五菱宏光手动变速器设计(编辑修改稿)

五菱宏光手动变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

作 起来会有较高的 噪声，且易损坏。 此外， 一档的速比设计的要较小些，所 以本设计采用中间轴式变速器。 倒挡布置方案 与前进挡位比较，倒挡使用 的时候较少 ， 但是是汽车必不可少的一个功能， 而且都是长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 第 3 页 共 58 页 在停车 的时候才会使用搭档 ，故采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。 图 为 中规中矩的 倒挡布置方案。 对轴的长度缩短的第一齿轮的倒车挡 ，优 点也 中间轴 中 使用。 优点在图 方案示为当使用中间轴，从而缩短了中间轴的长度的第一齿轮的倒档。 但移位两个齿轮啮合，以使在位移是困难的。 图所示的实施方案中的可 得到较大的反向齿轮比，不足之处是不合理的切换程序。 在图 所示的前一实施例的 缺点已被修改，从而取代图 所示的方案。 图 所示的实施例是形成在中间轴齿轮一体倒档，就会延长齿宽。 图 所示的实施方式是不断所有齿轮对齿齿轮，换档更加便于携带。 为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度和一些卡车反向齿轮传动与图 克所示的情况。 不足之处是一个倒档各设有一个转印叉轴，由此在传动罩复杂的操作机制。 因为在第一档和倒档的变速器具有一个较大的工作力，它仍然是在两轴传动轴传动的中间低和倒挡，它应位于支承轴附近，以减少轴的弯曲在一个地方，以确保做到这一点的过渡性覆盖率减少了很多，并按照低速 高速传输在每个块的排列顺序，所以无论是大轴的刚性不够，还要保证安装方便。 虽然倒档齿轮，该齿轮比在其附近的一齿轮比，但因为使用了倒档的很短 ，从这个起点，某些节目被布置在支撑体的轴的附近的块中，并随后被置于倒档。 此时，当倒档工作，工作齿轮磨损和齿轮噪声期间减少了传输的磨损并在很短的时间在噪声略有增加，在相同的时间。 另外，中间齿轮的倒档可以用于倒档有影响力状态的传动轴的左侧或右侧，见图。 图 倒挡布置方案 长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 第 4 页 共 58 页 图 倒挡轴位置与受力分析 齿轮形式 斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮比较 ，它的使用齿面重合度高寿命比较长，传动平稳，工作时噪声较低，但 直齿圆柱齿轮 具有传递 动效率高的特点 ，主要应用在倒档和一档上面使用，所以 设计中一挡和倒挡 要用平凡的 直圆柱齿轮，其他 的 挡都是 用高性能的 斜齿圆柱轮。 换挡机构形式 直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种 主要换挡机构 形式。 当汽车，每个块不同的过渡角速度，使得轴向位移直径齿轮的变化会影响牙齿表面和伴随的噪声。 这使得通道结束过早磨损和损坏，而司机紧张和通过移位和使乘坐舒适性降低产生的噪音。 只用人工技术驱动程序 （如离合器脚），当换档时，上述缺点克服没有影响。 但此刻驾驶员的注意力被分散，会影响行车安全。 因此，虽然这种转变的结构，但很少用于以简单的方式，除了一个块，倒档之外。 由于第二齿轮的透射轴和啮合的副轴齿轮，它可以被用来移动离合器。 此时，因为在同一时间通过与动力换档齿打击搞多。 牙齿不参与移位，他们不会被过早损坏，但是，是不是消除换挡冲击，它仍然需要驾驶员资格的技术。 由于加入的耦合和惯性常啮合齿轮，变速器的转动部分的总力矩的进一步增加。 因此，当前移法只适用于一些不太复杂的设备和重型卡车变速器。 这是因为，重型货车 之间的雄性齿轮相对较小，该切换机构被连接到片小，减少之间的角速度差以使得离合器开关和制造成本，并减少传输距离。 使用同步器可以在技术要快，无冲击，无噪声移位，而不管控制的程度这一点。 为了改进车辆加速，燃油经济性和驾驶安全比较这两个位移的方法，尽管它有一个复长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 第 5 页 共 58 页 杂的机制，以产生高精度的轴向尺寸等缺点，它仍然是普遍。 同步或离合器开关移动滑动开关圆通比小中风。 在超宽滑动齿轮的情况下，这种差别甚至更加明显。 为了便于操控，到另一个变速杆旅游需求的变化尽可能地。 车出块是传播的主要故障之一。 为了解决这个问题，在此过程，但 是也实际程序更有效的措施，在结构如下动作： 锁定装置，以确保移动换档拨叉轴相互拨叉轴被锁定时，是该机构的作用，以防止在连接两档， 窜挡，乱党问题。 （ 1）锁定销型 图 是使用最广泛的一种机制，锁销和顶销被安装在换挡拨叉轴之间的汽车，销和槽的长度，以确保锁定。 图 ，中立位置时，可在此时或者叉轴自由移动。 图 ， B， C， D 为一个叉轴在工作位置，而另一叉轴被锁定。 图 互锁销式互锁机构 （ 2）块枢轴锁定 图 是一个锁定块锁定机构概略摆动锁定螺钉块装有壳体上同心波和自由旋转的螺杆的轴线转动， 杠杆锁定放置块选头箱，此时，锁紧块的一个或两个突起 A 文件住其它两个换档拨叉轴槽的，不能保证换挡时，她分两批加入。 （ 3）将颚式 图 是用类似的夹爪锁紧装置的旋转的锁定机构的原理的块。 摇杆头选入钳口，夹板上轴旋转的一个。 转动杠杆夹持板时在所选择的换档叉轴槽的选档杆，然后夹具的一个或两个颚采取其他两个换档拨叉以确保所述互锁措施。 可以提供操作装置，以确保该机构不会被误认为相反。 作为一项规则，在反向叉或 U形夹装有弹簧机构，以允许驾驶员在位移时由于弹簧力，造成显著的感觉。 该锁定机构还包括一自锁，反向决定性两个 机构。 的滑动的自锁机构的作用将锁定全齿长度，以确保参与的接合，并防止在该文件中的自动和在过渡。 自锁球形和棒状锁定机构有两种类型的锁定机构。 逆止器的作用，确保驾驶员有更多的力量杠杆，才接反提请注意的作用，防止其反向，导致安全事故适用。 长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 第 6 页 共 58 页 使用自锁的锁定机构的结构，联锁，扭转锁。 为了实现自锁球自锁，互锁锁销。 限制使用反向锁弹簧来实现，所以驾驶员为了防止意外的感觉相反。 变速器轴承 变速器轴承传统圆柱滚子轴承，外球面轴承，滚针轴承，圆锥滚子和滑动轴承，轴套等。 至于什么应的结构限制承重特性来使用。 图 摆动锁块式互锁机构 图 2. 6 转动钳口式互锁机构 紧凑汽车传动结构，体积小，使用较大尺寸的轴承结构是有限的，经常有困难的结构。 作为第二轴支承在第一齿轮恒定内腔轴传输以足够的尺寸圆柱滚子轴承的内腔的前端能如果空间是使用的滚针轴承不足进行安排。 第一波的传输支持，因为滚珠轴承在飞轮空腔的前端时，有足够的空间，以承受长力。 经常从事球推力传输，后轴轴承通过的第一变速箱壳体，在那里它共享第一轴轴承的轴承外圈。 后端第二波通常用于球轴承，轴向和径向力。 产生中间轴齿轮的推力时，可在原理从前面或后 轴承站的工作，但是，必须如所述壳体的前表面被布置成支撑轴承帽困难的时候是轴承的轴向力从与圆柱滚子轴承的径向力的前端的后端， 的圆锥滚子轴承的转移，尽管具有小直径，大的宽度，因此有大容量，并且能够产生高载荷承受等，而且还必须的调整预紧，安装工作，易后轴齿轮缺点斜携带不当忙。 传输第一中间轴后轴承和第二轴后轴承的第一轴，用于按照该系列的直径一般在串联球形或圆柱滚子轴承。 由轴承从广播中心和外壳套的后壁，的直径，以确保两个轴承孔之间的距离不小于 6〜 20mm时，轻型卡车和汽车的下限。 滚针轴承，衬套，主要用于在传动轴 ，不固定连接，并同时需要的地方的相对运动。 滚针轴承具有滚动阻力小，传动效率高，与径向游隙，定位精度高，操作，齿轮和其他有用的好处。 径向滑动套筒与尺寸的间隙，便于携带，在间隙之后增加传输的定位和操作的操作过程中的精确度和增加的噪声。 滑动套筒的优点是制造简单，成本低。 在本 次 设计中，由于工作条件 的限制，所以要更加精准的选 选圆锥滚子轴承 和 深沟球轴承 以及 滚针轴承。 长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 第 7 页 共 58 页 本章小结 本章通过首先为车辆变速箱的设计和传输的主要参数的设计是必要满足的基本要求开始，对自己的设计也有一定的规范。 然后变速器和齿轮组件的 变速机构 在简短的介绍的形式，分析每个传输方案的优点和缺点，选择传输的适当和有效的传输方案和设计经常会出现一些问题，为计算收益齿轮和轴奠定了良好的基础。 齿轮箱的最终形状，做了介绍，并比较的优点和上述变速器的缺点可以形成一个合理的选择。 提供多种形状转移分析和容易出现的问题和相应的解决方案，最终使工作条件和工作条件的浪潮之后做出的选择，而且在滚子轴承的形式。 长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 第 8 页 共 58 页 第 3 章 变速器设计和计算 挡数 增加对提高汽车的动力性和经济，齿轮的数量。 记录号，传输的更 复杂的结构中，和轮廓和质量的大小。 与此同时复杂运行机制和移位在使用频率增加。 在最低的等级，在相同条件下，无疑将增加的传动比之间的传动比减小的低挡和相邻高速，轮班工作很简单。 要求的 以下相邻比率之间的比率，一小的移位的限制工作更容易。 相邻的变速比之间的高速范围比的传动比之间的邻接块面积小于低得多。 在最近几年中，为了减少燃料消耗，在上升的帧编号。 目前，汽车通常是四个 56 档，配合五速变速箱更卡车高级轿车采用四个 56齿轮或齿轮。 店质量卡车 2〜 采用的是五速变速器，装车 4〜 6 速变速箱 8T 质量。 多级变速器 和卡车和越野车。 设计为 5速变速箱 传动比范围 变速比是旋转的最低和最高齿轮比的齿轮比的传输范围的比率。 比率来确定周和所选择的发动机参数，最大速度和车辆的使用，以及其他因素。 汽车传动比目前的 3到 4，光 56，其他货车的商用车更大。 各档传动比的确定 主减速器传动比的确定 发动机转速与汽车 运动的 速度的关系式为： iirnuga  （ ） 式中 au —— 汽车行驶速度（ km/h）； n —— 发动机转速（ r/min）； r —— 车轮滚动半径（ m）； 长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 第 9 页 共 58 页 gi —— 变速器传动比； 0i —— 主减速器传动比。 由上文可知最高车速 maxau = maxav =139km/h；最高档为超速档，传动比 5gi =1； 由于轮胎规格 是 170/70R14 所以 得到 r =（ mm）；发动机转速 n = pn =（ r/min）；上式可以 得到主减速器传动比 为 ： 7  ag ui nri 最低档传动比计算 按最大爬坡发达程度到最大容量的条件下，要求所用的斜最大斜坡角，驱动力应满足 余下式 ： m a xm a x0m a x s i nco s  GGfr iiT tge  （ ） 式中 G —— 车辆总重量（ N）； f —— 滚动阻力系数 ， 对 良好 路面 μ=~； maxeT —— 发动机最大扭矩（ Nm）； 0i —— 主减速器传动比； gi —— 变速器传动比； t —— 为传动效率（ ~）； R —— 车 轮滚动半径； max —— 最大爬坡度 本设计为能爬 30%的坡，大约 。 由公式（ ）得： teg iTrGGi  0m a xm a xm a x1 )s i nc o s(  （ ） 已知： m=2880kg； f ；   ； r=； 108maxeT Nm； i ；g=； t ，把以上数据代入（ ）式： 长 春 大 学 毕业设计（论文）纸 第 10 页 共 58 页 0 8。