两轴式变速器课程设计说明书

11.1概述 11.1.1汽车变速器的设计要求 11.1.2国内外汽车变速器的发展现状 21.2设计的内容及方法 2 32.1变速器传动机构布置方案 32.1.1变速器传动方案分析与选择 32.1.2倒档布置方案 32.1.3零部件结构方案分析 42.2变速器操纵机构布置方案 52.2.1概述 52.3本章小结 6 73.1变速器主要参数的选择 73.1.1档数 73.1.2传动比范围 73.1.3变速器各档传动比的确定 73.1.4中心距的选择 3.1.5变速器的外形尺寸 3.1.6齿轮参数的选择 3.1.7各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 3.1.8变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 3.19总结各档齿轮参数 3.2变速器齿轮强度校核 3.2.1齿轮材料的选择原则 3.2.2变速器齿轮弯曲强度校核 3.2.3轮齿接触应力校核 213.2.4倒档齿轮的校核 253.3轴的结构和尺寸设计 3.3.1初选轴的直径 273.4轴的强度验算 3.4.1轴的刚度计算 283.4.2轴的强度计算 3.5轴承选择与寿命计算 3.5.1输入轴轴承的选择与寿命计算 403.5.2输出轴轴承的选择与寿命计算 413.6本章小结 444.1同步器设计 4.1.1同步器的功用及分类 4.1.2惯性式同步器 444.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定 454.1.4主要参数的确定 464.2变速器壳体 4.3本章小结 49 1随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，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。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。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[1]。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。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档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，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等。变速器的基本设计要求[2]:保证汽车有必要的动力性和经济性；设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；设置倒档，使汽车能倒退行驶；换档迅速、省力、方便；工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档，以及换档冲击等现象出现；工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长；除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等变速器传动机构有两种分类方法。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。根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，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2置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。1.1.2国内外汽车变速器的发展现状目前，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[3]。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[4]。1.2设计的内容及方法本次设计的变速器是在原有7220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。1、对变速器传动机构的分析。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。2、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。3、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。4、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。对变速器轴的支撑部分选用圆锥磁子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为30万公里。本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识，在老师的正确指导下进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；同时对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析设计；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。3第2章变速器传动机构2.1变速器传动机构布置方案机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。而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汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同[S]。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。综上所述，由于此次设计的CA7220变速器是中档轿车变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择5档变速器，并且五档为超速档。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，4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.le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。rc?图2.1倒档布置方案2.1.3零部件结构方案分析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b(图2.2)影响齿轮强度[0]。要求尺寸b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，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸C,些，至少满足尺寸要求：C=(1.2～1.4)d,在结构允许条件下应尽可能取大为了减小质量，轮辐处厚度δ应在满足强度条件下设计得薄些。图2.2中的尺寸D5可取为花键内径的1.25～1.40倍。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R,0.80～R,0.40μm范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易[7]。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与R,0.8μm,硬度不低于58～63HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。6滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。章主要简要分析了各类型机构的优缺点，并针对所设计的变速器的类型、特点、及功用，对变速器的传动方式及主要零件的形式，做出了初步的选择，为后期的设计工作打下基础。7第3章变速器的设计与计算本次设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，整车主要技术参数如表3.1所示：表3.1CA7220整车主要技术参数发动机最大功率最大功率时转速发动机最大转矩最大转矩时转速总质量最高车速车轮型号对应轮胎半径r近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4～5个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用4～5个档或多档。载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。档数选择的要求：1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。2、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4档变速器。变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0;有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0~8.0之间，其它商用车则更大。本设计最高档传动比为0.78。3.1.3变速器各档传动比的确定1、主减速器传动比的确定8n发动机转速(r/min):r车轮滚动半径(m):2、最抵档传动比计算i。主减速器传动比；i。变速器传动比；9由公式(3.2)得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为3。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：i₂=i₃q==1.222×1.567=1.915A变速器中心距(mm); 发动机最大输出转距为130(N·m); 变速器一档传动比为3.00; 变速器传动效率，取96%。A=(8.9~9.3)×3√130×3×0.96=(8.9-9.3)×7.193=64.0177~66.8949mm微型客车变速器的中心距在60～80mm范围内变化。初取A=68mm。3.1.5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：L=(3.0～3.4)A=(3.0～3.4)×68=204~231.2mm初选长度为230mm。选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作表3.2汽车变速器齿轮的法向模数乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量m。/tm。>14模数m,/mm轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3.2选取各档模数为m,=2.5,由2、压力角α国家规定的标准压力角为20°,所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器b=k,m,=7.8×2.5=19.5mm5、齿顶高系数3.1.7各档齿轮齿数的分配及传动比的计算案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数m,=2.5取整得51。轿车z₁可在12～17之间选取，取13,则z,=38。1-一档主动齿轮2-一档从动齿轮3-二档主动齿轮4-二档从动齿轮5-三档主动齿轮6三档从动齿轮7-四档主动齿轮8-四档从动齿轮9-五档主动齿轮10-五档从动齿轮11-倒档主动齿轮2、对中心距A进行修正取整得A₀=70mm,A₀为标准中心矩。3、二档齿数及传动比的确定将数据代入(3.6)、(3.7)两式，所以二档传动比为：4、计算三档齿轮齿数及传动比5、计算四档齿轮齿数及传动比6、计算倒档齿轮齿数及传动比初选倒档轴上齿轮齿数为z₂=23,合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13满足以下公式：输入轴齿轮齿数zμ=11,为保证倒档齿轮的啮的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即z₁₃=37,则倒档传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离：取A¹=46输出轴与倒档轴之间的距离：取A"=80.3.1.8变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。本次设计螺旋角定为：一档至四档22。根据设计手册及相关图表得：倒档211、一档齿轮的变位时，查得总变位系数Xx=0.522变位系数分配为X₁=0.324X₂=0.1982、二档齿轮的变位当Ao=70β=22°Z₃=16Z₄=35时，查得总变位系数Xx=0.522变位系数分配为X₃=0.311X₄=0.2113、三档齿轮的变位变位系数分配为Xs=0.2964、四档齿轮的变位变位系数分配为Xg=0.2346、倒档齿轮的变位变位系数分配为Xu=0.17变位系数分配为X₁₂=0.033.1.9总结各档齿轮参数Z₅=20X₆=0.226Z₇=24Xg=0.252Z₆=31时，查得总变位系数Xx=0.522Zg=27时，查得总变位系数Xz=0.522Z₉=29Z₁o=22时，查得总变位系数Xx=0.522X1o=0.288Z₁=11Z₁₂=23时，查得总变位系数Xx=0.200X₁₂=0.03Z₁₂=23Z₁₃=37时，查得总变位系数Xz=-0.12X₁₃=-0.15一档齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮倒档齿轮主动从动主动从动主动从动主动从动输入齿轮倒档齿轮输出齿轮齿数分度圆直径42.5齿顶高522535555齿根高58855全齿高555齿顶圆直径41.5449.5889.5933593.89齿根圆直径297.289.149.1676684.02节圆直径043.9296.08085.10826488.693.2变速器齿轮强度校核(1)满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮(硬度>350HBS)常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢(或中碳合金钢)切齿后表面淬火，以获得要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20C,MnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为58～62HRC。齿轮弯曲强度校核(斜齿轮)T。计算载荷(N·mm);b——齿面宽(mm);在齿形系数图3.2中查得；在齿形系数图3.2中查得；=m+?图3.2齿形系数图将上述有关参数据代入公式(3.15),整理得到T₂=140×10³N·mm;β=22;K。=1.5;m,=2.5mm;K。=7.0;X₁=0.324;查齿形系数图3.2得：y=0.153,把以上数从动齿轮：,查齿形系数图3.2(2)二档齿轮校核主动齿轮：,查齿形系数图3.2主动齿轮：9,查齿形系数图3.2(4)四档齿轮的校核主动齿轮：从动齿轮：,查齿形系数图3.2,查齿形系数图3.2,(5)五档齿轮的校核主动齿轮：查齿形系数图3.2得：y=0.162,把以上数n;β=22;K₀=1.5;m,=2.5mm查齿形系数图3.2查齿形系数图3.29对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180~350MPa,以上各档均合适。 轮齿接触应力(MPa);F——齿面上的法向力(N),T。计算载荷(N·mm);d为节圆直径(mm);C节点处压力角，β为齿轮螺旋角；b齿轮接触的实际宽度(mm);9 主从动齿轮节圆半径(表3.3变速器齿轮许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档950-1000常啮合齿轮和高档齿轮650-700将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触1、一档齿轮接触应力校核T₂=140×10³N·mm;a=20;β=22°;E=2.06×10⁵MPa;由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即同一档，将以上数据代入(3.17)可得.同一档，将以上数据代入(3.17)可得：同一档，将以上数据代入(3.17)可得：同一档，将以上数据代入(3-17)可得：3.2.4倒档齿轮的校核由于采用斜齿故与前五档校核相同1、齿根弯曲疲劳许用应力计算倒档输入齿轮：,查齿形系数图3.2得：y=0.132,把以上数2、齿面接触疲劳许用应力的计算19同一档，将以上数据代入(3-17)可得：3.3轴的结构和尺寸设计在已知两轴式变速器中心距A时，轴的最大直径d和支承距离L的比值可在以下输入轴花键部分直径d(mm)可按下式初选取：Tmx——发动机最大转矩(N.m)。初选输入、输出轴支承之间的长度L=270mm。[t]轴的许用剪应力(MPa);P.发动机的最大功率(kw);n发动机的转速(r/min)。将有关数据代入(3.22)式，得：所以，选择轴的最小直径为25mm。根据轴的制造工艺性要求[20],将轴的各部分尺寸初步设计如图3.3、3.4所示：图3.3输入轴各部分尺寸图3.4输出轴各部分尺寸3.4轴的强度验算3.4.1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，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。轴的挠度和转角如图3.5所示，若轴在垂直面内挠度为f。,在水平面内挠度为f,F 齿轮齿宽中间平面上的径向力(N):E——弹性模量(MPa),E=2.1×10⁵MPa;I——惯性矩(mm⁴),对于实心轴，I=ml⁴/64;a、b齿轮上的作用力距支座A、B的距离(mm):L——支座间的距离(mm)。f=√f²+f?²≤0.2mm齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。1、变速器输入轴和输出轴的刚度校核(1)轴上受力分析F=Ftanβ=7988046×tan22=322738N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=23mm;b=231.24mm;L=254.24mm;d=35.5mm,(3.24)、(3.25)得到：把有关数据代入(3.23)、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=25.25mm;b=231.24mm;L=256.49mm;d=43mm,把有关数据代入(3.23)、(3.24)、(3.25)得到：F₂=F₂tanβ₂=649029×tan22°=262225N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=76.74mm;b=177.5mm;L=2(3.24)、(3.25)得到：把有关数据代入(3.23)、=0.01680<[f]=0.05～0.10mm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=79mm;b=177.5mm;L=256.49mm;d=40mm,把有关数据代入(3.23)、(3.24)、(3.25)得到：=0.02468<[f]=0.05～0.10mm三档工作时：F₃=F₃tanβ₃=519223×tan22=209780N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=100.24;b=154mm;L=254.2(3.24)、(3.25)得到：把有关数据代入(3.23)、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=102.49mm;b=154mm;L=256.49mm;d=38mm,(3.24)、(3.25)得到：=0.03072<[f]=0.05～0.10mmF₄=F₄tanβ₄=432686×tan22°=174816N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=153.99mm;b=100.25mm(3.23)、(3.24)、(3.25)得到：把有关数据代入=0.00298<[fx]=0.05～0.10mm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=156.24mm;b=100.25mm;L=256.49mm;d=35mm,把有关数据代入(3.23)、(3.24)、(3.25)得到：=0.03503<[f]=0.05～0.10mmmmFs=Fstanβ₅=358085×tan22=144676N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=177.49mm;b=76.75mm;L=254.24mm;d=44mm,把有关数据代入(3.23)、(3.24)、(3.25)得到：=0.00083<[f.]=0.05～0.10mm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=179.74mm;b=76.75mm;L=256.49mm;d=32mm,把有关数据代入(3.23)、(3.24)、(3.25)得到：=0.0322<[f]=0.05～0.10mmF=Ftanβ=950555×tan21=364884N输入轴的挠度和转角的计算：(3.24)、(3.25)得到：把有关数据代入(3.23)、=0.0192<[f]=0.05~0.10mmm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=233.49mm;b=23mm;L=256.49mm;d=28mm,把有关数据代入(3.23)、(3.24)、(3.25)得到：=0.0219<[f]=0.05～0.10mm由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。3.4.2轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：F=Ftanβ=7988046×tan22°=322738N已知：a=23mm;b=231.24mm;L=254.24mm;d=35.5mm,1、垂直面内支反力轴上各点弯矩如图3.6所示：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M₂、Mm。轴在转矩T和弯矩的同时作用下，其应力为d轴的直径(mm),花键处取内径；将数据代入(3.29)式，得：118434.881F₂=Ftanβ=7988046×tan22°=322738N已知：a=25.25mm;b=231.24mm;L=256.49mm;d=43mm把以上数据代入(3.29),得：3.5轴承选择与寿命计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度v行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。3.5.1输入轴轴承的选择与寿命计算1、变速器一档工作时F₁=313574N,Fa=322738N轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.6s₁+F=891.27+322738=411865N>s₂=88.65N所以F=891.27NF₂=s₁+F=891.27+322738=411865N计算轴承当量动载荷p查机械设计手册得到e=0.3查机械设计手册得至查机械设计手册得至当量动载荷：P=f,(xF,+yF)fp=1.2p₁=1.2×(0.4×2852063+1.6×891.27)=3080229Np₂=1.2×(0.4×283.677+1.6×411865)=8043973N车型档位数最高档传动比变速器档位ⅡⅢV轿车普通级以下3143418中级以上31424352452查表3.4可得到该档的使用率，所以：所以轴承寿命满足要求。3.5.2输出轴轴承的选择与寿命计算1、初选轴承型号根据机械设计手册选择轴承型号为：右轴承采用30205型号C。=37KN,C,=32.2KN左轴承采用30208型号C。=74KN,C,=63KN变速器一档工作时：一档齿轮上力为：F=313574N,F=322738N轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.6F=891.27NF₂=s₁+F₄=891.27+322738=411865N2、计算轴承当量动载荷p查机械设计手册得到e=0.37x=0.4查机械设计手册得到：y=1.6P=f,(xF,+yF₄)fp=1.2p₁=1.2×(1×2852063+0×891.27)=34224756Np₂=1.2×(0.4×2852063+1.6×411865)=8043973N查表3.4可得到该档的使用率，于是624.38h>3120×0.5%=15.6h所以轴承寿命满足要求。3.6本章小结本章主要对变速器的主要参数进行了选择，基本上完成了变速器主要尺寸的计第4章变速器同步器及结构元件设计4.1.1同步器的功用及分类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(1)锁环式同步器结松如图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(2)锁环式同步器工作原理失，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4.2b),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b,称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取b=0.2～0.3mm。本设计取为0.2。线间的距离a,称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同步擦锥环端面之间的间隙为δ₂,要求δ,>δ。若δ₂<δ,则换档时，在摩擦锥面尚未接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸b<0,此刻因摩擦锥环浮动，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b>0,应使δ₂>δ,通常取δ=0.5mm左右。摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙δ₃,并可称之为后备行程。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。则换档省力或缩短同步时间