共51頁第51頁摘要論文題目的設計是本田CRV三軸變速箱的設計。傳輸是由發射操作機構和傳動機構的傳動比可以改變的，該驅動輪扭矩和速度范圍擴大，以適應不斷變化的工作條件下，在有利的條件，發動機工作;同樣在發動機前提可逆轉驅動曲軸的旋轉方向;使用中性動力傳遞被中斷，以起動發動機，在怠速，并便于所述變速器換擋或性能。使用中間軸齒輪箱具有兩個明顯的優點：直接齒輪的第一，高轉印效率，磨損和噪聲是最小的，第二個是下齒距小一大齒輪比依然維持。此傳動裝置具有實現五個前進檔和一個倒檔齒輪，通過鎖環式同步器換檔。此設計呈現變速箱的大致輪廓，完整的計算和各齒輪的驗證和CAD圖紙和在設計等軸

ABSTRACTSharpnesstriaxialdesigntransmissiondesignthemeNissanTiidanightshuttle.Transmissionandsteeringgearmechanismturn,isunderthepremiseofchangingitsbasicfunctionsandexpandtherotarydrivetransmittingtorqueandspeedrangestoadapttochangingconditions,favorableworkingconditionsformechanicaltransmission,theenginewilldrivethecrankshaftdirectionreversalimmutable,usingneutralinterruptedpowersupply,themotorcanstart,idleandfacilitatethetransmissioncircuitoroutput.UsetransmissionOarttransferhastwoprominentadvantages:first,thedirecttransmissionefficiency,minimalwearandnoise,thepiniongearpitchgearboxstill.Transmissionhasfiveforwardgearsandonereversegearandthelockringsynchronizertoachieveshifting.Thisdesignisdiscussedintheforest,geardesignandcompletedtestingandcalculations,axialCADdrawings.

前言從各種型號現在從市場上的轉印配置為使得它分為：一、手動變速器(MT)手動傳動裝置（ManualTransmission）與齒輪組，每個齒輪組的齒數設定成使得失速速度比是恒定的。首先，商用車輛的特征，手動傳遞函數不會被其傳輸所取代。在卡車，例如，一輛卡車用于運輸，裝載數噸的貨物是沒有問題的，這么高的“壓力”，為強勁的性能和傳輸的需要電動機全力支持臉部。我們都知道，一個文件有一個“強大”，這樣，當車輛開始得到足夠的牽引驅動力。在爬坡路段的臉，它變得非常明顯的特點。至于其他的新的齒輪，具有易用性和其他特性的，它不具有這些特性。第二，人們對于汽車手動變速箱，在小型車制造商自身的價格支持始終具有成本效益的解決方案，而且還負擔得起的汽車銷售都名列前茅，在汽車市場。二、自動變速器（AT）所述自動變速器（AutomaticTransmission），使用的變速用行星齒輪機構。用戶希望這種類型的車輛，以便在高速行駛，盡量開車，當操作簡便，減輕駕駛員的疲勞，享受用幸福的感覺。在高速公路上，這是完美的，而不是抵制。此外，在北京，現在糟糕的交通狀況，交通堵塞是經常的事，有時要保持最初的幾次停車，司機，如果您使用的是手動變速器，將再次挑換擋十分繁瑣，特別是對于初學者它苦不堪言。三、手動/自動變速器（AMT）事實上，由一些驅動理解，他們不希望離開傳統的手動變速器，并要求在某些情況下，自動讀出。這種手動/自動變速箱出生。這種傳動裝置911的模型在德國汽車制造商保時捷首次引入，調用時，它提供高性能跑車不必局限于傳統的自動變速器的局限性，從而使駕駛者可以享受手動換檔的樂趣。它有一個“+”，在它的位置“-”選擇字段。當在D范圍，可以自由地改變減檔（-）或換高檔（+），相同的手冊。四、無級變速器從市場的走勢，雖然無級變速器是一種高科技成分，而且在普通汽車“身體”，這是遠離兩廂飛度都有每個換檔的CVT無極變速器，舒適，省油的配置，而且價格只有9.68?116800元。和奇瑞QQ汽車銷售公司的CVT型市場年底?？磥?，在中檔車更多用于范圍廣泛的CVT這種設計是基于基于本田CRV進行手動豪華轎車目錄摘要……………………...…..…………IAbstract………………………..……II第1章緒論………………..…………11.1汽車變速器概述…………..…..11.2設計的目的和意義………….……11.3汽車變速器國內外現狀和發展趨勢………………….……...21.3.1變速器國內外的現狀…………….……21.3.2汽車變速器的發展趨勢……….……31.4手動變速器的特點和設計要求及內容……………….……...31.4.1手動變速器的特點……………….……31.4.2手動變速器的設計要求……….………41.4.3設計的主要內容………………….…….4第2章變速器傳動機構布置方案確定………………..………62.1設計所依據的主要技術參數……………….…62.2變速器傳動機構的結構分析和形式選擇………….………...62.2.1兩軸式變速器的特點分析……….…….72.2.2中間軸式變速器特點分析……………….……………72.2.3倒擋布置方案分析……………….……82.2.4傳動機構布置的其他問題……….……92.3零部件結構方案分析……………………102.3.1齒輪形式……….…...….102.3.2換擋機構形式………………….…...….102.3.3防止自動脫擋的結構………………112.3.4變速器軸承………...…..112.4本設計所采用的傳動機構布置方案………….112.5本章小結……………………….12第3章變速器主要參數的選擇和齒數分配…………………..133.1變速器各擋傳動比的確定…………..…..…….133.1.1變速器最低擋傳動比的確定…………..133.1.2變速器其他各擋傳動比的確定……………..……..…..143.2中心距的確定…………..…..…..143.3變速器外形尺寸的初選……………..……..…..153.4變速器齒輪參數的選擇…………………..…...153.4.1模數……………………...153.4.2齒形、壓力角及螺旋角………………..163.4.3齒寬……………………..163.4.4齒頂高系數……………..173.5變速器各擋齒輪齒數的分配……………..……173.5.1確定一擋齒輪的齒數….……………...173.5.2對中心距進行修正……………………..183.5.3確定常嚙合齒輪的齒數………………..193.5.4確定其他各擋齒輪的齒數……………..203.6本章小結…………………….….23第4章變速器齒輪的設計計算…………………..244.1變速器齒輪的幾何尺寸計算……………….…..244.2計算變速器各軸的扭矩和轉速………….…….244.3齒輪的強度計算和材料選擇………….……….254.3.1齒輪損壞的原因和形式……………….………………..254.3.2齒輪的材料選擇……………….………..264.3.3齒輪的強度計算………….……………..274.4本章小結…………….………….38第5章變速器軸和軸承的設計計算………...…..395.1初選變速器軸的軸徑和軸長…………….……..395.2軸的結構設計………….….……395.3變速器軸的強度計算…………………..….…...405.3.1齒輪和軸上的受力計算…………………405.3.2軸的強度計算…………...415.3.3軸的剛度計算……………………..……...465.4變速器軸承的選擇和校核……….495.4.1第一軸軸承的選擇和校核……………….495.4.2第二軸軸承的選擇和校核……………….505.4.3中間軸軸承的選擇和校核……………….515.5本章小結………….51第6章同步器和操縱機構的設計選用…………..526.1同步器的設計選用……………….526.1.1鎖環式同步器 …………526.1.2鎖銷式同步器 …………536.1.3鎖環式同步器主要尺寸的確定 ………546.1.4同步器主要參數的確定…………………..556.2變速器操縱機構的設計選用…………………….576.2.1變速器操縱機構的分類…………………..576.2.2變速器常用操縱機構分析………………..586.3變速器箱體的設計……………….596.4本章小結………….60結論…………………61參考文獻………………….62致謝………………………...63附錄A……………………...64附錄B……………………...66第1章緒論1.1汽車變速器概述傳輸到發動機曲軸改變轉矩和轉速，以適應汽車開始加速，開車上路和障礙，克服不同的駕駛條件下，驅動輪的牽引力和速度都有不同的要求。使用透射移位引擎轉矩，轉速，內燃機的轉矩的必要性-速度變化特征是其中所述外部負載的調整的一個相對小的變化。變速箱等汽車動力結構，經濟性，可靠性和可移植性操縱轉印穩定并具有對效率有直接影響。為了使最佳的適應良好的性能和經濟性的齒輪和減速器與電機參數就可以實現;具有自鎖和聯鎖裝置，安全裝置倒檔取下來接合側和其他結構性措施，可以斜面，操作可靠，不跳擋，亂擋，自動封堵和錯誤反向齒輪連接;與同步光，動無沖擊和噪聲;全速，變化和參數優化措施，使傳動平穩，降低噪音低，噪音水平對提高一鍵傳輸質量，設計，工藝水平。1.2汽車變速器設計的目的和意義在變速箱也能滿足一定的要求，同時也保證他們和汽車能有一場精彩的比賽，我們可以提高汽車的動力性和經濟發動機的工作在操作條件范圍內汽車使用的增加有利保證使用壽命，降低能源消耗，減少使用汽車等噪音。這要求基于車輛，傳輸參數的合理選擇的技術參數的設計者，以使車輛的發送和的結構可以具有良好的一致性。1.3汽車變速器國內外現狀和發展趨勢早期的汽車動力總成，從發動機到車輪的形式之間的動力傳遞是很簡單的。1892年，法國生產的第一輛汽車的變速箱。1921年英國人赫伯特?例子，耐用Froot摩擦材料進一步提高傳輸性能。由法國人路易?雷納?硬盤和埃米爾?卡拉特拉瓦掃羅推廣使用現代汽車的齒輪在1894年1.3.2汽車變速器的發展趨勢回顧汽車變速器的發展，傳輸可能知道作為車輛驅動的重要組成部分，是技術的發展，是衡量汽車技術水平的重要依據?，F代汽車變速箱的發展趨勢，朝向自動變速器或無級變速器的方向可調。雖然多速自動變速器技術來擴展的自動變速器的范圍，但它不是安全和快速。理想的CVT是整個傳輸范圍連續，非阻塞交換速度比比率始終是最好的變速器換擋自動。自動變速器的理想的無水平?，F代CVT效率，變速響應速度快，油耗低。隨著電子技術的發展，自動變速器控制進一步改善，始終適應于各種運行條件最佳的發動機和傳動系，控制更準確，有效和成本性能得到很大提高。無級變速裝有自動控制裝置，驅動齒輪可以根據車輛速度自動設置，無需人工操作，從而省去了用于移位和離合器踏板踩踏的操作。它的缺點是價格昂貴，維護成本高，而且還作為手動票價油使用，尤其在低速時或在停止和走的流量，燃料消耗增加1.4自動變速器的特點和設計要求及內容1.4.1自動變速器的特點手動變速箱6速一般小于6塊當塊號，有可能在6速變速器上的基礎上繼伯，重新配置分離器通過的組合，以獲得一個多速傳動兩者。1.4.2自動變速器的設計要求1），具有良好的性能和經濟是正確的選擇的數量和傳動比，優化發動機參數，讓汽車安全，遵守;（2），中間位置時，車子一定要斷開發動機和變速器很長一段時間，如果有必要，使倒檔，使汽車向后行駛;（3）操作，簡單，方便，快捷，省力;（4），傳動效率高，工作平穩，無噪音;（5），體積小，重量輕，承載能力強，質量可靠;（6），易于制造，成本低，維修方便，使用壽命長;（7）當需要調整的動力輸出裝置。1.4.3設計的主要內容設計主要基于本田CRV通過傳輸的各個部分滿足的基本手動的要求的選擇和計算參數的相關參數1，計算參數。3，齒輪軸的設計計算。4，傳動軸承的選擇和驗證;5，同步設計選擇和喜好;6.傳輸控制機制的設計選擇;7，變速箱設計。第2章變速器傳動機構布置方案確定2.1設計所依據的主要技術參數這種設計是基于本田CRV基于一個輕量級的商品汽車傳動設計技術參數表2.1本田CRV的主要技術參數發動機最大功率114kw車輪型號215/75R16發動機最大轉矩190Nm最大功率時轉速6500r/min最大轉矩時轉速4300r/min最高車速180km/h總質量2595kg整備質量1780kg2.2變速器傳動機構的結構分析和形式選擇相比于無階梯形的發送電平，結構簡單，價格低廉，具有高的傳輸效率（η=0.96?0.98）。一般來說，有以三，四，五個前進檔，重型卡車和其他重型設備高速傳輸，是一種多級變速器，多少向前范圍從6到16或甚至20增加齒輪，發動機的功率的量，燃料消耗量的數轎廂和平均速度，以改善，從而提高汽車的運輸效率和降低運輸成本。在齒輪的數量的增加也增加了尺寸和傳輸，結構復雜，生產成本的質量，而且也很復雜的處理。2.2.1兩軸式變速器的特點分析相比于中間軸變速箱，雙軸傳動結構簡單，緊湊，除了傳輸效率的高速外的其他各種如火如荼，噪音低。多車與前發動機和前輪驅動布局，因為這種布置使電動車輛-驅動系統緊湊，良好的可操作性，并且可以通過6％降低到汽車質量的10％。二軸齒輪舒適，這樣的安排，使結構簡單的動力系統。雙臥軸傳遞不直接阻止，所以全速工作，齒輪和軸承磨損，那么大聲，甚至加劇磨損，這是它的缺點。2.2.2中間軸式變速器特點分析如圖2.2A?D盤中間軸傳動方案，其中A?B作為中間軸五檔變速器，C-d，來了六速變速箱中間軸式傳輸方案。中間軸變速器的共同特點是：所述傳動軸的后端不斷嚙合第一驅動齒輪一體形成。后在第一軸線的節目的絕大多數的后端的第二軸軸承孔的前端，并確保該軸在同一直線上，僅當它們被直接連接到該塊中的離合器的兩個軸。直接驅動，齒輪和軸承和齒輪單元的中間軸不通過直接輸出和變速器的傳動效率高的第一和第二軸的發送攜帶電機轉矩，可以達到90％以上，低噪音，已達到過渡，并減少軸承的磨損。由于直接使用設備比齒輪其他，導致變速器的壽命;在工作??中前部區域，通過傳輸電力傳輸需要中間軸的所述第一軸，并在其它布置速變速箱的第二軸，即便如此，在中間軸和所述第二軸（中距離）之間的傳輸距離不是下一個塊較大變速比的條件;傳輸更高的齒輪常嚙合齒輪，改變你不能使用低速變速箱常數，大部分除了外部的齒輪變速機構等齒輪傳動計劃成員，都是同步或離合器開關時，使用一對夫婦塊結構也同步或移動參與集合，每個塊同步下裝離合器或大多數情況下，在第二軸。2.2.3倒擋布置方案分析圖2.3顯示了常見的反向布局方案。該方案的圖2.3B優點是使用一個倒檔，中間軸的長度的縮短。但移位兩個齒輪嚙合，以使在位移是困難的。圖2.3C方案能夠獲得較高的反向速比，不足之處是不合理的切換程序。圖2.3D2.3C退稅計劃已經修訂。程序示于圖2.3D形成為延伸的齒寬一個倒檔。圖2.3f該規定適用于所有的人大代表常嚙合齒輪，齒輪的變化是更加便于攜帶。2.2.4傳動機構布置的其他問題共同傳動齒輪容易通過暴露于引起表面點蝕損傷過大的應力理解。高速齒輪在中央部分的兩端被布置在載體合理傳輸在該區域的軸附近而引起的偏轉角是小的軸的變形，齒輪嚙合能保持良好的狀態，以減少局部的負荷和變速箱生活[7]。一些汽車齒輪有超速只有在良好的道路或空配合使用。使用小于1的比例，超速，可以充分利用發動機的功率，從而通過總轉數所需的汽車，以減少發動機1的曲軸公里，從而有助于減少發動機磨損和降低燃料消耗。但隨著塊的直接比較，切帶超速傳動效率高，運行噪音。2.3零部件結構方案分析2.3.1齒輪形式與正齒輪，斜齒輪，使用壽命長，運轉平穩，噪音低操作相比;缺點是更復雜的制造工作軸向力軸承是負的。常嚙合齒輪的正齒輪使用，盡管這種增加常嚙合的齒輪的數量，并導致質量的傳輸的增加和慣性。刺激為低速檔和倒檔。2.3.2換擋機構形式當汽車因外翻傳動齒輪有一個不同的角度，所以使用的直的軸向位移模式傳輸，則其在牙齒表面上產生影響，伴隨著噪聲。這不僅使磨損和過早失效的轉變結束，而司機緊張，但位移的噪聲產生，使乘坐舒適性降低。僅與專門程序（如離合器英尺），以使開關級不沖擊和克服了這些缺點的驅動程序，然而，駕駛員的注意力分散移位的時刻，但也影響行車安全。另外，在使用時所述直齒齒輪，在換擋沖程也是其缺點。因此，雖然這移位結構簡單，生產，拆卸和維修簡單，可以降低傳輸的轉動部分的轉動慣量，但除了一個塊，反向已很少使用。2.3.3防止自動脫擋的結構1，兩個卡合齒位移接合位置，。當如此接合時，上的齒1?3毫米，分別的端部的卡合齒。使用兩個齒接觸部分的磨損，并與齒的端部接合的臺肩的形成被同時按下時，該齒可用于防止接合，自動阻止。2，前座齒鏈輪齒厚度切成薄片（平均0.3?0.6毫米），從而使離合器后的后端面是正面到后鏈輪，從而防止自動刪除塊，2.3.4變速器軸承在第一恒定齒輪軸的內腔變速器的支撐軸的第二端可被布置在有足夠的尺寸圓柱滾子軸承的內腔中，如果空間是使用的滾針軸承不足。后端第二波通常用于軸向和徑向力軸承。第一軸線的傳輸，后軸承的第二軸線和后軸承前部中間軸，根據使用的行的直徑一般是在球軸承或圓筒滾子軸承的范圍內。確定軸承的基礎上從中心的發送，并確保在殼體的后壁的直徑，使得不小于6的兩個軸承孔之間的距離?20毫米[9]。2.5本章小結根據變速器的傳動機構，有多種布置方案！每種方案都有各自的優缺點，結合所依據車輛的主要參數，選著傳動布置方案，為以后各章節設計做基礎！第3章變速器主要參數的選擇和齒數分配3.1變速器各擋傳動比的確定3.1.1變速器最低擋傳動比的確定當選擇最低傳動比，但應根據最大爬坡汽車，驅動車輪和牽引，車輛等被認為是最好的等速和橋速比和驅動輪滾動半徑，確定。當車輛上坡速度不高，則空氣阻力可忽略不計，以克服在輪胎和道路表面之間的滾動阻力和坡度阻力的最大驅動力通過以上計算可得到1.973＜＜3.89，在本設計中，取。3.1.2變速器其他各擋傳動則變速器其他各擋的傳動比為3.2中心距的確定中間軸變速器中間軸和第二軸之間的距離被用作為一個發送中心距離的兩個軸齒輪在變速器輸入軸和變速器的輸出軸的軸線之間的距離被定義為中距離。它是一個基本參數，不僅是因為它的大小尺寸的轉移，金額及效果質量的大小，而且還取決于受影響牙齒的接觸電阻。軸距小，接觸電壓的牙齒，縮短齒輪的使用壽命。因此，應當有必要的最小容許間距為保證齒接觸力。傳動軸通過軸承到殼體附接于方便發送的布置可以得到，而不是由于相同的垂直平面之間的軸承孔之間的距離，并且強度太低而不能考慮的情況下的影響，要求中心采取更大。太小，轉印中心，以提高傳輸的長度，因此，該軸的剛度被削弱和齒輪的劣化的接合狀態=87.44~94.32mm故可初選中心距mm。3.3變速器外形尺寸的初選橫向尺寸的傳輸，最初可通過齒輪的直徑和中間齒輪和反向被布置為確定變速機構。效果齒輪殼體塊數的傳輸，以及一個齒輪在模具的形式換檔機構的軸向尺寸的。3.4變速器齒輪參數的選擇3.4.1模數所選模塊應符合國家標準GB/T1357-1987線，并在整個傳輸模塊的設計選擇2.25。同步離合器接合齒和使用更多的漸開線。具有考慮到的處理中，在同一個模塊的齒輪傳動裝置的相同的組合。他的選擇范圍：乘用車和輕型和中型卡車2?3.5，3.5?5卡車。選擇一個較小的模塊和用于位移增加的齒數。所選擇的模塊應符合國家標準[12]是一致的。下面就2.25毫米。3.1汽車變速器齒輪的法向模數車型乘用車的發動機排量V/L貨車的最大總質量/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14.0≥14.0模數/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.003.4.2齒形、壓力角及螺旋角汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表3.2選取。表3.2汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項目車型齒形壓力角α螺旋角β轎車高齒并修形的齒形，，，～一般貨車GB1356-78規定的標準齒形～重型車GB1356-78規定的標準齒形低擋、倒擋齒輪，小螺旋角3.4.3齒寬選擇牙齒的寬度要考慮小的軸向尺寸緊湊的傳輸質量，同時也保證了牙齒和穩定工作要求的強度。您可以根據傳輸模塊通常選擇齒寬b。3.4.4齒頂高系數牙齒強度的程度補遺系數，運行噪音，滑動速度相對牙，牙鉆蝕和增編厚度的影響。如補遺系數小，齒輪重疊小，噪音大的工作，但該齒被彎曲力矩減小，彎曲應力也減小齒。因此，在過去是由于齒輪的加工精度不高，并且該負載被集中在梳子的齒，使用超過齒頂系數取得0.75-0.80短齒齒輪。規定補遺1.00系數。3.5變速器各擋齒輪齒數的分配在傳輸的初選數，傳動比，軸距離，軸向尺寸和傳輸模塊和螺旋角并繪制節目的傳輸結構的圖，準備好后，齒與每個齒輪相關聯。3.5.1確定一擋齒輪的齒數已知一擋傳動比，且為了確定，的齒數，先求齒數和直齒輪(3.4)斜齒輪(3.5)由于一擋齒輪為斜齒輪，故可用式(3.5)計算。代入數據后得=52在計算之后，作為一個整數，然后齒的最小數量的大，小齒輪分配上的中間小齒輪，其也限定了中間軸的軸的直徑，通過限制剛度將會作出修改。軸和齒輪在這次選舉中，大小齒數將一并審議。為了避免削弱，以增加強度，小齒輪應被切換。如果汽車在一個傳動軸的傳動比的中間，齒數對之間的中間軸第一齒輪被選擇;卡車可以選擇12至17日，則可取取一擋小齒輪齒數3.5.2對中心距進行修正因為齒數和被計算，并四舍五入修正的中央的距離，應當根據中心距，并采取一套齒輪變位系數重新計算，然后對每個塊的中心，作為經修訂的傳輸的分配的基礎故中心距變為mm對中心距進行取整，取中心距mm。3.5.3確定常嚙合齒輪的齒數聯立求解并將、取整數后得，故齒輪齒數不需調整。mm由于調整后中心距發生了變化，所以需對常嚙合齒輪進行角度變位。中心距變動系數為嚙合角為查變位系數線圖得變位系數之和為而齒輪齒數比為故可以分配變位系數得，。根據所確定的齒數，常嚙合齒輪精確的螺旋角的值為3.5.4確定其他各擋齒輪的齒數1、確定二擋齒輪的齒數二擋齒輪為斜齒輪，則有聯立求解，并對齒數取整后得，由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發，要平衡軸向力中心距為mm由于調整后中心距發生了變化，所以需對二擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數為嚙合角為齒輪總變位系數為齒輪齒數比為變位系數可分配為，。2、確定三擋齒輪的齒數三擋齒輪為斜齒輪，當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，要平衡軸向力，要求滿足下式求解上述三式，取整得，，。故齒輪齒數不需調整。mm由于調整后中心距發生了變化，所以需對三擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數為嚙合角為查變位系數線圖得變位系數之和為而齒輪齒數比為故可以分配變位系數得，。3、確定五擋齒輪的齒數五擋齒輪為斜齒輪，當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，要平衡軸向力，要求滿足下式求解上述三式，取整得，，。故齒輪齒數不需調整。mm由于調整后中心距發生了變化，所以需對五擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數為嚙合角為查變位系數線圖得變位系數之和為而齒輪齒數比為可以分配變位系數得，4、倒擋齒輪的設計和齒數確定通常選擇齒輪和相同的反向齒輪的模塊，所以，該倒擋模塊可作為2.25。就拿后排中間齒輪取13。副軸倒檔齒輪被取為牙齒當反向齒輪比的數目。3.6本章小結本章的主要任務是要分配給該齒輪，確定中心距離。在確定產品種類齊全，開始選擇和計算，以奠定后續草案的基礎牙齒和參數的牙齒。第4章變速器齒輪的設計計算4.1變速器齒輪的幾何尺寸計算第4章變速器齒輪的設計計算4.1變速器齒輪的幾何尺寸計算汽車變速器齒輪漸開線。漸開線使得傳動平穩，傳動比恒等基本要求外，還有很容易被取代，中心距可分性和機床方便等特點。漸開線嚙合條件：模必須打開兩個齒輪圈壓力角是相同的，或者有兩個螺旋角斜齒輪相等，方向相反。表4.1變速器齒輪的主要幾何尺寸(mm)項目齒輪齒數螺旋角（）端面模數（）端面壓力角（）分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬2021.042.42721.0264.2970.2958.29203621.042.42721.02115.71121.71109.71202620.72.3320.783.3889.3877.38223020.72.3320.796.21102.2190.212232242.46220.5105.09111.0999.092023242.46220.575.5381.5360.53203729.932.74720.1128.08134.08122.08201729.932.74720.158.85114.8552.852014272.46321.347.1453.1441.142039272.46321.3131.31137.31125.312038302.74720.1131.64137.64125.642018302.74720.162.3568.3556.352033302.74720.1114.32120.32108.32204.2計算變速器各軸的扭矩和轉速發動機轉矩的最佳已知260N?米，速度1600?2400R/分鐘;0.99離合變速器的效率，0.99傳動效率高，傳動效率軸承0.96。一軸N·mr/min中間軸N·mr/min二軸（1）掛1擋時N·mr/min（2）掛2擋時N·mr/min（3）掛3擋時N·mr/min（4）掛4擋時N·mr/min（5）掛5擋時N·mr/min4.3齒輪的強度計算和材料選擇4.3.1齒輪損壞的原因和形式齒輪齒根彎曲應力，在拐角處的應力集中的過渡，從而當傳輸足夠大的負載，彎曲應力他的根超過容許電壓，牙齒會斷裂。這會產生破損，由于實力不足，一次性斷裂橫截面變粗糙形狀顆粒表面。這種情況很少發生在自動變速器。最常見的錯誤是在最大電壓被施加到的拉面疲勞裂紋根區域由于反復暴露于一定深度所得斷裂的逐漸擴大，疲勞疲勞裂紋部分截面形狀光滑表面，突然斷裂部分是粗粒表面[14]。低傳動齒輪，由于負載大，小齒，齒根弱，就是損壞這些彎曲疲勞斷裂的主要形式。齒面點蝕是高速齒輪接觸疲勞強度一個常見的??形式。根據長期的連鎖反應齒面接觸應力是產生逐漸大大小小鋒利的牙齒表面的裂縫。因為急性接合每個齒面，所以龜裂增加液壓潤滑劑，導致膨脹開裂，剝落，最終牙齒有很多的扇形小表面凹入，即所謂的點蝕。蝕使齒形誤差增大，動態負荷，甚至可導致牙齒斷裂。越接近嚴重一般節距接近在牙齒表面的孔的根部在牙齒表面孔嚴重，更被動齒輪的節圓的頂部。在一般的汽車變速器的損傷較小是的情況下，上膠。增大齒根的齒厚，齒根圓角半徑增加到最高速度，以增加覆蓋范圍，而增加的齒面接觸的次數，以提高齒的靈活性，以質材料，齒彎曲疲勞強度的提高是行動。的參數和換檔因子以減小增加的齒廓的曲率半徑在一個合理的選擇，接觸應力，提高了齒面強度，以提高齒面的接觸力。使用粘度，高溫，高壓油，提高了油膜強度，提高牙齒表面強度，選擇適當的牙齒表面涂層和表面處理工藝，它，牙合面，以防止措施。4.3.2齒輪的材料選擇1、齒輪材料的選擇原則(1)變速器在正確條件下使用不同的操作條件，變速箱有不同的要求，從而使牙科材料有不同的要求。（2）將材料正確配對硬度≤軟齒面齒輪350HBS，對于雙輪壽命接近的材料的硬度應比小齒輪稍高并使兩輪的硬度差為約30?50HBS。為了改善抗黏結特性，大，小輪應在各種鋼材料中。（3）考慮工藝和熱處理工藝大規模的經常項目投空白使用，鋼或鑄鐵，較高的平均或以下通道中等尺寸要求的選擇是經常使用偽造的空白，可選擇鍛鋼制作。小，但不要時，請為空白圓形的選擇。軟齒面齒輪通常用于在鋼或碳鋼，正常化或淬火后，再切割;硬化齒輪（硬度>350HBS）常使用低碳鋼淬火至牙齒表面后切割面浸潤猝滅之后，或在碳素鋼（或碳鋼）切割齒面，齒殘端硬質組織，熱處理的齒面通過變形需求被削減的齒輪磨齒，消得。但是，如果使用氮化的是牙齒表面變形小，不臼齒，它不能被施加到內齒輪磨齒和其他設備。2.選擇齒輪材料大多數現代汽車傳動齒輪滲碳鋼，高硬度和高韌性使牙齒表面的牙齒核心區組合以顯著增加其接觸力，彎曲強度和耐磨損性。在材料的選擇和熱處理齒輪還應加工性和制造成本。4.3.3齒輪的強度計算相比其他機械傳動，傳動齒輪也同樣不同的應用汽車的使用條件。此外，所用的材料汽車齒輪，熱處理工序，制造過程中，支持的精度基本相同的方式。與低碳鋼汽車傳動齒輪，使用剃須或研磨精加工，齒輪表面滲碳淬火熱處理過程中，精確度不少于700。因此，該比例為通式強度更簡化的公式來計算汽車變速器的數量，可以更準確的結果。1、輪齒的彎曲應力（1）直齒輪彎曲應力公式為（2）斜齒輪的彎曲應力公式為2、輪齒接觸應力3、常嚙合齒輪強度的校核（1）彎曲應力的校核常嚙合齒輪為斜齒輪，由式(4.2)得齒輪的彎曲應力公式為式中：－齒形系數。由圖4.1得，。通過以上的計算，把各個參數代入公式后得=204.35MPa100～250MPa=174.1MPa100～250Mpa表4.2變速器齒輪的許用接觸應力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700（2）接觸應力的校核由式(4.3)得齒輪的接觸應力公式為=9189.8N=8736.1N主、從動齒輪節點出的曲率半徑，=12.35mm=22.23mm=1259.42MPa1300～1400MPa=1227.9MPa1300～1400MPa所以常嚙合齒輪的接觸應力合格。4、一擋齒輪強度校核（1）彎曲強度的校核一擋齒輪為斜齒輪，由式(4.2)得斜齒輪的彎曲應力公式為結合一擋齒輪的變位系數，由圖4.1得，將各參數代入公式后得=337.02MPa180～350MPa=342.39MPa180～350MPa（2）接觸強度的校核由式(4.3)得接觸應力的公式為確定有關的參數和系數：齒面法向力=17473N=18387.43N主、從動齒輪節點處的曲率半徑，=25.4mm將各參數代入公式后得=1666.76MPa1300～1400MPa=1291.73MPa1900～2000MPa所以一擋齒輪的接觸強度合格。5、二擋齒輪的強度校核（1）彎曲強度校核二擋齒輪為斜齒輪，由式(4.2)得齒輪的彎曲應力公式為式中:－齒形系數；由圖4.1得，。將二擋齒輪的參數代入上式后得=296.47MPa180～350MPa=286.53MPa180～350M（2）接觸強度校核由式(4.3)得齒輪接觸強度的公式為確定有關的參數和系數：齒面法向力將各參數代入得=12950.2N=13626.67N主、從動齒輪節點處的曲率半徑，=15.85mm=22.05mm將參數代入公式后得=1372.25MPa1900～2000MPa=1407.64MPa1900～2000MPa所以二擋齒輪的接觸強度合格。6、三擋齒輪的強度校核（1）彎曲強度的校核三擋齒輪為斜齒輪，由式(4.2)得齒輪的彎曲強度公式為式中：－齒形系數；由圖4.1得，。代入各參數后得=207.63MPa100～250MPa=215.36MPa100～250MPa所以三擋齒輪的彎曲強度合格。（2）接觸強度的校核由式(4.3)得接觸強度的公式為確定有關的參數和系數：齒面法向力代入參數后得=9943.08N=10461.7N主、從動齒輪節點處的曲率半徑，=19.43mm=16.84mm將參數代入公式后得=1230.13MPa1300～1400MPa=1261.81MPa1300～1400MPa7、五擋齒輪的校核（1）彎曲強度的校核五擋齒輪為斜齒輪，由式(4.2)彎曲強度校核的公式為式中:－齒形系數；由圖4.1得，。將各參數代入式中得=106.22MPa100～250MPa=151.35MPa100～250MPa所以齒輪的彎曲強度合格。（2）接觸強度的校核由式(4.3)得接觸強度的公式為確定有關的參數和系數：齒面法向力代入參數后得=7677.91N=8079.17N主、從動齒輪節點處的曲率半徑，=30.04mm=10.78mm將各參數代入公式后得=1124.77MPa1300～1400MPa=1153.7MPa1300～1400MPa。4.4本章小結經過正確選擇，全面考慮變速器工作的條件，分清主次情況。第5章變速器軸和軸承的設計計算5.1軸徑與軸長的選擇第5章變速器軸和軸承的設計計算5.1軸徑與軸長的選擇從齒輪在工作應用的扭矩傳遞和圓周力，彎矩及軸向力的徑向力造成的斜齒輪。A缺乏可導致彎曲剛度摧毀合適的設備，導致噪音過大，減少了齒輪的強度，耐磨性和使用壽命。齒輪軸的設計，其大小應能保證剛度有適當的齒輪嚙合將是一個先決條件。它的大和軸的長度和直徑的軸的徑向和軸向剛性軸應協調。變速器第二軸與中間軸的最大直徑d可根據中心距按以下公式初選則=40.5～54mm故可取第二軸的最大直徑=40mm，中間軸的最大直徑=50mm。第一軸花鍵部分的直徑可根據發動機的最大轉矩(N·m)按下式初選：則=25.53～29.348mm故可取第一軸花鍵部分的直徑為27mm。變速器的最大直徑和支承間的距離可按下列關系初選：中間軸mm故中間軸可初選為300mm。第二軸mm故第二軸的長度可初選為250mm。5.2設計軸的結構如圖5.1所示，根據軸的受力，取第一軸裝軸承處的直徑為40mm，第二軸裝軸承處的直徑為35mm，中間軸裝軸承處的直徑為25mm；mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm。圖5.1齒輪和軸上的受力簡圖5.3變速器軸的強度計算5.3.1齒輪和軸上的受力計算根據受力簡圖5.1，可計算出變速器的齒輪和軸上的作用力。第一軸NNN中間軸NNNNN第二軸NNN5.3.2軸的強度計算如果在審查軸的強度和剛度，要求三軸式變速器支座反力從第一軸，你必須先找到第二波的支撐反作用力。它都應該檢查的剛性和強度上的每個傳動軸，這不僅是因為不同的齒輪電路功率傳輸的各種徑向力和軸向力和重點已經改變。當檢查的鉸鏈軸支撐梁來檢測發動機最大轉矩的第一軸扭矩的計算。1、求第二軸支反力（1）在垂直平面內的支反力由得=1312.5N由得=37795N（2）在水平面內的支反力由得=－11404.5N=11929.1N2、求第一軸支反力=1313N=11394N3、求中間軸的支反力（1）在水平面內的支反力=5087N=8038N（2）在垂直平面內的支反力=2445N=5265.3N4、驗算軸的強度在齒輪的徑向和軸向力，在彎曲變形和周向力彎曲在水平面內的軸的垂直平面的軸的行為。獲得的旋轉反作用力垂直和水平面后，計算出適當時機垂直，水平的時刻。同時在軸的轉矩和彎曲力矩（1）第一軸的軸應力計算在垂直方向的彎矩為=－61383MPa在水平方向的彎矩為=284850MPa則在彎矩和轉矩的聯合作用下=387399MPa故一軸的軸應力為=61.69MPa400MPa所以第一軸的強度合格。（2）第二軸軸應力計算在垂直面內的彎矩為=－24250MPa在水平面內的彎矩為=－1780812.5MPa則在彎矩和轉矩的聯合作用下=2109816MPa故第二軸的軸應力為=216.58MPa400MPa所以第二軸的強度合格。（3）中間軸的應力計算在垂直方向在水平方向=－25430MPa在彎矩和轉矩的聯合作用下=493410.34MPa故中間軸上的軸應力為321.82MPa400MPa5.3.3軸的剛度計算角落工作齒輪的影響最大的是在垂直偏轉和軸在水平面內，合適的設備的變速齒輪的前中心而破壞，后者使齒彼此沿著傾斜引起的壓力分布的縱向方向的尺寸不統一，1、第二軸的撓度和角的計算（1）第二軸撓度的計算由式(5.1)得第二軸在垂直平面內的撓度為而慣性矩I為mm故在垂直面內的撓度為=0.00878mm由式(5.2)得在水平面內的撓度為=0.0209mm故軸的合成撓度為=0.023mm0.2mm所以第二軸的撓度符合要求。（2）第二軸轉角的校核由式(5.3)得=0.000284rad0.002rad所以第二軸轉角符合要求。2、中間軸剛度的校核（1）中間軸撓度的計算和校核由式(5.1)得中間軸在垂直面內的撓度為=0.0057mm由式(5.2)得中間軸在水平面內的撓度為=0.0116mm故軸的全撓度為=0.0308mm0.2mm所以中間軸的撓度合格。（2）中間軸轉角的校核由式(5.3)得中間軸的轉角為=0.000425rad0.002rad5.4變速器軸承的選擇和校核5.4.1第一軸軸承的選擇和校核裝上軸承第一波為40毫米，符合GB/規定T276-1994軸承6308，基本額定動負荷N，極限轉速9000R/分鐘選擇的直徑。實際加載條件往往與滾動軸承相關，以確定動態負載時不同。在軸承的壽命計算，你需要轉換的電流負載和負載情況來確定額定動載荷時，在這個假設的負載當量動負荷為P的影響負載了實際負載下的假設一致相同的軸承壽命因而軸承壽命計算必須想找到當量動負荷。當量動載荷的計算公式為式中：，－徑向、軸向載荷系數；，。－考慮載荷性質引入的載荷系數，對汽車來說，取1.2～1.8，在此取=1.4。=9502.64N5.4.2第二軸軸承的選擇和校核求第二軸軸承的當量動載荷P=21356.56N則第二軸軸承的壽命為=3825.6h所以第二軸軸承的壽命符合要求。5.4.3中間軸軸承的選擇和校核求中間軸軸承的當量動載荷NN而徑向、軸向載荷系數為故中間軸軸承的當量動載荷為=3506.68N中間軸軸承的壽命為=8815.56h5.5本章小結為了達到正確裝配關系，要對軸和軸承進行計算。除了滿足裝配關系，還要進行強度校核，來滿足設計！第6章同步器和操縱機構的設計選用6.1同步器的設計選用該同步允許的變速容易，迅速，無影響，無噪音，延長齒輪壽命并提高車輛的加速和燃油經濟性，所以，除了汽車變速器倒車檔中，除了一個卡車停止，反轉齒輪，其他塊略偏設備可用。它需要較高的扭矩容量，性能穩定，堅固耐用。有壓力式同步器，慣性和慣性激勵三種。壓力同步機制，有一個簡單的設計，但無法保證的缺點接合元件在同步狀態轉變，不再使用。廣泛使用在所使用的慣性式同步器。慣性式同步器同步提供了開關，穩定可靠，因此它最常見于現代汽車變速器使用。它可以在加強鎖定慣性和慣性分享。最鎖定環鎖定銷型的使用慣性鎖定同步結構，盡管它們是不同的，但其原理并沒有什么不同，有一個摩擦元件，其中所述鎖定元件與所述彈性件[14]。掛擋是下對相對于摩擦構件的轉動慣量的摩擦轉矩，施加軸向力產生，從而使兩部分被組合逐步同步;鎖定元件為前停止同步轉型的力量，如保持中立的立場嚙合彈性部件設置在中性的，不影響總的結合和分離過程。6.1.1鎖環式同步器鎖定環同步器可靠，耐用，由于受限于摩擦錐半徑，其扭矩容量不是光調整以下汽車，廣泛應用于用于汽車和輕型客車和貨車。被放置在三個軸向外離合器花鍵上的滑動件的運動沿著槽，它由兩個對抗的耦合線圈及在設置壓槽的內離合器的中心中心投影。閥芯端部，其在閉合環形間隙，該間隙比一個滑動接合齒寬度。變速時的驅動環和錐形阻塞你放置滑塊與齒輪通過相對于通過一個角度由一個滑塊，僅忙接合套筒鎖定環齒輪頭產生的離合器和滑動通過鎖定環的摩擦轉矩的速度差，并添加在末端具有鎖定斜面，如在圖6.2A，此時換擋力所示，鎖緊環通過鎖定斜面進一步按壓，錐體之間的摩擦轉矩被進一步增強，從而導致滑動。選擇合適的參數，以使電源的移迫使鎖定表面環陽性解鎖轉矩小于錐形生成前導掛擋可以防止之間的摩擦轉矩。如果錐的轉動慣量之間的摩擦扭矩，該過程的一部分后，以克服在轉速和摩擦轉矩消失的差，從而從塊回正力矩鎖定環6.1.3鎖環式同步器主要尺寸的確定1、接近尺寸通過第一階段同步器換檔中途，對在一次摩擦錐形側面的摩擦錐環側，并且相對于所述鎖銷用于齒錐之間的錐環接合的滑動套筒齒輪齒的軸向運動的聯接接合軸向距離，鄰近的大小已知的。尺寸應大于零，取=0.2?0.3毫米。2、分度尺寸中央腳當銷孔倒角倒角沖突的套齒嚙合的訂婚戒指之間的滑動斜面中心線距離的牙齒，稱為索引的大小。尺寸應等于嚙合齒距的1/4。尺寸和在鎖定位置正確的同步嚙合重要方面，應該調節。3、鎖銷轉動距離安全銷的滑動齒輪軸套轉動鎖銷孔距離大小的索引。鎖定銷的直徑，從關系鎖定銷轉動到針孔直徑4、鎖銷端隙端間隙意味著鎖舌栓端部和錐形面環之間的摩擦，而需要錐形環齒輪套筒的端面之間的滑動摩擦的端面之間的距離>。<，然后，如果沒有被移位在摩擦錐期間接觸，換檔套筒接合的鎖定齒面已在接觸位置，如此接近的大小<0，此刻由于摩擦錐浮動環，摩擦轉矩作用的摩擦表面上，什么損失的同步屏障效應。以確保>0，應>=通常約0.5mm。摩擦錐環嚙合齒面應該是一個空白，并叫回行程。保留保留行程由于摩擦錐形摩擦錐環由摩擦磨損，并在向下移位將增加移動至錐齒輪摩擦方向，少量。與此移動量的增加的磨損逐漸增加，逐??漸減少至下降到零的間隙，那么在這種狀態下的兩個摩擦錐體和摩擦轉矩的損失之間的間隙。現在，當可以實現摩擦錐形摩擦錐環的允許磨損范圍同步器摩擦扭矩，也因為部分的損失的不能與同步變速箱摩擦錐環實現的是，它屬于因為設計不良和影響同步器壽命。一般應為??1.2至2.0毫米。在中立位置時，應保持在0.2?0.5mm以下的錐狀環形錐形摩擦軸向間隙6.1.4同步器主要參數的確定1、摩擦因數汽車更經常在運動的過程中轉移，特別是在高速區移，同步器的工作往往意味著。同步是角速度的惡劣的工作環境的存在，以及所述同步環齒輪之間的連接，需要同步環有足夠的壽命，該材料的耐磨性好，可以選擇。為了獲得較大的摩擦力矩，摩擦系數，并且需要的材料同步環大，性能穩定。工作在另一方面，在油中的同步，摩擦系數降低，帶來了設計工作的難度。除了摩擦系數和產品，但也面對的表面粗糙度，潤滑劑和其它因素的影響，類型和溫度的選擇。作為過渡到錐和環形齒輪和同步器錐形觸點整體由碳素鋼制成的一部分。錐，它改變的低摩擦系數的過程中的高表面粗糙度確保。如果表面圓錐大，容易損壞錐同步器齒環在第一時間。同步環通常用來確保足夠高的強度和硬度，黃銅合金的耐磨性好早期的青銅合金攔截淘汰，因為人生苦短Yizao。。2、同步環主要尺寸的確定（1）圓錐同步環槽的線程上。如果面線螺旋槽較窄，然后刮好的電影在動作之間的摩擦錐。但上表面會影響接觸壓力的寬度較窄，加快磨損。實驗還表明：齒尖寬度的主體，增加的磨損，并減少換檔力上有很大的影響，所以很難齒頂寬度太大。螺紋槽設計得較大，可以從本被刮入油的螺紋之間的間隙，但它會，音高增加的接觸面積增加，從而降低磨損率。大致軸向的漏極貯槽6至12中的3?4毫米的槽寬。（2）半錐形的錐角。是摩擦錐半錐角越小，摩擦轉矩。但摩擦錐太小，以產生一個自鎖現象，避免自鎖狀態是。一般取=61-8。，=6，如果摩擦轉矩是大的，但在嚴格控制表面粗糙度錐體，然后有一個粘并趨于咬;在=7.如果很少咬人的現象。（3）摩擦錐面的平均半徑。設計得更大，更大的摩擦扭矩。通常由結構性制約因素，包括限制轉讓間距和大小和部件的布置連接關心，以及未來將采取很大的影響同步采取限制小的徑向厚度尺寸，你不能得到大。條件下，基本上可以盡可能采取更大。（4）是錐形的工作長度?？s短錐形表面的長度，變速器的軸向長度可以縮短，同時也降低了錐形表面的工作區，增加了單位壓力和加速磨損的。5）阻滯劑徑向厚度。摩擦錐同步器環的平均半徑安排了結構安排徑向厚度的限制，其中包括轉移的軸距，零件的平均半徑的特定限制，并在錐形和困難，很厚以獲得主題，但必須保證同步環有足夠的強度，客運車同步環厚度比一些較小的，應取得鍛造或精密鍛造加工技術，這將增加該材料的屈服強度和疲勞壽命被使用。汽車同步器齒環用壓鑄工藝。選擇錳黃銅材質鍛造，鋁，銅等材料中選擇演員。具有高強度和鋼的高耐磨性和摩擦，即鉬電鍍在由鋼或鑄鐵的錐形同步環（0.3至0.5厚度）的鉬絡合物的一些齒輪，在鋼和銅合金的范圍內的摩擦系數的摩擦，和耐磨損性和強度得到顯著改善。和鉬的0.07?0.12毫米厚噴涂基材的銅環的圓錐面的一些同步環。噴涂鉬銅圈環生活2?3倍。隨著鋼為基礎阻滯劑不僅可以節約銅，同步環的強度增大。3、鎖止角正確的鎖定選定的角度，就可以確保只有角速度差零值要被移動的兩個部分之間的位移已達。效果所選鎖定角度的因素，摩擦特別是系數，錐形摩擦鎖定表面平均半徑的平均半徑和錐體的半錐角的。4、同步時間如果同步操作，使得所述兩個部分連接時，越短越好同步。除去尺寸同步，時間同步慣性效應。同步時間被減小軸向力。施加到手柄力的手柄上的軸向力的力的各種型號的要求之間的關系是不相同的5、轉動慣量的計算改變基于同步部件的轉速的過程中的位移，一種是被稱為具有第一軸線齒輪嚙合與中間軸與第二軸齒輪，齒輪常量的驅動元件，和一離合器板，中間軸和。其轉動慣量的計算方法：首先，為了得到的部件的轉動慣量，然后轉化為另一種的齒輪同步的部件?，F有部件，慣性值其力矩通常由扭力測定時，不制造的部件，這些部件合成慣性值可被分解成一個標準幾何形狀的數學公式計算6.2變速器操縱機構的設計選用6.2.1變速器操縱機構的分類相應的條件要求駕駛檔位選擇通過完成操縱機制，達到回移位或中性。傳輸控制機構應當履行以下主要條件：只有當她是在一個檔位的變化在換擋后齒長度是由總掛自動關閉速度或自動掛擋掛意外反轉班車防止輕巧。傳輸控制機構通常安裝在蓋子的頂部或側面，有幾個分開的。傳輸控制機制操作的滑動式的第二軸，離合器或同步請求另一個齒輪的齒輪。推動對機械傳動，一組公共一旁通過變速桿，主要部分的塊，叉，變速叉軸和鎖定，自鎖和倒檔和其他組件，并且電源已經完成對駕駛員的齒輪選擇指示換檔到空檔或推工作中，所謂的手動變速器[16]。根據傳輸控制模式中，發送可細分中：1、直接操縱手動換擋變速器如果齒輪可布置在靠近駕駛員座位可以直接安裝在變速桿和手的強度和對駕駛員來完成的換檔桿直接換檔手動換擋功能，即所謂的直接操縱變速器。這種操作簡單的結構方案是普遍。近年來，更多的應用單軌控制機構，降低了換檔撥叉軸，這需要用一組自鎖裝置的各塊，從而簡化了控制機制的好處，但是，每個齒輪變化的定時相等。2、遠距離操縱手動換擋變速器露胸部汽車或安排的總體限制后發動機和后輪驅動機動車轉移，從駕駛員座位的傳輸上，然后讓變速桿和一系列傳動部件，手負載電路布置成由這些反應機構，以結束時移功能之間叉。手動變速箱，操作為遠道而來的手動變速器知道。這就需要對整個系統的一個足夠的剛度，和連接器之間的間隙不能過大，否則換檔感覺不明顯，并提高了變速桿震顫的概率。在這種情況下，應該由幀，其中一個小的車輛的振動，優選的換檔致動器，馬達，離合器，變速箱，為了避免對操作產生不利影響合并的變形傳遞到支架是固定的。3、電控自動換擋變速器盡管廣泛應用級機械傳動，但它有一個復雜的移位工作，對駕駛員的技術要求操作高和駕駛員疲勞等缺點。使上世紀80年代后，機械傳動圈養的基礎上，通過使用計算機和電子控制技術的自動切換，消除換檔桿和離合器踏板。司機控制只是油門踏板，汽車在行駛過程中可自動完成確定的開關時間，然后關閉油門，離合器，擋位選擇自動移動，參與和油門一系列的動作，讓車有電，燃料消耗的增加，易于處理和減少駕駛員的勞動強度。6.2.2變速器常用操縱機構分析1-五、六擋撥叉；2-三、四擋撥叉；3-一、二擋撥塊；4-五、六擋撥塊；5-一、二擋撥叉；6—倒擋撥叉；7-五、六擋撥叉軸；8-三、四擋撥叉軸；9-一、二擋撥叉軸；10-倒擋撥叉軸；11-換擋軸；12-變速桿；13-叉形撥桿；14-倒擋撥塊；15-自鎖彈簧；16-自鎖剛球；17-互鎖柱銷圖6.4六擋變速器操縱機構示意圖在原理圖六速自動檢查表明組成和排列。7,8,9叉軸10與端部由齒輪罩在相應的孔支承，軸向。所有叉并預留與彈簧針塊對應舵固定。三個或四個換檔撥叉上2設置塊待用。2塊3,4,14和叉下來的凹槽集尖端。當變速器處于空檔時，深凹槽的每個凹槽中與叉桿13球頭的下端橫向平面齊平的。如果換檔桿可繞其水平轉動其推力桿13從樞軸撥叉軸11的下端，使得所述叉桿對準的球窩接頭中根據所選擇的齒輪的下端，以選擇變速擋槽的球形支點部和然后將變速桿縱向擺動，通過撥叉軸和叉子叉桿向前或向后驅動，可以實現掛擋。例如，水平樞軸桿，使叉桿選擇球的下端槽3在塊的頂部，然后用撥叉軸選擇縱向樞轉桿，使得一起9塊3和5叉，有一定的距離在長度方向可前進中的移動可被連接到第二齒輪;向后移動一定距離時，則在塊的總和。當的叉桿球槽的切換塊14的下端，并且移動鏈接前進的距離，然后以相反的。[17]圖6.5變速器倒擋鎖和選擋鎖裝置以確保該轉移是在所有情況下是如下要求正確，安全和可靠的操作，以發送控制機構取得：傳輸本身不從塊或在過渡保證，控制器應當具有要配備自鎖，以確保傳輸是不一樣的掛在兩個齒輪中，必須用一個鎖定裝置被設置在轉向系統是可用的;防止濫用掛倒擋，發送控制機構應配有倒檔鎖。如圖6.56.3變速器箱體的設計傳動箱的尺寸為盡可能小，具有低質量和足夠的剛性，以保證當軸不傾斜和陣營。傳輸的橫截面尺寸應的構成齒輪下得到保證，而且還設計了要注意的是有5?8毫米殼體側壁和的齒頂的旋轉，通過增加的液壓阻力潤滑油否則會導致使噪聲和傳輸過熱之間的間隙。之間從上到下速變速箱離開不小于15毫米的間隙。為了增加與齒輪殼體的剛性，殼體應設置有加強肋。方向和強度的肋相對于所述軸的軸承的方向。變速箱殼壁不應該過大的平坦吸收振動和噪聲的傳播。當使用鋁壓鑄外殼，可以設計一些三角形的橫肋以提高剛性，減少外殼組件的噪聲。上油并把變速箱的設計注入孔石油和排水孔。注意該孔的位置將進行中的潤滑油的水平，同時將其作為該評價中的油位。應形成在殼體的最低點排水孔。排水塞洛螺永磁插頭，它可以在內部的潤滑油的金屬顆粒吸剩余。以使存儲總分從波在變速器殼體，軸承潤滑劑后的第一或第二電波的間隙，然后流回，打開回兩個軸承之間的孔中的正面或變速箱殼的后端常常孔。保持在發送的內部的空氣壓力，搭載在變速箱頂部的泄放閥。如果服用3.5?4毫米后為了減小齒輪箱的壓鑄鋁合金的質量，壁。當使用鑄鐵外殼，壁厚取5?6毫米。增加發送殼體壁的厚度，剛度和強度，雖然殼體可以改善，但質量會增加，并增加材料消耗，提高了成本[18]?？ㄜ囎兯傧鋺峁┮粋€電源端口。6.4本章小結明確設計依據，使繪制圖紙完美，，應該通過變速器和箱體的介紹以及設計標準為主要內容！結論設計本田CRV五速自動變速器。確定機動車輛的基本參數為每個齒輪比確定的，計算出的齒輪軸強度檢查的大小，并使用AutoCAD地圖從零件和裝配圖的大部分地區。本田CRV設計傳輸。采用中間軸齒輪，直接文件傳輸的效率是最高的，磨損和噪音是最小的，當一個更大的驅動器。改變傳動比，擴大驅動輪扭矩和速度的變化的范圍，以適應工作條件不斷變化，而在有利的條件的發動機工作時，如果不改變汽車駕駛向后曲軸的旋轉的電機方向;使用中性斷裂動力傳遞，從而使發動機可以啟動，是自由的，并有利于在發送電路或功率輸出。在緊張和痛苦的最終草案難以度過最后四年的大學生活！通過自己的思考和獲取信息，并最終成為了過去四年的大學工作！參考文獻[1]劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001.[2]王望予.汽車設計[M].北京:機械工業出版社,2000.[3]陳家瑞.汽車構造[M].北京:人民交通出版社，2001.[4]侯洪生，王秀英.機械工程圖學.北京：科學出版社，2001：225～333[5]成大先.機械設計手冊Vol2)[M]..北京:化學下業出版社，1994.[6]韓林山.機械優化設計[M].鄭州:黃河水利出版社，2003.[7]董寶承.汽車底盤.北京：機械工業出版社，2004：32～81[8]汽車工程于朋編輯委員會.汽車工程手冊(設計篇)[M]北京:人民交通出版社，2001:386-387.[9]石允國.