三轴六档变速器结构设计【直接操纵手动换挡变速器】【说明书+CAD】
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附录A:英文文献附录B:英文文献翻译六档自动变速器设计 本论文的设计目的是提供一个更有效的设计六档自动变速器的方法，该变速器以基本齿轮比和速比方程为基础。首先，提供了八杆二自由度传动比齿轮机构的速比方程，且用它来计算基本齿轮比。接下来，估算给出速比方程的范围，并分成三组，得出所有可能的离合器序列。然后，用一个平面图形来表示每个可能的离合器控制顺序。最后，从三个所需的速比得出所有齿轮的齿数。这篇论文的结果显示，八杆二自由度传动比齿轮机构最多可能达到六级变速，且只有一组速比适用于设计过程。 (DOI： 10.1ll511.3013346）关键词： 自动变速器，行星齿轮机制，Ravigneaux，速度比1， 概述自动变速器是连接在发动机后部且传递发动机能量至驱动轮的装置。汽车发动机的转速在一定范围内时工作在最佳状态，而变速器就是为了保持发动机的转速在该范围内。自动变速器通过啮合与释放离合器来控制行星齿轮的输入级和输出级，以实现一系列的速比。1940 年，Ravigneaux第一次提出七杆二自由度行星齿轮机构和八杆二自由度行星齿轮机构，这些行星齿轮机制称为Ravigneaux传动比齿轮机构。七杆二自由度行星齿轮机构广泛地应用于如福特 ATX、 福特AOD的自动变速器。 1996年，Hsieh和Tsai提出一种基于面向实体理念的方法，通过列举行星齿轮的离合器序列并制成表格来设计周齿轮机构。该方法有效简化了行星齿轮机构离合器序列的合成。 2000年，Hsu和Hsu采用了图形化表示，进行行星齿轮结构的设计。他们开发了七杆二自由度齿轮机构，其中包含有Ravigneaux齿轮机制。 2002年，Hsu提出了用齿轮齿数以及离合器序列和速比来进行行星齿轮机构的设计。 因此，本论文的目的是设计基于八杆二自由度Ravigneaux齿轮机构的自动变速器。2， Ravigneaux型自动变速器图 1 (a) 为Borg-Warner自动变速器，它可提供四个前进档和一个倒档。它包含了七杆二自由度Ravigneaux齿轮机构、 三个旋转离合器 (CI、 C3 和 C4) 和两个带离合器 （B1 和 B4）。Borg-Warner的自动变速器中 齿圈 2 被选为输出级且受离合器的控制。图 1 （b） 显示离合器序列的控制，其中X符号指示对应的离合器处于激活状态。当离合器 Ci和 Bg 接合、 旋转便从转矩转换器通过i传到Ravigneaux齿轮机构。g和齿轮箱接合，在i与o之间的速比（以g 为基准）表示为Ri,go，速比大于第一档和第二档的速度在叫 (UD)，相等于一个第三档的速度称为(DD)，小于超速档速度叫 (OD)。Ravigneaux齿轮机构采用七杆二自由度齿轮机构，包含变速箱 0、 中心轮 1、 齿圈 2、 中心轮3、 支架 4、 行星齿轮 5，和行星齿轮 6.齿轮 1 ，2、 3 和载体 4 被称为同轴的链接所示，因为他们对相同的轴旋转。八杆二自由度齿轮机构传动比，图 2 (b)，所示。它包括变速箱 0、 中心轮 1、 齿圈 2、 中心轮 3、 支架 4、 齿圈 5、 6、 行星齿轮6和行星齿轮 7、 在哪个星球齿轮 6 相连的星齿轮7。齿轮副的行齿轮齿数的设计，最主要的约束如下：(1)只有一个离合器能在加速时使用。(2)考虑到自动变速器行车性能，倒档速度应该设在第一档和第二档速度之间。(3)考虑到环形齿轮和中心轮齿轮比的绝对值，应该比行星齿轮大，行星齿轮齿数应大于等于15，环形齿轮齿数因小于等于150.(4)为了避免强度不够，行星齿轮的角度应小于110，一确保有三种行星齿轮。=cos-1(Z5-Z7)2+(Z2-Z6)2+(Z6+Z7)22(Z5-Z7)(Z2-Z6)+sin-1(Z7Z5-Z7)+sin-1(Z6Z2-Z6) (1)3， 离合器序列设计设计Ravigneaux自动变速器的第一阶段是列出所有接合顺序，具体过程如下：第一步；选择输出轴及所有速比方程: s-Kir+Ki-1c=0 (2) s,r和c分别是中心齿轮,环形齿轮,和支架的角速 率。Ki是基本齿轮率，Ki=-ZrZs。行星齿轮时，Ki= ZrZs。轴的相应速比方程为: Ri,0g=(i-g)(o-g)第二步：将速比分为UD ,三类，并把他们分类整理。基本齿轮比率的范围代入方程式的速度比确定 相应的范围。然后，使用这些速比范围，他们 分为1 SR(UD)，0SR1 (OD），和SR 0 (RD)。如果有两个以上的速度比在任何一组， 他们将依据约束进一步再分为一些可能性，速度比值任何一个分组是按降序排序，然后离合器序列生成。可能的离合器序列结合 UD、DD、OD 和RD得到。对于图2（b）中的Ravigneaux齿轮机构。，有四个基本组成；环形齿轮，行星齿轮，中心轮，行星架。即，（2，6，1，4），（2，6-7，3，4），（5，7，3，4），和（5，7-6，1，4）。但是，只有前三个齿轮运动方程是独立的。这三个方程是； 1-K12+K1-14=0 3-K22+K2-14=0 3-K35+K3-14=0 其中：K1=-Z2/Z1 K2=Z2/Z3 K3=-Z5/Z3 表一 速比方程由于K11.0,K3K2 ,K3K2R2,51,R3,51,R4,51,R1,52,R1,53和R1,54属于UD,R4,52,R2,53,R4,53属于OD，R3,52，R2,54，和R3,54属于RD。 由于仅有一个离合器用于转换，（R2,51,R3,51,R4,51）和（R1,52,R1,53，R1,54）也被分到UD组。（R4,52,R4,53）和（R2,53,R4,53）分到OD组。且R2,51,R3,51,R4,51可以用下式表示；R=K1K3+XK1K3-K2 (6) 由于X越大，R越大，所以R3,51R2,51R4,51。R1,52,R1,53和R1,54可以表示为R=K1K3+XK2+X (7) 由于K1K3K2则X越大，R越小。故 R1,54R1,52R1,53同理， R4,52R4,53, R2,53R4,53得出UD和OD的离合器序列（表二）R3,52，R1,52分别是倒档和第二档速度。考虑到R3,52R1,52，R3,52明显不符合n2nrn1 因此R3,52得不出来。由两种可能的UD，两种RD及两种RD控制顺序（表二）最后得出八种可能的离合器顺序如表3所示；4.旋转离合器和带式离合器的排列 由于相关联系的离合器序列已经合成，旋转离合器和带离合器需要排列以获得自动变速器.在图形化的自动变速器里，同轴链接用环形顶端表示，这是在一个长方形的系统边界位置。在输出端，旋转离合器，带式离合器是由菱形顶点表示，他们在矩形边界上。每个圆周顶点，用虚线连接到相应的边界。由于自动变速器的图可以在一个平面上所以任意两个边不相交。这个图就是二维的自动变速器。例如，如4（a）所示的自动变速器可以表示为如图4（b）所示的平面图形。表3中的4组离合器序列，他们由三组离合器控制。（C1，C2，C4，B2，B3，B4）,(C1，C3，C4，B2，B3，B4)和（C1，C2，C3，C4，B2，B3，B4）。通过图形表示，（C1，C2，C4，B2，B3，B4）按如下步骤设置；)设计机理如表2所示。）带式离合器的连接如图5（b）所示。）自动变速器的设计如图5（c）所示。同样，需建立离合器组(C1, C3, C4, B2, B3, B4) 和 (C1, C2, C3, C4, B2, B3, B4)的图。分别如下图6（a）和7（a）所示，由于他们是平面图形，所以相应的六速自动变速器绘制如图6（b）和7（b）所示。表3中的最后4组，它包含离合器C2, C3, 和 B1，有图8(a) and 8(b)两种可能的图形画法，因为循环顶点1旁是一闭合回路、菱形顶点B1不能够安排到矩形边界的顶部或底部。这说明如果离合器C2, C3, and B1同时存在，相应的图表便不是平面的，这样得出最后四组不可能实现。所以表三中只有前四组能够实现。5. 齿轮齿数的计算离合器序列已经确定，最后一步便是所有齿轮齿数的确定。因为速比方程是基本齿率K2，K3的函数，故可通过n1,n5,n6求出k1,k2,k3.对于表三中第一种顺序，方程可列为；R1,54=(K1K3)/K2=n1 (8)R1,54=(K1K3-K3)/K2=n2 (9)R1,53=(K1K3-K2K3)/(K2-K2K3)=n3 (10)R4,53=K3/(K3-1)=n5 (11) R4,52=K3/(K3-K2)=n6 （12） R2,54=K3/K2=nr （13）由（8）（11）（12）得，n2=n1-n1n6+n6 (14) n3=n1-n1n5+n5 (15) nr=n6/(n6-1) (16) 当n1n5n6 值给出时，k2,k3,n2,n3和nr能用方程（14）-（19）计算出来。表三中前四组的k2,k3,n2,n3和nr见表4。且根据齿轮比k1,k2,k3可以得到两行星齿轮间的角；=cos-1(1-K3K2)2+(1-1K1)2-(1+1K1-K3+1K2)22(1-K3K2)(1-1K1)+sin-1K3+1K3-1+sin-1(K1+1K1-1) 由于n1,n5,n6的值任意给出，由表4和（20）可以检查k1,k2,k3,n2,n3, 和是否合理。例如，当n1,n5,n6取值（3.00,0.750,0.500）和（4.00,0.833,0.565），相应的结果如5（a）和5（b）所示。可知，这组数据不能设计自动变速器。由表5的结果可知，只有第二组符合设计要求，离合器顺序为齿轮的齿数可以分析出来；从方程（14）-（16）z1,z2,z3和z5满足；K1=n1n6-1/n6=-Z2Z1 K2=n5n6-1/n6(n5-1)=Z2Z3 K3=n5/(n5-1)=-Z5/Z3 然后z2,z3,z5满足；Z2=-n1(n6-1)/n6Z1 Z3=-n1(n5-1)/n5Z1 Z5=n1Z1 根据图9中的约束可知；Z6=(Z2-Z1)/2 Z3=n1-n1n6-n6)/2n6Z1 Z7=(Z5-Z3)/2 Z7=n12n5-1)/2n5Z1 由于z1,n1,n5,n6可以根据图9得到，z2,z3,z5,z6,z7可以由（24）-（26），（27a）,（27b）得到。图（10a）（10b）分别显示变速器和相应离合器的原理图，结果显示n1n2=1.579,n2n3=1.267,n3n4=1.500,n4n5=1.333,n5/n6=1.364为109.525，由于n2n3小于等于1.3时，驾驶性能下降，齿轮x和y之间的能量损失系数为；k=(1Zx1/Zy)/5 齿轮副6和2，6和1，7和6，7和5，7和3之间的功率损耗系数表示为1,2,3,4,5通过方程（29）1,2,3,4,5满足：1=1Z6-1Z25=0.004328 2=1Z6+1Z15=0.010795 3=1Z7+1Z65=0.010795 4=1Z7-1Z55=0.003030 5=1Z7+1Z35=0.009091 4， 结论在此论文中，提出了一种根据Ravigneaux齿轮机构设计六档自动变速箱的有效的方法，如图 2（b）。根据速比范围和两个相邻加速档之间只有一个离合器之间可以工作的原则，首先确定了六档自动变速器的六种可能顺序。在安排好旋转离合器和带离合器，得到四个可行性进一步设计六速自动变速器。此外，在考虑倒档速度和行星齿轮的夹角，只有一种序列满足要求。图10显示合成六速自动变速箱的示意图和相关的离合器序列表。本论文的结果也显示，八杆二自由度的Ravigneaux齿轮机构最多可以提供六个前进档位。所提出的设计方法也可应用于任何行星式自动变速器系统的设计。毕业设计（论文）任务书学生姓名 系部汽车工程系专业、班级 指导教师姓名 职称 从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称三轴六档变速器结构设计一、设计（论文）目的、意义 变速器是汽车动力传递的主要装置之一，它通过改变传动比来使车辆适应变化的行驶条件。当车辆的装载质量较大，使用条件较复杂时为了保证车辆具有良好的动力性、经济性和加速性，需要扩大传动比的范围以适应条件的变化。 现在虽然自动变速器越来越多地被使用，但是由于手动变速器的良好操纵性、经济性等还是被用在各种车型上。 本设计涉及到的专业课包括汽车设计、汽车理论、汽车构造以及机械设计、工程材料等众多专业基础课和专业课，对于学生的本科学习做一个综合的总结。通过本次设计，使学生掌握一种学习的方法，为以后的工作打下良好的基础。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）本次设计是根据轿车的技术参数，设计一三轴式手动变速器，设计内容包括确定变速器传动方案，确定各挡传动比，对变速器主要零部件进行设计计算，并对齿轮及轴进行强度校核。学生利用所学过的知识，正确绘出二维CAD图，完成设计说明书.1、汽车变速器的概述及其方案的确定2、变速器主要参数的选择与主要零件的设计3、变速器齿轮的强度计算与材料的选择4、变速器轴的强度计算与校核5、变速器同步器的设计该货车的主要技术参数如下：发动机：总排量2.0l，最大功率110W, 最大功率时转速6200r/min, 最大扭矩200N.m, 最大扭矩时转速3600r/min，最高车速220Km/h。主要质量参数：整备质量1425kg, 满载质量3000kg。几何参数：总长4520mm, 总宽1817mm, 高1421mm, 轴距2760mm。三、设计（论文）完成后应提交的成果（一）计算说明部分 设计说明书不少于1.2万 （二）图纸部分1、变速器装配图 A0 2张.2、变速器零件图 A2 2张。 四、设计（论文）进度安排2011.10.92011.10.20 进行调研，查相关资料，撰写开题报告。2011.10.21 毕业设计开题答辩。2011.10.222011.11.17 按要求完成总体设计方案、初步计算及绘制草图。2011.11.18 老师检查完成进度情况。2011.11.192011.11.24 完成设计草图。2011.11.25 进行中期检查。2011.11.262011.12.09 绘制正式图纸及完成设计说明书草稿。2011.12.102011.12.19 学生上交毕业设计材料。2011.12.20 2011.12.26 老师对毕业设计进行评审。2011.12.28、29 毕业设计答辩。2011.12.30、31 提交所有毕业设计材料。 五、主要参考资料 汽车构造、汽车理论、汽车设计、专用车辆设计液压传动六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日 毕业设计摘要: 汽车变速器发展经历了100 多年,从最初采用侧链传动到手动变速器到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器,再向无级自动变速器方向发展。发动机是汽车的心脏,发动机产生的动力必须经过传动系统才能驱动车轮转动。传动系统的心脏是变速器。由于发动机的转速和转矩的变化范围小,而汽车行驶速度的变化范围广,所以一开始传动系统就设置了变速器。变速器的作用: 改变汽车的传动比,扩大驱动车轮转矩和转速的范围,使车辆适应各种变化的行驶工况,同时使发动机在理想的工况下工作; 在发动机转矩方向不变的前提下,实现汽车的倒退行驶; 实现空挡,中断发动机传递给车轮的动力,使发动机能够起动、怠速。100 多年中,变速器经历了用变速杆改变链条的传动比手动变速器有级自动变速器无级自动变速器的发展历程。关键词: 汽车；变速器；工作原理；发展历史；发展趋势Abstract The development of auto transmission has experienced more than 100 years history, from the initial use of side-chain drive to the manual transmission, to the current hydraulic. Automatic transmission and electronically controlled automatic mechanical transmission, to the no-class automatic transmission direction. The engine is the heart of the car. The power of the engine transmission system must drive the wheels turning. Transmission System is the heart of transmission. As the engine speed and torque are on the scope of the changes, but vehicles speed and scope of change, so at beginning on the transmission system set up a transmission. The role of the transmission : change the transmission ratio of motor vehicles, wheel drive torque to expand the scope and speed to adapt to changes in the vehicle driving cycle, at the same time it can make the engine in good working condition; not in the direction of engine torque. Under the premise of change, it can make cars on the retrogression; achieve in neutral gear, interrupted the power of the wheels transmission by the engine so that the engine can start, idling. More than 100 years, the transmission has changed from Bian Sugan the chain of transmission ratio manual transmission a class-automatic transmission no class automatic transmission course of development.Keywords: Automotive; transmission; principle; history of development; development trend目录摘 要.I第1章 绪论.11.1. 课题的目的和意义.11.2. 课题研究的现状.11.3. 变速器的设计思想.21.4. 研究的主要工作内容.2第2章 变速器设计的总体方案.42.1. 设计依据.42.2. 传动机构布置方案分析,42.3. 变速器基本参数的确定,6第3章 主要零部件的设计及计算,113.1. 齿轮的设计及校核,113.1.1. 齿轮参数确定及各档齿轮齿数分配,113.1.2. 齿轮强度计算,183.1.3. 变速器齿轮的材料及热处理,213.2. 轴的设计及校核,213.2.1. 初选轴的直径.213.2.2. 轴的刚度计算.223.2.3. 轴的强度计算.31第4章 同步器的选择.374.1. 惯性式同步器.374.1.1. 锁环式同步器的机构.374.1.2. 锁环式同步器的工作原理.384.1.3. 锁环式同步器主要尺寸的确定.384.2. 主要参数的确定.394.2.1 摩擦因数 f.394.2.2 同步环主要尺寸的确定.404.2.3 锁止角.414.2.4 同步时间.414.2.5 转动惯量的计算.42第5章 变速器操纵机构的选择和箱体设计原则.435.1. 变速器操纵机构的选择.435.2. 变速器箱体设计原则.43致 谢.44参考文献.45IV 毕业设计第1章 绪论1.1 课题的目的和意义变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得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。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。为了近一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱轿车市场销售份额，应该建立一个适应发动机排量为2.0升的后驱动变速器新平台，以满足车厂和用户更高层次的要求。 设计方案力求实现：（1）变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需；（2）选挡、换挡轻便、灵活、可靠；（3）同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡；（4）齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。1.2课题研究的现状目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时，6档变速器的装车率也在日益上升。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、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。汽车变速器是汽车的重要部件之一，用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行使工况下，使汽车获得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。变速器设有空档，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行使能力。汽车变速器技术的发展历史：手动变速器（MT：Manual Transmisson）主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。自动变速器（AT：Automatic Transmisson）是由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。AMT是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在MT总体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。无级变速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又称为连续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组，从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带和金属链等。无限变速式机械无级变速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用的是一种摩擦板式变速原理。IVT的核心部分由输入传动盘，输出传动盘和Variator传动盘组成。它们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变Variator装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化。1.3 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，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。新型后驱动变速器应满足：（1）发动机排量2.0升；（2）六个前进挡，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。1.4 研究的主要工作内容中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。1.确定合适的布置结构变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。2.进行主要参数的选择确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。3.进行主要零部件及其他结构的设计齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。4.绘制图纸 根据设计方案，通过CAD完成装配图及零件图的绘制。第2章 变速器设计的总体方案变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。2.1 设计依据随着消费者对汽车安全性、舒适性、经济性和动力性需求的提高，汽车的技术含量不断提高，机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时，6档变速器的装车率也在日益上升。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、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。设计新型后驱动变速器以使变速器结构更加紧凑、合理、承载能力强。选择车型为BMW 320i 2.0 典雅型轿车进行设计，基本性能参数如表2.1。表2.1 基本性能参数发动机参数排量(L)2.0最大功率(km)110(6200r/min)最大扭矩(Nm)200(3600r/min)底盘参数驱动方式后轮驱动轮胎规格205/55 R16整车尺寸及质量长*宽*高(mm)4520*1817*1421轴距(mm)2760总质量(kg)3000整备质量(kg)1425整车性能参数最高车速(km/h)220最大爬坡度30%注：其中，205/55 R16表示轮胎断面宽B=205，扁平比H/B=55,轮辋直径16in=406.4mm。故车轮滚动半径近似等于轮胎半径，为r=(406.4+205*0.55)/2=315.95mm。2.2传动机构布置方案分析变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进档数或轴的不同分类，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多中间轴式变速器等。2.2.1两轴式和中间轴式变速器现代汽车大多数都采用固定轴式变速器，而两轴式和中间轴式应用最为广泛。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，还要考虑以下几个方面：与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作是齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。还有，受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可能设计的很大。对于前进档，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；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。中间轴式变速器可以设置直接档，在使用直接档时，变速器的齿轮和轴承及轴承均不承载，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他档位，因而提高了变速器的使用寿命。在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。对于本设计，采用如图2.1所示的传动方案。图2.1中间轴式变速器传动方案2.2.2倒档的形式和布置方案图2.2为常见的布置方案。图2.2（a）方案广泛用于前进档都是同步器换档的四档轿车和轻型货车变速器中；图2.2（b）方案的优点是可以利用中间轴上的1档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难，某些轻型货车四档变速器采用这种方案；图2.2（c）方案能获得较大的倒档速比，突出的缺点是换档程序不合理；图2.2（d）方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了图2.2（c）方案；图2.2（e）方案中，将中间轴上的一档和倒档齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度；图2.2（f）方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便；为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车采用图2.2（g）方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。后述五种方案可供五档变速器的选择：本次设计中采用中间轴式变速器，图2.2（f）琐事得到当布置方案。图2.2倒档布置方案2.3 变速器基本参数的确定2.3.1 挡数的确定 挡数的设置与整车的动力性和经济性有关。就动力性而言，增加变速器的挡数，能够增加发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了整车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，挡数多，增加了发动机在低油耗区工作的可能性，降低油耗。所以挡数设置为六档。2.3.2 传动比的确定1、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： （2.1）式中：汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器直接档传动比； 主减速器传动比。已知：最高车速=220km/h；最高档为超速档，传动比=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格205/55R16得到=315.95(mm)；发动机转速=6200（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比： I0=3.352、最低档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）13。用公式表示如下： （2.2）式中：G 车辆总重量(N)； 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面=0.010.02)；发动机最大扭矩(Nm)； 主减速器传动比； 变速器传动比； 为传动效率（0.850.9）；R 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）由公式（3.2）得： （2.3）已知：m=3000kg；r=0.32m； Nm； g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：ig4.76满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： （2.4）式中：驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.50.6之间。已知：kg；取0.55，把数据代入（3.4）式得：所以，初选一档传动比为5.0。 3、变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即：2.3.3 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算： （2.5）式中：A 变速器中心距（mm）； 中心距系数，乘用车=8.99.3；发动机最大输出转距为200（Nm）； 变速器一档传动比为5.0； 变速器传动效率，取96%。8.9=87.79mm取A=90mm。2.3.4 变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以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。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：；第3章 主要零部件的设计及计算3.1 齿轮的设计及校核3.1.1 齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配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，乘用车和总质量在的货车为，取。2.压力角国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为。3.螺旋角选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。乘用车中间轴式变速器为，选。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。，其中为齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮；常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮。5.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轮所采用。6.各挡齿轮齿数的分配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。一挡齿轮参数如表3.1。表3.1 一挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角2分度圆直径3齿顶高4齿根高5齿顶圆直径6齿根圆直径7当量齿数8齿宽 由于一挡采用斜齿轮传动，所以齿数和，圆整后得齿数和为66，修正后得。凑配中心距；斜齿端面模数；啮合角，；故总变位系数，即为高度变位。 查得：。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。（2）对中心距进行修正因为计算齿轮和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的重新计算中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。由一挡传动比求出常啮合传动齿轮的齿数比： （3.1）而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即： （3.2） 由公式（3.1）（3.2）得：。核算=3.27，与前相差较小，故由（3.2）式得：齿轮1、2精确的螺旋角。凑配中心距；斜齿端面模数；啮合角，故，角度变位。查得。（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数见表3.2表3.2 常啮合齿轮基本参数序号计算项目计算公式1分度圆直径2齿顶高3齿根高4齿顶圆直径5齿根圆直径6当量齿数7齿宽（4）确定其他各挡的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮不同，由得： （3.3）而 （3.4）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： （3.5）联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（3.3）（3.4）求出。凑配中心距；斜齿端面模数；啮合角，故，正角度变位。查得。二挡齿轮基本参数见表3.3表3.3 二挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1理论中心距2中心距变动系数3齿顶降低系数4分度圆直径5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径8齿根圆直径9当量齿数10齿宽同理：三挡齿轮，近似满足轴向力平衡关系。 凑配中心距；斜齿端面模数；啮合角，故，正角度变位。查得。三挡齿轮基本参数见表3.4表3.4 三挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1理论中心距2中心距变动系数3齿顶降低系数4分度圆直径5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径8齿根圆直径9当量齿数10齿宽同理：四挡齿轮，近似满足轴向力平衡关系。 凑配中心距；斜齿端面模数；啮合角，故，负角度变位。查得。四挡齿轮基本参数见表3.5表3.5 四挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1理论中心距2中心距变动系数3齿顶降数4分度圆直径5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径8齿根圆直径9当量齿数10齿宽五挡齿轮基本参数见表3.6表3.6 五挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1理论中心距2中心距变动系数3齿顶降低系数4分度圆直径5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径8齿根圆直径9当量齿数10齿宽同理：五挡齿轮，近似满足轴向力平衡关系。 凑配中心距；斜齿端面模数；啮合角，故。查得。（5）。倒挡齿轮基本参数见表3.6表3.6倒挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式1分度圆直径2齿顶高3齿根高4齿顶圆直径5齿根圆直径6基圆直径7齿宽序号计算项目计算公式1分度圆直径2齿顶高3齿根高4齿顶圆直径5齿根圆直径6基圆直径7齿宽确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数往往与一挡相近。倒挡齿轮的齿数，一般在2123之间，初选，计算出输入轴与倒挡轴的中心距。设为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮13和14的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，故取，满足输入轴与中间轴的距离。假设当齿轮13和14啮合时，中心距，且。故倒挡轴与中间轴的中心距，。根据中心距求啮合角：，故，高度变位。查得 3.1.2 轮齿强度计算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。轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些3。变速器抵挡小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面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严重。1.轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力 （3.6）式中：计算载荷（Nmm）；应力集中系数，可近似取=1.65；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，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽系数；y齿形系数。倒挡主动轮14，查手册得y=0.172，代（3.6）得；倒挡传动齿轮15，查手册得y=0.176，代入（3.6）得；倒挡从动轮13，查手册得y=0.174，代入（3.6）得；当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850Mpa，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）式中：计算载荷（Nmm）；斜齿轮螺旋角；应力集中系数，可近似取=1.50；Z齿数；法向模数（mm）；y齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数；重合度影响系数，=2.0。一挡齿轮12，查图得y=0.162，代入（3.7）得=291.81Mpa；一挡齿轮11，查图得y=0.138，代入（3.7）得=118.85Mpa；二挡齿轮10，查图得y=0.191，代入（3.7）得=158.26Mpa；二挡齿轮9，查图得y=0.175，代入（3.7）得=101.91Mpa；三挡齿轮8，查图得y=0.182，代入（3.7）得=166.27Mpa；三挡齿轮7，查图得y=0.174，代入（3.7）得=115.94Mpa；四挡齿轮6，查图得y=0.178，代入（3.7）得=142.76Mpa；四挡齿轮5，查图得y=0.173，代入（3.7）得=131.01Mpa；五挡齿轮4，查图得y=0.176，代入（3.7）得=120.16Mpa；五挡齿轮3，查图得y=0.172，代入（3.7）得=157.27Mpa；常啮合齿轮2，查图得y=0.142，代入（3.7）得=136.21Mpa；常啮合齿轮1，查图得y=0.148，代入（3.7）得=219.56Mpa；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。2.轮齿接触应力计算 （3.8）式中：轮齿的接触应力（Mpa）；F齿面上的法向力（N）， ；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；d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=；b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，斜齿轮；、为主、从动齿轮的节圆半径（mm）。将上述有关参数代入式（3.8），并将作用在变速器第一轴上的载荷/2作为计算载荷时，得出：一挡接触应力；二挡接触应力；三挡接触应力；四挡接触应力；五挡接触应力常啮合接触应力；倒挡接触应力（齿轮14主动，15从动）； （齿轮15主动，13从动）；对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力，一挡和倒挡 =19002000Mpa，常啮合齿轮和高挡=13001400Mpa。故所有齿轮满足 ，接触强度足够。3.1.3 变速器齿轮的材料及热处理变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，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。国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为5863HRC，心部硬度为3348HRC。淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定；消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求。3.2 轴的设计及校核3.2.1初选轴的直径轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调，变速器轴的最大直径与支承间的距离可按下列关系式初选对于二轴式: = 0.180.21 （3.9）中间轴式变速器第二轴与中间轴的最大直径d=可根据中心距A(mm)按下式初选: d(0.450.60)A （3.10）第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩按下式初选 d(44.6) （3.11）初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键，弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正2。经过计算得：第一轴花键部分直径： d=26mm中间轴的最大直径： =40mm 支承间的距离： =224mm第二轴的的最大直径： =40mm 支承间的距离： =192mm3.2.2轴的刚度计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，如图3.1所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 (a)轴在垂直面内的变形 (b)轴在水平面内的变形图3.1变速器轴的变形示意简图轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。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。变速器齿轮在轴上的位置如图3.2所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算 （3.12） （3.13） （3.14）式中 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）；弹性模量（MPa），=2.1105 MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。图3.2变速器轴的挠度和转角轴的全挠度为 mm （3.15）轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad3。1、第一轴的刚度=17101.33N=6765.36 N变速器工作时，=0.02mm=0.05mm=0.05mm=0.00003rad2、中间轴的刚度（1）一档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力及轴向力，可按下式求出：=52631.58N=20821.28N =24736.84N一档工作时， =0.08mm =0.003 mm =0.08mm =0.0005rad（2）二档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：=33000N=13054.95N二档工作时， =0.037mm =0.094mm =0.10mm =0.00002rad（3）三档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：=26300N=3422.3N三档工作时， =0.023mm =0.073mm =0.077mm =0.00027rad（4）四档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：=19000N=7516.48N四档工作时， =0.030mm =0.074mm =0.080mm =0.00009rad（5）五档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力及轴向力，可按下式求出：=14526.32N=5746.68N =6827.37N一档工作时， =0.017mm =0.043 mm =0.05mm =0.0002rad（6）倒档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：=65866.66N=26057.14N倒档工作时， =0.090mm =0.032mm =0.09mm =0.00002rad3、第二轴的刚度（1）一档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力及轴向力，可按下式求出：=71428.57N=28257.46N =33571.43N一档工作时， =0.06mm =0.041 mm =0.072mm =0.0015rad（2）二档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：=41485.71N=16411.93N二档工作时， =0.05mm =0.13mm =0.14mm =0.0001rad（3）三档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：=30057.14N=11890.74N三档工作时， =0.047mm =0.10mm =0.11mm =0.00048rad（4）四档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：=25333.33N=10021.98N四档工作时，=0.036mm=0.028mm=0.046mm=0.00043rad（5）五档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力及轴向力，可按下式求出：=19714.29N=7799.06N =9265.72N一档工作时， =0.01mm =0.026 mm =0.028mm =0.00036rad（6）倒档工作时的刚度计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：=89818.18N=35532.47N倒档工作时，=0.075mm=0.14mm=0.16mm=0.0036rad3.2.3 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。在求取支点的水平垂直面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 = （3.16）式中 M合成弯矩，（Nmm）；d轴的直径（mm），花键处取内径；W抗弯截面系数（mm)。在低档工作时，400MPa。除此之外，对轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。1、第一轴强度校核第一轴一档工作时强度校核：=22045.5N，=8716.8N， =9357.7N, ,.求H面内支反力、和弯矩输出轴受力如图3.3（a）所示，则 += （3.17） = （3.18）由式（3.17）和式（3.18）可得：=-960.8N，=6966.1N，=-192.16Nm。 （a）第一轴水平方向受力图 （b）第一轴垂直方向受力图 图3.3第一轴受力图求V面内支反力、和弯矩输出轴受力如图3.4（b）所示，则 += （3.19） += （3.20）由式（3.19）和式（3.20）可得：=96.5N，=2384.7N，=93.21Nm （3.21）=281.9Nm=106.4 （3.22） （a）第一轴水平弯矩图 （b）第一轴垂直弯矩图图3.4第一轴弯矩图2、中间轴强度校核中间轴一档工作时强度校核：=22045.5N，=8716.8N， =9357.7N,求H面内支反力、和弯矩输出轴受力如图3.5（a）所示，则 += （3.23） = （3.24）由式（3.23）和式（3.24）可得：=6298.7N，=15746.8N，=1007.79Nm求V面内支反力、和弯矩输出轴受力如图3.5（b）所示，则 += （3.25） =+ （3.26）由式（3.25）和式（3.26）可得：=3648.1N，=5068.7N，=583.70Nm=1179.07Nm=181.88 （a）中间轴水平方向受力图 （b）中间轴垂直方向受力图图3.5中间轴受力图弯矩图如图3.6所示： （a）中间轴水平弯矩图 （b）中间轴垂直弯矩图图3.6中间轴弯矩图3、第二轴强度校核第二轴一档工作时强度校核：=11713.9N，=4631.7N， =4972.2N，求H面内支反力、和弯矩输出轴受力如图3.8（a）所示，则 += （3.27） = （3.28）由式（4.23）和式（4.24）可得：=3904.6N，=7809.3N，=499.79Nm求V面内支反力、和弯矩输出轴受力如图4.8（b）所示，则 += （3.29） =+ （3.30）由式（3.29）和式（3.30）可得：=2894.4N，=1737.3N，=370.48Nm=648.77Nm=120.5 （a）第二轴水平方向 （b）第二轴垂直方向受力图图3.7第二轴受力图（a）第二轴水平弯矩图 （b）第二轴垂直弯矩图图3.8第二轴弯矩图第4章 同步器的选择同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保啮合件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。4.1 惯性式同步器惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，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。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。4.1.1 锁环式同步器的结构如图4.1所示，锁环示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上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑快压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑快凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换挡的零件保持在中立位置上。滑快两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑快宽一个接合齿。图4.1锁环式同步器1、4-锁环；2-滑块；3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套4.1.2锁环式同步器的工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑快和锁环移动，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，致使在锥面上有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑快予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器处在锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档哪个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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了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，啮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，完成换档。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。4.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定接近尺寸，同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离，称为接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.20.3mm。分度尺寸，滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁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。尺寸和是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。滑块转动距离，滑块在锁环缺口内的转动距离影响分度尺寸。滑块宽度、滑块转动距离与缺口宽度尺寸之间的关系如下 （4.1）滑块转动距离与接合齿齿距的关系如下 （4.2）式中 滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）；接合齿分度圆半径。滑块端隙，滑块端隙系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，同时，啮合套端面与锁环端面之间的间隙为，要求。若，则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸0，此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套可以通过同步环，而使同步器失去锁止作用。为保证0，应使，通常取=0.5mm左右。锁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。预留后备行程的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换挡时，锁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摩擦力矩。而此刻，若锁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锁环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应去=1.22.0mm。在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在0.20.5mm。4.2主要参数的确定4.2.1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。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。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短已遭淘汰。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.1。摩擦因数对换挡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，则换挡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。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。实验还证明：螺纹的齿顶宽对的影响很大，随齿顶的磨损而降低，换挡费力，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在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。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。2、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，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7时就很少出现咬住现象。3、摩擦锥面平均半径设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限制，包括变速器中心
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