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中型 货车 变速器 参数 选定 结构设计

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中型货车6档变速器参数选定与结构设计,中型,货车,变速器,参数,选定,结构设计

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I 目 录摘要.IAbstract.II第 1 章 绪论.11.1 汽车变速器的概述.11.2 汽车变速器研究状况、发展趋势及成果.1 1.2.1 研究现状.1 1.2.2 设计目的意义.2 1.2.3 汽车变速器发展趋势.21.3 汽车变速器的设计方法和研究内容.3 1.3.1 变速器设计的主要内容.3第 2 章 变速器传动机构布置方案.52.1 变速器的选择.5 2.1.1 结构工艺性.5 2.1.2 变速器的径向尺寸.5 2.1.3 变速器齿轮的寿命.5 2.1.4 变速器的传动效率.52.2 倒挡布置方案.52.3 零、部件结构方案分析.6 2.3.1 齿轮形式.6 2.3.2 换挡机构形式.7 2.3.3 自动脱挡.7第 3 章 变速器主要参数的选择.93.1 概述.93.2 挡数.93.3 传动比范围.93.4 变速器各档传动比的确定.93.5 中心距 A.113.6 变速器的齿轮参数的确定.123.6.1 齿轮模数 .123.6.2 压力角 .123.6.3 螺旋角 .133.6.4 齿宽 .133.6.5 齿顶高系数 .133.7 变速器各档齿轮齿数的分配.143.7.1 确定一挡齿轮的齿数 .143.7.2 确定七档齿轮的齿数 .163.7.3 确定其他各档的齿数 .19第 4 章 齿轮校核.454.1 齿轮材料的选择原则.454.2 计算各轴的转矩.334.3 齿轮的强度计算.344.3.1 轮齿的弯曲应力计算 .344.3.2 轮齿接触应力计算 .39第 5 章 变速器轴设计及校核.455.1 变速器的轴径和轴长设计计算 .455.2 变速器轴的强度计算.465.2.1 齿轮上的受力计算 .465.2.2 轴的强度计算 .495.2.3 轴的刚度计算 .51第 6 章 轴承的选择及校核.45第 7 章变速器的润滑及密封.45参考文献.651摘摘 要要 本次毕业设计的任务是设计一台用于轻型货车上的六档机械式变速器。变速器是汽车传动系统中比较关键的一个部件，合理的设计和布置变速器能使发动机功率得到最合理的利用，从而提高汽车动力性和经济性。汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的设计水平对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展,轻型货车变速器的设计趋势为增大变速器传递功率与重量之比,并要求变速器具有较小的尺寸和良好性能。本文阐述了发动机的选择、变速器方案的确定、变速器设计、变速器同步器设计、变速器箱体设计。在给定轻型货车发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下,着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算。关键词：关键词：机械式变速器；变速器；齿轮；同步器；设计；结构；强度校核ABSTRACT2The task of this graduation project is to design a six speed mechanical transmission for medium goods vehicles. The transmission is one of the most important parts in the automobile transmission system. The reasonable design and arrangement of the transmission can make the power of the engine get the most reasonable use, thus improving the power and economy of the car.The automobile drive system is the core component of the car. The task is to regulate the performance of the converter engine and transmit the power effectively and economically to the driving wheels to meet the requirements of the vehicle. Transmission is an important part of the transmission system, and it is also one of the main components that determine the performance of the vehicle. The design level of the transmission has a direct impact on the vehicles power, fuel economy, the reliability and convenience of the shift control, the transmission stability and efficiency. With the development of the automobile industry, the design trend of the medium truck transmission is to increase the transmission power and weight ratio of the transmission, and require the transmission to have a smaller size and good performance.The selection of engine, the determination of transmission scheme, the design of gearbox, the design of gearbox synchronizer and the design of gearbox are described in this paper. Under the conditions of the output torque, speed, maximum speed and maximum climbing degree of a medium truck engine, the structural parameters of the gear and the size of the shaft are designed and calculated.Keywords：Mechanical transmission; transmission; gear; synchronizer; design; structure; strength check.3第 1 章 绪 论51.1 汽车变速器的概述1该传动装置用于改变发动机曲轴的转矩和转速，以满足不同行驶工况下车辆的起动、加速、行驶和克服各种道路障碍的需要，满足驱动轮牵引力和不同速度要求的要求。随着汽车工业的不断发展，汽车模型的多样化、个性化和智能化已成为未来汽车发展的趋势。然而，变速器的设计是汽车设计中最重要的部分之一。它是用来改变发动机的扭矩和转速的驱动轮，并使发动机工作在最有利的工作范围。因此，其性能影响车辆的动力性和经济性。变速箱能以极低的速度驱动汽车，而这种低速很难仅靠内燃机的最小稳定转速来实现。变速箱的倒车装置使汽车倒退;它的中性齿轮将发动机和传动系统分开很长时间，当发动机启动，停止和滑动。传动结构对汽车的动力性和经济性有直接的影响，对车辆的可靠性和方便性、传动的平顺性和效率有直接的影响。该变速器的优化配置与主减速器和发动机的参数匹配，具有良好的动力性和经济性。采用自锁和联锁装置，倒车安全装置及其他结构措施可使操作可靠，不产生跳挡、无序齿轮、自动移位、误倒车等，同步器可调光、不冲洗。通过螺旋齿轮、修改和参数优化，齿轮传动平稳，噪声低。不同的传动比也能提高汽车在不同路面上的动力和经济性，使汽车和发动机的性能良好。1.2 汽车变速器研究状况、发展趋势及成果21.2.1 研究现状重型车辆装载着高质量和复杂的条件。为了保证重型车辆具有良好的动力性、经济性和加速度，必须扩大传动比，增加齿轮的数量。传统的三轴传输的最大容量为:最大齿轮数可以设置为 6 个前进档和一个倒挡，最大输出转矩约为 8400 nm。近年来，重型车辆需要更多的齿轮来前进，而履带式爬虫的速度要比最低的(10-17)快。显然，传统的结构传输远远不能满足需求。联合机械传动可满足上述要求。联合机械传动可满足上述要求。传统传动(即主箱)的组合机械传动采用辅助传动(或前半部分)，通常为两个齿轮，使齿轮的数量增加一倍，并增加主箱内齿轮的比例。速度比等于比主机箱的方盒子,对数小于齿轮和齿轮的数量,这样的大小的身体是非常小的,轴的长度较短,刚度增加,传输容量增加。1.2.2 设计目的意义 装载了几十吨货物的重型卡车，面对如此高的“压力” ，除了发动机的强大动力外，还需要变速箱的全力协助。每个人都知道有“力量” ，所以有足够的牵引力来驱动汽车一开始。特别是面对上坡道路，其特点是明显的。对于其他新型变速器，6虽然具有操作简单的特点，但这些特点尚不具备。从我国的具体情况，机械传动，几乎贯穿整个中国的农村高级驱动汽车发展史的整体是由机械传动，其传动机械的了解程度很深，如果让他们改变常规NE的做法，这是不现实的。71.2.3 汽车变速器发展趋势随着现代汽车工业的快速发展和人们对汽车需求的不断变化，机械传动无法满足人们的需求。自动变速器技术发展迅速。目前国内的变速器正在发展为无级变速器和自动变速器。中国的 CVT 采用了几款汽车，重型多齿轮汽车采用多轴的形式，将低速档与高速齿轮分开。连续可变变速器(CVT)也称为连续不断变速器(CVT)。这种变速箱和普通齿轮式自动变速器之间最大的区别在于，它省去了复杂繁琐的齿轮组合传动，只使用两套带轮传动。无级变速器比传统的变速器更简单、更小。它既没有手动变速器的许多齿轮副，也没有自动变速器的复杂行星齿轮组，主要依靠驱动轮、动轮和传动的无级变速。今天，经过了 100 多年的跨越三个世纪，汽车还没有使用令人满意的 CVT。这是汽车的无奈和遗憾。然而，人们并没有放弃寻找理想的车辆传输的努力，主要的汽车制造商对 CVT 表现出了极大的热情，并非常重视 CVT 在汽车领域的实践过程。这是一个在世界上没有根本解决的难题。这也是汽车传动研究的最终目标。在未来，摩擦传动CVT、液压传动、自动机械传动(AMT)、齿轮连续变速传动是汽车变速箱的四个主要研究方向。齿轮连续变速器(CVT)是一种新的设计思想，采用齿轮传动实现高效率和高功率无级变速器。根据最新消息:“齿轮连续变速传动”(“G-CVT”)已成功试制，并进行了多项原型实验。齿轮传动无级变速器的结构非常简单，只有 20 种非标准件和 51 件，生产成本甚至比手动变速器低。预计今年将进行负荷试验。齿轮无级变速器的优点如下:(1)200KW 具有大传输功率的传输功率非常容易实现。(2)传输效率高，90%以上的传输效率很容易实现。(3)结构简单，生产成本大大降低，相当于自动变速器的 1/10。(4)汽车，提高传动效率，节约燃料 20%;(5)发动机处于理想状态。燃料完全燃烧，排放干净。减少对环境的破坏。1.3 汽车变速器的设计方法和研究内容88在本设计中，由于它是改进传统变速器的设计，在给定发动机最大扭矩、转速和最高转速、发动机标定动力条件下，设计主传动机构，并抽出变速器总成图和零件。主要零件图的绘制。传输要求：（1）保证汽车的必要动力和经济性；（2）设置间隙，切断发动机动力向驱动轮的传递；（3）设置倒档，使汽车能够行驶；（4）设置功率输出装置，必要时可进行功率输出；（5）快速、方便、方便地换档。可靠的工作；（6）在行驶过程中，变速器不应有跳档、随机档、变速冲击等现象；（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要求低、制造成本低、维护方便的要求，以满足必要的动态和经济指标。1.3.1 变速器设计的主要内容：该设计主要基于给定中型卡车的参数。通过对变速器各部分参数的选择和计算，设计了一种手动 6 档变速箱，以满足要求。本文的主要工作是完成以下主要任务:1。计算的参数。它包括传动传动比计算、中心距离计算、齿轮参数计算和各齿轮齿数分布。2、传动齿轮的设计与计算。传动齿轮几何尺寸计算，传动齿轮强度计算和材料选择;计算各轴的扭矩和速度;齿轮强度计算与检验;3 所示。传动轴的设计与计算。它包括计算每个轴的直径和长度，轴的结构设计，轴的强度计算，以及轴的加工工艺分析。4、传动轴承的选择和检查;5。同步器的选择和参数的选择;6。变速器控制机构的设计与选择;7 所示。变速箱的结构设计与设计。8、优化汽车机械传动结构参数的设计。9第 2 章 变速器传动机构布置方案2.1 变速器的选择2.1.1 结构工艺性两个主动齿轮轴传动输出轴与主减速器成一个有机整体，当发动机纵向放置时，主减速器螺旋锥齿轮和准双曲面齿轮都可用，而当发动机排气时带有圆柱齿轮，从而简化了制造过程。2.1.2 变速器的径向尺寸双轴传动的前齿轮是一对齿轮副，而中轴式传动有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比，中间轴传动的径向尺寸要比两个轴传动的小得多。2.1.3 变速器齿轮的寿命双轴传动的低速齿轮副大小不同，小齿轮比大齿轮大得多。因此，小齿轮的寿命比大齿轮的寿命短。中间轴传动的前向齿轮均为常啮合斜齿轮传动，尺寸齿轮的径向尺寸较小，寿命接近。在直接挡块中，齿轮只是空转，不影响齿轮的寿命。2.1.4 变速器的传动效率虽然两轴传动的传动比为 1，但一定要有一对齿轮传动，这样就造成了功率损耗。中间轴传动可直接连接输入轴和输出轴，得到直接齿轮。因此，传动效率较高，磨损小，噪声小。汽车，尤其是迷你车，使用更多的双轴传动，而中型和重型卡车使用中间轴传动。因此，设计的传动采用中间轴型式。2.2 倒挡布置方案倒挡布置应注意以下几点：（1）倒挡齿轮在非工作位置时，不得与第二轴的齿轮有啮合现象；（2）换入倒挡时不得与其他齿轮发生干涉；（3）倒挡轴在变速器壳体上的支承不得与与中间轴的齿轮相碰。10图 2.1 为常见的倒挡布置方案。图 2.1a 方案主要用于小客车上。图 2.1b 方案用于四挡直齿滑动齿轮的变速器上。 (a) 小客车常用 (b) 直齿滑动啮合四挡 (c) 多数五挡采用 (d) c 方案改进 (e) 前进挡常啮合 (f) 前进挡常啮合 (g) 一、倒挡各一根拨叉轴图 2.1 挡布置方案图 2.1d 方案是对 c 的修改。图 2.1e 用于所有前进档都是常啮合的变速器上。图 2.1f 也是用于所有前进档都是常啮合的变速器上.为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2.1g 方案；缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器盖中的操纵机构复杂一些。倒档结构方案的选择，应根据其它档布置情况。力求位置合理并缩短变速器的轴向长度。综合以上几种变速器倒挡布置方案，选择图 2.1f 为变速器的倒挡布置方案7。2.3 零、部件结构方案分析2.3.1 齿轮形式齿轮有直齿圆柱齿轮和螺旋直齿轮两种齿轮。与直齿圆柱齿轮相比，螺旋圆柱齿轮具有使用寿命长、运行稳定、工作噪音低的优点。缺点是制造复杂，工件具有轴向力，不利于轴承。变速器中的定啮合齿轮采用螺旋圆柱齿轮，虽然增加了定啮合齿轮数，提高了传动质量和转动惯量。直齿圆柱齿11轮仅用于低速齿轮和倒档齿轮。直齿倒档，斜齿轮其他齿轮。 （a）直齿滑动齿轮换挡 （b）啮合套换挡 （c）同步器换挡图 2.2 换挡机构形式2.3.2 换挡机构形式如图 2.2 传动机构有三种形式，即直齿滑动齿轮、啮合套筒和同步器移位。直齿滑动齿轮的换档要求司机有一个熟练的操作技术(如两脚离合器)，在变速时不影响变速;换班时间长，司机的注意力分散在换班的时刻，也会影响驾驶的安全。因此，虽然转换方式简单，但易于制造、拆卸和维修，并能减少传动部分转动部分的惯性矩，但很少使用，只有一个齿轮和倒车齿轮。网格移动不能消除换挡的影响，需要熟练的驾驶员操作。另外，由于啮合套筒的增加和啮合齿轮的不断啮合，传动部分的转动惯量增加。因此，目前这种转换方法仅适用于一些较低要求的齿轮和重型卡车的变速箱。同步器的使用可以保证快速、无冲击、无噪声转移，但与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速度、燃油经济性和行车安全性。与上述两种移位方法相比，虽然其结构复杂、制造精度高、轴向尺寸大等缺点，但仍被广泛应用。2.3.3 自动脱挡由于接头的磨损，齿轮箱的刚度和振动，将导致自动释放。为了解决这一问题，除了采取的措施外，在结构上采取的措施和有效的解决办法如下：（1）将两个配合齿的啮合位置错开，如图 2.3A 所示，这样，接头的啮合齿大于13mm。两个齿的接触部分同时被挤压和磨损，并且在接头的末端形成凸肩，可以用来防止关节齿自动去除。（2）啮合齿设置薄齿圈（0.30.6 mm）的前齿圈厚度，这样，在齿面啮合后，换挡齿环被前端面抵抗，防止自动闭塞，如图 2.3 B 所示。（3）关节齿斜面的设计与加工，形成倒锥角（通常为 23） ，使配合齿面产生自动停止，轴向力块，如图2.3（c）所示。该方案更有效、更实用。12配合齿的齿侧被设计和加工成阶梯形，也具有防止自动剥落的相同效果。 (a) 接合齿位置错开 (b) 齿厚切薄 (c) 工作面加工成倒锥角图 2.3 防止自动脱挡的措施第 3 章 变速器主要参数的选择及齿数的分配133.1 概述满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。基本参数1.最大转矩/(N.m)353(2800r/min)最大功率/kW99(4500r/min)整车装备质量/kg4310满载总质量/kg9310前轴允许载荷/kg2380后轴允许载荷/kg6930车长/ mm4823轴距/ mm3950前轮1810总长/mm6910总高/mm2455轮距/ mm后轮1800总宽/mm2470最高车速90km/h最大爬坡度28%最小转弯半径16m3.2 挡数近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45 个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个挡。商用车变速器采用 45 个挡或多挡。载质量在 2.03.5t 的货车采用五挡变速器，载质量在4.08.0t 的货车采用六挡变速器。根据数据得知本题设计的载重本设计采用六挡变速器。3.3 传动比范围变速器传动比是指变速器最高挡与最低挡传动比的比值。目前乘用车的传动比范围在 3.04.5 之间，总质量轻些的商用车在 5.08.0 之间，其他商用车则更大。3.4 变速器各档传动比的确定一一档档二二档档三三档档四四档档五五档档六六档档倒倒档档149.2046.0823.9842.5061.5860.829 9.5093.5 中心距 A 初选中心距时，可根据下述经验公式 （4.4）31maxggeAiTKA 式中：变速器中心距（mm） ；A 中心距系数，乘用车：，商用车：,AK9.3.98AK.69.68AK 多挡变速器： ，取；.011.59AK.59AK 发动机最大转矩（N.m） ；maxeT 变速器一挡传动比；1gi 变速器传动效率，取 96%。g则， =197.6mm ggeAiTKA初选中心距=198mm。A 3.6 齿轮参数 3.6.1 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 3.2 汽车变速器齿轮的法向模数（mm）车型乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量/tam151.0V1.61.6V2.56.014.0am14.0am模数/mmnm2.252.752.753.003.504.504.506.00设计时所选模数应符合国标 GB1357-78 规定（表 4.1）并满足强度要求。 表 3.3汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.001.52.002.002.502.503.003.004.004.005.005.006.006.00二系列1.751.752.703.503.753.754.504.505.505.50根据表 3.2 及 3.3，齿轮的模数定为 5.50mm，啮合套和同步器的模数定为 4.00mm。3.6.2 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。啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、25、30等，但普遍采用 30压力角。 3.6.3 螺旋角实验结果表明，随着螺旋角的增大，牙齿的强度增大。当齿轮选择较大的螺旋角时，齿轮啮合度增大，使工作稳定，噪声降低。当螺旋齿轮传递扭矩时，它产生轴向力并作用于轴承。在设计时，应努力平衡两对齿轮的轴向力同时在中间轴上工作，以减少轴承载荷，提高轴承寿命。因此，在中间轴上不同齿轮的螺旋角应该是不同的。为了使过程简单，当中间轴的轴向力不大时，螺旋角可以设计成相同或只有两个螺旋角。货运汽车变速箱的螺旋角:18 至 26 度。第一选择螺旋齿轮的螺旋角为 24 度，而其余螺旋齿轮的螺旋角为 22 度。3.6.4 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，又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。通常根据齿轮的模数来选定齿宽：直齿，为齿宽系数，取为 4.58.0，mkbcck斜齿，取为 6.08.5。ncmkb ck16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。3.6.5 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。3.7 各挡齿轮齿数的分配如图 3.1 所示为主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。图 3.1 齿轮传动方案173.7.1 确定一挡齿轮的齿数 一挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角：241413一挡传动比为 1411321zzzzig（3.1）为了求、的齿数，先求其齿数和，13z14zhz 直齿：m2Azh 斜齿：nhAzmcos2 ，取整，得：77.665 . 524cos1982cos2nhmAz66hz货车中间轴上一挡齿轮的齿数可在之间选用，取，17121714z=66-17=491413zzzh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。 ，取：A=198mm mmzAh67.19824cos2665 . 5cos2mn（3.2）精确螺旋角： 56.232cos14131413Azmhn对一挡齿轮进行角度变位：端面压力角 tan=tan/costn1413 =21.72t端面啮合角 18 totAAcoscos, 2.721,t 变位系数之和 =0tan2,1413ninvinvzz查变位系数线图得： 34. 0-1334. 014分度圆直径： mmmzdn01.29456.23cos50. 549cos14131313 mmmzdn00.10256.23cos50. 517cos14131414齿顶高： mmmfha.63350. 5)0-.340-1 ()(13013 mmmfha37. 75 . 5)034. 01 ()(14014齿根高： mmmcfhf745. 850. 5)34. 025. 01 ()(13013 mmmcfhf005. 550. 5)34. 025. 01 ()(14014齿全高： mmmcfh375.1250. 5)025. 012()2(0齿顶圆直径： mmhddaa26.30163. 3201.2942131313 mmhdaa74.11637. 7200.1022d141414齿根圆直径： mmhddff52.276745. 8201.2942131313 mmhddff99.91005. 5200.1022141414当量齿数：19 62.63)56.23(cos49)(cos332111zzn 07.22)56.23(cos17)(cos332122zzn3.7.2 确定常啮合传动齿轮 初选螺旋角 2421 131412zzizz（3.3） =2.90255179.39而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 2121cos2ZZmAn（3.4） nmAZZ2121cos2 =0.5524cos1982 =65.776 得=16.86，=48.93 取整为=17，=49，则1Z2Z1Z2Z 39. 933. 9171755491711321zzzzi 故可取，无需调整齿轮。 精确螺旋角值： Azzmn2)(cos2121 =1982660.556.5232-1 对常啮合齿轮进行角度变位： 理论中心距 20=198.68mm2121cos2ZZmAno24cos24917505。 端面压力角 tan=tan/costn21 =21.72t 端面啮合角 totAAcoscos, 2.221,t 变位系数之和 nttinvinvzztan2,21n =20tan272.2122.214917invinv =-0.13 查变位系数线图得： 8.8212zzu38. 0151. 0-2 分度圆直径 =2- 111cosnmzd mm00.10256.23cos0.5517 =2- 122cosnmzd mm01.294cos23.560.5549 齿顶高 mmmfhnna215. 650. 5)25. 038. 01 ()(101 mmmfhnna32. 150. 5)25. 051. 01 ()(202 齿根高 mmmcfhnf785. 450. 5)38. 025. 01 ()(101 mmmcfhnf68. 950. 5)51. 025. 01 ()(20221 齿全高 mmmcfhnn1150. 5)25. 025. 012()2(0 齿顶圆直径 mmhddaa43.114215. 6200.1022111 mmhddaa65.29632. 1201.2942222 齿根圆直径 mmhdff43.92785. 4200.1022d111 mmhddff65.27468. 9201.2942222 当量齿数 07.223*)56.23(cos173*)cos(211n1zz 62.633*)56.23(cos493*)(cos2122zzn3.7.3 确定其他各挡的齿数（1）二档齿轮为斜齿轮，初选221211 （3.5） 1211122ZZZZi =2.222121211ZZiZZ491741. 6 21211nZZmA=66.75nmAZZ12111211cos25 . 522cos1982)1 (tant1211212121121zzzzzan 得=46.06，=20.71 取整为=46，=2111Z12Z11Z12Z 则，22=6.31=6.411211122ZZZZi 211746492gi 故可取，无需调整齿轮。 精确螺旋角： 21.482A)z(zmcos12111211n1211 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 =198.72mm12111211cos2ZZmAno22cos221465 . 5）（ 端面压力角 tan=tan/costn1211 =21.43t 端面啮合角 totAAcoscos, 89.20,t 变位系数之和 =0tan2,1211ninvinvzz 查变位系数线图得： =-0.44 =224. 221461211zzu111244. 0 分度圆直径 mmmdn88.271cosz12111111 mmmzdn12.124cos1211121223 齿顶高 mmmha365. 2f11011 mmmha205. 7f12012 齿根高 mmmchf295. 9f11011 mmmchf455. 4f12012 齿全高 mmmcfhn66.1120）（ 齿顶圆直径 mm 61.2762d1111a11ahd mmddaa53.138h2121212 齿根圆直径 mm29.2532111111ffhdd mmhddff21.1152121212当量齿数 09.5748.21(cos46)cos(3312111111n）zz 06.26)48.21(cos21)cos(3312111221nzz（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选22109 (3.6) 101929ZZZZig=1.533 213109ZZiZZ491742. 424n109109cos2mAZZ)1 (tant10921210921zzzzzan取整为=40，=269Z10Z则， 42. 443. 426174049101923ZZZZi故可取，无需调整齿轮。对三挡齿轮进行角度变位：精确螺旋角： Azzmn2)(cos10910956.23109理论中心距 =109109cos2ZZmAnomm75.19520cos250. 566端面压力角 tan=tan/costn109 =21.43t端面啮合角 totAAcoscos, 03.23,t变位系数之和 nt,t109ntan2invinvzz =0查变位系数线图得： 25 =-0.4 =9104 . 09n分度圆直径 =240.01mm10999cosnmzd56.23c50. 540os mmmzdn00.15656.23cos50. 526cos1091010齿顶高 =nn909fmhamm045. 150. 541. 04 . 01）（ mmmha445. 550. 5)41. 04 . 01 (fnn10010式中： 41. 00nnmAA齿根高 mmmchf075. 950. 5)41. 025. 01 (fn909 mmmchf675. 450. 5)4 . 025. 01 (fn10010齿全高 mmmcfhnn12.1050. 5)41. 025. 012()20（齿顶圆直径 mmhdda1 .242045. 1201.240299a9 mmhdda89.166445. 5200.156201a1010齿根圆直径 mmhddff86.221075. 9201.2402999 mm65.146675. 4200.1562101010ffhdd当量齿数 94.513*)(cos10999zZn26 76.333*)(cos1091010zZn（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选=2287 (3.7) 21487ZZiZZ =1.06491705. 3 nmAZ8787cos2Z )1 (tantan872118721ZZZZZ取整=34，=327Z8Z 81724ZZZZi =32173449 =3.06=3.054gi故可取，无需调整齿轮。对四挡齿轮进行角度变为：精确螺旋角 =87cosAZZmn2)(8756.2387理论中心距 =195.75mm8787cos2ZZmAno22cos25 . 566端面压力角 tan=tan/costn87 =21.43t端面啮合角 27 totAAcoscos, 03.23,t变位系数之和 nt,t87ntan2invinvzz =0查变位系数线图得： =-0.36 =0+0.36=0.3665分度圆直径 =204.01mm8777cosnmzd =192.01mm8788cosnmzd齿顶高 mmmha265. 150. 5)41. 036. 01 (fnn707 mm225. 550. 5)36. 025. 01 (fnn808mha式中： 41. 00nnmAA齿根高 mmmchf855. 850. 5)36. 025. 01 (fn707 mmmchf895. 450. 5)36. 025. 01 (fn808齿全高 mmmcfhnn12.1050. 5)41. 025. 012()20（齿顶圆直径 mmdda54.206265. 1201.204h277a728 mmhdda46.202225. 5201.19228a88齿根圆直径 mmhddff3 .186855. 8201.2042777 mmhddff22.182895. 4201.1922888当量齿数 14.443*cos877n7）（ZZ 55.413*)co(8788sZZn（4）五挡齿轮为斜齿轮，初选2265 (3.8) 21565ZZiZZ= 491710. 2=0.73 (3.9) 6565cos2ZZmAn 6521265211tantanzzzzz取整=28，=385Z6Z则： 61525ZZZZi =38172849 =2.12=2.105gi对五挡齿轮进行角度变位：29精确螺旋角 656565cos2)(cosZZmn56.2365理论中心距 mmsZZmAno75.19522co25 . 566cos26565端面压力角 tan=tan/costn65 =21.43t端面啮合角 totAAcoscos, 03.23,t变位系数之和 nt,t65ntan2invinvzz =0查变位系数线图得： =-0.4 =0+0.4=0.456分度圆直径 =168.00mm6555cosnmzd =228.01mm6566cosnmzd齿顶高 mmmha045. 15 . 5)41. 04 . 01 (fnn50530 mmmha445. 55 . 5)41. 04 . 01 (fnn606式中： =0.41nnmAA)(0齿根高 mmmchf075. 950. 5)4 . 025. 01 (fn505 mmmchf675. 450. 5)4 . 025. 01 (fn606齿全高 mmmcfhnn12.105 . 5)41. 025. 012()20（齿顶圆直径 mmhdda09.170045. 1200.168255a5 mmhdda9 .238445. 5201.22826a66齿根圆直径 mmhddff85.149075. 9200.1682555 mmhddff66.218675. 4201.2282666当量齿数 35.363*)(cos655n5ZZ 34.493*)(cos6566ZZn （4）六档齿轮为斜齿轮，初选2265 (3.8) 21565ZZiZZ= 491710. 2=0.7331 (3.9) 6565cos2ZZmAn 6521265211tantanzzzzz取整=28，=385Z6Z则： 61525ZZZZi =38172849 =2.12=2.105gi对六档齿轮进行角度变位：精确螺旋角 656565cos2)(cosZZmn56.2365理论中心距 mmsZZmAno75.19522co25 . 566cos26565端面压力角 tan=tan/costn65 =21.43t端面啮合角 totAAcoscos, 03.23,t变位系数之和 32nt,t65ntan2invinvzz =0查变位系数线图得： =-0.4 =0+0.4=0.456分度圆直径 =168.00mm6555cosnmzd =228.01mm6566cosnmzd齿顶高 mmmha045. 15 . 5)41. 04 . 01 (fnn505 mmmha445. 55 . 5)41. 04 . 01 (fnn606式中： =0.41nnmAA)(0齿根高 mmmchf075. 950. 5)4 . 025. 01 (fn505 mmmchf675. 450. 5)4 . 025. 01 (fn606齿全高 mmmcfhnn12.105 . 5)41. 025. 012()20（齿顶圆直径 mmhdda09.170045. 1200.168255a5 mmhdda9 .238445. 5201.22826a66齿根圆直径 33 mmhddff85.149075. 9200.1682555 mmhddff66.218675. 4201.2282666当量齿数 35.363*)(cos655n5ZZ 34.493*)(cos6566ZZn（6）确定倒档齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒档齿轮的齿数一般在指尖，初17Z2321选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=23，=16，则：17Z，A17Z16Z (3.12)171621ZZmA，=162350. 521=107.25mm为中间轴与倒档之间的中心距，取=110mm，A，A为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 16 和 15 的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙，则齿轮 15 的齿顶圆直径应为15eD (3.13)ADDee25 . 021516 121615eeDAD =2198881=307mm mmmZD881650. 516e16 21515mDZe =2=53.8150. 5307为了保证齿轮 13 和 14 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙，取=5415Z34计算倒挡轴和第二轴的中心距A (3.14)21715, ,zzmA =2235450. 5 =211.75mm取整： =215mm, ,A计算倒挡传动比 1715161712zzzzzzi倒 =231617542349=9.7344. 116171716ZZu35. 217151715ZZu,coscosAA62.23 26.22coscosAA查表得： ，34. 01534. 01634. 017分度圆直径 =545.50=297mmmzd1515 165.50=88mmmzd1616 235.50=126.5mmmzd1717齿顶高 7.37mmmha15*a15h = 7.37mmmha16*a16h = 3.63mmmha17*a17h35齿根高 =5.005mmmchf15a15h =5.005mmmchf16a16h =8.745mmmchf17a17h齿全高 =12.375mm15fa15hhh齿顶圆直径 =311.74mm1515a152ahdd =102.74mm16a16162hdda =133.76mm17a17172hdda齿根圆直径 =286.99mm1515152ffhdd =77.99mm1616162fffhdd =109.01mm1717172fffhdd第 4 章 齿轮校核364.1 齿轮材料的选择原则1。满足工作条件的要求。不同的工况对齿轮传动有不同的要求，齿轮材料的要求也不同。但对于一般动力传动齿轮，材料具有足够的强度和耐磨性，齿面坚硬，齿芯柔软。2。材料的合理选择。如果硬度小于 350Hb，小齿轮材料的硬度应略高于大齿轮的硬度，两个车轮之间的硬度差约为 3050HbS。为了提高防粘性能，大、小车轮应采用不同的钢号材料。三。考虑加工工艺和热处理工艺。推荐的传动齿轮渗碳层深度推荐值如下：渗碳层深度为 0.81.2。渗碳层深度为 0.91.3。渗碳层深度 11.3。表面硬度 HC5863；心脏硬度 HC3348。对于氰化物齿轮，氰化物层的深度不应小于 0.2；表面硬度 HC485312 。对于大模数的重型自动变速器齿轮，可采用 25 个 CRMnMo、20 个 CRNIMO、12 个 CR3A钢等低碳合金钢进行后续渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。4.2 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为 1000N.m，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 98%，轴承传动效率 96%。第一轴： =100098%96%=940.8N.m1T承离maxeT中间轴 ： =940.896%99%49/17=2577.22N.m2T121iT齿承第二轴 ： =2577.220.960.9955/17=7924.50N.m31T14132iT齿承 =2577.220.960.9950/22=5566.80N.m32T12112iT齿承 37=2577.220.960.9940/26=3768.29N.m33T1092iT齿承 =2577.220.960.9934/32=2602.48N.m34T872iT齿承 =2577.220.960.9928/38=1804.81N.m35T652iT齿承 =2577.220.960.9922/44=1224.69N.m36T432iT齿承 =2577.2254/16=7856.66N.m倒T161522iT）（齿承299. 096. 0）（4.3 齿轮的强度计算4.3.1 轮齿弯曲强度计算1、直齿轮弯曲应力w图 4.1 齿形系数图 （4.1）yzKmKKTcfgw32式中：弯曲应力（MPa） ；w 计算载荷（N.mm） ；gT38 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，对弯曲fK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，如上图 4.1y 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。计算倒档齿轮 15，16,17 的弯曲应力=54，=16，=23，=0.172，=0.159，=0.107，=7856.66N.m，=15z16z17z15y16y17y倒T2T2577.22N.m 15153152yKzmKKTcfw倒 =3310172. 00 . 8545 . 514. 39 . 065. 166.78562 =601.12MPa400850MPa 161632162yKzmKKTcfw = 3310159. 00 . 8165 . 514. 39 . 065. 122.25772 =719.92MPa400850MPa 171731617217/2yKzmKKZZTcfw）（ = 3310107. 00 . 8235 . 514. 39 . 065. 1162322.25772）（ =744.20MPa400850MPa2、斜齿轮弯曲应力 w39 （4.2）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 13,14 的弯曲应力，13w14w mNTmNTyyzz.22.2577.50.7924,168. 0,134. 0,17,4923114131413，56.231413 250MPa10006.238cos21331314133113MPakkymzkTcnw 250MPa10088.206cos2143141413214MPakkymzkTcnw（2）计算二挡齿轮 11，12 的弯曲应力，11w12wmNTmNTyyzz.22.2577,.80.5566,16. 0,125. 0,21,462321211121148.211211 250MPa10034.223cos21131112113211MPakkymzkTcnw40 250MPa10017.246cos2123121211212MPakkymzkTcnw（3）计算三挡齿轮 7，8 的弯曲应力 ，7w8w=40，=26， ，=0.135，=0.170，=3768.29N.m，=2577.22N.m，=9Z10z9y10y33T2T10923.56 KKymzKTcnw939109339cos2 =33100 . 20 . 8135. 05 . 54014. 350. 156.23cos29.37682。 =229.58MPa100250MPa KKymzKTcnw10310109210cos2 =33100 . 20 . 8170. 05 . 52614. 350. 156.23cos22.25772。 =191.83MPa100250MPa（4）计算四挡齿轮 7，8 的弯曲应力 ，7w8w=34，=32，=0.13，=0.17，=2602.48N.m，=2577.22N.m，=23.567z8z7y8y34T2T87 KKymzKTcnw73787347cos2 =33100 . 20 . 813. 05 . 53414. 350. 156.23cos48.26022。 =193.71MPa100250MPa KKymzKTcnw8388728cos2 =33100 . 20 . 817. 05 . 53214. 350. 156.23cos22.25772。41 =155.86MPa100250MPa（5）计算五挡齿轮 5，6 的弯曲应力=28，=38， 5Z6z=0.12，=0.173，=1804.81N.m，=2577.22N.m，=23.565y6y35T2T65KKymzKTcnw53565355cos2 =33100 . 20 . 812. 05 . 52814. 350. 156.23cos81.18042。 =176.72MPa100250MPa KKymzKTcnw6366526cos2 =33100 . 20 . 8173. 05 . 53814. 350. 156.23cos22.25772。 =128.97MPa100250MPa（6）计算常六档齿轮 1，2 的弯曲应力=17，=49，=0.165，=0.118，=940.8N.m，=2577.22N.m，=23.561z2z1y2y1T2T21 KKymzKTcnw1312111cos2 =33100 . 20 . 8165. 05 . 51714. 350. 156.23cos8 .9402。 =110.34MPa100250MPa KKymzKTcnw2322122cos2 =33100 . 20 . 8118. 05 . 54914. 350. 156.23cos22.25772。 =146.64MPa100250MPa424.3.2 轮齿接触应力j （4.3）bzgjbdET11coscos418. 0式中：轮齿的接触应力（MPa） ；j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 4.1。j弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽=7 5.5=38.5mmEmKbcncmK表 4.1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190019002000200095095010001000常啮合齿轮和高挡1300130014001400650650700700（1）计算一挡齿轮 13，14 的接触应力=7924.50N.m，=2577.22N.m，31T2Tmmdmmd00.102,01.294141343 76.2056.23cos20sin2dcossin14141314214zzr 84.5956.23cos20sin2cossin213141313213drbb 1314141313311311coscos418. 0bzjbdET =1289.89MPa19002000MPa 131414131421411coscos418. 0bzjbdET =1248.89MPa19002000MPa（2）计算二挡齿轮 11，12 的接触应力=5566.80N.m，=2577.22N.m， 32T2Tmmdmmd12.12488.2711211，51.2448.21cos20sin2cossin12121112212drzz 69.5348.21cos20sin2cossin211121111112drbb1112121111321111coscos418. 0bzjbdET =1063.07MPa13001400MPa111212111221211coscos418. 0bzjbdET =1070.54MPa13001400MPa（3）计算三挡齿轮 9，10 的接触应力=3768.29N.m，=2755.22N.m，33T2T449z2610z56.23109 =240.01mm，10999cosZmdn56.23c4450. 5os44=156.00mm10-9n1010cosmZd56.23cos2650. 5 =31.7510921010cos/sin2dz =48.85109299cos/sin2db910109939911coscos418. 0bzjbdET =880.26MPa13001400MPa 9101091021011coscos418. 0bzjbdET =902.96MPa13001400MPa（4）计算四挡齿轮 7，8 的接触应力=2602.48N.m，=2577.22N.m，34T2T347z328z56.2387 =204.01mm，8777cosnmZd56.23cos50. 534 =192.01mm8-7n88cosmZd56.23cos50. 532=39.0887288cos/sin2dz=41.5287277cos/sin2db78734711cos23.56cos418. 0bzjbdET=775.75MPa13001400MPa7882811cos23.56cos418. 0bzjbdET=795.73MPa13001400MPa（5）计算五挡齿轮 5，6 的接触应力=1804.81N.m，=2577.22N.m，35T2T285z386z56.236545 =168.00mm，6555cosnmZd56.23cos50. 528=228.01mm6-5n66cosmZd56.23cos50. 538=46.4165266cos/sin2dz=34.1965255cos/sin2db5653551156.23coscos418. 0bzjbdET =719.89MPa13001400MPa 566261156.23coscos418. 0bzjbdET =738.42MPa13001400MPa（7）计算六档齿轮 1,2 的接触应力 =940.8N.m，=2577.22N.m，1T2T171z492z56.2321 =102.00mm56.23cos50. 517cos2111nmZd =294.01mm56.23cos50. 549cos2122nmZd =20.762-1211cos/sin2dz =59.842-1222cos/sin2db 2111111cos23.56cos418. 0bzjbdET =753.87MPa13001400MPa 212221156.23coscos418. 0bzjbdET =734.93MPa13001400MPa46（8）计算倒挡齿轮 15，16，17 的接触应力=7856.66N.m，=2577.22N.m， 倒T2T5415z8816z2317z =297mm5450. 5mZd1515 =88mm1650. 5mZd1616 =126.5mm50. 523mZd1717=50.79mm20sin21515db=15.05mm20sin21616dz =21.63mm20sin2171717dzb1517151511cos418. 0bzjbdET倒 =1232.09MPa19002000MPa17161621611cos418. 0bzjbdET =1694.90MPa19002000MPa 151717161721711cosz/z418. 0bzjbdET）（ =1296.39MPahLhL所以输出轴轴承的使用寿命符合要求。中间轴轴承的选择和校核由工作条件和轴径初选一轴轴承型号 30214，转速，该轴承的min/3800rn X=1，Y=1.5。,132,175KNCKNCror中间轴装轴承处的直径为 55mm，由 GB/T297-1994 得，选择轴承的型号为30311，其基本额定动载荷为N，极限转速为 4500r/min。153000rC求中间轴轴承的当量动载荷arPYFXFfP NFFFrrr2 .1432832 NFFFaaa7 .44632因为：，所以42. 0 eFFrarFrP故中间轴轴承的当量动载荷为NFPr2 .14328 对汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万 km，货车和大客车 25 万 km。则轴承的使用预期寿命可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程 S 来计算：amv59 amhvSL式中的汽车平均车速可取 。max6 . 0aamvv所以轴承失效前汽车行驶的时间为 hamhvSL63.4629906 . 0250000 中间轴轴承的寿命为： pCnLh60106 =7189.07hhL所以中间轴的轴承的使用寿命符合要求。60第七章 变速器的润滑及密封7.1 变速器的润滑润滑的主要目的是减少粘结磨损，减少摩擦。它还可以防止腐蚀。当使用循环润滑剂时，液体润滑剂也可以降低表面温度，并冲走磨料、磨料和其他异物。此外，润滑油膜还具有密封、减轻冲击、传递摩擦和压力的功能。在各种机器和设备中使用的润滑剂有四种，即液体润滑剂、气体润滑剂、固体润滑剂和润滑脂。液体润滑剂是使用最广泛的。任何气体都被用作气体润滑剂，而最常用的是空气。它主要用于高速重载场合，如高速磨床的空气轴承。润滑剂是使用最广泛的润滑剂。包括润滑油、矿物油和合成油。油主要是油和植物油，边界润滑有良好的润滑性能，但来源有限，价格高，稳定性差，所以使用不多，常被用作添加剂。矿物油主要是石油产品。该产品具有品种广、粘度大、应用范围广、成本低、稳定性好、抗腐蚀性能强等特点。合成旅行是一种新型的化学合成润滑油。它能满足矿物油无法满足的特殊要求，如高温、低温、高速、重载等。因为它是为特定的需求而生产的，它的应用很窄，而且成本很高，所以在一般的机器中很少使用。使用润滑剂可以减少噪音。这是因为润滑油不能直接接触金属并减轻齿轮啮合的影响。润滑油对轴承、轴、壳体等其它传动部位具有阻尼作用，降低了声的向外辐射。润滑油本身具有吸振效果。润滑油的粘度和油面高度或油量与传动的噪声密切相关。由于经常使用变速箱，使用气体润滑油，固体润滑剂和润滑脂无法达到润滑效果。它将严重影响变速箱的工作，产生噪音，降低传动精度，磨损工作部件。因此，液体润滑油只能使用。考虑到输电设计的经济性考虑，矿物油通常是用来润滑的。总而言之，传动润滑油通常由液体润滑剂润滑，而矿物润滑油是最常用的液体润滑剂。7.2 变速器的密封61一种防止工作介质从机器和设备泄漏或防止外部杂质进入机器和设备的装置或措施。密封的工作介质可以是气体、液体或粉末固体。泄漏的原因主要有两个：一是密封面有间隙，二是密封件两侧存在压差。消除或减少任何因素可以防止或减少泄漏。由于高速比较，为了防止润滑油从输入端泄漏，防止齿轮箱内外侵入，对齿轮箱内部构件有不良影响，因此第一轴传动输入轴和输出轴轴2 加上。橡胶毡环密封（JB/ZQ46061986） 。在左箱和 右箱之间 加环密封，防止漏油。62第八章 同步器的设计8.1 同步器设计8.1.1 同步器的功用及分类目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。8.1.2 惯性式同步器惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。1、锁环式同步器（1）锁环式同步器结构如图 4.1 所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环 1 或 4 和齿轮 5 或 8 凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环 1 或 4 上的齿和做在啮合套 7 上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿21。（2）锁环式同步器工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环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w过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图 8.2a） ，使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态。换档力将锁环继续压靠在63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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束。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，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图 8.2b） ，完成同步换档。1、4-锁环（同步环） 2-滑块 3-弹簧圈 5、8-齿轮 6-啮合套座 7-啮合套图 8.1 锁环式同步器(a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换档位置1-锁环 2-啮合套 3-啮合套上的接合套 4-滑块图 8.2 锁环式同步器的工作原理锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。648.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定1、接近尺寸b同步器换档第一阶段中间，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。本设计取为 0.2。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。尺寸和是保证同步aaab器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。3、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，滑动齿套端面与摩1擦锥环端面之间的间隙为，要求。若，则换档时，在摩擦锥面尚未22121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，此刻因摩擦b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，应b使，通常取=0.5mm 左右。211摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，并可称之为后备行程。3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，在换档时，摩3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隙和失去3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档，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取=1.22.0mm，取为 1.6mm。在空档位置，摩擦锥环锥3面的轴向间隙应保持在 0.20.5mm。8.1.4 主要参数的确定1、摩擦因数f汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。65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。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摩擦因数对换档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则换档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）锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面ftan的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬