奥迪100变速器部分设计验算与校核

汽车设计课程设计说明书设计题目：奥迪100变速器部分设计验算与校核姓 名：梁中汉 班 级：0210301学 号：021030123指导老师：李 舜 酩2015年1月16日目 录一 设计任务书.11 题目12 设计内容及要求13 主要技术参数14 要上交的材料15 主要参考书目1二 变速器传动机构布置方案的确定.21 传动机构布置方案分析22 零部件结构方案分析2三 变速器主要参数的选择和计算.31 挡数32 传动比范围33 中心距34 外形尺寸45 各挡传动比分配46 齿轮参数47 各挡齿轮齿数的分配6四 变速器的设计与计算.91齿轮的破坏形式92 轮齿强度计算93 轴的强度计算.12五 同步器设计.161 同步器主要尺寸的确定162 同步器主要参数的确定16六 设计小结 18七 感悟与提升.19八 参考资料.20一 设计任务书1 题目奥迪100变速器部分设计验算与校核2 设计内容及要求（1）变速器总体尺寸和参数确定：包括中心距、轴向尺寸、各挡传动比、齿数的确定（2）轴的设计计算：包括轴尺寸、结构形状的设计与强度计算（3）同步器设计：包括同步器接近尺寸、分度尺寸、滑块转动距离、滑块端隙等的确定3 主要技术参数发动机最大扭矩 150Nm/ 3300r/min=3.545; =4.1114 要上交的材料（1）AutoCAD装配图一张（A3纸打印）（2）零件图1张（手绘4号或3号图纸）（3）计算设计说明书1份（打印）（4）AutoCAD装配图电子文挡1份5 主要参考书目（1）王望予等. 汽车设计M. 第3版，北京：机械工业出版社，2000（2）陈家瑞等. 汽车构造M. 北京：机械工业出版社，2000（3）亚纳，苏兆黎. 奥迪100轿车零部件目录M. 上海：上海交通大学出版社，1994（4）胡亚庄等. 轿车与轻型商用汽车M. 北京：人民交通出版社，1993（5）刘惟信编著. 圆锥齿轮与双曲面齿轮传动M. 北京：人民交通出版社，1980二 变速器传动机构布置方案的确定1 传动机构布置方案分析（1）传动方案的确定根据题目给定参数和总体设计结果可以确定，作为一辆前置前驱的轿车，选用两轴式、多挡位、机械式变速器。两轴式变速器传动方案的共同特点如下：a) 结构简单、轮廓尺寸小和容易布置；b) 各中间挡位只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低；c) 不能设置直接挡，在高挡位工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声大，且易损坏；d) 受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计的很大；e) 对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。查相关资料可知，奥迪100型轿车的发动机前置前驱，变速器选用两轴式5挡变速器，机械式全同步器变速。这款变速器与传统的变速器有较大差别。变速器壳前端与发动机后端面直接连接，输入轴的前端支撑在发动机曲轴后端，离合器装在变速器前壳体内，变速器与主减速器和差速器装于同一壳体之中，组成一体，变速器有输入和输出两根轴，构成两轴式变速器。此次课程设计仅限于设计奥迪100的变速器部分。（2）倒挡布置方案与前进挡相比，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。倒挡设计在变速器一挡和二挡之间，并且倒挡从动齿轮直接加工在一二挡同步器的啮合套上，减少了一个从动齿轮，减轻质量的同时，可以缩短轴的长度，提高轴的刚度。并且，倒挡齿轮靠近轴的支撑处，以改善齿轮啮合情况与轴的受力情况，并且使用一个惰轮改变转矩方向。多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他档位均采用常啮合齿轮传动；2 零部件结构方案分析（1）齿轮形式变速器的倒挡选用直齿圆柱齿轮；其余各个挡位均选用斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，但其工作时有轴向力，并导致变速器的质量和转动惯量增大，因而都轴承不利。而直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。因此，设计的变速器倒挡选用直齿圆柱齿轮，而其余各个挡位均选用斜齿圆柱齿轮。（2）换挡机构形式变速器采用同步器换挡形式。同步器换挡与其他换挡形式相比，能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而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，虽然它制造精度要求高、结构复杂，但是仍然得到广泛应用。因而设计时选用同步器换挡。（3）变速器轴承变速器采用圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向间隙及轴向窜动等优点。它能解决由于两轴式变速器选用斜齿圆柱齿轮而产生的轴向力所引起的各种问题。三 变速器主要参数的选择和计算1 挡数变速器选用5挡变速。乘用车变速器为45个挡位，对于发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡，奥迪100选用5挡变速器。2 传动比范围（1）查资料得：发动机最大功率下转速为5500r/min，轮胎选用185/70SR14H，最高车速为175km/h。（2）185/70SR14H轮胎型号含义：185表示轮胎胎面宽度；70表示轮胎胎冠高度与胎面宽度的比值为70%；R表示子午线轮胎；14表示轮辋的直径，单位为英寸；S表示速度级别，最高允许车速为180km/h。（3）轮胎滚动半径=胎面宽度高宽比+轮辋直径25.4/2 ，单位mm。经计算可得，轮胎滚动半径为307.3mm。（4）根据最高车速公式Ua=0.377nr/(i5*i0),计算可得，i5=0.886。综上：变速器的传动比范围是指变速器最低挡位传动比与最高挡位传动比的比值。奥迪100的最低挡位传动比为，最高挡传动比初选，因而其传动比范围为 ，满足乘用车传动比范围在3.04.5之间的要求。3 中心距发动机前置前驱的乘用车变速器中心距A，一方面可以根据发动机排量1.8L与变速器中心距A的统计数据初选，约为75mm，满足乘用车变速器中心在6080mm范围内变化的要求。另一方面可以根据经验公式计算：(3-1)式中，为变速器中心距（mm）；为中心距系数，乘用车:，此处选取；为发动机最大转矩（Nm），此处Nm；为变速器一挡传动比，此处；为变速器传动效率，此处取 = 96；由此计算得，初选=74mm；4 外形尺寸影响变速器壳体抽象尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A，此处=74，计算得轴向尺寸范围为222.0251.6mm，此处取轴向尺寸为240mm。5 各挡传动比分配在确定汽车最大和最小传动比之后，应该确定中间各挡的传动比。实际上，汽车传动系各挡传动比大体上是按照等比级数分配的。因此，各挡传动比大致关系为(3-2)式中，为各挡之间的公比：因此，各挡的传动比为：；于是，；初选变速器各挡传动比为；。6 齿轮参数（1）模数奥迪100发动机排量为L；查汽车设计表3-1得，当1.62.5时，=2.753；按照国家标准GB/T1357-1987的规定，共有第一系列模数3.00和第二系列模数2.75符合要求。由于减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选取得小些，于是选取斜齿模数；直齿模数。（2）压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿的刚度，为此能较少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。因此，理论上对于乘用车。为加大重合度以降低噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。实际上，因国家规定的标准压力角有为20，所以变速器齿轮采用的压力角为20。同步器的接合齿压力角为20、25、30，但普遍采用30，因此此处选取同步器接合齿压力角为30。（3）螺旋角斜齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力都有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，可以使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。对于乘用车变速器中的两轴式变速器来说，斜齿轮的螺旋角选用范围为2025，此处初选螺旋角。（4）齿宽齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加；选用较大的齿宽，工作时，会因为轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮的模数（）的大小来选取齿宽：直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，此处选取，则直齿mm斜齿，取为6.08.5，此处选取，则斜齿mm（5）齿轮的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，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。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。对于高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及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大些，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，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。为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。有时齿轮齿数取的过少会造成齿轮根切，此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。根据以上原则，初选所有齿轮的变位系数为1.0。当有某些齿轮由于齿数过少而发生根切现象时，再重新修正其变位系数。（6）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。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减小。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中作用到齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，而规定齿顶高系数取1.00。因此，在设计时选取各挡齿轮的齿顶高系数均为1.00，顶隙系数为0.25。7 各挡齿轮齿数的分配（1）确定一挡齿轮的齿数由于一挡为斜齿圆柱齿轮，则根据公式:(3-3) 校核传动比。若Z1=11，Z2=39，则传动比i1=3.545，因此选取这组齿轮数据。根据最小齿数的公式： (3-4)计算得直齿轮最小的齿数为17，斜齿轮最小齿数为15齿轮1齿数为11，会发生根切现象，将其进行正变位，对应2齿轮进行负变位，为零传动。变位系数。 变为系数公式：，x取0.2。（2）修正中心距因为齿数和取整后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和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依据。修正后的中心距：(3-5)由修正后的中心距，计算出精确螺旋角：（3）确定其他各挡的齿数二挡：(3-6)校核传动比，误差2.6%，满足要求。三挡：(3-7)校核传动比，误差为0.4%，满足要求。四挡：(3-8)校核传动比，误差为1.57%，满足要求。五挡：(3-9)校核传动比，误差为3.85%，满足要求。由于在传动比和齿数选择中，应使高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。因为，可见，其各挡传动比比值不满足 ，因此不满足传动比设计要求。经调整后，各挡齿轮数如下：Z1=11，Z2=39，i1=3.545；Z3=15，Z4=35，i2=2.333;Z5=19，Z6=31，i3=1.632；Z7=23，Z8=27，i4=1.174；Z9=27，Z10=23，i5=0.852; （4）确定倒挡齿轮挡数为了保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和齿轮12的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙，则所以，取 ，可得倒挡主动齿轮齿数为12，会发生根切现象，将其进行正变位，对应倒挡从动齿轮进行负变位。变位系数 ，取变位系数各挡齿轮的参数：挡位齿轮号模数m（mm）齿数（个）变为系数x螺旋角（）直径dz（mm）一挡Z12.75110.225.2333.44Z22.7539-0.225.23118.56二挡Z32.7515025.2345.60Z42.7535025.23106.40三挡Z52.7519025.2357.76Z62.7531025.2394.24四档Z72.7523025.2369.92Z82.7527025.2382.08五挡Z92.7527025.2382.08Z102.7523025.2369.92倒档Z112.75120.4033Z122.7537-0.40101.75四 变速器的设计与计算1 齿轮的破坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。2 轮齿强度计算计算原则：斜齿轮轮齿弯曲强度的计算时，一对齿轮之间齿数少的弯曲强度比较大，故只要验算齿数少的齿轮。直齿轮轮齿弯曲强度的计算时，由于主从动轮的关系，故齿数相差不大时，两个齿轮都要计算。（1）轮齿弯曲强度计算直齿轮弯曲应力 (4-1)式中，为弯曲应力（MPa）； 为圆周力（N），； 为计算载荷（Nmm），此处Nmm； 为节圆直径（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； 为齿宽（mm）； 为断面齿距（mm），； 为齿形系数，按照汽车设计课本P97，图3-19查取。倒挡：，其余各个参数都按上式选取，可得，MpaMpa，满足要求。斜齿轮弯曲应力(4-2)式中，为弯曲应力（MPa）； 为圆周力（N），； 为计算载荷（Nmm），此处Nmm； 为节圆直径（mm），为法向模数； 为斜齿轮螺旋角（）； 为应力集中系数，可近似取； 为齿宽（mm）； 为断面齿距（mm），； 为齿形系数，可按当量齿数在汽车设计课本P97，图3-19查取。 为重合度影响系数，；一档：，其余各个参数都按上式选取，可得，MpaMpa，满足要求。二挡：，其余各个参数都按上式选取，可得，MpaMpa，满足要求。三挡：，其余各个参数都按上式选取，可得，MpaMpa，满足要求。四挡：，其余各个参数都按上式选取，可得，MpaMpa，满足要求。五挡：，其余各个参数都按上式选取，可得，MpaMpa，满足要求。总结将计算载荷取作用在变速器输入轴上的最大转矩时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400800MPa,所以满足设计要求；将计算载荷取作用在变速器输入轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高档齿轮，许用弯曲应力在180350MPa,所以满足设计要求；在计算过程中由于个齿轮参数基本差不多，又都是斜齿轮，故其实只要验算齿数最少就可以，但为了保证可靠性，每个齿轮都进行校核。（2）轮齿接触应力(4-3)式中，为轮齿的接触应力（MPa）； 为齿面上的法向力（N），； 为圆周力（N），； 为计算载荷（Nmm），此处Nmm； 为节圆直径（mm），为法向模数； 为节点处压力角（），为斜齿轮螺旋角（）； 为齿轮材料的弹性模量（MPa），齿轮材料选择20CrMnTi，其弹性模量为2.07105 MPa 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（mm）； 、为主、从动齿轮节圆半径；直齿轮，；斜齿轮，；计算原则：根据表达式可以得出，计算齿轮接触应力时节圆半径应取小齿轮的半径rzmin一挡：，mm，其余各参数按上式选取，可得Mpa；二挡：，mm，其余各参数按上式选取，可得Mpa；三挡：，mm，其余各参数按上式选取，可得Mpa；四挡：，mm，其余各参数按上式选取，可得Mpa；五挡：，mm，其余各参数按上式选取，可得Mpa；倒挡：，mm，其余各参数按上式选取，可得Mpa；倒挡：Mpa，满足要求。其他各挡：Mpa，满足要求。由此可得，齿轮材料和热处理工艺：所有各挡齿轮均选用20CrMnTi 为材料，采用渗碳处理的工艺。综上所述：同种类型的齿轮，当各对齿轮齿数之和相等，若齿数相差愈大，那么其接触应力越大。由此可以得出一挡齿轮的接触应力最大。倒挡属于直齿，齿宽较小，应力也比较大。国内汽车变速器齿轮材料主要用、。渗碳齿轮表面硬度为，芯部硬度。变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表面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曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。值得指出的是，对齿轮进行强力喷丸处理以后，齿轮弯曲疲劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。齿轮在热处理以后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形；磨齿齿轮的精度高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度，使得传动平稳、效率提高；在同样负荷的条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高。 3 轴的强度计算轴计算原则：首先根据课本上的公式对轴进行初步进行选择。然后对轴进行校核，校核时有两种思路，一种根据是轴允许的挠度和转角，计算出各挡齿轮位置处允许的最小半径，只要选择的半径大于最小半径就满足强度要求；第二种方案根据经验初选各挡齿轮处的轴半径，然后把轴的直径代入公式进行计算，校验是否合格。这两种思路进行比较第一种方法，思路清晰明了，但计算量比较大，第二种方法必须要具备丰富的经验，能够大致判断出各挡齿轮处的轴半径大小。（1）初选轴的直径第一轴花键部分直径可按下式初选： (4-4)式中，为经验系数，=4.04.6，此处取=4.6；为发动机最大转矩（Nm），此处为150Nm。可得=24.44mm，取整=25mm。轴的最大直径和支撑间距离的比值：对第一轴：，取，因mm，则第一轴最大直径为43.2mm；对第二轴：，取，因mm，则第二轴最大直径为50.4mm。结合以上各数据，布置各个齿轮、同步器等的位置以及各段轴的直径大小，见装配图。（2）轴的强度计算轴的刚度验算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿轮长方向的压力分布不均匀。从装配图中可以看到，一对圆柱滚子轴承分别支撑在一挡左边和四挡右边，轴相当于由两段组成，一根为两端铰支，一根为固定端支撑。因此轴的刚度验算主要验算这几方面的内容，公式分为两大类：（a）两端铰支轴在垂直面内挠度：(4-5)轴在水平面内挠度：(4-6)轴所在平面的转角：(4-7)（b）一端固定支撑轴在垂直面内挠度：(4-8)轴在水平面内挠度：(4-9)轴所在平面的转角：(4-10)轴的全挠度： (4-11)式中，为齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）， ；为齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）， ； 为弹性模量（MPa），20CrMnTi的弹性模量为2.07105MPa； 为惯性矩（mm4），对于实心轴， ，为轴的直径（mm）； 、为齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm），； 为支座间的距离（mm）。对于第一轴：L=180.69mm一挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，(此处以齿轮的分度圆直径计算)可得，0.0071，0.0178，0.00026rad，0.0192；二挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，(此处以齿轮的分度圆直径计算)可得，0.0069，0.0171，0.00003rad，0.0184；三挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，0.0172，0.0427， -0.00001rad，0.0460；四挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，0.0047，0.0117，-0.00003rad，0.0126；五挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，0.0029,0.0072，0.00018rad，0.0078；倒挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，(此处以齿轮的分度圆直径计算)可得，0.0212，0.0527，0.00004rad，0.0568；根据各挡计算可得： 0.0212mm 0.050.10mm，满足要求； 0.0527mm 0.100.15mm，满足要求； 0.00026rad0.002rad，满足要求； 0.0568mm 0.2mm，满足要求。对于第二轴：L=178.74一挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，0.0015，0.0037，0.00029rad，0.0040；二挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，0.0043，0.0107，0.000035rad，0.0115；三挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，0.0049，0.0122，-0.00002rad，0.0131；四挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，0.0054，0.0134，-0.000034rad，0.0144；五挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，0.0015，0.0037，0.00013rad，0.0040；倒挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，0.0033，0.0082，0.000047rad，0.0088；根据各挡计算可得： 0.0054mm 0.050.10mm，满足要求； 0.0134mm 0.100.15mm，满足要求； 0.00029rad0.002rad，满足要求； 0.0144mm 0.2mm，满足要求。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，其应力为:(4-12)式中，（Nmm），此处，；1.5105Nmm，为齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）， ；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轴向力（N） 为支座间的距离（mm）; 为轴的直径（mm）； 、为齿轮上的作用力距离支座A、B的距离（mm），； 为抗弯截面系数（mm3）。对于第一轴，L=180.69mm一挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，(此处以齿轮的分度圆直径计算)可得，36.4 MPa；二挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，(此处以齿轮的分度圆直径计算)可得，24.3 MPa；三挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，35MPa；四挡： mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得,38.6MPa;五挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，33.3MPa；倒挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，(此处以齿轮的分度圆直径计算)可得，30.4Mpa。根据各挡计算可得 各挡MPa ；满足要求； 选定轴的材料与齿轮材料相同，为20CrMnTi。对于第二轴，各挡受力与第一轴的受力为作用力与反作用力，因此所得M一致。一挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，17.8 MPa；二挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，22.5 MPa；三挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，28.7 MPa；四挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，41.6 MPa；五挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，40.1 MPa；倒挡：mm，mm；其余各参数按照上式选取，可得，26.6 Mpa。根据各挡计算可得: 各挡MPa ；满足要求；一般轴中间的挠度比较大 选定轴的材料与齿轮材料相同，为20CrMnTi。总结：在计算的过程中可以根据计算表达式，对结果预估计，可以得出结论在计算轴的挠度时，轴中间的挠度比较大，计算转角时靠近轴承处的转角比较大，计算轴的强度时利用第三强度理论一般在轴中间的应力比较大。五 同步器设计锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，主要用于乘用车和总质量不大的轻型货车变速器中，此次课程设计中采用锁环式同步器。1 同步器主要尺寸的确定（1）接近尺寸接近尺寸应大于0，取=0.20.3mm，此处取=0.3mm。（2）分度尺寸倍的0.25接合齿齿距，此处取接合齿齿距为5mm，则分度尺寸=1.25mm。（3）滑块转动距离滑块转动离与接合齿齿距有如下关系：式中，为滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）； 为接合齿分度圆直径。一二挡齿轮同步器：R1=31.5mm，R2=39mm，C=1.0mm；三四挡齿轮同步器：R1=26mm，R2=33mm，C=1.0mm；五挡齿轮同步器：R1=22mm，R2=30mm，C=0.9mm。（4）滑块端隙此处取滑块端隙=0.5mm。（5）啮合齿套端面与锁环端面的间隙此处取啮合齿套端面与锁环端面的间隙=0.8mm 。（6）预留后备行程 一般应取预留后备行程=1.22.0mm，此处取=2mm 。2 同步器主要参数的确定（1）摩擦因数选用同步环材料为黄铜合金，则其摩擦因数为=0.1。（2）同步环锥面上的螺纹槽通常轴向泄油槽为612个，槽宽为34mm。此处取泄油槽8个，槽宽为3mm。（3）锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大，但易发生自锁现象。此处取=7，既能保证足够的摩擦力矩，又能很少出现咬住现象。（4）摩擦锥面平均半径设计的越大，则摩擦力矩越大，但往往也受到结构的限制。原则上是在可能的条件下，尽可能将取大些。一二挡之间的同步器：=31mm；三四挡之间的同步器：=26mm；五挡同步器：=22mm；同步器需满足锁止条件tanfR/(r*sin),r为锁止面平均半径。经计算，三组数据均满足要求。（5）锥面工作长度缩短锥面工作长度，可使变速器的轴向长度缩短，但是同时也缩小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。可根据下式确定：(5-1)式中，为摩擦力矩； 为摩擦因数； 为摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，此处取=1.3MPa； 为摩擦锥面平均半径； 为摩擦锥面的半锥角，此处取=7； 为换挡时作用在变速杆手柄上的法向力，对乘用车和客车来说，=60N； 为变速杆手柄到啮合套的传动比，此处取=2.5；为换挡机构的传动效率，此处取为0.99。将各组数据代入可得，一二挡齿轮同步器b=1.9mm；三四挡齿轮同步器b=2.3mm；五挡齿轮同步器b=2.7mm;（6）锁止角已有结构的锁止角在范围2642内变化，此处取=30。（7）同步时间 同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。同步时间与车型有关，乘用车同步器，高挡取0.150.30s，低挡取0.500.80s。此处取同步时间，高挡为0.20s，低挡为0.6s。 六 设计小结(1) 确定各挡齿轮传动比时，可利用等比关系进行初步计算；在确定各挡齿轮齿数时，除了满足传动比和中心距的要求，还必须注意，在传动比和齿数选择中，应使高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。因此，还必须根据这条原则进行齿数调整，最终才能确定传动比。(2) 可根据相应的经验公式初步确定轴的直径，长度等。(3) 轮齿强度计算斜齿轮轮齿弯曲强度的计算时，一对齿轮之间齿数少的弯曲强度比较大，故只要验算齿数少的齿轮。直齿轮轮齿弯曲强度的计算时，由于主从动轮的关系，故齿数相差不大时，两个齿轮都要计算。本次课设计算过程中由于个齿轮参数基本差不多，又都是斜齿轮，故其实只要验算齿数最少就可以，但为了保证可靠性，每个齿轮都进行校核。(4) 轮齿接触应力根据轮齿接触应力表达式可以得出，计算齿轮接触应力时节圆半径应取小齿轮的半径rzmin。同种类型的齿轮，当各对齿轮齿数之和相等，若齿数相差愈大，那么其接触应力越大。由此可以得出一挡齿轮的接触应力最大。倒挡属于直齿，齿宽较小，应力也比较大。(5) 轴的强度计算首先根据课本上的公式对轴进行初步进行选择。然后对轴进行校核，