本田crv三轴变速箱的设计

共51页第51页摘要论文题目的设计是本田CRV三轴变速箱的设计。传输是由发射操作机构和传动机构的传动比可以改变的，该驱动轮扭矩和速度范围扩大，以适应不断变化的工作条件下，在有利的条件，发动机工作;同样在发动机前提可逆转驱动曲轴的旋转方向;使用中性动力传递被中断，以起动发动机，在怠速，并便于所述变速器换挡或性能。使用中间轴齿轮箱具有两个明显的优点：直接齿轮的第一，高转印效率，磨损和噪声是最小的，第二个是下齿距小一大齿轮比依然维持。此传动装置具有实现五个前进档和一个倒档齿轮，通过锁环式同步器换档。此设计呈现变速箱的大致轮廓，完整的计算和各齿轮的验证和CAD图纸和在设计等轴

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

前言从各种型号现在从市场上的转印配置为使得它分为：一、手动变速器(MT)手动传动装置（ManualTransmission）与齿轮组，每个齿轮组的齿数设定成使得失速速度比是恒定的。首先，商用车辆的特征，手动传递函数不会被其传输所取代。在卡车，例如，一辆卡车用于运输，装载数吨的货物是没有问题的，这么高的“压力”，为强劲的性能和传输的需要电动机全力支持脸部。我们都知道，一个文件有一个“强大”，这样，当车辆开始得到足够的牵引驱动力。在爬坡路段的脸，它变得非常明显的特点。至于其他的新的齿轮，具有易用性和其他特性的，它不具有这些特性。第二，人们对于汽车手动变速箱，在小型车制造商自身的价格支持始终具有成本效益的解决方案，而且还负担得起的汽车销售都名列前茅，在汽车市场。二、自动变速器（AT）所述自动变速器（AutomaticTransmission），使用的变速用行星齿轮机构。用户希望这种类型的车辆，以便在高速行驶，尽量开车，当操作简便，减轻驾驶员的疲劳，享受用幸福的感觉。在高速公路上，这是完美的，而不是抵制。此外，在北京，现在糟糕的交通状况，交通堵塞是经常的事，有时要保持最初的几次停车，司机，如果您使用的是手动变速器，将再次挑换挡十分繁琐，特别是对于初学者它苦不堪言。三、手动/自动变速器（AMT）事实上，由一些驱动理解，他们不希望离开传统的手动变速器，并要求在某些情况下，自动读出。这种手动/自动变速箱出生。这种传动装置911的模型在德国汽车制造商保时捷首次引入，调用时，它提供高性能跑车不必局限于传统的自动变速器的局限性，从而使驾驶者可以享受手动换档的乐趣。它有一个“+”，在它的位置“-”选择字段。当在D范围，可以自由地改变减档（-）或换高档（+），相同的手册。四、无级变速器从市场的走势，虽然无级变速器是一种高科技成分，而且在普通汽车“身体”，这是远离两厢飞度都有每个换档的CVT无极变速器，舒适，省油的配置，而且价格只有9.68〜116800元。和奇瑞QQ汽车销售公司的CVT型市场年底。看来，在中档车更多用于范围广泛的CVT这种设计是基于基于本田CRV进行手动豪华轿车目录摘要……………………...…..…………IAbstract………………………..……II第1章绪论………………..…………11.1汽车变速器概述…………..…..11.2设计的目的和意义………….……11.3汽车变速器国内外现状和发展趋势………………….……...21.3.1变速器国内外的现状…………….……21.3.2汽车变速器的发展趋势……….……31.4手动变速器的特点和设计要求及内容……………….……...31.4.1手动变速器的特点……………….……31.4.2手动变速器的设计要求……….………41.4.3设计的主要内容………………….…….4第2章变速器传动机构布置方案确定………………..………62.1设计所依据的主要技术参数……………….…62.2变速器传动机构的结构分析和形式选择………….………...62.2.1两轴式变速器的特点分析……….…….72.2.2中间轴式变速器特点分析……………….……………72.2.3倒挡布置方案分析……………….……82.2.4传动机构布置的其他问题……….……92.3零部件结构方案分析……………………102.3.1齿轮形式……….…...….102.3.2换挡机构形式………………….…...….102.3.3防止自动脱挡的结构………………112.3.4变速器轴承………...…..112.4本设计所采用的传动机构布置方案………….112.5本章小结……………………….12第3章变速器主要参数的选择和齿数分配…………………..133.1变速器各挡传动比的确定…………..…..…….133.1.1变速器最低挡传动比的确定…………..133.1.2变速器其他各挡传动比的确定……………..……..…..143.2中心距的确定…………..…..…..143.3变速器外形尺寸的初选……………..……..…..153.4变速器齿轮参数的选择…………………..…...153.4.1模数……………………...153.4.2齿形、压力角及螺旋角………………..163.4.3齿宽……………………..163.4.4齿顶高系数……………..173.5变速器各挡齿轮齿数的分配……………..……173.5.1确定一挡齿轮的齿数….……………...173.5.2对中心距进行修正……………………..183.5.3确定常啮合齿轮的齿数………………..193.5.4确定其他各挡齿轮的齿数……………..203.6本章小结…………………….….23第4章变速器齿轮的设计计算…………………..244.1变速器齿轮的几何尺寸计算……………….…..244.2计算变速器各轴的扭矩和转速………….…….244.3齿轮的强度计算和材料选择………….……….254.3.1齿轮损坏的原因和形式……………….………………..254.3.2齿轮的材料选择……………….………..264.3.3齿轮的强度计算………….……………..274.4本章小结…………….………….38第5章变速器轴和轴承的设计计算………...…..395.1初选变速器轴的轴径和轴长…………….……..395.2轴的结构设计………….….……395.3变速器轴的强度计算…………………..….…...405.3.1齿轮和轴上的受力计算…………………405.3.2轴的强度计算…………...415.3.3轴的刚度计算……………………..……...465.4变速器轴承的选择和校核……….495.4.1第一轴轴承的选择和校核……………….495.4.2第二轴轴承的选择和校核……………….505.4.3中间轴轴承的选择和校核……………….515.5本章小结………….51第6章同步器和操纵机构的设计选用…………..526.1同步器的设计选用……………….526.1.1锁环式同步器 …………526.1.2锁销式同步器 …………536.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定 ………546.1.4同步器主要参数的确定…………………..556.2变速器操纵机构的设计选用…………………….576.2.1变速器操纵机构的分类…………………..576.2.2变速器常用操纵机构分析………………..586.3变速器箱体的设计……………….596.4本章小结………….60结论…………………61参考文献………………….62致谢………………………...63附录A……………………...64附录B……………………...66第1章绪论1.1汽车变速器概述传输到发动机曲轴改变转矩和转速，以适应汽车开始加速，开车上路和障碍，克服不同的驾驶条件下，驱动轮的牵引力和速度都有不同的要求。使用透射移位引擎转矩，转速，内燃机的转矩的必要性-速度变化特征是其中所述外部负载的调整的一个相对小的变化。变速箱等汽车动力结构，经济性，可靠性和可移植性操纵转印稳定并具有对效率有直接影响。为了使最佳的适应良好的性能和经济性的齿轮和减速器与电机参数就可以实现;具有自锁和联锁装置，安全装置倒档取下来接合侧和其他结构性措施，可以斜面，操作可靠，不跳挡，乱挡，自动封堵和错误反向齿轮连接;与同步光，动无冲击和噪声;全速，变化和参数优化措施，使传动平稳，降低噪音低，噪音水平对提高一键传输质量，设计，工艺水平。1.2汽车变速器设计的目的和意义在变速箱也能满足一定的要求，同时也保证他们和汽车能有一场精彩的比赛，我们可以提高汽车的动力性和经济发动机的工作在操作条件范围内汽车使用的增加有利保证使用寿命，降低能源消耗，减少使用汽车等噪音。这要求基于车辆，传输参数的合理选择的技术参数的设计者，以使车辆的发送和的结构可以具有良好的一致性。1.3汽车变速器国内外现状和发展趋势早期的汽车动力总成，从发动机到车轮的形式之间的动力传递是很简单的。1892年，法国生产的第一辆汽车的变速箱。1921年英国人赫伯特•例子，耐用Froot摩擦材料进一步提高传输性能。由法国人路易•雷纳•硬盘和埃米尔•卡拉特拉瓦扫罗推广使用现代汽车的齿轮在1894年1.3.2汽车变速器的发展趋势回顾汽车变速器的发展，传输可能知道作为车辆驱动的重要组成部分，是技术的发展，是衡量汽车技术水平的重要依据。现代汽车变速箱的发展趋势，朝向自动变速器或无级变速器的方向可调。虽然多速自动变速器技术来扩展的自动变速器的范围，但它不是安全和快速。理想的CVT是整个传输范围连续，非阻塞交换速度比比率始终是最好的变速器换挡自动。自动变速器的理想的无水平。现代CVT效率，变速响应速度快，油耗低。随着电子技术的发展，自动变速器控制进一步改善，始终适应于各种运行条件最佳的发动机和传动系，控制更准确，有效和成本性能得到很大提高。无级变速装有自动控制装置，驱动齿轮可以根据车辆速度自动设置，无需人工操作，从而省去了用于移位和离合器踏板踩踏的操作。它的缺点是价格昂贵，维护成本高，而且还作为手动票价油使用，尤其在低速时或在停止和走的流量，燃料消耗增加1.4自动变速器的特点和设计要求及内容1.4.1自动变速器的特点手动变速箱6速一般小于6块当块号，有可能在6速变速器上的基础上继伯，重新配置分离器通过的组合，以获得一个多速传动两者。1.4.2自动变速器的设计要求1），具有良好的性能和经济是正确的选择的数量和传动比，优化发动机参数，让汽车安全，遵守;（2），中间位置时，车子一定要断开发动机和变速器很长一段时间，如果有必要，使倒档，使汽车向后行驶;（3）操作，简单，方便，快捷，省力;（4），传动效率高，工作平稳，无噪音;（5），体积小，重量轻，承载能力强，质量可靠;（6），易于制造，成本低，维修方便，使用寿命长;（7）当需要调整的动力输出装置。1.4.3设计的主要内容设计主要基于本田CRV通过传输的各个部分满足的基本手动的要求的选择和计算参数的相关参数1，计算参数。3，齿轮轴的设计计算。4，传动轴承的选择和验证;5，同步设计选择和喜好;6.传输控制机制的设计选择;7，变速箱设计。第2章变速器传动机构布置方案确定2.1设计所依据的主要技术参数这种设计是基于本田CRV基于一个轻量级的商品汽车传动设计技术参数表2.1本田CRV的主要技术参数发动机最大功率114kw车轮型号215/75R16发动机最大转矩190Nm最大功率时转速6500r/min最大转矩时转速4300r/min最高车速180km/h总质量2595kg整备质量1780kg2.2变速器传动机构的结构分析和形式选择相比于无阶梯形的发送电平，结构简单，价格低廉，具有高的传输效率（η=0.96〜0.98）。一般来说，有以三，四，五个前进档，重型卡车和其他重型设备高速传输，是一种多级变速器，多少向前范围从6到16或甚至20增加齿轮，发动机的功率的量，燃料消耗量的数轿厢和平均速度，以改善，从而提高汽车的运输效率和降低运输成本。在齿轮的数量的增加也增加了尺寸和传输，结构复杂，生产成本的质量，而且也很复杂的处理。2.2.1两轴式变速器的特点分析相比于中间轴变速箱，双轴传动结构简单，紧凑，除了传输效率的高速外的其他各种如火如荼，噪音低。多车与前发动机和前轮驱动布局，因为这种布置使电动车辆-驱动系统紧凑，良好的可操作性，并且可以通过6％降低到汽车质量的10％。二轴齿轮舒适，这样的安排，使结构简单的动力系统。双卧轴传递不直接阻止，所以全速工作，齿轮和轴承磨损，那么大声，甚至加剧磨损，这是它的缺点。2.2.2中间轴式变速器特点分析如图2.2A〜D盘中间轴传动方案，其中A〜B作为中间轴五档变速器，C-d，来了六速变速箱中间轴式传输方案。中间轴变速器的共同特点是：所述传动轴的后端不断啮合第一驱动齿轮一体形成。后在第一轴线的节目的绝大多数的后端的第二轴轴承孔的前端，并确保该轴在同一直线上，仅当它们被直接连接到该块中的离合器的两个轴。直接驱动，齿轮和轴承和齿轮单元的中间轴不通过直接输出和变速器的传动效率高的第一和第二轴的发送携带电机转矩，可以达到90％以上，低噪音，已达到过渡，并减少轴承的磨损。由于直接使用设备比齿轮其他，导致变速器的寿命;在工作​​中前部区域，通过传输电力传输需要中间轴的所述第一轴，并在其它布置速变速箱的第二轴，即便如此，在中间轴和所述第二轴（中距离）之间的传输距离不是下一个块较大变速比的条件;传输更高的齿轮常啮合齿轮，改变你不能使用低速变速箱常数，大部分除了外部的齿轮变速机构等齿轮传动计划成员，都是同步或离合器开关时，使用一对夫妇块结构也同步或移动参与集合，每个块同步下装离合器或大多数情况下，在第二轴。2.2.3倒挡布置方案分析图2.3显示了常见的反向布局方案。该方案的图2.3B优点是使用一个倒档，中间轴的长度的缩短。但移位两个齿轮啮合，以使在位移是困难的。图2.3C方案能够获得较高的反向速比，不足之处是不合理的切换程序。图2.3D2.3C退税计划已经修订。程序示于图2.3D形成为延伸的齿宽一个倒档。图2.3f该规定适用于所有的人大代表常啮合齿轮，齿轮的变化是更加便于携带。2.2.4传动机构布置的其他问题共同传动齿轮容易通过暴露于引起表面点蚀损伤过大的应力理解。高速齿轮在中央部分的两端被布置在载体合理传输在该区域的轴附近而引起的偏转角是小的轴的变形，齿轮啮合能保持良好的状态，以减少局部的负荷和变速箱生活[7]。一些汽车齿轮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，可以充分利用发动机的功率，从而通过总转数所需的汽车，以减少发动机1的曲轴公里，从而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但随着块的直接比较，切带超速传动效率高，运行噪音。2.3零部件结构方案分析2.3.1齿轮形式与正齿轮，斜齿轮，使用寿命长，运转平稳，噪音低操作相比;缺点是更复杂的制造工作轴向力轴承是负的。常啮合齿轮的正齿轮使用，尽管这种增加常啮合的齿轮的数量，并导致质量的传输的增加和惯性。刺激为低速档和倒档。2.3.2换挡机构形式当汽车因外翻传动齿轮有一个不同的角度，所以使用的直的轴向位移模式传输，则其在牙齿表面上产生影响，伴随着噪声。这不仅使磨损和过早失效的转变结束，而司机紧张，但位移的噪声产生，使乘坐舒适性降低。仅与专门程序（如离合器英尺），以使开关级不冲击和克服了这些缺点的驱动程序，然而，驾驶员的注意力分散移位的时刻，但也影响行车安全。另外，在使用时所述直齿齿轮，在换挡冲程也是其缺点。因此，虽然这移位结构简单，生产，拆卸和维修简单，可以降低传输的转动部分的转动惯量，但除了一个块，反向已很少使用。2.3.3防止自动脱挡的结构1，两个卡合齿位移接合位置，。当如此接合时，上的齿1〜3毫米，分别的端部的卡合齿。使用两个齿接触部分的磨损，并与齿的端部接合的台肩的形成被同时按下时，该齿可用于防止接合，自动阻止。2，前座齿链轮齿厚度切成薄片（平均0.3〜0.6毫米），从而使离合器后的后端面是正面到后链轮，从而防止自动删除块，2.3.4变速器轴承在第一恒定齿轮轴的内腔变速器的支撑轴的第二端可被布置在有足够的尺寸圆柱滚子轴承的内腔中，如果空间是使用的滚针轴承不足。后端第二波通常用于轴向和径向力轴承。第一轴线的传输，后轴承的第二轴线和后轴承前部中间轴，根据使用的行的直径一般是在球轴承或圆筒滚子轴承的范围内。确定轴承的基础上从中心的发送，并确保在壳体的后壁的直径，使得不小于6的两个轴承孔之间的距离〜20毫米[9]。2.5本章小结根据变速器的传动机构，有多种布置方案！每种方案都有各自的优缺点，结合所依据车辆的主要参数，选着传动布置方案，为以后各章节设计做基础！第3章变速器主要参数的选择和齿数分配3.1变速器各挡传动比的确定3.1.1变速器最低挡传动比的确定当选择最低传动比，但应根据最大爬坡汽车，驱动车轮和牵引，车辆等被认为是最好的等速和桥速比和驱动轮滚动半径，确定。当车辆上坡速度不高，则空气阻力可忽略不计，以克服在轮胎和道路表面之间的滚动阻力和坡度阻力的最大驱动力通过以上计算可得到1.973＜＜3.89，在本设计中，取。3.1.2变速器其他各挡传动则变速器其他各挡的传动比为3.2中心距的确定中间轴变速器中间轴和第二轴之间的距离被用作为一个发送中心距离的两个轴齿轮在变速器输入轴和变速器的输出轴的轴线之间的距离被定义为中距离。它是一个基本参数，不仅是因为它的大小尺寸的转移，金额及效果质量的大小，而且还取决于受影响牙齿的接触电阻。轴距小，接触电压的牙齿，缩短齿轮的使用寿命。因此，应当有必要的最小容许间距为保证齿接触力。传动轴通过轴承到壳体附接于方便发送的布置可以得到，而不是由于相同的垂直平面之间的轴承孔之间的距离，并且强度太低而不能考虑的情况下的影响，要求中心采取更大。太小，转印中心，以提高传输的长度，因此，该轴的刚度被削弱和齿轮的劣化的接合状态=87.44~94.32mm故可初选中心距mm。3.3变速器外形尺寸的初选横向尺寸的传输，最初可通过齿轮的直径和中间齿轮和反向被布置为确定变速机构。效果齿轮壳体块数的传输，以及一个齿轮在模具的形式换档机构的轴向尺寸的。3.4变速器齿轮参数的选择3.4.1模数所选模块应符合国家标准GB/T1357-1987线，并在整个传输模块的设计选择2.25。同步离合器接合齿和使用更多的渐开线。具有考虑到的处理中，在同一个模块的齿轮传动装置的相同的组合。他的选择范围：乘用车和轻型和中型卡车2〜3.5，3.5〜5卡车。选择一个较小的模块和用于位移增加的齿数。所选择的模块应符合国家标准[12]是一致的。下面就2.25毫米。3.1汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14.0≥14.0模数/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.003.4.2齿形、压力角及螺旋角汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表3.2选取。表3.2汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型齿形压力角α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形，，，～一般货车GB1356-78规定的标准齿形～重型车GB1356-78规定的标准齿形低挡、倒挡齿轮，小螺旋角3.4.3齿宽选择牙齿的宽度要考虑小的轴向尺寸紧凑的传输质量，同时也保证了牙齿和稳定工作要求的强度。您可以根据传输模块通常选择齿宽b。3.4.4齿顶高系数牙齿强度的程度补遗系数，运行噪音，滑动速度相对牙，牙钻蚀和增编厚度的影响。如补遗系数小，齿轮重叠小，噪音大的工作，但该齿被弯曲力矩减小，弯曲应力也减小齿。因此，在过去是由于齿轮的加工精度不高，并且该负载被集中在梳子的齿，使用超过齿顶系数取得0.75-0.80短齿齿轮。规定补遗1.00系数。3.5变速器各挡齿轮齿数的分配在传输的初选数，传动比，轴距离，轴向尺寸和传输模块和螺旋角并绘制节目的传输结构的图，准备好后，齿与每个齿轮相关联。3.5.1确定一挡齿轮的齿数已知一挡传动比，且为了确定，的齿数，先求齿数和直齿轮(3.4)斜齿轮(3.5)由于一挡齿轮为斜齿轮，故可用式(3.5)计算。代入数据后得=52在计算之后，作为一个整数，然后齿的最小数量的大，小齿轮分配上的中间小齿轮，其也限定了中间轴的轴的直径，通过限制刚度将会作出修改。轴和齿轮在这次选举中，大小齿数将一并审议。为了避免削弱，以增加强度，小齿轮应被切换。如果汽车在一个传动轴的传动比的中间，齿数对之间的中间轴第一齿轮被选择;卡车可以选择12至17日，则可取取一挡小齿轮齿数3.5.2对中心距进行修正因为齿数和被计算，并四舍五入修正的中央的距离，应当根据中心距，并采取一套齿轮变位系数重新计算，然后对每个块的中心，作为经修订的传输的分配的基础故中心距变为mm对中心距进行取整，取中心距mm。3.5.3确定常啮合齿轮的齿数联立求解并将、取整数后得，故齿轮齿数不需调整。mm由于调整后中心距发生了变化，所以需对常啮合齿轮进行角度变位。中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。根据所确定的齿数，常啮合齿轮精确的螺旋角的值为3.5.4确定其他各挡齿轮的齿数1、确定二挡齿轮的齿数二挡齿轮为斜齿轮，则有联立求解，并对齿数取整后得，由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力中心距为mm由于调整后中心距发生了变化，所以需对二挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为啮合角为齿轮总变位系数为齿轮齿数比为变位系数可分配为，。2、确定三挡齿轮的齿数三挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式求解上述三式，取整得，，。故齿轮齿数不需调整。mm由于调整后中心距发生了变化，所以需对三挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。3、确定五挡齿轮的齿数五挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式求解上述三式，取整得，，。故齿轮齿数不需调整。mm由于调整后中心距发生了变化，所以需对五挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为可以分配变位系数得，4、倒挡齿轮的设计和齿数确定通常选择齿轮和相同的反向齿轮的模块，所以，该倒挡模块可作为2.25。就拿后排中间齿轮取13。副轴倒档齿轮被取为牙齿当反向齿轮比的数目。3.6本章小结本章的主要任务是要分配给该齿轮，确定中心距离。在确定产品种类齐全，开始选择和计算，以奠定后续草案的基础牙齿和参数的牙齿。第4章变速器齿轮的设计计算4.1变速器齿轮的几何尺寸计算第4章变速器齿轮的设计计算4.1变速器齿轮的几何尺寸计算汽车变速器齿轮渐开线。渐开线使得传动平稳，传动比恒等基本要求外，还有很容易被取代，中心距可分性和机床方便等特点。渐开线啮合条件：模必须打开两个齿轮圈压力角是相同的，或者有两个螺旋角斜齿轮相等，方向相反。表4.1变速器齿轮的主要几何尺寸(mm)项目齿轮齿数螺旋角（）端面模数（）端面压力角（）分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽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计算变速器各轴的扭矩和转速发动机转矩的最佳已知260N•米，速度1600〜2400R/分钟;0.99离合变速器的效率，0.99传动效率高，传动效率轴承0.96。一轴N·mr/min中间轴N·mr/min二轴（1）挂1挡时N·mr/min（2）挂2挡时N·mr/min（3）挂3挡时N·mr/min（4）挂4挡时N·mr/min（5）挂5挡时N·mr/min4.3齿轮的强度计算和材料选择4.3.1齿轮损坏的原因和形式齿轮齿根弯曲应力，在拐角处的应力集中的过渡，从而当传输足够大的负载，弯曲应力他的根超过容许电压，牙齿会断裂。这会产生破损，由于实力不足，一次性断裂横截面变粗糙形状颗粒表面。这种情况很少发生在自动变速器。最常见的错误是在最大电压被施加到的拉面疲劳裂纹根区域由于反复暴露于一定深度所得断裂的逐渐扩大，疲劳疲劳裂纹部分截面形状光滑表面，突然断裂部分是粗粒表面[14]。低传动齿轮，由于负载大，小齿，齿根弱，就是损坏这些弯曲疲劳断裂的主要形式。齿面点蚀是高速齿轮接触疲劳强度一个常见的​​形式。根据长期的连锁反应齿面接触应力是产生逐渐大大小小锋利的牙齿表面的裂缝。因为急性接合每个齿面，所以龟裂增加液压润滑剂，导致膨胀开裂，剥落，最终牙齿有很多的扇形小表面凹入，即所谓的点蚀。蚀使齿形误差增大，动态负荷，甚至可导致牙齿断裂。越接近严重一般节距接近在牙齿表面的孔的根部在牙齿表面孔严重，更被动齿轮的节圆的顶部。在一般的汽车变速器的损伤较小是的情况下，上胶。增大齿根的齿厚，齿根圆角半径增加到最高速度，以增加覆盖范围，而增加的齿面接触的次数，以提高齿的灵活性，以质材料，齿弯曲疲劳强度的提高是行动。的参数和换档因子以减小增加的齿廓的曲率半径在一个合理的选择，接触应力，提高了齿面强度，以提高齿面的接触力。使用粘度，高温，高压油，提高了油膜强度，提高牙齿表面强度，选择适当的牙齿表面涂层和表面处理工艺，它，牙合面，以防止措施。4.3.2齿轮的材料选择1、齿轮材料的选择原则(1)变速器在正确条件下使用不同的操作条件，变速箱有不同的要求，从而使牙科材料有不同的要求。（2）将材料正确配对硬度≤软齿面齿轮350HBS，对于双轮寿命接近的材料的硬度应比小齿轮稍高并使两轮的硬度差为约30〜50HBS。为了改善抗黏结特性，大，小轮应在各种钢材料中。（3）考虑工艺和热处理工艺大规模的经常项目投空白使用，钢或铸铁，较高的平均或以下通道中等尺寸要求的选择是经常使用伪造的空白，可选择锻钢制作。小，但不要时，请为空白圆形的选择。软齿面齿轮通常用于在钢或碳钢，正常化或淬火后，再切割;硬化齿轮（硬度>350HBS）常使用低碳钢淬火至牙齿表面后切割面浸润猝灭之后，或在碳素钢（或碳钢）切割齿面，齿残端硬质组织，热处理的齿面通过变形需求被削减的齿轮磨齿，消得。但是，如果使用氮化的是牙齿表面变形小，不臼齿，它不能被施加到内齿轮磨齿和其他设备。2.选择齿轮材料大多数现代汽车传动齿轮渗碳钢，高硬度和高韧性使牙齿表面的牙齿核心区组合以显著增加其接触力，弯曲强度和耐磨损性。在材料的选择和热处理齿轮还应加工性和制造成本。4.3.3齿轮的强度计算相比其他机械传动，传动齿轮也同样不同的应用汽车的使用条件。此外，所用的材料汽车齿轮，热处理工序，制造过程中，支持的精度基本相同的方式。与低碳钢汽车传动齿轮，使用剃须或研磨精加工，齿轮表面渗碳淬火热处理过程中，精确度不少于700。因此，该比例为通式强度更简化的公式来计算汽车变速器的数量，可以更准确的结果。1、轮齿的弯曲应力（1）直齿轮弯曲应力公式为（2）斜齿轮的弯曲应力公式为2、轮齿接触应力3、常啮合齿轮强度的校核（1）弯曲应力的校核常啮合齿轮为斜齿轮，由式(4.2)得齿轮的弯曲应力公式为式中：－齿形系数。由图4.1得，。通过以上的计算，把各个参数代入公式后得=204.35MPa100～250MPa=174.1MPa100～250Mpa表4.2变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900～2000950～1000常啮合齿轮和高挡1300～1400650～700（2）接触应力的校核由式(4.3)得齿轮的接触应力公式为=9189.8N=8736.1N主、从动齿轮节点出的曲率半径，=12.35mm=22.23mm=1259.42MPa1300～1400MPa=1227.9MPa1300～1400MPa所以常啮合齿轮的接触应力合格。4、一挡齿轮强度校核（1）弯曲强度的校核一挡齿轮为斜齿轮，由式(4.2)得斜齿轮的弯曲应力公式为结合一挡齿轮的变位系数，由图4.1得，将各参数代入公式后得=337.02MPa180～350MPa=342.39MPa180～350MPa（2）接触强度的校核由式(4.3)得接触应力的公式为确定有关的参数和系数：齿面法向力=17473N=18387.43N主、从动齿轮节点处的曲率半径，=25.4mm将各参数代入公式后得=1666.76MPa1300～1400MPa=1291.73MPa1900～2000MPa所以一挡齿轮的接触强度合格。5、二挡齿轮的强度校核（1）弯曲强度校核二挡齿轮为斜齿轮，由式(4.2)得齿轮的弯曲应力公式为式中:－齿形系数；由图4.1得，。将二挡齿轮的参数代入上式后得=296.47MPa180～350MPa=286.53MPa180～350M（2）接触强度校核由式(4.3)得齿轮接触强度的公式为确定有关的参数和系数：齿面法向力将各参数代入得=12950.2N=13626.67N主、从动齿轮节点处的曲率半径，=15.85mm=22.05mm将参数代入公式后得=1372.25MPa1900～2000MPa=1407.64MPa1900～2000MPa所以二挡齿轮的接触强度合格。6、三挡齿轮的强度校核（1）弯曲强度的校核三挡齿轮为斜齿轮，由式(4.2)得齿轮的弯曲强度公式为式中：－齿形系数；由图4.1得，。代入各参数后得=207.63MPa100～250MPa=215.36MPa100～250MPa所以三挡齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核由式(4.3)得接触强度的公式为确定有关的参数和系数：齿面法向力代入参数后得=9943.08N=10461.7N主、从动齿轮节点处的曲率半径，=19.43mm=16.84mm将参数代入公式后得=1230.13MPa1300～1400MPa=1261.81MPa1300～1400MPa7、五挡齿轮的校核（1）弯曲强度的校核五挡齿轮为斜齿轮，由式(4.2)弯曲强度校核的公式为式中:－齿形系数；由图4.1得，。将各参数代入式中得=106.22MPa100～250MPa=151.35MPa100～250MPa所以齿轮的弯曲强度合格。（2）接触强度的校核由式(4.3)得接触强度的公式为确定有关的参数和系数：齿面法向力代入参数后得=7677.91N=8079.17N主、从动齿轮节点处的曲率半径，=30.04mm=10.78mm将各参数代入公式后得=1124.77MPa1300～1400MPa=1153.7MPa1300～1400MPa。4.4本章小结经过正确选择，全面考虑变速器工作的条件，分清主次情况。第5章变速器轴和轴承的设计计算5.1轴径与轴长的选择第5章变速器轴和轴承的设计计算5.1轴径与轴长的选择从齿轮在工作应用的扭矩传递和圆周力，弯矩及轴向力的径向力造成的斜齿轮。A缺乏可导致弯曲刚度摧毁合适的设备，导致噪音过大，减少了齿轮的强度，耐磨性和使用寿命。齿轮轴的设计，其大小应能保证刚度有适当的齿轮啮合将是一个先决条件。它的大和轴的长度和直径的轴的径向和轴向刚性轴应协调。变速器第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距按以下公式初选则=40.5～54mm故可取第二轴的最大直径=40mm，中间轴的最大直径=50mm。第一轴花键部分的直径可根据发动机的最大转矩(N·m)按下式初选：则=25.53～29.348mm故可取第一轴花键部分的直径为27mm。变速器的最大直径和支承间的距离可按下列关系初选：中间轴mm故中间轴可初选为300mm。第二轴mm故第二轴的长度可初选为250mm。5.2设计轴的结构如图5.1所示，根据轴的受力，取第一轴装轴承处的直径为40mm，第二轴装轴承处的直径为35mm，中间轴装轴承处的直径为25mm；mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm。图5.1齿轮和轴上的受力简图5.3变速器轴的强度计算5.3.1齿轮和轴上的受力计算根据受力简图5.1，可计算出变速器的齿轮和轴上的作用力。第一轴NNN中间轴NNNNN第二轴NNN5.3.2轴的强度计算如果在审查轴的强度和刚度，要求三轴式变速器支座反力从第一轴，你必须先找到第二波的支撑反作用力。它都应该检查的刚性和强度上的每个传动轴，这不仅是因为不同的齿轮电路功率传输的各种径向力和轴向力和重点已经改变。当检查的铰链轴支撑梁来检测发动机最大转矩的第一轴扭矩的计算。1、求第二轴支反力（1）在垂直平面内的支反力由得=1312.5N由得=37795N（2）在水平面内的支反力由得=－11404.5N=11929.1N2、求第一轴支反力=1313N=11394N3、求中间轴的支反力（1）在水平面内的支反力=5087N=8038N（2）在垂直平面内的支反力=2445N=5265.3N4、验算轴的强度在齿轮的径向和轴向力，在弯曲变形和周向力弯曲在水平面内的轴的垂直平面的轴的行为。获得的旋转反作用力垂直和水平面后，计算出适当时机垂直，水平的时刻。同时在轴的转矩和弯曲力矩（1）第一轴的轴应力计算在垂直方向的弯矩为=－61383MPa在水平方向的弯矩为=284850MPa则在弯矩和转矩的联合作用下=387399MPa故一轴的轴应力为=61.69MPa400MPa所以第一轴的强度合格。（2）第二轴轴应力计算在垂直面内的弯矩为=－24250MPa在水平面内的弯矩为=－1780812.5MPa则在弯矩和转矩的联合作用下=2109816MPa故第二轴的轴应力为=216.58MPa400MPa所以第二轴的强度合格。（3）中间轴的应力计算在垂直方向在水平方向=－25430MPa在弯矩和转矩的联合作用下=493410.34MPa故中间轴上的轴应力为321.82MPa400MPa5.3.3轴的刚度计算角落工作齿轮的影响最大的是在垂直偏转和轴在水平面内，合适的设备的变速齿轮的前中心而破坏，后者使齿彼此沿着倾斜引起的压力分布的纵向方向的尺寸不统一，1、第二轴的挠度和角的计算（1）第二轴挠度的计算由式(5.1)得第二轴在垂直平面内的挠度为而惯性矩I为mm故在垂直面内的挠度为=0.00878mm由式(5.2)得在水平面内的挠度为=0.0209mm故轴的合成挠度为=0.023mm0.2mm所以第二轴的挠度符合要求。（2）第二轴转角的校核由式(5.3)得=0.000284rad0.002rad所以第二轴转角符合要求。2、中间轴刚度的校核（1）中间轴挠度的计算和校核由式(5.1)得中间轴在垂直面内的挠度为=0.0057mm由式(5.2)得中间轴在水平面内的挠度为=0.0116mm故轴的全挠度为=0.0308mm0.2mm所以中间轴的挠度合格。（2）中间轴转角的校核由式(5.3)得中间轴的转角为=0.000425rad0.002rad5.4变速器轴承的选择和校核5.4.1第一轴轴承的选择和校核装上轴承第一波为40毫米，符合GB/规定T276-1994轴承6308，基本额定动负荷N，极限转速9000R/分钟选择的直径。实际加载条件往往与滚动轴承相关，以确定动态负载时不同。在轴承的寿命计算，你需要转换的电流负载和负载情况来确定额定动载荷时，在这个假设的负载当量动负荷为P的影响负载了实际负载下的假设一致相同的轴承寿命因而轴承寿命计算必须想找到当量动负荷。当量动载荷的计算公式为式中：，－径向、轴向载荷系数；，。－考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取1.2～1.8，在此取=1.4。=9502.64N5.4.2第二轴轴承的选择和校核求第二轴轴承的当量动载荷P=21356.56N则第二轴轴承的寿命为=3825.6h所以第二轴轴承的寿命符合要求。5.4.3中间轴轴承的选择和校核求中间轴轴承的当量动载荷NN而径向、轴向载荷系数为故中间轴轴承的当量动载荷为=3506.68N中间轴轴承的寿命为=8815.56h5.5本章小结为了达到正确装配关系，要对轴和轴承进行计算。除了满足装配关系，还要进行强度校核，来满足设计！第6章同步器和操纵机构的设计选用6.1同步器的设计选用该同步允许的变速容易，迅速，无影响，无噪音，延长齿轮寿命并提高车辆的加速和燃油经济性，所以，除了汽车变速器倒车档中，除了一个卡车停止，反转齿轮，其他块略偏设备可用。它需要较高的扭矩容量，性能稳定，坚固耐用。有压力式同步器，惯性和惯性激励三种。压力同步机制，有一个简单的设计，但无法保证的缺点接合元件在同步状态转变，不再使用。广泛使用在所使用的惯性式同步器。惯性式同步器同步提供了开关，稳定可靠，因此它最常见于现代汽车变速器使用。它可以在加强锁定惯性和惯性分享。最锁定环锁定销型的使用惯性锁定同步结构，尽管它们是不同的，但其原理并没有什么不同，有一个摩擦元件，其中所述锁定元件与所述弹性件[14]。挂挡是下对相对于摩擦构件的转动惯量的摩擦转矩，施加轴向力产生，从而使两部分被组合逐步同步;锁定元件为前停止同步转型的力量，如保持中立的立场啮合弹性部件设置在中性的，不影响总的结合和分离过程。6.1.1锁环式同步器锁定环同步器可靠，耐用，由于受限于摩擦锥半径，其扭矩容量不是光调整以下汽车，广泛应用于用于汽车和轻型客车和货车。被放置在三个轴向外离合器花键上的滑动件的运动沿着槽，它由两个对抗的耦合线圈及在设置压槽的内离合器的中心中心投影。阀芯端部，其在闭合环形间隙，该间隙比一个滑动接合齿宽度。变速时的驱动环和锥形阻塞你放置滑块与齿轮通过相对于通过一个角度由一个滑块，仅忙接合套筒锁定环齿轮头产生的离合器和滑动通过锁定环的摩擦转矩的速度差，并添加在末端具有锁定斜面，如在图6.2A，此时换挡力所示，锁紧环通过锁定斜面进一步按压，锥体之间的摩擦转矩被进一步增强，从而导致滑动。选择合适的参数，以使电源的移迫使锁定表面环阳性解锁转矩小于锥形生成前导挂挡可以防止之间的摩擦转矩。如果锥的转动惯量之间的摩擦扭矩，该过程的一部分后，以克服在转速和摩擦转矩消失的差，从而从块回正力矩锁定环6.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定1、接近尺寸通过第一阶段同步器换档中途，对在一次摩擦锥形侧面的摩擦锥环侧，并且相对于所述锁销用于齿锥之间的锥环接合的滑动套筒齿轮齿的轴向运动的联接接合轴向距离，邻近的大小已知的。尺寸应大于零，取=0.2〜0.3毫米。2、分度尺寸中央脚当销孔倒角倒角冲突的套齿啮合的订婚戒指之间的滑动斜面中心线距离的牙齿，称为索引的大小。尺寸应等于啮合齿距的1/4。尺寸和在锁定位置正确的同步啮合重要方面，应该调节。3、锁销转动距离安全销的滑动齿轮轴套转动锁销孔距离大小的索引。锁定销的直径，从关系锁定销转动到针孔直径4、锁销端隙端间隙意味着锁舌栓端部和锥形面环之间的摩擦，而需要锥形环齿轮套筒的端面之间的滑动摩擦的端面之间的距离>。<，然后，如果没有被移位在摩擦锥期间接触，换档套筒接合的锁定齿面已在接触位置，如此接近的大小<0，此刻由于摩擦锥浮动环，摩擦转矩作用的摩擦表面上，什么损失的同步屏障效应。以确保>0，应>=通常约0.5mm。摩擦锥环啮合齿面应该是一个空白，并叫回行程。保留保留行程由于摩擦锥形摩擦锥环由摩擦磨损，并在向下移位将增加移动至锥齿轮摩擦方向，少量。与此移动量的增加的磨损逐渐增加，逐​​渐减少至下降到零的间隙，那么在这种状态下的两个摩擦锥体和摩擦转矩的损失之间的间隙。现在，当可以实现摩擦锥形摩擦锥环的允许磨损范围同步器摩擦扭矩，也因为部分的损失的不能与同步变速箱摩擦锥环实现的是，它属于因为设计不良和影响同步器寿命。一般应为​​1.2至2.0毫米。在中立位置时，应保持在0.2〜0.5mm以下的锥状环形锥形摩擦轴向间隙6.1.4同步器主要参数的确定1、摩擦因数汽车更经常在运动的过程中转移，特别是在高速区移，同步器的工作往往意味着。同步是角速度的恶劣的工作环境的存在，以及所述同步环齿轮之间的连接，需要同步环有足够的寿命，该材料的耐磨性好，可以选择。为了获得较大的摩擦力矩，摩擦系数，并且需要的材料同步环大，性能稳定。工作在另一方面，在油中的同步，摩擦系数降低，带来了设计工作的难度。除了摩擦系数和产品，但也面对的表面粗糙度，润滑剂和其它因素的影响，类型和温度的选择。作为过渡到锥和环形齿轮和同步器锥形触点整体由碳素钢制成的一部分。锥，它改变的低摩擦系数的过程中的高表面粗糙度确保。如果表面圆锥大，容易损坏锥同步器齿环在第一时间。同步环通常用来确保足够高的强度和硬度，黄铜合金的耐磨性好早期的青铜合金拦截淘汰，因为人生苦短Yizao。。2、同步环主要尺寸的确定（1）圆锥同步环槽的线程上。如果面线螺旋槽较窄，然后刮好的电影在动作之间的摩擦锥。但上表面会影响接触压力的宽度较窄，加快磨损。实验还表明：齿尖宽度的主体，增加的磨损，并减少换档力上有很大的影响，所以很难齿顶宽度太大。螺纹槽设计得较大，可以从本被刮入油的螺纹之间的间隙，但它会，音高增加的接触面积增加，从而降低磨损率。大致轴向的漏极贮槽6至12中的3〜4毫米的槽宽。（2）半锥形的锥角。是摩擦锥半锥角越小，摩擦转矩。但摩擦锥太小，以产生一个自锁现象，避免自锁状态是。一般取=61-8。，=6，如果摩擦转矩是大的，但在严格控制表面粗糙度锥体，然后有一个粘并趋于咬;在=7.如果很少咬人的现象。（3）摩擦锥面的平均半径。设计得更大，更大的摩擦扭矩。通常由结构性制约因素，包括限制转让间距和大小和部件的布置连接关心，以及未来将采取很大的影响同步采取限制小的径向厚度尺寸，你不能得到大。条件下，基本上可以尽可能采取更大。（4）是锥形的工作长度。缩短锥形表面的长度，变速器的轴向长度可以缩短，同时也降低了锥形表面的工作区，增加了单位压力和加速磨损的。5）阻滞剂径向厚度。摩擦锥同步器环的平均半径安排了结构安排径向厚度的限制，其中包括转移的轴距，零件的平均半径的特定限制，并在锥形和困难，很厚以获得主题，但必须保证同步环有足够的强度，客运车同步环厚度比一些较小的，应取得锻造或精密锻造加工技术，这将增加该材料的屈服强度和疲劳寿命被使用。汽车同步器齿环用压铸工艺。选择锰黄铜材质锻造，铝，铜等材料中选择演员。具有高强度和钢的高耐磨性和摩擦，即钼电镀在由钢或铸铁的锥形同步环（0.3至0.5厚度）的钼络合物的一些齿轮，在钢和铜合金的范围内的摩擦系数的摩擦，和耐磨损性和强度得到显著改善。和钼的0.07〜0.12毫米厚喷涂基材的铜环的圆锥面的一些同步环。喷涂钼铜圈环生活2〜3倍。随着钢为基础阻滞剂不仅可以节约铜，同步环的强度增大。3、锁止角正确的锁定选定的角度，就可以确保只有角速度差零值要被移动的两个部分之间的位移已达。效果所选锁定角度的因素，摩擦特别是系数，锥形摩擦锁定表面平均半径的平均半径和锥体的半锥角的。4、同步时间如果同步操作，使得所述两个部分连接时，越短越好同步。除去尺寸同步，时间同步惯性效应。同步时间被减小轴向力。施加到手柄力的手柄上的轴向力的力的各种型号的要求之间的关系是不相同的5、转动惯量的计算改变基于同步部件的转速的过程中的位移，一种是被称为具有第一轴线齿轮啮合与中间轴与第二轴齿轮，齿轮常量的驱动元件，和一离合器板，中间轴和。其转动惯量的计算方法：首先，为了得到的部件的转动惯量，然后转化为另一种的齿轮同步的部件。现有部件，惯性值其力矩通常由扭力测定时，不制造的部件，这些部件合成惯性值可被分解成一个标准几何形状的数学公式计算6.2变速器操纵机构的设计选用6.2.1变速器操纵机构的分类相应的条件要求驾驶档位选择通过完成操纵机制，达到回移位或中性。传输控制机构应当履行以下主要条件：只有当她是在一个档位的变化在换挡后齿长度是由总挂自动关闭速度或自动挂挡挂意外反转班车防止轻巧。传输控制机构通常安装在盖子的顶部或侧面，有几个分开的。传输控制机制操作的滑动式的第二轴，离合器或同步请求另一个齿轮的齿轮。推动对机械传动，一组公共一旁通过变速杆，主要部分的块，叉，变速叉轴和锁定，自锁和倒档和其他组件，并且电源已经完成对驾驶员的齿轮选择指示换档到空档或推工作中，所谓的手动变速器[16]。根据传输控制模式中，发送可细分中：1、直接操纵手动换挡变速器如果齿轮可布置在靠近驾驶员座位可以直接安装在变速杆和手的强度和对驾驶员来完成的换档杆直接换档手动换挡功能，即所谓的直接操纵变速器。这种操作简单的结构方案是普遍。近年来，更多的应用单轨控制机构，降低了换档拨叉轴，这需要用一组自锁装置的各块，从而简化了控制机制的好处，但是，每个齿轮变化的定时相等。2、远距离操纵手动换挡变速器露胸部汽车或安排的总体限制后发动机和后轮驱动机动车转移，从驾驶员座位的传输上，然后让变速杆和一系列传动部件，手负载电路布置成由这些反应机构，以结束时移功能之间叉。手动变速箱，操作为远道而来的手动变速器知道。这就需要对整个系统的一个足够的刚度，和连接器之间的间隙不能过大，否则换档感觉不明显，并提高了变速杆震颤的概率。在这种情况下，应该由帧，其中一个小的车辆的振动，优选的换档致动器，马达，离合器，变速箱，为了避免对操作产生不利影响合并的变形传递到支架是固定的。3、电控自动换挡变速器尽管广泛应用级机械传动，但它有一个复杂的移位工作，对驾驶员的技术要求操作高和驾驶员疲劳等缺点。使上世纪80年代后，机械传动圈养的基础上，通过使用计算机和电子控制技术的自动切换，消除换档杆和离合器踏板。司机控制只是油门踏板，汽车在行驶过程中可自动完成确定的开关时间，然后关闭油门，离合器，挡位选择自动移动，参与和油门一系列的动作，让车有电，燃料消耗的增加，易于处理和减少驾驶员的劳动强度。6.2.2变速器常用操纵机构分析1-五、六挡拨叉；2-三、四挡拨叉；3-一、二挡拨块；4-五、六挡拨块；5-一、二挡拨叉；6—倒挡拨叉；7-五、六挡拨叉轴；8-三、四挡拨叉轴；9-一、二挡拨叉轴；10-倒挡拨叉轴；11-换挡轴；12-变速杆；13-叉形拨杆；14-倒挡拨块；15-自锁弹簧；16-自锁刚球；17-互锁柱销图6.4六挡变速器操纵机构示意图在原理图六速自动检查表明组成和排列。7,8,9叉轴10与端部由齿轮罩在相应的孔支承，轴向。所有叉并预留与弹簧针块对应舵固定。三个或四个换档拨叉上2设置块待用。2块3,4,14和叉下来的凹槽集尖端。当变速器处于空档时，深凹槽的每个凹槽中与叉杆13球头的下端横向平面齐平的。如果换档杆可绕其水平转动其推力杆13从枢轴拨叉轴11的下端，使得所述叉杆对准的球窝接头中根据所选择的齿轮的下端，以选择变速挡槽的球形支点部和然后将变速杆纵向摆动，通过拨叉轴和叉子叉杆向前或向后驱动，可以实现挂挡。例如，水平枢轴杆，使叉杆选择球的下端槽3在块的顶部，然后用拨叉轴选择纵向枢转杆，使得一起9块3和5叉，有一定的距离在长度方向可前进中的移动可被连接到第二齿轮;向后移动一定距离时，则在块的总和。当的叉杆球槽的切换块14的下端，并且移动链接前进的距离，然后以相反的。[17]图6.5变速器倒挡锁和选挡锁装置以确保该转移是在所有情况下是如下要求正确，安全和可靠的操作，以发送控制机构取得：传输本身不从块或在过渡保证，控制器应当具有要配备自锁，以确保传输是不一样的挂在两个齿轮中，必须用一个锁定装置被设置在转向系统是可用的;防止滥用挂倒挡，发送控制机构应配有倒档锁。如图6.56.3变速器箱体的设计传动箱的尺寸为尽可能小，具有低质量和足够的刚性，以保证当轴不倾斜和阵营。传输的横截面尺寸应的构成齿轮下得到保证，而且还设计了要注意的是有5〜8毫米壳体侧壁和的齿顶的旋转，通过增加的液压阻力润滑油否则会导致使噪声和传输过热之间的间隙。之间从上到下速变速箱离开不小于15毫米的间隙。为了增加与齿轮壳体的刚性，壳体应设置有加强肋。方向和强度的肋相对于所述轴的轴承的方向。变速箱壳壁不应该过大的平坦吸收振动和噪声的传播。当使用铝压铸外壳，可以设计一些三角形的横肋以提高刚性，减少外壳组件的噪声。上油并把变速箱的设计注入孔石油和排水孔。注意该孔的位置将进行中的润滑油的水平，同时将其作为该评价中的油位。应形成在壳体的最低点排水孔。排水塞洛螺永磁插头，它可以在内部的润滑油的金属颗粒吸剩余。以使存储总分从波在变速器壳体，轴承润滑剂后的第一或第二电波的间隙，然后流回，打开回两个轴承之间的孔中的正面或变速箱壳的后端常常孔。保持在发送的内部的空气压力，搭载在变速箱顶部的泄放阀。如果服用3.5〜4毫米后为了减小齿轮箱的压铸铝合金的质量，壁。当使用铸铁外壳，壁厚取5〜6毫米。增加发送壳体壁的厚度，刚度和强度，虽然壳体可以改善，但质量会增加，并增加材料消耗，提高了成本[18]。卡车变速箱应提供一个电源端口。6.4本章小结明确设计依据，使绘制图纸完美，，应该通过变速器和箱体的介绍以及设计标准为主要内容！结论设计本田CRV五速自动变速器。确定机动车辆的基本参数为每个齿轮比确定的，计算出的齿轮轴强度检查的大小，并使用AutoCAD地图从零件和装配图的大部分地区。本田CRV设计传输。采用中间轴齿轮，直接文件传输的效率是最高的，磨损和噪音是最小的，当一个更大的驱动器。改变传动比，扩大驱动轮扭矩和速度的变化的范围，以适应工作条件不断变化，而在有利的条件的发动机工作时，如果不改变汽车驾驶向后曲轴的旋转的电机方向;使用中性断裂动力传递，从而使发动机可以启动，是自由的，并有利于在发送电路或功率输出。在紧张和痛苦的最终草案难以度过最后四年的大学生活！通过自己的思考和获取信息，并最终成为了过去四年的大学工作！参考文献[1]刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001.[2]王望予.汽车设计[M].北京:机械工业出版社,2000.[3]陈家瑞.汽车构造[M].北京:人民交通出版社，2001.[4]侯洪生，王秀英.机械工程图学.北京：科学出版社，2001：225～333[5]成大先.机械设计手册Vol2)[M]..北京:化学下业出版社，1994.[6]韩林山.机械优化设计[M].郑州:黄河水利出版社，2003.[7]董宝承.汽车底盘.北京：机械工业出版社，2004：32～81[8]汽车工程于朋编辑委员会.汽车工程手册(设计篇)[M]北京:人民交通出版社，2001:386-387.[9]石允国.