作面加工成斜齿面，形成倒锥角般倾斜，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力图.。这种结构方案比较有效，采用较多。图.防止自动脱档的结构措施在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图.所示此段切薄图.防止自动脱档的结构措施加工成斜面图.防止自动脱档的结构措施同步环同步器齿鼓接合套弹簧滑块止动球卡环输出轴齿轮图.锁环式同步器.本章小结本章根据汽车设计所学的变速器设计知识对汽车变速器的结构形式和动力传动布置形式及倒档布置形式进行初步的选择。第章变速器主要参数的选择与主要零件的设计.变速器主要参数的选择挡数变速器的挡数可在个挡位范围变化。通常变速器的挡数在挡以下，当挡数超过挡以后，可在挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。转动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在之间，轻型货车在之间，其他货车则更大。中心距中间轴式变速器中心距的确定。初选中心距时,可根据下述经验公式计算。.式中，为变速器中心距中心距系数，车用车.商用车对多档.为发动机最大转矩•为变速器档传动比η为变速器传动效率，取。乘用车变速器中心距的确定。乘用车变速器的中心距在范围内变化，而商用车的变速器中心距在范围内变化。原则上，总质量小的汽车，变速器中心距也小些。轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关四档五档六档当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数应取给出系数的上限。为检测方便，取整。齿轮参数模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是乘用车和总质量在的货车为总质量大于.的货车为。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡见表.。压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用等小些的压力角对商用车，为提高齿轮承载能力应选用.或等大些的压力角见表.。国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为。表.汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量货车的最大总质量.模数表.汽车变速器常用齿轮模数系列.二系列螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。根据图.可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件。由于，为使两轴向力平衡，必须满足。.式中为轴向力为圆周力，为节圆半径为中间轴传递的转矩。实验证明随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳噪声降低。图.中间轴轴向力平衡最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用轿车变速器两轴式变速器为。中间轴式变速器为。货车变速器。货车变速器螺旋角。初选挡斜齿轮齿轮螺旋角为，其余挡斜齿轮螺旋角。．齿宽应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。通常更据齿轮模数的大小来选定齿宽。直齿,为齿宽系数，取为。斜齿，取。第轴常啮合齿轮副的齿宽系数，可取大些，使接触线长度增加接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。齿顶高系数齿顶高系数对重合度齿轮强度工作噪声轮齿相对滑动速度轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小工作噪声大但因轮齿收到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为齿轮上受到的载荷集中作用到齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后。短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为.。.变速器各挡传动比的选择初选传动比.式中，为汽车最高速度为为发动机最大功率转速为车轮半径为变速器最小传动比六挡传动比为主减速器传动比。.双曲面主减速器，当时，取，当时取，轻型商用车在范围，最大传动比的选择档数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车般用个档位的变速器。本设计采用个档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度驱动轮与路面的附着力汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，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。故有满足最大爬坡度根据汽车行驶方程式.汽车以挡在无风沥青混凝土干路面行驶，公式简化为式中，为汽车重力.为发动机最大转矩为主减速器传动比为机械传动效率为车轮半径为滚动阻力系数为爬坡度，选取.。.。所以由式。满足附着条件。•.式中，为驱动桥荷前桥为附着系数在沥青混凝土干路面，，取.。.。由公式得。选取档传动比为.。超速档的的传动比般为，本设计去五档传动比Ⅴ.。其他各挡传动比的确定按等比级数原则，般汽车各挡传动比大致符合如下关系式中常数，也就是各挡之间的公比因此，各挡的传动比为.各挡齿轮齿数的分配在初选了中心距齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。图.动力传动示意图确定档齿轮齿数.为了求，的齿数，先求其齿数和，.式得.为避免发生根切现象选取。.选取。对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。.根据公式.。对螺旋角的修正对挡齿轮进行角度变位式中为压力角为端面压力角为螺旋角为端面压啮合角为理论中心距为中心距。根据公式.。经过查机械设计手册变位系数之和.。中心距变动系数.齿高变动系数.分度圆直径齿顶高齿根高全齿高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数确定二挡齿数.为了求，的齿数，先求其齿数和，.由公式得.，选取,。对螺旋角的修正对二挡齿轮进行角度变位式中为压力角为端面压力角为螺旋角为端面压啮合角为理论中心距为中心距。根据公式.。经过查机械设计手册变位系数之和.。中心距变动系数.齿高变动系数.分度圆直径.齿顶高齿根高全齿高齿顶圆直径.齿根圆直径.当量齿数确定三挡齿数.为了求，的齿数，先求其齿数和，.式得.，选取。对螺旋角的修正对三挡齿轮进行角度变位式中为压力角为端面压力角为螺旋角为端面压啮合角为理论中心距为中心距。根据公式.。经过查机械设计手册变位系数之和.。中心距变动系数.齿高变动系数.分度圆直径.齿顶高齿根高全齿高齿顶圆直径齿根圆直径.当量齿数确定四挡齿数.为了求，的齿数，先求其齿数和，.式得.，选取。对螺旋角的修正对四挡齿轮进行角度变位式中为压力角为端面压力角为螺旋角为端面压啮合角为理论中心距为中心距。根据公式。经过查机械设计手册变位系数之和.。中心距变动系数.齿高变动系数.分度圆直径.齿顶高齿根高全齿高齿顶圆直径.齿根圆直径当量齿数确定五挡齿数第二输出轴与输入轴的中心距。.为了求，的齿数，先求其齿数和，.式得.，选取。对螺旋角的修正对五挡齿轮进行角度变位式中为压力角为端面压力角为螺旋角为端面压啮合角为理论中心距为中心距。根据公式.。经过查机械设计手册变位系数之和.。中心距变动系数.齿高变动系数.分度圆直径齿顶高齿根高全齿高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数确定六挡齿数第二输出轴与输入轴的中心距。.已知，.式得.，选取。对螺旋角的修正对五挡齿轮进行角度变位式中为压力角为端面压力角为螺旋角为端面压啮合角为理论中心距为中心距。根据公式.经过查机械设计手册变位系数之和.。中心距变动系数.齿高变动系数.分度圆直径.齿顶高齿根高全齿高.齿顶圆直径.齿根圆直径.当量齿数.确定倒档齿轮齿数.初选倒档传动比为.。倒档和输入轴的中心距.