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捷达 gif 手动 变速器 设计

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-I-摘 要变速器是汽车变速器系统的关键部件，其设计将直接影响汽车的实际性能。变速器是用来改变发动机对驱动轮扭矩和转速的，目的是在原位起动、爬升、转弯、加速各种行驶条件，如汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机处于最有利的条件下。在工作范围内。传动装置采用中性齿轮和倒档齿轮。当需要时，变速器还具有功率输出功能。由于变速箱在低效时具有较大的做功力，所以一般的低速齿轮箱都放在轴轴承附近，然后按顺序从低档到高档，对每个档位齿轮进行装饰。这允许轴足够刚性和易于组装。齿轮箱的结构刚度与轴和壳体的结构有关。通常，控制轴的长度是控制数，以确保齿轮箱足够刚性。设计研究了捷达 GIF 手动变速器，本文对变速器的工作原理进行了阐述，对变速器的传动轴和传动轴进行了详细的设计，并对强度进行了选择，对一些标准件进行了选型。设计了传动方案，并对变速器各部件材料的选择进行了说明。关键词 挡数；传动比；齿轮；轴；强度校核-II-AbstractTransmission is more cruical in automotive driveline components, it is dseigned to ditectly affect the quality of the actual use of performance automobiles. Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function.Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of two-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords Block Transmission ratio Gear Axis Checking-III-目 录摘 要.IAbstract.II第 1 章 绪论.11.1 概述.11.1.1 设计手动变速器的目的和意义 .21.1.2 汽车变速器设计要求 .21.1.3 研究变速的现状 .31.2 变速器的设计思想.3第 2 章 变速器传动机构与操纵机构的布置.42.1 变速器传动机构的布置方案.42.1.1 变速器传动方案分析与选择 .42.1.2 倒档布置方案 .52.2 操纵机构布置方案.62.2.1 概述.62.2.2 典型的操纵机构以及锁止装置 .72.3 本章小结.9第 3 章 变速器设计的总体方案.103.1 变速器主要参数的选择.103.1.1 档数.103.1.2 传动比范围 .103.1.3 变速器各档传动比确定 .113.1.4 中心距的选择 .123.1.5 齿轮参数的选择 .133.1.6 各挡齿轮的分配及传动比的计算 .143.2 变速器齿轮强度校核.203.2.1 变速器齿轮弯曲强度的校核.213.2.2 轮齿接触应力的校核.223.2.3 变速器齿轮的材料及热处理.233.3 轴的结构和尺寸设计.243.3.1 初选轴的直径.24-IV-3.3.2 轴的强度验算.253.4 主减速比的计算.333.4.1 主减速齿轮计算载荷的确定.333.4.2 主减速器基本参数的选择.343.4.3 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算.363.4.4 主减速器齿轮的材料及热处理.393.1 差速器设计.393.1.1 差速器齿轮的基本参数选择.403.1.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算.413.6 本章小结.44第 4 章 变速器同步器其它零件设计.464.1 运惯性式同步器.464.1.1 锁环式同步器的结构.464.1.2 锁环式同步器的工作原理.464.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定.474.2 主要参数的确定.484.2.1 摩擦因数 f .484.2.2 同步环主要尺寸的确定.484.2.3 锁止角.504.2.4 同步时间.504.3 变速器箱体设计原则.504.4 本章小结.51结 论.52致 谢.53参考文献.54第第 1 章章 绪论绪论1.1 概述概述随着社会的快速发展和人民生活水平的迅速提高，汽车（尤其是汽车）作为一种不可缺少的交通工具已经进入千家万户。总之，汽车工业的发展水平直接代表着一个国家的基础工业和国民经济的实力。中国的经济应该至少在未来十年。因此，设计一种适合我国国情的经济型汽车变速器具有重要意义，同时也符合全球环保需求，小型低排放经济型轿车必将成为未来的汽车。汽车动力的发展经历了三次革命、革命（内燃机的使用）、变速器的革命（使用机械传动和流体传动的改进）和控制革命（使用传感器、微机电液阀）。 D 信息处理。从先进国家的角度来看，电力和输电已经完成，革命目前处于控制革命阶段，主要是解决机械太“机器”，没有精神问题，过去人们操纵所有的机械控制，然而人们的物理。CAL 和心理能力（感觉器官功能、分析能力和身体）是有限的，汽车作为复杂的机械操作对于人们的身心负担是非常重要的，更重要的是靠手工本身将阻碍汽车的发展和其性能的提高。总工程师。因此必须对汽车零部件（发动机、变速器、悬架、制动和转向机构等）进行自动控制，并从各部分的单独控制来控制车辆的集成开发，从一般控制到智能控制发展。为了解决机械信息处理能力的问题，机械本身是无能为力的，液压控制也不能满足对性能的要求，必须引入具有良好控制性能的电子技术和信息处理能力。然而，采用机电液技术是不够的，需要应用声学、光学、化学等多学科技术，使之具有良好的信息处理能力，实现自动化程度高。变速器是汽车变速器系统的关键部件，其设计直接影响汽车的性能。随着汽车工业的发展和现代汽车设计方法的发展和应用，汽车变速器的设计要求越来越高。其中，减小传动量，提高传动系统的可靠性，提高其与发动机的匹配性是一个亟待解决的重要问题。与三传动相比，两轴结构简单，结构紧凑，传动效率高，噪音低。该车主要配备前轮前轮驱动，因为这种布局使汽车的动力 传动系统紧凑，操纵性好，汽车的质量降低了 6%10%。传动系统结构简单，即输出轴与主减速器主动齿轮相结合，简化了制造工艺，降低了成本。1.1.1 设计手动变速器的目的和意义变速器是汽车变速器系统的关键部件，其设计直接影响汽车的性能。随着汽车工业的发展和现代汽车设计方法的发展和应用，汽车变速器的设计要求越来越高。其中，减小传动量，提高传动系统的可靠性，提高其与发动机的匹配性是一个亟待解决的重要问题。本课题将根据汽车动态性能的要求，在 Relax 条件下保证零件结构强度和刚度，为优化五速变速箱向机械传动齿轮的设计提供可靠的理论依据。通过将可靠性优化设计结果与原始数据进行比较，得到更可靠的传动设计优化。1.1.2 汽车变速器设计要求汽车传动系是汽车的核心部件。它的任务是调整和变换发动机的性能，并将经济有效地传递给驱动车轮，以满足汽车的要求。变速器是变速器任务的重要组成部分，也是决定车辆性能的主要部件之一。变速器的结构要求直接影响着动力、燃油经济性、可靠性和便携性、稳定性和传动效率。随着汽车工业的发展，汽车变速器的设计趋势是增加传动比与重量的比例，要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在设计变速器之前，应根据变速器的实际情况选择主要参数。主要参数包括中心距、传动轴的轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数和每个齿轮的齿数。（1）正确选择变速器的传动比和传动比，从而优化发动机参数的匹配，确保汽车具有良好的动态和经济性能；（2）设置间隙，切断发动机动力向驱动轮的传递；（3）设置倒档，使汽车倒车；（4）设置功率输出装置，必要时可进行功率输出；（5）快速、方便、方便地换挡；（6）可靠的工作；（7）传动应具有较高的工作效率；（8）变速器工作噪声低。此外，变速器还应满足外形尺寸和质量低、制造成本低、便于拆卸。 、维修方便等要求。1.1.3 研究变速的现状众所周知，90%的车型在中国国内市场来自日本和德国的技术，而丰田和大众在日本。国内许多汽车厂家在研发、生产模式、或购买技术上，或与德国、日本联合经营，自主开发的产能相对较短。因此，中国的轿车和关闭的相对滞后的研究和发展的地区，导致超过十年的产品，老型国内很多，甚至 20 年。然而，根据我国的实际情况，目前我国市场对汽车的需求，在很短的时间内，即使是很长一段时间，汽车仍有一定的发展空间。汽车变速器的发展经历了 100 多年，从最初的使用侧链到手动变速器，到现在的液压自动变速器和电动自动机械变速器，并朝着无级自动变速的方向发展。变速器是汽车变速器系统的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展。它的设计也是汽车设计的重要组成部分。手动变速器（MT）主要采用低速齿轮传动原理，不同的齿轮传动具有多组传动比，当汽车通过变速机构的工作机构在变速箱中有不同的齿轮时。在中国汽车行业采用 CAD 技术，它已经存在了超过十年，从零开始。与其他机械产品相比，汽车工业在计算机应用方面有更多的投资。各汽车厂引进了软硬件，逐步建立了计算机辅助系统。AutoCAD 也是用户心中 2D设计软件的缩影。1.2 变速器的设计思想变速器的设计思想根据发动机匹配的轿车的基本参数，及发动机的基本参数。（1）发动机排量 1.6 升；（2）五个前进挡，一个倒档；（3）输入、输出轴保证两点支承；（4）采用同步器，保证可靠平稳换挡；（5）齿轮、轴及轴承满足使用要求。（6）具体参数如下排量 1.6L燃油类型 汽油整备质量 1105燃料供给型号 多点电喷最大扭矩 140/4000轮胎规格 185/60R14最大功率 68KW最大功率转速 5800 r/min第第 2 章章 变速器传动机构与操纵机构的布置变速器传动机构与操纵机构的布置2.1 变速器传动机构的布置方案变速器传动机构的布置方案2.1.1 变速器传动方案分析与选择机械传动具有结构简单、传动效率高、制造成本低、工作可靠等优点，因此在各种汽车中得到广泛应用。机械传动机构的传动机构有两种：双轴传动和中间轴传动。其中两个轴主要用于前轮驱动小车。与中间轴传动相比，具有轴数低、轴承数量少、结构简单、体积小、布置方便等优点。另外，中间齿轮通过一对齿轮传动，传动效率高，噪音小。然而，两个轴不能直接设置，因此齿轮和轴承都在工作中被加载，并且工作噪音增加并且容易损坏，并且结构限制齿轮比不能大幅度地设计。其特点是：变速器输出轴与主减速器传动齿轮成一体，发动机纵向输出功率直接。中间轴变速器主要用于后轮驱动小车和后轮驱动小车。其特点是：在变速箱轴上，通常将第二啮合齿轮轴和轴在同一直线上的大部分解决方案结合在一起，通过直接传动齿轮和轴承和中间轴直接连接后可获得啮合套。轴承，低噪音，齿轮和轴承磨损减少。对于不同类型的汽车，变速器有不同的传动装置。其原因在于它们不同的使用条件、对车辆性能的不同要求以及汽车本身的不同功率 5 。传动系统的档位与汽车的动力性和燃油经济性密切相关。在动态性能方面，档位的数量增加了发动机在最大功率附近施加最高功率的机会，从而提高了汽车的加速和爬坡能力。在燃油经济性方面，档位的数量增加了发动机在低燃料消耗区的容量，并降低了燃料消耗。这将提高汽车的生产率和减少运输量。然而，增加齿轮的数量将增加传动机构的复杂性和质量，增加轴向尺寸，增加成本，并控制复杂性。综上所述，变速器的传动设计形式属于发动机前轮驱动，传动空间较小，可为变速器的布置要求较高，运行噪音低，设计速度高，因此选择两轴变速器作为传动方案。选择5档变速器和5档超速档。一般结构可以参照图2-1所示的结构。图2-1 发动机前置前轮驱动布置示意图2.1.2 倒档布置方案常见的反向布局方案如图2-2所示。图2-2b方案的优点是采用倒车齿轮缩短中间轴的长度。但同时换档有两对齿轮，同时进行换挡，使换挡困难;方案2-2c可获得较大的反向传动比，缺点是转换程序不合理;针对2-2c的缺陷，对图2-2d的方案进行了修改;图2-2e中所示的方案是将一个和倒转齿轮变成一个，延长齿宽;图2-2f所示的方案适用于所有齿轮副均啮合啮合，换挡更方便。图2-2 倒档的布置方案综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图 2.2f 所示方案。2.2 操纵机构布置方案操纵机构布置方案2.2.1 概述根据汽车使用条件的要求，驾驶员采用控制机构完成选择，实现换档或倒档。变速器控制机构应满足以下主要要求 9 ：换档仅挂在齿轮上，换档后应在整个齿啮合中点头，防止不对称或自动换挡，防止倒车、换挡灯。变速器控制机构通常安装在顶部或侧盖上，少数是分开的。变速箱操作者在第二轴上操作滑动齿轮、啮合套筒或同步器以获得不同的齿轮。常用于机械传动的控制机构，是由齿轮杆、拨盘、叉、拨叉轴和联锁、自锁和倒车装置等主要部件组成，并依靠驾驶员的手来完成所选文件、换档工作或推开间隙，称为手动。变速传动。直接操纵式手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，换档杆可直接安装在变速器上，并依靠驾驶员的手，直接通过变速杆换档功能进行手动换挡变速，称为直接换档。操纵变速器。这种控制方案结构最简单，得到了广泛的应用。应用近几年来，单种操作机构较多，其优点是减少了传动叉轴，使齿轮带有一组自锁装置，从而简化了操作机构，但它要求换档规律相等。2.2.2 典型的操纵机构以及锁止装置图 2-3 典型的操纵机构图定位装置的作用是将啮合部件保持在一定位置，防止自动啮合和分离。采用弹簧球型机构。1。换挡机构变速器换挡齿轮有三种形式：直齿滑动齿轮、啮合套筒和同步器。轴向滑动直齿轮的换挡齿轮会在齿轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧，过早损坏，同时伴有噪声。因此，除了一个，倒车齿轮很少使用。常啮合齿轮可用来啮合啮合齿轮。由于啮合齿数大，啮合套不会过早损坏，但不能消除移位冲击。目前，这种方法仅适用于一些低需求的齿轮和重型卡车传动装置。同步器的使用可以保证换档快、无冲击、无噪音，这与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。与上述两种方法相比，虽然它具有结构复杂、精度高、轴向尺寸大等缺点，但仍被广泛应用。采用同步器或啮合齿轮，换挡比滑动齿轮小。通过比较，考虑到轿厢的控制性能，选择了本设计的所有齿轮作为同步器。2。抗剥落设计。联锁装置是确保在换档拨叉轴移动时另一拨叉轴被锁定。该机构的作用是防止两个齿轮同时连接，这导致寄存器的主要故障。常见的联锁机制是：（1）联锁销型。图 2-4 是车辆上使用最广泛的车辆之一，联锁销和顶销布置在拨叉轴之间，具有销的长度和槽，以确保互锁。图 2-4，A 是中性位置，在任何位置，任何叉轴都可以自由移动。图 2-4、B、C 和 D 是叉轴的工作位置，而另一个叉轴是锁定的。（2）摆动锁块式。图 2-5 工作为摆动锁块式联锁机构图，锁有同心轴螺钉安装在壳体上，并可自由围绕螺杆轴线旋转，杠杆的拨盘锁止槽，此时，锁块的一个或两个被另两个挡块挡住。传动叉轴，确保变速器不能同时悬挂两个。（3）旋转颚式。图 2-6 是类似于上述锁定机构的旋转夹紧联锁装置。杠杆头放置在钳口中，夹具可以绕 A 轴旋转。当选择一个齿轮时，操纵杆被选择成一个变化叉轴槽，并且一个或两个夹板爪抓住另两个拨叉，以确保联锁效果。图 2-5 摆动锁块式互锁机构图 2-6 转动钳口式互锁机操纵机该结构还应保证倒档不应悬挂不当。在反拨叉或叉上通常安装弹簧机构，使驾驶员在更换齿轮时对弹簧力有敏锐的感觉。锁定机构还包括自锁和反向锁定机构。自锁机构的作用是将滑块锁定到某一位置，以确保齿轮的满齿啮合，并防止齿轮脱出和挂起。自锁机构有球形锁紧机构和杆式锁紧机构两种。倒车锁的作用是驾驶员必须在变速杆上施加更多的力，使其能够倒档，从而起到警示作用，防止意外伸出，造成安全事故。本设计属于前轮驱动小车，控制机构采用直接操纵方式，锁紧机构均采用，即设置自锁、联锁、倒锁装置。采用自锁钢球实现互锁联锁。反向锁由限位弹簧实现，使驾驶员能感觉到并防止倒车。本章小结本章主要介绍了变速器传动机构的布置方案和零、部件结构方案进行了系统的分析，并给出了此次设计的具体方案，即设计两轴式变速器，倒挡布置方案如图 2-2（f）所示，前进挡皆为斜齿圆柱齿轮，倒挡为直齿圆柱齿轮，采用全同步器式换挡形式，圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。并且对操纵机构做了详细的介绍，说明了常用的锁止机构的结构及原理。第第 3 章章 变速器设计的总体方案变速器设计的总体方案3.1 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择本次变速器设计的主要参数如下表 4-1 所示。表 4-1 主要参数排量 1.6L燃油类型 汽油整备质量 1105燃料供给型号 多点电喷最大扭矩 140/4000轮胎规格 185/60R14最大功率 68KW最大功率转速 5800 r/min3.1.1 档数近年来，为了减少燃料消耗，变速器的数量有增加的趋势。目前，客车一般采用 45 档变速器。这台发动机有一个五挡的大客车传动装置。商用车变速器使用 45 档以上。载重 23.1t 的载重车采用五速变速箱，六速变速箱，质量为 480t，多速传动用于货车和越野车的整体质量。传传动动比比范范围围变速器传动比范围是指传动比在最高齿轮传动比和最低传动比之间的比值。最排外的通常是直档，传动比为 1；一些变速箱是最高档的超速档，传动比为0.70.85。选择低传动比的影响因素有：发动机最大扭矩和汽车最大爬坡能力所要求的最低稳定速度、驱动轮与道路之间的粘附性、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所需的实现速度。目前，乘用车的传动比在 34.5 之间，整体质量较轻的商用车在 58 之间，而其他商用车更大。传动比范围的选择要求：1。相邻档位的传动比在 1.8 以下。2。在高档区域的相邻档位之间的传动比比下部的相邻档位的比率小。因此，汽车变速器的设计是 5 变速器传动，最高档传动比设定为 0.8。变变速速器器各各档档传传动动比比确确定定初选传动比：设五挡最高挡，则=0.85gi = 0.377 maxaU0miniirngp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=0.377=6.110iagpuirnmax双曲面主减速器，当6 时，取=90%，6 时，=85%。0i0i=90%， =90%90%=81%gTgT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主减速器传动比 i0=4.3 （1.1） dtdumGiuACGfriiTaDTg20emax15.21汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 （1.2） sin cos0emaxGGfriiTTg即，TtqgiTfGri01sincos式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速mgG mg度；发动机最大转矩，=140N.m；maxeTmaxeT主减速器传动比，=4.3；0i0i传动系效率，=81%；TT车轮半径， =300.03mm；rr滚动阻力系数，对于货车取=0.0165；ff爬坡度，取=16.7Ig114609.8（0.0165cos16.7+sin16.7）/1404.30.81=2.833满足附着条件。 riiTTg01emaxz2F 取 0.6即14609.80.60.30030.6/1404.30.81=3.361gi由得 2.8333.36；1gi所以，取=3.1 。1giqiiiiiiiigggggggg54433221式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：q=1.403451/ggiiq 所以其他各挡传动比为：=2.209，=1.575，=1, =0.82gi53giq3gi52giq4gi5gi3.1.2 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算14： （3.4）31maxgeAiTKA式中：A 变速器中心距（mm） ； 中心距系数，乘用车=8.99.3；AKAK发动机最大输出转距为 140（Nm） ；maxeT 变速器一档传动比为 3.1；1i 变速器传动效率，取 96%。g（8.99.3）=（8.9-9.3） 8.375=74.5477.89mmA396. 01 . 3140轿车变速器的中心距在 6080mm 范围内变化。初取A=80mm。3.1.3 齿轮参数的选择1.模数 m齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在 1.814.0t 的货车为 2.03.1mm，取 m=2.5mm。2.压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25等大些的压力角15。 国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、25、30等，普遍采用 30压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角 20。3.螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为 28。4.齿宽 b齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b。，其中cbK m为齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮=4.58.0；常啮合及其cKcK他挡位用斜齿圆柱齿轮=6.08.5。cK5.齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。一般齿轮的齿顶高系数，为一般汽车变速器齿01.0f 轮所采用。3.1.4 各挡齿轮的分配及传动比的计算分配齿数时应注意的是，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。（1）确定一挡齿轮的齿数由于一挡采用斜齿轮传动，所以齿数和=56，修正后得2 coshnAZm。27.87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凑配中心距以外，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6。凑配中心距；12()802cosnZZmAmmA斜齿端面模数；2.80cosntmmmm啮合角，得；910cos()cos0.92122tmZZA20由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高120.32,0.32xx 故不变。一挡齿轮参数如表 3.1。表 3.13.1 一挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.409,22.24cosntt2分度圆直径138tdZ mmm2120tdZ mmm3齿顶高01()3.3anhfmmm02()1.7anhfmmm4齿根高01()3.26fnhfcmmm 02()4.06fnhfcmmm 5齿顶圆直径244aaddhmm2124aaddhmm6齿根圆直径230ffddhmm2112ffddhmm7当量齿数1318.8919cosnZZ2363cosnZZ8齿宽72.517.5cbK mmm72.517.5cbK mmm（2）确定二挡齿轮的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与一档啮合齿轮不同，由得：21625ZiZ （3.1）562()2cosm ZZA此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： （3.6）625tantanZZ联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（3.4）212.3（3.1）求出。6545,18ZZ再把代入式（3.6） ，检查近似满足轴向力平衡关系562ZZ、及凑配中心距；56()802cosnZZmAmmA斜齿端面模数；2.60cosntmmmm啮合角，得；56cos()cos0.96232tmZZA20由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高560.28,0.28xx 故不变。二挡齿轮参数如表 3.2。表 3.23.2 二挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.38,20.08cosntt2分度圆直径546tdZ mmm6114tdZ mmm3齿顶高01()3.2anhfmmm02()1.8anhfmmm4齿根高01()3.36fnhfcmmm 02()4.76fnhfcmmm 5齿顶圆直径253.7aaddhmm296.3aaddhmm6齿根圆直径240.575ffddhmm283.175ffddhmm7当量齿数5318.8919cosnZZ6349cosnZZ8齿宽72.517.5cbK mmm72.517.5cbK mmm（3）确定三挡齿轮的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与一档啮合齿轮不同，由得：31827ZiZ （3.1）872()2cosm ZZA此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： （3.6）827tantanZZ联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（3.4）317.5（3.1）求出。7823,38ZZ再把代入式（3.6） ，检查近似满足轴向力平衡关系783ZZ、及凑配中心距；78()802cosnZZ mAmmA斜齿端面模数；2.60cosntmmmm啮合角，得；78cos()cos0.93642tmZZA20由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高780.08,0.08xx 故不变。三挡齿轮参数如表 3.3。表 3.33.3 三挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.378,20.75cosntt2分度圆直径760tdZ mmm899tdZ mmm3齿顶高01()2.5anhfmmm02()2.4anhfmmm4齿根高01()3.4fnhfcmmm 02()4.6fnhfcmmm 5齿顶圆直径265aaddhmm2104aaddhmm6齿根圆直径252ffddhmm290ffddhmm7当量齿数7326.8927cosnZZ8390cosnZZ8齿宽72.517.5cbK mmm72.517.5cbK mmm（4）确定四挡齿轮的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与一档啮合齿轮不同，由得：而411029ZiZ （3.1）1092()2cosm ZZA此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： （3.6）1029tantanZZ联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（3.4）822（3.1）求出。91027,31ZZ再把代入式（3.6） ，检查近似满足轴向力平衡关系9104ZZ、及凑配中心距；910()812cosnZZmAmmA斜齿端面模数；2.80cosntmmmm啮合角，得；910cos()cos0.93472tmZZA20由于凑配中心距与原中心距相不等即为角度度变位。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高1090.02,0.04xx故不变。四挡齿轮参数如表 3.4。表 3.43.4 四挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.3956,21.58cosntt2分度圆直径976tdZ mmm1085tdZ mmm3齿顶高01()2.5anhfmmm02()3.5anhfmmm4齿根高01()4.5fnhfcmmm 02()4fnhfcmmm 5齿顶圆直径281aaddhmm290aaddhmm6齿根圆直径267ffddhmm273ffddhmm7当量齿数9335.8936cosnZZ10341cosnZZ8齿宽72.517.5cbK mmm72.517.5cbK mmm（5）确定五挡齿轮的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与一档啮合齿轮不同，由得：5112211ZiZ （3.1）此外，12112()2cosm ZZA从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： （3.6）12211tantanZZ联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（3.4）822（3.1）求出。121124,29ZZ再把代入式（3.6） ，检查近似满足轴向力平衡关系12115ZZ、及凑配中心距；1112()802cosnZZmAmmA斜齿端面模数；3.0cosntmmmm啮合角，得；1112cos()cos0.91372tmZZA20由于凑配中心距与原中心距相等即为高度变位。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿11120.09,0.09xx 故高不变。五挡齿轮参数如表 3.1。表 3.13.1 五挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.43,23.4cosntt2分度圆直径1287tdZ mmm1172tdZ mmm3齿顶高01()2.1anhfmmm02()2.4anhfmmm4齿根高01()4.3fnhfcmmm 02()3.9fnhfcmmm 5齿顶圆直径292aaddhmm277aaddhmm6齿根圆直径278ffddhmm264ffddhmm7当量齿数11350.8951cosnZZ12342cosnZZ8齿宽72.517.5cbK mmm72.517.5cbK mmm（6）确定倒挡齿轮齿数初选倒档轴上齿轮齿数为=25，输入轴齿轮齿数=13，为保证倒档齿轮13z3z的啮合不产生运动干涉齿轮和齿轮的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的3Z4Z间隙，即满足以下公式： （3.7）3130()20.52cosnnrzzmmA已知：，把数据代入（3.7）式，齿数取整，28r2.5nm 800A解得：，则倒档传动比为：440z 43403.113Rziz输入轴与倒档轴之间的距离：mm313()2.5 (1325)55.972cos2cos28nrm zzA输出轴与倒档轴之间的距离：mm413()2.5 (4025)86.902cos2cos28nrm zzA表 3.63.6 倒挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1分度圆直径333dZ mmm1372.5dZ mmm2齿顶高01()3.3ahfmmm02()3.675ahfmmm3齿根高01()2.8fhfcmmm 02()2.7fhfcmmm 4齿顶圆直径24.0aaddhmm278aaddhmm5齿根圆直径227ffddhmm267ffddhmm6基圆直径cos31.33bddmmcos59bddmm7齿宽72.517.5cbK mmm72.517.5cbK mmm序号计算项目计算公式1分度圆直径4100dZ mmm2齿顶高04.2ahf mmm3齿根高0()2.8fhfc mmm4齿顶圆直径2108aaddhmm5齿根圆直径294ffddhmm6基圆直径cos98bddmm7齿宽72.517.5cbK mmm3.2 变速器齿轮强度校核变速器齿轮强度校核变速器传动齿轮的主要损坏形式有：齿轮齿形断裂、齿面疲劳剥落（点蚀） 、换挡齿轮端部损伤和齿面附着。牙齿断裂发生在以下情况：牙齿受到足够的冲击载荷，导致牙齿弯曲和断裂。在反复加载下，齿根引起疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐增大，然后弯曲和断裂。前者在传输中很少出现，而后者出现更多（3） 。齿轮箱的主要失效形式是弯曲疲劳断裂是主要失效模式。齿面冲蚀是高齿轮轮齿接触疲劳破坏的一种形式。点蚀误差增大了齿廓，产生了动载荷，甚至会引起齿的断裂。它通常接近于根部的螺距，并且圆顶附近的齿面的侵蚀是严重的。主动小齿轮比被动小齿轮严重。变速器齿轮弯曲强度的校核1）直齿轮弯曲应力 （3.8）32gfcT K Km ZK y式中：计算载荷（Nmm） ；gT应力集中系数，可近似取=1.65；KK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齿宽系数；cKy齿形系数。倒挡主动轮 3，查手册得 y=0.165，代入（3.8）得；686.33800MpaMpa倒挡传动齿轮13，查手册得y=0.173，代入（ 3.8）得；394.56400MpaMpa倒挡从动轮 11，查手册得 y=0.182，代入（3.8）得；261.19800MpaMpa当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用maxTe弯曲应力在 400800Mpa，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。故，弯曲强度足够。（2）斜齿轮弯曲应力 （3.7）32cosgncTKZm yK K式中：计算载荷（Nmm） ；gT斜齿轮螺旋角；（）应力集中系数，可近似取=1.50；KKZ齿数；法向模数（mm） ；nmy齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数；cK重合度影响系数，=2.0。KK一挡齿轮 1，查图得 y=0.154，代入（3.7）得=346.3Mpa；一挡齿轮 2，查图得 y=0.164，代入（3.7）得=.107.Mpa；二挡齿轮 5，查图得 y=0.157，代入（3.7）得=158.26Mpa；二挡齿轮 6，查图得 y=0.160，代入（3.7）得=337Mpa；三挡齿轮 7，查图得 y=0.130，代入（3.7）得=306.3Mpa；三挡齿轮 8，查图得 y=0.147，代入（3.7）得=163.7Mpa；四挡齿轮 9，查图得 y=0.137，代入（3.7）得=234.6Mpa；四挡齿轮 10，查图得 y=0.141，代入（3.7）得=196.57Mpa；五档齿轮 11，查图得 y=0.139，代入（3.7）得=1981Mpa；五档齿轮 12，查图得 y=0.137，代入（3.7）得=242.9Mpa；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gTmaxTe合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350Mpa 范围，所有斜齿轮满足，故弯曲强度足够。3.2.1 轮齿接触应力的校核 （3.9）110.418()jzbFEb式中：轮齿的接触应力（Mpa） ；jF齿面上的法向力（N） ， ；1coscosFF圆周力（N） ，；1F12gTFd计算载荷（Nmm） ；gTd节圆直径（mm） ；节点处压力角；（）齿轮螺旋角；（）E齿轮材料的弹性模量，合金钢取 E=；52.06 10 Mpab齿轮接触的实际宽度（mm） ；、主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ，直齿轮zb，斜齿轮；、为主、从动sin,sinzzbbrr 22sinsin,coscosbzzbrrzrbr齿轮的节圆半径（mm） 。将上述有关参数代入式（3.9） ，并将作用在变速器第一轴上的载荷/2maxTe作为计算载荷时，得出：一挡接触应力；807.641900jMpaMpa二挡接触应力；746.371300jMpaMpa三挡接触应力；801.71300jMpaMpa四挡接触应力；723.271300jMpaMpa五档接触应力；743.731300jMpaMpa倒挡接触应力（齿轮 12 主动，13 从动） ；1034.681900jMpaMpa（齿轮 13 主动，11 从动） ；969.891900jMpaMpa对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力，一挡和倒挡jj=19002000Mpa，常啮合齿轮和高挡=13001400Mpa。故所有齿轮满足16 时，取=0.134。max)(195. 0eTaTGG Pf3.4.2 主减速器基本参数的选择（1）主、从动斜齿轮齿数和1z2z选择主、从动斜齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，之间应避免有公约数；1z2z为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于 40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于车一般不小于 9；1z取 12。1z主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；0i1z对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。1z2z （2）从动斜齿轮大端分度圆直径和端面模数2Dm对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又2D2D会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即2D （3.18）322cDTKD 式中：直径系数，一般取 13.016.0；2DK从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者取其值为cTmN ceTcsT2382；mN 由式（3.18）得： =（13.016.0）=（168.09199.27）；2D32382mm初选=197 则齿轮端面模数=/=197/48=4.12Dmmm2D2zmm=48 4.1=197.052Dm2zmm由于凑配中心距与原中心距相不等即为高度变位，总变位 0.89斜齿端面模数；4.9cosntmmmm。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高120.41.,0.48xx故不变。主减速器齿轮参数如表 3.6。表 3.63.6 主减速器齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角tantan0.43,23.4cosntt2分度圆直径153tdZ mmm2197tdZ mmm3齿顶高01()4.5anhfmmm02()2.5anhfmmm4齿根高01()4fnhfcmmm 02()6.5fnhfcmmm 5齿顶圆直径262aaddhmm2202aaddhmm6齿根圆直径245ffddhmm2184ffddhmm7当量齿数1322cosnZZ2387cosnZZ8齿宽74.933cbK mmm74.933cbK mmm3.4.3 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。斜齿轮的强度计算：（1）主减速器齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力 （3.19）FPp 式中：单位齿长上的圆周力，N/mm;pP作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩和最大附着力矩maxeT两种载荷工况进行计算；按发动机最大转矩计算时： =846893N/mm （3.20） FdiTpge21013max为一档传动比，取=3.1gigi按最大附着力矩计算时：=5378 （3.21）FdrGpr210232/N mm虽然附着力矩产生的 p 很大，但由于发动机最大转矩的限制 p 最大只有893N/mm,可知，校核成功。轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为)/(2mmNw （3.22）JmzFKKKKTvmSjw203102式中：超载系数 1.0；0K尺寸系数=0.586；sKsK44 .25m载荷分配系数，取=1；mKmK质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、节及径向跳动vK精度高时，取 1；J计算弯曲应力用的综合系数作用下： 从动齿轮上的应力=446.48MPa700MPa；jeT2w作用下： 从动齿轮上的应力=198.37MPa210.9MPa；jmT2w当计算主动齿轮时，/Z 与从动相当，而，故，jT12JJ 1w2w1w2w综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩有关，只能用来检验最大应力，不能作为疲jmTjmjeTT 或劳寿命的计算依据。（2）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（MPa）j为： （3.23）JFKKKKKTdCvfmsjpj3011102式中：材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6；pCmmN/21=1，=1，=1，=1；0KsKmKvK相啮合齿轮的齿数 图 3-6 弯曲计算用综合系数 J1表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取 1；fKJ 计算应力的综合系数。=1750Mpa=1750MPa jmjm=2745.473MPa=2800MPa，故符合要求、校核合理。jeje大齿轮齿数求综合系数 J 的齿轮齿数小齿轮齿数图 3.7 接触强度计算综合系数 J13.4.4 主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器较重，与其他传动系统相比，具有载荷大、工作时间长、载荷可变、冲击大等特点。损伤形式主要包括齿根弯曲断裂、齿面疲劳点蚀（剥落） 、磨损和磨损等，据此，驱动桥齿轮的材料和热处理应为：（1）齿面具有较高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度和良好的耐磨性，因此齿面应具有较高的硬度；（2）齿芯应具有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下破坏齿根；（3）钢的锻造、切削和热处理等良好的加工性能，易于通过热处理小变形或变形控制，从而提高产品质量，降低制造成本，降低废品率；（4）在选择齿轮材料合金元素时，应适应我国国情。例如，为了节约镍和铬，我们开发了具有锰、钒、硼、钛、钼和硅的合金结构钢系统。汽车主减速器和差动锥齿轮和双端面齿轮均由渗碳合金钢制成。在设计中采用了常用的钢号。渗碳淬火和回火后，齿轮的表面硬度可高达 HRC5864，铁心硬度较低，当 m 小于 8 时，其硬度为 HcC3245。对于渗碳深度，可提供如下准则：当端面模量 m 小于 5 时，其为0.91.3mm。由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在开始运行时的胶合、打死或擦伤，防止早期磨损、锥齿轮和准双曲面齿轮副对草的热处理和精加工，使厚度为0.0050.0100.005 mm 的磷化处理 O。电镀铜，镀锡。这种表面涂层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不应代替润滑。可以将齿面的寿命提高 25%。对于具有高滑动速度的齿轮，提高齿轮的耐磨性。当硫化物被处理时，温度较低，因此不会引起齿轮变形。硫化后的摩擦系数显著降低，即使润滑条件差，也能防止齿轮咬合、胶合和磨损。差速器设计根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路的特征，为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。差速器作用是分配两输出轴转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动。 本次设计选用的普通锥齿轮式差速器结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。3.4.5 差速器齿轮的基本参数选择（1）行星齿轮数目的选择 越野车多用 4 个行星齿轮,乘用车 2 个。（2）行星齿轮球面半径（mm）的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通BR常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代BR表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定： =36.2（mm） 3jBBTKR 圆整取=36mmBR式中：行星齿轮球面半径系数，2.522.99BK=（0.980.99）=35.2436.62mm 取 35mm 0ABR（3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于 10。半轴齿轮的齿数采用 1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在 1.52 范围内。取=14，1z=20。2z在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数之和，RLzz22,必须能被行星齿轮的数目 n 所整除，否则将不能安装，即应满足： = =20 nzzrL2220202（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角：21, 122112arctan34.9 ;arctan55 ;zzzz式中：行星齿轮和半轴齿轮齿数。21,zz再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：=2.95 220110sin2sin2zAzAm取标准模数 3；式中：在前面已初步确定。210,zzA算出模数后，节圆直径 d 即可由下式求得： 121241;59dmzmm dmzmm（5）压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角，齿高系数3022为 0.8，最少齿数可减至 10，并且再小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。（6）行星齿轮安装孔直径及其深度 L 的确定 行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度 L 就是行星齿轮在其轴上的支承长度。 =54.8（mm） 1 . 1L320101.176.4cTLmmnl=11mmnlTC 1 . 110303.4.6 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算表 3.7 为汽车差速器用齿轮的几何尺寸计算步骤，表中计算用的弧齿厚系数 见图 3.8。表 3.73.7 汽车差速器齿轮的几何尺寸计算表序号项 目计 算 公 式 及 结 果1行星齿轮齿数114z 2半轴齿轮齿数220z 3模数3m4齿面宽=11.25mm，取 F=11m030. 0AF 5齿工作高=1.6m=4.7mmgh6齿全高h=1.788m+0.051=5.323mm7压力角30228轴交角909节圆直径121235;59dmzmm dmzmm10节锥角122111arctan30.92 ;arctan59 ;zzzz11节锥距A =11sin2d=34.6mm022sin2d12周节t=3.1416m=9.27mm13齿顶高23.05aghhh序号项 目计 算 公 式 及 结 果14齿根高22210.3700.430 m1.65()hZZ15径向间隙0.625gchh16齿根角121200arctan3.7 ,arctan2.6hhAA17面锥角0112022137.56 ,52.718根锥角11122223.26 ;66.4RR19外圆直径01111022222cos42.39,2cos60.68ddhddh20节锥顶点至齿轮外缘距离101110222sin27.3,sin16.0822ddhh21理论弧齿厚1221214.506,()tan23.762tStSShhm 22齿侧间隙（高精度）12. 0B注:实际齿根高比上表计算值大 0.051mm。图 3-8 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿系数）1切向修正系数差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左/右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间有相对滚动的缘故。汽车差速器齿轮的弯曲应力为 （3.24）JmFzKKKTKvmsw2203102式中：T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，；mN （3.25）nTTj6 . 00.62382 0.6714.622jejeTTn差速器行星齿轮数目 2；半轴齿轮齿数 20；2z超载系数 1.0；0K质量系数 1.0；vK尺寸系数；sK5 . 04 .254mKs载荷分配系数 1.1；mKF齿面宽 11mm；m模数 3； J计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数 0.229，见图 3.9。相啮合另一齿轮的齿数图 3-9 弯曲计算用综合系数 J1以计算得：=714.6 MPa980 Mpa。jeTww综上所述，差速器齿轮强度满足要求。3.5 本章小结本章小结主传动装置。本章主要介绍减速器。主要进行差速器的设计计算，包括：齿轮的设计与校核、轴的设计与校核、轴承的设计与校核、主减速器齿轮载荷的计算、齿轮参数的选择、弧齿锥齿轮几何尺寸的确定。E 和强度计算主要减速器齿轮材料和热处理，行星齿轮差动对称锥的基本参数进行相应的设计计算，对差速器齿轮的几何尺寸和强度进行相应的计算，最终确定 DE。微分参数的所有符号。这些部件是传动装置。主减速器。差动齿轮基础的挠度是齿轮设计中非常重要的作用，轴的设计是变速箱传动功率的重要因素，而主减速器齿轮材料和热处理、轴承预加载、主减速器润滑等都是必要的。说明，理论基础是设计这些计算的关键。另外，本章的一些计算结果在绘制时还需进一步验证。求综合系数 J 的齿轮齿数第第 4 章章 变速器同步器其它零件设计变速器同步器其它零件设计同步器有三种：大气压力、惯性和惯性。普通压力同步器结构简单，但不能在同步状态下（即角速度相等）保护啮合部件。惯性同步器被广泛应用。4.1 运惯性式同步器运惯性式同步器惯性式同步器可以换档，达到两个变速器部件之间角速度完全相等的前不允许换档，从而可以完成同步器的功能，并实现同步器的基本要求。根据结构，惯性同步器具有锁销式、滑块式、锁环式、多板式和多圆锥式。虽然它们在结构上是不同的，但它们都具有摩擦元件、锁定元件和弹性元件。4.1.1 锁环式同步器的结构锁环示锁环同步器的特征在于锁止环 1 或 4 和齿轮 5 或 8 的圆锥斜面上的同步器的摩擦元件。由于锁紧元件是锁圈 1 或 4 上的齿和啮合在丝网 7 上的齿的端部，并且端部被称为锁面。弹性元件是位于啮合插座两侧的弹簧线圈。弹簧套应置于啮合套筒花键的中部，并向啮合套滑动快压力。在非换挡齿轮的中间位置，滑块插入到啮合套筒中间的内环槽中，使同步器的部分保持在中立位置。将端部滑入锁圈间隙，间隙尺寸比接合齿的宽度快。4.1.2 锁环式同步器的工作原理换档时当更换齿轮时，沿轴向的啮合套筒上的换挡力，推动啮合套筒并移动滑动和锁定环，直到锁紧环的锥面与齿轮上的斜面接触。后来，由于作用在锥体上的法力与角速度差在两个锥体三角洲之间，导致锥体上的摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块左右一个角度，并将通过滑动快速定位。接着，啮合套的齿端与锁紧环齿的锁定端之间的接触使得啮合套筒的运动被阻断，同步器处于锁定状态，并且完成第一档位。哪一种作用力将使锁环保持在锥体上并增加摩擦力矩，同时它将在锁紧面上具有相反的力矩。齿轮和锁紧环的角速度接近，在等角速度的时刻，同步过程完成，换档过程的第二阶段完成。摩擦力矩消失后，拨号环扭矩锁定环返回，两个独立的锁紧面，同步器解除锁定状态，啮合节上的一组齿在换挡力作用下的锁紧环上与齿轮齿啮合，完成换档。锁紧环同步器具有操作可靠、零件耐用的优点，但由于结构布置上的限制，扭矩容量不大，而且由于锁紧面上的锁紧环接合齿，会因齿轮齿磨损而失效，且是主要原因。用于乘用车和总质量不大的卡车在变速箱中使用。4.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定接近大小时，同步器移相第一阶段，在滑块侧的压力在锁紧环间隙侧，同时对相对滑动块和啮合前进行轴向运动，啮合齿与锁紧环组之间的关节轴间距离为齿倒角；RRID 接近大小。尺寸应大于零，取0.20.3mm。接合环与锁紧环接头中心线之间的距离称为分度尺寸。尺寸应为关节齿距的 1/4。控制同步器锁紧位置的大小和保持同步器的重要性。滑块在锁紧环间隙中的转动距离影响滑块的尺寸。滑块的宽度、滑块的距离与缺口的宽度之间的关系如下。 （4.1）cdE2滑块转动距离 与接合齿齿距 的关系如下ct （4.2）214RtRc 式中 滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径） ；1R接合齿分度圆半径。2R滑块端面与锁紧环端面之间的间隙是滑块端面与锁紧环端面之间的间隙，啮合环套筒端面与环端之间的间隙。如果是，移位，尚未接触摩擦锥和啮合套的关节和锁紧环的齿面锁定位置位于接触位置，即接近于 0 的尺寸，此时由于锁圈浮动，摩擦面之间没有摩擦力矩，啮合可以设置 B。Y 同步环，使同步器锁定机构。为了保证0，应该做，通常等于 0.5mm。锁紧环和齿轮接头的端面应该留有间隙，这可以称为备用计划。后备跳闸的原因是锁圈摩擦锥体会因摩擦而磨损，而锁圈在换挡时会向齿轮方向增加少量的运动。随着磨损的增加，运动逐渐增大，导致间隙逐渐减小到零。在这两个摩擦锥体之间存在摩擦间隙和摩擦力矩损失。但此时，如果锁环摩擦锥体尚未达到允许磨损的范围，同步器就会失去摩擦力矩等零部件，无法实现同步后的锁圈和换档，因此，由于设计不当，影响同步器寿命。一般应为 1.22.0mm。在中性位置，圆锥面轴向间隙应保持在 0.20.5mm。4.2 主要参数的确定主要参数的确定4.2.1 摩擦因数 f汽车在驾驶过程中，汽车会改变齿轮，特别是在高档区域，这意味着同步器工作频繁。同步器在同步环和连接齿轮之间的角速度差的情况下工作，这就要求同步环具有足够的使用寿命，并且应选择具有良好耐磨性能的材料。为了获得较大的摩擦力矩，需要用摩擦系数大、性能稳定的材料制造同步环。另一方面，同步器工作在油中以减少摩擦因数，这给设计工作带来困难。摩擦因数与工作表面的表面粗糙度、油型和温度有关。作为与同步锥接触的齿轮的斜面部分的一个组成部分，它是由低碳合金钢制成的。锥面表面粗糙度较高，用于保证摩擦系数在使用过程中较小。如果锥体表面粗糙度大，则易损坏同步锥面。同步环通常由黄铜合金制成，强度高、硬度高、耐磨性好，如锰黄铜、铝黄铜、锡黄铜等。早期使用的青铜合金同步环因使用寿命短而被淘汰。由黄铜合金和钢形成的摩擦副，油品中的摩擦因数 F 为 0.1。摩擦系数对换档齿轮和轴的角速度有重要影响。如果摩擦系数大，则可以节省能量或缩短同步时间。摩擦系数小，反之亦然。为此，在同步锥面上制作有油膜和与螺纹槽垂直的排水槽的细螺纹槽，以确保摩擦面之间有足够的摩擦系数。4.2.2 同步环主要尺寸的确定1、同步环锥面上的螺纹槽如果螺旋槽的顶部设计成较窄，则在摩擦锥之间存在的油膜是良好的。但是，顶部宽度太窄，不能影响接触表面的压力，导致磨损加速。实验还证明，螺纹齿顶宽度对齿顶宽度的影响很大，随齿顶磨损而减小。沟槽被设计成较大，允许刮擦油存在于螺纹之间的间隙中，但是增加螺距会减少接触表面并增加磨损速度。轴向排水沟槽一般为 612，缝宽为 34mm。2。锥角锥角越小，摩擦力矩越大。然而，摩擦锥面会产生自锁现象，避免了自锁的情况。一般取68。6时，摩擦力矩较大，但在锥面表面粗糙度控制不严，倾向于粘咬；当7咬入现象较为少见。三。摩擦锥的平均半径。设计越大，摩擦力矩越大。经常受到结构的限制，包括传动中心的距离和相关部件的尺寸和布局的限制，并且取大也会影响同步器径向厚度约束后的小尺寸，所以不能承受。原则上，如果可能的话，尽可能大。4。锥度工作长度 B缩短锥度可以缩短传动轴的长度，减少锥体的工作面积，增加单位压力，加速磨损。设计可根据以下计算确定。 22 dfRMbm（4.3）式中 摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，