GD6360微型客车变速机构设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 I 目 次 1 变 速器 结构分析 1 变速 器性能分析 1 变速器总体结构分析 1 变速器操纵结构分析 2 2 变速器主要参数的确定 3 档数 3 分配各档传动比 3 中心距 A 3 外形尺寸 4 齿轮参数 4 各档齿轮齿数分配 5 齿轮的设计计算 8 3 变速器齿轮的强度计算 及材料的选择 13 齿轮的破坏形式 13 齿轮的材料选择 13 齿轮的强度计算 13 4 变速器轴的设计计算 18 初选轴的直径 19 轴的强度验算 19 5 同步器设计 22 性式同步器 22 参数选择 23 6 万向传动轴的设计 24 万向传动轴设计要求 25 万向节结构方案分析 25 万向节设计计算 25 传动轴结构分析与设计 28 设计总结 30 参考资料 32 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 1 变速器 结构分析 1 1 变速器性能分析 变速器的功用是在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动轴上的转矩和转速，使汽车得到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。此外，应保证汽车能倒退行驶和在滑行或停车时，使发动机传动系保持分离。需要时还要有动力输出功能。 变速器的设计需要在整车设计的总体原则下结合变速器要满足的具体功能展开。因此本着好用、好造、好修的总原则，力求产品通用化、标准化、系列化。 对变速器提出如下的基本要求： 1）正确选择挡数和传动比，保证汽车有必要的动力性和经济性指标； 2）设置空挡，以使发动机能启动怠速、换档、切断发动机动力向驱动轮的传输；在滑行或停车时使发动机和传动系彻底分离； 3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶； 4）设置 动力输出装置，能进行功率输出； 5）换档迅速、省力、方便，以便缩短加速时间并提高汽车的动力性能； 6）工作可靠，汽车行驶中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生； 7）变速器还应当满足效率高，噪声低，体积小，质量轻，制造容易，成本低等要求、维修方便等要求。 变速器 总体结 构 分析 有级变速器与无级变速器相比具有传动效率高（ 造价低廉 的优点，因此在各类汽车中均得到广泛采用。为此本次设计 采用有级变速器。有级变速器传动机构分为固定轴式 （普通齿轮变速器） 和旋转轴式 （行星齿轮变速器） 两类。固定轴式又分为中间轴式，两轴式和多中 间轴式变速器。固定轴式应用最广泛。两轴式变速器多用于发动机前置前 轮驱动的汽车上。由于中间轴式变速器直接档工作时，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档 齿轮分别与中间轴的相应齿轮啮合，且第一、二轴均不承受径向载荷 ，第一、 二轴只起传递扭矩的作用。因此直接档的传递效率高，磨损及噪声也最小，这是中间轴式变速器的突出的优点。 从结构上讲两轴式变速器与中间轴式变速器相比，其传动系结构简单，紧凑且买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 除最高档外其他各档的传动效率都比较高，噪声也低，但多用于前置前驱的轿车布置。综合对比后选 用中间轴式。 一般情况下，变速器的档位数与汽车的动力性，燃油经济性有着密切的关系。就汽车的动力性而言，档位数多，增加了发动机在 底燃油消耗率区工作的可能性，降低了油耗；同时有利扩大传动比范围 以适应各种使用条件下动力性经济性的要求。 组合式变速器（ 主、副变速器 ）主要用于空、满载质量变化大、使用条件复杂、柴油机转矩变化不 稳、适应性差而需要扩大传动比范围、增加挡位数以适应各种使用条件下的动力性与经济性要求的重型车。为使变速器的结构不致过于复杂和便于系列化，多以四档或五档的变速器与三档、四档的副变速器组合，副 变速器装在主变速器之前之后或前后。 倒档的布置方式参考中间轴式变速器倒档布置方式。从动力性、加工工艺性考虑 ，选择 倒档轴传动比 接近 于一挡传动比。 综合考虑 微客的使用条件和要求， 本 次设计所选用的变速器结构方案为采用中间轴式， 4+1前置后驱的变速 器 方案 （见图 1） 。 图 1 变速器传动结构简图 速器操纵结构 分析 变速器 操纵机构的功用是使驾驶员能够根据道路情况准确可靠地挂上或摘下变速器某个档位，以保证汽车安全行驶。 变速器操纵机构分为直接操纵式和远距离操纵 式。直接操纵结构简单，在各种类型的汽车上得到广泛的 应用。但只有 当变速器布置在驾驶 员座位附近时直接操纵买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 才能实现。 要把变速器布置在驾驶室附近会给总体布置带来极大限制。 远距离操纵机构用于当变速器布置得离驾驶座椅较远时，在客车、货车、轿车上都有广泛的应用。因仅需杆系、绳索等换档传动机构操纵变速器，使总体布置有很大的灵活性，也易于实现整车结构的优化设计。 考虑到变速器操纵机构与总体布置密切相关，为了协调驾驶室、总体布置等问题， 本次设计采用远距离操纵手动换挡变速器。 2 变速器主要参数的确定 档数 前已述及， 由论证报告得知， 本设计采用 4+1档 变速器 。 分配各档传动比 已知最小传动比就是 是直接档 由汽车设计教材查的 乘用车中间轴式变速器一档传动比1由此初选 最大传动比 汽车传动系各档的传动比按等比级数 分配 。 设相邻两档公比为 q， 在 4+1档 的变速器中有： , q, 2q q 1i=以 , 1231中心距 A 对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为 变速器中心距A。 初选中心距 A，根据经验公式计算 3 m a x 1 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 式中，为中心距系数，乘用车 9.3； 由总体设计得08N m；11g为变速器传动效率，取 96 。 算 得 初取 5 外形尺寸 变速器横向外形尺寸，根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。 乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为（ A， 算的为 195 221 取200 轮参数 齿轮模数的选取 齿轮模数是一个重要的参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。 选取 小 的 模数时， 可以增加齿轮的齿数和齿宽， 有利于换挡 并能 有效降低变速器的噪声； 从减小变速器的质量考虑，则应增大模数并减小齿宽和中心矩 ；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数 ； 从强度方面考虑，各档齿轮应有不同模数。 参照 1987 汽车变速器常用的齿轮模数，并综合考虑上述因素，初选齿轮模数为 压力角 压力角的大小对传动的平稳性，工作噪声，齿轮的弯曲强度和表面 的接触强度为都有影响。为提高齿轮的承载能力应选用大的压力角。 按国家标准选取 ， 为此变速器齿 轮 压力角 采用 20；同步器的接合齿压力角普遍采用 30。 旋角 的选择 增大 角可以使齿轮啮合的重合度系数增加，工作平稳噪声降低，随着 角的增大齿抗弯的强度也相应的提高，不过当螺旋角大于 30抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升，故从提高齿轮的接触强度考虑可取较大的 角，但从保证齿轮的弯曲强度着眼 不应大于 30O。一般 乘用车变速器：中间轴式变速器螺旋角 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 为 22 34 ， 取 25 。 斜齿轮传动转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。 一至四档齿轮设计为斜齿轮啮合传动， 中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，第一、二轴上的斜齿轮应 取为左旋。倒档设计为直齿，在这些档位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为这些档 位使用得少，所以是允许的），而此时第二轴没有轴向力作用。 宽的选择 选择齿宽时应综合考虑，变速器的轴向尺寸，齿轮的强度以及齿轮工作时受力均匀程度度等因素的影响。 通常根据齿轮模数 m（ 的大小来选取齿宽： 直齿宽： b=m 取 b=9 16齿： b= b=14 16 齿轮 变位 系数的 选择原则 采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切配凑中心距以 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。根据上述缘由，为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数选用较小值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高档和一轴齿轮副的c着档位的降低，c值应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的c值，以便获得高强度齿轮副。一档齿轮 的c值可以选用 上。 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪声、齿轮相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。 国家 标准 规定齿顶高系数取为 档齿轮齿数分配 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后 ，根据变速器的档数、传动比和 传动方案来分配各档齿轮齿数。应注意，各档齿轮的齿数比应该尽可能不 是整数，以使齿面磨损均匀。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 确定一档齿轮的齿数 一档传动比为 27118i 为求7z、8求其齿数和 直齿65*2=65 斜齿2 = 2 25 =整 数9 前已述及， 一 至 四档为斜齿轮啮合传动 。 乘用车中间轴式一档齿轮的齿数85 17之间选取， 初选8z=17。由7z=可得 72。 由此可 确定常啮合 传动齿轮的传动比 28117 2z1z=7 42=z+2z=59， 求得1z=z=z、2因此1z=24,2z=35。 由此可 精确 求得 螺旋角1=2A=确定二档齿轮的齿 数 二 档传动比为 25216i z 5z/1z 6z=z/6z=z/2z=24/35=z+6z=2 =2 65 =59 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 求得6z=z=取6z=23，5z=36。 为减少或抵消中间轴的轴向力 ，还必须满足下列关系式： 1 2 52 1 2 6t a n 1t a z z 由1z=24,2z=35，6z=23，5z=36，算得2=5216i = 确定 三 档齿轮的齿数 三 档传动比为 23314i z 3z/1z 4z=z/4z= z/2z=24/35=z+4z=2 =2 65 =59 求得4z=z=取4z=29，3z=30。 为减少或抵消中间轴的轴向力，还必须满足下列关系式： 1 2 33 1 2 4t a n 1t a z z 由1z=24,2z=35，4z=29，3z=30，算得3=3314i = 确定倒档齿轮齿数 倒档齿轮 (花键滑动换档 )， 齿轮倒档采用直齿圆柱齿轮 m=力角取标准压买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 力角 20 。设计中间轴至 倒档轴距离为 A =40 由此可计算 2z+10z 2 A /2=40 倒 挡齿 轮选用的模数往往与一挡的相近， 初选 i 倒 = 倒档齿轮12一般在 21 23之间选取。 初选12z=21，10z=19; i 倒 = 12 91 10 11z .z z 计算可得9z=47，由此精确求得 i 倒 =齿轮的设计计算 计算 几何尺寸 已知1z=24,2z=35， 计算中心距 A=65采用 标准 斜 齿轮传动 ，其主要参数计算如下： 1) 端面模数 =2/) 端面压力角 t a n t a n / c o =t=) 分度圆直径 11 / c o z m =24 2/32 / c o z m =35 2/7) 齿顶高 *a n an nh m h x=2) 齿根高 *f n a n n nh m h c x =) 齿顶圆直径 112d h=5722d h=81文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 7) 齿根圆直径 112d h=4822d h=72) 中心距 A=65 计算 几何尺寸 已知3z=30,4z=29，计算中心距 A=65采用标准斜齿轮传动，其主要参数计算如下： 1) 端面模数 =2/) 端面压力角 t a n t a n / c o =t=) 分度圆直径 33 / c o z m =30 2/64 / c o z m =29 2/4) 齿顶高 *a n an nh m h x=2) 齿根高 *f n a n n nh m h c x =) 齿顶圆直径 332d h=7042d h=68) 齿根圆直径 332d h=6142d h=59) 中心距 A=65 计算 几何尺寸 已知5z=36,6z=23，计算中心距 A=65采用标准斜齿轮传动，其主要参数买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 计算如下： 1) 端面模数 =2/) 端面压力角 t a n t a n / c o =t=) 分度圆 直径 55 / c o z m =36 2/86 / c o z m =23 2/2) 齿顶高 *a n an nh m h x=2) 齿根高 *f n a n n nh m h c x =) 齿顶圆直径 552d h=8262d h=56) 齿根圆直径 552d h=7362d h=47) 中心距 A=65 计算 几何尺寸 已知7z=42,8z=17，计算中心距 A=65采用标准斜齿轮传动，其主要参数计算如下： 1) 端面模数 =2/) 端面压力角 t a n t a n / c o =t=文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 3) 分度圆直径 77 / c o z m =42 2/38 / c o z m =17 2/7) 齿顶高 *a n an nh m h x=2) 齿根高 *f n a n n nh m h c x =) 齿顶圆直径 772d h=9782d h=41) 齿根圆直径 772d h=8882d h=32) 中心距 A=65 计算倒档齿轮的几何尺寸 前以算的倒档齿轮的齿数为9z=47，10z=19， 11z = 12z =21，均为标准直齿圆柱齿轮，其模数 m=2,压力角为 20。 1）分度圆直径 99d 940 10d 38 1 1 2 1 2d d m z =42)齿顶高 *h m2)齿根高 *m h c=)齿顶圆直径 *a 9 9 2 ad z h m 98 *a 1 0 1 0 2 ad z h m 42文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 *a 1 1 a 1 2 1 2 2 ad d z h m 46)齿根圆直径 *99 22z h c m =89 *1 0 1 0 22z h c m = *1 1 1 2 1 2 22f f ad d z h c m =37） 中间轴到倒档轴距离为 A A =m(10z+ 12z )/2=40变速器各齿轮齿数确定后实际传动比 计算 如下 ： 一档 ： 27118i =档： 25216i =档： 23314i =档： 4i=档： i 倒 =2 12 91 10 11z .z z = 1 变速器各齿轮参数 齿轮 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12z 24 35 30 29 36 23 42 17 47 19 21 21d(53 77 64 62 75 48 93 37 94 38 42 42b(14 12 12 14 12 14 12 14 12 14 14 12 2 2 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 3 变速器齿轮的强度计算及材料的选择 齿轮的破坏形式 齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过度圆角处有应力集中，所以齿轮受到足够大的载荷作用时其根部弯曲应力超过材料的许用应力，轮齿就会断裂。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生，而常见的断裂是由于在重复载荷作用下，使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝 ，而逐渐扩展到一定深度而产生折断其破坏断面在疲劳裂缝部位呈光滑表面，而突然断裂部位呈粗粒状表面。 齿面点蚀是常见的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压使充满润滑油的裂缝处有油压增高导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面产生大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重，主动小齿轮较被动大齿轮较严重。在局部高温，高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶 合。 综上所述，在汽车变速器中齿轮的破坏形式主要有弯曲疲劳断裂和点蚀两种。应对齿轮的弯曲强度和接触强度进行重点校核。 齿轮的材料选择 变速器齿轮多采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的耐磨及抗弯疲劳的能力。在选用钢材及热处理是时，对切削加工的性能及成本也应该考虑。国内变速器齿轮的材料主要有：120520525 本次设计各齿轮材料选用渗碳淬火，表面硬度 58 63部硬度 33 48 轮的强度计算 轮齿接触应力j110 . 4 1 8 ( )式中j为轮齿接触应力（ ； F 为齿面上的法向力 (N） , 1 / ( c o s c o s )；1纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 为圆周力 (N), 1 2/ d；N 为节点处压力角 ( )， 为斜齿轮螺旋角 ( )； E 为齿轮材料的弹性模量（ ，因为齿轮材料为锻钢，所以 42 0 . 6 1 0E M p a ； b 为齿轮接触的实际宽度 z、b为主、从动齿轮节点处的曲率半径（），直齿轮 、 ，斜齿轮2( s i n ) / c o 、 2( s i n ) / c o ； 主、从动齿轮节圆半径（）。 将作用在变速器第一轴上 载荷2gT=24N 速器齿轮的许用接触应力j见表 2。 表 2 变速器齿轮许用接触应力 齿轮 j/碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900 950啮合齿轮和高挡 1300 650速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯取疲劳和接触疲劳的能力 。前已述及， 本次设计各齿轮材料选用渗碳淬火，表面硬度 58 63部硬度 33 48 1)直接档（四档） 常啮合齿轮 1、 2 的 接触应力 校核 按小齿轮 1计算 ,齿轮为渗碳齿轮。 20 53d 14b 1 4 0 0j M p a 31 5 1 0 2( s i n ) / c o = 2( s i n ) / c o =: 1 1 4 3 . 8 p a算 得， 所以常啮合齿轮接触强度合格。 2) 三档 齿轮 3、 4的 接触应力 校核 按小 齿轮 4计算 ,齿轮为渗碳齿轮。 20 64d 14b 1 4 0 0j M p a 31 3 1 0 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 2( s i n ) / c o = 2( s i n ) / c o =: 9 5 9 . 5 p a算 得， 所以校核齿轮 接触强度合格。 3) 二档 齿轮 5、 6的 接触应力 校核 按小齿轮 6计算 ,齿轮为渗碳齿轮。 20 52d 14b 1 4 0 0j M p a 31 1 0 2( s i n ) / c o = 2( s i n ) / c o =: 1 0 8 2 p a算 得， 所以二挡齿轮接触强度合格。 4) 一档 齿轮 7、 8的 接触应力 校核 按小齿轮 8计算 ,齿轮为渗碳齿轮。 20 37d 14b 2 0 0 0j M p a 31 1 0 2( s i n ) / c o = 2( s i n ) / c o =: 1 3 4 4 . 4 p a算 得， 所以一挡齿轮接触强度合格。 5)倒挡齿轮的接触应力校核 齿轮 11、 9， 按小齿轮 11计算 ,齿轮为渗碳齿轮。 20 0 42d 12b 2 0 0 0j M p a 31 1 0 s i n 2 1 s i n 2 0 7 . 2 s i n 4 7 s i n 2 0 1 6 . 0 7 12: 1 3 8 7 . 2 3 p a算 得齿轮 10、 12， 按小齿轮 10计算 ,齿轮为渗碳齿轮。 20 0 38d 14b 2 0 0 0j M p a 31 1 0 s i n 1 9 s i n 2 0 6 . 5 0 s i n 2 1 s i n 2 0 7 . 1 8 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 10: 1 5 0 0 . 5 p a算 得， 所以倒挡齿轮接触强度合格。 齿轮弯曲应力计算 1） 直 齿轮弯曲应力w1 K 式中w为弯曲应力（ 1N),1 2/ d；N )；节圆直径 ( d ； K为应力集中系数，可近似取 ；动齿轮 ，从动齿轮 ； b 为齿宽 ( )； t 为端面齿距， ， 数 ； 图 2示。 图 2 齿形系数 当计算载荷大转矩m a x 108N 倒档直齿轮许用弯曲应力在 400 850货车可取下限。 本次设计倒档齿轮为直齿轮，其弯曲强度 校核 如下 ： 齿轮 12： 因为齿轮 12 为从动齿轮，所以 。已知 12b ，12 21z ， 由图 2 得买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 ， 12: 5 2 3 8 5 0p a M p a 算 得 齿轮 10： 因为齿轮 10为主动齿轮，所以 。 已知 14b ，10 19z ， 由图 2得 10: 6 0 7 8 5 0p a M p a 算 得齿轮 9：因为齿轮 9为从动齿轮，所以 。已知 12b ，9 47z ， 由图 2得 ，9: 3 0 8 8 5 0p a M p a 算 得齿轮 11：因为齿轮 11 为主动齿轮，所以 。 已知 14b ，11 21z ， 由图2得 ，11: 6 0 7 8 5 0p a M p a 算 得所以倒挡齿轮弯曲强度合格。 2）斜 齿轮弯曲应力w1w 式中，1N), 1 2/ d；N d 为节圆直径 ( ), ( ) / c o m z , 法向模数； z 为齿数； 为斜齿轮螺旋角 ( )； K 为应力集中系数，可近似取 ； b 为齿宽 ( )； t 为法向齿距（），； y 为齿形系数，可按当量齿数 3/ co 在图 2中查得； K为重合度影响系数， 。 将上述参数带入整理后得到斜齿轮弯曲应力为 c o 当计算载荷， 对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180 350 一档齿轮校核： 法向模数 2螺旋角 齿轮 7: 已知 93d ， 12b ，7 42z ， 377 / c o 所 以 当 量 齿 由图 2得 ，5: 1 9 8 3 5 0p a M p a 算 得买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 齿轮 8: 已知 37d ， 14b ，8 17z ， 388 / c o 所 以 当 量 齿 由图 2得 ，5: 1 5 0 3 5 0p a M p a 算 得二挡齿轮校核： 法向模数 2螺旋角 齿轮 5： 已知 75d ， 12b ，5 75z ， 355 / c o 所 以 当 量 齿 图 2得 ，5: 1 8 9 3 5 0p a M p a 算 得齿轮 6： 已知 48d ， 14b ，6 23z ， 366 / c o 所 以 当 量 齿 图 2得 ，6: 2 0 0 . 7 3 5 0p a M p a 算 得所以二挡齿轮弯曲强度合格。 三挡齿轮校核： 法向模数 2螺旋角 齿轮 4： 已知 62d ， 14b ，4 29z ， 344 / c o 所 以 当 量 齿 图 2得 ，4: 2 2 0 3 5 0p a M p a 算 得齿轮 3： 已知 64d ， 12b ，3 30z ， 333 / c o 所 以 当 量 齿 图 2得 ，3: 1 5 5 3 5 0p a M p a 算 得所以三挡齿轮弯曲强度合格。 常啮合齿轮校核 ： 法向模数 2螺旋角 齿轮 2： 已知 77d ， 12b ，2 35z ， 322 / c o 所 以 当 量 齿 图 2得 ，2: 1 7 6 3 5 0p a M p a 算 得齿轮 1： ： 已知 53d ， 14b ，1 24z ， 311 / c o 所 以 当 量 齿 图 2得 ，1: 2 0 9 3 5 0p a M p a 算 得所以常啮合齿轮弯曲强度合格。 4 变速器轴的设计计算 变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 和弯矩。变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。所以设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。 初选轴的直径 已知中间轴式变速器中心距 A=65， 根据经验公式可得 第二轴和中间轴中部直径 d 轴的最大直径 的比值： 中间轴： d/L=二轴： d/L 速器输入轴 第一轴 花键部分直径 d=K=取 20 轴的强度验算 第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。 变速器一挡时，扭矩最大，一挡时轴最危险，所以强度验算只需对一档时工作情况的验证。 轴的刚度验算 若轴在垂直面内挠度为水平面内挠度为可分别用下式计算 223 a 23 a )3rF ab b L 式中，N)； )； E=对于实心轴： I= 4；花键处按平均直径计算； a、 、 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 轴的全挠度为 22 0 . 2 m f f 。 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为 0 . 0 5 0 . 1 0cf m m， 0 . 1 0 0 . 1 5sf m m 。齿轮所在平面的转角 不应超过 输出轴校核： 变速器在一挡时 13图 3 一档输出轴受力图 由已知数据求得 31 m a x 11772 2 2 1 0 8 1 0 3 . 6 836193 11t a n 8 3 6 1 t a n 2 0 3 0 4 3c o N 44 428 301566 4 6 4dI m m 由图 3知 111a ， 113b ，可得 224L a b ， E=得： 221 0 . 1 0 3a L 221 0 . 0 9 3a L 22 0 . 1 3 5 0 . 2 m f f 41 () 1 . 8 1 0 0 . 0 0 23rF a b b a r a L ， 所以轴的刚度合格。 轴的强度计算 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 21 水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩M。 轴在转矩应力为 332 式中， 2 2 2V H M T (N 花键处取内径； 低挡工作时， 4 0 0 M 。 输出轴校核 ， 变速器在一挡时 在水平面 361 H A = N H B = 一档输出轴 水平面弯矩 图 在垂直面 043 V A = N V B = 一档输出轴 垂直面弯矩 图 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 22 扭矩 Tn 一档输出轴 扭矩 图 由图 3，图 4，图 5算得 m m 1 m a x 1 1 0 8 3 . 6 3 8 8 . 8 T i N m 2 2 2332 1 8 7 H V 所以轴的强度合格。 5 同步器 设计 惯性式同步器 同步器使变速器换档轻便、迅速，无冲击，无噪音，且可以延长齿轮寿命，提高汽车的加速性能并节油，故除倒档外，其他档均采用。要求其转矩容量大，性能稳定、耐用。 惯性同步器能确保同步器啮合换档，性能稳定、可靠，因此得到了广泛运用。它又分为惯性锁止式和惯性增力式。用的最广泛的是锁环式和锁销式等惯性锁止式同步器，他们虽然结构有别，但工作原理无异，都有 摩擦元件、锁止元件和弹性元件。 挂档时，在轴向力的作用下摩擦元件相靠，在惯性转距的作用下产生摩擦力矩，使被接合的两部分逐渐同步；锁止元件用于阻止同步前强行挂档；弹性元件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 23 在此选用锁环式同步器，它又称为锁止式、齿环式或滑块式，其工作可靠、耐用，因摩擦锥面半径受限，转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛用于轿车及轻型客、货车。在其啮合套座外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块，他们有两端伸入锁环缺口，缺口比滑块宽一个接合齿宽。 图 6 同步器结构 挂挡时，啮合 套带动滑块推动锁环与 被啮合的 锥面相靠，转矩差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套和滑块转动一个角度并有滑块定位，恰使啮合套齿端与锁环齿断以锁止斜面相抵，此时换挡力经过锁止斜面将锁环进一部压紧，锥面间的摩擦力矩进一步增大，产生滑磨。选择适当的参数，使在换挡力作用下锁止面上的产生的迫使锁环回正的脱锁力矩小于锥面的摩擦力矩，可阻止同步前挂挡。当锥面摩擦力矩克服了被结合部分的惯性力矩后转矩差及摩擦力矩消失，脱锁力矩迫使锁环回正，锁止斜面脱开，啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮 的结合齿同步啮合，保证无冲击挂挡。如图所示。 惯性同步器的结构型式虽各有不同，但工作原理都一样，其实质是利用被啮合件的惯性防止同步前挂挡。同步器的挂挡过程可分为三个阶段： 第一阶段：在换挡拨叉的推动下，同步器离开中间位置做轴向移动，使摩擦元件的两摩擦表面相接触，惯性力矩引起的转速差产生的摩擦力矩使锁止元件转至锁止位置，完成锁止过程，