【《汽车变速器结构设计》13000字】

为了减少质量，在满足强度的条件下，应将辐条的厚度设计得更薄。图2.2中的标尺可以是花键内径的1.25~1.40倍。当齿轮表面粗糙度值降低时，噪声降低，齿面磨损速度减慢，齿轮的使用寿命提高。传动齿轮齿面表面粗糙度应在μM以内2.2.2换挡机构的选择自动换挡是变速器的主要故障发生之一。由于啮合齿磨损、传动刚度不足、振动等原因，会导致齿轮自动出档。为了解决这一问题，除了在过程中采取的措施外，在结构上采取措施的有效方案有以下几点:1．啮合齿1~3mm。在使用中，两齿的接触部分同时被挤压磨损，在啮合齿的末端形成肩部，可用于防止啮合齿自动移位。2．削减前齿圈的齿厚齿轮啮合齿轮的套筒(切断0.3~0.6毫米),所以屁股后面对啮合齿轮套转变是对前端后方齿圈,以防止自动换档，如图2.3b所示3．将啮合齿的工作面设计加工成一个斜面，形成倒锥角(一般倾斜2~3度)，从而在啮合齿面上产生轴向力，防止自动换挡，如图3-3c所示。该方案有效且应用广泛。啮合齿的齿侧被设计并加工成阶梯形状，这也具有防止自动移出的相同效果。a）b)c)图2.3防止自动脱挡的机构措施在换档时，采用同步传动装置，其传动冲程比滑块传动冲程要小。这种差别在滑块的齿面宽度尤其大时更为明显。因此，对于车辆而言，为了保证驾驶员能够顺利地进行换挡动作，需要有一套可靠有效的传动结构来传递动力。而目前市场上现有的换挡装置主要是机械变速和液压变速两种类型。换挡时，只有当驾驶者人工控制挡把所产生的移动距离尽可能一致时操作最为方便省力。为了满足这一要求可设计采用同步器或者啮合套的换挡机构。因此本设计的换挡机构使用同步器进行换挡。第3章设计与计算本次设计是基于东风标致308汽车发动机，具体数据详见下表3-1：表3-1基本参数发动机型号N6A10XA3APSA主减速器比4.923整车质量（Kg）1340最大功率（Kw）78最高车速（Km/h）185最大爬坡度（％）≥30最大扭矩（N·m）1423.1挡位数选择近年来，为了减少燃料消耗，传动装置的档位增加了。现在的轿车普遍采用4-5档的换档。大排量的汽车传动系统通常使用5档。商业汽车的传动装置使用4到5档[15]。对于重型卡车而言，由于车辆载重较大，通常使用5-6挡变速器；而对于轻型卡车，则以3挡、2挡为主。重量在3t左右或者货车采用五挡变速器，重量在6t左右的货车采用6挡车多挡车多用于总质量大的货车和越野车。经过反复比较和分析后，最后确定选用5挡。3.2传动比的选择选择最低挡传动比应根据下列几方面考虑而定，即最大爬坡度，对地附着力，驱动车轮滚动半径和最低稳定车速。汽车攀爬陡坡的速度较小，其最大驱动力战胜滚动阻力和爬坡阻力的能力较强，得到了理想情况下得下式：（3-1）然后，将需要的最大爬坡速度的换档换算为：（3-2）方程式中：m-车辆的重量；m=1340公斤；g-引力加速；g=9.8米/秒2；——发动机最大扭矩；=142N·m——一档换档比率；——总减速齿轮比；=4.923；f——路面抗滑性能系数；取f=0.020；——动力系统的力学效能；取=0.90；——传动轮转角；取=0.316m；——最大的车辆上坡高度；30%以上，即30％，即≥16.7°普通乘用车车速较高，一般都有超速挡，因此这次变速器采用了5挡设计，现在乘用车传动比区间是3.0-4.5，两轴变速器不设有直接挡，查阅资料得出此处为0.7-0.8；因此=3.5；=0.75。由与的值经下式分别计算2、3、4挡的传动比：（3-3）在实际应用中，对挡位数较少的变速器来说，各挡位传动比之比往往并非恰好相等，也就是说没有按等比级数进行传动比分配。因其使用频繁，为了行驶中换挡不卡挡、方便快捷，相邻两个高挡尤其是对于最高与次高之间的传动比范围应最小，小于1.8最为适当[16]。3.3中心距A对于两轴式变速器来说，中心距较小时齿轮接触应力较大，齿轮寿命较短。在设计时可以通过减小齿高和提高啮合刚度来降低齿轮的最大接触应力；但如果增大中心距离，则会导致齿轮磨损加剧、传动效率下降等问题。最小中心距取决于确保齿轮有具体接触强度。另外受到一挡小齿轮齿数不应太少，中心距应大一些等因素的制约[17]。通常根据经验公式初选中心距：（轿车）（3-5）得到了中心距是：（3-6）乘用车变速器中心距变化范围为60-80mm，从原理上讲总质量较小时车辆中心距较小。本文就如何合理选择中心距及提高其精度提出一些看法。变速器所选挡数及同步器较多时，为便于检测，A选择75毫米的整数。3.4外形尺寸传动装置的外型可由传动装置的齿径、倒档中间齿轮及传动装置的排列方式来判断。对4档、6档或7挡变速器进行了详细介绍，并给出其结构示意图及主要参数。最后分析了各档传动比与速差之间的关系。轿车四挡变速器壳体轴向尺寸为3.0-3.4A。本设计中5挡变速器采用280mm初定轴壳体，完成制图后利用总体结构的尺寸链大小计算最终的外形尺寸。3.5齿轮参数3.5.1齿轮模数齿轮模数的具体值详参表3-2：表3-2齿轮的发现模数车型车用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t1.0>V1.61.6<V2.56.0<ma14.0ma>14.0模数mn/mm2.25~2.752.75~3.003.50~4.504.50~6.00大多数齿轮和同步齿轮的啮合齿是渐开线的。同样的传动机构，因加工过程的原因，啮合齿型的数量是一样的。因此，可根据不同车型选择相应的齿轮参数进行匹配设计。本文以某轿车为例，介绍了匹配设计方法及步骤，并对所需的基本参数作了简要说明。取用范围如下：ma总质量为1.8~14.0

t乘用车和货车为2.0~3.5mm;选用较小的模数值，可以提高齿数，有利于换挡。初选模数可以参考同类型汽车的齿轮模数；也可以根据经验公式进行计算：（高挡K=1）（3-7）（低挡）（3-8）式中：——斜齿正方向模；m——正齿轮的模数；——引擎最大转矩，=142N·m；——变速箱的效率：取＝96％；——换档比率；=3.38；在此方案中，所有的推进档位都采用了同样的模数。在此方案中，正交档位的正方系数为2.5；用m=2.6的方法计算出倒齿轮的模数，以达到设计要求。3.5.2压力角α在理论上，为了降低噪音，应选择较小压力角［20］。国标规定压力角为20度，因此在实际应用时一般选择20度，而啮合套或者同步器接合齿压力角可选范围很广，其中20度，在25、30两种情况下，得到了大量的应用。根据实际情况，在此基础上确定了该齿轮的压紧度为20度，并将其与轴瓦或同步机构的啮合齿的压紧角设定为30度。3.5.3螺旋角β斜齿传动是一种很常用的传动装置。可改善驱动效果，减少噪音。在选择斜齿时，应考虑其对齿面的强度、轴向作用力的作用，并应考虑其对齿轮工作噪音的作用。本设计采用两轴式变速器，在20度～25度螺旋角区间内，适用于小尺寸车辆，最终选取。3.5.4齿宽b选择齿宽时，一般按齿轮模数进行：直齿：b=kcm，kc是齿宽系数；取4.5～8.0；斜齿：b＝kcm，kc是6.0～8.5。对于相同的模型数的每个档位，档位比下档的齿宽因数稍大。在对小齿轮的齿面进行分析时，得到的结果是：齿面宽度约为5~10；各传动机构的齿面宽度是这样的：（3-9）倒挡每个档位齿宽是：（3-10）其相应的宽度取决于稍后的设计的传动装置：前进挡各齿宽：b1=20mm，b2=17mm，b3=20mm，b4=17mm，b5=20mm，b6=17mm，b7=17mm，b8=20mm，b9=17mm，b10=20mm；倒挡各齿宽：b11=19mm，b12=20mm，b13=19mm；3.5.5齿顶高系数国家标准系数：1.00。3.5.6齿轮齿数分配要注意每个挡齿轮的齿数比尽量不为整数，使齿面均匀磨损。采用行星式结构时还应保证各档间具有足够大的速差范围。此外还要考虑各挡位之间的间隙以及换挡冲击问题。对四挡变速器，在传动比不变的情况下可适当调节，从而实现不仅降低了噪声，而且增加了可靠性，延长了使用寿命。图3-1为本次设计的五挡变速器的传动方案。图3-1传动方案布置（1）确定一挡齿轮参数下式分别为转动比、直齿、斜齿：（3-11）（3-12）（3-13）齿轮副齿数和由式（3-9）得出：，取整为=56由此可得：=13；=43齿数及影响中心距的值应按下列公式计算：（3-14）取整值=77mm（3-15）由式（3-4)（3-8）式得出一档位齿轮的齿数是：=13；=44改进的齿轮比：；合格。改进的螺线角度：（2）确定二挡齿轮参数依照上述一挡齿轮参数步骤计算：（3-16）=2.5，=77mm，=23°，=57；由此可知：=20；=37修正传动比：；合格。修正螺旋角：=22.28°（3）确定三挡齿轮参数根据上述一挡齿轮的参数的步骤进行计算：（3-17）三档是斜面的齿轮，=2.5，=77mm，=23°，=57；由此可知：=25；=32改进传动比：（3-18）；合格。改进的螺线角度：（4）确定了四挡齿轮的参数根据上述一挡齿轮参数的步骤，算出：（3-19）=2.5，=77mm，=23°，=57；从这里可以看出：=30；=27修正传动比：（3-20）；合格。修正螺旋角：（5）确定五挡齿轮参数依照上述一挡齿轮参数步骤计算：（3-21）=2.5，=77mm，=23°，=57；由此可知：=33；=24修正传动比：（3-22）；合格。修正螺旋角：（6）确定倒挡齿轮参数选择的倒档齿轮的模具数目通常是一档，所以在输入轴上选择了倒档11的齿数：=12但是，反向变速器13的齿数一般是21至23个。所以选择其数值是=23。为了确保在没有移动干扰的前提下，在齿轮11和12的齿顶圆距大于0.5mm时，齿轮11的齿顶圆直径和齿顶圆缝12：(3-23)得：取整为：得到：=12；=38则：因此，输入轴和倒挡轴之间有一个中心距：（3-24）输出轴和倒挡轴之间具有中心距：（3-25）结合上述计算可得修正后各档传动比如下：为3.39；为1.86；为1.27；为0.91；为0.69；为3.203.5.7螺旋方向的选择当变速箱中存在着不平衡力矩时，就会影响到变速器工作性能，因此必须对它进行校正。3.5.8变位系数的计算计算变位系数：实际中心距已知=77mm，=22.28°，=2.5，=57标准为：（3-26）端面压力角：（3-27）端面啮合角：（3-28）（3-29）（3-30）（3-31）表3-3各齿轮变位系数0.395-0.4360.240-0.2800.110-0.150-0.0820.042-0.1500.1100.0000.0000.0003.5.9各齿轮主要参数详参表3-4。表3-4各齿轮主要参数z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13齿数z13442037253230273324123823模数2.52.52.52.52.52.52.52.52.52.52.62.62.6齿宽b20172017201717201720192019端面模数mt2.702.702.702.702.702.702.702.702.702.702.62.62.6端面压力角αt21.4721.4721.4721.4721.4721.4721.4721.4721.4721.47202020压力角α20202020202020202020202020螺旋角β22.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.28分度圆直径d35.13118.8954.0599.9767.5586.4681.0672.9589.1764.8531.2098.8059.80齿顶高ha2.52.52.52.52.52.52.52.52.52.52.62.62.6齿根高hf3.133.133.133.133.133.133.133.133.133.133.253.253.25齿顶圆直径da40.13123.8959.04104.9772.5591.4686.0677.9594.1769.8536.4010465齿根圆直径df28.88112.6447.7993.7261.3080.2174.8166.7082.9258.6024.7092.3053.30节圆直径35.12118.8754.0399.9667.5486.4581.0572.9589.1664.8431.2098.8.059.803.6材料的选择目前，我国轿车传动装置的主要齿轮采用的是渗碳型合金钢，表面的高强度与芯体的高强度配合，能够显著地改善齿轮的耐磨性能、抗弯曲疲劳性能和接触疲劳性能。本研究选择了常规20CrMnTi合金钢材。3.7轮齿强度计算汽车不同型号变速器所采用齿轮材料、热处理方法和加工方式情况基本一致，故本文选用了一种简便的计算方法。3.7.1轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮（3-32）式中：——弯曲应力（MPa）；Ft——圆周力(N)，，为计算载荷(N·mm)；d——节圆直径(mm)；d=mz；b——齿宽(mm)；——可近似取应力集中系数=1.65；——在摩擦力影响系数方面，啮合点处主从动齿轮不同方向对弯曲应力的影响是不同的：主动齿轮；=1.1，从动齿轮=0.9；y——齿形系数；详见下图3-2t——端面齿距，t=πm，m为模数。计算负荷取对变速器第1轴最大转矩一挡，许用弯强度为400-850MPa，而轿车中常见的齿形和高档位的允许弯矩为：180～350MPa。倒挡3个档位都是直档位，其它档位都是斜档位，求出倒挡档位及每个前进挡弯曲应力见表3-5、3-6。表3-5倒挡齿轮弯曲应力齿轮111213弯曲应力（MPa）462.10557.01183.50表3-6前进挡齿轮弯曲应力齿轮12345678910弯曲应力813.39340.16301.11226.72165.55179.94118.08119.8494.99105.42结合上述计算结果，得出结论：每一个齿轮都是合格的，达到了设计要求。（2）斜齿轮弯曲应力（3-33）式中：——弯曲应力（MPa）；Ft——圆周力(N)，，为计算载荷(N·mm)；d——节圆直径(mm)；;b——齿宽(mm)；——应力集中系数，可以近似取为=1.50；——在摩擦效应因子方面，当啮合点处主驱动轮摩擦方向变化时，其对弯矩的作用是不相同的：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；t——法向齿距，；y——齿轮的齿型因数，用等值齿轮的齿型因子在图4-1中查的；——重合度影响系数，=2.0；3.7.2轮齿接触应力计算（3-34）式中：——齿轮的接触应力（MPa）；F——齿面上的法向力（N）；；Ft为圆周力（N），；为计算载荷(N·mm)；d为节圆直径（mm）；为节点压力角（°）；为齿轮螺旋角（°）；E——用MPa表示的弹性模数；选择20CrMnTi的齿轮材质；查阅数据，得到的结果是：E=200*103MPa；b——实际齿轮接触宽度（mm）；——主、从动齿轮节点曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮；在以为计算载荷的情况下，加载到第一轴。变速器齿轮许用接触应力问详参下表3-7：表3-7齿轮许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900~2000950-1000常啮合齿轮和高挡1300~1400650-700倒挡3个档位都是直档位，其它档位都是斜档位，可以得到倒挡齿轮与各个前进挡之间接触应力表3-8,3-9所示。表3-8倒挡齿轮接触应力齿轮111213接触应力（MPa）488.22488.23352.65表3-9前进挡齿轮接触应力齿轮12345678910接触应力989.13583.16518.71413.64371.16355.83306.25297.62265.95287.513.8轴的结构分析与尺寸计算校核3.8.1结构分析与尺寸计算（1）结构分析两轴式变速器的设计构造通常是，将第一轴和主齿轮结合成一个整体，总体尺寸受离合器轴向尺寸约束，并由其总成长度确定。这种结构设计在汽车起步时，会产生较大振动和噪声；而在行驶过程中，由于发动机转速较低，造成变速箱内部温度升高，降低了换挡品质。所以，必须采用轴传动形式。而花健在轴上的功能是设备离合器从动盘毂上，所以尺寸要求和离合器内部花键尺寸相同。在这一阶段，这种结构基本上都是选择齿侧定心矩形花健来构成花键和齿轮动配合。从力的观点来看，第二轴应做成阶梯式结构，而且为了不使砂轮槽中的力集中而诱发轴断裂现象，应选择截面尺寸比较接近的不同轴系。这种阶梯式结构既能达到受力点均衡，又能给安装和配置带来方便。利用弹性挡圈定位齿轮是一种常见的设计结构，但由于弹性挡圈所能承受的轴向力受到限制，装配及拆卸工艺也十分繁琐，且与旋转件的端面还产生很大摩擦力，传动性能不高，所以在本身质量较小的汽车领域中应用比较普遍。在这种结构中配置同步器齿座应选择具有良好定位性能的渐开线花键并采用大径定心较为合适。另外由于齿面啮合时存在间隙，使得齿面上会形成一定程度的应力集中，因而需要对其进行适当改进以提高使用寿命。目前使用最为普遍的是渐开线花键轴。尽管渐开线花键用于固定连接时精准度较低，但是它优良承载能力可以通过改变小径继而加强轴刚度。（2）输入轴尺寸计算可以通过以下公式来初始地选定输入轴花键部分的直径d(mm)：（3-35）公式中：K为4-4.6，这里的K=4.2。Temax-引擎最大转矩；Temax=142N.m为了变速器的传动效率：d=21.92mm；取d=22mm花键处d增大10％：d=22×110％=24.20mm选取花键尺寸：d=25mm利用三维建模软件UG对液压马达进行实体造型并建立其装配模型，在此基础上运用ADAMS动力学仿真分析系统对液压马达的输出转速、振动位移等参数进行了研究。此处设置的五档同步电机采用16毫米长度，12个锥形滚子和轴之间设有止动环，d12=20mm，视圆柱形辊的位置而定。选定的决定长24mm。在轴7，9上分别装有齿轮5，7。通过齿轮的设计宽度决定了这两个地方的长度是20mm，17mm。对轴系进行强度校核，计算出在最大载荷作用下的应力分布云图以及变形量分布图，并将其与许用安全系数做比较分析；最后通过有限元仿真软件验证计算结果。在轴8和10上按齿轮的啮合情况可定长5至2毫米和38毫米。轴系2、4、6为与轴系1、3、5为一体的齿轮，由以上结果可知，每个齿轮的宽度都在20mm以内。在轴3和5上，其宽度是由输出和输入轴线的齿形设计值和齿对的啮合来决定的，即14毫米和51毫米。经上述分析，得出了该系统的输出轴径为494毫米。（3）输出轴尺寸计算输出轴线：（3-36）（3-37）其中：P——轴传递功率（Kw）；C——由材料和受力条件确定的恒量；C，因为引擎最大转矩不大，因此，用更低的数值C=100；n——轴的速度（r/min）；T——轴受到的扭矩，，为变速器的传动效率，取=96％；故：（3-38）齿轮二处：齿轮三处：齿轮六处：齿轮八处：齿轮十处：齿轮十二处：鉴于轴上的键槽，同步器的花键直径要增大10%,所以：1处轴径：d=34.89*（1+1）=38.48mm;花键上的最大轴径等于齿轮2上的轴径，选择8*36*40*7规格花键大小，取所述轴的直径d=40mm,根据所述齿轮2和所述同步器1的宽度取所述轴的长度54mm。齿轮4个位置的轴直径：由1处的花键决定,d=36毫米。齿轮6上的轴的直径：同齿轮4的轴的直径,d=36mm;根据齿宽及齿间轴套的宽度可以确定轴4,6的轴长74mm;轴4,6上的轴；2处轴径：含花键d=29.78*（1+1）*32.76毫米齿轮6处轴径为d=36毫米，选用8*32*36*6花键时，轴径最大值取为d=3毫米，轴长为19毫米。齿轮八处轴径：左端装2，按2花键计算,d=32mm;按齿轮啮合计算，轴长为49mm。齿轮十处轴径：含花键,d=218.4*（1+1）=24.02mm,轴径为d=32mm的轴径为8,6*28*32*7选择了花键，花键的长度为20mm；轴9轴线的直径：圆柱形的滚动轴承和轴的中间有一个垫片，左边的花键的内径是28毫米，选用轴的直径为d=25mm.根据轴承的大小，轴间限位尺寸和装配状态均采用52.5mm的轴长；轴7上的轴径：轴肩处的齿轮2具有d=44毫米的轴直径和15毫米的宽度；齿轮12处轴直径：含花键,

d=35.60*（1+1）=39.16mm;选用8*36*40*7花键且宽20mm；轴5处轴径：安装弹性挡圈，定位直齿轮12，选取轴径35mm，内径32.2，厚度2.5mm的弹性挡圈。轴3处轴径：将轴直径设为d=35毫米，并将其长度按齿轮的啮合状况确定为62毫米；轴1的直径：装圆锥滚子轴承时，按轴3上的轴径和圆锥滚子轴承的轴之间的定位尺寸，取1上的轴的直径d=30mm;轴的长度为20mm。经上述计算，输出轴尺寸为409毫米。3.8.2轴的校核计算（1）轴的强度计算及校核在一般情形下，考虑到由处理和装配确定的轴系统大小，其在传动装置的配置中有足够的强度，只需验算轴系的危险断面。然而，如果要保证轴具有足够的强度和刚度则必须通过计算来完成。本文以某汽车公司开发的某型变速器为研究对象，介绍了变速器轴有限元分析及优化方法。对该设计变速器而言，其轴系强度与刚度在设计过程中均有剩余，因此在验算时仅需验算一挡或二挡。由于它的输出轴构造复杂，因此，它被列为了一个重要的检查目标。表3-10输出轴校核轴支点水平面支承反力垂直面支承反力输出轴EF建立了轴系弯矩图，并对其进行了风险分析，得到了最大的综合弯矩和扭矩，并对其进行了分析。取断面上的合成弯矩与转矩的极大值，代入式中计算得到如下应力值：弯曲应力：（3-39）扭转应力：（3-40）合成应力：（3-41）式中：——轴向截面上的弯曲截面系数；——轴段的扭转截面因数；对于圆横断面，其公式如下：（3-42）（3-43）对于空心轴，计算如下：（3-44）（3-45）花键是按小径计算的。轴系强度应用发动机的最大扭矩计算，安全系数（以金属材料屈服极限为基准）选择5～10。安全系数：，取s=5轴用20CrMnTi时=850MPa因此可以得到：从事低档工作：≤400MPa应力计算：（3-46）（3-47）（3-48）（3-49）（3-50）（3-51）（3-52）注：（2）轴的刚度计算和校核变速器轴系刚度对轴系而言非常关键，通常以轴系挠度、转角等为刚度考核指标。挠度是指由于轴位于垂直面上而引起的、能改变齿轮中心距、损坏正常啮合结构、使之无法顺利工作的挠度。通常采用弯曲变形量来衡量；而转角则是指轴颈与轴承之间的间隙大小，它反映了轴瓦对转轴的支撑作用是否良好。转角由轴产生于水平面，它同样也会损坏传动结构使大小齿轮偏离合适位置而使齿轮受力分布不均。在材料力学中，应按有关的公式分别求取轴系统的横向和纵向上的变形，其整体变形为：（3-53）由于主轴的刚性是最小的。基础数据选取发动机最大转矩值和轴截面总挠度不超过0.2

mm。齿轮所处平面内转角不宜大于0.002弧度，两轴之间脱离不宜大于0.2毫米。因此刚度是：水平转角：（3-54）水平挠度：（3-55）水平挠度：（3-56）I为惯性矩（mm4），实心轴中。轴的刚度许用值：，；，。3.9轴承类型的选择按每个齿轮上的轴的直径选择：齿轮2处选K40×45×17滚针轴承，齿轮4处选K35×40×17滚针轴承，齿轮6处选K35*40*17滚针轴承,K32*37*20滚针轴承，K25*29*17滚针轴承；3.10锁环式同步器主要尺寸的确定（1）同步环锥面上的螺纹槽如果把螺纹槽的螺线尖端设计的比较窄，对摩擦锥面间存在的油膜具有良好的刮除作用。当用较小直径的螺钉紧固时，其摩擦阻力比大直径螺钉小得多。因此螺纹槽底部可以较大地减小摩擦力，从而可提高传动效率。且顶部宽度过窄会影响接触面压强，进而加快磨损。并且通过试验证明：螺纹齿顶宽度对于摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶磨损的降低而降低，换挡费力，所以齿顶宽度不易过大。螺纹槽设计大，能将刮下的油脂保存在螺纹间的缝隙内，但是螺距的加大又使得接触面变小，磨损速度加快。如图3-9a所示，是针对中小型汽车，而图3-9b所示，是针对重型汽车的。通常有6～12个轴向泄油槽，槽宽3～4

mm。（a）（b）图3-9同步器螺纹槽形式（2）锥面半锥角α理论上α越小摩擦力矩越大,

α太小会导致自锁发生，而避免自锁发生的条件为:tan

α≥f,通常α=6‰～8‰;α=6‰,摩擦力矩越大，但是当锥面表面粗糙度不严格控制时会出现粘着、咬住等现象；[22]在α取值7°能够有效避免这种情况。本次设计中的半锥角取7°。（3）摩擦锥面平均半径R摩擦力矩随平均半径向正方向增加。由于传动效率较高，所以对齿轮副进行优化设计时必须考虑其润滑条件。目前常用的摩擦学性能评价方法有两种：一种是试验法；另一种则以有限元法为基础的数值分析法。R常受到结构上的制约，其中变速器中心距与有关部件的大小与排列等因素的制约，同时也受到R取较大后影响同步环径向厚度大小应取较小者的制约，因此其值应适度，即以40~60mm为平均半径值。（4）锥面工作长度b轴向长度受到锥面工作长度的影响，b越小，轴向长度也越短。根据下式计算确定：（3-57）设计时考虑降低成本取同b取五毫米。（5）锁止角β摩擦力矩随平均半径向正方向增加。如果选得合适，就能使变换挡位过程中两部分的角速度差为零，这是换挡的基本要求。当锁止角β的值确定后，应分析并考虑以下各点，即摩擦因数f,擦锥面平均半径R,锁止面平均半径以及锥面半锥角α等，它们对锁止角均有影响。摩擦阻力系数Fr,fr是指摩擦阻力与滑动率之比。当摩擦力较小时，摩擦阻力会随着摩擦系数的增大而减小；反之，则增加。现有变速器在设计结构上取值范围在26度至46度之间。所以我们在考虑了很多因素的情况下，最后选定了锁止角为β=30度。（6）同步时间t同步器工作时，要连接的两个部件达到同步的时间要尽量缩短。如果是由一个齿轮带动另一个齿轮运动，那么同步器就会产生很大的径向力和扭矩，从而使同步器损坏或失效（图1），造成车辆无法正常行驶。其原因主要有以下几种。较大的轴向力缩短了同步时间。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同机型要求作用在手柄上的力也不一样[23]。为此同步时间与车型之间存在着某种联系，计算时可从所属范围内选取：对轿车变速器高挡0.15～0.30

s,低挡0.50～0.80

s;对货车变速器高挡0.30～0.80

s,低挡1.00～1.50

s。第4章变速器主要零部件三维建模（1）如图所示图4-1是变速器上壳体，图4-2是下壳体变速器的外壳底座跟随箱盖和输入轴输出轴组装而成的变速箱。图4-1变速器上壳体图4-2变速器下壳体（2）如图所示图中4-3为一挡从动、4-4是二档从动，5-5是三档从动，6-4是四档从动，7-5是五档从动，8-4是倒排的，并且是跟着输出轴装配的。图4-3一档从动图4-4二档从动图4-5三挡从动图4-6四挡从动图4-7五档从动图4-8倒挡齿轮（3）如图4-4、图4-5、如图4-6所示，一挡二挡花键轮毂、三挡四挡花键轮毂、五挡花键轮毂以及轮毂上的键槽与轮毂紧密地匹配，使同步机能够正常工作。图4-4一档二档花键毂图4-5三挡四挡花键毂图4-6五档花键毂（4）如图4-7、图4-8、图4-9所示，一档二档锁环、三挡四挡锁环、五档锁环，都有同步器相配合。图4-7一档二档锁环图4-8三挡四挡锁环图4-9五档锁环（5）如图4-10、4-11、4-12表示一档二档同步器，三档四档同步器，五档同步器等，一档二档、三档四档同步器分别置于输出轴上，而五挡同步器则设在输入轴上。图4-10一档二档同步器图4-11三挡四挡同步器图4-12五档同步器（6）如图4-13所示，通过拨叉连接到同步齿轮，实现变速器的换档。图4-13换挡杆（7）在图4至14中，在拨叉式传动装置中，共4根拨叉与同步齿轮的接合套联在一起，在传动装置变速时，该换挡杠杆会带动拨叉滑行，因此，拨叉驱动接合套滑动以完成换挡。图4-14换挡拔叉（8）如附图4-15所示，是输入轴的装配图。图4-15输