fā)動機(jī)曲軸的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下，對驅(qū)動車輪牽引力及車速不同要求的需要。 本次設(shè)計主要是依據(jù)哈飛HFJ6351B的有關(guān)參數(shù)，通過變速器各部分參數(shù)的選擇和計算，設(shè)計出一種基本符合要求的手動變速器。有級變速器按其前進(jìn)擋的擋位數(shù)分為三、四、五擋和多擋的；而按其軸中心線的位置又可分為固定軸線式、旋轉(zhuǎn)軸線式和綜合式的。殼底放油塞多放置磁鐵以吸附油內(nèi)鐵屑。1921年英國人赫伯特手動變速器又稱手動齒輪式變速器，含有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達(dá)到變速變矩的目的[3]。4． 無限變速式機(jī)械無級變速器(IVT)無限變速式機(jī)械無級變速器與其它自動變速器的差別之一是不使用變矩器?，F(xiàn)代無級變速器傳動效率提高，變速反應(yīng)快、油耗低。目前，乘用車一般采用45個擋位的變速器。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的汽車上。當(dāng)然，常嚙合齒輪副的增多將導(dǎo)致旋轉(zhuǎn)部分總慣性力矩的增大。 表21 松花江中意HFJ6351B的主要技術(shù)參數(shù)型號HFJ6351B發(fā)動機(jī)額定功率(kw)外廓尺寸(mm)(長寬高)356214801918發(fā)動機(jī)最大扭矩(N有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。圖21c中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換擋；圖21a所示方案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。在除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。圖23(f)的方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。某些汽車的變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速擋。 換擋機(jī)構(gòu)形式變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。 防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)自動脫擋是變速器的主要故障之一。)，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力，如圖24(c)所示。采用如圖25所示的傳動機(jī)構(gòu)布置方案。m——主減速比，；——汽車傳動系的傳動效率。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。乘用車變速器殼體的軸向尺寸為。同步器的接合齒和嚙合套多采用漸開線齒形。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。我國規(guī)定。則可取 取一擋小齒輪齒數(shù) 1 第一軸常嚙合齒輪；2中間軸常嚙合齒輪；3第二軸三擋齒輪；4中間軸三擋齒輪；5第二軸二擋齒輪；6中間軸二擋齒輪；7第二軸一擋齒輪；8中間軸一擋齒輪；9第二軸五擋齒輪；10中間軸五擋齒輪；11第二軸倒擋齒輪；12中間軸倒擋齒輪；13倒擋中間齒輪圖31 變速器傳動簡圖 對中心距進(jìn)行修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，故中心距變?yōu)閙m對中心距進(jìn)行取整，取中心距mm。2． 確定三擋齒輪的齒數(shù)三擋齒輪為斜齒輪，當(dāng)其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式 求解上述三式，取整得。4． 倒擋齒輪的設(shè)計和齒數(shù)確定通常1擋與倒擋齒輪選用同一模數(shù)。漸開線齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數(shù)、分度圓壓力角必須分別相等，兩斜齒輪的螺旋角必須相等而方向相反。m r/min(2) 掛2擋時N變速器低擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少、齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。在一般汽車變速器中，產(chǎn)生膠合損壞的情況較少。(3) 考慮加工工藝及熱處理工藝大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進(jìn)行回火。因此，比用于通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表42。將二擋齒輪的參數(shù)代入上式后得 　=～250MPa = MPa100～250MPa所以二擋齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。第5章 變速器軸和軸承的設(shè)計計算 初選變速器軸的軸徑和軸長變速器在工作時承受著轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。第二軸 mm故第二軸的長度可初選為220mm。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的反力后，計算相應(yīng)的垂向彎矩、水平彎矩。 軸的剛度計算對齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角，前者改變了齒輪的中心。驗算時可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計算轉(zhuǎn)矩為發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩。m)按下式初選： 則 =～故可取第一軸花鍵部分的直徑為19mm。（2） 接觸強(qiáng)度的校核由式(43)得接觸強(qiáng)度的公式為 確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力 代入?yún)?shù)后得 = =主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑， = =將各參數(shù)代入公式后得=～1400MPa=～1400MPa所以五擋齒輪的接觸強(qiáng)度合格。（2） 接觸強(qiáng)度的校核由式(43)得接觸應(yīng)力的公式為 確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力 ==主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，