【毕业论文】大众途观三轴六档变速器设计【2014年汽车机械专业答辩资料】

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 1 - 摘要 变速器是汽车传动系统中重要的部件，主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，它设计的好坏直接影响到汽车的实际使用性能。本文参考现有变速器参数资料的基础上进行一定的改进，说明了 汽车 变速器的设计计算过程，主要内容是参数的选择和所选零件参数的校核。 本文叙述了机械式变速器的功用、要求，在已提供的设计参数基础上，通过计算分析确定结构方案和主要参数。说明了变速器主要参数的确定方法、齿轮的几何计算和校核过程、轴的尺寸确定和校核过程和同步器的选用方法。 汽车变速器是通过改变传动比，改变发动机曲轴的 转拒，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 。 关键词 : 变速器 ；传动机构 ；齿轮 ；离合器 ；传动比 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 2 - Abstract Transmission System is the most important automotive components, mainly used to change the engine driving wheel on the spread of torque and speed, its designed to have a direct impact on the actual use of motor vehicles. In this paper, reference information on the existing transmission parameters on the basis of certain improvements on the vehicle transmission design and calculation process, the main contents of the parameters of choice and selected parts of the parameters check. This paper describes the function of mechanical transmission, requested that the provision has been on the basis of the parameters, determined by calculating the structure of the programme and the main parameters. Description of the main parameters of transmission methods, the geometric computing gear and checking process, the shaft size and the identification and verification process for the selection method of synchronization. Calculation includes gear strength, the axis of mild stiffness Automobile transmission is by changing the transmission ratio, the engine crankshaft in turn refused to change and adapt at the start, acceleration, road traffic and to overcome the obstacle of different driving conditions and speed of the drive wheel traction with different demands and needs. Key words: transmission； transmission； gear； clutch； transmission ratio 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 3 - 全套图纸， 扣扣 加 414951605 目 录 摘要 .I Abstract.II 第 1章 绪论 .1 第 2章 机械式变速器的概述及其方案的确定 .3 2.1 变速器的功用和要求 .3 2.2 变速器结构方案的确定 .3 2.2.1变速器传动机构的结构分析与型式选择 .3 2.2.2.倒档传动方案 .8 2.3变速器主要零件 结构的方案分析 .9 2.3.1齿轮型式 .9 2.3.2换档结构型式 .9 第 3章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计 .15 3.1 变速器主要参数的选 .错误 !未定义书签。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 4 - 3.1.1 档数和传动比 .错误 !未定义书签。 3.1.2 中心距 . .错误 !未定义书签。 3.1.3 轴向尺寸 .14 3.1.4 齿轮参数 . 15 3.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定 .错误 !未定义书签。 3.2.1 确定一档齿轮的齿数 .错误 !未定义书签。 3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数 .21 3.2.3确定其他档位的齿数 .21 3.2.4确定倒档齿轮的齿数 . 22 3.3 齿轮变位系数的选择 .错误 !未定义书签。 第 4章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 .,.19 4.1齿轮的损坏原因及形式 .19 4.2 齿轮的强度计算与校核 .19 4.2.1齿轮弯曲强度计算 .19 4.2.2 齿轮接触应力 .错误 !未定义书签。 第 5章 变速器轴的强度计算与校核 .24 5.1变速器轴的结构和尺寸 .24 5.1.1轴的结构 .24 5.1.2确定轴的尺寸 .24 5.2 轴的 校核 .25 5.2.1第一轴的强度与刚度校核 .25 5.2.2第二轴的校核计算 .26 第 6章 变速器同步器的设计 .29 6.1 同步器的结构 . .29 6.2 同步环主要参数的确定 .39 6.2.1同步环锥面上的螺纹槽 .39 6.2.2锥面半锥角 .30 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 5 - 6.2.3摩擦锥面平均半径 R.30 6.2.4锥面工作长度 b.31 6.2.5同步环径向厚度 .31 6.2.6 锁止角 .错误 !未定义书签。 6.2.7同步时间 t.错误 !未定义书签。 第 7章 变速器的操纵机构 .36 结论 .38 致 谢 . .35 参考献 .错误 !未定义书签。 第 1 章 绪论 现在，每当人们观看 F1大赛，总会被那种极速的感 觉所折服。此刻，大家似乎谈论得最多的就是发动机的性能以及车手的驾驶技术。而且，不忘在自己驾车的时候体会一下极速感觉或是在买车的时候关注一下发动机的性能，这似乎成为了横量汽车品质优劣的一个标准。的确，拥有一颗“健康的哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 6 - 心”是非常重要的，因为它是动力的缔造者。但是，掌控速度快慢的，却是它身后的变速器。 从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（ MT）、自动变速器（ AT）、手动 /自动变速器（ AMT）、无级变速器（ CVT）。 本次设计的课题为 三轴六档手动变速器 设计，该课题来源于结合生产实际 。 本次课题研究的主要内容是： 1.进行变速传动机构的设计（不包括同步器），完成标准件的选型。 2.完成强度计算。 3.对轴、齿轮等主要零件进行制造工艺分析。 4.对变速器装配工艺进行分析，包括装配顺序、轴承游隙调整、润滑等 关于变速器的设计，首先要确定变速器的各档位的传动比和中心距，然后计算出齿轮参数以选择合适的齿轮并且对其进行校核，接着是初选变速器轴与轴承并且完成对轴和轴承的校核，最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。 本课题所设计出的变速器可以解决如下问题： a.正确选择变速 器的档位数和传动比，使之与发动机参数匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性； b.设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档使汽车可以倒退行驶； c.操纵简单、方便、迅速、省力； d.传动效率高，工作平稳、无噪声； e.体小、质轻、承载能力强，工作可靠； f.制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长； g.贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定。 本设计是根据流行 1.8L大众途观 车型而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车 型： 主减速比： 4.782 最高时速： 190km/h 轮胎型号： 215/65R16 发动机型号： 1.8TSIEA888 最大扭矩： 250Nm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 7 - 最大功率： 118kw 扭矩转速： 4200r/min 第 2 章机械式变速器的概述及其方案的确定 2.1 变速器的功用和要求 变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以 及使发动机和传动系能够分离，变哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 8 - 速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。 对变速器的主要要求是： 1. 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。 2. 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。 3. 重量轻、体积小。影响这一指标的主 要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。 4. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。 5. 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。 2.2 变速器结构方案的确定 2.2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（ =0.960.98），因此在各类汽车上均 得到广泛的应用。 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。 传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路以上的客车为 5.08.0；越野车为 10.020.0。 通常，有级变速器具有 3、 4、 5 个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达 616个甚至 20个。 变速器档位数的增多可提高发动机状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目 前，轿车变速器的传动比范围为 3.04.5；一般用途的货车和轻型的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于 5 个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为 5档。多于 5个前进哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 9 - 档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。 某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于 1（ 0.70.8）的超速档，可以更充分地利用发动机 功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为 1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。 有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。 三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。 三轴式变速器如图 2-1 所示，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扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中 间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。 两轴式变速器如图 2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他 各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力 -传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低 6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难 ；而高档 的同步器也可以装在第一 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 10 - 轴的后端，如图示。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（ ig =4.04.5）也受到较大限制 ,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。 有级变速器结构的发展趋势 是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。 由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。图 2-3、图 2-4、图 2-5分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。 由于所设计的汽车 是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。图 2-3、图 2-4、图 2-5分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 11 - 图 2-2 两轴式变速器 1 第一轴； 2 第二轴； 3 同步器 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 90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，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（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档， 还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和到档传动方案上有差别。 如图 2-3 中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图 2-3a、 b所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档；图 2-3c所示传动方案的二，三，四档用常啮合齿轮传动，而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档。 图 2-4a所示方案，除倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图 2-4b、 c、 d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图 2-4d 图 2-3 中间轴式四档变速器传动方案 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 12 - 所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。 图 2-5a 所示方案中的一档、倒档和图 b所示方案中的倒档用直齿滑动 齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮。 以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档 位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。 发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度， 可将变速器后端加长，如图 2-3a、 b所示。伸长后的第二轴有时装在三个支 图 2-4 中间轴式五档变速器传动方案 图 2-5 中间轴式六档变速器传动方 案 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 13 - 承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。 变速器用图 2-4c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的 问题。图 2-4c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。 2.2.2.倒档传动方案 图 2-5为常见的倒挡布置方案。图 2-5b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 2-6c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 2-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2-6c所示方案。图 2-6e所示方案是将中间轴上的一 ，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2-6f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2-6g所示方案。其缺点是一，倒挡须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。 本设计采用图 2-6f所示的传动方案。 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，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在靠近轴的支承处。 图 2-6 变速器倒档传动方案 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 14 - 2.3 变速器主要零件结构的方案分析 变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。 2.3.1 齿轮型式 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。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数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。 2.3.2 换档结构型式 换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因， 除 一档、倒档外很少采用。 啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪 声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。 采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中 。 自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 15 - 施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种： 1） 将啮合套做得长一些（如图 2-7a） 或者两接合齿的啮合位置错开（图 2-7b），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约 13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。 2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（ 0.30.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图 2-8）。 3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般 倾斜 2030），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力 (图 2-9）。这种结构方案比较有效 ,采用较多。 在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图 2-10所示： 图 2-7 防止自动脱档的结构措施 a b 图 2-10 锁环式同步器 图 2-9 防止自动脱档的结构措施 图 2-8 防止自动脱档的结构措施 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 16 - 第 3章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计 3.1 变速器主要参数的选 3.1.1 档数和传动比 不同类型汽车的变 速器，其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小（约为 3 4），过去常用 3 个或 4 个前进档，但近年来为了提高其动力哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 17 - 性尤其是燃料经济性，多已采用 5 个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为 5 6，其他货车为 7 以上，其中总质量在 3.5t 以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加 1个超速档；总质量为 3.5 l0t多用五档变速器；大于 l0t的多用 6个前进档或更多的档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 a.根据汽车最大爬坡度确定 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有： m a xm a xm a x0m a x )s i nc os( mgfmgr iiTrtg e （ 3-1) 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为： temaxrg iTmgri0max （ 3-2） 式中 m 汽车总质量； g 重力加速度； f 道路阻力系数； max 道路最大阻力系数； max 最大爬坡要求； r 驱动车轮的滚动半径； maxeT 发动机最大转矩； 0i 主减速比； t 汽车传动系的传动效率。 主减速比 i0的确定： ghaprivnrimax0377.0 (3-3) 式中 rr 车轮的滚动半径， m； np 发动机转速， r/min； igh 变速器最高档传动比； vamax 最高车速， km/h。 本课题变速器 igh=1，一般货车的最大爬坡度约为 60%，即 max =31， f=0.02 由公式（ 3-3）得： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 18 - 100377.0377.0 max0prghapr nrivnri 由公式（ 3-2）得： max=0.02cos31 +sin31 =0.532 kgnmmm eo 2 6 7 55655 5 01 5 3 065 1 99.39.04 2 0 03 7 7.02 5 0 1 0 05 3 2.0102 6 7 50m a x tem axrg iTm g ri b.根据驱动车轮与路面的附着条件确定 变速器档传动比为： terg iT rGi 0max2 （ 3-4） 式中 2G 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 道路的附着系数 ，计算时取 =0.6 0.8。 因为货车 4 2后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为 60% 68%所以 G2=2675 10 68 =18190N 由公式（ 3-3）和公式（ 3-4）得： 08.49.04 2 0 02 5 03 7 7.0 1 0 08.01 8 1 9 00m a x2 terg iT rGi 综合 a和 b条件得： 3.99 ig1 4.08，取 ig1=（ 3.99+4.08） /2 4.04 变速器的 1 档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为 1 1 n gng iiq （其中 n为档位数）的几何级数排列。 因为 32.1104.441 1 ngng iiq ，所以 ig5=q=1.32， ig4= ig5 q=1.75， ig3= ig4 q=3.389， ig2= ig3 q=3.04， 实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。 3.1.2 中心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距 A（ mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 19 - 3 maxA TKA （ 3-5） 式中 AK 中心距系数。对轿车取 8.9 9.3；对货车取 8.6 9.6；对多档主变速器，取 9.5 11； maxT 变速器处于档时的输出转矩，gge iTT 1maxmax ； （ 3-6） maxeT 发动机最大转矩， Nm； gi 变速器的档传动比； g 变速器的传动效率，取 0.96。 由公式（ 3-6）得： gge iTT m axm ax =250 4.04 0.96=969.6N m 由公式（ 3-5）得 : mmTKA A 048.92089.886.969)3.99.8( 33 m a x 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出： 3 maxeAe TKA （ 3-7） 式中 AeK 按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取14.5 16.0，对货车取 17.0 19.5。 由公式（ 3-7）得 : 794.100344.91250)0.165.14( 33 m a x TKA eAe mm 商用车变速器的中心距约在 65 170mm范围内变化 ,初选 A=92mm 3.1.3 轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定 。 六档变速器壳体的轴向尺寸 3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档 (2.22.7)A 五档 (2.73.0)A 六档 (3.23.5)A 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 KA应取给出系数的上限。为检测方便， A取整。 本次设计采用 6+1手动挡变速器，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器 总图的结构尺寸链确定。 3.1.4 齿轮参数 （ 1）齿轮模数 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 20 - 建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 JB111-60规定的标准值。 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3m a x0 . 4 7nem T m m （ 3-5） 其中maxeT=250Nm，可得出 mn=2.96。 一档直齿轮的模数 m 31 m a x0 .3 3mTmm （ 3-6） 通过计算 m=3.27。 同步器和啮合套的 接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都是相同，轿车和重轻型货车取 23.5。本设计 3.5。 （ 2）齿形、压力角、螺旋角和齿宽 b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 3-1选取。 表 3-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 14.5， 15， 16 16.5 2545 一般货车 GB156-78规定的标准齿形 20 2030 重型车 同上 低、倒档齿轮 22.5 25 小螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角 取 20 ,啮合套或同步器取 30；斜齿轮螺旋角 取 30。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 齿轮宽度 b的大小直接影响着齿轮的承载能力， b加大，齿的承载能力增高 。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(4.58.0)m， mm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 21 - mAZ 291012 ZZiZZ gI 26.212 ZZcos2 )( 21 ZZmA n nmAZZ c os221 4gIi10912 ZZZZig 121112 ZZZZigI 斜齿 b=(6.08.5)m， mm 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 3.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比 和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 3.2.1 确定一档齿轮的齿数 为了确定 Z11和 Z12的齿数，先求其齿数和 Z : 其中 A =92mm、 m =3.5；故有 53Z 。 当三轴式的变速器 9.35.3gIi时，则 范围内选择可在 171510Z，此处取 12Z =19，则可得出11Z=34。 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，从公式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 53，则根据公式反推出 A=92.75mm。 3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数 由公式求出常啮合齿轮的传动比 由已经得出的数据可确定 而常啮合齿轮的中心距与 一档齿轮的中心距相等 由此可得： 而根据已求得的数据可计算出： 5521 ZZ 。 联立可得： 1Z =17、 2Z =38。 则根据公式可计算出一档实际传动比为： 。 3.2.3 确定其他档位的齿数 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 22 - 36.1109 ZZnmAZ cos21214151513 ZZZZZZigr )(21 1514 ZZm n )(21 1513 ZZA 04.3gi41gi 11.32 gi 318.23 gi 731.14 gi38.15 gi 16gi二档传动比 而 对于斜齿轮， 故有： 55109 ZZ 联立得： 2332109 ZZ 、。 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 272887 ZZ 、；四档齿轮 3124 65 ZZ 、 。 五档齿轮： 3421 43 ZZ 、 综上所述各档实际传动比为 3.2.4 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gri取 3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10略小，取 1312 Z 。 而通常情况下，倒档轴齿轮13Z取 2123，此处取13Z=23。 由 可计算出 2713 Z 。 故可得出中间轴与倒档轴的中心距 A = =66.15mm 而倒档轴与第二轴的中心 : =74mm 3.3 齿轮变位系数的选择 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。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，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：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的和为零。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想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加 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。角哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 23 - 1717Z 度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受 循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 根据上述理由，为降低噪声，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要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一 档主动齿轮 10的齿数 Z10 17，因此一档齿轮需要变位。变位系数 (3-7) 式中 Z为要变位的齿轮 齿数。 第 4 章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 4.1 齿轮的损坏原因及形式 齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。 轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 24 - 现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。 齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷， 导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 4.2 齿轮的强度计算与校核 与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑 方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计 算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为 40Cr。 4.2.1 齿轮弯曲强度计算 直齿齿轮弯曲应力 w ： yzKmKKTcfjw32 （ 4-1） 式中 jT 计算载荷， Nmm； K 应力集中系数，直齿齿轮取 1.65； Kf 摩擦力影响 系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9； m 齿轮模数； z 齿轮齿数； Kc 齿宽系数，直齿齿轮取 5.5 8.5； y 齿形系数 w 轮齿弯曲应力，当 maxej TT 时，直齿齿轮的许850400 w MPa。 因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险的档位 齿轮。故分别计算档、倒档齿轮的弯曲强度。 a.1档齿轮副：主动齿轮 z12=19从动齿轮 z11=34 档主动齿轮的计算载荷 Tj=Temaxi12=250 34/19 447.36N m 由公式（ 4-1）得 : 主动齿轮 z10的弯曲强度 ： M P ayzKm KKTcfjw 03.85525.553135.0)5.85.5(195.314.3 10001.165.136.4472233 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 25 - 1档从 动齿轮的计算载荷 Tj=Temaxig =250 4=1000 N m 从动齿轮 z9的弯曲强度： M P ayzKm KKTcfjw 87.87345.565135.0)5.85.5(345.314.3 10009.065.110002233 b.倒档 齿轮副 :因为倒档齿轮相当于一个惰轮 ,所以主动齿轮是 Z14=17，从动 齿轮是Z15=23。通过惰轮后主动齿轮是 Z15=23，从动轮是 Z13=27。 惰轮的计算载荷 Tj=Temaxi12i1012=250（ 23/17）（ 27/23） 397.06N m 通过惰轮前， Z15=23的弯曲强度由公式（ 3-19）得 : M P ayzKmKKTcfjw93.51289.331135.0)5.85.5(235.314.310009.065.106.3972233 通过惰轮后主动轮是 Z15=23，从动轮是 Z13=27。 Z15的计算载荷 Tj=Temaxi12i1012=397.06N m M P ayzKmKKTcfjw06.53455.345135.0)5.85.5(275.314.310001.165.106.3972233 Z13的计算载荷 Tj=Temaxi 倒档 =250 3.55=887.5N m M P ayzKmKKTcfjw63.97694.631135.0)5.85.5(275.314.310009.065.15.8872233 以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。 4.2.2 齿轮接触应力 齿轮的接触应力按下式计算： )11(4 1 8.021 bFEj (4-2) 式中 F 法向内基圆周切向力即齿面法向力， N； coscos tFF (4-3) Ft 端面内分度圆 切向力即圆周力， N； dTF jt2 (4-4) 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 26 - Tj 计算载荷， N mm； d 节圆直径， mm； 节点处压力角； 螺旋角； E 齿轮材料的弹性模量，钢取 2.1 105MPa； b 齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为 b/cos 代替， mm； 21, 主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径， mm；直齿齿轮： sin11 r ， sin22 r ；斜齿齿轮： 211 co s/s inr ， 222 co s/s inr ； r1， r2 分别为主、被动齿轮的节圆半径， mm。 当计算载荷为max5.0 ej TT 许用接触应力见表 4-1。 表 4-1变速器齿轮的许用接触应 力 齿轮 j /MPa 渗碳齿轮 氰化齿轮 一档及倒档 1900 2000 950 1000 常啮合及高档 1300 1400 650 700 常啮合齿轮副：当计算载荷为 max5.0 ej TT =0.5 250=125N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 68.4 2 0 15.317 1 0 0 01 2 522 NFF t 83.5 0 2 215c o s30c o s 68.4 2 0 1c o sc o s mmr 7.72/)15s i n5.317(s i n11 mmr 21.172/)15s i n5.338(s i n22 由公式 (4-2)得 : M P abFEj40.1284)21.17 17.7 1(21 101.283.5022418.0)11(418.0521 1档 : 计算载荷为 max5.0 ej TT i1=0.5 250 4.03=503.75N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 39.8 4 6 65.334 1 0 0 075.50322 NFFt 01.1 0 1 2 115c o s30c o s 39.8 4 6 6c o sc o s 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 27 - mmr 61.82/)15s i n5.319(s i n11 mmr 4.152/)15s i n5.334(s i n22 直齿齿宽 b=（ 4.5-8.0） m=15.75-28 此处取 b=20mm 由公式（ 4-2）得 : M P abFEj65.1833)4.15 161.8 1(20 101.201.10121418.0)11(418.0521 2档：计算载荷为 max5.0 ej TT I2=0.5 250 3.11=388.75N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 96.6 9 4 15.332 1 0 0 075.3 8 822 NFF t 65.8 2 9 815c o s30c o s 96.6 9 4 1c o sc o s mmr 89.1330c o s2/)15s i n5.323(c o s/s i n 2211 mmr 32.1930c o s2/)15s i n5.332(c o s/s i n 2222 由公式（ 4-2）得 : M P abFEj63.1372)32.19 189.13 1(20 101.265.8298418.0)11(418.0521 3档：计算载荷为 max5.0 ej TT i =0.5 250 2.318 289.75N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 26.5 9 1 35.328 1 0 0 075.2 8 922 NFF t 92.7 0 6 815c o s30c o s 26.5 9 1 3c o sc o s mmr 31.1630c o s2/)15s i n5.327(c o s/s i n 2211 mmr 91.1630c o s2/)15s i n5.328(c o s/s i n 2222 由公式（ 4-2）得 : M P abFEj82.1249)91.16 131.16 1(20 101.292.7068418.0)11(418.0521 4档：计算载荷为 max5.0 ej TT I2=0.5 250 1.731=216.38N m, 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 28 - 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 9.5 1 5 15.3241 0 0 038.2 1 622 NFF t 76.6 1 5 815c o s30c o s 9.5 1 5 1c o sc o s mmr 99.1230c o s2/)15s i n5.324(c o s/s i n 2211 mmr 72.1830c o s2/)15s i n5.331(c o s/s i n 2222 M P abFEj83.1213)72.18 199.12 1(20 101.276.6158418.0)11(418.0521 5档：计算载荷为 max5.0 ej TT I2=0.5 250 1.38=172.5N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 88.4 6 9 35.3211 0 0 05.17222 NFFt 22.5 6 1 115c o s30c o s 88.4 6 9 3c o sc o s mmr 68.1230c o s2/)15s i n5.321(c o s/s i n 2211 mmr 53.2030c o s2/)15s i n5.334(c o s/s i n 2222 M P abFEj99.1145)53.20 168.12 1(20 101.222.5611418.0)11(418.0521 倒 档：计算载荷为 max5.0 ej TT I2=0.5 250 3.55=443.75N m, 由公式（ 4-3）和（ 4-4）得 : NdTF jt 53.9 3 9 15.327 1 0 0 075.44322 NFF t 96.1 1 2 2 615c o s30c o s 53.9 3 9 1c o sc o s mmr 29.122/)15s i n5.327(s i n11 mmr 6 9 9.72/)15s i n5.317(s i n22 M P abFEj96.2087)699.7 129.12 1(20 101.296.11226418.0)11(418.0521 对照上表 4-1可知，所设计变速器齿轮的接触应力符合要求。 第 5 章 变速器轴的强度计算与校核 5.1 变速器轴的结构和尺寸 5.1.1 轴的结构 第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 29 - 环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的。第一轴如图 5-1所示： 中间轴分为旋转轴式和固 定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示： 5.1.2 确定轴的尺寸 变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定： 第一轴和中间轴： ( 0 . 4 0 . 5 ) ,d A m m （ 5-1） 第二轴： 3 m a x1 . 0 7 ,ed T m m （ 5-2） 式中 maxeT-发动机的最大扭矩， N m 为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径 d与轴的长度 L的关系可按下式选取： 图 5-2 变速器中间轴 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 30 - 395500000 . 2TTTPT nWd 45 .7 3 1 0PTGI 69.49302.0 4200118955003 T98.0323214.3101.810002501073.5444 第一轴和中间轴： d/L=0.16 0.18； 第二轴： d/L=0.18 0.21。 5.2 轴的校核 由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。 5.2.1 第一轴的强度与刚度校核 因为第一 轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 （ 5-3） 式中：T-扭转切应力， MPa； T-轴所受的扭矩， N mm； TW-轴的抗扭截面系数， 3mm ； P-轴传递的功率， kw； d-计算截面处轴的直径， mm； T-许用扭转切应力， MPa。 其中 P =118kw， n =4200r/min,d =30mm；代入上式得： 由查表可知 T=55MPa，故T T，符合强度要求。 轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示。其计算公式为： （ 5-4） 式中， T -轴所受的扭矩， N mm； G -轴的材料的剪切弹性模量， MPa,对于钢材， G =8.1 410 MPa； PI-轴截面的极惯性矩， 4mm ， 32/4dIp ； 将已知数据代入上式得： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 31 - m a xm a xm a x22 t a nc o s2 t a netereaTiFdTiFdTiFd49.217016.116359.15037FF rF tMNF AM c 19.79310218NF tdFAF 98.9 8 85992182182 MNF AM s 14.2155310218NF j 50502.2250 对于一般传动轴可取 0 .5 1 ( ) / m ；故也符合刚度要求。 5.2.2 第二轴的校核计算 (1)轴的强度校核 计算用的齿轮啮合的圆周力tF、径向力rF及轴向力aF可按下式求出： （ 5-5） （ 5-6） （ 5-7） 式中 i -至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比 4； d -计算齿轮的节圆直径， mm，为 133mm； -节点处的压力角，为 16； -螺旋角，为 30； maxeT-发动机最大转矩，为 250000N mm。 代入上式可 得： 危险截面的受力图为： 水平面：AF（ 218+99） =rF99 AF=363.26N； 水平面内所受力矩： 垂直面： （ 5-8） 垂直面所受力矩：。 该轴所受扭矩为：。 图 5-3 危险截面受力分析 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 32 - 332Md2223sF a bfEIL2213c F a bf EILMMNMM sM c jM71001.12)1 0 0 014.2 1 5 5(2)1 0 0 098.9 8 8 5(2)1 0 0 019.79(22 2MPa83.4300018.00023.0f sf cmmmmff c sf 2.00 0 2 3.02 2 故危险截面所受的合成弯矩为： （ 5-9） 则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力 （ MPa） : (5-10) 将 M 代入上式可得： ，在低档工作时 =400MPa，因此有： ；符合要求。 (2)轴的刚度校核 第二轴在垂直面内的挠度cf和在水平面内的挠度sf可分别按下式计算： (5-11) (5-12) 式中 , 1F-齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N） ,这里等于tF； 2F-齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ N），这里等于rF； E-弹性模量（ MPa）， 52 . 1 1 0E （ MPa）， E = 52.1 10 MPa； I-惯性矩（ 4mm ）， 4 / 6 4Id ， d为轴的直径（ mm）； a、 b-为齿轮坐上的作用力距支座 A、 B的距离（ mm）； L-支座之间的距离（ mm）。 a=218mm b=99mm L=(218+99)mm 将数值代入式（ 5-11）和（ 5-12）得： 故轴的全挠度为 ，符合刚度要求。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 33 - 第 6 章 变速器同步器的设计 6.1 同步器的结构 在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 34 - 如图（ 6-1），此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，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 ，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图 6-2b），使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档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靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成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，接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（图 6-2d），完成同步换档。 6.2 同步环主要参数的确定 6.2.1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。试验还证明：螺纹的 齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力， 图 6-1 锁环式同步器 1、 9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、 8-结合齿圈 4、 7-锁环（同步环） 5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套 图 6-2 锁环同步器工作原理 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 - 35 - 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。图 6-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图 6-3b则适用 于重型汽车。通常轴向泄油槽为 6 12个，槽宽 3 4mm。 6.2.2 锥面半锥角 摩擦锥面半锥角