本次设计的题目是长城皮卡三轴式变速器设计。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成，其基本功用是改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作;在发动机曲轴旋转方向不变的前提下使汽车能倒退行驶；利用空挡中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。

采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。这台变速器具有五个前进档和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。本设计论述了变速器的总体结构，在设计中完成了各挡齿轮和轴的计算和校核及CAD绘图等工作。

关键词：变速器;锁环式同步器;传动比;齿轮;设计

ABSTRACT

The design of the subject is Nissan Pick-up thestrals sharpness triaxial type transmission design. Transmission of transmission mechanism and manipulate the transmission mechanism, its basic function is changed, expand the rotation drive transmission torque and speed range, in order to adapt to the changing conditions, also make the engine driving in the favorable conditions work, In the engine crankshaft direction invariable under the premise of driving the car can reverse, Use neutral interrupt power to make the engine can start, idle, and facilitate transmission shift or power output.

Using the transmission of transmission oart has two outstanding advantages: one is the direct transmission efficiency, the wear and tear of noise and minimum, The center distance of small gear cases can still get larger gear transmission. The transmission has five forward and one reverse, and through the lock ring type synchronizer to realize the shift. This design is discussed in the overall structure, design of the gear and finish the checking and calculating and axial CAD drawing, etc.

Key wordS：Transmission, Locking ring type synchronizer,Gear ratio, Gear,design

摘要……………………………………………………...…………………..……….I

Abstract………………………………………………………………………...........II

第1章绪论…………………………………………...…………………..……….1

1.1 汽车变速器概述.……………………………...…………………………...1

1.2 汽车变速器设计的目的和意义…………………………………………...1

1.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势……………………………………...2

1.3.1 变速器国内外的现状……………………………………………….2

1.3.2 汽车变速器的发展趋势………………………………………….…3

1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容………………………….……..…3

1.4.1 手动变速器的特点………………………………………………….3

1.4.2 手动变速器的设计要求…………………………………..………...4

1.4.3设计的主要内容………………………………….………….………4

第2章变速器主要参数的选择和齿数分配…………………………….....5

2.1设计所依据的主要技术参数………………………………………………5

2.1.1变速器各档传动比的确定…………………………………………..5

2.1.2中心矩………………………………….………….…………………8

2.2齿轮参数………………………………….………….……………………..8

2.2.1模数………………………………………………………………......8

2.2.2压力角………………………………………………………………..9

2.2.3螺旋角……………………………………………………………..…9

2.2.4齿宽…………………………………………………………………..9

2.2.5齿顶高系数……………………………………………………….....10

2.3各档齿轮齿数的分配……………………………………………………...10

2.3.1确定一档齿轮的齿数……………………………………………….10

2.3.2对中心距A进行修正……………………………………………….10

2.3.3确定常啮合传动齿轮副的齿数…………………………………….12

2.3.4确定其它各档的齿数……………………………………………….14

2.3.5确定倒档齿轮齿数………………………………………………….19

2.4本章小结…………………………………………………………………...21

第3章齿轮校核…………………………………………………………………22

3.1齿轮材料的选择原则……………………………………………………22

3.2计算各轴的转矩…………………………………………………………22

3.3轮齿强度计算……………………………………………………………23

3.3.1齿轮弯矩强度计算……………………………………………….23

3.3.2齿轮接触应力…………………………………………………….27

3.4计算各档齿轮的受力……………………………………………….32

3.5本章小结…………………………………………………………….35

第4章轴及轴上支承件的校核………………………………………………36

4.1轴的工艺要求…………………………………………………………...36

4.2轴的强度计算…………………………………………………………...36

4.2.1初选轴的直径…………………………………………………….36

4.2.2轴的强度验算 …………………………………………………...37

4.3轴承及轴承校核………………………………………………………...49

4.3.1一轴轴承校核…………………………………………………….49

4.3.2中间轴及轴承校核…………………………………………….....51

4.4本章小结………………………………………………………………...53

第5章同步器和操纵机构的设计…………………………………………..54

5.1同步器的设计选用……………………………………………………...54

5.1.1锁环式同步器………………………………………………….....54

5.1.2锁销式同步器………………………………………………….....55

5.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定………………………………….56

5.1.4同步器主要参数的确定………………………………………….57

5.2变速器箱体的设计……………………………………………………...59

5.3本章小结………………………………………………………………...60

结论……………………………………………………………………………….…61

参考文献………………………………………………………………………...…62

致谢…………………………………………………………………………………63

第2章基本数据选择和齿轮的计算

2.1设计初始数据：

最高车速：=140Km/h；

发动机功率：=100KW；

转矩：=200Nm；

总质量：ma=1740Kg；

转矩转速：nT=2500r/min；

车轮：R16（选235/70R16）；

r≈R=16×2.54×10/2+0.7×235=367.7mm。

1.1变速器的概述

变速器是用于改变转速和转矩的机构。变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置。又称变速箱。变速器由传动机构和变速机构组成，可制成单独变速机构或与传动机构合装在同一壳体内。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。普通齿轮传动变速机构一般用滑移齿轮和离合器等。滑移齿轮有多联滑移齿轮和变位滑移齿轮之分。用三联滑移齿轮变速，轴向尺寸大；用变位滑移齿轮变速，结构紧凑，但传动比变化小。离合器有啮合式和摩擦式之分。用啮合式离合器时，变速应在停车或转速差很小时进行，用摩擦式离合器可在运转中任意转速差时进行变速，但承载能力小，且不能保证两轴严格同步。为克服这一缺点，在啮合式离合器上装以摩擦片，变速时先靠摩擦片把从动轮带到同步转速后再进行接合。行星齿轮传动变速器可用制动器控制变速。变速器广泛用于机床、车辆和其他需要变速的机器上。机床主轴常装在变速器内，所以又也叫主轴箱，其结构紧凑，便于集中操作。在机床上用以改变进给量的变速器称为进给箱。

汽车变速器是通过改变传动比,改变发动机衢州的转矩,适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。通俗上分为手动变速器(MT),自动变速器(AT),手动/自动变速器,无级式变速器。汽车变速器一般由前箱体和后箱体组成。

　变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。1.3.2变速器的发展趋势

近年来，随着车辆技术的进步和道路上车辆密度的加大，对变速器的性能要求也越来越高。众多的汽车工程师在改进汽车变速器性能的研究中倾注了大量的心血，使变速器技术得到了飞速的发展。机械师变速器是目前使用最为广泛的汽车变速器。虽然它有诸多缺点，如换挡冲击大，体积大，操纵麻烦等；但是，它也有很多优点，如传动效率高，工作可靠，寿命长，制造工艺成熟和成本低等。所以，如果能改善机械师变速器上述的缺点，他还是有很大的发展空间的。如果在减小机械师变速器的体积和提高传动平稳性两方面做一些研究，就可以解决这些问题。

变速器用来改变发动机传动到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，是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矿范围内工作。变速器设有空档，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，机械式变速器还有动力输出功能。

1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容

1.4.1 手动变速器的特点

手动变速器的挡数通常在6挡以下，当挡数超过6挡时，可以在6挡以下的主变速器的基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。

近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般采用4-5个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车多用5个挡。商用车变速器采用4-5个挡或多挡。载质量在2.0-3.5t的货车采用五挡变速器，载质量在4.0-8.0t的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野车上

某些汽车的变速器，设置有用在良好的路面上轻载或空车驾驶的场合的超速挡，超速挡的传动比小于1。采用超速挡，可以提高汽车的燃油经济性。但是如果发动机功率不高，则超速挡使用频率很低，节油效果不显著，甚至影响汽车的动力性。

从传动机构布置上来说，目前，两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。三轴式变速器的第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递转矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也仅传递转矩。因此，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也最小，因为直接挡的利用率要高于其它挡位，因此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和第二轴之间的距离（中心距）不大的情况下，一挡仍有较大的传动比；挡位高的齿轮采用长啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用或不采用长啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其它挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也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。

手动变速器的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍微复杂且在工作时有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿圆柱齿轮所取代。当然，常啮合齿轮副的增多将导致旋转部分总惯性力矩的增大。

1.4.2 手动变速器的设计要求

对机械式变速器提出如下基本要求：

（1）保证汽车有必要的动力性和经济性

（2）设置空档，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）设置动力学输出装置，需要时能进行功率输出。

（5）换挡迅速、省力、方便。

（6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。

（7）变速器应当有高的工作效率。

（8）变速器的工作噪声低。

除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、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、传动比范围和各档传动比有关。汽车工作的条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大。

1.4.3设计的主要内容

本次设计主要是依据长城皮卡的有关参数，通过变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动变速器。

本文主要完成下面一些主要工作：

1、参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各挡齿轮齿数的分配；

2、变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验；

3、变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析；

4、变速器轴承的选择及校核；

5、同步器的设计选用和参数选择；

6、变速器箱体的设计

参考文献

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变速器装配图.gif

倒档轴.gif

二档齿轮.gif

输出轴.gif

输出轴三档齿轮.gif

输入齿轮轴.gif

中间轴.gif

内容简介：: 黑龙江工程学院本科生毕业设计0摘要本次设计的题目是长城皮卡三轴式变速器设计。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成，其基本功用是改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作;在发动机曲轴旋转方向不变的前提下使汽车能倒退行驶；利用空挡中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。这台变速器具有五个前进档和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。本设计论述了变速器的总体结构，在设计中完成了各挡齿轮和轴的计算和校核及 CAD 绘图等工作。关键词：变速器;锁环式同步器;传动比;齿轮;设计黑龙江工程学院本科生毕业设计1ABSTRACTThe design of the subject is Nissan Pick-up thestrals sharpness triaxial type transmission design. Transmission of transmission mechanism and manipulate the transmission mechanism, its basic function is changed, expand the rotation drive transmission torque and speed range, in order to adapt to the changing conditions, also make the engine driving in the favorable conditions work, In the engine crankshaft direction invariable under the premise of driving the car can reverse, Use neutral interrupt power to make the engine can start, idle, and facilitate transmission shift or power output.Using the transmission of transmission oart has two outstanding advantages: one is the direct transmission efficiency, the wear and tear of noise and minimum, The center distance of small gear cases can still get larger gear transmission. The transmission has five forward and one reverse, and through the lock ring type synchronizer to realize the shift. This design is discussed in the overall structure, design of the gear and finish the checking and calculating and axial CAD drawing, etc.KEY WORDS：Transmission, Locking ring type synchronizer,Gear ratio, Gear,design黑龙江工程学院本科生毕业设计2目目录录摘要摘要.IAbstract.II第 1 章绪论.11.1 汽车变速器概述.11.2 汽车变速器设计的目的和意义.11.3 汽车变速器国内外现状和发展趋势.21.3.1 变速器国内外的现状.21.3.2 汽车变速器的发展趋势.31.4 手动变速器的特点和设计要求及内容.31.4.1 手动变速器的特点.31.4.2 手动变速器的设计要求.41.4.3 设计的主要内容.4第 2 章变速器主要参数的选择和齿数分配.52.1 设计所依据的主要技术参数52.1.1 变速器各档传动比的确定.52.1.2 中心矩.82.2 齿轮参数.82.2.1 模数.82.2.2 压力角.92.2.3 螺旋角.92.2.4 齿宽.9 2.2.5 齿顶高系数.10 2.3 各档齿轮齿数的分配.10 2.3.1 确定一档齿轮的齿数.10 2.3.2 对中心距 A 进行修正.10 2.3.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数.12 2.3.4 确定其它各档的齿数.14 2.3.5 确定倒档齿轮齿数.19 2.4 本章小结.21第 3 章齿轮校核22 3.1 齿轮材料的选择原则22黑龙江工程学院本科生毕业设计33.2 计算各轴的转矩223.3 轮齿强度计算233.3.1 齿轮弯矩强度计算.233.3.2 齿轮接触应力.273.4 计算各档齿轮的受力.323.5 本章小结.35第 4 章轴及轴上支承件的校核364.1 轴的工艺要求.364.2 轴的强度计算.364.2.1 初选轴的直径.364.2.2 轴的强度验算 .374.3 轴承及轴承校核.494.3.1 一轴轴承校核.494.3.2 中间轴及轴承校核.514.4 本章小结.53第 5 章同步器和操纵机构的设计.545.1 同步器的设计选用.545.1.1 锁环式同步器.545.1.2 锁销式同步器.555.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定.565.1.4 同步器主要参数的确定.575.2 变速器箱体的设计.595.3 本章小结.60结论.61参考文献.62致谢63黑龙江工程学院本科生毕业设计4第 1 章绪论1.1 变速器的概述变速器是用于改变转速和转矩的机构。变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置。又称变速箱。变速器由传动机构和变速机构组成，可制成单独变速机构或与传动机构合装在同一壳体内。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。普通齿轮传动变速机构一般用滑移齿轮和离合器等。滑移齿轮有多联滑移齿轮和变位滑移齿轮之分。用三联滑移齿轮变速，轴向尺寸大；用变位滑移齿轮变速，结构紧凑，但传动比变化小。离合器有啮合式和摩擦式之分。用啮合式离合器时，变速应在停车或转速差很小时进行，用摩擦式离合器可在运转中任意转速差时进行变速，但承载能力小，且不能保证两轴严格同步。为克服这一缺点，在啮合式离合器上装以摩擦片，变速时先靠摩擦片把从动轮带到同步转速后再进行接合。行星齿轮传动变速器可用制动器控制变速。变速器广泛用于机床、车辆和其他需要变速的机器上。机床主轴常装在变速器内，所以又也叫主轴箱，其结构紧凑，便于集中操作。在机床上用以改变进给量的变速器称为进给箱。汽车变速器是通过改变传动比 ,改变发动机衢州的转矩 ,适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。通俗上分为手动变速器 (MT),自动变速器(AT),手动/自动变速器,无级式变速器。汽车变速器一般由前箱体和后箱体组成。变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。1.2 本课题研究的意义从上世纪 50 年代第一辆国产载货汽车下线以来，我国汽车工业经过了 50 多年的发展，已经成为我国的支柱产业。随着改革开放的深入和社会发展的广泛需求，我国汽车工业发展迅速，汽车保有量逐年上升，2006 年我国汽车保有量比 1997 年增加了 2.03 倍，近十年来年均增长率为 13.4 %。保持了较高的增长速度。汽车是重要的交通运输工具，其设计和制造水平是各国科学技术发展水平的重要标志。汽车工业是资金密集、人才密集、综合性强、经济效益高的产业。世界各个工业发达国家就会无一例外地把汽车工业作为国民经济的支柱产业。汽车的研制、生产、销售、营运，与国民经济许多部门都息息相关，对社会经济建设和科学技术发展黑龙江工程学院本科生毕业设计5起重要的推动作用。汽车也是社会物质生活发展水平的标志。汽车的保有量随着国民人均收入水平的提高而增加。在许多发达国家中，汽车的数量巨大并以普及到千家万户，进而促使人们的社会生活方式发生了显著地变化。1886 年，世界上诞生的第一辆汽车并未安装变速器，直到 1902 年菜由法国人早出了第一部装有变速器的汽车。目前，巨大多数汽车仍采用机械式变速器、分动器、主减速器，构成整车的传动系，其机构简单、操纵方便、造价低廉仍不失为汽车传东西中常用的主要总成。犹豫汽车上防范采用活塞式内燃机，其转矩和转速变化范围较小，儿复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。为此在传动系中设置了变速器。机械式手动汽车变速器因结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛的应用。机械式手动变速器在今后相当唱的时间里，依然会在我国轻中型货车传动系中占据主导地位。1.3 国内外研究现状和发展趋势1.3.1 国内外研究现状我国的汽车及各种车辆的零部件产品在性能和质量上和发达国家存在着一定的差距，其中一个重要原因就是设计手段落后，发达国家在机械产品设计上早以进入了分析设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计、可靠性设计等应用到产品设计中，采用机械 CAD 系统在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查，实现三维设计，大大地提高产品设计的一次成功率，减少了试验费用，缩短了产品更新周期。而我们的设计手段仍处于以经验设计为主的二维设计阶段，设计完成后在投产中往往要进行很大的改动，似的产品开发周期很长，性能质量低等。为改变我国的车辆零部件的生产和设计手段的落后状况，缩短新产品的开发周期，提高市场竞争力，有必要开发一些适合中国国情的汽车及零部件的 CAD 系统，对已开发的 CAD 系统需进一步提高和改善。随着 CAD 技术的发展和应用，许多国家和部门都对其进行了大量的研究和试验，随之开发并形成一些成套硬件和软件系统。在美国、日本及欧洲发达国家中，利用CAD 技术解决众多繁琐的设计和分析计算。形成了以图形系统为基础、以数据库为核心、以工具系统为支撑和以分析计算机为应用应用的集成化系统。美国的 CAD 技术一直处于领先地位，其主要目标就是建立完善的 CAD/CAM 集成系统。美国汽车工业最早最早应用了 CAD 系统。美国通用汽车公司、福特汽车公司等都已广泛应用 CAD 技术。他们将结构、刚度、刚度等计算、三维实体造型应用于汽车设计。市场响应速度提高，从而大大地提高了他们竞争力，为他们带来了巨大的经济效益。他们应用的 CAD 软件主要有 PRO/E、UG、CATIA、IGES 等。黑龙江工程学院本科生毕业设计6国外的这些汽车公司已有 CAD 程序，但涉及各公司的标准和技术规范及试验都很保密。与国外相比，我过的汽车工业在 CAD 方面起步较晚，发展比较慢。目前一些高校和大中型企业已开始进行 CAD 的研究，在产品的改进设计、设计后的计算机绘图及有限元分析等方面已陆续区的一些效果。但总的来讲国内工厂多数是以来传统的设计方法经验类比法，对引进产品主要是测绘仿制，难以满足现代汽车工业的客观要求。采用现代设计方法，是提高自行设计、消化吸收和国产化的极其重要手段。1.3.2 变速器的发展趋势近年来，随着车辆技术的进步和道路上车辆密度的加大，对变速器的性能要求也越来越高。众多的汽车工程师在改进汽车变速器性能的研究中倾注了大量的心血，使变速器技术得到了飞速的发展。机械师变速器是目前使用最为广泛的汽车变速器。虽然它有诸多缺点，如换挡冲击大，体积大，操纵麻烦等；但是，它也有很多优点，如传动效率高，工作可靠，寿命长，制造工艺成熟和成本低等。所以，如果能改善机械师变速器上述的缺点，他还是有很大的发展空间的。如果在减小机械师变速器的体积和提高传动平稳性两方面做一些研究，就可以解决这些问题。变速器用来改变发动机传动到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，是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矿范围内工作。变速器设有空档，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，机械式变速器还有动力输出功能。1.4 手动变速器的特点和设计要求及内容1.4.1 手动变速器的特点手动变速器的挡数通常在 6 挡以下，当挡数超过 6 挡时，可以在 6 挡以下的主变速器的基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般采用 4-5个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车多用 5 个挡。商用车变速器采用 4-5 个挡或多挡。载质量在 2.0-3.5t 的货车采用五挡变速器，载质量在 4.0-8.0t 的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野车上某些汽车的变速器，设置有用在良好的路面上轻载或空车驾驶的场合的超速挡，超速挡的传动比小于 1。采用超速挡，可以提高汽车的燃油经济性。但是如果发动机功率不高，则超速挡使用频率很低，节油效果不显著，甚至影响汽车的动力性。从传动机构布置上来说，目前，两轴式和三轴式变速器都得到了广泛的应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。三轴式变速器的第一轴的常黑龙江工程学院本科生毕业设计7啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递转矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也仅传递转矩。因此，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也最小，因为直接挡的利用率要高于其它挡位，因此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和第二轴之间的距离（中心距）不大的情况下，一挡仍有较大的传动比；挡位高的齿轮采用长啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用或不采用长啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其它挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也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。手动变速器的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍微复杂且在工作时有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿圆柱齿轮所取代。当然，常啮合齿轮副的增多将导致旋转部分总惯性力矩的增大。1.4.2 手动变速器的设计要求对机械式变速器提出如下基本要求：（1）保证汽车有必要的动力性和经济性（2）设置空档，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）设置动力学输出装置，需要时能进行功率输出。（5）换挡迅速、省力、方便。（6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。（7）变速器应当有高的工作效率。（8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、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、传动比范围和各档传动比有关。汽车工作的条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大。1.4.3 设计的主要内容本次设计主要是依据长城皮卡的有关参数，通过变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动变速器。黑龙江工程学院本科生毕业设计8本文主要完成下面一些主要工作：1、参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各挡齿轮齿数的分配；2、变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验；3、变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析；4、变速器轴承的选择及校核；5、同步器的设计选用和参数选择；6、变速器箱体的设计黑龙江工程学院本科生毕业设计9第第 2 2 章章基本数据选择和齿轮的计算基本数据选择和齿轮的计算2.12.1 设计初始数据：最高车速：=140Km/h；maxaU 发动机功率：=100KW；maxeP 转矩：=200Nm；maxeT 总质量：ma=1740Kg；转矩转速：nT=2500r/min；车轮：R16（选 235/70R16）； rR=162.5410/2+0.7235=367.7mm。2.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则=15gi= 0.377maxaU0miniirngp式中：最高车速maxaU 发动机最大功率转速pn 车轮半径r 变速器最小传动比mingi 主减速器传动比0i/ =1.42.0 即=（1.42.0）2500=35005000r/min pnTnpn取=4000r/minpn黑龙江工程学院本科生毕业设计10=9549 （式中=1.11.3，取=1.2）maxeTpenPmax所以，=9549=5251.956206.85r/minpn200100) 3 . 11 . 1 (=0.377=0.377=3.9610imaxmaxagpUirn140107 .36740003双曲面主减速器，当6 时，取=90%，6 时，=85%。0i0i轿车在 3.04.5 范围，1gi=96%， =90%96%=86.4%gTg最大传动比的选择：1gi满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式（2.1dtdumGiuACGfriiTaDTg20emax15.21）汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 sin cos0emaxGGfriiTTg（2.2）即，TtqgiTfGri01sincos式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，mgG mg=17409.8=17052N；mgG 发动机最大转矩，=200N.m；maxeTmaxeT主减速器传动比，=3.961；0i0i传动系效率，=86.4%；TT车轮半径， =0.368m；rr黑龙江工程学院本科生毕业设计11滚动阻力系数，对于货车取=0.02；ff爬坡度，取=16.7=2.81%4 .86961. 3200368. 0)7 .16sin7 .16cos02. 0(8 . 917401）（gi满足附着条件。riiTTg01emaxz2F在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取 =0.75即=4.131gi%4 .86961. 3200368. 075. 0%608 . 91740由得 2.814.13；1gi又因为轻型商用车=3.04.5；1gi所以，取=4.0 。1gi其他各挡传动比的确定：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：qiiiiiiiigggggggg54433221式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：q，41qig32qig23qigqig4=1.411n1giq40 . 4所以其他各挡传动比为：=2.828，=2.0，=1.4142gi3q3gi2q4giq2.1.2 中心距A A初选中心距时，可根据下述经验公式（2.3）31maxgeAiTKA式中：变速器中心距（mm）；A黑龙江工程学院本科生毕业设计12中心距系数，乘用车：=8.99.3，商用车：=8.69.6，取 9.0 ；AKAKAK发动机最大转矩（N.m）；maxeT变速器一挡传动比，=4.0 ；1i1gi变速器传动效率，取 96% ；g发动机最大转矩，=200N.m 。 maxeTmaxeT则，31maxgeAiTKA=3%960 . 4200)6 . 96 . 8(=78.75687.936（mm）初选中心距=80mm。A2.2 齿轮参数2.2.1 模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在 1.814.0t 的货车为am2.03.5mm；总质量大于 14.0t 的货车为 3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿am数增多，有利于换挡。表 2.1汽车变速器齿轮法向模数乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量/tam车型1.0V1.61.6V2.56.014.0am14.0am模数/mmnm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表 2.2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.0002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.253.50（3.754.505.50黑龙江工程学院本科生毕业设计13）根据表 2.1 及 2.2，齿轮的模数定为 3.0mm。 2.2.2、压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用 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。国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。2.2.3、螺旋角实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。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、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，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。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。货车变速器螺旋角：1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 24，其余挡斜齿轮螺旋角 24。2.2.4、齿宽b直齿，为齿宽系数，取为 4.58.0，取 7.0；mkbcck斜齿，取为 6.08.5，取 7.0。ncmkb ck采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为 24mm，取4mm。2.2.5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 1.00。黑龙江工程学院本科生毕业设计142.3 各挡齿轮齿数的分配图 2.3 变速器传动示意图如图 2.3 所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，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，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。2.3.1 确定一挡齿轮的齿数中间轴一挡齿轮齿数，货车可在 1217 之间选用，最小为 1214，取=13，一10Z挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为（2.4）101921gZZZZi为了求，的齿数，先求其齿数和， 9Z10ZhZ 斜齿（2.5）nhmAZcos2=49.44 取整为 50322cos802即=-=50-13=379ZhZ10Z2.3.2、对中心距进行修正A因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和hZhZ齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的AA依据。黑龙江工程学院本科生毕业设计15=80.91mm 取整为 A=82mm。cos2mAn0hZcos22237134）（对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角： tan=tan/costtn10 =21.45t 啮合角： cos=0.919,t,ttoAAcos =23.27,t变位系数之和 nt,t109ntan2invinvzz =0.364 45. 010086. 045. 0364. 09计算精确值：A= 10ncos2mhZ85.2310一挡齿轮参数：分度圆直径 =337/cos23.85=121.31mm109n9cos/mzd =313/cos23.85=42.63mm1010n10cos/mzd齿顶高 =2.712mmnn9an9yhmha =4.32mmnn10an10yhmha 式中：=（82-80.91）/3=0.363n0n/mAAy）（ =0.364-0.363=0.01nnnyy齿根高 =4.008mmn9an9hmchf =2.4mmn10an10hmchf齿全高 =6.72mm9fa9hhh齿顶圆直径 =126.734mm99a92ahdd黑龙江工程学院本科生毕业设计16 =51.27mm10a10102hdda齿根圆直径 =113.294mm9992ffhdd =37.83mm1010102ffhdd 当量齿数 =48.3010399vcos/zz =16.971031010vcos/zz2.3.3、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（2.3）求出常啮合传动齿轮的传动比（2.6）9101g12ZZiZZ=1.40537130 . 4常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即（2.7）221cos2ZZmAnnmAZZ221cos2 =324cos822 =49.94由式（2.6）、（2.7）得=20.72，=29.22 取整为=21，=29，则：1Z2Z1Z2Z=3.93=4.0101921gZZZZi132137291gi对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 =82.06mm221cos2ZZmAno24cos229213端面压力角 tan=tan/costn2 =21.7t黑龙江工程学院本科生毕业设计17端面啮合角 =totAAcoscos,7 .21cos8206.82 6 .21,t变位系数之和 nttinvinvzztan2,21n =20tan27 .216 .212921invinv =0.137查变位系数线图得： 31. 01173. 031. 0137. 02计算精确值：A= 2ncos2mhZ85.232常啮合齿轮数：分度圆直径 =68.85mm211cosnmzd =95.08mm222cosnmzd 齿顶高 =（1+0.31-）3=3.465mmnn1an1yhmhany =（1-0.173-）3=2.016mmnn2an10yhmhany 式中：=（82-82.06）/3=-0.018n0n/mAAy）（ =0.137+0.018= 0.155nnnyy齿根高 =（1+0.25-0.31）3=2.82mmn1nan1hmchf =（1+0.25+0.161）3=4.269mmn2nan2hmchf齿全高 =6.285mm1fa1hhh齿顶圆直径 =75.79mm11a12ahdd =99.112mm2a222hdda齿根圆直径 =63.21mm1112ffhdd黑龙江工程学院本科生毕业设计18 =103.618mm2222ffhdd 当量齿数 =27.422311vcos/zz =37.862322vcos/zz2.3.4、确定其他各挡的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选=248 （2.8）81722ZZZZi =2.0521287ZZiZZ2921828. 2 （2.9）887ncos2ZZmA=49.97n887cos2mAZZ324cos822由式（2.8）、（2.9）得=33.31，=16.66 取整为=33，=177Z8Z7Z8Z则，=2.681=2.82881722ZZZZi 172133292gi对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =82.06mm887cos2ZZmAno端面压力角 tan=tan/costn8 =21.7t端面啮合角 =totAAcoscos,7 .21cos828206 57.21,t黑龙江工程学院本科生毕业设计19变位系数之和 nt,t87ntan2invinvzz =0 =0.38 =0.3887求的精确值： =23.858887cos2ZZmAn8二挡齿轮参数：分度圆直径 =108.20mm 877cosnmzd =55.74mm888cosnmzd 齿顶高 =1.8mmnn7an7yhmha =4.08mmnn8an8yhmha 式中：=-0.02n0n/mAAy）（ =0.02nnnyy齿根高 =4.89mmn7nan7hmchf =2.61mmn8nan2hmchf齿全高 =6.69mm7fa7hhh齿顶圆直径 =111.8mm77a72ahdd =63.9mm8a882hdda齿根圆直径 =98.42mm7772ffhdd =50.52mm8882ffhdd 当量齿数 =43.088377vcos/zz =22.198388vcos/zz黑龙江工程学院本科生毕业设计20（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选=206 （2.10）21365ZZiZZ =29212 =1.448 （2.11）665cos2ZZmAn由式（2.10）、（2.11）得=29.976，=20.705Z6Z 取整=30，=215Z6Z61523ZZZZi =21213029 =1.97=2.4143i对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =82.52mm665cos2ZZmAno端面压力角 tan=tan/cos=0.393tn6 =21.45t端面啮合角 =0.937totAAcoscos,45.21cos8252.82 45.20,t变位系数之和 nt,t65ntan2invinvzz =-0.21黑龙江工程学院本科生毕业设计21 =0.3 =-0.21-0.3=-0.5156求的精确值： =21.116665cos2ZZmAn6三挡齿轮参数：分度圆直径 =96.463mm655cosnmzd =67.524mm666cosnmzd 齿顶高 =4.02mmnn5an5yhmha =1.59mmnn6an6yhmha 式中：=-0.17n0n/mAAy）（ =-0.04nnnyy齿根高 =2.85mmn5nan5hmchf =5.28mmn6nan6hmchf齿全高 =6.87mm5fa5hhh齿顶圆直径 =104.503mm55a52ahdd =70.704mm6a662hdda齿根圆直径 =90.763mm5552ffhdd =56.964mm6662ffhdd 当量齿数 =36.9466355vcos/zz =25.8626366vcos/zz（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=224 （2.12）21443ZZiZZ黑龙江工程学院本科生毕业设计22 =2921414. 1 =1.024 （2.13）443cos2ZZmAn由（2.12）、（2.13）得=25.64，=25.04，3Z4Z 取整=26，=253Z4Z则： 41324ZZZZi =21252926 =1.436=1.4144i对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =82.52mm443cos2ZZmAno端面压力角 tan=tan/cos=0.393tn4 =21.45t端面啮合角 =0.937totAAcoscos,45.21cos8252.82 44.20,t变位系数之和 nt,t43ntan2invinvzz =-0.56 =0.12 =-0.56-0.12=-0.6834求螺旋角的精确值： =21.114443cos2ZZmAn4四挡齿轮参数：黑龙江工程学院本科生毕业设计23分度圆直径 =84.142mm433cosnmzd =80.906mm444cosnmzd 齿顶高 =4.53mmnn3an3yhmha =2.13mmnn4an4yhmha 式中：=-0.17n0n/mAAy）（ =-0.39nnnyy齿根高 =3.39mmn3nan3hmchf =5.79mmn4nan4hmchf齿全高 =7.92mm3fa3hhh齿顶圆直径 =93.202mm33a32ahdd =85.166mm4a442hdda齿根圆直径 =77.362mm3332ffhdd =69.326mm4442ffhdd 当量齿数 =32.024333vcos/zz =30.794344vcos/zz2.3.5、确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在 2123 之间，初选13Z后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=21，=13，则：12ZA13Z12Z131221ZZmA=1321321=51mm 取 52mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 12 和 11 的齿顶圆之间应保持有黑龙江工程学院本科生毕业设计240.5mm 以上的间隙，则齿轮 11 的齿顶圆直径应为11eDADDee25 . 021112 121211eeDAD =2823(13+2)1=118mm 21111mDZe =23118=37.33mm 取 38mm为了保证齿轮 10 和 11 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙，取=3111Z计算倒挡轴和第二轴的中心距A 21113, ,zzmA =221383 =88.5mm 取 89mm计算倒挡传动比 1311121312zzzzzzi倒 =211321382129=4.04倒挡齿轮参数： 22. 022. 0,62. 1131212131312，查表得zzu22. 022. 0,81. 1111313111113，查表得zzu分度圆直径 =383=114 mmmzd1111黑龙江工程学院本科生毕业设计25 133=39 mmmzd1212 213=63 mmmzd1313齿顶高 3.66 mmmha11*a11h = 3.66 mmmha12*a12h =2.34 mmmha13*a13h齿根高 =3.09 mmmchf11a11h =3.09 mmmchf12a12h=4.41mmmchf13a13h齿全高 =6.75 mm11fa11hhh齿顶圆直径 =121.32mm1111a112ahdd =46.32mm12a12122hdda=67.68mm13a13132hdda齿根圆直径 =107.82 mm1111112ffhdd =32.82mm1212122fffhdd =54.18 mm1313132fffhdd2.4 本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。黑龙江工程学院本科生毕业设计26第 3 章齿轮校核3.1 齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对如对硬度350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度 0.81.25 . 3法m时渗碳层深度 0.91.35 . 3法m时渗碳层深度 1.01.35法m表面硬度 HRC5863；心部硬度 HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度 HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用 25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A 等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒13。3.2 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为 171N.m，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 98%，轴承传动效率 96%。轴 =20098%96%=188.16N.m1T承离maxeT中间轴 =188.1696%99%29/21=246.95N.m2T121iT齿承黑龙江工程学院本科生毕业设计27轴一挡=246.950.960.9937/13=667.996N.m109231iTT齿承二挡=246.950.960.9933/17=455.597N.m87232iTT齿承三挡=246.950.960.9930/21=335.288N.m65233iTT齿承四挡=246.950.960.9926/25=244.481N.m43234iTT齿承五挡=246.950.960.99=234.701N.m齿承235TT倒挡=246.9538/13=651.83N.m121122iTT）（齿承倒299. 096. 0）（3.3 轮齿强度计算3.3.1 轮齿弯曲强度计算1）、倒档直齿轮弯曲应力w图 2.1 齿形系数图（3.1）yzKmKKTcfgw32式中：弯曲应力（MPa）；w计算载荷（N.mm）；gT应力集中系数，可近似取=1.65；KK黑龙江工程学院本科生毕业设计28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fK弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；fKfK齿宽（mm）；b模数；m齿形系数，如图 2.1。y当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许gTmaxeT用弯曲应力在 400850MPa，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 11，12，13 的弯曲应力，11w12w13w=38，=13，=21，=0.161，=0.148，=0.148，=651.83N.m，11z12z13z11y12y34y倒T=246.95N.m2T11113112yKzmKKTcfw倒3310161. 00 . 73839 . 065. 183.6512=533.20MPa400850MPa121232122yKzmKKTcfw=3310.144. 00 . 71331 . 165. 195.2462=806.90MPa400850MPa131331213213/2yKzmKKZZTcfw）（ =3310148. 00 . 72139 . 065. 113/2195.2462）（ =642.35MPa400850MPa2）、斜齿轮弯曲应力w黑龙江工程学院本科生毕业设计29 （3.2）KyKzmKTcngw3cos2式中：计算载荷（Nmm）；gT法向模数（mm）；nm齿数；z斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；KK齿形系数，可按当量齿数在图中查得；y3coszzn齿宽系数=7.0cKcK重合度影响系数，=2.0。KK当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿gTmaxeT轮和高挡齿轮，许用应力在 180350MPa范围，对货车为 100250MPa。（1）计算一挡齿轮 9 9，1010 的弯曲应力，9w10w=37，=13，=0.175，=0.114，=667.996N.m，=246.95N.m，=29z10z9y10y31T2T83.85，=7.03 .489vz97.1610vzcKKKymzKTcnw93910319cos2 =33100 . 20 . 7175. 033750. 185.23cos966.6672。=238.58MPa180350MPaKKymzKTcnw1031010210cos2 =33100 . 20 . 7114. 031350. 185.23cos95.2462。=345.37MPa180350MPa黑龙江工程学院本科生毕业设计30（2）计算二挡齿轮 7 7，8 8 的弯曲应力=33，=17，=0.171，=0.108，=455.597N.m，=246.95N.m，=27z8z7y8y32T2T83.85，=7.008.437vZ19.228vZcKKKymzKTcnw7378327cos2 =33100 . 20 . 7171. 033350. 185.23cos597.4552。=186.72MPa180350MPaKKymzKTcnw838828cos2 =33100 . 20 . 7137. 031750. 185.23cos95.2462。=245.22MPa180350MPa（3）计算三挡齿轮 5 5，6 6 的弯曲应力=30，=21，=0.166，=0.098，=335.288N.m，=246.95N.m，=21.15z6z5y6y33T2T1，=7.0cKKKymzKTcnw5356335cos2 =33100 . 20 . 7166. 033050. 111.21cos288.3352。=158.77MPa180350MPaKKymzKTcnw636626cos2=33100 . 20 . 7098. 032150. 111.21cos95.2462。=282.97MPa180350MPa （4）计算四挡齿轮 3 3，4 4 的弯曲应力=26，=25，=0.151，=0.103，=244.481N.m，=246.95N.m，=23z4z3y4y34T2T黑龙江工程学院本科生毕业设计311.11，=7.0cKKKymzKTcnw3334343cos2 =33100 . 20 . 7151. 032750. 111.21cos481.2442。=146.85MPa180350MPaKKymzKTcnw434424cos2 =33100 . 20 . 7103. 032750. 111.21cos95.2462。=226.16MPa180350MPa（5）计算常啮合齿轮 1，2 的弯曲应力=21，=29，=0.161，=0.137，=188.168N.m，=246.95N.m，=23.1z2z1y2y1T2T285，=6.0cKKKymzKTcnw131211cos2 =33100 . 20 . 6161. 032150. 185.23cos16.1882。 =128.71MPa180350MPaKKymzKTcnw232222cos2 =33100 . 20 . 6137. 032950. 185.23cos95.2462。 =143.75MPa180350MPa3.3.2 轮齿接触应力j j （3.3）bzgjdbET11coscos418. 0式中：轮齿的接触应力（MPa）；j黑龙江工程学院本科生毕业设计32计算载荷（N.mm）；gT节圆直径(mm)；d节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；E齿轮接触的实际宽度(mm)；b、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、zbsinzzr，斜齿轮、；sinbbr2cossinzzr2cossinbbr、主、从动齿轮节圆半径(mm)。zrbr将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接2/maxeT触应力见表 3.1。j弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽=73=21mmEnccmKmKb表 3.1变速器齿轮的许用接触应力MPaj齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮 9 9，1010 的接触应力=667.996N.m，=246.95N.m31T2T=282/（2.85+1）=42.60mm，）（1u/210Ad=2.8542.60=121.41mm109du d=8.70mm85.23cos/sin221010dz=24.80mm85.23cos/sin2299db91093191181.23coscos418. 0bzjdbET黑龙江工程学院本科生毕业设计33 =341080.2417 . 8185.23cos20cos41.12121106 .20996.667418. 0 =1303.62MPa19002000MPa910102101181.23coscos418. 0bzjdbET =341080.2417 . 8185.23cos20cos6 .4221106 .2095.246418. 0=1338.11MPa19002000MPa（2）计算二挡齿轮 7 7，8 8 的接触应力=455.597N.m，=246.95N.m32T2T=282/（1.94+1）=55.78mm，）（1u/28Ad=1.5355.78=108.22mm87du d=11.39mm85.23cos/sin2288dz=22.10mm85.23cos/sin2277db7873271181.23coscos418. 0bzjdbET =341010.22139.11185.23cos20cos22.10821106 .20597.455418. 0 =1056.30MPa19002000MPa788281181.23coscos418. 0bzjdbET =341010.22139.11185.23cos20cos78.5521106 .2095.246418. 0=1083.22MPa13001400MPa（3）计算三挡齿轮 5 5，6 6 的接触应力=335.288N.m，=246.95N.m33T2T=282/（1.43+1）=67.49mm，）（1u/26Ad黑龙江工程学院本科生毕业设计34=96.51mm65du d=13.26mm10.21cos/sin2266dz=18.97mm10.21cos/sin22755db565335110.582coscos418. 0bzjdbET =341097.18126.1311.102cos20cos23.9621106 .20288.335418. 0 =933.59MPa13001400MPa56626110.582coscos418. 0bzjdbET =341051.17126.1311.102cos20cos99.6721106 .2095.246418. 0=956.72MPa13001400MPa（4）计算四挡齿轮 3 3，4 4 的接触应力=244.481N.m，=246.95N.m34T2T=282/（1.04+1）=80.39mm，）（1u/23Ad=1.0480.39=83.61mm34du d=16.41mm10.21cos/sin2244dz=15.78mm10.21cos/sin2233db3433431181.23coscos418. 0bzjdbET =341078.15141.16110.21cos20cos39.8021106 .20481.244418. 0 =858.48MPa13001400MPa344241181.23coscos418. 0bzjdbET黑龙江工程学院本科生毕业设计35 =341078.15141.16110.21cos20cos61.8321106 .2095.246418. 0=846.02MPa13001400MPa（5）常啮合齿轮 1，2 的接触应力=188.16N.m，=246.95N.m1T2T=282/（1.38+1）=68.91mm，）（1u/21Ad=95.10mm12du d=14.07mm85.23cos/sin2211dz=19.42mm85.23cos/sin2222db211111181.23coscos418. 0bzjdbET =341042.19107.14185.23cos20cos91.6821106 .2016.188418. 0 =818.09MPa13001400MPa212221181.23coscos418. 0bzjdbET =341042.19107.14185.23cos20cos1 .9521106 .2095.246418. 0=797.80MPa13001400MPa（6）计算倒挡齿轮 1111，1212，1313 的接触应力=651.83N.m，=246.95N.m倒T2T，62. 1n181. 1n260.621n/2d112）（A412.101dnd1211356.183dnd13211黑龙江工程学院本科生毕业设计36=10.36mm20sin21212dz=17.34mm20sin21313b13dz=31.39mm20sin21111db1113111111cos418. 0bzjdbET倒 =341039.31134.17120cos56.18321106 .2083.651418. 0 =763.37MPa19002000MPa13121221211cos418. 0bzjdbET =341034.17136.10120cos6 .6221106 .2095.246418. 0=1294.59MPa19002000MPa111313121321311cosz/z418. 0bzjdbET）（ =341039.31134.17120cos412.10121106 .2013/2195.246418. 0）（ =803.44MPa19002000MPa3.4 计算各挡齿轮的受力（1）一挡齿轮 9 9，1010 的受力=121.31mm，=42.63mm9d10d=667.996Nm, =394.99246.95Nm31T2T85.2310N 04.110131031.121996.6672239319dTFt黑龙江工程学院本科生毕业设计37N74.115851063.4295.24622310210dTFt N97.460885.23/cosn2011013.04ta costan10n99trFFN76.486785.23/cosn2011585.74ta costan10n1010trFFN76.4867tan23.8504.10131F109t9aFN90.5120tan23.8574.11585F10t1001aF（2）二挡齿轮 7 7，8 8 的圆周力、9F10Fmm，mm20.1087d74.558d=455.597Nm, =246.95Nm32T2T85.238N39.84211020.108597.4552237327dTFtN78.88601074.5595.246223828dTFt N15.335085.23/costan2039.8421costan8n77trFFN74.352485.23/cos208860.78tan costan8n88trFFN25.3722tan23.8539.8421F87t7aFN46.3916tan23.8178.8860F8t88aF（3）三挡齿轮 5 5，6 6 的圆周力、7F8Fmm，mm463.965d524.676d=335.288N.m, =246.95N.m33T2T黑龙江工程学院本科生毕业设计38=21.106N64.695110463.96288.3352235335dTFtN44.731410524.6795.246223626dTFtN11.2712cos21.10206951.41tan costan6n55trFFN93.3633cos21.10207314.44tan costan6n66trFFN33.268310.21tan64.6951tan555taFFN37.282310.21tan44.7314tan666taFF（4）四挡齿轮 3 3，4 4 的圆周力、5F6Fmm，mm142.843d960.804d=244.481N.m,=246.95N.m34T2TN15.581110142.84481.2442233343dTFtN62.610410906.8095.246223424dTFtN16.2267cos21.10205811.15tan costan4n33trFFN65.2381cos21.10206104.62tan costan4n44trFF N10.224310.21tan15.5811tan433taFFN08.222210.21tan62.6104tan444taFF（5）五挡齿轮 1 1，2 2 的圆周力、3F4Fmm，mm85.681d08.952d黑龙江工程学院本科生毕业设计39=188.16N.m,=246.95N.m1T2T=23.852N80.54651085.6816.188223111dTFtN57.51941008.9595.246223222dTFtN37.2174cos23.8505465.8tan2 costan2n11trFFN47.2066cos23.85205194.57tan costan2n22trFF NFFta88.241585.23tan8 .5465tan211NFFta0 .229685.23tan57.5194tan222（6）倒挡齿轮 1111，1212 的受力mm，mm114383mz1111d39133mz1212d=651.83N.m,=246.95N.m倒T2TN61.114351011483.6512231111dTFt倒N10.12664103995.24622312212dTFtN56.4162201435.61tan1 tanF11t11rFN41.552905191.9tan21 tanF12t12rF3.5 本章小结本章首先简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各挡齿轮的转矩。根据齿形系数图查出各齿轮的齿形系数，计算轮齿的弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。黑龙江工程学院本科生毕业设计40第 4 章轴及轴上支承件的校核4.1 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。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 HRC5863，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。4.2 轴的强度计算4.2.1 初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距时，第二轴和中间轴中部直径，AAd60. 045. 0轴的最大直径和支承距离的比值：dL对中间轴，=0.160.18；对第二轴，0.180.21。Ld /Ld /第一轴花键部分直径（mm）：d （4.1）3maxeTKd 式中：经验系数，=4.04.6；KK发动机最大转矩（N.m）。maxeT第一轴花键部分直径=23.3926.91mm 取 27mm；第二轴最312006 . 40 . 4 d 大直径=36.949.2mm 取 50mm；中间轴最大直径8260. 045. 0max2）（d=36.949.2mm 取 40mm8260. 045. 0maxd黑龙江工程学院本科生毕业设计41第二轴支撑间长度：；中间轴支撑间长度：mm78.27710.23821. 018. 0max22dL；第一轴支撑间长度：00.25022.22218. 016. 0Lmaxdmm15057.12821. 018. 0max11dL4.2.2 轴的强度验算1)、轴的刚度验算轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式（4.2）、cfsf（4.3）、（4.4）计算（4.2）EILbaFfc3221 （4.3）EILbaFfs3222 （4.4）EILababF31式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；1F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；2F弹性模量（MPa），=2.06105MPa；EE惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花I644dId键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；abAB支座间的距离（mm）。L轴的全挠度为mm。2 . 022scfff轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。 cf sf（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，黑龙江工程学院本科生毕业设计42可以不必计算（2）二轴的刚度(如图 4.1)abLFr图 4.1 受力分析图一档时N，N04.110139tF14.43819rFmm，mm mm509d182mma9625.919b625.273L492929r993aF64ELdbfc625.273501006. 214. 33625.9118214.4381644522=0.023mm mm10. 005. 0ELdbFft49292999s3a64625.273501006. 214. 33625.9118204.113013644522=0.059mm15. 010. 0mm2 . 0mm026. 0059. 0023. 02229299scfff黑龙江工程学院本科生毕业设计434999999r93aF64ELdabb625.273501006. 214. 33182625.91625.9118214.43816445）（=-0.000002rad0.002rad二档时N，N39.84217tF15.33507rFmm，mm mm467dmm611a7625.1127b625.273L472727r773aF64ELdbfc=0.030mm mm10. 005. 0ELdbFft47272777s3a64 625.273461006. 214. 33625.11216139.8421644522=0.075mm15. 010. 0mm2 . 0mm036. 027277scfff477777773aF64ELdabbr625.273461006. 214. 33161625.115625.11216115.33506445）（=-0.000079rad0.002rad三档时N，N64.69515tF75.29695rFmm，mm mm365dmm91a5625.1825b625.273L黑龙江工程学院本科生毕业设计44452525r553aF64ELdbfc625.273361006. 214. 33625.1829111.2712644522=0.054mm mm10. 005. 0ELdbFft4525255s53a64 625.273361006. 214. 33625.1829164.6951644522=0.138mm15. 010. 0mm2 . 0mm07. 025255scfff455555553aF64ELdabbr625.273361006. 214. 3391625.182625.1829111.27126445）（=0.00028rad0.002rad四档时N，N15.58113tF16.22673rFmm，mm L=291.87mm323d68mma3625.2053b432323r333aF64ELdbfc 625.273321006. 214. 33625.2056816.2267644522=0.051mm mm10. 005. 0黑龙江工程学院本科生毕业设计45ELdbFft4323233s33a64 625.273321006. 214. 33625.2056815.5811644522=0.131mm15. 010. 0mm2 . 0mm068. 023233scfff433333333aF64ELdabbr625.273321006. 214. 3368625.205625.2056816.22676445）（=0.0005rad0.002rad倒档时N，N61.1143511tF56.4162r11Fmm，mm mm4011dmm250a11625.2311b625.273L411211211r11113aF64ELdbfc 625.273401006. 214. 33625.2325056.4162644522=0.0068mm mm10. 005. 0ELdbFft41121121111s113a64625.273401006. 214. 33625.2325061.11435644522=0.019mm15. 010. 0黑龙江工程学院本科生毕业设计46mm2 . 0mm0071. 021121111scfff4111111111111113aF64ELdabbr625.273401006. 214. 33250625.23625.2325056.41626445）（=-0.00026rad0.002rad（3）中间轴刚度(如图 4.2)abLFr图 4.2 受力分析图一档时N，N74.1158510tF97.460810rFmm，mm mm2810dmm209a1025.9210b25.301L410210210r10103aF64ELdbfc 25.301281006. 214. 3325.9220997.4608644522=0.0305mm mm10. 005. 0ELdbFft41021021010s103a64黑龙江工程学院本科生毕业设计47 25.301281006. 214. 3325.9220974.11585644522=0.077mm15. 010. 0mm2 . 0mm036. 021021010scfff4101010101010103aF64ELdabbr25.301281006. 214. 3320925.9225.9220997.46086445）（=-0.0018rad0.002rad四档时N，N62.61044tF65.23814rFmm，mm mm404dmm95a425.2064b25.301L442424r443aF64ELdbfc 25.301401006. 214. 3325.2069565.2381644522=0.039mm mm10. 005. 0ELdbFft4424244s43a64 25.301401006. 214. 3325.2069562.6104644522=0.10mm15. 010. 0mm2 . 0mm049. 024244scfff4254444443aF64ELdabbr黑龙江工程学院本科生毕业设计4825.301401006. 214. 339525.20625.2069565.23816445）（=0.00022rad0.002rad五档时:N，N57.51942tF47.20662rFmm，mm mm362dmm25.27a22742b25.301L422222r223aF64ELdbfc 25.301361006. 214. 3327425.2747.2066644522=0.0075mm mm10. 005. 0ELdbFft4222222s23a64 25.301361006. 214. 3327425.2757.5194644522=0.019mm15. 010. 0mm2 . 0mm0079. 022222scfff422222223aF64ELdabbr25.301361006. 214. 3325.2727427425.2747.20666445）（=0.00025rad0.002rad倒档时:N，N10.1266412tF73.460912rFmm，mm mm2612dmm125.277a12125.2412b25.301L412212212r12123aF64ELdbfc黑龙江工程学院本科生毕业设计49=0.049mm mm10. 005. 0ELdbFft41221221212s123a64=0.136mm15. 010. 0mm2 . 0mm138. 021221212scfff4121212121221123aF64ELdabbr25.301261006. 214. 33125.277125.24125.24125.27773.46096445）（=-0.0019rad0.002rad2)、轴的强度计算（1）二轴的强度校核一档时挠度最大，最危险，因此校核。如图 4.3；mm66799631NTNF76.48679aNF04.110139t；NF14.43819rmm50d9mm182L1mm625.91L2mm625.273L 1)求水平面内支反力、和弯矩HARHBRHCM+=HARHBR9tF21LRLRHBHA由以上两式可得=3671.01N，=7342.03N，=668123.82N.mmHARHBRHCM2)求垂直面内支反力、和弯矩VARVBRVCM+=VARVBR9rFLRdFLFVBar991221由以上两式可得=1022.24N，=3358.90N，=186047.68N.mm，=307759.21N.mmVARVBR左VCM右VCM按第三强度理论得：黑龙江工程学院本科生毕业设计50N.m03.30301286679966 . 021.30775982.66812322221322TMMMVH右m a400Pa042.2475014. 303.30301283232339MPMdMRVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1=182LRVARVBFr9MMHc=668123.82NmmMvc 左=186047.68NmmMvc 右=307759.21NmmT31=667996NmmM=3030128.03Nmm黑龙江工程学院本科生毕业设计51如图 4.3 弯矩图（2）中间轴强度校核.如图 4.4；mm2469502NT NF22962aNF57.51942t；NF47.20662rNF10.12664t12NF73.460912r；；mm97d2mm34d26mm26d ；mm175.27L1mm259L2mm125.15L31)求水平面内支反力、和弯矩、HARHBRHCMHDM+=HARHBR2tF12tF+12LFt2112LLFLRtHB由以上两式可得=-4091.01N，=11560.54N，=-110968.65N.mm，HARHBRHCM=174853.17N.mmHDM2)求垂直面内支反力、和弯矩、VARVBRVCMVDM+=+VARVBR2rF12rFLRLLFdFLFVBrar2112221221由以上两式可得=1742.2N，=4934N，=47257.18N.mm，=451229.8N.mm，VARVBR左VCM右VCMVDM=74626.75N.mm按第三强度理论得：N.mm7 .4890462469506 . 065.1109688 .4512292222222vcCTMMMHC右 N.mm87.6716422469506 . 017.17485375.74626222222TMMMHDVDD a400Pa80.1263414. 37 .48904632323331MPMdMC a400Pa44.3892614. 387.67164232323331MPMdMDmm25.301L 黑龙江工程学院本科生毕业设计524.34.3 轴承及轴承校核轴承及轴承校核4.3.1 一轴轴承校核.如图 4.5；Nmm667996T31N76.4867Fa9N04.11013Ft9N14.4381Fr9；。mm50d31mm208L1mm25.92L2mm25.300L 黑龙江工程学院本科生毕业设计53Fr2Fr12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAFt12CDMFr12RVBRVAL3174853.17Nmm110968.65Nmm451229.8Nmm47257.18Nmm74626.75Nmm246950Nmm图 4.4 弯矩图黑龙江工程学院本科生毕业设计54RV2RH2RH1RV1Fa9Fr9Ft9RH2Ft9RH1L2L1LRV2RV1Fr9MFS2FS1703707.52Nmm195680.16Nmm317374.13Nmm66799Nmm图 4.5 弯矩图1、轴及轴承的校核由于工作转速和轴颈的要求，初选一轴轴承型号为 30207，正装。一档时传递的轴向力最大， N.mm667996,76.4867319TNFa黑龙江工程学院本科生毕业设计55求水平面内支反力、和弯矩1HR2HRHM+=1HR2HR9tF19LFtLRH1由以上两式可得=7629.35N，=3383.69N，=703807.52N.mm 1HR2HRHM求垂直面内支反力、和弯矩、2VR1VR左VM右VM+=2VR1VRr9FLRdFLFVar1991921由以上两式可得=3440.37N，=940.77N，=195680.16N.mm，=317374.13N.mm 1VR2VR左VM右VM按第三强度理论得：36.36845826679966 . 013.31737452.7038072222312V2HTMMM右N.mm a400Pa4 .3005014. 336.368458232323331MPMdMC 因此轴的强度足够。.3.2.中间轴及轴承的校核.如图 4.6；mm2469502NT NF22962aNF57.51942t；NF47.20662rNF74.11585t10NF97.460810rNF90.512010a；；mm97d2mm34d26mm26d22；mm28d10mm225.27L1mm182L2mm025.92L3mm25.301L 由于工作转速和轴颈的要求，初选一轴轴承型号为 30205，正装。一档时传递的轴向力最大， N.mm246950,90.5120210TNFa求水平面内支反力、和弯矩、3HR4HRHCMHDMFa2Ft10Fr2Fr10L2LL3黑龙江工程学院本科生毕业设计56图 4.6 弯矩图 +=3HR4HR10tF2tF12LFt21104LLFLRtHRH3Ft2RH4L1Fr2RV4RV3RH4Ft2RH3Ft10CDMFr12RVBRVAFa10Fs4Fs3697283.55Nmm32287.22Nmm85917.47Nmm574361.06Nmm640569.02Nmm246950Nmm323892.11Nmm黑龙江工程学院本科生毕业设计57由以上两式可得=1185.94N，=-7577.11N，=32287.22N.mm 3HR4HRHCM，=-697283.55N.mmHDM求垂直面内支反力、和弯矩、3VR4VR左VCM右VCM左VDM右VDM+=3VR4VRr10r2FF 10104211022122121dFLRLLFdFLFaVrar由以上两式可得=3155.83N，=3519.61N，=85917.47N.mm，=574361.06N.mm 3VR4VR左VCM右VCM，=640569.02N.mm，=323892.11N.mm左VDM右VDM按第三强度理论得： N.mm24.3664812469506 . 006.57436122.32287222222VC2HCCTMMM右 99.4469192469506 . 002.64056969.844380222222VD2HDDTMMM右N.mm a400Pa02.953414. 324.36648132323331MPMdMC a400Pa88.1153414. 399.44691932323331DMPMdM 因此轴的强度足够。4.4 本章小结本章完成的主要任务是对于轴和轴承进行设计计算，达到正确的装配关系在满足装配关系的条件下还要进行强度的校核，以满足设计、使用需要.黑龙江工程学院本科生毕业设计58第 5 章同步器和操纵机构的设计选用5.1 同步器的设计选用同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮使用寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油，故轿车变速器除倒挡、货车除一挡、倒挡外，其他挡位多装用。要求其转矩容量大，性能稳定、耐用。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器虽然结构简单，但是不能保证啮合件在同步状态下换挡的缺点，现在已经不再使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。惯性式同步器能确保同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又可分为惯性锁止式和惯性增力式。用得最广泛的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽然结构有所区别，但工作原理无异，都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件14。挂挡时，在轴向力作用下摩擦元件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步；锁止元件用于阻止同步前强行挂挡；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。5.1.1 锁环式同步器1、4-锁环（同步锥环）；2-滑块 3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套图 5.1 锁环式同步器如图 5.1 所示，锁环式同步器工作可靠、耐用，因摩擦锥面半径受限，其转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛应用于轿车及轻型客、货汽车。在其啮合套外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块，它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口，缺口比滑块宽一个接黑龙江工程学院本科生毕业设计59合齿宽。换挡时，啮合套带动滑块推动锁环与被接合齿轮的锥面相靠，转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位，恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵，如图 5.2a 所示，此时换挡力经锁止斜面使锁环进一步压紧，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产生的迫使锁环回正的脱锁力矩小于锥面间的摩擦力矩，可阻止同步前挂挡。当锥面间的摩擦力矩克服了被接合部分的惯性力矩后，转速差及摩擦力矩消失，脱挡力矩迫使锁环回正，如图 5.2b 所示，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接合齿同步啮合，保证无冲击挂挡。 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置 1-锁环；2-啮合套；3-啮合套上接合齿；4-滑块图 5.2 锁环式同步器工作原理5.1.2 锁销式同步器1、4-同步锥环；2-锁销；3-啮合套；5-啮合齿座；6-定位销图 5.3 锁销式同步器如图 5.3 所示，锁销式同步器的同步过程与锁环式类似，但锁止元件是三个锁销及相配的锁销孔倒角，另外三个以弹簧及钢球定位的定位销。作为弹性元件的三个弹黑龙江工程学院本科生毕业设计60簧及相应的定位钢球是装在啮合套的钻孔中，使啮合套等在空挡时保持中间位置。摩擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面。其摩擦锥面径向尺寸大，转矩容量大，广泛用于中、重型汽车上。5.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定1、接近尺寸b同步器换挡第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离，称为b接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.20.3mm。bb2、分度尺寸a锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离，称为分度尺寸。尺寸应等于 1/4 接合齿齿距。尺寸和是保证同aaab步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。3、锁销转动距离c锁销在滑动齿套锁销孔中的转动距离影响分度尺寸。锁销直径、锁销转动cad距离与销孔直径之间的关系如下cE=+2Edc锁销转动距离与接合齿齿距的关系如下ct214RtRc 式中：锁销轴向移动后的外半径（即摩擦锥环外半径）；1R接合齿分度圆半径。2R4、锁销端隙1锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与1摩擦锥环端面之间的间隙为，要求。若，则换挡时，在摩擦锥面尚22121未接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸0，此刻因摩b擦锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证0，b应使，通常取=0.5mm 左右。摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙211，并可称之为后备行程。3黑龙江工程学院本科生毕业设计61预留后备行程的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换3挡时，摩擦锥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3隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦锥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摩擦锥环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取=1.22.0mm。3在空挡位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在 0.20.5mm。5.1.4 同步器主要参数的确定1、摩擦因数 f汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，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取为 0.1。f摩擦因数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，f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。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

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