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二轴式变速器设计【桑塔纳变速器】,二轴式,变速器,设计,桑塔纳
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沈阳化工大学科亚学院 本科毕业论文题 目： 二轴式变速器设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 1101 班 学生姓名： 黄嵩 指导教师： 侯志敏 论文提交日期： 2015 年 6 月 1 日论文答辩日期： 2015 年 6 月 5 日毕业设计（论文）任务书毕业设计（论文）任务书机械设计制造及其自动化专业机制 1101 班 学生：黄嵩毕业设计（论文）题目：二轴式变速器设计毕业设计（论文）内容：汽车传动系是汽车的最重要组成部分。它的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，从而来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。毕业设计（论文）专题部分：1、汽车变速器的设计概述。2、变速器传动机构与操纵机构。3、变速器的设计与计算。4、变速器同步器及结构元件设计。起止时间：2015 年 3 月 16 日至 2015 年 6 月 5 日指导教师： 签字 年 月 日摘要摘要汽车变速器是最重要的组成部分之一。其任务是调整转换引擎性能，有效，经济地向驱动轮的动力，从而满足使用要求。传输是传动系任务的重要组成部分，一个是确定车辆性能的主要部件。传输电平的设计直接影响到车辆的动力性能，燃油经济性，可靠性和可移植性，变速器换挡控制的稳定性和效率等。随着汽车工业的发展，汽车传动设计的趋势是增加发送功率和的比率的重量，并需要传输可以有一个更小的尺寸和良好的性能。这种设计与现有企业的基础是生产汽车圣安娜传输，在给定的发动机输出扭矩，速度和最大速度，最大爬坡等条件，着眼于传动齿轮，轴的尺寸等结构参数的结构上进行设计计算，同时设计了传输方案和传输形式结构，与操作机构和同步器结构设计，为了更好地提高汽车的整体性能。关键词：关键词： 变速器; 齿轮; 同步器; 设计; 结构AbstractAutomotive transmission is one of the most important component. Its task is to adjust the transformation engine performance, the power effectively and economically to drive wheels, thus to meet the use requirement. Transmission is an important part of a drive train task, one is to determine the main components of the vehicle performance. The design of the transmission level directly affects the vehicle power performance, fuel economy, reliability and portability, transmission shift control stability and efficiency, etc. With the development of auto industry, auto transmission design trend is to increase the transmission power and the ratio of the weight, and require transmission can have a smaller size and good performance. This design with the basis of the existing enterprise is producing car santana transmission, in a given engine output torque, speed and maximum speed, maximum gradability and other conditions, focuses on the structure of the structural parameters of the transmission gear, shaft size and so on to carry on the design calculation, At the same time design the transmission scheme and structure of transmission form,And the operating mechanism and the synchronizer structure design, To better improve the overall performance of the car.Key words: Transmission; Gear; Synchronizer; Design; Structure目录引言 .1第一章 绪论 .21.1 概述 .21.1.1 汽车变速器的设计要求.21.1.2 国内外汽车变速器的发展现状 .31.2 设计的内容及方法 .3第二章 变速器传动机构与操纵机构 .52.1 变速器传动机构布置方案 .52.1.1 变速器传动方案分析与选择.52.1.2 倒档布置方案 .62.1.3 零部件结构方案分析 .62.2 变速器操纵机构布置方案 .82.2.1 概述.82.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置.92.3 本章小结 .11第三章 变速器的设计与计算 .123.1 变速器主要参数的选择 .123.1.1 档数.123.1.2 传动比范围 .123.1.3 变速器各档传动比的确定.133.1.4 中心距的选择 .153.1.5 变速器的外形尺寸 .153.1.6 齿轮参数的选择 .163.2 变速器齿轮强度校核 .183.2.1 齿轮材料的选择原则.183.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核 .183.2.3 轮齿接触应力校核 .193.3 轴的结构和尺寸设计 .203.3.1 初选轴的直径 .203.3.2 轴的刚度计算 .213.3.3 轴的强度计算 .283.4 本章小结 .32第四章 变速器同步器及结构元件设计 .334.1 同步器设计 .334.1.1 同步器的功用及分类 .334.1.2 惯性式同步器 .334.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 .354.1.4 主要参数的确定 .354.2 变速器壳体 .374.3 本章小结 .38结论 .39参考文献 .40致谢 .41沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 引 言0引言引言汽车产业在国内外近几年的快速发展，车型的多样化，个性化和智能化已成为汽车的发展趋势。但传输设计一向在汽车的设计中最重要的环节之一，传输是用来改变发动机到驱动轮上的扭矩和转速，目的是开始在原地，爬坡，转弯，加速在各种行驶条件下，如汽车得到不同的牵引力和速度，同时使最强大的工作条件的范围内，发动机的工作。因此，传输性能影响的指标，汽车的动力性能和燃油经济性。传输可以使汽车驾驶稳定在非常低的速度，并在内燃机的低转速单独最低稳定速度很难达到。反向回力车的变速器可以带动;间隙在启动发动机时，停车场和滑行可以分离发动机和变速器系统很长一段时间。传输结构除了对汽车的性能，燃料经济性和车辆操纵和便于携带，可靠性产生影响诸如稳定性和传输的效率有直接影响。变速器和主减速器和优化发动机匹配做，能获得良好的性能和燃油经济性的参数;采用自锁和联锁装置，转向安全装置，倒锥齿面及其他措施的联合牙齿，可以使可靠的操控，不产生跳跃齿轮，齿轮，自动不对称，逆向选择错误;同步器可以使转向灯，无冲击噪音;使用高挡，修改和参数的优化措施可以使齿轮运行平稳，噪音低，低噪音水平已成为一个更高的传输质量和设计，工艺水平是关键。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第一章 绪论1第一章 绪论1.11.1 概述概述随着汽车产业的快速发展，多样化和个性化模式已经成为汽车发展的趋势。和传输设计是在汽车设计的全过程中的重要环节之一。它被用来改变发动机到驱动轮上的扭矩和旋转速度，目的是各种行驶条件下，使车得到不同的牵引力和速度，同时，使发动机在范围内的最有利的条件工作。因此，它影响的指标，汽车的动力性能和燃油经济性能，适用于汽车，其设计的意义更为明显。在当今的汽车性能的要求越来越高，车辆的舒适性也为车辆评价的一个重要指标，并且变速器的设计不够合理，将会使落下的舒适性，使运行噪音增大车，影响的完整性车上。1.1.11.1.1 汽车变速器的设计要求汽车变速器的设计要求汽车变速器系统的核心部分。其任务是调整，有效地变换引擎的性能，功率和经济上以驱动车轮，以满足汽车的使用的要求。传输是传动系任务的重要组成部分，一个是确定车辆性能的主要部件。的汽车动力性，燃油经济性，可靠性和可移植性，变速器换档控制的稳定性和效率的传输要求结构有直接的影响。随着汽车工业的发展，汽车传动设计的趋势是增加发射功率和重量的比值，并要求其尺寸更小，性能良好。的自动变速器设计工作开始之前，必须先根据用于选择一些主要参数齿轮箱的实际情况。的主要参数包括中心距，传输轴向尺寸的直径，轴，齿轮参数，如齿轮的齿数。传输的基本设计要求：确保必要的汽车动力性能和燃油经济性;设置间隙，切断发动机动力向驱动轮传输;设置反向，汽车行驶撤退;移位迅速，节能环保，方便快捷;可靠地工作，在汽车的过程中，发送应跳跃齿轮，齿轮和变速冲击现象出现;效率高，噪音低;结构简单，合理的解决方案;在满负荷和冲击载荷，使用寿命长的状况。此外，该传输也应满足尺寸和小，制造成本低，维护方便等的质量。 变速器传动机构有两种分类方法：根据前进档数分为根据前进档数分为三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第一章 绪论2根据轴的形式分为根据轴的形式分为固定旋转轴的轴。固定轴被分为：二轴转动，中间轴类型变速器，双中间轴类型变速器，三中间轴变速器。广泛使用的固定轴的类型，前轮驱动汽车发动机上其中两个以上的轴转动，中间轴变速器用于发动机上的后轮驱动车的前部。旋转型的轴线主要用于液压机械传动。1.1.21.1.2 国内外汽车变速器的发展现状国内外汽车变速器的发展现状国内外目前，汽车变速器的发展非常迅速，共同研究利用电控自动变速器，该变速器具有更好的驾驶的驾驶性能，良好的性能和驾驶的安全性越高。但司机失去了驾驶乐趣，不能更好地体验驾驶的乐趣所带来的。手动机械传动具有结构简单，传动效率高，制造成本和可靠的工作，它被广泛地应用于不同类型的机动车辆。在齿轮组而言，海外的易于操纵和齿轮的数目越来越高的要求。目前，在四齿轮的剂量尤其五速变速器有一种倾向，变得越来越多。同时，六速传输负荷率正在上升。1.21.2 设计的内容及方法设计的内容及方法本次设计的变速器是在桑塔纳变速器的基础上，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。 对变速器传动机构的分析与选择。对变速器传动机构的分析与选择。通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。 变速器齿轮强度的校核变速器齿轮强度的校核变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第一章 绪论3 轴的基本尺寸的确定及强度计算。轴的基本尺寸的确定及强度计算。对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。 轴承的选择与寿命计算。轴承的选择与寿命计算。支持传动轴部分采用锥形石滚子轴承，寿命计算由汽车里程大修，汽车为三十万公里。这样的设计主要是在国内外大约文学的传动设计，结合专业知识，在老师的正确指导下设计的最近几年。通过比较不同的方案和方法来选择最佳方案设计，计算和的变速验算结构参数;同时，同步器换档和运行机制的分析，如结构设计;此外，为改进和完善现有的传统传输结构。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 变速器传动机构与操纵机构4第二章 变速器传动机构与操纵机构2.12.1 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案机械变速器具有结构简单，传动效率高，制造成本和运行可靠的优点，因此被广泛用在不同类型的机动车辆的。2.1.12.1.1 变速器传动方案分析与选择变速器传动方案分析与选择有机械传动致动器的布局两种主要类型：二轴式变速器和中间轴类型变速器。其中超过两轴传动用于发动机前轮驱动的汽车。与中间轴型变速器相比，它有一个轴和轴承的数量少，结构简单，体积小，方便的优势来装饰。另外，通过一对齿轮传动，因此，传动效率高，噪音低的中间文件只。而是两个轴传动不能直接设置，因此轴承，齿轮和轴承都在工作的工作增加噪声和容易损坏，由它的第一齿轮比的结构的限制无法设计出很多。其特点是：变速箱输出轴和主驱动齿轮减速器使其成为一个有机的整体，纵置发动机直接输出功率。和中间轴变速器类型更多后置发动机前轮和后轮驱动汽车发动机后轮驱动的汽车。其特点是：齿轮箱的轴之后，经常一起制成最第二啮合齿轮轴和在同一直线上的轴的解决方案的情况下，啮合套可后直接将它们连接起来获得的，使用直接速度传动齿轮和轴承和中间轴轴承，噪音低，齿轮和轴承的磨损减少。对于不同类型的汽车，具有不同数目传动齿轮的，这样做的原因是，他们使用不同的条件，车辆的性能要求，和汽车本身比的不同的功率。并与汽车的动力性能传动齿轮的数量，燃油经济性是密切相关的。在性能方面，装备的数量，增加了机会接近最大功率高的发动机功率发挥，提高了汽车的加速和爬坡能力。更在燃油经济性，齿轮而言，增加了发动机的低燃料消耗的能力较低的区域中，降低燃料消耗。为了提高生产效率，降低运输成木。然而，增加文件数量可以使复杂的传导机制和质量的提高，轴向尺寸，更高的成本和操作复杂的。综上所述，由于双轴传动的设计是一个中档汽车变速器，驱动形式属于发动机前轮驱动，而空间的传输较小，可安排的需求传输更高，运行噪音低，设计速度高，所以选择二轴传动的传输方案。选择五速变速箱和五档超速。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 变速器传动机构与操纵机构52.1.2 倒档布置方案倒档布置方案常见的倒档布置方案如图 2.1 所示。图 2.1b 方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图 2.1c 方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图 2.1d 方案对 2.1c 的缺点做了修改；图 2.1e 所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图 2.1f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。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 2.1f 所示方案。图 2.1 倒档布置方案2.1.32.1.3 零部件结构方案分析零部件结构方案分析 齿轮形式齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计全部选用斜齿轮。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度（图 2.2）影响齿轮强b沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 变速器传动机构与操纵机构6度。要求尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，b保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能取C大些，至少满足尺寸要求： （2-2)4 . 12 . 1 (dC 1）式中：花键内径。2d为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图 2.2 中的尺寸可取为花键内径的 1.251.40 倍。1D图 2.2 变速器齿轮尺寸控制图齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在m 范围内选用。要求齿轮制造精40. 080. 0aaRR度不低于 7 级。 变速器轴变速器轴在大多数情况下，传动轴轴承安装在轴承孔的壳。当传输中心距离小，装饰在同一面两个滚动轴承有麻烦的外壳，输出轴可直接压入孔的壳，并固定。倒档轴插入在外壳为压力和固定轴的孔，并且由螺栓。由上述可知，传动轴配备零件如轴承，齿轮，齿轮组，或渐开线花键轴和矩形，所以在设计时既要考虑的组件上的可能性，并应能平滑安装在零件轴上。此外，要注意的相关问题的过程。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 变速器传动机构与操纵机构7 变速器轴承的选择变速器轴承的选择传动轴承经常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动套筒等滚针轴承，滑动轴承，主要用于齿轮轴是不固定的，而且还需要有两个相对运动。圆锥滚子轴承的传输，虽然有一个较小的直径，宽度越大，容量大的优点，能承受高负荷，但也有需要调整预紧，组装，后桥偏转和齿轮啮合冲击正确的缺点。两轴换档由于可变速度的设计，有一个较大的轴向力，因此，在变速器输入轴和输出轴的前方，并以此为基础系列的轴承的直径后的设计是利用圆锥滚子轴承。2.22.2 变速器操纵机构布置方案变速器操纵机构布置方案2.2.12.2.1 概述概述根据汽车使用条件的需求，采用完整的选定文件操作机制的驱动程序和执行移位或回的差距。传输控制机构应当符合下列主要条件：只有转变挂在一挡，换挡应后点头整个齿啮合，防止非对称或自动换挡自动，防止反向，转向灯。传输控制机制通常送达的顶部或侧盖的内部，有几个被分离。第二滑动齿轮的轴传动操作手法，啮合套或同步器有不同的齿轮需要。共同用于机械传动控制机构，是由变速杆，拨片，叉，变速叉轴和联锁，自锁和反向装置，例如主要部件，并依靠驾驶员的手来完成所选择的文件，轮班工作或推间隙，叫手动换档变速箱。 直接操纵式手动换档变速器直接操纵式手动换档变速器当传输布置在靠近驾驶员座位，变速杆可直接在发送安装，并依靠驾驶员的手，并直接通过手动变速变速器的变速杆换挡功能，称为直接操纵变速器的完成。这种控制结构用最简单的，已被广泛使用。近年来应用，单一类型的操作机构是比较，其优点是减少了传输拨叉轴，具有一组自锁装置的齿轮，从而简化了操作机构，但它需要换挡进度是相等的。 远距离操纵手动换档变速器远距离操纵手动换档变速器平板型汽车或后置发动机后轮驱动轿车变速器，限制了整体布局，传输远离驾沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 变速器传动机构与操纵机构8驶座，然后被安排在变速杆和叉几个传动件，换挡手改造后这些机构来完成移之间功能。这种手动换档变速器，称为远程操作手动换档变速箱。 电动自动换档变速器电动自动换档变速器自从 20 世纪 80 年代，基于所述固定轴的机械传动，通过计算机和电子控制技术的应用，实现自动换档，并取消变速杆以及离合器踏板。司机需要控制油门踏板，汽车可以自动完成换档在行驶过程中，发送的电自动换档变速器。因为设计了两个轴变速装置的变速，由发动机前轮驱动的，传动靠近驾驶员座位，所以用直接操作型手动换档变速器。2.2.22.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置典型的操纵机构及其锁定装置图 2.3 为典型的操纵机构图定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。换档机构换档机构变速器换档机构有直齿滑动齿轮，啮合和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮变速，并将对齿面，齿轮端磨损和早期损坏的影响，并伴有噪音。因此，除了第一齿轮，反向已很少使用。使用同步器能够保证换挡迅速，无冲击，无噪音，无关与操作技术熟练程度，从而提高了汽车的加速，燃油经济性和行驶安全性。相比移的上述两种方法，尽管沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 变速器传动机构与操纵机构9它具有复杂的结构，高加工精度，缺陷等的轴向尺寸大，但它仍然是广泛使用。使用交换文件同步或网格，换挡行程比滑动齿轮换挡更小。相比之下，考虑汽车的控制性能，该设计的所有齿轮的同步器被用于移。(2(2）防脱档设计）防脱档设计互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有： 互锁销式图 2.4 是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。图 2.4，a 为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图 2.4，b、c、d 为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。图 2.4 互锁销式互锁机构 摆动锁块式图 2.5 为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分 A 档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。 转动钳口式图 2.6 为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕 A 轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 变速器传动机构与操纵机构10图 2.5 摆动锁块式互锁机构 图 2.6 转动钳口式互锁机构操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。是自锁机构滑块锁定在一定位置上的作用，确保所有的齿轮齿啮合，并防止非对称性和自动换挡。自锁定结构与球形锁定机构和两种类型的杆锁定机构。换档锁功能是使驾驶员必须施加变速杆更大的力量，可以挂入倒档，有提醒，如果选择错误造成逆向安全事故的影响。前轮驱动车的设计，通过直接操作的方式运行机制，或锁定全部采用，即设置锁，互锁，换档锁装置。自锁球被用来实现自锁，联锁由相互锁销来实现的。通过限制弹簧移位锁，使驾驶员的感觉，防止反向。2.32.3 本章小结本章小结本章主要介绍传动驱动机构和操作机构的类型，简要分析得有点和各种类型的机构的缺点，并未类型，特性和传输的功能的设计，传输的传输模式，运行机制安排，形式的主要部分，做了一个初步的选择，奠定了后期工作的设计的基础。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算11 第三章 变速器的设计与计算3.13.1 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，增加变速器的档数能提高汽车的动力性和经济性。汽车的档数越多，变速器的结构就越复杂，并且增加的是质量和尺寸轮廓。同时控制机构的复杂，给换挡也带来了困难。3.1.13.1.1 档数档数在最近几年中，为了降低燃料消耗，齿轮传动装置的数目有增加的倾向。目前，乘用车一般使用 45 齿轮传动。大排量发动机乘用车变速器的多功能 5 个文件。通过使用 45 个或更多的商用车传输。把质量在 2.03.5 吨车采用五速变速箱，以质量在 4.08.0 吨卡车的六速变速器。在全面质量更采用高速传输大卡车和越野车。档数选择的要求： 相邻档位之间的传动比比值在 1.8 以下。 高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此，本次设计的轿车变速器为 5 档变速器。3.1.23.1.2 传动比范围传动比范围传动比范围是指最高和低传动比变速器的比值。最高档一般文件直接，传动比为 1.0;某些传输是最高档超速，传动比为 0.70.8。选择低传输率的影响因素包括：驱动轮和路面，主减速比与驱动轮滚动半径和所需之间的发动机的最大转矩和由汽车最大爬坡所需的最低速度稳定，粘附达到最小稳定的驱动速度等之间 3.04.5 的乘用车的传动比范围，一些商业车辆之间 5.08.0，其它商业车辆是较大的总重量。 本设计最高档传动比为 0.8。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算123.1.33.1.3 变速器各档传动比的确定变速器各档传动比的确定 主减速器传动比的确定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： (3-1)0377. 0iirnuga式中：汽车行驶速度（km/h） ；au 发动机转速（r/min） ；n 车轮滚动半径（m） ；r 变速器传动比；gi 主减速器传动比。0i已知：最高车速=172 km/h；最高档为超速档，传动比=0.8；车轮maxaumaxavgi滚动半径由所选用的轮胎规格 195/60R14 得到 =29(mm)；发动机转速r=（1.42.0）n=5000（r/min） ；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：pn92. 31728 . 010295000377. 0377. 020aguinri 最抵档传动比计算最抵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max气阻力忽略不计） 。用公式表示如下： (3-2)maxmax0maxsincosGGfriiTtge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)；f发动机最大扭矩(Nm)；maxeT 主减速器传动比；0i沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算13 变速器传动比；gi 为传动效率（0.850.9） ；tR 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）max7 .16由公式（3.2）得： (3-3)tegiTrGGi0maxmaxmax1)sincos(已知：m=1120kg；r=0.29m； Nm；02. 0f7 .16max150maxeT；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：92. 30i88. 0t83. 189. 092. 315029. 0)7 .16sin8 . 911207 .16cos02. 08 . 91120(1gi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：ntgeFriiT10max (3-4)tengiTrFi0max1式中：驱动轮的地面法向反力，；nFgmFn1 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：13001m46. 289. 092. 315075. 029. 055. 08 . 911201gi所以，一档转动比的选择范围是：46. 283. 11gi初选一档传动比为 2.45。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算14 变速器各档速比的配置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： qiiiiiiii54433221323. 18 . 045. 24451iiq06. 1323. 140. 140. 1323. 185. 185. 1323. 145. 2342312qiiqiiqii3.1.43.1.4 中心距的选择中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算： (3-5)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 170（Nm） ；maxeT 变速器一档传动比为 2.45；1i 变速器传动效率，取 96%。g（8.99.3）=（8.9-9.3） 7.066=62.8965.71mmA396. 005. 3170轿车变速器的中心距在 6080mm 范围内变化。初取 A=64mm。3.1.53.1.5 变速器的外形尺寸变速器的外形尺寸横向尺寸的传输，可以根据齿轮和倒档齿轮，齿轮的直径偏移之间的初步确定的机构安排。影响螺柱的变速箱壳体号码轴向尺寸，换挡机构的形式和齿轮外形。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：21819264)4 . 30 . 3()4 . 30 . 3(ALmm沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算15初选长度为 218mm。3.1.63.1.6 齿轮参数的选择齿轮参数的选择 模数模数一般通过选择齿轮的模块的原则上遵守的是：为了降低噪声，应合理地减小模数，增加齿宽同时;使质量，应增加的模量，以及减少齿宽;从进程考虑所有的齿轮，应该选择一个模块;从实力上考虑，齿轮应该是不同的模量。汽车，减少工作噪声更重要，所以人的模量要小一些;对于卡车，降低质量比降低噪音更重要，因此，模数人要大些。轿车模数的选取以发动机排量作为依据，选取一档模数为 3.00，二，三，四 ，五，倒档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所75. 2nm以各档均采用斜齿轮。 压力角压力角压力角很小，接触的比例较大，传动平稳，噪音低;压力角较大，能够提高牙齿的弯曲强度和表面接触强度。对于汽车，以减少噪音，应选择 14.5，15，16和 16.5压力角较小。对于卡车，以提高齿轮的强度，应选择较大的如 22.5和 25压力角。国家规定的 20压力角的标准，所以一般用于 20压力角。网状或 20的同步压力角，25，30，30压力角普遍使用。为了制造方便传输，我们都使用标准的 20压力角。 螺旋角螺旋角齿轮，齿的强度和轴向力的工作噪音的齿轮螺旋角。选择一些较大的螺旋角，增加齿轮啮合的重合度，从而顺利地工作和降低噪音。试验表明：随着增加螺旋角，齿强度增加了，但是当螺旋角大于 30 度，弯曲强度锐减，并接触强度仍继续上涨。因此，从提高低齿轮的弯曲强度出发，不希望使用过大螺旋角;而从眼睛上提高高端装备接触强度，应选择较大的螺旋角。这样的设计主要螺旋角为所有 23。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算16 齿宽齿宽b上的轴向尺寸，质量，齿轮的工作稳定性和齿轮和齿轮的强度的透射齿宽时所有影响的受力均匀的程度。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：nmm斜齿，取为 6.08.5，取 6.0ncmkb ckmm5 .1675. 26ncmkbmmmkbnc0 .1800. 36 齿顶高系数齿顶高系数补遗系数上的接触比率，齿轮齿的强度，工作噪音，齿相对滑动速度，车轮齿根和齿顶厚度切割，等等。如果小编系数，齿轮接触比小，工作噪音;因为下弯，弯曲齿的应力的齿，但也减少了。从前一个时间，因此，由于齿轮的加工精度不高，而且在上齿的顶部齿负载浓度，所以一旦齿顶系数为 0.750.80 的短齿齿轮。在齿轮加工精度提高，包括中国补遗系数为 1.00。为了提高齿轮啮合的重合度，降低噪音，提高齿根的实力，一些大的传输采用与 1.00 码牙齿的齿顶系数。本设计取为 1.00。3.23.2 变速器齿轮强度校核变速器齿轮强度校核3.2.13.2.1 齿轮材料的选择原则齿轮材料的选择原则符合工作条件的要求。不同的工作环境，有不同的要求齿轮传动，也有齿轮材料的不同要求。但是对于一般的动力传动齿轮，所需要的材料具有足够的强度和耐磨性，和硬牙面，软齿芯。合理选择材料的匹配。如 350 或更少的 HBS 软齿面齿轮，以使两轮接近寿命的硬度，小齿轮材料硬度应比大齿轮略高，并且使得车轮硬度差在约 3050 的HBS。为了提高粘接性，大大小小的车轮应采取不同的钢级材料。较大，由于一对齿轮已涉及传动，齿轮磨损也很大冲击载荷，抗弯强度高的要求。应选择硬齿面齿轮组合，所有的齿轮 20 crmnti 渗碳表面硬化处理，58-62 HRC沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算17硬度后选择。3.2.23.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (3-6)btyKKFw1式中：圆周力（N） ，；1FdTFg21 计算载荷（Nmm） ；gT节圆直径（mm） ， ，为法向模数（mm） ；dcoszmdnnm斜齿轮螺旋角；)( 应力集中系数，=1.50；KK齿面宽（mm） ；b 法向齿距，； tnmt齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图 3.2 中查得；y3coszzn 重合度影响系数，=2.0。KK沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算18图 3.2 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3-6） ，整理得到 (3-7)KyKzmKTcngw3cos23.2.33.2.3 轮齿接触应力校核轮齿接触应力校核 (3-8)11(418. 0bzjbFE式中：轮齿接触应力（MPa） ；j齿面上的法向力（N） ，；Fcoscos1FF 圆周力（N） ，；1FdTFg21计算载荷（Nmm） ；为节圆直径（mm） ；gTd节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPa） ；E5101 . 2 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沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算193.33.3 轴的轴的结构和尺寸设计结构和尺寸设计在传输在工作时，由于齿轮的圆周力，径向力和轴向力的作用，以承受转矩传递轴和弯曲力矩。传动轴的要求应具有足够的刚度和强度。刚度不足，因为会产生弯曲变形，齿轮的啮合损害正确，对齿轮的强度，耐磨性等方面都产生不利影响。3.3.13.3.1 初选轴的直径初选轴的直径在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以AdL下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。Ld /Ld /输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：d3maxeTKd 式中：经验系数，=4.04.6；KK发动机最大转矩（N.m） 。maxeT初选输入、输出轴支承之间的长度=265mm。L3.3.23.3.2 轴的刚度计算轴的刚度计算 是对齿轮工作轴的影响最大，以产生偏转，在垂直平面和轴在水平平面内的旋转。前者使变速齿轮中心距，破坏了正确的齿轮啮合;这使得齿轮歪斜给对方，从而导致应力分布沿齿的方向不均匀。经初步确定的轴的尺寸，轴向刚度和强度计算。图 3.5 变速器轴的挠度和转角沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算20轴的挠度和转角如图 3.5 所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为cf和转角为 ，可分别用下式计算：sf (3-9)EILbaFfc3221 (3-10) EILbaFfs3222 (3-11)EILababF31式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N） ；1F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ；2F 弹性模量（MPa） ，=2.1105 MPa；EE 惯性矩（mm4） ，对于实心轴，；I644dI 轴的直径（mm） ，花键处按平均直径计算；d、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm） ；abAB 支座间的距离（mm） 。L轴的全挠度为mm。2 . 022scfff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 0.002rad。 cf sf变速器输入轴和输出轴的刚度校核，一档工作时：N8 .887813321cos101502cos223111111zmTdTFngtN52.346121cos20tan8 .8878costan111ntrFFN3 .340821tan8 .8878tan111taFF输入轴的挠度和转角的计算：沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算21已知：a=24mm；b=241mm；L=265mm；d=30mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 001745. 02653014. 3101 . 23642412452.34614522cfmm15. 01 . 00448. 02653014. 3101 . 2364241248 .887836445224221stsfLdEbaFfmm2 . 00481. 00448. 001745. 02222scfffrad002. 0000655. 02653014. 3101 . 2364)24241(2412452.34613)(451EILababFr输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=24mm；b=241mm；L=265mm；d=45mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 00034. 02654514. 3101 . 23642412452.34614522cf 15. 01 . 000883. 02654514. 3101 . 2364241248 .88784522ssffmm2 . 000947. 000883. 00034. 02222scfffrad002. 000013. 02654514. 3101 . 2364)24241(2412452.34613)(451EILababFr二档工作时：N2 .67431775. 222cos101502cos2233232zmTdTFngtN06.264722cos20tan2 .6743costan222ntrFF沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算22N43.272422tan28.6743tan222taFF输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=72mm；b=193mm；L=265mm；d=44mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：2654414. 3101 . 23641937206.2647364345224222222LdEbaFEILbaFfrrcmm10. 005. 001665. 0cf 15. 01 . 002963. 02654414. 3101 . 2364193722 .674334522222srsfEILbaFfmm2 . 00340. 002963. 001665. 02222scfffrad002. 0000145. 02654414. 3101 . 2364)72193(1937206.26473)(452EILababFr输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=72mm；b=193mm；L=265mm；d=42mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：2654214. 3101 . 23641937206.2647364345224222222LdEbaFEILbaFfrrcmm10. 005. 002005. 0cfmm15. 01 . 005108. 02654214. 3101 . 2364193722 .674336445224222stsfLdEbaFfmm2 . 005487. 005108. 002005. 02222scfffrad002. 000017. 02654214. 3101 . 2364)72193(1937206.26473)(452EILababFr三档工作时：N45.53782175. 224cos101502cos2235353zmTdTFngtN86.214224cos20tan45.5378costan333ntrFF沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算23N64.239424tan45.5378tan333taFF输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=95；b=170mm；L=265mm；d=53mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：LdEbaFEILbaFfrrc42232233643=mm10. 005. 000865. 02655314. 3101 . 23641709586.21424522cfm15. 01 . 002171. 02655314. 3101 . 23641709545.537836445224223stsfLdEbaFfmm2 . 00234. 002171. 000865. 02222scfffrad002. 00000402. 02655314. 3101 . 2364)95170(1709586.21423)(453EILababFr输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=72mm；b=193mm；L=265mm；d=40mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：2654014. 3101 . 23641709586.2142364345224223223LdEbaFEILbaFfrrcmm10. 005. 002665. 0cfmm15. 01 . 00669. 02654014. 3101 . 23641709545.537836445224223stsfLdEbaFfmm2 . 00720. 00669. 002665. 02222scfffrad002. 000012. 02654014. 3101 . 2364)95170(1709586.21423)(453EILababFr四档工作时：N1 .43442675. 224cos101502cos2237474zmTdTFngt沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算24N75.173024cos20tan1 .4344costan444ntrFFN12.193424tan1 .4344tan444taFF输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=144mm；b=121mm；L=265mm；d=53mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：2655314. 3101 . 236412114475.1730364345224224224LdEbaFEILbaFfrrcmm10. 005. 000813. 0cfmm15. 01 . 002041. 02655314. 3101 . 23641211441 .434436445224224stsfLdEbaFfmm2 . 00220. 002041. 000813. 02222scfffra002. 00000107. 02655314. 3101 . 2364)121144(12114475.17303)(454EILababFrd输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=144mm；b=121mm；L=265mm；d=35mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：2653514. 3101 . 236412114475.1730364345224224224LdEbaFEILbaFfrrcmm10. 005. 004275. 0cfmm15. 01 . 01073. 02653514. 3101 . 23641211441 .434436445224224stsfLdEbaFfmm2 . 01155. 01073. 004275. 02222scfffmm002. 0000056. 02653514. 3101 . 2364)121144(12114475.17303)(454EILababFr五档工作时：沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算25N91.37643075. 224cos101502cos2239595zmTdTFngtN00.150024cos20tan91.3764costan555ntrFFN25.167624tan91.3764tan555taFF输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=166mm；b=99mm；L=265mm；d=35mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：2653514. 3101 . 2364991661500364345224225225LdEbaFEILbaFfrrcmm10. 005. 00330. 0cfmm15. 01 . 00827. 02653514. 3101 . 23649916691.376436445224225stsfLdEbaFfmm2 . 00891. 00827. 0033. 02222scfffrad002. 0000134. 02653514. 3101 . 2364)99166(9916615003)(455EILababFr输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=218mm；b=47mm；L=265mm；d=30mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：2653014. 3101 . 2364472181500364345224225225LdEbaFEILbaFfrrcmm10. 005. 00237. 0cfmm15. 01 . 00596. 02653014. 3101 . 23644721891.376436445224225stsfLdEbaFfmm2 . 00641. 00596. 00237. 02222scfffmm002. 0000396. 02653014. 3101 . 2364)47218(4721815003)(455EILababFr倒档工作时：沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算26N8 .88781375. 221cos101702cos2231111zmTdTFnRgtRN52.346121cos20tan8 .8878costan5RntrRFFN3 .340821tan8 .8878tanRtRaRFF输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=218mm；b=47mm；L=265mm；d=32mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：2653214. 3101 . 23644721852.34613643452242222LdEbaFEILbaFfrRrRcmm10. 005. 00423. 0cfmm15. 01 . 0108. 02653214. 3101 . 2364472188 .88783644522422stRsfLdEbaFfmm2 . 0116. 0108. 00423. 02222scfffmm002. 0000704. 02653214. 3101 . 2364)47218(4721852.34613)(45EILababFrR输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=218mm；b=47mm；L=265mm；d=30mm，把有关数据代入(3-9)(3-10)(3-11)得到：2653014. 3101 . 23644721852.34613643452242222LdEbaFEILbaFfrRrRcmm10. 005. 00547. 0cfmm15. 01 . 0140. 02653014. 3101 . 2364472188 .88783644522422stRsfLdEbaFfmm2 . 0150. 014. 00547. 02222scfffmm002. 0000914. 02653014. 3101 . 2364)47218(4721815003)(45EILababFrR由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算273.3.33.3.3 轴的强度计算轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：计算输入轴的支反力：N8 .887813321cos101502cos223111111zmTdTFngtN52.346121cos20tan8 .8878costan111ntrFFN3 .340821tan8 .8878tan111taFF已知：a=24mm；b=241mm；L=265mm；d=30mm，c=53mm 垂直面内支反力垂直面内支反力对 B 点取矩，由力矩平衡可得到 C 点的支反力，即： (3-12)bFLFrA1将有关数据代入(3-12)式，解得：=3148.0NAF同理，对 A 点取矩，由力矩平衡公式可解得：NFB5 .313 水平面内的支反力水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： (3-13)bFaFBHAH (3-14)1tBHAHFFF将相应数据代入(3-13)(3-14)两式，得到：NFNFBHAH2 .8046 .8074 计算垂直面内的弯矩计算垂直面内的弯矩B 点的最大弯矩为：沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算281BBABMMMNmm75552240 .3148aFMABANmm6525721cos21375. 23 .3408cos221zmFdFMnaaBNmm1408096525775552maxBMB 点的最小弯矩为：Nmm102956525775552minBM 计算水平面内的弯矩计算水平面内的弯矩Nmm4 .193790246 .8074aFMAHBH 计算合成弯矩计算合成弯矩 222TMMMBHBNmm 3 .2579931700001937901029522222min2minTMMMBHBNm5 .29373717000019379014080922222max2maxTMMMBHBm轴上各点弯矩如图 3.6 所示：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。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为BMBHMT (3-15)332dMWM式中：（N . m） ；222TMMMBHB轴的直径（mm） ，花键处取内径；d抗弯截面系数（mm3） 。W将数据代入(3-15)式，得：沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算29MPa38.973014. 33 .257993323233minminmindMWMMPa87.1103014. 35 .293737323233maxminmaxdMWM在低档工作时，400MPa，符合要求。 图 3.6 输入轴的弯矩图对输出轴校核：计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：N8 .88781375. 221cos101702cos223111111zmTdTFngt沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 变速器的设计与计算30N52.346121cos20tan8 .8878costan111ntrFFN3 .340821tan8 .8878tan111taFF已知：a=24mm；b=241mm；L=265mm；d=30mm，c=53mm主动锥齿轮的受力分析： (3-16)MmtDTiDTF1222式中： 发动机输出的最大转矩；T 锥齿轮齿宽中点处的直径；MD 一档传动比。1iN44.2324845077. 310150222312MmtDTiDTF)cossinsin(tancostazFFN79.17255)65.12cos40sin65.12sin15(tan40cos44.23248)sinsincos(tancostrzFFN34.3662)65.12sin40sin65.12cos15(tan40cos44.232483.43.4 本章小结本章小结本章主要讨论了选择的主要参数的传递，基本完成了传输的主要尺寸计算;在同一时间对每个传动齿轮弯曲疲劳强度和接触疲劳强度检查，所述输入轴和设计的输出轴的基本尺寸;并完成了完成每个轴轴承检查的轴的刚性和强度。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章 变速器同步器及结构元件设计31第四章 变速器同步器及结构元件设计4.14.1 同步器设计同步器设计4.1.14.1.1 同步器的功用及分类同步器的功用及分类目前所有的同步器都几乎摩擦同步器，其功能是使该工作表面的摩擦扭矩，由啮合件，在最短的时间同步，以克服的惯性力矩。同步器有常压式，惯性和三个惯性力。大气式同步器结构简单，但不能保证啮合块在同步状态（即，角速度相等）移位，现在不必。惯性式同步器被广泛应用。根据该结构，惯性型同步锁定销型，滑块，锁环和芯片等数种圆锥型的。尽管它们的结构是不同的，但它们都具有摩擦元件，锁定元件和弹性元件。考虑到设计的汽车变速器，所以选择锁环式同步器。4.1.24.1.2 惯性式同步器惯性式同步器惯性式同步器可以在两个移动元件之间切换，角速度完全相等之前不允许移位，并且因此可以完成同步器和执行的功能的同步器的基本要求。 锁环式同步器锁环式同步器 锁环式同步器结构如图 4.1 中，锁环式同步器的结构特点是在摩擦元件的同步器位于锁环 1 或 4和齿轮上的圆锥状的斜面的 5 或 8 的凸肩部分。作为锁定元件是在锁环 1 或 4 齿和齿在啮合套 7 端部，并且斜面端被称为锁定表面。在不移动位置的中间，凸块在滑块嵌入啮合，在沟槽中，以保持同步的中间设置用于偏移的部分在空档位置。插入于滑块宽关节齿滑块，饥饿和间隙尺寸的两端锁环间隙。 锁环式同步器工作原理 沿轴向移动，作用在网的换档力，网眼推和驱动滑块和移动锁环，直到锁圈表面并通过在接合齿轮接触的锥体。以后，由于作用在圆锥体和两个锥之间的速度差的法向力，导致在锥形效果摩擦转矩，它使锁紧环相对网状集和滑动点周围的视图，以及由滑动件确认。下一步，齿轮齿和齿侧锁环的啮合（图 4.2）的锁定表面接触时，沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章 变速器同步器及结构元件设计32使网孔组移动，同步器在锁定状态。换档力将继续在圆锥锁圈上施加压力，并且使摩擦转矩的增加，同时在锁定表面效应是相反的衬圈转矩的方向。齿轮角速度与锁圈接近，在角速度的瞬间是相等的，所述同步过程结束。 ，摩擦转矩消失，并拨锁环环转矩返回，两个独立的锁定表面，同步器除去锁定状态，上齿轮通过锁定环的偏移力的作用下啮合关节去与齿上的齿轮啮合的联合（图 4.2 B） ，完全同步。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 4.1 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 4.2 锁环式同步器的工作原理由于齿轮齿磨损的锁环式同步器具有可靠的操作，部件和耐用的优点，但由于在结构上安排的限制，扭矩容量也不大，而且由于在锁定环接合齿的锁定表面，将与失败，并主要用于乘用车和总质量并不大货车在传输。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章 变速器同步器及结构元件设计334.1.34.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定锁环式同步器主要尺寸的确定 接近尺寸接近尺寸b同步器的第一阶段中移，同时在摩擦察恩侧的摩擦锥环侧的压力，并且相对轴向移动的锁销，滑动套筒接合齿与齿倒角之间的轴向距离的锥环联合之前的啮合，简称尽可能接近的大小。尺寸应大于零，取=0.20.3 毫米。这种设计取 0.2。 分度尺寸分度尺寸a中央锁定销倒角和销孔倒角相互矛盾，滑动套筒关节齿与摩擦锥环关节齿称为程度大小的中心线之间的距离。尺寸应等于 1/4 关节齿距。筛目大小和同步是在重要的尺寸的正确锁定位置，应控制。 锁销端隙锁销端隙 1锁定销末端间隙指锁定销端面与摩擦锥环端面之间的空间，同时，滑动摩擦锥环端面齿轮组端面与之间的空隙，请求。如果，移位，尚未接触摩擦锥并在接触位置滑动套筒接合齿的锁定，即接近0 时，应使，通常需要大约= 0.5毫米。4.1.44.1.4 主要参数的确定主要参数的确定 摩擦因数摩擦因数f在推动，特别是在中档次更高档小区的过程中自动换挡，经常指同步工作。同步器环和工作条件下连接齿轮角速度差之间的同步，要求使用同步环有足够的寿命，应选择的耐磨性能的材料是很好的。为了获得稳定的性能和巨大的物质需求较大的摩擦力矩和摩擦系数进行同步环。同步器，另一方面，在油工作，降低摩擦系数，它是困难的设计工作。除了摩擦系数的相关选择的材料，并在工作面的表面粗糙度，类型润滑油，及相关因子的温度。与同步环齿锥齿轮的圆锥部分和齿轮成一个有机整体，从低碳合金钢取得了联系。锥形表面粗糙度的要求是较高的，用于保证摩擦系数在使用的微沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章 变速器同步器及结构元件设计34小变化的过程。如果圆锥表面粗糙度值大，容易损坏同步锥环处采用的开始。同步环往往会选择能保证足够高的强度和硬度，铜合金的耐磨性好，如锰黄铜，铝黄铜，锡黄铜等。材质为黄铜合金与钢摩擦副，在油中工作的摩擦系数回升 0.1。角速度的齿轮和轴的过程中摩擦系数可迅速达到同样发挥着重要作用。摩擦系数大，移位和努力或缩短同步时间;低摩擦系数，与此相反，甚至失去同步。因此，在锥同步回路系统已经破坏细牙螺纹槽和螺纹槽垂直排水盘的油膜，保证有摩擦面之间的系数足够的摩擦力。 同步环主要尺寸的确定同步环主要尺寸的确定 锥面半锥角摩擦锥形半锥角是较小的，更大的摩擦扭矩。但过小摩擦锥自锁现象发生，避免自锁的条件是。一般取=68。 =6，摩擦力矩较大，但在锥体表面粗糙度控制不严，往往坚持和咬;在= 7，刺骨的现象并不多见。这种设计取=7。 摩擦锥面平均半径R较大的设计，摩擦转矩就越大。往往是由结构，包括传输中心距离和的限制的大小和布局的相关部分的限制，并采取大也可以影响小尺寸的限制后的同步径向厚度，因此不能采取。原则上是可能的情况下，尽可能将得到较大的下。 锥面工作长度b缩短锥体长度，可以使轴向长度的传输被缩短，但也降低了圆锥体的工作区的同时，增加了单位压力和加速磨损。同步环径向厚度就像平均摩擦半径锥，同步环径向厚度由结构安排的限制，包括传输中心距及相关零部件尤其是圆锥平均半径和装饰上，不容易得到很厚的限制，但必须保证同步环有足够的实力。 锁止角锁止角 锁止角选取得正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章 变速器同步器及结构元件设计35才能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面平均半径f、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在 2642。R4.24.2
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