【正文】 三、四擋撥叉的上端加工出撥塊，它與其他撥塊的頂部都制有這樣的凹槽。軸向力大，同步時間減少。R往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。摩擦因數(shù)大，換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。它能可靠地保證只在同步狀態(tài)下實現(xiàn)換擋。彈性元件是位于嚙合套座兩側的彈簧圈。原理： 同步器換擋過程由三個階段組成。KN，KN，d=30mm 根據(jù)中間軸15處裝軸承處軸直徑選擇6206型號軸承，查得KN，KN，d=30mm 二軸14處裝軸承處由直徑選擇6208型號深溝球軸承，查得：KN，KN，d=30mm4 同步器設計同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。實體保持架比沖壓保持架允許更高一些的轉速。滾針軸承：徑向尺寸緊湊且承載能力很大，價格低廉。計算中間軸時，通常只計算與第二軸上齒輪相嚙合的齒輪處的軸截面的撓度。圖36中間軸受力分析 the stress analysis of middle alxe表34軸的支撐力計算 the calculating of alxes holding power 軸支點水平面內支承反力垂直面內支承反力二軸CD中間軸EF一軸BA求支撐反力，先從第二軸開始，然后依次計算中間軸、第一軸。軸常輕壓于殼體中。第二軸安裝同步器齒轂的花鍵采用漸開線花鍵，漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，定位性能好，承載能力大，花鍵齒短，其小徑相應增大，可提高軸的剛度。變速器在工作是承受力扭矩、彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。⑸飛行器中的齒輪傳動，要求齒輪尺寸盡可能小，應采用表面硬化處理的高強度合金鋼。鑄鋼常用于尺寸較大的齒輪。兩者相差不大，可以近似認為軸向力是平衡的。 計算后Zh取整，然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。所以，直齒：b=（～）╳3=~24 斜齒：b=(～) ╳3=18~齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。一擋和倒擋設計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因為這些擋位使用得少，所以也是允許的)，而此時第二軸則沒有軸向力作用。由于工藝上的原應，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。為了提高輪齒的抗折斷能力，可采取下列措施：1）用增大齒根過渡圓角半徑及消除加工刀痕的方法來減小齒根應力集中；2）增大軸及支撐的剛度，使輪齒接觸線上受載較為均勻；3）采用合適的熱處理方法使齒芯材料具有足夠的韌性；4）采用噴丸、滾壓等工藝措施對齒根表層進行強化處理。i1變速器一擋傳動比。多擋變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。但一檔和倒檔需各用一根變速滑桿，這比通常的換檔機構多用一根變速滑桿和撥叉，使變速器的上蓋結構變得復雜。因為在換檔時，有嚙合套以及相嚙合的結合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以嚙合套和結合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。但是也有人認為應該將常用檔位放在中間位置。各種機構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨主觀和客觀條件的變化而變化。實際上這兩種變速器工作原理完全不同。這是汽車的無奈和缺憾。4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。為此，在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器。 輕型貨車變速器設計畢業(yè)論文 目 錄1 緒論 1 1 2 42變速器結構方案的設計 5 5 6 7 73 變速器主要參數(shù)的選擇 9 9 9 10 11 11 齒輪參數(shù) 13 22 24 26 36三、軸承的選擇與校核 384 同步器設計 41 41 45 48 48 49 49 506. CATIA軟件部分應用 53 53 CATIA軟件在變速器設計中的應用示例 59結論 67參考文獻 681 緒論現(xiàn)代汽車的動力設置，幾乎都采用往復活塞式內燃機。既可使驅動車輪的扭矩增大為發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的若干分之一。5）換擋迅速，省力，方便。但是,人們始終沒有放棄尋找實現(xiàn)理想汽車變速器的努力,各大汽車廠商對無級變速器(CVT)表現(xiàn)了極大的熱情，極度重視CVT在汽車領域的實用化進程。液力自動變速器免除了手動變速器繁雜的換檔和腳踩離合器踏板的頻繁操作，使開車變得簡單、省力。因此，設計人員應深入實際，收集資料，調查研究，對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產(chǎn)品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案。值得注意的是倒檔，雖然他是平常換檔序列之外的一個特殊檔位，然而卻是決定序列組合方案的重要環(huán)節(jié)。它的缺點是增大了變速器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。倒檔齒輪安排在變速器的左側或右側，關系到操縱桿撥動的方向和倒檔軸的受力狀況。變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳堦的比值。Temax 發(fā)動機的最大輸出轉矩。點蝕是齒面疲勞損傷的現(xiàn)象之一。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換檔。 根據(jù)圖31可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件 ； （31） 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 （32）式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2為軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為圓周力r1，r2為節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲?？傋兾幌禂?shù)越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使z12/z18的傳動 比大些，在i1已定的情況下，z23/z2的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度。倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相同?；诣T鐵性質較脆，抗沖擊及耐磨性均較差，但抗膠合及抗點蝕的能力較好。金屬制的軟齒面，配對兩輪齒面的硬度差應保持為30～50HBS或更多。軸的鋼的不足，在負荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。選用漸開線花鍵是以大徑定心更合適。因此光軸有兩種配合公差的軸徑。計算公式如下表若計算結果為正數(shù)，表示實際力的方向與圖示方向相同，若計算結果為負數(shù)，表示實際力的方向與圖示方向相反。常嚙合齒輪副的撓度不必計算，因為距離支撐點較近，符合較小，撓度值不大。但不能承受軸向載荷，摩擦系數(shù)較大，不允許有偏斜。4） 推力軸承的極限轉速均很低。常壓式同步器結構雖然簡單，但又不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相同）換檔的缺點，現(xiàn)已很少使用。第一階段：同步器離開中間位置，做軸向移動并靠在摩擦面上。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑塊壓向嚙合套。只要嚙合套和換擋齒輪之間存在轉速差，彈簧片的支承力就阻止同步環(huán)縮小，從而也就阻止了嚙合套移動。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。變速器處于空擋時，各凹槽在橫向平面內對齊，叉形撥桿下端的球產(chǎn)學研即伸入這些凹槽中。所有的撥叉的撥塊都 固 定于相應的撥叉軸上。除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，均對同步時間有影響。 (3)摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。 摩擦因數(shù)對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。圖42多錐式同步器慣性增力式同步器又稱為波舍(Porsehe)式同步器。作為鎖止元件是做在倘環(huán)上的齒和做在 嚙合套上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。在慣性式同步器中b彈性元件的重要性僅次于摩擦元件和鎖止元件，它用來使有關部分保持在中立位置的同時，又不妨礙鎖止、解除鎖止和完成換擋的進行。 根據(jù)中間軸齒輪23處裝軸承處軸直徑選擇NU206E型號內圈無擋邊圓柱滾子軸承，該軸承只能承受徑向載荷，不限制軸的軸向移動，允許軸傾角2~4度。3） 保持架的材料與結構對軸承的轉速影響極大。適用于轉速較高，同時承受徑向和軸向載荷場合。變速器剛度試驗表明，中心距的變化及齒輪的傾斜，不僅取決于周的變形，而且取決于支撐和殼體的變形。圖34第二軸受力分析 the sress analysis of second axle圖35第一軸受力分析 the sress analysis of first alxe第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。軸和寶塔齒輪之間用滾針軸承、或短圓柱滾子軸承。第二軸前頸通過軸承安裝在第一軸常嚙合齒圈的內腔里，它受齒輪徑向尺寸的限制，前軸頸上安裝長或短圓柱滾子軸承或滾針軸承或散滾針軸承。其余齒輪按同樣方法時行計算，由于本設計書的重點不在此，后面的齒輪便不再詳細計算出。⑷合金鋼常用于制作高速、重載并在沖擊載荷下工作的齒輪。②鑄鋼鑄鋼的耐磨性及強度均較好，但應經(jīng)過退火及常化處理，必要時也可進行調質處理。3）確定四擋齒輪齒數(shù)Z6/z22=i4╳z2/z23 =╳17/37 = 由A=mn(z6+z22)/2cosβ6（β6取20度）得z6+z22=取整得：z6=22 z22=34修正i4= z23z6/z22z2 =37╳22/34╳17 =i4％=||/=％5％(合格)同理修正β6合格此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式tan/tanβ22= z23/(z2+z23) (1+ z6/z22) tan/tanβ22= tan z23/(z2+z23) (1+ z6/z22)=||=。為了求z12z18的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh 直齒:Zh=2A/m斜齒:Zh=2Acosβ/mn=2╳89╳cos200/3=,取整得56。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。 直齒：b=KC m, KC為齒寬系數(shù)，～ 斜齒：b= KC mn，～第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，KC 可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。表31 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn normal module of gears車 型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量ma/tV≤V≤ma≤Ma模數(shù)mn/mm~~~~表32 汽車變速器常用的齒輪模數(shù) gears module第一系列第二系列嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。如制造及安裝不良或軸的彎曲變形過大，輪齒局部受載過大時，即使是直齒輪，也會發(fā)生局部折斷。初選中心距A時，可根椐經(jīng)驗公式計算： Kа中心距系數(shù)，~。~，~。為縮短變速器的軸向尺寸充分利用空間。這種結構具有斜齒輪的傳動優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換檔時沖擊力集中在1~2個輪齒上的缺陷。有人認為人們習慣于按檔的高低順序，由左到右或由右到左排列來換檔。盡管如此，一般變速器的結構形式，仍具有很多共同點。2． 液力傳動人們經(jīng)常把液力自動變速器（AT）和無級變速器（CVT）兩個概念混為一談。在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 上述發(fā)動機的扭矩、轉速與汽車的牽引力、車速要求之間的矛盾，靠現(xiàn)代汽車的內燃機本身是無法解決的。它具有體積小，質量輕，工作可靠，使用方便等優(yōu)點。 此外，汽車的使用條件頗為復雜，變化很大。6）工作可靠。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器的研究的終極目標。但是, 液力自動變速器（AT）不是無級變速，是有級變速的自動控制，沒有從根本上滿足汽車對變速器的要求。現(xiàn)代汽車大多數(shù)采用三軸式變速器。按習慣，倒檔最好與序列不接合?，F(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器。掛倒檔時，操縱桿向左側撥動，比較符合習慣要求。最高擋通常是直接擋，~。ηg變速器傳動效率。在潤滑良好的閉式齒輪傳動中，常見的失效形式多為點蝕。初選模數(shù)時，可參同類型汽車的齒輪模數(shù)確定，也可以根據(jù)經(jīng)驗公式確定：mn=K(Temax/10)1/3= 高擋齒輪K=1m=（Temax i1/ηg）1/3 =故斜齒輪法向模數(shù)取3，直齒輪模數(shù)取3（采用同一模數(shù)進行）。 最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。考慮到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。圖33所是倒檔齒輪z19的齒數(shù)，一般在2123之間，初選z19后，此處取22，可計算出中間軸與倒檔軸的中心距A’A、=m(z18+z19)/2A、=3╳（18+