1、车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器比较还有结构简单制造容易能够减低制造成本及减小变速器长度等优点。使用同步器能保证迅速无冲击无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂制造精度要求高轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便发，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这点。防止自动脱挡的结构图.防止自动脱挡的结构措施自动脱挡。

2、校核五挡齿轮为斜齿轮，由式.弯曲强度校核的公式为式中齿形系数由图.得，。将各参数代入式中得所以齿轮的弯曲强度合格。接触强度的校核由式.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主从动齿轮节点处的曲率半径，将各参数代入公式后得所以五挡齿轮的接触强度合格。.本章小结在齿轮设计计算过程中，需要全面考虑，分清主次要方面，最大限度的平衡各方面关系，设计出正确的齿轮形式，完成了对齿轮的设计计算问题。第章变速器轴和轴承的设计计算.初选变速器轴的轴径和轴长变速器在工作时承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降。

3、击，并克服上述缺点但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除挡倒挡已很少使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此，目前这种换挡方法只在些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货。

4、核二挡齿轮为斜齿轮，由式.得齿轮的弯曲应力公式为式中齿形系数由图.得，。将二挡齿轮的参数代入上式后得所以二挡齿轮的弯曲强度合格。接触强度校核由式.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主从动齿轮节点处的曲率半径，将参数代入公式后得所以二挡齿轮的接触强度合格。三挡齿轮的强度校核弯曲强度的校核三挡齿轮为斜齿轮，由式.得齿轮的弯曲强度公式为式中齿形系数由图.得，。代入各参数后得所以三挡齿轮的弯曲强度合格。接触强度的校核由式.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主从动齿轮节点处的曲率半径，将参数代入公式后得所以三挡齿轮的接触强度合五挡齿轮的校核弯曲强度的。

5、的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的反力后，计算相应的垂向弯矩水平弯矩。则轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为式中为轴的直径，花键处取内径为抗弯截面系数，在低挡工作时，。下面计算各轴在弯矩和转矩作用下的轴应力。第轴的轴应力计算在垂直方向的弯矩为在水平方向的弯矩为则在弯矩和转矩的联合作用下故轴的轴应力为.所以第轴的强度合格。第二轴轴应力计算在垂直面内的弯矩为在水平面内的弯矩为.则在弯矩和转矩的联合作用下故第二轴的轴应力为变速器设计摘要紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术如两脚离合器才能使换挡时齿轮无冲。

6、是变速器的主要故障之。由于接合齿磨损变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种将两接合齿的啮合位置错开，如图.所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄切下，这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图.所示。将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角般倾斜，使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图.所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成。

7、低齿轮的强度耐磨性及寿命。设计变速器轴时，其刚度大小应以能保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按以下公式初选则.故可取第二轴的最大直径，中间轴的最大直径。第轴花键部分的直径可根据发动机的最大转矩•按下式初选则故可取第轴花键部分的直径为。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故中间轴可初选为。第二轴故第二轴的长度可初选为。初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键弹性挡圈等标准以及轴的刚度和强度验算结果进行修正。.轴的结构设计如图.所示，根据轴的受力，取第轴装轴承处的直径为，第二轴装轴承。

8、略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有则由最大爬坡度要求的变速器挡传动比为.式中汽车总质量，重力加速度，道路附着系数，驱动车轮的滚动半径，发动机最大转矩，主减速比，.汽车传动系的传动效率，。将各数据代入式.中得根据驱动车轮与路面的附着条件可求得变速器挡传动比为.式中汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，道路的附着系数，计算时取其他参数同式.。将各数据代入式.得通过以上计算可得到，在本设计中，取。变速器其他各挡传动比的确定变速器的四挡为直接挡，其传动比为.，中间挡的传动比理论上按公比其中为挡位数的几何级数排列，实际上与理论值略有出入。将各数代入式中得则变速器其他各挡的传。

9、处的直径为，中间轴装轴承处的直径为。图.齿轮和轴上的受力简图.变速器轴的强度计算齿轮和轴上的受力计算根据受力简图.，可计算出变速器的齿轮和轴上的作用力。第轴中间轴第二轴轴的强度计算在进行轴的强度和刚度验算时，欲求三轴式变速器第轴的支承反力，必须先求出第二轴的支承反力。应当对每个挡位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为挡位不同不仅齿轮的圆周力径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支承的梁，第轴的计算转矩为发动机的最大转矩。求第二轴支反力在垂直平面内的支反力由得.由得在水平面内的支反力由得求第轴支反力求中间轴的支反力在水平面内的支反力在垂直平面内的支反力.验算轴的强度作用在齿轮上。

10、构布置方案，对两轴式和中间轴式的变速器的结构特点作了简要说明，分析了各种方案的优缺点，同时介绍了几种常见的倒挡机构布置方案，并比较了各个方案的优缺点。在零部件的选择部分，对变速器齿轮换挡机构的形式和变速器防止自动脱挡的结构进行了分析和说明。最后结合本次设计所依据车辆的主要技术参数，选择了本设计的传动机构布置方案和零部件的结构形式，作为以后各章节设计的基础。第章变速器主要参数的选择和齿数分配.变速器各挡传动比的确定变速器最低挡传动比的确定在选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度驱动车轮和地面的附着力汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑确定。汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽。

11、动比为.中心距的确定对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距。它是个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。还有，变速器中心取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。中间轴式变速器的中心距可根据。

12、台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。变速器轴承变速器的第二轴前端支承在第轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第轴第二轴的后部轴承，以及中间轴前后轴承，按直径系列般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于。.本设计所采用的传动机构布置方案在本次设计中采用挡中间轴式变速器。采用如图.所示的传动机构布置方案。其中齿轮结构形式斜齿圆柱齿轮换挡机构形式为环式同步器的方案。图.变速器传动机构布置方案.本章小结本章主要依据变速器几种常见的传动机。

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