120mm中心距变速器设计——换挡机构

1、沈阳理工大学学士学位论文摘 要本文设计目标为120mm中心距的手动五档变速器，通过比较各式变速器的优缺点，以及实际使用的要求，确定变速器的总体设计方案。根据各个齿轮及轴的转动惯量，进行转动惯量的转化，利用转化的模型，根据经验公式进行同步器具体尺寸的计算，确定锁环式同步器的基本几何参数与装配参数；通过充分考虑变速器总体布置以及换挡机构的作用，以及相关参数的具体计算，完成换挡机构的设计。根据变速器传动部分的总体尺寸，以及变速器装配要求与箱体的尺寸，通过一定的参数计算和标准件的选择，完成变速器箱箱体盖的设计。在得到变速器各零件的主要尺寸参数后，以CATIA为平台，进行三维制图建模，获得各零部件的CA

2、TIA三维图，随后利用CAD进行二维装配图的绘制。 关键词： 变速器；同步器；转动惯量；换挡机构；箱体盖；CATIAAbstractThe goal of this design is 120mm center distance of a five speed manual transmission, through the comparison of various transmission advantages and disadvantages, and the actual use of the requirements to determine the overall design

3、scheme of the transmission. According to the gear and the axis of inertia, the transformation of moment of inertia, using model transformation. According to the empirical formula for calculation of the specific dimensions of the synchronizer, determine the lock ring synchronizer basic geometric para

4、meters and assembly parameters；by taking full account of the overall arrangement of the transmission and the role of the shift mechanism, and the calculation of relevant parameters, complete the shift mechanism design. According to the overall size of the transmission part, the assembly requirements

5、 of the transmission and the size of the box, calculation of parameters and selection of standard parts, finish the design of transmission box cover. After getting the main dimension parameters of the transmission parts, taking CATIA as a platform to the modeling of 3D drawing, get all parts of the

6、CATIA three-dimensional map, then use the CAD to draw 2D assembly drawing. Key words: transmission; synchronizer; inertia; shift mechanism; box cover; CATIA目录摘 要IAbstractII目录III1 绪论11.1 课题的设计任务11.2 变速器国内外研究现状11.2.1 汽车变速器的种类及优势；11.2.2 机械变速器的技术水平和发展趋势31.3 课题的技术路线42 总体方案设计52.1 变速器结构形式的选择52.2 同步器结构形式的选择

7、62.2.1 常压式同步器62.2.2 惯性式同步器62.2.3 自行增力式同步器72.2.4 锁环式同步器的工作原理72.3 换挡机构结构形式的选择102.3.1 直接操纵手动换挡102.3.2 远距离操纵手动换挡102.3.3 电控自动换挡112.4 同步器的原始设计尺寸113 一倒挡同步器设计123.1 一倒挡锁环式同步器的主要尺寸123.1.1 接近尺寸123.1.2 分度尺寸123.1.3 滑块转动距离123.1.4 滑块端隙123.2 一倒挡同步器主要参数143.2.1 摩擦因数f143.2.2 同步环锥面上的螺纹槽143.2.3 轴向排油槽153.2.4 锥面半锥角153.2.5

8、 摩擦锥面平均半径R163.2.6 锥面工作长度163.2.7 同步环径向厚度163.2.8 锁止角163.2.9 同步时间t173.3 转动惯量的计算173.3.1 变速器各档参数173.3.2 各个零件转动惯量计算183.3.3 转动惯量的转化253.3.4 换入一倒挡时转动惯量263.4 角速度差273.5 同步器具体尺寸的计算：293.5 同步器零件图314 二三挡同步器设计334.1 同步器主要参数确定334.2 转动惯量的计算334.3 角速度差344.4 同步器具体尺寸计算344.5 同步器零件图355 四五挡同步器设计385.1 同步器主要参数确定385.2 转动惯量的计算38

9、5.3 角速度差395.4 同步器具体尺寸计算395.5 同步器零件图406 换挡机构及箱体盖的设计436.1 换挡机构的设计436.1.1 换挡机构的作用436.1.2 换挡机构的设计要求436.1.3 具体尺寸的设计446.1.4 换挡拨叉的设计456.2 变速箱箱体盖的设计466.3 变速器整体装配图47结论48致谢49参考文献50附录A51附录B66811 绪论1.1 课题的设计任务本次毕业设计拟设计一种轻型货车用的手动变速器。所配装车型的参数如下：该车最大总质量为10150kg；整车质量为4250kg；最高车速为95km/h；最大爬坡度为0.3；发动机最大扭矩为462Nm，对应的发动

10、机转速为1800r/min；发动机最大功率120Kw，对应的发动机转速为2800r/min；轻型货车的满载轴荷分配为3400kg/6750kg；主减速器的主减速比为5.857；变速器的参考中心距为120mm，其中一挡参考速比为6.4522，二挡参考速比为4.0281，三档参考速比为2.5668，四挡参考速比为1.6290，五档为直接挡，速比为1.0，倒挡参考速比为6.0727；货车的轮胎个数为6个，轮胎规格为6.50-16与7.50-16。变速器拟采用三轴式，五档，全同步器换挡。设计过程中使用CATIA软件完成三维设计，使用AUTOCAD软件完成二维工程图纸。本课题由两名同学共同完成。两人共同

11、确定变速器的设计方案和总布置尺寸。然后分别完成两部分的设计工作：其一是变速器的齿轮传动部分设计，其二是变速器的同步器及换挡机构设计。本人负责第二部分，设计内容包括：三个同步器、换挡机构、变速器箱体上盖的设计等。1.2 变速器国内外研究现状1.2.1 汽车变速器的种类及优势汽车问世百余年来，特别是从汽车的大批量生产及汽车工业的大发展以来，汽车己为世界经济的发展、为人类进入现代生活。产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步做出了不可磨灭的巨大贡献，掀起了一场划时代的革命。现代汽车普遍采用的动力源为活塞式内燃机，其转速和转矩的范围变化较小，但复杂条件下使用这辆车需要车辆的速度和驱动力在相当大的范围

12、内变化。要解决此问题，人们通过探究，在汽车传动系统中设置了变速器。其功能是：(1) 通过改变传动比，增大驱动轮转速和转矩的变化范围，以适应不断变化的外在条件，如启动、加速、上山等，同时保持发动机在有利的条件下工作；（2） 在车辆传递系统保持一致的前提下，不改变发动机的旋转方向，逆转汽车行驶方向；（3） 使用的变速器的空挡，使汽车实现发动机动力传递路线的中断，以使发动机能够起动、怠速，并方便变速器挡位的改变以及动力的输出。基于以上的要求对于变速器提出如下基本要求：保证汽车有行驶所需的动力性及长期使用的经济性；设置空挡，用来阻断发动机动力向驱动轮的输送；设置倒挡，使汽车能够在不改变发动机旋转方向的

13、前提实现倒退；设置动力输出装置，需要时进行功率输出；换挡迅速、省力、方便；工作可靠；变速器还应当有较高的工作效率，减少发动机动力的损失；变速器工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足整体尺寸小、重量轻、制造所需费用低、拆装简易、出现问题时维修方便等要求。随着汽车工业的发展，变速器形式呈现多种多样的发展趋势，各种变速器都有各自的特点。MT手动变速器，发展较早而且技术比较成熟，优点为维修保养成本低，能够带来驾驶的乐趣；传动效率比自动变速器高，驾驶技术较好的情况下，在加速、超车时比自动变速器车快，省油。但其操作复杂，在恶劣的交通状况下回给驾驶带来烦扰。目前大多数用于货车中，工作可靠。AT液力自动变速器

14、，通过涡轮中的液体进行传动，优点为操作容易、驾驶舒适、装有自动变速器的汽车能根据路面状况自动变速变矩，减少了驾驶者的疲劳；降低排气污染。但其传动效率低，经济性不好，结构复杂，维修成本高。AMT手自一体变速器，解决了手动挡汽车的驾驶乐趣和自动挡汽车的安全省事的矛盾，操作简单，使用方便，燃油经济性好。其主要不足为在行车过程中，因挡位变动引起的顿挫感较强，舒适性较差，在换挡过程中有可能出现动力中断。CVT无级自动变速器，无级控制输出的速比，在行驶中没有换挡的感觉，加速也会比自动变速器快。由于行驶中减少了转速的不必要波动，对省油也大有好处。不过，无级自动变速器的目前技术还不完善，维修成本较高，传动带容

15、易损坏，无法承受较大的载荷。DSG双离合变速器，其加速连续性非常好，没有换挡的顿挫感。以快速换挡保证了精准的动力传输，使驾驶既有运动特性又具备便捷舒适性，油耗更低。主要缺点为后期维修保养费用较高，承受高强度扭矩输出方面的性能最差，不适合大排量重车。1.2.2 机械变速器的技术水平和发展趋势绿色汽车、节能减排已经成为当今汽车工业发展的主旋律，未来新能源汽车的应用于车辆“智能化”结合，也是汽车工业发展的方向。发达国家车辆变速器发展状况和需求各有特点，手动与自动并存，不同地域需求比例不同。国内变速器主要以手动为主，自动变速器占有率正在快速提升。在手动变速器方面，由于经过长时间的发展，其设计原理和生产

16、工艺、技术等较为成熟和稳定，技术难度相对于自动变速器较低，而中国国内厂家本身有手动变速器的生产经验，因此在引进国外先进技术后，消化吸收相对容易，在此基础上自主创新，做到立足于本土生产，基本满足了整车厂商的配套需求，并已实现产品出口；技术方面，近几年来，国内部分厂家已能根据中国国情实现自主创新；市场方面，国内部分厂家已经占领了大部分国内市场。在自动变速器方面，由于采用不同于传统手动变速器的新工艺、技术和设计原理，国内厂家在自动变速器方面的研发与国际先进水平存在较大差距，我国自动变速器市场大量依赖进口。手动变速器在中国乃至全球的份额下降已成必然，但这并不代表手动变速器已经成为夕阳产业，以后相当长的

17、一段时间内，它仍将具有自己独特的发展前景。目前只能说改变速比技术落后、生产制造工艺落后的手动变速器产业是夕阳产业，必将被先进的手动变速器和正在迅速发展研究的自动变速器所取代。在合资品牌中，现在基本形成美系、韩系以AT 为主，欧系以DCT 和AT 为主，日系以CVT 和AT为主的格局，预计未来AT 份额会有所下降，DCT 将进一步提升，CVT 仍以日系为主，份额相对稳定。未来变速器的技术发展趋势：（1）多档位变速器成趋势；（2）电动车变速器成为新热点；（3）自动变速器技术路线仍将百家争鸣；（4）自动变速器发展多元化，需要企业间协调合作。总而言之，变速器发展总趋势主要体现在以下六个方面：a.产品系

18、列化；b.结构紧凑化、轻量化、多挡化；c.高度集成化；d.更加智能化；e.信息网络化；f.节能环保化。1.3 课题的技术路线（1）总体方案设计。包括：变速器、同步器、换挡机构等的结构形式选择，并从另一名同学的变速器总布置方案中获取同步器及换挡机构的原始设计尺寸。（2）一倒挡同步器设计。包括：一倒挡相关齿轮的转动惯量计算，主要尺寸计算，使用CATIA软件完成该同步器设计。（3）二三挡同步器设计。包括：一倒挡相关齿轮的转动惯量计算，主要尺寸计算，使用CATIA软件完成该同步器设计。（4）四五挡同步器设计。包括：一倒挡相关齿轮的转动惯量计算，主要尺寸计算，使用CATIA软件完成该同步器设计。（5）换

19、挡机构及变速器上盖的设计（6）总装配。将同步器及换挡机构与另一同学的设计结果装配在一起，完成变速器的设计。2 总体方案设计2.1 变速器结构形式的选择机械变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛的应用。其中固定轴式变速器中的两轴式与中间轴式变速器应用广泛。两轴变速器多用于发动机前置前驱汽车上。两轴式变速器因轴和轴承数量少，所以结构简单、轮廓尺寸小和容易布置。此外，各中间档挡位只经一对齿轮传递动力，故传动效率高的同时噪声也低。但因其不能直接设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均有承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。另外，受结构限制，一挡速比不可能

20、设计的很大。对于前进挡，输入轴与输出轴转动方向相反。中间轴式变速器多用于驱动形式为前置后驱的汽车与后置后驱客车上。变速器的第一轴的前端利用轴承支撑在发动机飞轮上，第一轴的花键与离合器的从动盘相接合，而第二轴的末端通过花键与万向节相连接。变速器的动力传递需要经过第一轴、中间轴与第二轴上的两对齿轮的传递，在变速器中心距不大的条件下，一挡仍有较大的传动比。在直接挡工作时变速器的齿轮和轴承及中间轴都不承载，发动机转矩经二轴直接传出，传动效率达90%以上，噪声低、齿轮和轴承磨损减少。不过，在其他挡位工作时，中间轴式变速器传动效率略有下降。在机械式变速器中换挡方式多种多样，下面将简述几种常用的换挡方式。汽

21、车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐的舒适性有所下降。只有依靠驾驶员用娴熟的换挡操作技术才能降级换挡时齿轮的冲击，并克服以上缺点；但如果驾驶员过分注意换挡时机，在换挡时刻驾驶员的注意力会被分散，又影响到行驶的安全性。除了上述缺点，利用直齿滑动齿轮方式换挡时，外加缺点为换挡行程过长。因此，尽管这种换挡方式具有结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能降低变速器旋转部分的惯性力矩等优点，但除一挡、倒挡外已较少使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴

22、齿轮处于常啮合的状态时，可以利用移动啮合套换挡的形式。这种换挡方式，不仅缩短换挡行程，同时因换挡时承受冲击载荷的接合齿齿数较多，且而轮齿不参与换挡，所以他们都不会过早的轻易损坏；但此种方式换挡却不能消除换挡时的冲击，所以仍然对驾驶员的操作技术有所要求。此外，因为多增设了啮合套和常啮合齿轮，所以相应的使变速器旋转部分总惯性力矩增大。因此，目前这种换挡方式只在某些要求不高的挡位以及重型货车的变速器上有所应用。这是因为重型货车的工作特点，在不同挡位工作时的挡位之间的公比较小，并且换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡形式，并且与同步器换挡比相比还有结构简单、制造容易、制造成本降低及减小

23、变速器轴向尺寸等优点。随着汽车工业的发展，现代汽车上普遍依靠同步器换挡。同步器能保证迅速、无冲击、无噪声的换挡，而操作技术的熟练程度对其影响较小，从而使每个驾驶员都能使汽车的加速性能、行驶的安全性以及燃油经济性得到保证。同上述两种换挡方式比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求、轴向尺寸大等缺点，但其换挡便捷性使其仍然得到广泛应用。由于本次设计的轻型货车的变速器，根据上面的叙述，所以本次设计变速器选择中间轴式变速器，同时均采用同步器换挡。2.2 同步器结构形式的选择2.2.1 常压式同步器与用接合套换挡相比较，在工作过程上的主要区别在于前者的摩擦作用使需接合的两花键齿圈迅速达到并保持同步，并且由于

24、带弹簧的定位销对结合套的阻力，使两齿圈在达到同步之前暂不接合。但在这种同步器中，对接合套的轴向阻力是由弹簧压力造成的，故其大小有限。如果驾驶员用力过猛，则可能在为达到同步前，接合套便克服弹簧压力，压下定位销而与齿轮的接合齿接触，此时齿间仍将产生冲击。因此，常压式同步器工作不很可靠，目前较少采用。2.2.2 惯性式同步器其与常压式同步器一样，都是利用摩擦来完成同步的。但它可以从结构上保证接合套与待接合的花键外齿圈在没有达到同步之前不可能接触，以避免齿间冲击和噪声的产生，影响换挡的舒适性。同时惯性式同步器又有两种形式，分别为锁环式同步器与锁销式同步器。2.2.3 自行增力式同步器这种同步器与常压式

25、和惯性式同步器一样，也是利用摩擦原理实现同步，主要区别在于同步环产生的摩擦力矩由于同步环内的弹簧片作用而得到成倍的增长。综上所述，为了考虑到设计的方便性，本次同步器采用锁环式惯性同步器。2.2.4 锁环式同步器的工作原理在变速瞬间, 变速器的输入端和输出端的转速都在变化着, 输出端与汽车整车相连其转动惯量J出输出相当大,换挡作用时间较短, 可认为在换挡的瞬间输出端转速是恒定的。而输入端在接触锥面上产生的摩擦力矩作用下, 克服输入端被接合零件的等价惯性力矩, 在最短时间内使输入端与输出端的转速达到同步。在实现同步之后完成变速, 这就是同步器的工作原理, 见图2.1。图2.1 同步器示意图下面以采

26、用同步器的变速器从二挡换入三挡时来说明锁环式惯性同步器的工作原理，见图2.2。 图2.2 锁环式同步器工作原理(1)空挡位置图2.3表示同步器接合套刚从二挡退入空挡的情况。此时齿轮A和接合套C(连同锁环B)都在本身及其所联系的一系列运动件的惯性作用下 ，继续沿着原方向(如图中箭头所示)旋转。设齿轮A、锁环B和接合套C的转速分别为na、nb和接合套nc。因接合套通过锁环上的挡块，推动锁环一起旋转，因而 na=nc，故nanb。此时锁环B处于自由状态。故其内锥面与齿轮的外锥面并不接触，如图2.3中两条虚线所示 。图2.3 空挡时同步器工况图 图2.4 有摩擦力矩时同步器工况(2)接合套移动摩擦力矩

27、产生 当要挂入直接挡时，通过变速杆使拨叉(嵌入接合套凹槽之中)推动接合套C，并带动滑块D一起(左)移动。当滑块前端面与锁环B接口端面接触时，便推动锁环移向齿轮使两锥面接触。由于驾驶员作用在接合套C上的推力，使两锥面间存在正压力，以及二者之间又有转速差，故一经接触便产生摩擦力矩，通过此摩擦力矩的作用，齿轮A即带动锁环相对于接合套C转过一个角度，使锁环挡块靠在接合套切口的一侧上为止 (图2.4所示)，随后则只能与接合套同步旋转。(3)拨环力矩的产生 由于驾驶员始终作用在接合套上一轴向推力，于是在锁环齿端倒角面上产生正压力F，该力可分解为轴向分力F1和切向分力F2两个分力。切向分力F2所形成的力矩有

28、使锁环相对于接合套反向转动的趋势 ，称此力矩为拨环力矩。轴向分力F1则使锁环B和齿轮A二者的锥面继续压紧，保持所产生的摩擦力矩的作用。(4)摩擦力矩增长 随着驾驶员继续加于接合套C的推力加大，摩擦面上的摩擦力矩此时不断增加 ，使齿轮A的转速降低。当摩擦力矩达到最大值而等于齿轮A的惯性力矩时，接合套 C、锁环 B和齿轮 A 即达到同步，并一起保持同步旋转。此后齿轮 A与锁环 B不再存在转速差，于是惯性力矩消失，但由于使两摩擦面紧密结合着，从而在切向分力在轴向推力作用所产生的静摩擦力矩M1仍然存在，使两摩擦面紧密结合着，从而在切向分力F1形成的拨环力矩M1的作用下，使锁环连同齿轮及与之相连的所有输

29、入端的零件一起相对于接合套反向倒转一角度，使两个花键齿不再抵触，锁环的锁止作用消除，于是接合套压圈继续前左移。而与锁环的花键齿圈进入接台状态(图2.5所示)。图2.5 摩擦力矩增长时同步器工况 图2.6 完成换挡时同步器工况(5)完成换挡接合套齿圈与锁环齿圈接后，作用在锁环齿圈的轴向分力F1不再存在，锥面上正压力和锥面间的摩擦力矩也就消失。如果此时接合套花键齿与齿轮的花键齿端发生抵触 (图2.6所示)，则与上述相似。作用在齿轮花键齿倒角面上的切向反力便使齿轮及与其相联系的输入端零件相对于锁环和接合套反转一个角度使接合套与齿轮的花键齿圈进入接合状态而最后完成换入直接挡(低挡换高挡)的过程。如果高

30、挡换低挡时，上述过程也相似，只是接合套向相反方向(右)移动。2.3 换挡机构结构形式的选择2.3.1 直接操纵手动换挡当变速器布置在驾驶员座椅附近时，将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能。这种操纵方案结构最简单，得到广泛应用。其优点是减少了变速叉轴，各挡用同一组自锁装置，使操纵机构简单化，但要求各挡换挡行程相等。2.3.2 远距离操纵手动换挡平头式汽车或发动机后置后驱汽车的变速器，受总体布局的限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这时要求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间的间隙不能

31、过大，否则手感不明显，并会使变速杆颤动。原理图如图2.7所示。图2.7 远距离操纵示意图2.3.3 电控自动换挡在固定轴式变速器的基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换挡，取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只要控制油门踏板，汽车在行驶中自动完成换挡时刻的判断，接着自动实现收油门、离合器分离、选挡、换挡、离合器结合和回油门等一系列动作，使汽车动力性、燃油经济性有所提高，简化操作并减轻了驾驶员的劳动强度。工作原理如图2.8所示。图2.8 电控自动换挡工作原理根据当前所学知识，本文选取的是直接操纵手动变速器的换挡机构。2.4 同步器的原始设计尺寸根据另一名同学对变速器进行总布置设计的结果

32、，本文获取了变速器中全部齿轮的原始尺寸，据此可计算各齿轮的转动惯量。各原始尺寸将在第3、4、5章的转动惯量计算部分予以介绍。根据另一名同学对变速器进行总布置设计的结果，本文获取了三个同步器的原始安装位置，据此可设计换挡拨叉及其后的换挡机构。其原始设计尺寸将在第6章中予以介绍。3 一倒挡同步器设计3.1 一倒挡锁环式同步器的主要尺寸3.1.1 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两者之间的轴向距离b，称这一尺寸为接近尺寸。尺寸b应保证大于零，取b=0.2mm。3.1.2 分度尺寸滑块侧面在与锁环缺口侧面接触时

33、，存在一分度尺寸a，这一尺寸为啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距离。尺寸a应等于1/4接合齿的齿距。取，尺寸a和b是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸，应予以控制。3.1.3 滑块转动距离分度尺寸a受滑块在锁环缺口内的转动距离c的影响。滑块宽度d、滑块转动距离c与缺口宽度尺寸E之间存在如下的关系： （3.1）滑动转动距离c与接合齿齿距t的关系如下： （3.2）式中：R1为滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）；R2为接合齿分度圆半径。3.1.4 滑块端隙滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙为滑块端隙。同时，啮合套端面与锁环端面的间隙，要求。若，则换挡时，在摩擦锥面尚未开始接触时，啮合套接合

34、齿与锁环接合齿的锁止面已处于接触位置，即接近尺寸b0，应使，通常取=0.5mm左右。（见图3.1）图3.1 装配间隙示意图否则会出现摩擦锥面尚未接触，还没有产生使同步锥环相对齿套转动一角度并形成锁止位置的摩擦力矩时，齿套就可能通过同步锥环。导致不同步啮合及换挡冲击。一般设计时可取： 1= 0.51.0 mm 2-1= 0.200.30 mm 本次设计时取： 1= 0.5 2= 0.7mm考虑到同步锥环锥面的磨损，同步锥环齿的端面与结合齿圈端面之间应保有一定的间隙3（见图3.1）。使同步锥环锥面的磨损在一定程度内不影响正常的同步作用和拨环效果。3也称为磨损裕量，通常可取：3= 1.41.8 mm

35、 本次设计取：3= 1.5mm应该使同步锥体的锥面宽度B1大于同步锥环锥面宽度B2，从而可避免在使用中同步锥环的锥面会磨出台阶，使同步锥面接触不良，导致不同步啮合。（见图3.2）图3.2 装配间隙示意图3.2 一倒挡同步器主要参数3.2.1 摩擦因数f同步环选用的依据为保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好，所以常使用黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。在早期用青铜合金制造的同步环因其使用寿命短，已遭到淘汰。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f对换挡齿轮和轴的角速度能否迅速达到相同起着重要的作用。如果摩擦因数大，则有换挡省力或可以缩短同步时间的优势

36、；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。本次设计涉及到计算时都取摩擦因数f=0.1。3.2.2 同步环锥面上的螺纹槽螺纹顶宽：在内锥面上加工螺纹线的目的是为了能把锥面间已有的齿轮润滑油油膜很快的切割破坏并刮走。油膜破坏得越快，摩擦力提高的也越快。螺纹顶宽设计得越窄，则切割刮走油膜越快。但螺纹顶宽过尖，则接触面上的压强大磨损也大。一般推荐螺纹顶宽为0.0250.10mm。另一方面要求螺顶的表面粗糙度要好，且不允许留有切削刀痕。所以螺顶表面增加最后一道研磨工序是十分必要的。 螺距及螺纹角：螺距的大

37、小要保证螺纹之间的间隙足以容纳被挤出来的油量。但螺距也不能过大，否则锥面的接触面积要变小，磨损会变大。一般螺距推荐取0.60.75。螺纹角一般取60，螺纹深可取0.250.40mm。图3.3a中给出的尺寸适用于轻中型汽车，图3.3b适用于总质量大些的货车。本次设计的是轻型货车变速器所以螺纹槽采用形式a，螺纹角60，螺纹深0.4mm，螺纹顶宽为0.1mm，螺距0.6mm。图3.3 同步环螺纹形式3.2.3 轴向排油槽在螺纹线上开轴向油槽的主要目的是尽快地把油排掉，以尽快地提高摩擦力。一般油槽槽宽可取为3mm，槽深要稍大于螺纹底径。油槽数按的大小可选取612个。为减小应力集中，油槽底的圆角半径应尽

38、量取得大一些，本次设计的是轻型货车变速器，R锥不会太小因此油槽数选用12个。3.2.4 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，避免自锁的条件为tana。一般取=68。=6时，会使摩擦力矩较大，但如果锥面的表面粗糙度控制不严时，则会发生粘着和咬住的现象；在=7时就会较少的出现咬住现象。所以在本文中取=7。3.2.5 摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则会增大摩擦力矩。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在尽可能条件下，尽可能将R取大些。具体数据通过下面计算可

39、得。3.2.6 锥面工作长度减小锥面工作长度b，便能缩短变速器的轴向长度，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定b （3.3）3.2.7 同步环径向厚度同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步

40、环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.30.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。3.2.8 锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素主要有摩擦因数擦锥面的平均半径R,锁止面平均半径和锥面半锥角，具体由计算可得。3.2.9 同步时间t同步器在工作时，要求要连接的两个部分达到同步所需的时间越短越好。除去转动惯量，同步器的结构尺寸对同步时间有影响外，

41、变速器的输入轴及输出轴的角速度差，作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，均会影响同步时间。轴向力越大，则会减少同步时间。而轴向力又与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高挡取0.150.30s,低挡取00.80s;对货车变速器高挡取0.300.80s，低挡取1.001.50s。 本次设计中高挡位取t=0.5s，低挡位取t=1.0s。3.3 转动惯量的计算3.3.1 变速器各档参数设计的变速箱总体布局如图3.4所示：图3.4变速器结构图变速箱具体参数如下表所示：表3.1 变速箱参数表档位数序号速比齿数模数螺旋

42、角分度圆直径内径齿宽直接档11.00173.525.2965.8074024.5245174.19560一档96.452239423.56170.1866528101669.82050二档74.028135414.48144.593602882395.01860三档52.5668323.518.41118.0415024.5633121.73060四档31.6290243.522.1490.6874524.5439147.36660倒挡116.0727394156602812176840132288453.3.2 各个零件转动惯量计算已知条件：离合器从动盘结构尺寸及材料：从动片： 锻钢 =7.

43、85g/cm D=30cm L=0.15cm摩擦片： 石棉 =2.75g/cm D=30cm d =17.5cm L=0.35cm从动盘毂： 锻钢=7.85g/cm D=15.2cm L=0.8cm从动片的转动惯量摩擦片的转动惯量从动盘毂的转动惯量从动盘的转动惯量齿轮的转动惯量一挡从动齿轮如图3.5所示，转动惯量计算如下：图3.5 一挡从动齿轮一挡主动齿轮如图3.6所示，转动惯量计算如下：图3.6 一挡主动齿轮二挡从动齿轮如图3.7所示，转动惯量计算如下：图3.7 二挡从动齿轮二挡主动齿轮如图3.8所示，转动惯量计算如下：图3.8 二挡主动齿轮三挡从动齿轮如图3.9所示，转动惯量计算如下：图3

44、.9 三挡从动齿轮三挡主动齿轮如图3.10，转动惯量计算如下：图3.10三挡主动齿轮四挡从动齿轮如图3.11，转动惯量计算如下：图3.11 四挡从动齿轮四挡主动齿轮如图3.12，转动惯量计算如下：图3.12 四挡主动齿轮一轴上常啮合齿轮如图3.13，转动惯量计算如下：图3.13 一轴常啮合齿轮中间轴常啮合齿轮如图3.14，转动惯量计算如下：图3.14 中间轴常啮合齿轮二轴倒挡齿轮如图3.15，转动惯量计算如下：图3.15 二轴倒挡齿轮中间轴倒挡齿轮如图3.16，转动惯量计算如下：图3.16 中间轴倒挡齿轮倒挡轴倒挡齿轮如图3.17，转动惯量计算如下：图3.17 倒挡轴倒挡齿轮轴的转动惯量一轴：

45、中间轴：3.3.3 转动惯量的转化中间轴上的转动惯量总和 （3.4）式中：中间轴及其上齿轮的转动惯量；，与中间轴齿轮常啮合的第二轴各挡齿轮的转动惯量；，中间轴各挡齿轮的齿数；，分别与，相配的第二轴齿轮齿数。 1挡：2挡： 3挡：4挡：倒挡：3.3.4 换入一倒挡时转动惯量换其他挡时输入端的总转动惯量 （3.5）式中：第二轴上被挂挡齿轮的转动惯量 被挂挡齿轮副的中间轴齿轮齿数 被挂挡齿轮副的第二轴齿轮齿数 中间轴上的转动惯量之总和 （3.6）换1挡时输入端总转动惯量为：换入倒挡时输入端总转动惯量为：3.4 角速度差在理论设计计算之中，为了满足同步器的设计要求，一般是依据角速度差的最大值计算。为了

46、得到角速度差的最大值，所以只有假设在两个不同的角速度中有一个为发动机最大功率时所对应的转速的值，这样求出来的差值才是同步过程中的最大角速度差。 a.低挡换高挡：此时汽车整体处于加速过程之中，可以先假定与整车相连的输出端，包括二轴及同步器齿套在换挡时的转速不变，依然为换挡前的低挡转速。而反观输入端，包括被同步齿轮的转速相应的高于输出端转速。此时，为了实现同步，则需要输入端的减速。只有在假定换挡前之输入端的转速对应于发动机最大功率时的转速nN，才能得到角速度差的最大值max。所以： 出=（2nN/60）/i低 （3.7）入=（2nN/60）/i高 （3.8）max=入-出= 2nN/60（1/i高

47、-1/i低） （3.9）b高挡换低挡：此时汽车整体处于减速之中，亦可以假定与整车相连的输出端，包括二轴及同步器齿套在换挡时的转速没有发生改变，依然为换挡之前的高挡转速。而输入端，包括被同步齿轮的转速相应的低于输出端转速。此时，为了实现同步，需要输入端加速。只有假定换挡前输入端的转速对应于发动机最大功率的转速nN，才能计算得到所需要的角速度差的最大值max。所以： 出=（2nN/60）/i低 （3.10）发动机在换挡前的角速度发为： 发=出i高=（2nN/60）i高/i低 （3.11）输入端，包括被同步齿轮在换挡前的角速度为： 入= 发/i低= （2nN/60）i高/i2低 （3.12）max=

48、出-入 = 2nN/60（1/i低-i高/i2低） （3.13）在计算同步器尺寸是选用从不同档位换入该档位是角速度差大的，这样可以保证同步器可以起到相应的同步效果。具体角速度差如下：2挡换1挡：1档换倒挡：倒挡换1档：3.5 同步器具体尺寸的计算：根据同步器计算基本方程式： PR锥/Sin= Jc/ t （3.14）低挡时同步时间t取1.01.5s，高挡时t取0.30.8s。本次计算中低挡时同步时间为1.0s，高挡时同步时间为0.5s。一挡与倒挡之间的同步器结构尺寸 1）换倒挡 （3.15） 2）换一挡 （3.16）所以 欲保证锁止和滑动齿套不能继续移动则滑块转动距离c：由式3.2计算得在初定

49、分度圆直径D后，可按机械设计手册所述，选取相近的渐开线花键参数：模数m 、齿数Z（参见表3.2）。渐开线花键根据三种齿形角和两种齿根规定了四种基本的轮廓，考虑到同步器在换挡过程中所要求具有的强度不会特别大，所以本次设计选用30平齿根，这里不再赘述。表 3.2 花键各几何尺寸计算公式或说明项目代号公式或说明分度圆直径基圆直径內花键大径基本尺寸內花键小径基本尺寸外花键大径基本尺寸外花键小径基本尺寸齿距基本齿厚齿形裕度外花键渐开线起始圆直径最大值DDDDDDPSCDD=mzD=mzcos，标准压力角30D=m（z+1.5）D= D+2CD=m(z+1)D=m(z-1.5) S=0.5C=0.1mD=

50、2表内说明：1.对所有花键齿侧配合类别，均按H/h配合类别取D。2. D公式是按齿条形刀具加工原理推导的。式中=0.6m（30平齿根）。3.除H/h配合类别C均等于0.1m。3.5 同步器零件图表3.3 锁环基本绘图尺寸项目大径基本尺寸小径基本尺寸渐开线起始圆直径最大值基圆直径基本齿厚滑块缺口宽度代号DeeDieDFemaxDbSH数值（mm）156148.5149.4132.54.7120图3.18 锁环表3.4 花键毂基本绘图尺寸项目大径基本尺寸小径基本尺寸渐开线起始圆直径最大值基圆直径基本齿厚内花键尺寸轴向宽度代号DeeDieDFemaxDbSNxdxDxBL数值（mm）156148.5149.4132.54.718x62x68x1230图3.19 花键毂表3.5 啮合套基本绘图尺寸项目大径基本尺寸小径基本尺寸基圆直径作用齿槽旋转槽宽和深内槽宽和深代号DeiDiiDbEK1Xi1K2Xi2数值（mm）157.5149.994132.5024.7110x48x3.8图3.20