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总第轴后轴承在挡所需寿命为总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，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将取大些。本次设计中采用的为。锥面工作长度缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计中考虑到降低成本取相同的取。同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀层钼厚约，使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取。锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数擦锥面的平均半径锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在范围内变化。本次设计锁止角取。同步时间同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取对轿车变速器高挡取，低挡取对货车变速器高挡取，低挡取。本章小结通过对变速器主要参数的选择与主要零件的设计，基本确定了本变速器的结构。确定了变速器的挡数中心距及齿轮基本参数，并对所设计选用的齿轮轴轴承等进行了相关校核，通过反复比对校核基本确定了齿轮与轴的各项具体参数。另外对同步器的基本尺寸进行了计算选取。结论本次设计是宝马手动车型的变速器部分。基于其具体车型与使用条件，主要对本变速箱的结构与基本零部件进行了设计，包括齿轮传动部分操纵机构部分等，并进行相关的计算与校核。本变速器选用三轴六挡形式，采用锁环式同步器换挡。所设计的齿轮轴及选用的齿轮结构均符合要求，其强度经过核算也满足要求。本变速器的特点是扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产使用和维修，价格低廉，而且采用结合套换挡，可以使变速器换挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了挡手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求变速器换挡时用结合套，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。摘要变速器是汽车传动系中的主要部件之。变速器由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转距和转速的数值和方向操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的改变，即实现换挡，以达到变速变距。本题目主要进行轿车三轴六挡机械式变速器的设计，包括变速器的整体结构和齿轮传动部分的设计，并进行相关的计算与校核。经过设计与校核，该变速器主要结构符合设计标准零件强度也达到了使用要求。关键词汽车机械变速器三轴六挡传动比齿轮目录摘要第章绪论选题的背景及意义变速器的功用和要求国内外研究状况部分已知的主要参数本章小结第章机械式变速器的概述及其方案的确定变速器结构方案的确定变速器传动机构的结构分析与型式选择倒挡传动方案变速器主要零件结构方案的分析齿轮型式换挡机构型式本章小结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和传动比中心距轴向尺寸齿轮参数各挡传动比及其齿轮齿数的确定确定各挡齿轮的齿数齿轮变位系数的选变速器齿轮的强度计算与材料的选择齿轮的损坏原因及形式齿轮的强度计算与校核变速器轴的强度计算与校核变速器轴的结构和尺寸轴的校核