轻型货车三轴五档手动变速器结构设计【毕业论文】【汽车专业】

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） I 摘要 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，作用 是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。 因为变速箱在低档工作时 有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。 本文设计研究 了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计 计算，并进行了强度校核 ， 对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计。 简单讲述了 变速器中各部件 材料的选择。 关键字 ： 变速器；挡数；传动比；齿数；轴 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） II Abstract Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function. Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of three-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords： block； Transmission ratio； Teeth； Axis 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） III 目录 摘要 .I 第 1 章 绪论 .1 第 2 章 变速器传动机构布置 .2 2.1 传动机构布置方案分析 .2 2.1.1 固定轴式变速器 .2 2.1.2 倒挡布置方案 .5 2.2 零部件结构方案分析 .6 2.2.1 齿轮形式 .6 2.2.2 换挡机构形式 .6 2.2.3 变速器轴承 .7 第 3 章 变速器主要参数的选择 .9 3.1 中心距 A .9 3.2 齿轮参数的选取 . 11 3.2.1 模数 . 11 3.2.2 压力角 . 11 3.2.3 螺旋角 的选取 .12 3.2.4 齿宽 b .12 3.2.5 齿轮变位系数的选择原则 .13 3.3 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算 .13 3.3.1 确定一档齿轮的齿数 .14 3.3.2 确定常啮合齿轮副的齿数 .15 3.3.3 确定其他档位的齿数 .16 3.3.4 确定倒档齿轮的齿数 .16 3.4 求各挡齿轮的变位系数并进行修正 .17 第 4 章 齿轮校核 .22 4.1 计算各轴的转矩 .22 4.2 轮齿强度计算 .22 4.2.1 直齿轮弯曲应力 w .23 4.2.2 斜齿轮弯曲应力 w .24 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） IV 4.2.3 计 算一 挡齿轮 9， 10 的弯曲应力 .25 4.2.4 计算二档齿轮 7， 8 的弯曲应力 .26 4.2.5 齿轮接触应力 j .26 4.2.6 计算一档齿轮 9， 10 的接触应力 .27 4.2.7 计算二档齿轮 7， 8 的接触应力 .28 4.2.8 计算倒档齿轮 11 与齿轮 9 接触 应力 .28 第 5 章 轴的设计及校核 .30 5.1 轴的工艺要求 .30 5.2 轴的强度计算 .30 5.2.1 初选轴的直径 .30 5.2.2 轴的结构设计 .31 5.2.3 一挡齿轮的各个分力 .31 5.2.4 轴的强度校核 .32 5.2.5 轴的刚度校核 .32 第 6 章 同步器的选择 .34 6.1 惯性式同步器 .34 6.1.1 锁环式同步器的结构 .34 6.1.2 锁环式同步器的工作原理 .35 6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 .36 6.2 主要参数的确定 .37 6.2.1 摩擦因数 f .37 6.2.2 同步环主要尺寸 的确定 .37 6.2.3 锁止角 .39 6.2.4 同步时间 .39 6.2.5 转动惯量的 计算 .39 第 7 章 变速器操纵机构的选择和箱体设计原则 .40 7.1 变速器操纵机构的选择 .40 7.2 变速器箱体设计原则 .40 结论 .42 致谢 .43 参考资料 .44 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 1 第 1 章 绪论 变速器是 用来改变改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速的，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在启动发动机，汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。 对变速器提出如下要求： 1、保证汽车有必要的动力性和经济性。 2、设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3、设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 4、设置动力输出装置，需要是能进行功 率输出。 5、换档迅速、省力、方便。 6、工作可靠。汽车行使过程中，变速器不得跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 7、变速器应有高的工作效率。 8、变速器的工作燥声低。 除此之外，变速器还应当轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。 满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式分类。 在原有变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就 在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操作方向发展的趋势。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 2 第 2 章 变速器传动机构布置 机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛的应用。 2.1 传动机构布置方案分析 2.1.1 固定轴式变速器 1 两轴式变速器 固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器得到广泛应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。 与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优 点，此外，各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时燥声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作燥声增大，容易损坏，还有，受结构限制，两轴式变速器与一挡速比不可能设计的很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反 ；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。 图 2 1 示出用在发动机前置前轮驱动的乘用车上的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置 时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均采用常啮合齿轮传动。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 3 图 2.1 两轴式变速器传动方案 2. 中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支撑在发动机飞轮上 ,第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘 ,而第二轴的末端经花键与万向节连接。 图 2-2分别示出了几种中间轴式变速器的传动方案。各种传动方案的共同特点是 :变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴支撑在第一轴的后 端的孔内 ,并且保持两轴轴线在同一直线上 ,经啮合套将它们连接后可得到直接挡。使用直接挡 ,变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载 ,发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出 ,此时变速器的传动效率高 ,可达到 90%以上 ,噪声低 ,齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率要高于其它挡位 ,因而提高了变速器的使用寿命 ；在其它前进挡位工作时 ,变速器传递的动力需要经过设置在第一轴 ,中间轴和第二轴上的两对齿轮传递 ,因此在变速器中间轴 与第二轴之间的距离不大的条件下 ,一挡仍然有较大的传动比 ；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动 ,挡位低的齿轮的 齿轮可以采用或不采用常啮合齿轮传动 ,多数传动方案中除一挡以外的其它挡位的换档机构 ,均采用同步器或啮合套换挡 ,少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡 ,还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 4 在除直接挡以外的其它挡位工作时 ,中间轴式变速器的 传动效率略有降低 ,这是它的缺点。 在挡数相同的情况下 ,中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数 ,轴的支撑方式 ,换挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上有差别。 图 2.2 中间轴式五档变速器传动方案 如图 2 2中间轴式五档 变速器传动方案中 ,图 a所示方案中 ,除倒挡用直齿滑动齿轮换挡外 ,其余各挡为常啮合齿轮传动。图 b、 c 所示的方案的各前进挡均采用常啮合齿轮传动。图 a 所示方案中的一挡 ,倒挡和图 b 所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡 ,其余各挡均为常啮合齿轮。 以上各方案中 ,凡采用啮合齿轮传动的挡位 ,其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中 ,有的挡位用用同步器换挡 ,有的挡位用啮合套换挡 ,那么一定是挡位高的用同步器换挡 ,挡位低的用啮合套换挡。 发动机前置后轮驱动的承用车采用中间轴式变速器 ,为缩短传动轴长度 ,将第二轴加长置于附加壳 体内 ,如果在附加壳体内布置倒挡传动齿轮和换挡机构 ,还能减少变速器主体部分的外形尺寸及提高中间轴和输出轴的刚度。 变速器用图 2 2c所示的多支撑结构方案 ,能提高轴的刚度。这时如用在轴的平面上可分开的壳体 ,就能很好的解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图 2 2 c 所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态 ,同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里 ,而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方 案的特点。 本次设计我设计的是发动机前置后轮驱动的轻型货车变速器，通过对上述方案的分析，决定采用中间轴式变速器。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 5 2.1.2 倒挡 布置方案 与前进挡相比，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换挡。为了实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中 加入一个中间传动齿轮的方案。 图 2.3 倒挡布置方案 图 2 3 为常见的倒挡布置方案。图 2 3b 所示方案的优点是倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间周的长度；但倒挡时要求有两队齿轮同时进入啮合，使倒挡困难，图 2 3c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2 3d 所示方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了 图 2 3c 所示方案。图 2 3e所示方案是将中间轴上的一倒挡齿轮做成一体，将齿宽加长 。图 2 3f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2 3g 所示方案；其缺点是一，倒挡各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此，无论使两轴式变速器还是中间轴式变 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 6 速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良状况， 然后按照从低挡到高挡的三顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置靠近轴的支撑处。 倒挡设置在变速器的左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。为防止以外挂如倒挡 ，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需要克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。 2.2 零部件结构方案分析 2.2.1 齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，运转平稳，工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮齿数增加，导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。本次设计全部采用斜齿圆柱齿轮。 2.2.2 换挡机构形式 变速器 换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套，和同步器换挡三种形式。 汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅是齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使承坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点；但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造，拆装与维修工作容易，并能减少变速器旋转部分 的惯性力矩，但除一挡，倒挡外已很少使用。 当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿齿 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 7 数多，而齿轮又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员又熟练的操作技术。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器换挡比较还有结构简单，制造容易，能降低制造成本及减少变速器长度等有点 。 使用同步器能保证迅速，无冲击，无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性，燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它油结构复杂，制造精度要求高，轴向 尺寸大等缺点，但仍然得到广泛的应用。 利用同步器或啮合套换挡，其挡位行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。 我采用的换挡机构形式是除了一挡和倒挡采用啮合套换挡之外，其余各挡均采用同步器换挡 。 2.2.3 变速器轴承 作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或其它部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 汽车变速器结构紧凑，尺寸小的特点，采用尺寸大写的轴承受结构限制，常在布置上油困难。如变速器的第二轴前端支撑在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器 第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后不轴承传给变速器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。由于变速器向轻量化方向发展的需要，要求减少变速器中心距，这就影响倒轴承外径的尺寸。为了保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 8 中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖由困难时，必须由后端轴承承受轴向力。前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而 后端 采用外圈由挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。圆锥滚子轴承因有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向窜动等优点，故在一些变速器上得到应用。圆锥滚子轴承也有装配后需要调整预紧，使装配麻烦且磨损后轴易歪斜，从而影响齿轮正确啮合等一些缺点。当采用锥轴承时，要注意轴承的预紧，以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙而使中间轴歪斜。导致齿轮不能正确啮合而损坏。因此。锥轴承不适合用在线性系数比较大的铝合金壳体上。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚 子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 6-20mm。 滚针轴承、滑动轴套主要用在用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、经向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的经向间隙大、易磨损、间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易、成本低。第二轴的两端采用深沟球轴承，第二轴中和齿轮配合的轴承采用滚针轴承，中间轴两端采用深沟球轴承。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 9 第 3 章 变速器主 要参数的选择 3.1 中心距 A 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与反便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外， 受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。还有，变速器中心距取的过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。 对于中间轴式初选中心距 A 时，可根据下述公式计算 A=KA3 1max ge iT (3.1) 式中， A 为中心距（ mm）； KA 为中心距系数，货车取 KA 8.6 9.6；maxeT为发动机的最大转矩（ N.m）； 1 i 为变速器一挡传动比；g为变速器传动效率，取 96。 分析该车发动机及相关参数：该车为轻型载货汽车，参考相关车型，选择轮胎型号为：。 按下试计算轮胎半径： 0 . 0 2 5 4 (1 ) 2s drb (3.2) 其中 =0.10-0.12； 取 =0.11 代入数据 得 sr351.75 mm 其中 KA 9.0 ， maxeT 200N m ，1gi 4 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 10 档位数和 传动比： 根据公式： m a x m a x 00 . 3 7 7 ra gnrUii （ 3.3） 求得主减速比0i=6.22 再根据 式 m a x m a x1m a x 0c o s s i ngretGGirTi （ 3.4） 确定一档传 动比。 其中： G =23765N =0.2 max=16.7 r=351.75mm maxeT=200N M 0gi=6.22 t=0.9 得1gi 3.576 根据车轮与路面附着条件确定一档传动比： T210m a xsg Gri T e i (3.5) 2G为汽车满载时静止于水平路面驱动桥给路面的载荷，参考同类车型2G=23765N, 为道路附着系数，计算时取 =0.5-0.6，在此取 0.6。 代入数据得1gi 4.2 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 11 初选一档传动比为1gi=4 其他各档传动比按等比数列来分配：则2gi=2.67， 3gi=1.78， 4gi =1.19,5gi =0.8 把一档传动比代入中心距公式计算变速器中心距： A=82.42mm 圆整后取 A=83mm 。 3.2 齿轮参数的选取 3.2.1 模数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。 在变速器中心距相同的的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声、所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，应该增加模数，同时减少齿宽；从工 艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减 少乘用车齿轮工作噪声又较为重要的意义，因此齿轮的模数应选的小些。 表 3.1 汽车变速器齿轮的法向模数nm 车型 微型、轻型轿车 中级轿车 中型货车 重型汽车 nm 2.25-2.75 2.75-3 3.50-4.5 4.50-6 由于设计车型为轻型货车，所以取nm=3mm 。 3.2.2 压力角 齿轮压力角较小时。重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 12 啮合和推出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利 于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。试验证明：对于直齿轮，压力角为28时强度最高，超过 28时强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为 25时强度最高。因此理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用 14.5，15， 16， 16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 22.5或 25等大些的压力角。 实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用压力角为 20。在这次设计中我选用压力角 20。 3.2.3 螺旋角 的选取 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声的、齿轮的强度和轴向力的影响。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、噪声低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应的提高。不过当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。斜齿轮的螺旋角一般在 20到 30之间。 3.2.4 齿宽 b 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量， 应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的有点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿宽方向受力不均匀造成便载，导致承载能力降低，并载齿宽 方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 斜齿 b=nm cK,cK为齿宽系数取为 7.0 8.6 直齿cK=4.4-7.0 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 13 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数cK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。对于模数相同的各挡，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。 3.2.5 齿轮变位系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中的一个重要环节。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，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 齿轮变位主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点使不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位即具有高度变位的优点，又避免了其缺点。 由几对齿轮安装在中 间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮由相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。对于斜齿轮传动，可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。我在齿轮设计中齿轮没有达到根切，采用改变螺旋角大小的方法来保证中心距，所以没有采用齿轮变位。 3.3 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比不应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀 。 一档和倒档采用直齿轮，其余采用斜齿，同取 m=3mm。 结构简图如下： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 14 mAZ 2 图 3.1 变速器结构简图 3.3.1 确定一档齿轮的齿数 一档传动比 9112 10gZZi ZZ （ 3.6） 为了确定 Z9 和 Z10 的齿数 ， 先求其齿数和 Z （ 3.7） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 15 cos2 )( 21 ZZmA n nmAZZ c o s221 其中 A =83mm、 m =3；故 有 Z=54.9，取整，得 55。 根据轻型货车三轴式变速器可知，10Z=1418 此处取10Z=14，则可得出9Z=41。 上 面根据初选的 A 及 m 计算出的Z可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ 3.7）看出中心距有了变化，这时应从Z及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 51，则根据式（ 3.7）反推出 A=83mm。 3.3.2 确定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 3-7）求出常啮合齿轮的传动比 101 129gZZ iZZ (3.8) 由已经得出的数据可确定 121.37ZZ 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 （ 3.9） 由此可得： （ 3.10） 而根据已求得的数据可计算出：1248ZZ 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 16 nmAZ cos2 与 联立可得：1Z=20、2Z=28。 3.3.3 确定其他档位的齿数 二档传动比 71228gZZi ZZ （ 3.11） 而2 2.7gi ，故有： 781.93ZZ （ 3.12） 对于斜齿轮， 故有：7852ZZ 联立 得：783 4 1 8ZZ、。 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 562 9 2 3ZZ、；四档齿轮 342 8 2 4ZZ、。 3.3.4 确定倒档齿轮的齿数 一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 17 gri取 4。倒档传动齿轮的齿数 和 一档主动 齿轮 10 相近 ，取 14。 3.4 求各挡齿轮的变位系数并进行修正 各挡齿轮的变位系数根据变位系数线图来选取： 图 3.2 变位系数线图 一挡 ： 0A=82.5 A=83 0A A 进行角度变位： coscos AA o 则计算得 =20.9328 non m AA 则计算 得 0.167n n 通过选择变位系数线图查得： 0.18 由 u=91041 2 .9 314ZZ 则在线图的左侧可以查得： 1 0.35 ，则 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 18 17.02 则 0.013 则：91()aoh f m （ 1.0+0.35-0.013） 3=4.011 91()foh f c m （ 1.0+0.75-0.35） 3=4.2 9 nd m Z 123 9 9 92aad d h 131.022 9 9 92ffd d h 114.6 1 0 2()aoh f m （ 1.0-0.17-0.013） 3=2.451 1 0 2()foh f c m （ 1.0+0.75+0.17） 3=5.76 10 nd m Z 42 1 0 1 0 1 02 4 6 . 9 0 2aad d h 1 0 1 0 1 02ffd d h 30.48 二 挡 ： 取 20 0A=87() 832 c o s nZ Z m A=83 A0 A 无需 进行角度变位： =0 则：8 ()aoh f m 1.0 3=3 8 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 8 1 0 8 . 4 6c o snmzd 8 8 82aad d h 114.46 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 19 8 8 82ffd d h 97.96 7 ()aoh f m 3 7 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 7 5 7 . 4 2c o snmzd 7 7 72aad d h 63.42 7 7 72ffd d h 46.92 三挡 ： 取 20 0A=83 A=83 A0 A 无需 进行角度变位： =0 则：6 ()aoh f m 1.0 3=3 6 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 6 9 2 . 5 1c o snmzd 6 6 62 9 8 . 5 1aad d h 6 6 62ffd d h 82.01 5 ()aoh f m 1.0 3=3 5 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 5 7 3 . 3 7c o snmzd 5 5 52aad d h 79.37 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 20 5 5 52ffd d h 62.87 四挡 ： 取 20 0A=83 A=83 A0 A 无需 进行角度变位： =0 则：4 ()aoh f m 1.0 3=3 4 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 4 8 9 . 3 2c o snmzd 4 4 42 9 5 . 3 2aad d h 4 4 42 7 8 . 8 2ffd d h 3 ()aoh f m 1.0 3=3 3 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 3 7 6 . 5 6c o snmzd 3 3 32 8 2 . 5 6aad d h 3 3 32 6 6 . 0 6ffd d h 五 挡 ： 取 30 0A=83 A=83 A0 A 无需进行角度变位： =0 则：2 ()aoh f m 1.0 3=3 2 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 21 2 69c o snmzd 2 2 22 7 5aad d h 2 2 22 5 8 . 5ffd d h 1 ()aoh f m 1.0 3=3 1 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 1 9 6 .6c o snmzd 1 1 12 1 0 2 . 6aad d h 1 1 12 8 6 . 1ffd d h 倒档： 11 ()aoh f m 1.0 3=3 11 ()foh f c m （ 1.0+0.75） 3=5.25 11 nd m Z 42 1 1 1 1 1 12 4 8aad d h 1 1 1 1 1 12ffd d h 31.5 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 22 第 4 章 齿轮校核 齿轮损坏形式主要有：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部被破坏及齿面胶合。 齿轮常出现轮齿弯曲折断，需校核轮齿强度与齿面接触应力。 4.1 计算各轴的转矩 发动机最大扭矩为 200N.m，最高转速 5250r/min，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 输入轴 1T = maxeT =200N m 输出轴 2T = 齿承 1T =2000.960.99= 190.08N m 倒 挡 轴 iTT 齿承倒 2 =190.080.960.99 4=722.61N m 4.2 轮齿强度计算 本次强度计算只计算一档， 二 档，和倒档，因为一档齿轮和 二 档齿轮受力较大，如果这两个齿轮符合，其余档位的齿轮就符合要求。 轮齿弯曲强度计算 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 23 4.2.1 直齿轮弯曲应力 w 图 4.1 齿形系数图 yzKmKKTcfgw32 （ 4.1） 式中： w 弯曲应力（ MPa）； gT 计算载荷（ N.mm）； K 应力集中系数，可近似取 K =1.65； fK 摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮 fK =1.1，从动齿轮 fK =0.9； b 齿宽（ mm）； m 模数； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 24 y 齿形系数，如图 4.1。 荷 gT 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxeT 时，一、倒挡 ，直 齿轮许用弯曲应力在 400 850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取 下限。 计算倒挡齿轮 11 的弯曲应力 11w 11z =14 11y =0.127， 11113m ax11 2 yKzm KKTcfew = 332 2 0 0 1 . 6 5 0 . 9 103 1 4 7 . 6 0 . 1 2 7 =518.236MPa400 850MPa 4.2.2 斜齿轮弯曲应力 w KyKzm KTcngw3co s2 （ 4.2） 式中： gT 计算载荷（ Nmm ）； nm 法向模数（ mm）； z 齿数； 斜齿轮螺旋角（）； K 应力集中系数， K =1.50； y 齿形系数，可按当量齿数 3coszz n 在图中查得； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 25 cK 齿宽系数 cK =7.6 K 重合度影响系数， K =2.0。 当计算载荷 gT 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxeT 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180 350MPa范围，对货车为 100 250MPa。 4.2.3 计 算一 挡齿轮 9， 10 的弯曲应力 10z=14，9 41z ，9 0.149y ，10 0.127y m a x 2 0 0 MeTN m a x93 992 efw cT K Km z K y = 332 2 0 0 1 . 6 5 0 . 9 104 1 3 0 . 1 4 9 7 . 6 =150.83MPa100 250MPa m a x10 3 9 1 02 efw cT K Km z K y = 332 2 0 0 1 . 6 5 1 . 1 101 4 3 0 . 1 2 7 7 . 6 =633.4MPa400 850Mpa 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 26 4.2.4 计算二档齿轮 7， 8 的弯曲应力 8 18z ,7 34z 8 0.129y ,7 0.150y m a x 2 0 0 MeTN m a x8 3882 c o sencTKZ m y K K 332 2 0 0 c o s 2 0 1 . 5 0 101 8 3 . 1 9 0 . 1 2 9 7 . 6 2 . 0 。 =156.642MPa100 250Mpa m a x7 3772 c o sencTKZ m y K K 332 2 0 0 c o s 2 0 1 . 5 0 103 4 3 . 1 9 0 . 1 5 0 7 . 6 2 . 0 。 =71.318MPa100 250Mpa 4.2.5 齿轮接触应力 j bzj bEF11418.0 （ 4.3） 式中：j 轮齿的接触应力（ MPa）； dTFg /2 gT 计算载荷（ N.mm）； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 27 d 节圆直径 (mm)； 节点处压力角（）， 齿轮螺旋角（）； E 齿轮材料的弹性模量（ MPa）； b 齿轮接触的实际宽度 (mm)； z 、 b 主、从动齿轮节点处的曲率半径 (mm)，直齿轮 sinzz r 、 sinbb r ，斜齿轮 2co ss inzz r 、 2c o ss inbb r ； zr 、 br 主、从动齿轮节圆半径 (mm)。 将作用在变速器第一轴上的载荷max /2eT作为计算 载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见表 4.1。 弹性模量 E =210 2mmN 。 表 4.1 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 MPaj 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 19002000 9501000 常啮合齿轮和高挡 13001400 650700 4.2.6 计算一档齿轮 9， 10 的接触应力 99 3 4 1 1 2 3nd m Z mm， 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 28 1 0 1 0 3 1 4 4 2nd m Z mm 999 s i n 123s i n s i n 2 022bb dr =21.03 101 0 1 0 42s i n s i n s i n 2 022zz dr =7.18 9j=984.51MPa1900 2000Mpa 10j=1684.79MPa1900 2000MPa 4.2.7 计算二 档齿轮 7， 8 的接触应力 77 3 3 4/ c o s 1 0 8 . 5 5c o s 2 0nd m z mm， 88 3 1 8/ c o s 5 7 . 4 7c o s 2 0nd m z mm 2 777 22 1 0 8 . 5 5s i n / c o s s i n s i n 2 02 c o s 2 c o s 2 0bb dr =21.02 2 888 22 5 7 . 4 7s i n / c o s s i n s i n 2 02 c o s 2 c o s 2 0zz dr =11.13 7j=898.8MPa1300 1400MPa 8j=1235.26MPa1300 1400MPa 4.2.8 计算倒档齿轮 11 与齿轮 9 接触应力 99 3 4 1 1 2 3nd m Z mm 1 1 1 1 3 1 4 4 2nd m Z mm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 29 111 1 1 1 42s i n s i n s i n 2 022zz dr =7.18 999 123s i n s i n s i n 2 022bb dr =21.03 11j=1684.79MPa1900 2000Mpa 9j=984.51MPa1900 2000Mpa 齿轮材料为 20CrMnTi,其表面渗碳处理： Mn=m=3,渗碳层： 0.8 1.2mm 齿轮表面硬度为： HRC58 63,心部硬度： HRC33 48. 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 30 第 5 章 轴的设计及校核 5.1 轴的工艺要求 倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿 轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在 HRC58 63，表面光洁度不低于 8。 对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。 5.2 轴的强度计算 本次计算只计算一档齿轮处的轴的强度，因为 一档时受力最大，如果符合强度要求，则其余也符合 5.2.1 初选轴的直径 此为一档齿轮所在输出轴上有花键的部分，去掉花键部分的直径 d=42mm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 31 5.2.2 轴的结构设计 图 5.1 第二轴结构图 由图 5.1 可知，支撑点距离为 250mm,一挡齿轮到两支点的距离分别为：47mm， 203mm。 5.2.3 一挡齿轮的各个分力 轴的受力简图如图 5.2 所示： 图 5.2 受力简图 9 nd m Z123mm 3m a x 1992 2 2 0 0 4 1 0 1 3 0 0 8 . 1 3 N123etTiFd 99 t a n 1 3 0 0 8 . 1 3 t a n 2 0 4 7 3 4 . 5 7 NrtFF 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 32 5.2.4 轴的强度校核 则在水平面上：AF 250=rF 47AF=890.10N 在竖直面上： FA = 203250Ft=10562.6N 则水平面上受到的力矩： Mc=180690.3N.mm 竖直 面上受到的力矩为 ： Ms=2640650.39N.mm 该轴所受的弯矩为： T=181904.76N.mm 故危险截面受到的合成弯矩为： 2 2 2M M c M s T =2653068.565N.mm 在弯矩和转矩联合作用下，轴的应力应为： 332dM =364.75Mpa400Mpa 故轴的强度符合要求 5.2.5 轴的刚度校核 若轴在垂直面内挠度为 cf ，在水平面内挠度为 sf 和转角为，可分别用式（ 5.1）、（ 5.2）、（ 5.3）计算 EILbaFf c 3221 （ 5.1） EILbaFf s 3222 （ 5.2） EIL ababF 31 （ 5.3） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 33 式中：1F 齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N）； 2F 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ N）； E 弹性模量（ MPa）， E =2.1 105MPa； I 惯性矩（ mm4），对于实心轴， 4 64Id ； d 轴的直径（ mm），花键处按平均直径计算； a 、 b 齿轮上的作用力距支座 A 、 B 的距离（ mm）； L 支座间的距离（ mm）。 轴的全挠度为 2.022 sc fff mm。 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 cf =0.05 0.10mm， sf =0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。 22992224334 7 3 4 . 5 7 4 7 2 0 30 . 0 1 7 m m 0 . 0 5 0 . 1 0 m m422 5 0 3 2 . 1 1 0 5 1 064rcF a bfE I L 22992224331 3 0 0 8 . 1 3 4 7 2 0 30 . 0 4 7 m m 0 . 0 5 0 . 1 0 m m422 5 0 3 2 . 1 1 0 5 1 064tsF a bfE I L 2 2 2 29 9 9 0 . 0 1 7 0 . 0 4 7 0 . 0 5 m m 0 . 2 m mcsf f f 994336 4 4 7 3 4 . 5 7 4 7 2 0 3 2 0 3 4 73 4 2 2 . 1 1 0 5 1 0 2 5 00 . 0 0 0 3 r a d 0 . 0 0 2 r a drF a b b aE I L 故该轴符合刚度条件，该轴合格。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 34 第 6 章 同步器的 选择 同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保啮合件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。 6.1 惯性式同步器 惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之 间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。 按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。 6.1.1 锁环式同步器的结构 如图 6.1 所示，锁环示同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1 或 4 和齿轮 5 或 8 凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环 1 或 4上的齿和做在啮合套 7 上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部 呈凸起状的滑快压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑快凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换挡的零件保持在中立位置上。滑快两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑快宽一个接合齿。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 35 图 6.1 锁环式同步器 1、 4-锁环； 2-滑块； 3-弹簧圈； 5、 8-齿轮； 6-啮合套座； 7-啮合套 6.1.2 锁环式同步器的工作原理 换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑快和锁环移动，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 ，致使在锥面上有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑快予以定位。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，同步器处在锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档哪个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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换档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，啮合套上的接合齿在换档力的 作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成换档。 锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 36 6.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 接近尺寸 b ，同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离 b ，称为接近尺寸。尺寸 b 应大于零，取 b =0.2 0.3mm。 分度尺寸 a ，滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距离 a ，称为分度尺寸。尺寸 a 应等于 1/4 接合齿齿距。 尺寸 a 和 b 是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要 尺寸，应予以控制。 滑块转动距离 c ，滑块在锁环缺口内的转动距离 c 影响分度尺寸 a 。滑块宽度 d 、滑块转动距离 c 与缺口宽度尺寸 E 之间的关系如下 cdE 2 （ 6.1） 滑块转动距离 c 与接合齿齿距 t 的关系如下 214RtRc （ 6.2） 式中 1R 滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）； 2R 接合齿分度圆半径。 滑块端隙 1 ，滑块端隙 1 系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，同时，啮合套端面与锁环端面之间的间隙为 2 ，要求 2 1 。若 2 1 ，则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸 b 0，此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套可以 通过同步环，而使同步器失去锁止作用。为保证 b 0，应使2 1 ，通常取 1 =0.5mm 左右。 锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙3，并可称之为后备行程。 预留后备行程3的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换挡时，锁环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的 增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙3逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若锁环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现锁环等零件与齿轮同 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 37 步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应去3=1.2 2.0mm。 在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在 0.2 0.5mm。 6.2 主要参数的确定 6.2.1 摩擦因数 f 汽车在行驶过程中换档，特别是 在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。 摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化 小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。 同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短已遭淘汰。 由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数 f 取为 0.1。 摩擦因数 f 对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的 泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。 6.2.2 同步环主要尺寸的确定 1、 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。实验还证明：螺 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 38 纹的齿顶宽对 f 的影响很大， f 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在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。通常轴向泄油槽为 6 12 个，槽宽 3 4mm。 2、 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 ftan 。一般取 =6 8。 =6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 =7时就很少出现咬住现象。 3、 摩擦锥面平均半径 R R 设计得越大，则摩擦力矩越大。 R 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 R 取大以后还会影响同步器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 R 取大些。 4、 锥面工作长度 b 缩 短锥面长度 b ， 可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定 b 22 dfRMb m （ 6.3） 式中 p 摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副， p =1.0 1.5MPa； Mm 摩擦力矩； f 摩擦因数； R 摩擦锥面的平均半径。 上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。 5、同步环径向厚度 与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径 R 和布置上的限制，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。 乘用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，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。锻造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强 度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约 0.3 0.5），使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，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孔表 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 （论文） 39 面喷上厚 0.07 0.12mm 的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的 2 3 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。 6.2.3 锁止角 锁止角 选取得正确，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 f 、摩擦锥面平均半径 R 、锁止面平均半径和锥面半锥角 。已有结构的锁止角在26 42。 6.2.4 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。轴向力大、则同步时间减少。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，计算时可在下述范围选取：对乘用车变速器，高档取 0.15 0.30s，低档取 0.50 0.80s；对货车变速器，高档取0.30 0.80s，低档取 1.00 0.50s。 6.2.5 转动惯量的计算 换挡过程中依据同步器改变转速的零件，统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘、中间轴及其上的齿轮、与中间轴上齿轮向啮合的第二轴上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算是：首先求得各零件