（全日制本科毕设）三轴六档汽车变速器设计（全套图纸CAD哟）

各支承力的计算公式轴向载荷轴受力分析图轴受力分析图图中轴前轴承对轴作用力的作用点轴后轴承对轴作用力的作用点二轴前轴承对轴作用力的作用点轴常啮合齿轮所受轴向力径向力切向力轴前轴承对轴的水平垂直作用力轴后轴承对轴的水平垂直轴向作用力二轴前轴承对轴的水平垂直作用力轴常啮合齿轮齿轮节圆半径。

各支承力的计算公式轴向载荷计算挂入挡非直接挡时各轴所受扭矩发动机输入的扭矩为，轴所受扭矩为，二轴所受扭矩为为该挡位传动比。

计算各齿轮所受切向力轴向力径向力常啮合齿轮切向力轴向力径向力为齿轮螺旋角，为齿轮法面啮合角。

挡齿轮切向力轴向力径向力为挡齿轮螺旋角为挡齿轮法面啮合角。

直接挡时各齿轮所受轴向力径向力切向力均为零。

计算各轴承的载荷代入上式，可求得各轴承在挡时的载荷。

计算各轴承的总当量动载荷计算各轴承在各挡位时的径向载荷及轴向载荷例如轴后轴承在挡时的径向载荷轴向载荷计算轴承在各挡位时的当量动载荷根据所选轴承型号，查表得到径向系数轴向系数。

计算公式计算轴承的总当量动载荷直接挡时各轴承的动载荷均为零，因此只计算挡的当量动载荷，并以挡所需转数作为预期寿命进行校核。

计算二轴后轴承的总当量动载荷二轴后轴承在挡的当量动载荷分别为，各挡转数的分配比例为。

根据损伤积累假说，轴承的总当量动载荷为ε轴承寿命指数球轴承ε计算轴的后轴承的总当量动载荷轴的后轴承的总当量动载荷为校核轴承寿命第轴前轴承在传递扭矩时，内外圈无相对运动，所承受的是静载荷，该轴承的选择与传动中其它部件的设计有关，本文不对其进行校核。

其余轴承的校核步骤如下计算各轴承挡时寿命计算公式ε其中轴承的额定动载荷。

计算各轴承在挡时所需寿命汽车轴承般以汽车大修里程作为其预期寿命。

在此里程中第二轴总转数总.为主减速，为车轮滚动半径。

第二轴后轴承在挡所需寿命为第轴后轴承在挡所需寿命为扭矩系数路程系数根据上述公式计算结果如下轴承在各挡位时的当量动载荷二轴后轴承ⅠⅡⅢⅣ中间轴前轴承ⅠⅡⅢⅣ中间轴后轴承ⅠⅡⅢⅣ轴后轴承ⅠⅡⅢⅣ各轴承总当量载荷表.二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承轴后轴承各轴承寿命转表.二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承轴后轴承各轴承所需寿命转表.二轴后轴承中间轴轴承轴后轴承因为各轴承寿命各轴承所需寿命，所以选用的轴承合格。

.变速器同步器的设计同步器的结构在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示图锁环式同步器变速器齿轮滚针轴承结合齿圈锁环同步环弹簧定位销花键毂结合套如图，此类同步器的工作原理是换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。

之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过个角度，并滑块予以定位。

接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第阶段结束。

换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。

齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换挡过程的第二阶段工作。

之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合图，完成同步换挡。

图锁环同步器工作原理同步环主要参数的确定同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。

但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。

试验还证明螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。

螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。

图中给出的尺寸适用于轻中型汽车图则适用于重型汽车。

通常轴向泄油槽为个，槽宽。

图同步器螺纹槽形式锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。

但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。

般。

时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向在时就很少出现咬住现象。

本次设计中采用的锥角均为取。

摩擦锥面平均半径设计得越大，则摩擦力矩越大。

往往受结构限制，包括变速器中心距