大眾途觀三軸六檔變速器設計【三維CATIA】

大眾途觀三軸六檔變速器設計【三維CATIA】,三維CATIA,大眾,途觀三軸六檔,變速器,設計,三維,CATIA 哈工大華德學院畢業(yè)設計（論文）評語 姓名： 董石磊 學號： 1089311115 專業(yè)： 車輛工程 畢業(yè)設計（論文）題目： 三軸六檔變速器設計 　 工作起止日期： 2011 年 10 月 11 日起 2011 年 12 月30日止 指導教師對畢業(yè)設計（論文）進行情況，完成質量及評分意見： 指導教師簽字： 指導教師職稱： 評閱人評閱意見： 評閱教師簽字： 評閱教師職稱： 答辯委員會評語： 根據畢業(yè)設計（論文）的材料和學生的答辯情況，答辯委員會作出如下評定： 學生 畢業(yè)設計（論文）答辯成績評定為： 對畢業(yè)設計（論文）的特殊評語： 答辯委員會主任（簽字） 職稱： 答辯委員會副主任（簽字）： 職稱： 答辯委員會委員（簽字）： 年 月 日 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社，2001：158～200 [2] 張洪欣.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，1981：106～126 [3] 陳家瑞.汽車構造.第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2005：40～61 [4] 張文春.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，2005：70～83 [5] 彭文生，張志明，黃華梁.機械設計.北京：高等教育出版社，2002：96～138 [6] 董寶承.汽車底盤.北京：機械工業(yè)出版社，2004：32～81 [7] 陳煥江，徐雙應.交通運輸專業(yè)英語.北京：機械工業(yè)出版社，2002：20～30 [8] 劉鴻文.簡明材料力學.北京：高等教育出版社，1997：254～259 [9] 周一明，毛恩榮.車輛人機工程學.北京：北京理工大學出版社，1999：154～174 [10]（美）J.厄爾賈維克.汽車手動變速器和變速驅動橋.北京：機械工業(yè)出版社，1998：49～65 [11] 陳殿云，張淑芬，楊民獻.工程力學.蘭州：蘭州大學出版設，2003：182～196 [12] 葛志祺.簡明機械零件設計手冊.北京：冶金工業(yè)出版社，1985：14～16，113～115 [13] 濮良貴，紀名剛.機械設計.第七版.北京：高等教育出版社，2005：184～ 223 [14] 王昆，何小柏，汪信遠.課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1995：47～49 [15] 侯洪生，王秀英.機械工程圖學.北京：科學出版社，2001：225～333 [16] Yung Yung Sun．PNEMATIC PRUNING HOOK WITH A TELESCOPICSHANK[p] . 美國專利:6，901665B2，2005—06—07. [17] CAMPAGNOLA Company．Campagnola .F/4[EB/OL]．http://www．campagnola．it．2008-05-22． - 36- 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院 畢業(yè)設計 題 目 三軸六檔變速器設計 專 業(yè) 車輛工程 學 號 1089311115 學 生 董石磊 指導教師 于連志 答辯日期 2011.12.30 哈工大華德學院 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 摘要 變速器是汽車傳動系統中重要的部件，主要用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，它設計的好壞直接影響到汽車的實際使用性能。本文參考現有變速器參數資料的基礎上進行一定的改進，說明了汽車變速器的設計計算過程，主要內容是參數的選擇和所選零件參數的校核。 　　本文敘述了機械式變速器的功用、要求，在已提供的設計參數基礎上，通過計算分析確定結構方案和主要參數。說明了變速器主要參數的確定方法、齒輪的幾何計算和校核過程、軸的尺寸確定和校核過程和同步器的選用方法。 　　汽車變速器是通過改變傳動比，改變發(fā)動機曲軸的轉拒，適應在起步、加速、行駛以及克服各種道路阻礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。 關鍵詞: 變速器;傳動機構;齒輪;離合器;傳動比 Abstract Transmission System is the most important automotive components, mainly used to change the engine driving wheel on the spread of torque and speed, it’s designed to have a direct impact on the actual use of motor vehicles. In this paper, reference information on the existing transmission parameters on the basis of certain improvements on the vehicle transmission design and calculation process, the main contents of the parameters of choice and selected parts of the parameters check. This paper describes the function of mechanical transmission, requested that the provision has been on the basis of the parameters, determined by calculating the structure of the programme and the main parameters. Description of the main parameters of transmission methods, the geometric computing gear and checking process, the shaft size and the identification and verification process for the selection method of synchronization. Calculation includes gear strength, the axis of mild stiffness Automobile transmission is by changing the transmission ratio, the engine crankshaft in turn refused to change and adapt at the start, acceleration, road traffic and to overcome the obstacle of different driving conditions and speed of the drive wheel traction with different demands and needs. Key words: transmission; transmission; gear; clutch; transmission ratio 目 錄 摘要..............................................................................................................I Abstract...............................................................................................................II 第1章 緒論.................................................................................................1 第2章 機械式變速器的概述及其方案的確定..........................................3 2.1 變速器的功用和要求.................................................................3 2.2 變速器結構方案的確定.............................................................3 2.2.1變速器傳動機構的結構分析與型式選擇.........................3 2.2.2.倒檔傳動方案...................................................................8 2.3變速器主要零件結構的方案分析.........................................9 2.3.1齒輪型式............................................................................9 2.3.2換檔結構型式....................................................................9 第3章 變速器主要參數的選擇與主要零件的設計................................12 3.1 變速器主要參數的選...............................................................12 3.1.1 檔數和傳動比.................................................................12 3.1.2 中心距........................................................................ ....14 3.1.3 軸向尺寸.........................................................................14 3.1.4 齒輪參數........................................................................ 15 3.2各檔傳動比及其齒輪齒數的確定.............................................16 3.2.1確定一檔齒輪的齒數.......................................................16 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數...............................................16 3.2.3確定其他檔位的齒數.......................................................17 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數...................................................... 17 3.3 齒輪變位系數的選擇...............................................................17第4章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇....................................,...19 4.1齒輪的損壞原因及形式............................................................19 4.2 齒輪的強度計算與校核...........................................................19 4.2.1齒輪彎曲強度計算..........................................................19 4.2.2 齒輪接觸應力.................................................................20 第5章 變速器軸的強度計算與校核.......................................................24 5.1變速器軸的結構和尺寸............................................................24 5.1.1軸的結構..........................................................................24 5.1.2確定軸的尺寸..................................................................24 5.2 軸的校核..................................................................................25 5.2.1第一軸的強度與剛度校核.................................................25 5.2.2第二軸的校核計算............................................................26 第6章 變速器同步器的設計...................................................................29 6.1 同步器的結構......................................................................... ...29 6.2 同步環(huán)主要參數的確定.............................................................39 6.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽.....................................................39 6.2.2錐面半錐角....................................................................30 6.2.3摩擦錐面平均半徑R..........................................................30 6.2.4錐面工作長度b.................................................................31 6.2.5同步環(huán)徑向厚度................................................................31 6.2.6鎖止角............................................................................31 6.2.7同步時間t.........................................................................31 第7章 變速器的操縱機構.......................................................................33 結論..........................................................................................................34致 謝.................................................................................................. .....35參考獻........................................................................................................36 - IV - 哈爾濱華德學院 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 董石磊 系部 汽車工程系 專業(yè)、班級 車輛工程0893111 指導教師姓名 于連志 職稱 助工 從事 專業(yè) 交通運輸 是否外聘 □是■否 題目名稱 大眾途觀三軸六檔變速器設計 一、設計（論文）目的、意義 目的:綜合運用所學知識去分析、解決問題，在做畢業(yè)設計過程中，培養(yǎng)自己動手能力和獨立解決問題的能力。 意義：變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。由于汽車行駛條件不同，要求汽車行駛速度應能在很大范圍內變化。內燃機曲軸轉速變化范圍都較小，遠遠滿足不了車速應在很大范圍內變化地要求，所以變速器應在較大范圍內改變汽車行駛速度的大小和汽車驅動輪上扭矩的大小。 因此，通過對汽車變速器的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現代汽車設計與機械設計的全面知識和鍛煉學生利用所學知識分析問題和解決問題的能力。 二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法） (一)、本設計將參考普通齒輪變速器的結構布局，選用大眾途觀三軸六檔變速器設計參數并根據設計要求查找相關資料進行設計。其中主要的設計內容有： 1. 變速器主要參數的選擇 2. 變速器齒輪參數的確定 3. 變速器結構元件的設計 4. 齒輪的強度計算及校核、軸的計算和校核以及其他零部件的強度計算及校核， 最后進行變速器整體的性能分析，在對各種結構件進行了分析計算后，繪制變速器的整體裝配圖、操縱機構裝配圖及各主要零部件的零件圖。 (二)、本設計主要研究方法： 1）運用大學期間所學的專業(yè)課程知識，理論和實習中學到的實踐知識，正確的解決變速器設計中的功能分析、工藝方案論證、工藝計算、變速器結構設計和零件等問題。 2）提高結構設計的能力，通過所給數據資料進行該產品結構設計，獲得高性能、高效率、低成本、輕型化、智能化、集成化的新型變速器。 3）進行技術方面和經濟方面的工藝分析。 4）確定齒輪結構。合理分配傳動比，選擇最佳功能和尺寸結構的工藝方案。 5）確定齒輪齒數、齒輪型號、中心距、軸承型號的選用，軸向力、軸所受剪切力，齒輪、軸承受力的計算。 6）對所選用的齒輪進行齒根彎曲疲勞強度和齒面接除疲勞強度的校核和軸的剪切力的校核。 7）進行實地設計和改進 (三)、論文要求 1.參考文獻篇數：10篇以上（其中不少于2篇外文文獻） 2.內容充實，結構清晰合理，符合規(guī)范 3.必須進行大量的實地調查 三、設計（論文）完成后應提交的成果 （一）計算說明部分 1. 根據相關參數完成變數器及零部件設計、計算和校核； 3、 2.撰寫設計說明書10000字以上； （二）圖紙部分 繪制兩張零號圖紙以上，其中至少有一張CAD圖 (三）基于CATIA大眾途觀三軸六檔變速器設計 四、設計（論文）進度安排 第1-2周：收集資料，完成開題報告，完成總體設計方案并及時寫好畢業(yè)設計日志；10月21日開題檢查 第3-7周：1、完成整體設計，材料的選擇和相關計算，完成所有草圖的繪制；2、11月18日指導教師進行中期檢查；3、11月25日全系中期檢查并及時寫好畢業(yè)設計日志。 第8-9周：1、完成所有正式圖紙的繪制和論文草稿；2、12月9日結題檢查。 第10-11周：1、對畢業(yè)設計論文的內容、格式、英、漢文摘要、畢業(yè)論文等內容進行修改，2、完成正式論文的裝訂；3、12月19日上交所有畢業(yè)設計相關材料。 第12周：1、準備畢業(yè)設計答辯。2、12月30日答辯。 五、 主要參考資料 [1]郭新華. 汽車構造. 北京：高等教育出版社，2009 [2]王望予. 汽車設計. 北京：機械工業(yè)出版社，2004，,7113 [3]蔣春明. 汽車機械式變速器變速傳動機構可靠性優(yōu)化設計. 南京:南京航空航天大學。2007 [4]蔡興旺. 汽車構造與原理，下冊. 北京:機械工業(yè)出版社，2001.22~68 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本課題所設計出的變速器可以解決如下問題： a.正確選擇變速器的檔位數和傳動比，使之與發(fā)動機參數匹配，以保證汽車具有良好的動力性與經濟性； b.設置空檔以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設置倒檔使汽車可以倒退行駛； c.操縱簡單、方便、迅速、省力； d.傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲； e.體小、質輕、承載能力強，工作可靠； f.制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長； g.貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定。 本設計是根據流行1.8L大眾途觀車型而開展的，設計中所采用的相關參數均來源于此種車型： 主減速比：4.782 最高時速：190km/h 輪胎型號：215/65R16 發(fā)動機型號：1.8TSIEA888 最大扭矩：250Nm 最大功率：118kw 扭矩轉速：4200r/min 第2 章機械式變速器的概述及其方案的確定 2.1 變速器的功用和要求 變速器的功用是根據汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： 1. 應保證汽車具有高的動力性和經濟性指標。在汽車整體設計時，根據汽車載重量、發(fā)動機參數及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數及傳動比，來滿足這一要求。 2. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現。 3. 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數是變速器的中心距。選用優(yōu)質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 4. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當的潤滑油都可以提高傳動效率。 5. 噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 2.2 變速器結構方案的確定 2.2.1變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。 設計時首先應根據汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經濟性都有重要的直接影響。 傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路以上的客車為5.0~8.0；越野車為10.0~20.0。 通常，有級變速器具有3、4、5個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進檔位數多達6~16個甚至20個。 變速器檔位數的增多可提高發(fā)動機狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型的功率利用效率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現迅速、無聲換檔，對于多于5個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數的上限為5檔。多于5個前進檔將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于1（0.7~0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用。 三軸式變速器如圖2-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 兩軸式變速器如圖2-2所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統緊湊、操縱性好且可使汽車質量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔 的同步器也可以裝在第一 圖2-1 轎車中間軸式四檔變速器 1— 第一軸；2—第二軸；3—中間軸 軸的后端，如圖示。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。 有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設計中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。 由于所設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用中間軸式變速器。圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接檔。 由于所設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用中間軸式變速器。圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均 圖2-2 兩軸式變速器 1—第一軸；2—第二軸；3—同步器 不承載，發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。 如圖2-3中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖2-3a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖2-3c所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。 圖2-4a所示方案，除倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2-4b、c、d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-4d 圖2-3 中間軸式四檔變速器傳動方案 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。 圖2-4 中間軸式五檔變速器傳動方案 圖2-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖b所示方案中的倒檔用直齒滑動 齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 發(fā)動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度， 可將變速器后端加長，如圖2-3a、b所示。伸長后的第二軸有時裝在三個支 圖2-5 中間軸式六檔變速器傳動方案 承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 變速器用圖2-4c所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖2-4c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 2.2.2.倒檔傳動方案 圖2-5為常見的倒擋布置方案。圖2-5b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-6d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-6c所示方案。圖2-6e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-6f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-6g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 本設計采用圖2-6f所示的傳動方案。 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 圖2-6 變速器倒檔傳動方案 2.3 變速器主要零件結構的方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 2.3.1齒輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。 2.3.2換檔結構型式 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，除一檔、倒檔外很少采用。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。 采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長一些（如圖2-7a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖2-7b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（0.3~0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖2-8）。 圖2-8 防止自動脫檔的結構措施Ⅱ 3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20~30），使接合齒面產生阻止自動脫檔的軸向力(圖2-9）。這種結構方案比較有效,采用較多。 圖2-7 防止自動脫檔的結構措施Ⅰ a b 圖2-9 防止自動脫檔的結構措施Ⅲ 在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結構如圖2-10所示： 圖2-10 鎖環(huán)式同步器 l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊;7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪 第3章 變速器主要參數的選擇與主要零件的設計 3.1 變速器主要參數的選 3.1.1 檔數和傳動比 不同類型汽車的變速器，其檔位數也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較?。s為3～4），過去常用3個或4個前進檔，但近年來為了提高其動力性尤其是燃料經濟性，多已采用5個前進檔。輕型貨車變速器的傳動比變化范圍約為5～6，其他貨車為7以上，其中總質量在3.5t以下者多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向于增加1個超速檔；總質量為3.5～l0t多用五檔變速器；大于l0t的多用6個前進檔或更多的檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 a.根據汽車最大爬坡度確定 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有： （3-1) 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為： （3-2） 式中 ——汽車總質量； ——重力加速度； ——道路阻力系數； Ψmax——道路最大阻力系數； ——最大爬坡要求； ——驅動車輪的滾動半徑； ——發(fā)動機最大轉矩； ——主減速比； ——汽車傳動系的傳動效率。 主減速比i0的確定： (3-3) 式中 rr——車輪的滾動半徑，m； np——發(fā)動機轉速，r/min； igh——變速器最高檔傳動比； vamax——最高車速，km/h。 本課題變速器igh=1，一般貨車的最大爬坡度約為60%，即=31°，f=0.02 由公式（3-3）得： 由公式（3-2）得： Ψmax=0.02cos31°+sin31°=0.532 b.根據驅動車輪與路面的附著條件確定 變速器Ⅰ檔傳動比為： （3-4） 式中 ——汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷； ——道路的附著系數，計算時取=0.6～0.8。 因為貨車4×2后輪單胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為60%～68%所以 G2=2675×10×68％=18190N 由公式（3-3）和公式（3-4）得： 綜合a和b條件得： 3.99≤ig1≤4.08，取ig1=（3.99+4.08）/2≈4.04 變速器的1檔傳動比應根據上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速檔。中間檔的傳動比理論上按公比為 （其中n為檔位數）的幾何級數排列。 因為，所以ig5=q=1.32， ig4= ig5×q=1.75，ig3= ig4 ×q=3.389，ig2= ig3×q=3.04， 實際上與理論值略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數的合理匹配。 在變速器結構方案、檔位數和傳動比確定后，即可進行其他基本參數的選擇與計算。 3.1.2 中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據對已有變速器的統計而得出的經驗公式初選： （3-5） 式中 ——中心距系數。對轎車取8.9～9.3；對貨車取8.6～9.6；對多檔主變速器，取9.5～11； ——變速器處于Ⅰ檔時的輸出轉矩，； （3-6） ——發(fā)動機最大轉矩，N?m； ——變速器的Ⅰ檔傳動比； ——變速器的傳動效率，取0.96。 由公式（3-6）得： =250×4.04×0.96=969.6N·m 由公式（3-5）得: 初選中心距也可以由發(fā)動機最大轉矩按下式直接求出： （3-7） 式中 ——按發(fā)動機最大轉矩直接求中心距時的中心距系數，對轎車取14.5～16.0，對貨車取17.0～19.5。 由公式（3-7）得: mm 商用車變速器的中心距約在65～170mm范圍內變化,初選A=92mm 3.1.3 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。 六檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數有關： 四檔(2.2~2.7)A 五檔(2.7~3.0)A 六檔(3.2~3.5)A 當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數KA應取給出系數的上限。為檢測方便，A取整。 本次設計采用6+1手動擋變速器，變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。　 3.1.4 齒輪參數 （1）齒輪模數 建議用下列各式選取齒輪模數，所選取的模數大小應符合JB111-60規(guī)定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數mn （3-5） 其中=250Nm，可得出mn=2.96。 一檔直齒輪的模數m mm （3-6） 通過計算m=3.27。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數都是相同，轎車和重輕型貨車取2~3.5。本設計3.5。 （2）齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-1選取。 表3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25~45° 一般貨車 GB156-78規(guī)定的標準齒形 20° 20~30° 重型車 同上 低、倒檔齒輪22.5°25° 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取30°。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 3.2 各檔傳動比及其齒輪齒數的確定 在初選了中心距、齒輪的模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數。下面結合本設計來說明分配各檔齒數的方法。 3.2.1確定一檔齒輪的齒數 為了確定Z11和Z12的齒數，先求其齒數和: 其中 A =92mm、m =3.5；故有。 當三軸式的變速器時，則，此處取=19，則可得出=34。 上面根據初選的A及m計算出的可能不是整數，將其調整為整數后，從公式看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。 這里修正為53，則根據公式反推出A=92.75mm。 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數 由公式求出常嚙合齒輪的傳動比 由已經得出的數據可確定 而常嚙合齒輪的中心距與 一檔齒輪的中心距相等 由此可得： 而根據已求得的數據可計算出： 。 聯立可得：=17、=38。 則根據公式可計算出一檔實際傳動比為： 。 3.2.3確定其他檔位的齒數 二檔傳動比 而 對于斜齒輪， 故有： 聯立得：。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 。五檔齒輪： 綜上所述各檔實際傳動比為 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪10略小，取。 而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。 由 可計算出。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A′= =66.15mm 而倒檔軸與第二軸的中心: =74mm 3.3 齒輪變位系數的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象。 總變位系數越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一 檔主動齒輪10的齒數Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。變位系數 (3-7) 式中 Z為要變位的齒輪齒數。 第4章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 4.1 齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出現的很少，后者出現的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 4.2 齒輪的強度計算與校核 與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐`方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。 4.2.1齒輪彎曲強度計算 直齒齒輪彎曲應力： （4-1） 式中——計算載荷，N?mm； ——應力集中系數，直齒齒輪取1.65； Kf——摩擦力影響系數，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9； ——齒輪模數； ——齒輪齒數； Kc——齒寬系數，直齒齒輪取5.5～8.5； y——齒形系數 ——輪齒彎曲應力，當時，直齒齒輪的許MPa。 因為該變速器所有的齒輪采用同一種材料，所以當校核時只要校核受力最大和危險的檔位齒輪。故分別計算Ⅰ檔、倒檔齒輪的彎曲強度。 a.1檔齒輪副：主動齒輪z12=19從動齒輪z11=34 Ⅰ檔主動齒輪的計算載荷Tj=Temaxi12=250×34/19≈447.36N·m 由公式（4-1）得: 主動齒輪z10的彎曲強度： 1檔從 動齒輪的計算載荷Tj=TemaxigⅠ=250×4=1000 N·m 從動齒輪z9的彎曲強度： b.倒檔 齒輪副:因為倒檔齒輪相當于一個惰輪,所以主動齒輪是Z14=17，從動齒輪是Z15=23。通過惰輪后主動齒輪是Z15=23，從動輪是Z13=27。 惰輪的計算載荷Tj=Temaxi12i1012=250×（23/17）×（27/23）≈397.06N·m 通過惰輪前，Z15=23的彎曲強度由公式（3-19）得: 通過惰輪后主動輪是Z15=23，從動輪是Z13=27。 Z15的計算載荷Tj=Temaxi12i1012=397.06N·m Z13的計算載荷Tj=Temaxi倒檔=250×3.55=887.5N·m 以上的齒輪副都滿足彎曲強度的要求。 4.2.2 齒輪接觸應力 齒輪的接觸應力按下式計算： (4-2) 式中 F——法向內基圓周切向力即齒面法向力，N； (4-3) Ft——端面內分度圓切向力即圓周力，N； (4-4) Tj——計算載荷，N·mm； d——節(jié)圓直徑，mm； ——節(jié)點處壓力角； ——螺旋角； E——齒輪材料的彈性模量，鋼取2.1×105MPa； b——齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為b/cos代替，mm； ——主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑，mm；直齒齒輪：，；斜齒齒輪：，； r1，r2——分別為主、被動齒輪的節(jié)圓半徑，mm。 當計算載荷為許用接觸應力見表4-1。 表4-1變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔 1900～2000 950～1000 常嚙合及高檔 1300～1400 650～700 常嚙合齒輪副：當計算載荷為=0.5×250=125N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 由公式(4-2)得: 1檔: 計算載荷為i1=0.5×250×4.03=503.75N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 直齒齒寬b=（4.5-8.0）m=15.75-28 此處取b=20mm 由公式（4-2）得: 2檔：計算載荷為I2=0.5×250×3.11=388.75N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 由公式（4-2）得: 3檔：計算載荷為iⅢ=0.5×250×2.318≈289.75N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 由公式（4-2）得: 4檔：計算載荷為I2=0.5×250×1.731=216.38N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 5檔：計算載荷為I2=0.5×250×1.38=172.5N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 倒檔：計算載荷為I2=0.5×250×3.55=443.75N·m, 由公式（4-3）和（4-4）得: 對照上表4-1可知，所設計變速器齒輪的接觸應力符合要求。 圖5-1 變速器第一軸 第5章 變速器軸的強度計算與校核 5.1 變速器軸的結構和尺寸 5.1.1軸的結構 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的。第一軸如圖5-1所示： 圖5-2 變速器中間軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖所示： 5.1.2確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： （5-1） 第二軸： （5-2） 式中 ----發(fā)動機的最大扭矩，N·m 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協調關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。? 第一軸和中間軸： d/L=0.160.18； 第二軸： d/L=0.180.21。 5.2 軸的校核 由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。 5.2.1第一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 （5-3） 式中：----扭轉切應力，MPa； T----軸所受的扭矩，N·mm； ----軸的抗扭截面系數，； P----軸傳遞的功率，kw； d----計算截面處軸的直徑，mm； []----許用扭轉切應力，MPa。 其中P =118kw，n =4200r/min,d =30mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。其計算公式為： （5-4） 式中，T ----軸所受的扭矩，N·mm； G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa； ----軸截面的極慣性矩，，； 將已知數據代入上式得： 對于一般傳動軸可?。还室卜蟿偠纫?。 5.2.2第二軸的校核計算 (1)軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （5-5） （5-6） （5-7） 式中 ----至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比4； d ----計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為133mm； ----節(jié)點處的壓力角，為16°； ----螺旋角，為30°； ----發(fā)動機最大轉矩，為250000N·mm。 代入上式可得： 危險截面的受力圖為： 水平面：（218+99）=99 =363.26N； 水平面內所受力矩： 圖5-3 危險截面受力分析 垂直面： （5-8） 垂直面所受力矩：。 該軸所受扭矩為：。 故危險截面所受的合成彎矩為： （5-9） 則在彎矩和轉矩聯合作用下的軸應力（MPa）: (5-10) 將代入上式可得： ，在低檔工作時[]=400MPa，因此有： []；符合要求。 (2)軸的剛度校核 第二軸在垂直面內的撓度和在水平面內的撓度可分別按下式計算： (5-11) (5-12) 式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； ----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E----彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I----慣性矩（），，d為軸的直徑（）； a、b----為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L----支座之間的距離（）。 a=218mm b=99mm L=(218+99)mm 將數值代入式（5-11）和（5-12）得： 故軸的全撓度為 ，符合剛度要求。 第6章 變速器同步器的設計 6.1 同步器的結構 在前面已經說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖所示： 圖6-1 鎖環(huán)式同步器 1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結合套 如圖（6-1），此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖6-2b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖6-2d），完成同步換檔。 6.2 同步環(huán)主要參數的確定 6.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的 齒頂寬對摩擦因數的影響很大，摩擦因數隨齒頂的磨損而降低，換擋費力， 圖6-2 鎖環(huán)同步器工作原理 故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖6-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖6-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。 6.2.2錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產生自鎖 現象，避免自鎖的條件是tan。一般=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7 時就很少出現咬住現象。本次設計中采用的錐角均為取7°。 圖6-3 同步器螺紋槽形式 6.2.3摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R 時就很少出現咬住現象。本次設計中采用的錐角均為取7°。 取大些。本次設計中采用的R為50～60mm。 6.2.4錐面工作長度b 縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據下式計算確定 設計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。 6.2.5同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數在鋼與銅合金摩擦副范圍內，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。 本設計中同步器徑向寬度取10.5mm。 6.2.6鎖止角 鎖止角選取