机械毕业设计（论文）-GD6360微型客车变速器传动轴设计【全套图纸】.doc

机电工程学院毕业设计说明书设计题目: GD6360微型客车设计变速器、传动轴设计 学生姓名： 学 号： 20064740231 专业班级： 车辆工程0602 指导教师： 10年5月25日目 次 1 变速器结构分析11.1 变速器性能分析11.2 变速器总体结构分析11.3 变速器操纵结构分析2 2 变速器主要参数的确定32.1 档数32.2 分配各档传动比32.3 中心距A32.4 外形尺寸42.5 齿轮参数42.6 各档齿轮齿数分配52.7 齿轮的设计计算83 变速器齿轮的强度计算及材料的选择133.1 齿轮的破坏形式 133.2 齿轮的材料选择 133.3 齿轮的强度计算 134 变速器轴的设计计算184.1 初选轴的直径 194.2 轴的强度验算 195 同步器设计225.1 惯性式同步器225.2 参数选择 236 万向传动轴的设计 246.1 万向传动轴设计要求 256.2 万向节结构方案分析 256.3 万向节设计计算 256.4 传动轴结构分析与设计28设计总结 30参考资料 32341 变速器结构分析11 变速器性能分析2全套图纸，加153893706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。1.2 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（0.960.98），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1.3 变速器操纵结构分析 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2.1 档数前已述及，由论证报告得知，本设计采用4+1档变速器。2.2 分配各档传动比已知最小传动比，也就是是直接档igmin= ig4=1由汽车设计教材查的乘用车中间轴式变速器一档传动比在3.53.8选取；由此初选最大传动比ig1=3.600。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：ig4=igmin=1, ig3=q, ig2= ig1= =ig1=3.600所以ig4=1, ig3=1.533, ig2=2.349, ig1=3.6002.3 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，根据经验公式计算式中，为中心距系数，乘用车8.99.3；为发动机最大转矩，由总体设计得=108Nm；为变速器一档传动比，乘用车中间轴式变速器一档传动比在3.53.8选取，取3.600；为变速器传动效率，取96。算得A为63.4868.18，初取A为65mm。2.4 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（3.03.4）A，算的为195221mm,初取200mm。2.5 齿轮参数2.5.1 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GBT13571987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2.00。2.5.2 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。2.5.3 螺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30O时，其抗弯强度骤然下降，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为2234，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。2.5.4 齿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=kcm kc为齿宽系数，取4.58.0 b=916mm斜齿：b=kcmn kc=7.08.6 b=1416mm2.5.5 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可以选为-0.20.2。随着档位的降低，值应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值，以便获得高强度齿轮副。一档齿轮的值可以选用1.0以上。2.5.6 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1.00。2.6 各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。2.6.1 确定一档齿轮的齿数一档传动比为为求、的齿数，先求其齿数和直齿=65斜齿=58.91，取整数=59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可在1517之间选取，初选=17。由=-，可得 为42。由此可确定常啮合传动齿轮的传动比=3.6*1742=1.457=+=59，求得=24.013，=34.987，、都应取整数，因此=24,=35。由此可精确求得螺旋角=arcos/2A=24.812。2.6.2 确定二档齿轮的齿数二档传动比为ig2=/=2.349/=i2/=2.34924/35=1.611=+=265cos25/2=59求得=22.596，=36.404，取=23，=36。为减少或抵消中间轴的轴向力，还必须满足下列关系式：由=24,=35，=23，=36，算得=16.8960，=2.283。2.6.3 确定三档齿轮的齿数三档传动比为ig3=/=1.533/= ig3/=1.53324/35=1.051=+=265cos25/2=59求得=28.766，=30.234，取=29，=30。为减少或抵消中间轴的轴向力，还必须满足下列关系式：由=24,=35，=29，=30，算得=20.9670，=1.122。2.6.4 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=2.0,压力角取标准压力角20。设计中间轴至倒档轴距离为A=40mm。由此可计算+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=3.6。倒档齿轮的齿数，一般在2123之间选取。初选=21，=19;i倒=3.6=计算可得=47，由此精确求得i倒=3.6012.7 齿轮的设计计算2.7.1 计算Z1，Z2的几何尺寸已知=24,=35，计算中心距A=65mm。故采用标准斜齿轮传动，其主要参数计算如下：1) 端面模数=/=2/cos24.8120=2.20mm2) 端面压力角=0.401=21.85103) 分度圆直径=242/cos24.8120=53mm=352/cos24.8120=77mm4) 齿顶高=2mm5) 齿根高=2.5mm6) 齿顶圆直径=57mm=81mm7) 齿根圆直径=48mm=72mm8) 中心距A=65mm2.7.2 计算Z3，Z4的几何尺寸已知=30,=29，计算中心距A=65mm。故采用标准斜齿轮传动，其主要参数计算如下：1) 端面模数=/=2/cos20.9670=2.142mm2) 端面压力角=0.390=21.30603) 分度圆直径=302/cos20.9670=66mm=292/cos20.9670=64mm4) 齿顶高=2mm5) 齿根高=2.5mm6) 齿顶圆直径=70mm=68mm7) 齿根圆直径=61mm=59mm8) 中心距A=65mm2.7.3 计算Z5，Z6的几何尺寸已知=36,=23，计算中心距A=65mm。故采用标准斜齿轮传动，其主要参数计算如下：1) 端面模数=/=2/cos 16.8960=2.092) 端面压力角=0.380=20.80703) 分度圆直径=362/cos16.8960=78mm=232/cos16.8960=52mm4) 齿顶高=2mm5) 齿根高=2.5mm6) 齿顶圆直径=82mm=56mm7) 齿根圆直径=73mm=47mm8) 中心距A=65mm2.7.4 计算Z7，Z8的几何尺寸已知=42,=17，计算中心距A=65mm。故采用标准斜齿轮传动，其主要参数计算如下：1) 端面模数=/=2/cos24.8120=2.20mm2) 端面压力角=0.390=21.30603) 分度圆直径=422/cos24.8120=93mm=172/cos24.8120=37mm4) 齿顶高=2mm5) 齿根高=2.5mm6) 齿顶圆直径=97mm=41mm7) 齿根圆直径=88mm=32mm8) 中心距A=65mm2.7.5 计算倒档齿轮的几何尺寸前以算的倒档齿轮的齿数为=47，=19，=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=94mm=38mm=42mm2)齿顶高2mm3)齿根高=2.5mm4)齿顶圆直径98mm42mm46mm5)齿根圆直径=89mm=16.5mm=37mm6）中间轴到倒档轴距离为AA=m(+)/2=40mm在变速器各齿轮齿数确定后实际传动比计算如下：一档：=3.603二档：=2.283三档：=1.509四档： =1.0倒档： i倒=3.607表1 变速器各齿轮参数3 变速器齿轮的强度计算及材料的选择3.1 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。3.2 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： , , 。本次设计各齿轮材料选用 ，渗碳淬火，表面硬度5863HRC,芯部硬度3348HRC。3.3 齿轮的强度计算3.3.1 轮齿接触应力式中为轮齿接触应力（Mpa）；为齿面上的法向力(N）, ；为圆周力(N), ；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径(mm)；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（Mpa），因为齿轮材料为锻钢，所以；b为齿轮接触的实际宽度mm)；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径（），直齿轮、，斜齿轮、；、为主、从动齿轮节圆半径（）。将作用在变速器第一轴上载荷作为计算载荷时，即=54N m时，变速器齿轮的许用接触应力见表2。表2 变速器齿轮许用接触应力 齿轮 /Mpa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900-2000 950-1000常啮合齿轮和高挡 1300-1400 650-700变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5863HRC,芯部硬度3348HRC。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。 =7.6 =13.4，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。 =10.7 =9.88，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。 =8.01 =12.29，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。 =5.8 =14.71，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。 齿轮10、12，按小齿轮10计算,齿轮为渗碳齿轮。 ，所以倒挡齿轮接触强度合格。3.3.2 齿轮弯曲应力计算1）直齿轮弯曲应力式中为弯曲应力（Mpa）； 为圆周力(N),；为计算载荷(N)；节圆直径(mm)；为应力集中系数，可近似取；为摩擦力影响系数，主动齿轮，从动齿轮；b为齿宽()；t为端面齿距，；y为齿形系数，如图2示。图2 齿形系数当计算载荷取作用到变速器第一轴最大转矩时，Nm时，倒档直齿轮许用弯曲应力在400850Mpa，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， ，由图2得，齿轮10：因为齿轮10为主动齿轮，所以。已知，由图2得齿轮9：因为齿轮9为从动齿轮，所以。已知，由图2得 ， 齿轮11：因为齿轮11为主动齿轮，所以。已知，由图2得 ，所以倒挡齿轮弯曲强度合格。2）斜齿轮弯曲应力式中，为圆周力(N), ；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径(), , 为法向模数；z为齿数；为斜齿轮螺旋角()；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，可按当量齿数在图2中查得；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当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，即时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350Mpa。一档齿轮校核：法向模数 螺旋角齿轮7: 已知，47.58，由图2得，齿轮8: 已知，24.93，由图2得，二挡齿轮校核：法向模数 螺旋角 齿轮5：已知，89.62，由图2得，齿轮6：已知，89.62，由图2得，所以二挡齿轮弯曲强度合格。三挡齿轮校核：法向模数 螺旋角齿轮4：已知，34.66，由图2得，齿轮3：已知，35.85，由图2得，所以三挡齿轮弯曲强度合格。常啮合齿轮校核：法向模数 螺旋角 齿轮2：已知，51.33，由图2得，齿轮1：已知，35.20，由图2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。4.1 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 0.45A29.25m。轴的最大直径d和中间支承间距离L的比值：中间轴： d/L=0.160.18第二轴： d/L0.180.21变速器输入轴第一轴花键部分直径d=K式中，K为经验系数，K=4.04.6；d在19.0521.91mm选取，初取20mm。4.2 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。4.2.1 轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，则可分别用下式计算式中，为齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)； 为齿轮齿宽中间平面上的径向力(N)；E为弹性模量(MPa)，E=2.1X105MPa；I为惯性矩(mm4)，对于实心轴：I=d4/64；d为轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算；a、b为齿轮上作用力距支座A、B的距离(mm)；L为支座间距离(mm)。轴的全挠度为。 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为，。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 输出轴校核：变速器在一挡时图3 一档输出轴受力图由已知数据求得 由图3知，可得，E=2.1X105Mpa，算得：，所以轴的刚度合格。4.2.2 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、。轴在转矩和弯矩同时作用下，其应力为式中， (Nmm)；d为轴的直径(mm)。花键处取内径；W为抗弯截面系数。低挡工作时，。输出轴校核，变速器在一挡时在水平面H内：图4 一档输出轴水平面弯矩图 在垂直面V内：图5 一档输出轴垂直面弯矩图 扭矩Tn 图5 一档输出轴扭矩图由图3，图4，图5算得=468.2 Nm=170.4 NmNm所以轴的强度合格。5 同步器设计5.1 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。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，以阻止同步前挂挡，这时摩擦力矩大于脱锁力矩，使锁止可靠。第二阶段：在继续施加的轴向力的作用下，经锁止面传至摩擦表面的正压力不断增大，使摩擦副在滑磨过程中的两摩擦表面的角速度逐渐接近，当摩擦力矩副在滑磨过程中的两摩擦表面的转速差及摩擦力矩均消失，完成同步过程。第三阶段：摩擦力矩消失后，轴向力仍作用在锁止元件上，使两锁止面脱离接触，完成脱锁过程，让同步器顺利挂挡。5.2 参数选择1）惯性锁止式同步器的半缀角和摩擦系数越小摩擦力矩越大，故为增大同步器容量值应小些，但为了避免摩擦面的自锁应使大于摩擦角，后者与摩擦系数有关，即。推荐=68。当取时摩擦力矩较大，但当锥面粗糙度、润滑油种类及油温等因素的不同而异。一般，在油中工作的青铜-钢同步器摩擦副，可按=1.0计算。通常，在内锥面制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与之相交的轴向泄油槽，以提高摩擦系数的值。螺纹槽的齿顶宽要窄一些以利于刮油，可取0.1mm左右或更小一些，齿顶越尖则接触面上压强和磨损就越大。螺距可取0.60.75mm，螺旋角一般取。再者，齿顶所在的锥表面的加工精度和粗糙度要求高，不允许有切削刀痕，最好进行研磨。轴向泄油槽一般为6个，槽宽约3mm，槽深要刚好达到螺纹槽深。2）摩擦锥面的平均半径和同步器锥环的径向厚度R和W都受到变速器齿轮中心矩及有关零件的尺寸和布置上的限制，当结构布置允许时，R和W应尽可能的大些。3）摩擦锥面的工作宽度同步锥环的工作宽度，受到变速器总长的尺寸限制，也要为散热和耐磨损提供足够大的摩擦面积。可参考以下经验公式选择：4）锁止角通常在 范围内。5）同步时间与轴向推力与是一对相互影响的可变参数。应按照以最短时间达到同步状态考虑轴向力的大小。而为使换挡轻便值又不能过于太大，一般在范围100350N之间，设计时同步时间与车型有关，乘用车变速器挂高挡时取0.150.30s，低挡时取0.50.8s。6 万向传动轴的设计万向传动轴由万向节和传动轴组成，有时还加装中间支承。它主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。万向传动轴在汽车上应用比较广泛。在发动机前置后轮或全轮驱动的汽车上，由于弹性悬架的变形，变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴的轴线相对位置经常变化，所以普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，内、外半轴之间的夹角随行驶需要而变，这时多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立悬架时，也必须采用万向传动轴。6.1 万向传动轴设计要求传动轴外观及零件加工表面不得有毛刺、碰伤、锈蚀、折痕、扭曲变形及裂纹等缺陷。传动轴装配前零部件应符合以下要求： 1)保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。 2)保证所连接两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。 3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。6.2 万向节结构方案分析十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。从经济性和实用性考虑，本次设计采用十字轴式万向节。典型的十字轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。目前常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式和塑料环定位式等。由于卡环式具有结构简单、工作可靠、零件少和质量小的优点。卡环式可分为外卡式和内卡式两种。所以采用内卡式万向节。6.3 万向节设计计算6.3.1 万向传动轴的计算载荷用于变速器与驱动桥之间的万向传动轴的计算载荷按发动机最大转矩和一挡传动比来确定按驱动轮打滑来确定 式中，发动机最大扭矩，驱动桥数，变速器一挡传动比 液力变矩器变矩系数，发动机到万向传动轴之间的传动效率，满载状态下驱动桥上的静载荷，汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，轮胎与路面间的附着系数，车轮滚动半径，主减速器传动比，主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，分动器传动比，猛接离合器所产生的动载系数由以上数据得知： 对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷：=349.9Nm。6.3.2 十字轴万向节设计十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。十字轴主要失效形式是轴颈根部断裂，所以设计时应该保证该处有足够的抗弯强度。图7 十字轴及万向节叉受力简图十字轴轴颈中点承受的力（如图）式中，计算载荷，合力F作用线到十字轴中心之间的距离，主、从动叉轴的最大夹角，计算得。十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力应满足根据最大扭矩，初步选定十字轴尺寸：十字轴轴颈直径，十字轴油道孔直径=4mm，合力F作用线到轴颈根部的距离，弯曲许用应力值250350Mpa,切应力许用值=80120 Mpa。计算得，由此证得十字轴轴颈强度合格。十字轴滚针轴承的接触应力应满足式中，滚针直径，滚针工作长度，许用接触应力合力F作用下一个滚针所受的最大载荷式中，滚针列数i=1每列中的滚针数Z=26。算得， ，所以滚针轴承合格。万向节叉和十字轴组成连接支承，在力F作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线成45的B-B截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力和扭应力应满足式中：矩形截面抗弯截面系数，抗扭截面系数，矩形截面高mm，宽，算得，表3 系数k的选取弯曲应力许用值，扭应力许用值。算得，所以万向节叉合格。十字轴传动效率 式中，轴颈与万向节叉的摩檫因数，滚针轴承0.050.1，取。算得，符合要求。6.4 传动轴结构分析与设计传动轴的长度和夹角及它们的变化范围，由汽车总布置实际决定，论证得夹角取8。在长度一定时传动轴的断面尺寸应保证传动轴具有足够的强度和足够的临界转速。传动轴临界转速式中，传动轴的支承长度，由传动轴扭矩与轴颈之间的关系，初步选定传动轴管内颈，传动轴管外颈。算得传动轴最高转速，安全系数=1.572，所以所选的传动轴轴管断面尺寸满足临界转速要求。轴管的扭转应力应满足算得Mpa，许用扭转应力,所以轴管扭转强度合格。传动轴花键的齿侧挤压应力式中，由十字轴的尺寸初步选安定花键尺寸如下：花键齿数；外颈；内颈；键宽；花键转矩分布不均匀系数，取1.3 ； ；许用挤压应力。 算得=28.2Mpa，花键的齿侧挤压应力强度合格。设计总结毕业设计接近尾声，现在真切的感到收获颇丰。总体而言，本次毕业设计是专业基础课和专业课的全方位运用，是对搜集、检索、应用资料能力和电脑技能的锻炼，同时也是对四年学习和个人素质积累的综合检验。经过本次毕业设计，了解并掌握了汽车设计中所涉及的基本原理知识、设计思路和方法，加深了