【正文】 我們想象著提供給用戶的造型是一塊無限的柔性片狀光滑曲面它本身沒有固定的控制或構造，按它的復雜性和能力性決定細節(jié)方面也沒有前端限制。這種控制嚙合處理出現在大型的測量上，因為曲面控制點轉移的響應是直觀的：拉或推一個控制點會造成那些本來能輕易地通過良好的相互影響位置的確定來控制的形狀，發(fā)生一個局部撞擊或凹陷。高效的數字化表示會在公式和描述問題上的線性開發(fā)中獲得。這些復雜的曲面形狀也許會因為增加更多的控制點和曲面而變得沒有明顯的界限。參考文獻[1] [M].北京：清華大學出版社，2001[2] [M].北京：機械工業(yè)出版社，2000[3] [M].沈陽：東北大學出版社 2003[4] [M].上海：上?？茖W技術出版社 2003[5] [M].，1997[6] [M].:人民交通出版社，2001[7] 清華大學 [M].:機械工業(yè)出版社，1998[8] 鐘建國 廖耘 [M].長沙:中南大學出版社，2002[9] 肖盛云 [M].重慶:重慶大學出版社，1997[10] 梁治明. 材料力學[M]. 遼寧：高等教育出版社出版，1985.[11] The Motor Vehicle Newton Steeda,Garrett,1962[12] 陳家瑞 汽車構造（下冊） 第2版 機械工業(yè)出版社 2000.（08）[13] Bostwick C C，Szadkowski Vibrations DuringEngagements of Dry Friction Clutches[R].SAE Technical Paper，982846:689~701 [14] Adolf Goetzberger, Christopher materials,past,present,future. Solar Energy Materialsamp。但是，在以后的工作和學習中，我會繼續(xù)學習和研究變速器技術，以求設計更加合理和經濟。變速器是車輛不可缺少的一部分，其中機械式變速箱設計發(fā)展到今天，其技術已經成熟，但對于我們即將踏出校門的學生來說，其中的設計理念還是很值得我們去探討和學習的。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設計不當而影響同步器壽命。為保證b0,應使，通常取=[15]。（3） 滑塊轉動距離 c （圖65）滑塊在鎖環(huán)缺口內轉動距離c影響分度尺寸a。尺寸b應大于零，取b=～。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成了換擋過程的第二階段工作。圖62 鎖環(huán)式同步器4—鎖環(huán) 2—滑塊 3—彈簧圈 8—齒輪 6—嚙合套座 7—嚙合套 鎖環(huán)式同步器工作原理換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合、齒輪上的錐面接觸為止[14]。彈性元件是位于嚙合套座兩側的彈簧圈。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉速逐漸接近，其角速度差=||減小了。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。圖61 鎖銷式同步器結構方案1滑動齒套 2同步環(huán) 3齒輪 4鎖銷5鋼球 6銷 7彈簧在慣性式同步器中，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。鎖止元件位于滑動齒套1的圓盤部分孔中做出的錐形肩角和裝在上述孔中、在中部位置處有相同角度的斜面鎖銷4。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下(即角速度相等)換擋的缺點，現已不用。作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。軸的全撓度為=。軸的撓度和轉角可按《材料力學》有關公式計算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。所以設計變速器軸時，其剛度大小應以保證齒輪能實現正確的嚙合為前提條件。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，芯部硬度為33～48HRC。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應考慮。 符合要求。用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數都要統一考慮。直齒 b==53=15mm斜齒 b==73=21mm 各擋齒輪齒數的分配在初選中心距，齒輪模數和螺旋角以后[13]，可更據變速器的擋數，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數， 如圖42圖42 五擋變速器傳動方案 確定一擋齒輪的齒數一擋傳動比 （46）如果，齒數確定了，則與的傳動比可求出，為了求，的齒數，先求其齒數和 直齒=2A/m （47）斜齒=2A/ （48）因為一擋用的是直齒輪，所以=2A/m=285/3=57計算后取整，然后進行大小齒輪齒數的分配。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應力增加。最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數或齒數和不同等原因而造成的中心距不等現象得以消除。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。變速器齒輪壓力角為 20 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30176。其取用范圍是：～～。低擋齒輪應選大些的模數，其他擋位選另一種模數。軸的剛度不足會產生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性產生影響，增加工作噪聲[10]。為檢測方便，A取整。原則上總質量小的汽車中心距小。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。 中心距A對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距。選用的是5擋變速器。近年來為了降低油耗，變速器的擋數有增加的趨勢。同時操縱機構復雜，而且在使用時換擋頻率也增高?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易，成本低。軸承的直徑根據變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6~20mm，下限適用于輕型車和轎車。第二軸后端常采用球軸承，以軸向力和徑向力。汽車變速器結構緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結構受限制，常在布置上有困難。），使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力，見圖33。使用中接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，用來阻止接合齒自動脫擋。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且還能降低制造成本及減小變速器長度。這時，因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多。只有駕駛員用熟練的操作技術（如兩腳離合器），時齒輪換擋時無沖擊，才能克服上述缺點。我的設計中一擋和倒擋用的是直齒輪，其他擋都是斜齒輪。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內略有增加，與此同時在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。圖21d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖21c所示方案。圖21為常見的倒擋布置方案。綜上所述選擇第2種傳動方案，前進擋，均用常嚙合齒輪傳動。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞[3]。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現象發(fā)生。3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。在此次設計中對變速器作了總體設計，對變速器的傳動方案進行了選擇，變速器的齒輪和軸做了詳細的設計計算，對同步器和一些標準件做了選型設計。變速箱是由變速傳動機構和操縱機構組成。此外，發(fā)動機在不同工況下，燃油的消耗量也是不一樣的。往往要受到如載運量、道路坡度、路面好壞及交通是否通暢等條件的影響。上述發(fā)動機牽引力、轉速與汽車牽引力、車速要求之間的矛盾[1]，單靠現代汽車內燃機本身是無法解決的。它具有相當多的優(yōu)點，如體積小，質量輕，工作可靠，使用方便等。本文設計研究了三軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。轎車機械式變速器設計摘 要變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內工作。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速器的傳動方案設計。但其性能與汽車的動力性和經濟性之間存在著較大的矛盾。因此就出現了車用變速箱和主減速器。這就要求汽車的牽引力和車速能在較大范圍內變化，以適應使用的要求。駕駛員可以根據具體情況，選擇變速箱的某一擋位，來減少燃油的消耗。根據前進擋數的不同，變速箱有三、四、五和多擋幾種。 汽車參數的選擇 根據變速器設計所選擇的汽車基本參數如下表11所示 項目參數值發(fā)動機： V6擋數:5最大功率(kW/n)：1526最大扭矩(