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五档 机械式 变速器 传动 机构 设计 12 CAD

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二轴五档机械式变速器转动机构设计二轴五档机械式变速器传动机构设计摘要在汽车的传动系统中变速器是重要的一个环节，其有着独有的作用：将汽车发动机传输出来的转速降低以起到降速的作用；通过齿轮副的传递改变转动方向从而实现倒车行驶；通过设置空档的方式让动力中断。本次设计通过数据计算与分析，选择了合适的两轴间距，然后确定齿轮的各个参数，最后从齿轮所受力以及磨损情况分析，确定齿轮采用的材料，以及所需对齿轮进行的热处理工艺，然后对齿轮轴和轴承进行受力分析计算，以确保其强度满足使用要求。通过计算结果利用 CAD 绘图软件绘制二维图。通过设计，更深刻的了解了变速器的结构以及工作原理，对大学所学知识有了进一步的掌握，且本文设计对变速器设计行业也提供了一些参考。关键词：变速器；传动比；齿轮；轴IIABSTRACTTransmission is an important link in the transmission system of the car, which has a unique role: reduce the speed of the car engine transmission to play a role in reducing the speed; change the direction of rotation through the transmission of gear pair to achieve reverse driving; set the neutral mode to interrupt the power. In this design, through data calculation and analysis, the appropriate distance between two shafts is selected, and then the parameters of the gear are determined. Finally, from the analysis of the force and wear of the gear, the materials used for the gear and the heat treatment process required for the gear are determined, and then the stress analysis and calculation of the gear shaft and bearing are carried out to ensure that the strength meets the use requirements. Through the calculation results, two-dimensional drawings are drawn by CAD drawing software. Through the design, we have a deeper understanding of the structure and working principle of the transmission, have a further grasp of the knowledge learned in the University, and the design of this paper also provides some reference for the transmission design industry.Key words: transmission; transmission ratio; gear; shaft目录IV摘要IABSTRACTII目录I1 绪论11.1 概述11.2 变速器的类型：11.3 变速器的工作原理21.4 变速器的发展现状21.5 研究的目的、依据和意义31.6 研究的方法32 变速器设计方案的确定42.1 倒挡布置形式的选择42.2 齿轮形式的选择42.3 变速器换挡机构的选择53 变速器主要参数选择和零件设计63.1 变速器最大传动比的选择63.2 变速器其他传动比的选择73.3 中心距的确定73.4 齿轮的参数选择74 各挡齿数的分配94.1 一挡齿轮参数的计算94.2 二挡齿轮参数的计算104.3 三挡齿轮参数的计算124.4 四挡齿轮参数的计算134.5 五挡齿轮参数的计算144.6 倒档齿轮参数计算165 变速器零件校核175.1 齿轮材料的选择原则175.2 计算各轴的转矩175.3 轮齿的校核185.4 轴的结构和尺寸设计255.5 轴承选择与寿命计算336 变速器同步器的设计376.1 同步器的结构376.2 同步环主要参数的确定38结论40参考文献41致谢421 绪论1.1 概述本研究主要研究了捷达汽车的汽车变速器，因为在水平、爬坡加速等过程中汽车所需的动力不同，所需的牵引力也不同，所以在不同环境下通过变速器调节动力。根据不同的路况在最适合的动力下工作对发动机或者传输装置的损坏最小，因此对汽车寿命有利。当需要时，变速箱也可以提供汽车所需的一些动力。（1）对变速器有如下基本要求：（2）可以保证汽车的动力支撑足够，（3）当希望切断发动机带动后轮驱动时，可以利用设置空挡的方式。（4）希望汽车后退时，将档位设置为倒挡。（5）具备动力装置，且可以将动力传输出去。（6）更换档位时既省力又方便快捷。（7）工作稳定可靠，在变速器工作过程中不能出现乱档或者跳档的现象，且换挡时不能出现大的冲击力。（8）尽量能有较高效率。（9）变速器的工作噪声低。此外，变速箱还要尽可能符合工效学要求，保证质量 降低成本 便于拆卸与维修。车辆的必要动态和经济指标与传动比，道路状况越来越复杂，传动比越大。1.2 变速器的类型：（1）手动变速箱：手动变速器的操纵机构是比较节能的变速方式之一，并且在当今社会，中国企业掌握着手动变速箱的核心技术，积累了长期实际操作的经验，无论在价格还是质量上都会有更大的优势。短期内将继续主流化。其缺点是操作不便，特别是在城市路况较为拥挤的情况下。1（2）自动变速器：由于其技术不断发展，使用越来越多，越来越数字化。AISIN AW 公司是日本目前最大的一家自动变速器公司，在 11 年前，AISIN AW 公司在研制方面较为领先，成功做出了自动变速器-八前速变速器，型号为 AA80E 型。当汽车采用该款变速器进行变速时将具有较大的整体传动比。其结果便是驾驶者可以在几乎任何行驶条件下选择最好的传动比。2电子控制模块可以提供多种大小不同的传动比，因此可以调节到任何需要的转速和转矩，从而降低燃油消耗，增加反向平稳度。发动机转速和驱动状态达到匹配的理想状态时，发动机的输出动力增加，而且动力使用效率提高，因此更加节省汽车燃油量，而且因为动力切合而在一定程度上降低了噪音。342（3）无级变速器（CV T）：无齿轮传动需要两组移动锥体和一个皮带或传动链， 可以在无限数量的前进档中进行.CVT 传动皮带，链条和动力，可变槽宽度锥轮和传动选择比例，即变锥齿轮槽的宽度，从而传动轮和驱动轮的传输比发生变化。CVT 实际上没有等级，比 AT AT 更有效率，燃油效率更低。投入市场后，在市场上得到良好的反响，应用模式不断增加，如雨后春笋般发展了起来。目前，世界上所有的大规模汽车制造商都在为提高产品的竞争力，强烈要求通用， 尼桑等知名品牌的无级变速器汽车销售配备。CVT 年产量目前达到 五十万车次之多。不得不提的是，之前在日本市场配有 CVT 的车辆占据主流，但是这个趋势正不断向欧洲北美等市场蔓延，就目前来说，在汽车行业装备 CVT 变速器的汽车前景优良。1.3 变速器的工作原理普通齿轮传动即固定轴传动，由齿轮箱，齿轮等部件组成，可以改变汽车发动机的转速，而且通过调节还可以改变旋转方向。（1）.变速原理传动比 = 主动齿轮的转速 = 从动齿轮的齿数从动齿轮的转速主动齿轮的齿数自动变速器是基于齿轮传动这一原理，并使用多种不同尺寸的齿轮来换档。（2）.变向原理汽车发动机的工作过程是一个顺序过程，这个过程是不可逆转的，但是为了是汽车不仅可以前进而且可以后退，我们在变速器中将倒挡“R”功能加入其中，使汽车可以后退。倒挡是有一个传动机构产生的，这个传动机构是在汽车传动机构中间加入一个齿轮，这个齿轮可以用来改变传动轴的传动方向，从而实现汽车后退。1.4 变速器的发展现状作为传递动力和改变传动速度的重要手段，变速箱的制造要求在国外也越来越苛刻。中国汽车传动市场处于目前正在蓬勃发展的喜人状态。在二零一零年，中国汽车在一年 内的销量已达一千八百万辆，与同期相比有了大幅度增加，增长率为百分之四十六，而 仅仅过了四年，在二零一五年汽车年销量便已经突破了四千万辆。中国传动业面临巨大 市场增长的重大机遇。在两千零九年，仅仅在中国汽车的汽车传动市场，销售额已经超 过了五十二亿，获得了较大进步年均增长 20以上。近几年以来，汽车乘用车销量不断攀升，在两千零七年，仅在中国国内，乘用车变速器销量便达到了惊人的六百万件以上，可谓规模庞大，虽然其中手动变速器仍然为主要部分，但是随着技术不断发展，机械式自动变速器技术趋于成熟，所以在国内自动变速器销量越来越好，需求不断攀升，而且在近几年，商用车销量也在不断攀升，仅仅在两千零七年一年，商用变速器在国内的市场便达到了二百万件， 现在市场主流依然是较为轻便的轻型货车使用的变速器，但是随着运输业发展，重型车变速器也将在国内市场逐渐发力。对于手动变速器来说，基本上为国产产品，这对于我国汽车制造业来说无疑是个好消息，但是不幸的是， 自动变速器它的核心技术国内还未掌握，大部分核心还在国外，国内自动变速器多为进口，因此 面对国外的挑战，中国制造企业压力很大。1.5 研究的目的、依据和意义在二十一世纪，汽车工业为我国经济发展提供了不可磨灭的贡献，而且这个贡献还在提升。事实上，像人们一样，汽车与卫生系统有机结合。发动机是心脏 车轮 底盘和悬架则化为躯干和四肢，但连接类似于身体的经向速度传输系统。如果车辆失去传播的中心部分 心脏 四肢和躯干要是再好，汽车也是废铁一堆。传动装置是汽车行业不可或缺的产物，这是汽车的必需品。用于将发动机转矩和转速改变为驱动轮的驱动，在某种程度上，变速器决定了汽车动力的性能，而且还影响了汽车燃油消耗，因此变速器对于汽车的本身来说，设计具有十分明显的意义。当今社会，人们对于汽车的各方面性能要求越来越高，大家的品味也越累越高，因此乘客驾驶体验等也成为了汽车评价的一个重要参考量。综合学习运用汽车结构 汽车设计 机械设计 等其他大学课程知识，可以实现理论实践相结合，而且可以对汽车变速器有更深一步的认识。1.6 研究的方法通过分析学习近几年来国内外传输设计的文献综述，结合自身在大学期间学习的各种专业知识，灵活构思，最终得出如下的设计。比较不同的方案以及方法来设计最合适的解法，计算每个齿轮比和齿轮箱结构的参数。为了计算轴和轴承，需要查阅相关手册及参考资料。 此外，现有的传统传输结构可以得到改善，提高效率。2 变速器设计方案的确定2.1 倒挡布置形式的选择常见的倒档布置方案如图 1-1 所示图 1-1 倒档布置方案图 2-3（b）方案的优点在于防止多对齿轮之间互相啮合。如果是在换挡时，有两对齿轮同时进入了啮合的状态，则会导致换挡困难。图 2-3（c）方案虽然倒挡传动比比较大，但是换挡的程序不够科学合理。图 2-3（d）方案在 2-3（c）的基础上对其缺点做了修改。图 2-3（e）所示的方案是倒挡的齿轮设计成一个整体，加长了它齿宽。图 2-3（f） 方案，常啮合的齿轮可以被所有齿轮所通用，方便换挡。本文选择 2-3（f）作为倒档传动布置方案。2.2 齿轮形式的选择齿轮形式有两种形式，第一个是直齿圆柱齿轮，第二个是斜齿圆柱齿轮。后者使用的时间长，工作时产生的噪声低，这是其优势，但是制造时较为复杂，耗费时间精力。 4本设计倒档采用前者，其他档位采用后者。2.3 变速器换挡机构的选择变速器换挡机构有三种方式 第一个是直齿滑动的齿轮 第二个是啮合套 第三个是同步器换挡。使用轴向第一个换挡，会冲击轮齿端面 磨损齿轮的端部，与此同时， 伴随着噪声污染。使用第二个换挡，能够承受换挡冲击载荷接合齿的齿数量比较多 会使其过早损坏，并且不能消除换挡的冲击。第三个一般会选择惯性式的变速器，它可以使得换挡更快、没有冲击、没有噪声污染，应用广泛。5故本设计均采用第三种方式进行换挡，如图 2-4 所示：图 2-4 锁环式同步器示意图3 变速器主要参数选择和零件设计3.1 变速器最大传动比的设计变速器最大传动比根据所要满足的最大爬坡度的要求，其汽车行驶方程式Temax ig i0hT= Gf +CD A u2 + Gi + dm dur21.15 adt当汽车使用一档在无风 平顺的道路上行驶时，公式可简化为Te m aigxi0hTr即：i= Gfc o sa + Gs i na Gr( fcosa + sina )（3 -1）g1T i htq 0 TTmax 发动机输出最大转矩（ N m ）; m 汽车的质量（kg）; g 重力加速度（N / kg） G 作用在汽车上的重力（N）;i0 主减速传动比;hT 传动系统的效率；r 车轮半径（m）;f 滚动阻力系数; a 爬坡度（ o ）。根据滚动阻力系数图，初选 f = 0.025 。将 m = 1210kg ；hT = 71.8% ； r = 0.317m ； f = 0.025 代入式（3 -1），求得：根据需满足的附着条件：ig1 2.783。Tmax i0 ig1 hT2 F f（3 - 2）在水平的混凝土路面，取f = 0.75 。将数据代入式（3-2），求得：i F f r = 9 2 700 .7 50=. 3 1 6g1Ti h2 1 13 . 4 . 1 7m a x0 T4 70 . 7 1 8由式（3-1）和（3-2）可知： 4.179 ig1 2.783。现如今，乘用车一档的传动比在 3 以上4.5 以下，初步选取一档传动比ig1 = 3.2 。3.2 变速器其他传动比的选择由上述条件初选一挡传动比为ig1 = 3.2 。汽车传动系的各挡传动比例一般按等比来分步：即：ig1ig 2= ig 2ig 3= q ， ig 3= q2 ,i= q3 ,i= q4g 2g1初选：3.3 中心距的确定ig2 = 2.26,ig 3 = 1.6,ig 4 = 1.13,ig 5 = 0.8初选中心矩的计算参照下述公式：A = KA 3 Te m a xi1 hg（3-3）式中Te m a 发动机最大转矩（ N m ）；Te max = 155N mK A 中心距系数；K A 取值范围 8.69.6。取 K A = 8.97 ；i1 变速器一挡传动比i1 = 3.2 ；hg 变速器传动效率h g = 0.96 。将数据代入式（3-3）求得： A = 68mm 。3.4 齿轮的参数选择（1）齿轮模数根据实际使用情况选择合适的齿轮模数 m=25。（2） 压力角乘用车选择较小的压力角可以降低噪声而选择较大的压力角则会增加强度本设计根据国家标准压力角的规定选择20 压力角。（3）螺旋角汽车的变速器齿轮大多采用斜齿轮在倒挡齿轮和一挡齿轮的情况下用直齿轮，这样做可以减少工作的噪声，提高强度。螺旋角的确定需要注意下面的问题。如果螺旋角越大，齿轮啮合的重合程度越大从而工作会平稳，噪声会降低，与此同时，有相关数据表明，当螺旋角越大，齿轮的强度会越高。若螺旋角大于30齿轮的抗弯强度就会变低然而其接触强度却会变高。7应该在这之间选择最均衡的方式。 最后由于啮合齿轮模数、齿数不同等缘由导致中心距不等的现象可以调整螺旋角，消除其影响。对于斜齿轮螺旋角的初始取值范围：18o 29o 。（4）齿宽设计增加齿轮螺旋角，可以减少轴向尺寸和质量，减小齿宽，削弱齿轮传动平稳的程度， 但是这种方式，会增大轴承的轴向力，从而减少使用时间8，齿的宽度还会增加齿轮工作应力。确定齿宽：直齿齿宽b = KC mKC 齿宽系数4.5 8.0 。斜齿齿宽b = KC mnKC 齿宽系数 6.0 8.5 。4 各挡齿数的分配传动比结构图如下所示：图 4-1 变速器简图1.输入轴一挡齿轮 2.输出轴一挡齿轮 3.输入轴二挡齿轮 4.输出轴二挡齿轮5.输入轴三挡齿轮 6.输出轴三挡齿轮 7.输入轴四挡齿轮 8.输出轴四挡齿轮9.输入轴五挡齿轮 10.输出轴五挡齿轮 11.输入轴倒挡齿轮 12.输出轴倒挡齿轮13.倒档中间齿轮4.1 一挡齿轮参数的计算Z一挡斜齿轮模数2.5 ，初选cos b1-2 = 22一挡传动比： ig1 =2Z1求 Z1Z 2 的齿数和Z h=Z2Acos b1-2mhn= 2 66cos22 = 48.96 取整为492.5修正中心距AZ1 = 11.65取12Z 2 = 49 -12 = 37一挡齿轮角度变位：A0 =mn Zh2cosb= 2.5（12 + 37）= 69.06mm2cos22端面压力角a t ：t aa t = t aa n / cos b1-2 = 0.392a t = 2 1 . 4啮合角a , ：c o a , = Ao c o as= 0 . 9 3ttAtta , = 2 1 . 2(z + z1)(i n av, - i n av )变位系数之和xnS =2t2 t a na nt= -0.11查变位系数线图得： u = z2 = 3.2z1x1 = 0.41x2 = -0.52计算一挡齿轮1、2 参数： 分度圆直径d1 = mn z1 / c o bs1-2 = 2 . 51 2 / c o s 2=23 2 .annd2 = mn z2 / c o bs1-2 = 2 . 53 7 / 2 2=9 9 . 7齿顶高ha1= (h*+ x1- Dyn )m= 3 . 7 4 mha2= (h*+ x2- Dyn )m= 1. 4 1 5 mann式中：yn =（A - A0）/m n =（6 6 - 6 6 .）0 6/ =2 .-5Dyn = xn - yn =- 0 . 1 1+0 . 0 2=4 -齿根高h= (h*+ c* - x )m= 2 . 1 mf 1hf 2anan= (h*1n2n+ c* - x )m= 4 . 4 2 5 m齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数da1 = d1 + 2ha1 = 3 9 . 8 3 6da2 = d2 + 2ha2 =1 0 2 . 0 6 2d f 1 = d1 - 2hf 1 = 2 8 . 1 5 6d f 2 = d2 - 2hf 2 = 9 0 . 9 1 4v111-2z= z / c o 3sb= 1 5 . 0v221-2z= z / c o 3sb= 4 6 . 44.2 二挡齿轮参数的计算二挡斜齿轮模数2.25 ，初选 b3-4 = 24i= Z 4g 2Z3A = mn (Z3 + Z 4 )2cosb3-4Z3 + Z 4= 2Acosb3-4mn= 2 66cos24 = 53.592.5取整为54Z = 15.81，取整为17Z = 37 则， i= Z 4= 37= 2.1765 i= 2.3903二挡齿轮角度变位Z34217g 2理论中心距Ao =mn (Z3 + Z 4 )2 c o sb3-4= 6 9 . 7 5 m端面压力角t aat = t aa n / c o b3-4at = 2 1. 5 7端面啮合角c o as , = Ao c o as = 66.499 cos 21.574tAt66变位系数之和xn Sa , = 20.451t34tt=(z + z )(i n av , - i n av )2 t a na n= - 0 . 2查变位系数线图得：u = z4 = 2.297z3xn S= -0.216x3 = 0 . 3二挡齿轮参数：x 4 = xn S - x3 = -0.566分度圆直径d =z3 mn= 4 1. 8 7 03c o sb3-4d =z4 mn= 9 1. 1 2 84c o sbn3-4齿顶高ha3= (h*+ x3- Dyn )m= 3 . 0 2 9 manha4= (h*+ x4- Dyn )m= 0 . 9 6 7 5ann式中：yn =（A - A0）/m n = - 0 . 2anDyn = xn - yn = -0 . 0 0齿根高hf 3= (h*+ c * - x )mn34n= 2 . 0 2 5 mhf 4= (h*+ c * - x)mn = 4 . 0 8 6 mann齿顶圆直径齿根圆直径da3 = d3 + 2ha3 = 4 7 . 9 2 8da4 = d4 + 2ha 4 = 9 3 . 0 6 3d f 3 = d3 - 2hf 3 = 3 7 . 3 7 0当量齿数d f 4 = d4 - 2hf 4 = 8 2 . 9 5 6 z= z / c o 3sb= 2 2 . 2 z= z / cos3b= 49.843v333-4v443-44.3 三挡齿轮参数的计算三挡斜齿轮初选 b5-6 = 22 ，模数2.25i = Z63Z= 1 . 6 45A = mn (Z5 + Z 6 )2 cos b5-6h56Z = Z + Z = 5 4 . 3取整为55Z 5 = 19.727 取整21， Z 6 = 34Zg 3g 3i = Z6 = 34 = 1.619 i= 1.788三挡齿轮角度变位： 理论中心距521A = mn (Z5 + Z 6 ) = 6 9 . 7 4 mo2 c o sb5-6端面压力角t aat = t aa n / c o b5-6 = 0 . 3 8at = 2 1. 2 1端面啮合角c o as , = Ao c o as = 66.734 cos 21.218 = 0 . 9 4tAt66变位系数之和xn S =a , = 19.511t56tt(z + z )(i n av , - i n av )2 t a nan= - 0 . 3查变位系数线图得三挡齿轮5、6 参数：u = z5 = 1.649z6x5 = 0.19x6 = - 0 . 5分度圆直径d =z5 mn= 5 0 . 9 1 65c o sb5-6d =z6 mn= 8 2 . 5 0 86c o sb5-6齿顶高ha5 ha6= (h*anan= (h*+ x5+ x6- Dyn )mnn- Dyn )m= 2 . 6 4 2 m= 1. 0 8 9 m式中：yn =（A - A0）/m n = - 0 . 3Dyn = xn - yn = 0 . 0 1齿根高hf 5hf 6= (h*anan= (h*+ c * - xnn56+ c * - x)mn)mn= 2 . 3 8 5 m= 3 . 9 3 8 m齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数da5 = d5 + 2ha5 = 5 6 . 2 4 5da6 = d6 + 2ha 6 = 8 4 . 6 8 6d f 5 = d5 - 2h f 5 = 4 6 . 1 9 1d f 6 = d6 - 2h f 6 = 7 4 . 6 3 3v555-6z= z / c o s3 b= 2 6 . 3v665-6z= z / c o s3 b= 4 2 . 64.4 四挡齿轮参数的计算四挡斜齿轮初选 b7-8 = 24 模数mn = 2.5i= Z8g 4Z= 1.1847A = mn (Z7 + Z8 )2cos b7-8Z7 + Z8 = 48.24取整49Z 7 = 20.614取整为23Z8 = 26Z7i = Z8 = 26 = 1. 1 3 0 i= 1 . 3 7四挡齿轮角度变位： 理论中心距g 823g 8A = mn (Z7 + Z8 ) = 6 7 . 0 6 4o2 c o sb端面压力角t aat = t a7-8a n / c o b7-8 = 0 . 3 9at = 2 1 . 4端面啮合角c o as , = Ao c o as = 67.046 cos 21.42 = 0 . 9 4tAt66t)a , = 21.02变位系数之和x= (z7+ z8)(i n av, - i n avt = - 0 . 3tnn S2 t a na查变位系数线图得四挡齿轮7、8 参数u = z8 = 1.184z7x 7 = - 0.03x8 = - 0 . 3分度圆直径d =z7 mn= 6 2 . 9 4 27c o sb7-8d =z8 mn= 7 1. 1 5 18c o sbn7-8齿顶高ha7= (h*+ x7- Dyn )m= 2 . 3 7 5 manha8= (h*+ x8- Dyn )m= 1. 5 5 mann式中yn =（A - A0）/m n = -0 . 4ann7Dyn = xn - yn = -0 . 0齿根高hf 7= (h*+ c * - x)mn= 3 . 2 mhf 8= (h*+ c * - x)mn= 4 . 0 2 5 mann8齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数da7 = d7 + 2ha7 = 6 7 . 6 9 2da8 = d8 + 2ha8 = 7 4 . 2 5 1d f 7 = d7 - 2hf 7 = 5 6 . 5 4 2v777-8v887-8d f 8 = d8 - 2hf 8 = 6 3 . 1 0 1 z = z / c o 3sb = 3 0 . 1 z = z / c o 3sb = 3 4 . 14.5 五挡齿轮参数的计算9-n10五挡斜齿轮初选 b= 22 模数m = 2.25i= Z10g 5Z= 0.859A = mn (Z9 + Z10 )2 cos b9-10Z9 + Z10 = 54.39取整55Z9 = 29.4取整31Z10 = 24Z9i = Z10 = 24 = 0 . 7 740五挡齿轮角度变位理论中心距g 531A = mn (Z9 + Z10 ) = 6 6 . 7 3 4o2 cos b端面压力角t aat = t a9-10a n / c o b9-10 = 0 . 3 8at = 2 1. 2 1端面啮合角c o as , = Ao c o as = 66.734 cos 21.218 = 0 . 9 4tAt66ta , = 19.511变位系数之和xn S(z + z )(inva , - inva )910tt=2 tana n= - 0 . 3查变位系数线图得五挡齿轮1、2 参数u = Z9 = 1.292Z10x9 =0.19x10= - 0 . 5分度圆直径d =z9 mn= 7 5 . 2 2 89cos b9-10d=z10mn= 8 0 . 5 1 210cos b9-10齿顶高ha9 h= (h*an= (h*+ x9+ x- Dyn )mn- Dy )m= 2 . 6 4 2 m= 1. 0 8 9 ma10an10nn式中yn =（A - A0）/m n = -0.326Dyn = xn - yn = -0 . 0 8齿根高hf 9= (h* + c * - x )m = 2 . 3 8 5 mann10n9nf 10annh= (h*+ c * - x)m = 3 . 9 3 8 m齿顶圆直径齿根圆直径da9 = d9 + 2ha9 = 8 0 . 5 1 2da10 = d10 + 2ha10 = 6 0 . 4 1 9d f 9 = d9 - 2hf 9 = 7 0 . 4 5 8d f 10 = d10 - 2hf 10 = 5 0 . 3 6 5当量齿数4.6 倒档齿轮参数计算z= z / cos3b= 3 8 . 8v999-10v10109-10z= z/ cos3b= 30.112根据一般原则倒挡齿轮应选择与一挡齿轮相近的模数倒挡齿轮Z12 的齿数在2123之间进行选择 计算输入轴与倒挡轴的中心距 A，。初选 Z11 = 21Z12 = 13A， = 1 m(Z211+ Z12) = 1 2.5 (13 + 21) = 42.5mm2为确保倒挡齿轮不会发生运动干涉齿轮11和12 的齿顶圆之间应具有大于0.5mm的间距 则齿轮12 的齿顶圆直径 De12 ：De12 + 0.5 + De11 = A22De12 = 2A - De11 -1 = 2 662.5(13 + 2)1 = 93.5mmZ = De12 - 2 = 93.5 2 = 35.4nm2.5齿轮11、12 的齿顶圆要有大于0.5mm 的间距计算倒挡 输出两轴间中心距 AZ12 = 34A, = m(z12 + z11 ) = 2.5 (21+ 34) = 68.75mm倒挡的传动比为2i = z13 z122= 2.615z11z135 变速器零件校核5.1 选择齿轮材料1.在不同的工作环境下，齿轮受力等方面均不一样，因此我们可以对其选择不同的不同的材质的材料，但是一般来说，齿轮都需要一定的强度和硬度、耐磨度，但是由于硬度和韧性，因此在增加硬度的时候韧性会下降，所以应选用表面处理工艺，得到表面硬度高人内部韧性好的材料。2.选择合适的材料搭配，齿轮大小不同，受力不同，受磨损或者其他消耗也不相同， 因此对于大小齿轮搭配来说，小齿轮的硬度总是应该略大于大齿轮，这样可以保证二者有着相似的使用寿命，一般为了让大小齿轮使用寿命相似，硬度差一般在三十到五十布氏硬度。此外，大小齿轮一般使用不同牌号的材料，这是因为这样可以提高弱者的胶合能力。93. 对其进行后期热处理以改变材料性能，一般是提高材料的加工性能。一般来说， 对于较大尺寸的齿轮，因热处理空间难以达到，所以一般是采用铸造件，材料一般采用铸钢材料或者铸铁材料，对于那些大尺寸的齿轮 在生产中一般直接使用铸造毛坯，这个也可以选择使用铸钢件或者选择使用铸铁件。对于尺寸不大的齿轮，一般要采用锻造钢材来制造，对于那些尺寸小，热切对于质量的要求又不高的齿轮，一般可以选择圆钢材料。根据需要的齿轮的硬度要求，适当选择中碳钢或者合金钢，然后进行正火、淬火等后续的热处理工艺，如果有需要还可以进行表面渗碳、表面渗氮等工艺进行处理，提高表面抗磨损度，以及提高表面硬度。 10。由于变速器中齿轮是在一直运动的，它们呢的转动需要磨损材料，而且受理较大， 所以还需要一定的刚度来保证零件不会发生弯曲变形现象，因此需要对齿轮进行表面强化处理。5.2 计算轴的转矩发动机输出的最大扭矩192N m 98 %轴承传递效率96 %齿轮之间的传递效率99 %离合器的传递效率输入轴T1 = Te m a= 1 5 0 N输出轴T2 = T1h承h齿 =1 5 09 6 %9 9=%1 4 2 .输出轴一挡输出轴二挡输出轴三挡T21 = T2i1 =1 4 2 . 563=. 24 5 6 . 1T22 = T2i2 =1 4 2 . 562 . 2=9 73 3 4.T23 = T2i3 =1 4 2 . 561. 6=4 92 4 0.输出轴四挡输出轴五挡T24 = T2i4 =1 4 2 . 561. 1=8 41 7 2.T25 = T2i5 =1 4 2 . 560 .=8 51 2 3 .倒挡5.3 轮齿校核T倒 = T（1h承h齿）i倒 = 1 5 0 0.960.99 3 0 . 8 =53 7 2 . 8 4(1). 轮齿弯曲强度计算倒档齿轮弯曲应力s w图5.1 齿轮系数图o= 2Tg Ks K f（5 -1）cwpm3 zK yo 弯曲应力（MP ）； T 计算载荷（N.mm） K 应力集中系数 K= 1.68wagssK f 摩擦力影响系数，主动齿轮 K f= 1.1从动齿轮 K f= 0.9b 齿宽（mm） m 模数； y 齿形系数齿轮11，12，13 的弯曲应力s w11s w12s w13z11= 21z12= 13z13= 34y11= 0.141y12= 0.145y13= 0.162T倒 = 372.849N mT2 =142.56N mo =2T Ks K f w11pm3 z K y= 719.114MPa 400850MPa11 c 1112o =2T1Ks K f=21501.651.1103 = 735.948MPa 400850MPaw12pm3 zKc y12p 2.53 138 0.145.o= 2T倒Ks K fw13pm3 z K y= 2 372.8491.65 0.9 103 = 512.219MPa 400850MPap 2.53 348.0 0.16213 c 13斜齿轮弯曲应力s wo= 2Tg cos bKs（5 - 2）nwpzm3 yKc KeTg 计算载荷N mmmn 法向模数；z 齿数；b 斜齿轮螺旋角；Ks 应力集中系数Ks = 1.50y 齿形系数 可按当量齿数 zn = zcos3 b 在图中查得；Kc 齿宽系数； Ke 重合度影响系数Ke = 2.0（1）计算一挡齿轮1，2 的弯曲应力s w1o w2z1 = 12z2 = 37y1 = 0.118y2 = 0.155T21 = 456.129N mT1 =150N mo= 2T1 cos b1-2 Ks2150 cos 22。1.503w1pz m3 y K K= p12 2.53 0.16 7.0 2.0 101 n 1ce= 316.37MPa 180350MPao= 2T21 cos b1-2 Ks2 456.129 cos 22。1.50 3n22cw2pzm3 y K Ke= p 37 2.53 0.127 8.0 2.0 10= 344.001MPa 180350MPa（2）计算二挡齿轮3，4 的弯曲应力z3 = 17z4 = 37y3 = 0.164y4 = 0.122T22 = 334.351N mT1 =150N mo= 2T1 cos b3-4 Ks2150 cos 24。1.503w3pz m3 y K K= p17 2.253 0.164 7.0 2.0 103 n 3ce= 294.47MPa 180350MPao= 2T2 cos b3-4 Ks2 334.351 cos 24。1.50 3n44cw4pzm3 y K Ke= p 37 2.253 0.1228.0 2.0 10= 345.728MPa 180350MPa（3）计算三挡齿轮5，6 的弯曲应力z5 = 21z6 = 34y5 = 0.152y6 = 0.121T23 = 240.028N mT1 = 150N mo= 2T1 cos b5-6 Ksw5pz m3 y K K5 n 5 c e2150 cos 22。1.50= p 21 2.253 0.152 7.0 2.0103= 261.042MPa 180350MPao= 2T23 cos b5-6 Ksw6pz m3 y K K6 n 6c e2 240.028 cos 22。1.50= p 34 2.253 0.1218.0 2.0103= 283.588MPa 180350MPa（4）计算四挡齿轮7，8 的弯曲应力z7 = 23z8 = 26y7 = 0.145y8 = 0.125T24 =172.343N mT1 = 150N mo= 2T1 cos b7-8 Ks2150 cos 24。1.503n77cw7pzm3 y K Ke= p 23 2.53 0.145 7.0 2.0 10= 147.791MPa 180350MPao= 2T24 cos b7-8 Ks2172.343 cos 24。1.50 3w8pz m3 y K K= p 26 2.53 0.1258.0 2.0 108 n 8ce= 185.136MPa 180350MPa（5）计算五挡齿轮9，10 的弯曲应力z9 = 31z10 = 24y9 = 0.156y10 = 0.148T1 =150N mT25 =123.726N m2T cos bK2150 cos 22。1.50o= 19-10 s =103n99cw9pzm3 y K Kep 31 2.253 0.156 7.0 2.0= 172.301MPa 180350MPao= 2T25 cos b9-10 Ks2123.726 cos 22。1.50 3w10pz m3 y K K= p 24 2.253 0.1158.0 2.0 1010 n 10ce= 217.892MPa 180350MPa(2). 接触应力s jo j = 0.418（5 - 3）o j 轮齿接触应力（MPa）Tg 计算载荷（N mm）d 节圆直径（mm）a 节点所在地方的压力角（） b 齿轮的螺旋角度（） E 弹性模量（MPa）b 两个齿轮重合宽度(mm)。由公式可知，输入轴受力载荷为Te max / 2 ，可以看出其许用接触应力s j 为表 5.1 所示数据。弹性模量 E = 20.6104 N mm-2齿宽b = Kc m = Kc mn表 5.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮 渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡19002000常啮合齿轮和高挡13001400（1）齿轮1，2 的接触应力9501000650700T21 = 456.192N mT1 =150N mz1 = 12z2 = 37b1-2 = 22d1 = 2A / u +1 = 31.429mmr z1rd 2 = u d1 =1 0 0 . 5 7 3= d1 sin a / cos 2 22 = 6.434mm2= d2 sin a / cos 2 22 =19.838mmb22o j1 = 0.418= 0.418= 1445.184MPa 19002000MPao j 2 = 0.418= 0.418= 1342.598MPa 19002000MPa（2）计算二挡齿轮3，4 的接触应力T22 = 334.351N mT1 =150N mz3 = 17z4 = 37b3-4 = 24d4 = 2A / u +1 = 40.036mmd3 = ud4 = 91.964mmrb4= d4 sin a / cos 2 24 =18.672mm2r z3= d3 sin a / cos 2 24 = 8.579mm2o j 3 = 0.418= 0.418= 1212.385MPa 13001400MPao j 4 = 0.418= 0.418= 1132.459MPa 13001400MPa（3）计算三挡齿轮5，6 的接触应力T23 = 240.028N mT1 =150N mz5 = 21z6 = 34b5-6 = 22d5 = 2A（/ u +1）= 49.830mmd6 = ud5 = 84.412mmrb6rz 5= d6 sin a / cos2 22 =17.003mm2= d5 sin a / cos2 22 =10.134mm2o j 5 = 0.418= 0.418= 1060.116MPa 13001400MPao j 6 = 0.418= 0.418= 987.396MPa 13001400MPa（4）计算四挡齿轮7，8 的接触应力T24 =172.343N mT1 =150N mz7 = 23z8 = 26b7-8 = 24d7 = 2A /u + 1 = 60.440mmd8 = ud3 = 71.560mmrb8r z 7= d8 sin a / cos 2 24 =14.579mm2= d7 sin a / cos 2 24 =12.897mm2o j 7 = 0.418= 0.418= 873.056MPa 13001400MPao j8 = 0.418= 0.418= 740.923MPa 13001400MPa（5）五挡齿轮9，10 的接触应力T1 =150N mT25 =123.726N mz9 = 27z10 = 22b9-10 = 22d9 = 2A /u + 1 = 71.351mmd10 = ud9 = 60.649mmr z9= d9 sin a / cos 2 22 =14.476mm2rb10= d10 sin a / cos 2 22 =11.796mm2o j 9 = 0.418= 0.418= 833.087MPa 13001400MPao j10 = 0.418= 0.418= 783.954MPa 13001400MPa（6）计算倒挡齿轮11，12，13 的接触应力T倒 = 372.849N mT1 =150N mz13 = 21z11 = 13z12 = 34r z11rd11 = 32.5 mmd12 = 85 mmd13 = 52.5 mm= d11 sin 20 = 5.558mm2= d12 sin 20 =14.536mmro j13 = 0.418= 0.418b12z13 = r2b13= d13 sin 20 = 8 . 9 7 8 m2= 564.157MPa 19002000MPao j11 = 0.418= 0.418= 1604.646MPa 19002000MPao j12 = 0.418= 0.418= 12303150MPa 19002000MPa5.4 轴的结构和尺寸设计在汽车运行时，变速器内部的轴应该满足相应的刚度与强度的要求。输入轴花键区域直径d（mm）d = K 3 Te maxK 经验系数K = 4.04.6输入轴花键区域直径Te max 发动机输出最大转矩（N m）。d1 = (4.04.6)3 155 = 21.2524.44mm最先选择的两轴间的距离为 L = 75mm 。轴的最小直径可以满足轴所需强度；d =（5 - 4）d 轴的最小直径（mm）t 最大剪应力（M Pa）P 发动机输出的最大功率（kw）N 转速（r / min）。将数据代入（5 - 4）式得d = 19.36 mm选择轴的最小直径为20mm。1. 两轴刚度计算在齿轮工作过程中，其最重要的影响因素是齿轮轴在垂直于轴的平面内产生的转角以及轴产生的挠度变形。当定好机体轴尺寸后，要进行仔细的校验，以保证轴的刚度好强度。图5 - 2轴的挠度和转角挠度为 fc ，在水平面内挠度用 f s 表示，转角用d 表示F a 2 b 2f = 1c3E IL F a 2b 2f = 2s3E I L （5 - 5）（5 - 6）d = F1ab(b - a)3E IL （5 - 7）F1 齿轮在平面上的径向力（N）F2 齿轮于平面上的圆周力（N）E 弹性模量（MP ）E = 2 -1105 MPI 惯性矩（mm4），I = pd 464 ； d 轴的直径aa（m m） a b 支座 AB 处距轴的力的距离（mm）L 支座间的距离（mm）。轴的挠度为 f = 0.2 mm。一档工作时2T2Tg1 cos b12143103 cos 25oFt1 = 1 =d1=mn z12.512= 8640.1 NF = Ftanan= 8640.1 tan 20o = 3469.8 N1r1t1 cos bcos 25oFa1= Ft1tan b1= 8640.1 tan 20o = 3114.7 N输入轴的挠度和转角的计算：由上可知： a = 23b = 220L = 243d = 43（mm），把以上数据代入相关公式（5 - 5）、（5 - 6）、（5 - 7） 经过计算得到F a 2b2F a 2b2 64f = r1= r1= 0.00019 fc = 0.05 0.10 mmc3EILfs3Epd 4 LF a2b2 64= t1=3Epd 4 L0.01 fs =0.1 0.15 mmf = 0.2 mmd = Fr1ab(b - a) = 4.610-6 0.002 rad3EIL输出轴的挠度和转角的计算：在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。由上可知：a=23；b=220；L=243；d=43，（单位均为 mm），把以上数据代入相关公式（ 5 -5）、（5- 6）、（5- 7），经过计算得到：F a 2b2F a 2b2 64f = r1= r1= 0.0032 fc = 0.05 0.10 mmc3EIL3Epd 4 Lfs = 0.0082 fs = 0.1 0.15 mmf = 0.2 mm二档工作时：d = Fr1ab(b - a) = 0.000124 0.002 rad3EILF = 2Tt 2d= 2Tg cos b2m z= 2143103 cos 29o2.515= 6670.4 N3n 3F= Ftanan= 2775.9 N2r 2t 2 cos bFa 2 = Ft 2 tan b2 = 3697.5 N输入轴的挠度和转角的计算：由上可知： a = 132b = 112L = 243d = 45（mm）把以上数据代入相关公式（5 - 5）、（5 - 6）、（5 - 7） 经过计算得到：F a 2b2F a 2b2 64f = r1= r1= 0.01 fc = 0.05 0.10 mmc3EILF3Epd 4 La2b2fs = r 2= 0.027 fs = 0.1 0.15 mm3EILf = 0.2 mmd = Fr 2ab(b - a) = 0.000117 0.002 rad3EIL输出轴的挠度和转角的计算：在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。 由上可知： a = 66；b =177；L = 243；d = 40，（mm） 把以上数据代入相关公式（5 - 5）、（5 - 6）、（5 - 7） 经过计算得到：F a2b2F a2b2 64fc = r 2= r 2= 0.017 f = 0.05 0.10 mm3EIL3Epd 4 LcF a2b2 64ssf = t 2= 0.044 f = 0.1 0.15 mm3Epd 4 Lf = 0.2 mmd = Fr 2ab(b - a) = 0.00016 0.002 rad3EIL三档工作时：F = 2Tt 3d= 2Tg cos b3m z= 2143103 cos 27o2.519= 5364.8 N5n 5F = Ftanan= 2191.5 N3r 3t 3 cos bFa3 = Ft 3 tan b3 = 2733.5 N输入轴的挠度和转角的计算：有以上可知： a =89；b =154；L = 243；d = 70，（mm） 把以上数据代入（5 - 5）、（5 - 6）、（5 - 7）得到：F a 2b2F a 2b2 64f = r 3= r 3= 0.00165 fc = 0.05 0.10 mmc3EIL3Epd 4 LF a2b2 64f = t 3=s3Epd 4 L0.00424 fs =0.1 0.15 mmf = 0.2 mmd = Fr 3ab(b - a) = 7.810-6 0.002 rad3EIL输出轴的挠度和转角的计算：在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。 由上可知： a = 89；b =154；L = 243；d = 38，（mm） 把以上数据代入相关公式（5 - 5）、（5 - 6）、（5 - 7） 经过计算得到：= F a2b2 = F a2b2 64 =fc r 33EILF r 33Epd 4 La2b2 640.019 fc 0.05 0.10 mmssf = t 3= 0.0488 f = 0.1 0.15 mm3Epd 4 Lf = 0.2 mm四档工作时：d = Fr 3ab(b - a) = 0.00009 0.002 rad3EILF = 2Tt 4d= 2Tg cos b4m z= 2143103 cos 28o2.5 22= 4591.3 N7n 7F= Ftanan= 1892.6 N4r 4t 4 cos bFa 4 = Ft 4 tan b4 = 2441.2 N输入轴的挠度和转角的计算：由上可知： a =132；b =112；L = 243；d = 85，（mm） 把以上数据代入式（5 - 5）、（5 - 6）、（5 - 7） 经过计算得到：= F a2b2 = F a2b2 64 =fc r 43EIL r 43Epd 4 L0.00096 fc 0.05 0.10 mmF a2b2 64ssf = t 4= 0.0025 f = 0.1 0.15 mm3Epd 4 Lf = 0.2 mmd = Fr 4ab(b - a) = 2.110-8 0.002 rad3EIL输出轴的挠度和转角的计算：在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。由上可知： a =132；b =112；L = 243；d = 35，（mm） 把以上数据代入式（5 - 5）、（5 - 6）、（5 - 7） 经过计算得到：= F a2b2 = F a2b2 64 =fc r 43EIL r 43Epd 4 L0.02 fc 0.05 0.10 mmF a2b2 64sf = t 4= 0.06 f = 0.1 0.15 mms3Epd 4 Lf = 0.2 mm五档工作时：d = Fr 4ab(b - a) = 3.7810-5 0.002 rad3EILF = 2Tt 5d= 2Tg cos b5m z= 2143103 cos 26o2.5 28= 3672.2 N9n 9F= Ftanan= 1487.1 N5r 5t 5 cos bFa5 = Ft 5 tan b5 = 1791.1 N输入轴的挠度和转角的计算：在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。由上可知： a =183；b = 6 0；L = 243；d = 28，（mm） 把以上数据代入式（5 - 5）、（5 - 6）、（5 - 7） 经过计算得到：= F a2b2 = F a2b2 64 =fc r 53EIL r 53Epd 4 L0.0004 fc 0.05 0.10 mmF a2b2 64p 4fs = t5= 0.0011 fs = 0.1 0.15 mm3E d Lf = 0.2 mmd = Fr 5ab(b - a) = 2.410-6 0.002 rad3EIL输出轴的挠度和转角的计算：由上可知： a =160；b = 83；L = 243；d = 32，（mm） 把以上数据代入式（5 - 5）、（5 - 6）、（5 - 7） 经过计算得到：= F a2b2 = F a2b2 64 =fc r 53EIL r 53Epd 4 L0.027 fc 0.05 0.10 mmfs =Ft 5a2b2 64= 0.07 fs = 0.1 0.15 mm3Epd 4 Lf = 0.2 mm倒档工作时：d = Fr 5ab(b - a) = 0.00016 0.002 rad3EILF = 2TtRd= 2Tg cos bRm z= 2143103 cos 0o2.513= 8800 N11n 11RF= Ftanan= 3202.9 NrRt 5 cos b输入轴的挠度和转角的计算：由上可知： a =183；b = 6 0；L = 243；d = 32，（mm） 把以上数据代入相关公式（5 - 5）、（5 - 6）、（5 - 7） 经过计算得到：= F a2b2 = F a2b2 64 =fc r 53EILF r 53Epd 4 La2b2 640.05 fc 0.05 0.10 mmp 4fs = tR= 0.13 fs = 0.1 0.15 mm3E d Lf = 0.139 0.2 mmd = FrRab(b - a) = 5.9810-4 0.002 rad3EIL输出轴的挠度和转角的计算：在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。 由上可知： a =183；b = 6 0；L = 243；d = 28，（mm） 把以上数据代入相关公式（5 - 5）、（5 - 6）、（5 - 7），经过计算得到：= F a2b2 = F a2b2 64 =fc rR3EIL rR3Epd 4 L0.07 fc 0.05 0.10 mmF a2b2 64p 4fs = t 5= 0.07 fs = 0.1 0.15 mm3E d Lf = 0.19 0.2 mmd = FrRab(b - a) = 0.001 s2 = 88.65 N所以 Fa1 = 891.7 N ， Fa2 = s1 + Fa1 = 3743.063 N计算轴承当量动载荷 p表 5-5 变速器各档的相对工作时间或使用率 fgi最高车 型档位数档传fgi （%）变速器档位动比普3113069通级以410.532076.5下4 1182368轿3112277车中410.5210.587级以4 10.532076.5上510.52418.5755 e ， 查机械设计手册得到 x = 0.4 ；y = 1.6Fa 2 = 3743.763 = 13.2 e ， 查机械设计手册得到 x = 0.4 ；FB283.677y = 1.6当量动载荷P = f p (xFr + yFa )f p = 1.2Fr 为支反力。p1 =1.2(0.4 2852.063 +1.6891.7) = 3080.299 Np2 =1.2(0.4 283.677 +1.63743.763) = 7324.19 NLh =10660n( C )eP2=10660 300032.2103 10() 37324.19= 437.7 h查表5 - 5 可得到该档的使用率。437.7 31200.5 0 0 =15.6 h轴承寿命满足要求。2. 输出轴轴承的选择与寿命计算（1）.选择轴承型号根据械设计手册选择轴承：右轴承采用30205 型号Cor = 37 KN ， Cr 左轴承采用30206 型号Cor = 74 KN ， Cr 一档运行时对应的齿轮上力为= 32.2 KN= 63 KNFr = 2262.9 N ， Fa = 2126.5 N轴承的径向载荷FA = 2825.063NFB = 283.677 N轴承内部轴向力查机械设计手册Y = 1.6s = FA12Y= 2852.063 = 891.27 N2 1.6s = FB22Y= 283.677 = 88.65 N2 1.6所以 Fa1 = 891.27 N ， Fa2 = s1 + Fa = 3017.8 N（2）计算轴承当量动载荷 p查机械设计手册e = 0.37Fa1 FA= 891.272852.063= 0.3125 e ，查机械设计手册x = 0.4y = 1.6当量动载荷：P = f p (xFr + yFa )f p = 1.2p1 = 1.2 (1 2852.063 + 0 891.27) = 3422.4756 Np2 =1.2(0.4 2852.063 +1.63017.8) = 7163.1 NLh =10660n( C )eP2=10660 300063103 10() 37163.1= 832.86 h查表5 - 5 可得到该档的使用率， 轴承寿命满足要求。832.86h 31200.5 0 0 =15.6 h6 变速器同步器的设计6.1 同步器的结构有前面资料可知，在本文设计中，我们使用的换挡同步器，它的类型为琐式。它的详细结构图如下所示：1、9 - 变速器齿轮 2 - 滚针轴承 3、8 - 结合齿圈 4、7 - 锁环5 - 弹簧 6 - 定位销 10 - 花键毂 11- 结合套图6.1 锁环式同步器锁环式同步器的工作原理：在更换档位时，啮合套上会产生一个推动力，带动锁销和锁环同时移动，然后与锥面接触时停止移动，最后经过一系列动作完成换挡。6.2 同步环主要参数的确定(1). 同步环螺纹槽螺纹槽螺线可以刮去锥面上的油膜，因此螺纹槽线越窄越好，但是槽线越窄则受力面积越小，从而压强越大，越容易损坏，降低使用寿命而且当槽线设计过宽时，会导致换挡不容易，增加换挡难度，因此应该选择合适的槽线宽度。12如下图 6.3 a 所示，槽线较大适合于中轻型汽车上，而如下图 6.3b 所示，槽线较窄，因此使用在大型货车。(2). 锥面半锥角a图6.3 同步器螺纹槽形式在摩擦锥面上，角度越小，则摩擦力产生的力矩越大，但是当角度特别小时，可能会发剩自锁现象，从而影响使用，因此摩擦锥面角度也应该在合适的范围内。(3). 摩擦锥面平均半径 R平均半径愈大则摩擦锥面所产生的摩擦力越大，因为平均半径的大小要契合于变速器装置的大小，所以说虽然按道理来说平均半径越大越好，但是由于周围装置的约束， 只能采取适当的平均半径。（4).锥面工作长度b通过减小b ，从而可以减小变速器轴间距离，于是它的轴向长度也会缩短，但是随着轴向长度的缩短其工作面积也减小。面积减小导致压强增大，于是单位受力增加，减小了使用寿命13。根据下是可以得出合适的工作长度b；（5).同步环径向厚度b =M m2p pfR2（6 -1）同步环要适应于