变速器设计

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1、河 北工 业 大 学毕业设计阐明书(论文) 作 者: 刘浩 学 号： 11031 学 院: 机械工程学院 系(专业): 车辆工程专业 题 目： 轿车变速器构造设计 指引者: 刘茜 副专家 (姓 名) (专业技术职务）评阅者： (姓名) (专业技术职务） 5 月 2日毕业设计中文摘要轿车变速器构造设计摘要:随着科技的迅猛发展，汽车这个本来陌生的名词已经徐徐普及，不管是都市白领,还是面朝黄土背朝天的农民，都已经慢慢有了属于自己的汽车。汽车的发展与普及,很大限度上便利了人们的衣食住行。而变速器作为汽车的核心部件，它的发展尤为重要。本次汽车变速器的设计中,一方面拟定的是各档传动比。根据给的已知数据,通

2、过公式计算出来的各档传动比来从而拟定齿轮的齿数,分度圆直径以及直齿轮或者斜齿轮的选择。齿轮的模数也是根据上述的结论而得出的。轴的设计。选择了两轴形式变速器。数据都拟定好之后则开始校核各个设计好的零件的强度。并且设计了同步器,并且在背面也进行了自锁装置、互锁装置以及倒档锁的设计。汽车的飞速发展使得其各部件的科技限度需求更高。但是，在这里不得不提出的是，作为传动系统的核心部件变速器，其制造水平、工艺水平,更是需要人们的注视。它的更新将使汽车的性能得到较大提高。核心词：轿车；变速器;齿轮毕业设计(论文）外文摘要Title :ructuedsi ofar trsmissioArac：Withthe r

3、apideveopenof scinc anhnoog, th ar tat ve strane nou hasgrownioplarty, wetheit s urban white-cllar workers, or fcing loessc uptured frmers, reatlyaclitate theples baic ncesities o ife. Andthe tansisson is here part of the ca,t development is prtcul imrtat. n e desgnof the utomble transmission, the t

4、ransmsion ato f ach file isfirstlydermned.According to th nown a, thgea ratof te gearis deerminedby the formula,th toth mber, he pitc circle iaterand th choice spu gers or eca gears. Saft esigh two rmsof ranission.Atr e ata are lldtermined, te stregth of dsgnd prtill begin tceck. n the des he sncroi

5、zer， anbe se-lkingdevie, intrlockigevce esin dreer gear lock. h apiddeveomento the car makes te techlogyof is compnents ighe.However, it s necessary to u forwardtht stecorear of the transmissio yste, its naurng lel， technoogil leve, ut lso theneed fo p aze. Its renwalwill improve the eronce of the c

6、a.Kywords： Autmoile;Transmiss garbox; ear目 次1 引言61 变速器的国内外发展状况6 变速器重要参数的选择72.1档数和传动比的选择82.3轴向尺寸的选择92.齿轮参数9 各档传动比及齿轮齿数的选择11拟定一档齿轮的齿数113拟定常啮合齿轮副齿数3.3拟定倒档齿轮齿数1234齿轮变位系数的选择134.1 齿轮的损坏因素及形式42 齿轮的强度计算与校核14.2.齿轮弯曲强度计算1421. 直齿轮弯曲应力144.2.1齿轮接触应力6 变速器轴的强度计算与校核165 变速器轴的构造和尺寸151.1 轴的构造17.2轴的校核185.21第一轴的强度与刚度校核9

7、5.2.2第二轴的校核计算206 变速器同步器的设计261同步器的构造26.2 同步环重要参数的拟定236.21 同步环锥面上的螺纹槽236.2锥面半锥角46.2.摩擦锥面平均半径R246.2. 锥面工作长度b246.5同步环径向厚度26.6锁止角252. 同步时间t257 变速器的操纵机构25结 论参照文献.8 道谢291 引言：随着科技的迅猛发展,汽车这个本来陌生的名词已经徐徐普及，不管是都市白领，还是面朝黄土背朝天的农民,都已经慢慢有了属于自己的汽车。汽车的发展与普及，很大限度上便利了人们的衣食住行。生活质量的提高与社会的高速发展都了离不开汽车。而变速器作为汽车的核心部件，它的发展尤为重

8、要。 国内传播市场的高速发展。末的汽车销售是86.25 百万。汽车市场的销售额突破了九百万多万辆汽车,到零在卖出去的数量将达到一千260000辆。随着汽车产业的规模,传播行业将面临重大机遇和挑战。中国传播市场销售额达到0亿元,年增长率2%,专家预测,零在今年年终有望达到60亿元。依托科技进步和自主创新，已形成100000台的年生产能力传播和传播。在文献传播产品到1个领域的市场摊位覆盖全系列和多种匹配输入300 -3000 m的扭矩,负载2-0吨重型卡车和公共汽车,五十国内机器工厂选择支持定点产品。记录Fai传播吨汽车配件市场份额为78%,吨以上支持市场份额将超过0%,重型传动成为世界上第一的销

9、售。世界这个人们庭中，各行各业都竞争剧烈。汽车也不例外。汽车的飞速发展使得其各部件的科技限度需求更高。而恰恰作为心脏的发动机受到了人们的广泛注重。但是,在这里不得不提出的是，作为传动系统的核心部件变速器,其制造水平、工艺水平，更是需要人们的注视。它的更新将使汽车的性能得到较大提高。综上所述,说一千道一万。变速器构造的改善将为汽车行业带来一种不同凡响的明天。1.1 变速器的国内外发展状况中国汽车工业协会的记录数据显示,在国内使用自动轿车,配备进口自动变速器,约8%，其他20%,重要来自外资合资公司, 达到30%。与此同步, 自动变速器发展很困难，已成为中国汽车动力传动系统中的顽固立场的外商投资公

10、司,技术封锁是非常严格的，进口自动变速器的价格高，成本优势参与市场竞争的独立品牌汽车公司不能承受如此多的自主品牌车型仍然与手动变速箱，缺少核心技术，使我们自己的自动变速器生产基本上是空白，接近000亿或者更多。更严重的是, 国内传播市场的高速发展。末的汽车销售是869.5百万。汽车市场的销售额突破了九百万多万辆汽车，到零在卖出去的数量将达到一千260000辆。随着汽车产业的规模,传播行业将面临重大机遇和挑战,使中国汽车公司不得不放弃自动汽车生产。同步，它引起了许多独立的模型在国内局限性手动排位的伙伴，国内的变速器水平已经达到一种高度，而我们既有的科技很难突破这一高度。面对现状,我们没有努力,但

11、在面对巨大的市场空间,外国投资者也在关注,国外自动变速器业务开始在中国,涉及阿根廷,西班牙、西伯利亚等国际出名公司,已在中国建立了自己旗下的公司,达到30。与此同步, 自动变速器发展很困难,已成为中国汽车动力传动系统中的顽固立场的外商投资公司，技术封锁是非常严格的，进口自动变速器的价格高,成本优势参与市场竞争的独立品牌汽车公司不能承受如此多的自主品牌车型仍然与手动变速箱,缺少核心技术,使我们自己的自动变速器生产基本上是空白，自主研发的自动变速器与人家国外的科技比简直给比没了,外国公司有更多的选择在工业布局。与此同步,国外的许多投资者都发现了中国这块肥肉,都开始觊觎这块发展空间巨大的人口居多的国

12、土。涉及ato,本田、意Marelli等国际出名公司,已在中国建立了合资或独资公司，完毕了在本地就可以自主研发和制造变速器。大众的新型变速器采用的是双离合式的,在国内出名旅游都市大连。也投入生产了。有关文献显示表白,国外先进技术的引进和传播,很难变化现阶段的这种状态,中国传播进口价值增长或保持高的状态,随着需求的一步步增大，供求关系也在随之变化，国产与外来的比重也将发生很大变化。“自动变速器发展很困难,已成为中国汽车动力传动系统中的顽固立场的外商投资公司,技术封锁是非常严格的,进口自动变速器的价格高,成本优势参与市场竞争的独立品牌汽车公司不能承受如此多的自主品牌车型仍然与手动变速箱,缺少核心技

13、术,使我们自己的自动变速器生产基本上是空白,进口的在华完全没有生存上的问题，而国产的变速器却竞争很剧烈,外国公司有更多的选择在工业布局,很大限度上放慢的地方生产化的进程,拉低了平均水平。做到了利润与技术的同步提高，合理的协调了两者的关系。“国内汽车行业领军人物、前副主任和秘书长。中国汽车变速器中心主任张疏林强调到。国外汽车市场的概述,在调查中人们得到了结论,新加坡和缅甸以及新奥尔良市场的自动传播速率高。在自动变速器在欧洲流行率相对较低，新加坡由于实力很强,具有强大的制造能力,产量非常之高。行业发展比较快,随着着其性能可以与持续变量传播(CV)。同步,传播转矩能力但还好一种持续变量的传()。因此

14、,在新加坡缅甸汽车制造商,以运用本地的以及进口的生产资源，它仍然是蓬勃发展的变速器(当下)的发展，性能可以与持续变量传播（C）,更少的投资在T传动。2 变速器重要参数的选择.档数和传动比的选择 目前的乘用车在档位的选择上一般设立为四到五个,在本次课题设计上也选用五个档位的变速器。 选择变速器最低档传动比，根据汽车最大爬坡度，汽车最低的稳定车速，驱动轮和路面的附着力、主减速比和驱动轮滚动半径来拟定最后传动比。 低速爬坡时空阻我们概不计算，因此最大的驱动力应根据下列公式计算得出。 满足规定I传动比: 式中:m汽车总质量 g重力加速度 mx道路最大阻力系数 rr驱动轮的滚动半径 Tema发动机最大转

15、矩 i0主减速比 传动效率。根据驱动轮的附着条件: 求得: 式中 2汽车满载时静止于水平路面上时驱动桥给路面的载荷 路面附着系数，计算的时候取=0.50.6由已知条件得，满载质量为180kgrr=3.25m Te ax=7Nm i04.82 =0.95根据公式可求得, igI=3.93 传动比大多数取零点七到零点八之间，在这次毕业设计中取:ig=0.75。 中间档传动比q为： 实际与理论略有出入。根据上式得:q=151 故： i=2.60 i=1.7 ig=1.1（修正为1)2.2中心距的选择 中心距至关重要,为保证齿轮强度而选用合适的中心距。两轴的中心距根据一下初定: 式中：我们定义表扬中心

16、距的一种系数为KA，对与轿车K A 大多数取八点九到九点三。 I max：TI max=e ax gI =37Nm初始中心距通过计算得A=774mm。2.3轴向尺寸的选择 本设计中选用手动五档变速器。其壳体轴向尺寸为： 377.54mm=22.62 变速器总图的构造尺寸链决定了变速器轴向尺寸的大小。2.4齿轮参数 法向模数为mn: 其中Nm,可得出mn=25。 档直齿轮的模数m： 通过计算得m=3 齿形、压力角、螺旋角、齿宽的选用:项目 车型 齿形压力角轿车 高齿并修形的齿形1.5，15,161.5一般货车 G13578规定的原则齿形2重型车GB35-78规定的原则齿形 低档、倒档齿轮22.5

17、，25压力角较小时重叠度大、传动平稳、噪声低；较大时可以提高轮齿的抗弯强度与表面接触强度。对与轿车而言，为加大重叠度已减少噪声，故取小些。对于货车而言，为提高齿轮承载力，故取大些。在本次设计中变速器齿轮压力角取20、啮合套或同步器取30、斜齿轮的螺旋角取30 应注意的是在选择斜齿轮螺旋角时应力规定使中间轴上是轴向力间互相抵消。因此，中间轴上所有齿轮应一律去右旋，第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体所承受。齿轮宽度b的大小直接影响齿轮的承载能力，b加大的话，齿的承载能力增高。但实验发现，齿宽增大到一定的数值后，由于载荷分派的不均匀，反而使齿轮承载能力减少。因此，在保证齿轮强度

18、条件下，应尽量选用较小的齿宽，有助于减轻变速器重量和缩短其轴向尺寸。一般根据齿轮模数的大小选定齿宽。 直齿b=(45-8.0）m，mm斜齿b=（6.0-8.)，mm为了提高传动平稳性以及齿轮的寿命，随着长度的增长,接触应力随之减小，在取值的时候常常增大齿宽系数。 各档传动比及齿轮齿数的选择1拟定一档齿轮的齿数 一档传动比： 先求其齿数和，以便于后文的计算Z9和10的值: 其中 A =774mm、 =3；故有Z=51.7。 当轿车三轴式的变速器时,可以在517范畴拟定。先拟定=16,顺理成章=5。依托上面最开始固定的和m算出的大概是非整数,在将它调为整数后来，由以上公式可以得到中心距变化了,从上

19、述成果中得出一种计算成果，再用这个成果修正一下，反推前面所计算出的中心距。这里修正为51,综上所述为7.。3.2拟定常啮合齿轮副齿数根据上述公式可以求得常啮合齿轮传动比: 由已经得出的数据可拟定：1/Z2=1.9 由上述计算成果可得出: 由此可得： 根据已得出的数据可以求得: 与联立可得:=19、34。由上述成果可进一步得到一档实际传动比为：3.3拟定倒档齿轮齿数 据记录成果显示,和档传动比最为相似的还属倒档的传动比了。这回,将倒档的传动比拟定为3。7。比一档齿轮10会比中间轴上的倒档传动齿轮齿数稍微大些，取。一般时候，倒档轴齿轮的取值一般从二十一到二十三不等，本次毕业设计选=。由 计算出。由

20、此可知轴R和变速器轴M之间的中心距:A =4m 轴R和轴I之间中心距: =52 4齿轮变位系数的选择 齿轮的设计中,一种不可缺少的部分就是齿轮变位,加入了变位齿轮。可以把由齿轮所产生根切和配凑中心距得到有效避免，此外,还会对齿轮的刚度、使用平稳性、耐磨性等参数起到干扰。 众所周知，齿数局限性十七，则需要把它进行变位。变位系数 分子中的未知数就是我们需要将其变为的齿数。4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择4.1 齿轮的损坏因素及形式轮齿折断、相似的载荷频繁的作用与轮齿上时，轮齿下方将产生裂纹。这种裂纹会一步一步折断轮齿。轮齿的折断由如下状况构成:1、热解决措施。加工措施。精度级别。几乎固定的支撑

21、方式。同其她机械设备相比较,其变速器的齿轮使用条件并不会有太大变化。故用这些简化的公式来计算汽车齿轮,成果不会有太大误差,即相对精确的值。此处所定物质材料为4。2、相似的载荷频繁的作用与轮齿上时,轮齿下方将产生裂纹。这种裂纹会一步一步折断轮齿。第二种折断浮现频率较高，第一种相对较少。在齿轮工作时，随后缝隙变大，齿面的点蚀则是由于日积月累的脱落而导致的。由于产生了动载荷。采用移动齿轮移动转向的方式抵制和反向齿轮, ,因此在把时刻结束时的齿轮也许冲击负载损伤。4.2 齿轮的强度计算与校核 同其她机械设备相比较，其变速器的齿轮使用条件并不会有太大变化。热解决措施。加工措施。精度级别。几乎固定的支撑方

22、式。同其她机械设备相比较,其变速器的齿轮使用条件并不会有太大变化。故用这些简化的公式来计算汽车齿轮,成果不会有太大误差，即相对精确的值。此处所定物质材料为r。421齿轮弯曲强度计算42.1.1 直齿轮弯曲应力 (41）上式 弯曲应力(MP）; 一档齿轮10的圆周力（）, ;其中为计算载荷（Nmm)，节圆的直径我们用d表达。 称之为应力集中系数 摩擦力影响系数; b齿宽（m)，取2 t端面齿距(mm）; y齿形系数,如图41所示。 图4-1齿形系数图 一档:中间轴扭矩： (4-2) =7010.181.78 =69668Nm 因此由可以得出;再将所得出的数据代入式(41）可得 4.21. 斜齿轮

23、弯曲应力 （4-3）式中将其定义为表扬重叠度的影响系数。取.,选择齿形系数y时，在图中可以查阅得到。二档齿轮圆周力: (44)根据斜齿轮参数计算公式可得出:。齿轮,可查表（1）得：。故 同理可得:。同理可得，其他档位齿轮弯曲应力,成果见下:三档: 四档: 五档: 综上所述,成果满足。42.1 齿轮接触应力 (-5） 式中 齿轮的接触应力(Ma)； F法向力（N), ; F圆周力在（N），; 压力角（）;齿轮螺旋角（);E弹性模量（MPa），查资料可取 ;b齿轮接触的实际宽度，0mm；曲率半径(mm）;直齿轮: (4) (4-7） 斜齿轮: （-8) (49）其中，主节圆半径(m）:Rz，从节圆

24、半径：c。将作为计算载荷，此时它作用在轴I上。见下表:表41 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MP渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-950-100常啮合齿轮和高档1300-4005-700计算可得：一档：二档： 三档： 四档：五档: 倒档: 有表可知，设计基本符合。5 变速器轴的强度计算与校核51 变速器轴的构造和尺寸5.1.1 轴的构造设计中采用轴和齿轮一体构造，飞轮内腔轴承上承载者第一轴的前部分,轴径的选用是结合前轴内径来综合考虑的。第一轴的轴承没有轴向力的作用,轴的固定大多数根绝后轴承用卡环。轴承盖来拟定。离合器的轴向尺寸决定了第一轴的长度。第一轴如图51所示：图5-1 变速器第

25、一轴旋转轴式与固定轴式两部分构成了中间轴。本次变速器的设计选用的是旋转轴式传动方案。下图为其构造: 一档齿轮 倒档齿轮图52 变速器中间轴5.1.拟定轴的尺寸变速器决心和传动轴的大小重要是基于构造的布局规定,考虑加工工艺。和装配工艺规定。在草图设计,齿轮的工作位置和大小和转移部分重要由轴的长度可以拟定。轴的直径可以引用相似大小的传动轴相似类型的车辆,可以选择如下经验公式：第一轴和中间轴： ,m （5-1）第二轴: （5-2)式中发动机的最大扭矩,Nm考虑到本次设计成果的可行性,轴的强度和其刚度在某些方面存在着必要的联系。因此。直径和长度两者之间的选用可按如下的比例:第一轴和中间轴： d/L=0

26、.60.18；第二轴： d/L=082。5.2轴的校核由变速器构造布置考虑轴的尺寸是由构造的传播,这是由加工和组装。轴的强度一般是足够的，唯一的危险部分轴检查。传播的设计,进行研究开发设计的同步。轴的刚度,强度都保存某些的优势,因此在检查只需要检查文献可以，由于车辆在移动的时候,拥有最大扭矩的I档。轴轴承扭矩也是最大的。随着第二轴构造更为复杂,因此验证的重点对象。5.2第一轴的强度与刚度校核测试第一轴的运营状况时,第一轴受到的弯矩较小，小到可忽视不计，通过认定，在计算时只考虑其受到的扭矩。因此,轴的扭矩强度由如下式子计算得出:(5-）式中扭转切应力,M； T扭矩,Nm； 抗扭截面系数,; P轴

27、传递的功率，kw； d计算截面处轴的直径，mm； 切应力,MP。其中P =95kw, =570/m，d24;代入上式得： 由查表可知=55Ma，因此,满足规定。每米长的扭转角。其计算公式为: (5-）式中 扭矩，Nmm； G弹性模量，MP。钢制品： =81Pa;轴截面的极惯性矩，,; 将已知数据代入上式可得:。大多数状况下可取；符合规定。5.2.2第二轴的校核计算522.轴的强度校核计算中波及到的计算数据圆周力。径向力。轴向力可以根据下列式子求出： （5-5)式中 齿轮的传动比，此处为3.8； d节圆直径,mm,为105mm； 压力角，为16; 螺旋角,为30; 转矩，为170000Nm。代入

28、上式可得： , , 。 危险截面的受力图为: 图5-1危险截面受力分析水平面：(160+7)=7 =317.4N;水平面内所受力矩:垂直面: （-8) =6879N垂直方向承受的扭转力矩：。此轴上的扭转力矩:。因此我们根据上述的结论得到得合成力矩： 在多种力矩合成的状况下合成的轴应力（a): （5-10)将M代入上式可得：，工作条件为低档位=40兆a，因此有： ；符合规定。52.2.2 轴的刚度校核轴I在垂面内的。 (-1)在水平面内。 (5-12)式中径向力(）。这里等于; 圆周力(）。这里等于; E弹性模量(MP）,; I惯性矩(),，； a、b距离（m）; L支座之间的距离(mm)。将数

29、值代入式(511)和(5-2)得: 综上所述:,满足条件。 变速器同步器的设计6. 同步器的构造上文中已经提到,本次变速器设计中我们选用锁环式同步器作为最后的同步器类型,它的构造图如下：图-1锁环式同步器1、9-变速器齿轮2滚针轴承 3、-结合齿圈 4、7-锁环(同步环) -弹簧 6定位销 10-花键毂 11结合套如图（6-1)，分析得到同步器运营时转变,在啮合套沿轴向方向作用转变力量,推动接下来,迷人的套尽头和锁定齿端表层人的套筒运动受阻，直到锁环锥形面与一种锥形齿轮接触到目前为止。之后,由于对锥形表面的影响,力的措施和两个锥形角速率不同，导致表面摩擦力矩的影响,锁环相对啮合套被它拧一种弯,

30、和滑块的位置。接下来， 第一种阶段结束于齿轮和锁环的角速度慢慢密切的角速度等于,完毕了同步,阶段一就结束与同步器的锁定和停止。的转变迫使锁环锥形面挤压，摩擦力矩增长,同步锁定的脸和刻度环的方向相反的转矩。第二个阶段结束于齿轮和锁环的角速度慢慢密切的角速度等于，完毕了同步。它也证明了螺旋齿的宽度是非常高的。摩擦系数减少，磨损的牙齿,和这种转变是困难的,因此牙冠宽度不是太大。索还同步器工作原理图如下。图6-2 锁环同步器工作原理62同步环重要参数的拟定 62. 同步环锥面上的螺纹槽 如果上端部分规划的较小,直到锁环锥形面与一种锥形齿轮接触到目前为止。之后,由于对锥形表面的影响,力的措施和两个锥形角

31、速率不同,导致表面摩擦力矩的影响。它也证明了螺旋齿的宽度是非常高的。摩擦系数减少,磨损的牙齿，和这种转变是困难的，因此牙冠宽度不是太大。螺旋槽的设计较大, 直到锁环锥形面与一种锥形齿轮接触到目前为止。会使油保存在也证明了螺旋齿的宽度是非常高的螺杆之间的差距,但球场增长随着着摩擦系数减少。接触面一点点缩小,增长磨损率。图-a给定大小的光。油槽一般是6- 2,3-4mm槽宽度。图6-3同步器螺纹槽形式62 锥面半锥角要想减小摩擦力矩，则应当一方面使锥面半锥角减少。但又不可以减到太小,太小的话讲不能避免自锁的产生。一般限度= 8。= 6度,摩擦力矩很大,但是在对表面粗糙度精度规定不那么高的状况下，附

32、着力和咬的趋势;这种卡住的状况就很在发生与七度时。这回的毕业设计中选用的角度所有是七。6.2. 摩擦锥面平均半径R 随着R的增大，摩擦力矩也随之增大。R构造往往是有限的,有三部分影响因素,一方面，中心距大小会对其产生影响。另一方面,有关的部件安放位置也会对构造产生影响。最后R值选的较高也会影响,这个约束，同步环延其径轴方向的薄厚限度。因此，它不能被删除。一般状况下,通过研究总结。值选的越大越有利。这一回的离合器设计中所采用的半径值为五十到六十毫米。.2.4锥面工作长度b缩短锥面证明了螺旋齿的宽度是非常高的。摩擦系数减少，磨损的牙齿，和这种转变是困难的,因此牙冠宽度不是太大。螺旋槽的有关的部件安

33、放位置也会对构造产生影响。综上所述: (6-1)为了减少设计成本，提高经济性。取5mm。625 同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径同样，和平均半径的摩擦锥，同步环径向厚度限制机制安排,涉及传动中心距和同步环的制造工艺涉及压铸。锰铜和其她材料用于制造的部分，但是也应当使径向厚度满足规定。货车同步环厚度大,然而轿车的则远远不及,和材料的屈服强度和疲劳寿命可以提高通过选择锻造或精密锻造技术。同步环的制造工艺涉及压铸。锰铜和其她材料用于制造的部分。某些传播和高强度、高耐磨钢摩擦副,即在钢和材料的屈服强度和疲劳寿命可以提高通过选择锻造或精密锻造技术, 锰铜和其她材料用于制造的部分。某些传播和高强度、高耐磨

34、钢摩擦副。某些同步环是由厚.07 0.2毫米的钼铜环矩阵的基本上。的生活环铜环的2 3倍。同步环和钢为矩阵有两点好处，第一提高强度,第二,节省原材料。本次离合器的毕设中选用的宽度为十点零五毫米。2.6 锁止角锁止角选用的对的，锁角停止同步器工作时，当工作时，短的两部分连接同步更好了。锁角停止的影响,重要是不同的模型需要相似的力量解决。因此,时间同步和有关模型和计算可以在选中的下属。锁定角构造的变化从26到。设计锁角取。6. 同步时间t同步器工作时,当工作时，短的两部分连接同步更好了。与摩擦锥面平均半径同样，和平均半径的摩擦锥,同步环径向厚度限制机制安排, 某些传播和高强度、高耐磨钢摩擦副。随着

35、着同步时间的缩短,轴向力逐渐加强。轴向力和短的两部分连接同步作用,不同的模型需要相似的力量解决。因此，时间同步和有关模型和计算可以在选中的下属：汽车高档从零点一五到零点三零秒，低档的从0.50到0.8年代；卡车传播高档从 零点三零到零点八零秒,低档取一点零零到一点五零秒。7 变速器的操纵机构如下规定限制了变速器操纵系统的设计：7- 变速器自锁与互锁构造 1-自锁钢球 2-自锁弹簧3-变速器盖 4互锁钢球 5-互锁销6-拨叉轴1.每次换挡能挂一种档位。为满足这种状况，我们设立了互锁机构，她的构造构成如图-1中所呈现。.行驶过程中，我们在进行换挡动作时，如果操纵变速杆移动的行程不够的时候,如果啮合

36、不完全的话,将会使其使用寿命大打折扣。虽然总齿宽度充足参与，汽车的自身震动。或者,轴向移动的产生，都会缩短啮合长度,也许很大一部分失去接触。自锁装置可以较好的避免这种状况,因此应设立此装置。3.汽车行进过程中如果失误挂上了倒档,由于正在向前行驶，齿轮之间将产生很大的冲击和磨损，很也许引起齿轮件的提前损坏。在起步的时候如果没有挂上行进档而使挂上了倒车档的话，很容易就引起安全事故。为避免浮现安全隐患，则应当设立倒档锁。结 论逝者如斯夫，不舍昼夜。匆匆那年，大学生活立即落下帷幕，带着不舍,也带着收获。作为车辆专业的我来说,参与过金工实习,也参与过课程设计,但是在之前的设计中都没有接触过变速器的设计,

37、此前设计过齿轮，减速器、制动器、分动器。不管是在学习生活中,还是后来即将步入社会步入工作岗位,都将受益匪浅。本次汽车变速器的设计中，一方面拟定的是各档传动比。根据给的已知数据，通过公式计算出来的各档传动比来从而拟定齿轮的齿数,分度圆直径以及直齿轮或者斜齿轮的选择。齿轮的模数也是根据上述的结论而得出的。下一步我设计了轴的各个数据，同样是根据之前拟定的数据来计算得到的。选择了两轴形式变速器。数据都拟定好之后则开始校核各个设计好的零件的强度。为保证设计出的产品的正常安全运营，根据校核的强度而进行下一步的修改，最后拟定最后尺寸。设计时应使箱体尽量较小,保证了轻便并且节省材料。本着成本低、好制造的原则，

38、设计出以便操作、使用寿命长的变速箱。并且设计了同步器,并且在背面也进行了自锁装置、互锁装置以及倒档锁的设计。设计已经接近尾声，忙碌了几种月的时间，通过查阅资料，询问同窗与教师，一点点为本次设计做铺垫与准备。通过这次毕业设计，专业知识得到了增强与巩固,课上学习的知识得以较好的运用。并且为了后来步入岗位，在工作上能较好运用也打下了较好的基本。增长了自己在专业方面的经验，虽然不是很成熟但是对自己后来的发展也有很大的协助。圆满的为这次设计、这四年的生活画上个句号。参 考 文 献1 陈家瑞. 汽车构造(第五版),北京:人民交通出版社. 藏杰,阎岩. 汽车构造,北京:机械工业出版社.3王望予.汽车设计(第

39、四版），北京：机械工业出版社. 王丰元,马明星. 汽车设计课程设计指引书，北京：中国电力出版社. 5余志生 汽车理论，北京:机械工业出版社6 朱理 机械原理,北京：高等教育出版社 7 吕宏，王慧. 机械设计,北京:北京大学出版社.8侯书林，朱海. 机械制造基本，北京：中国林业出版社. 9 （美) 厄尔贾维克.汽车手动变速器和变速驱动桥，北京：机械工业出版社. 1981 高金莲. 工程图学,北京：机械工业出版社. 致 谢正如流行歌曲所唱，时间都去哪了。四年间，我们从青涩懵懂的少年，成长为有担当有责任的有志青年。四年,说长不长,但很珍贵,很爱惜。而本次的毕业设计即将为我们这四年的生活画上个句点。谢谢人们四年的陪伴。而在本次离合器的设计中，我最想感谢的是我的指引教师刘茜教师,她认真负责,而又不失和蔼近人。每每在设计中碰见难题,遇到不好解决的问题时,刘茜教师都会耐心的为我解答,认真指引,一步步的引导我完毕本次毕业设计。因此,再次感谢刘茜教师。辛苦了您。 设计中，同窗们也给我提供了很大的协助,鼓励我支持我,有些小问题都积极帮我解决。在此谢谢与我四年朝夕相处的兄弟们。