变速器
m）； gi —— 变速器传动比； 0i —— 主减速器传动比。 查表 ：该车极速 maxau = maxav =190km/h；超速档就是最高档；发动机转速 n = pn =6000（ r/min）；轮滚动半径由所选用的轮胎规格 235/70 R16 得到 r = 235*+16*(mm) 此次设计选择五档作为超速档，传动比为 . 传动比计算公式转换为： 3 00 03 ag
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
b|cosa 查 机械制造工程原理，冯之敬主编表 710 可得半精镗Ry=,Ha=,IT11—IT1 —10，取 Ta 为 IT12。 查互换性与技术测量可得： IT12=, 综上： Zb= 17 工序尺寸、公差、表面粗糙度及毛坯尺寸的确定 工序名称 经济精度 公差值 表 面粗糙度 Ra 加工余量 基本尺寸 工序尺寸 半精镗 h12（ ） 22 Φ 0 钻孔 h12（ ） 6 Φ 0.
, 0. 22xx 故。 两齿轮分度圆仍相切 ， 节圆与分度圆重合 ， 全齿高不变。 一挡齿轮参数如表。 （ 2）对中心距进行修正 因为计算齿轮和 hZ 后 ， 经过取整数使中心距有了变化 ， 所以应根据取定的 hZ 重新计算中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 702 coshnZmA mm。 （ 3）确定常啮合传动齿轮副的齿数 由一挡传动比 291 1 10ZZi ZZ
=18mm, b3=20mm, b4=18mm b5=18mm, b6=20mm, b9=18mm, b10=20mm； （五）各档齿数 Z 齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数。 * 一档齿轮齿数 10 1)斜 齿 Zh=2Acosβ ,选 取 β ＝ 24176。 ， （ ） Zh=2 78cos2 4176。 / = 取 nZ =52（圆整） 由 109 ZZZh 进 行大小
m mⅧ Ⅷ ,至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 V 带轮武昌工学院本科毕业论文（设计）专用稿纸 7 和迷宫式密封与轴的周向定位均采用平键连接。 按各段轴径查得平键截面 Ⅶ : 8bh ， 40l .为保证 Ⅶ 带轮与轴配合有良好的 对中性，故选择 Ⅶ 带轮轮毂与轴的配合为 76Hn ；同样，密封挡圈与轴的配合为 76Hk。 滚动轴承与轴定位是由过渡配合来保证的
以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮的应该选取一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮要有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮 的模数应取得小些；对于货车重庆理工大学毕业论文 （题目、小五、宋体） 13 减少质量比减少噪声重要，固齿轮应选用大些的模数；变速器低档应选用大些的模数，其他档位应选用另一种模数。
长度 )4~0(L 11 d ，取 351L 毫米。 钻，绞双向 L 毫米，取 501 L 毫米， 2L =（ 1～） d,取 2L =10 毫米，右： 254~27L 1 ）（ 毫米， 2L =8 毫米，导套直径及配合公差为： 左边：g67H22，6716gH ； 右边：js67H22，6714gH。 初定主轴类型、尺寸、外伸长度和选择接杆、浮动卡头
轮 3齿轮 6齿轮 12齿轮 9齿轮 15齿轮 19齿轮 24输出转矩和功率 此方 18 案的传动比为 i= Z6Z12Z15Z24/Z3Z6Z9Z19 = 31 31 41 2525 25 23 37 （ 3） N1 n2 n4 N3 n3 时 齿轮 3齿轮 6齿轮 12齿轮10齿轮 16齿轮 19齿轮 24输出转矩和功率 此方案的传动比为 i=
错误 !未定义书签。 本章小结 错误 !未定义书签。 第 5 章 同步器设计 错误 !未定义书签。 惯性式同步器 错误 !未定义书签。 \科生毕业设计 锁环式同步器结构 错误 !未定义书签。 锁环式同步器工作原理 错误 !未定义书签。 同步器主要尺寸的确定 错误 !未定义书签。 主要参数的确定 错误 !未定义书签。 摩擦因数 f 错误 !未定义书签。 同步环主要尺寸的确定 错误 !未定义书签。