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上海工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 微型貨車變速器傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計
目 錄
摘 要 2
Abstract 3
1 緒論 4
1.1 變速器設(shè)計的目的和意義 5
1.2國內(nèi)外研究狀況 6
2 變速器結(jié)構(gòu)方案分析 8
2.1齒輪形式的確定 8
2.2換擋結(jié)構(gòu)形式的確定 8
2.3軸的形式及布置 9
2.4軸承形式 11
2.5潤滑與密封 12
3 變速器主要參數(shù)的計算 12
3.1 設(shè)計參數(shù)要求 12
3.2擋數(shù)的選擇 13
3.3各檔傳動比分配 14
3.3.1 最低檔傳動比計算 14
3.3.2 最高檔（超速檔）傳動比選定 15
3.3.3其他各擋傳動比初選 15
3.4中心距A的確定 16
3.5外形尺寸的初選 16
4 傳動部件的設(shè)計與校核 17
4.1 各檔齒輪的設(shè)計 17
4.1.1齒輪參數(shù)的選定 17
4.1.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配 21
4.1.3 變速器齒輪的變位 25
4.1.4 齒輪材料的選擇 26
4.1.5 各軸的轉(zhuǎn)矩計算 27
4.1.6 齒輪強(qiáng)度計算 28
4.2 軸的設(shè)計與校核 34
4.2.1軸的工藝要求 34
4.2.2初選軸的直徑 35
4.2.3軸最小直徑的確定 36
4.2.4軸的強(qiáng)度校核 37
4.2.5 花鍵的計算 40
4.3軸承的選擇與校核 43
4.3.1一軸軸承的選擇與校核 43
4.3.2中間軸軸承的選擇與校核 45
5 同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇 46
5.1同步器 46
5.1.1同步器工作原理 47
5.1.2慣性同步器 47
5.2操縱機(jī)構(gòu)的選擇 50
5.2.1概述 50
5.2.2典型操縱換檔機(jī)構(gòu) 51
總 結(jié) 53
致 謝 54
參考文獻(xiàn) 55
III
摘 要
汽車變速器是汽車傳動系統(tǒng)的主要組成部分，主要作用是將發(fā)動機(jī)的矩經(jīng)過改變后傳遞給主減速器。改變傳動比擴(kuò)大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速范圍，來適應(yīng)不同的行駛條件。設(shè)置空檔用來中斷動力傳遞，設(shè)置倒檔，使汽車能夠倒退行駛。
文中闡述微型貨車變速器設(shè)計，是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的變速器作為設(shè)原型，在給定發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨立設(shè)計出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計的主要內(nèi)容是根據(jù)已知參數(shù)進(jìn)行各檔位傳動比的選擇確定、齒輪參數(shù)的選擇、二軸及中間軸的選擇計算、軸承的選擇等。
文中對變速器的主要參數(shù)進(jìn)行了驗證，包括齒輪強(qiáng)度的校核、變速器軸度和剛度的校核、軸承壽命的驗算等。計算結(jié)果表明整體性能滿足要求。
關(guān)鍵詞: 變速器；中間軸；設(shè)計；傳動比；齒輪
Abstract
Automotive transmission is a major component of automotive driveline, the main role is to change the engine moments after a pass to the final drive. Transmission ratio changing speed range torque and the drive wheel to expand to accommodate different driving conditions. Provided to interrupt the power transmission in neutral, reverse gear set so that the car can travel in reverse.
This paper describes minivan gearbox design is based on the existing production enterprises in the production of prototype models of the transmission as a set, at a given engine output torque, speed and maximum speed, maximum gradeability and other conditions, designed to meet the requirements of its own independent intermediate five-speed gearbox shaft. The main contents of the present design is performed to determine the selection of gear ratios, gear selection parameters, and select the second intermediate shaft and the axis of calculation of the bearing selection based on known parameters.
The main parameters of the transmission of the text were verified, including checking, checking gear bearing life strength check, transmission shaft and stiffness and so on. The results show overall performance to meet the requirements.
Key words:Transmission; Intermediate Axle; Design ;Gear ratio; Gear
微型貨車變速器傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計
××××××
1 緒論
微型貨車主要從事城市市區(qū)或農(nóng)村間中短途距離運輸?shù)慕煌üぞ?，具有機(jī)動靈活、快捷方便的優(yōu)勢，特別是在運輸噸位不大且距離又比較近時，微型貨車便發(fā)揮出巨大優(yōu)勢。近幾年來隨著我國城市規(guī)模的不斷擴(kuò)大，城市市區(qū)間越來越需要微型貨車。變速器是汽車傳動系統(tǒng)中重要的組成部分，它直接影響汽車的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，是汽車的重要部件之一。
本設(shè)計是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的變速器作為設(shè)計原型，在給定發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨立設(shè)計出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計的重點部分是檔位傳動比的選擇及計算依據(jù)、齒輪參數(shù)的選擇計算及校核、二軸及中間軸的強(qiáng)度校核等。
此次微型貨車的變速器設(shè)計將基本滿足微型貨車的使用要求，通過對變速器的分析、方案選擇、設(shè)計計算和整理，能達(dá)到了預(yù)期的效果，完成此次畢業(yè)設(shè)計。畢業(yè)設(shè)計是對自己大學(xué)四年所學(xué)知識進(jìn)行系統(tǒng)的綜合運用，通過此次設(shè)計，了解了變速器設(shè)計的基本過程和在設(shè)計過程中應(yīng)該注意的問題，學(xué)會了設(shè)計的過程和方法。
1.1 變速器設(shè)計的目的和意義
在發(fā)動機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋中斷動力傳遞，以使發(fā)動機(jī)能夠啟動、怠速，并便于變速器換檔或進(jìn)行動力輸出。變速器的作用用一句話概括，就叫做變速變扭，即增速減扭或減速增扭。為什么減速可以增扭，而增速又要減扭呢？設(shè)發(fā)動機(jī)輸出的功率不變，功率可以表示為 N = wT，其中w是轉(zhuǎn)動的角速度，T是扭距。當(dāng)N固定的時候，w與T是成反比的。所以增速必減扭，減速必增扭。機(jī)械式變速箱主要應(yīng)用了齒輪傳動的降速原理。簡單的說，變速箱內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換檔行為，也就是通過操縱機(jī)構(gòu)使變速箱內(nèi)不同的齒輪副工作。如在低速時，讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時，讓傳動比小的齒輪副工作。汽車變速器齒輪傳動就根據(jù)變速變扭的原理，用于轉(zhuǎn)變發(fā)動機(jī)曲軸的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同要求的需要，分成各個檔位對應(yīng)不同的傳動比，以適應(yīng)不同的運行狀況。
本變速器的設(shè)計根據(jù)老師提供的參數(shù)而設(shè)計的，同時參考了同類型汽車變速器結(jié)構(gòu)、性能及參數(shù)等，主要要求：
（1）保證汽車具有良好的動力性及經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)；
（2）具有較高的傳動效率；
（3）操縱微便，工作可靠，噪音小；
本變速器采用了滑塊式同步器，實現(xiàn)了噪聲小，傳遞效率高的特點。除一檔、倒檔外，其他各檔均采用常嚙合斜齒輪，降低了沖擊，為了提高齒輪的齒面強(qiáng)度和抗彎強(qiáng)度，除三、四檔外，其他各檔均采用變位齒輪，提高齒輪的工作性能。
在老師的指導(dǎo)下，通過本課題的學(xué)習(xí)，懂得了變速器的作用及設(shè)計方法，復(fù)習(xí)和鞏固了以前所學(xué)的機(jī)械設(shè)計方面的理論知識，理論與實踐結(jié)合，使自己的知識面得到拓寬。綜合了大學(xué)所學(xué)的知識，讓自己的能力得到了檢驗，并為以后的工作打下了結(jié)實的基礎(chǔ)，讓自己有足夠的能力應(yīng)付以后的工作，增加自己的能力，掌握更多的方法。
1.2國內(nèi)外研究狀況
目前，汽車市場上裝備性能更佳、功能更多的自動變速器（AT）轎車迅速增加，為解決AT油耗高、動力性能低的問題，汽車廠商為AT設(shè)計可提供選擇的多種使用模式，使其智能化適應(yīng)不同駕駛需要。但還是不能最終解決AT油耗高傳動效率低的問題。因為，無論采用哪種模式，都會對發(fā)動機(jī)功率或油耗作出選擇取舍。盡管普通手動齒輪變速器（MT），存在許多不足，但因其結(jié)構(gòu)簡單、效率高、功率大的優(yōu)點，現(xiàn)在仍大量使用。
100多年中，變速器經(jīng)歷了用變速桿改變鏈條的傳動比→手動變速器→有級自動變速器→無級自動變速器的發(fā)展歷程。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器（MT）、電控液力自動變速器（ECT）、金屬帶（鏈）式無級變速器（CVT）、電控機(jī)械式自動變速器（AMT）、雙離合器變速器（DCT）及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器（IVT）等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢，但其中金屬帶式無級變速器前景看好。手動變速器又有兩軸式變速器、三軸式變速器、組合式變速器和雙中間軸式變速器。
從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看，全世界的各個大廠商都對提高AT的性能及研制無級變速器（CVT）表現(xiàn)積極，汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實用化進(jìn)程。然而，因無級變速器技術(shù)難度很大，發(fā)展相對較慢，從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器（MT）、電控液力自動變速器（ECT）、金屬帶（鏈）式無級變速器（CVT）、電控機(jī)械式自動變速器（AMT）、雙離合器變速器（DCT）及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器（IVT）等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢，但其中金屬帶式無級變速器前景看好。ECT變扭器中的自動變速器油（ATF）在高速運動中，由于油液分子間的內(nèi)摩擦和油液分子與各工作葉輪表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會產(chǎn)生油液溫度升高造成功率損失，存在傳動效率低油耗較大的不足，另外還存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高及維修難度大等較明顯缺點。歐洲格特拉克（GETRAG）變速箱公司開發(fā)的電控機(jī)械自動變速器（AMT）則克服了AT效率低等缺點，與AT相比，具有更大的發(fā)展優(yōu)勢，可是AMT依舊需要復(fù)雜的電控系統(tǒng)來控制。據(jù)該公司預(yù)測，今后短時期內(nèi)，市場大部分將被AMT占領(lǐng)。
2 變速器結(jié)構(gòu)方案分析
變速器用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。變速器設(shè)有空檔，可在發(fā)動機(jī)起動、汽車滑行或停車時使發(fā)動機(jī)的動力停止向驅(qū)動輪工作。
2.1齒輪形式的確定
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪僅用于一檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設(shè)計倒擋選用直齒輪，其他擋選用斜齒輪。
2.2換擋結(jié)構(gòu)形式的確定
變速器換檔機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。
采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。
常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。
使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用同步器或嚙合套換擋，其換檔行程要比滑動齒輪換擋行程小。
通過比較本設(shè)計所有擋選用同步器換檔。
2.3軸的形式及布置
該變速器采用三軸式布置，既一軸、二軸為同心軸，二軸前端支承在一軸后端內(nèi)腔中，中間軸與二軸在同一縱向平面內(nèi)，相互平行，倒檔軸在Ⅰ、Ⅱ軸側(cè)面，具體結(jié)構(gòu)（如圖2.1、2.2）所示：
圖2.1變速器軸布置及傳動示意圖
圖2.2為常見的倒檔布置方案。圖2.2b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換檔困難。圖2.2c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2.2d方案對2.2c的缺點做了修改。圖2.2e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為微便。為了縮短變速器軸向長度，倒檔傳動采用圖2.2g所示方案。缺點是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。
本設(shè)計結(jié)合實際車型，在給定的任務(wù)書中已經(jīng)確定是中間軸式變速器，全部齒輪為常嚙合齒輪，所以綜合考慮，本身設(shè)計選擇圖2.2（b）形式進(jìn)行設(shè)計。
圖2.2 倒檔布置方案
2.4軸承形式
變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。
第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。
變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。
滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。
變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。
本設(shè)計中間軸選用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾針軸承，二軸右側(cè)用圓錐滾子軸承，一軸用球軸承。
2.5潤滑與密封
潤滑分為壓力式和飛濺式。
①在一軸常嚙合小齒輪上鉆四個徑向油孔，這樣，潤滑被常嚙合大齒輪從底殼中把油帶上來，然后被擠進(jìn)這些油孔，潤滑了第二軸前端的滾針軸承。
②二軸上各檔齒輪均鉆有四個徑向油孔，潤滑油通過各自的主動輪從底殼中把油帶上來，擠進(jìn)油孔，然后潤滑各自的支承滾針軸承、及與軸的配合部分。
③倒檔齒輪由滾針軸承支承在倒檔軸上，為進(jìn)行潤滑，在倒檔齒輪上開一個油槽，以便潤滑油進(jìn)入滾針軸承和軸的配合部分。
④為保證密封，此變速器在一軸軸承蓋內(nèi)開設(shè)回油槽、二軸與變速器后殼體配合處采用非標(biāo)準(zhǔn)密封，蓋與殼體的密封用涂膠的紙墊，為防止油溫過高，氣壓過大造成滲油現(xiàn)象，在頂蓋上裝有通氣塞。
變速器采用5個檔，齒輪和軸的材料均采用相同材料：20CrMnTi,通過滲碳淬火，提高齒輪及軸的抗疲勞強(qiáng)度及剛度。
3 變速器主要參數(shù)的計算
3.1 設(shè)計參數(shù)要求
本次設(shè)計主要技術(shù)參數(shù)如下：
額定載荷：500kg
最大總質(zhì)量：1620kg
比功率：28kw/t
比轉(zhuǎn)矩：44N.m/t
最高時速：100km/h
變速器前進(jìn)擋數(shù)：5，最高擋為超速擋
3.2擋數(shù)的選擇
增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換檔頻率也增高。
在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進(jìn)行。
檔數(shù)選擇的要求：
（1）相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下；
（2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。
目前，轎車一般用4～5個檔位變速器，貨車變速器采用4～5個檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車。
傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機(jī)參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。目前轎車的傳動比范圍在3～4之間，微型貨車在5～6之間，其它貨車則更大。
根據(jù)設(shè)計要求，本次變速器為5檔變速器。
3.3各檔傳動比分配
3.3.1 最低檔傳動比計算
（1）一檔傳動比應(yīng)該滿足最大驅(qū)動力能夠克服汽車輪胎與路面的滾動阻力及最大爬坡阻力
（3.1）
（3.2）
式中：
——最大轉(zhuǎn)矩，
——車輪半徑,選定車輪為7.50-R16則車輪半徑為320.47mm；
——主減速器傳動比，此處選定
ψmax—道路最大阻力系數(shù)，取ψmax=0.3；
——傳動系傳動效率
mg——汽車總重力，mg=16209.8=15876N；
代入公式（3.2）得到：
=4.42
（2）根據(jù)車輪與路面的附著條件則：
（3.3）
（3.4）
在0,5~0.6之間取0.55，（500+）×9.8=10388N
代入式（3.3）得到：=5.29
結(jié)合上述（1）（2）一檔傳動比的范圍為：
由于本車為微型貨車且有超速檔，一檔初選傳動比取4.5。
3.3.2 最高檔（超速檔）傳動比選定
微型貨車超速檔的的傳動比一般為0.7~0.8，本設(shè)計取五檔傳動比igⅤ=0.72。
3.3.3其他各擋傳動比初選
（1）本微型貨車有超速檔，前述已選定超速檔傳動比igⅤ=0.72；
（2）為了提高傳動效率通常還設(shè)置直接檔，即四檔為直接檔傳動比為igⅣ=1。
（3）Ⅱ~Ⅲ各檔傳動比為等比分配
中間檔的傳動比理論上按公比為 （其中n為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列。
因為，所以=q=1.65, = ×q=2.723。
實際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機(jī)參數(shù)的合理匹配。在變速器結(jié)構(gòu)方案、檔位數(shù)和傳動比確定后，即可進(jìn)行其他基本參數(shù)的選擇與計算。
綜上述，各檔傳動比如下：
3.4中心距A的確定
由于變速器為中間軸式變速器，初選中心距可根據(jù)以下的經(jīng)驗公式（3.5）計算[7] 。
（3.5）
式中：
——變速器中心距（mm）；
——中心距系數(shù)，=8.6-9.6；
——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)距=71.28（N.m）；
——變速器一檔傳動比為4.5；
——變速器傳動效率，取96%。
將各參數(shù)代入式（3.4）得到：
（8.6~9.6）=（8.6~9.6）6.753=58.1~64.83mm
微型貨車的變速器中心距58.1~64.8mm范圍內(nèi)變化，初取A=64mm。
3.5外形尺寸的初選
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。
影響變速器的殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。
變速器殼體的軸向尺寸可參考表3.2數(shù)據(jù)選用：
表3.2 變速器殼體的軸向尺寸
四檔
（2.2～2.7）
五檔
（2.7～3.0）
六檔
（3.2～3.5）
為了減小變速器的尺寸，取外形尺寸初選為3A=192mm。
4 傳動部件的設(shè)計與校核
4.1 各檔齒輪的設(shè)計
4.1.1齒輪參數(shù)的選定
（1）齒輪模數(shù)的選取
齒輪模數(shù)選取的一般原則：
1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；
2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；
3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；
4）從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。
對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。
對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表4.1：
表4.1 變速器齒輪的法向模數(shù)
微型、普通級轎車
中級轎車
中型貨車
重型貨車
2.25～2.75
2.75～3.00
3.5～4.5
4.5～6.0
選用時，優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的盡量不要用，表4.2為國標(biāo)GB/T1357—1987，可參考表4.2進(jìn)行變速器模數(shù)的選擇。
表4.2變速器常用的齒輪模數(shù)
第一系列
1
1.25
1.5
—
2.00
—
2.50
—
3.0
——
—
第二系列
—
—
—
1.75
—
2.25
—
2.75
—
（3.25）
3.5
表中數(shù)據(jù)摘自（GB/T1357——1987）
綜合考慮文中設(shè)計由于是微型貨車，變速器倒檔模數(shù)取3.0mm；其他各檔為2.5mm。
（2）齒輪壓力角α
壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。
對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。
本變速器是采取了《重要微型汽車變速器的新技術(shù)》主要內(nèi)容是，在保證齒輪的強(qiáng)度要求之下，盡量將模數(shù)減小。這樣就明顯提高了齒輪的重合度，從而減小了沖擊載荷和噪聲。
（3）齒輪寬度b的確定
齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。
選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。
選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來選定齒寬b,
式中：——齒寬系數(shù)，斜齒為6.0～8.5。
（4）斜齒輪螺旋角β的選取
齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。
試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強(qiáng)度來著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角值。
斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時應(yīng)力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖4.1所示：
圖4.1 中間軸軸向力的平衡
欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：
（3.6）
（3.7）
為使兩軸向力平衡，必須滿足：
（3.8）
式中：
——作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；
——作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；
——齒輪1、2的節(jié)圓半徑；
T——中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。
貨車變速器的螺旋角為：18°～26°，一檔齒輪的螺旋角取下限
4.1.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動及各部件如圖4.2所示：
圖4.2 微型貨車變速器傳動示意圖
1-一軸常嚙合齒輪 2-中間軸常嚙合齒輪 3-第二軸四擋齒輪 4-中間軸四擋齒輪 5-第二軸三擋齒輪 6-中間軸三擋齒輪 7-第二軸二擋齒輪 8-中間軸二擋齒輪 9-第二軸一擋齒輪 10-中間軸一擋齒輪11-第二軸倒擋齒輪 12-中間軸倒擋齒輪 13-惰輪
（1）一檔齒輪齒數(shù)
一檔傳動比為：
如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒輪和，
——一檔齒數(shù)和，直齒
斜齒
中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。貨車可在12～17之間選取，本設(shè)計取=14，初選，，
代入公式（3.6）得到：
取整得48，則。
（2）常嚙合齒輪傳動齒輪副的齒數(shù)確定
（3.11）
而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即：
（3.12）
已知各參數(shù)如下：
代入式（3.12）得到：
取整：
，
，
（3）二檔齒數(shù)的確定
已知：，
由式子：
（3.13）
（3.14）
（3.15）
此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式：
（3.16）
聯(lián)解上述（3.13），（3.14），（3.15）三個方程式，可采用比較方便的試湊法。解得結(jié)果如下：
，
（4）三檔齒數(shù)的確定
已知：，
由式子
（3.17）
（3.18）
（3.19）
聯(lián)解上式（3.17），（3.18），（3.19）三個方程式，可采用比較方便的試湊法，解得：
（5）五檔（超速檔）齒數(shù)的確定
已知：，
由式子
（3.20）
（3.21）
（3.22）
聯(lián)解上述（3.20），（3.21），（3.22）三個式子，可采用比較方便的試湊法，解得：
（6）倒檔齒數(shù)的確定
前述已選定：；初選（22-23）之間，小于取為13，
中間軸與倒檔軸之間的距離的確定：
為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉，齒輪11和齒輪頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙。則齒輪11的齒頂圓直徑De11為：
De11=82mm
則Z11=25.3，取整為Z11=25
二軸與倒檔軸之間的距離確定：
4.1.3 變速器齒輪的變位
變位系數(shù)的選擇原則：
（1）對于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)；
（2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)；
（3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。
為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。本設(shè)計采用角度變位來調(diào)整中心距。
一檔齒輪的變位
已知條件：
，
由計算公式，代入得到：
查機(jī)械設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到：
其余齒輪的變位，計算過程同上，計算結(jié)果見表4.3
表4.3 變速器各齒輪的變位系數(shù)
常嚙合齒輪
二檔齒輪
三檔齒輪
四檔齒輪
倒檔齒輪
變位系數(shù)
0.1
0.13
0.023
0.009
0.021
0.011
-0.103
-0.083
0.046
0.309
-0.22
4.1.4 齒輪材料的選擇
（1）滿足工作條件的要求
不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
（2）合理選擇材料配對
如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。
（3）考慮加工、工藝及熱處理工藝
常嚙合齒輪因其傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，并且一直參與傳動，所以磨損較大，應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20GrMnTi材料滲碳后淬火，硬度為58～62HRC。大齒輪用40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為48～55HRC。一檔傳動比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強(qiáng)度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi滲碳后淬火，硬度為56～62HRC，大齒輪40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為46～55HRC；其余各檔小齒輪均采用40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為48～55HRC，大齒輪用45鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為40～50HRC。
4.1.5 各軸的轉(zhuǎn)矩計算
一軸轉(zhuǎn)距
中間軸轉(zhuǎn)矩
二軸各檔轉(zhuǎn)距：
一檔齒輪：N·m；
二檔齒輪：N·m；
三檔齒輪：N·m；
五檔齒輪：N·m；
倒檔軸：
二軸倒檔齒輪：
4.1.6 齒輪強(qiáng)度計算
（1）斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計算
（4.1）
式中：
——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——法向模數(shù)（mm）;為斜齒輪螺旋角；
——應(yīng)力集中系數(shù)，；
——齒面寬（mm）；
——法向齒距，；
——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖（圖5.1）中查得；
——重合度影響系數(shù)，
將上述有關(guān)參數(shù)代入（4.1），整理得到：
（4.2）
圖5.1 齒型系數(shù)圖
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。斜齒輪對貨車為100～200MPa。
1）一檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核
已知參數(shù)：，
N·m,N·m
查齒形系數(shù)圖4.1得：；
代入公式（4.2）得：
MPa
MPa
對于貨車當(dāng)計算載荷取變速器第一軸最大轉(zhuǎn)距時，其許用應(yīng)力應(yīng)該小于250Mpa，，均小于250Mpa，所以滿足設(shè)計要求。
2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核
常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核方法與一檔齒輪相同其計算結(jié)果見表5.1：
表5.1各檔齒輪的彎曲強(qiáng)度校核
常嚙合齒輪
二檔齒輪
三檔齒輪
四檔齒輪
彎曲應(yīng)力MPa
218.58
198.71
232.1
233.48
221.90
222.00
228.19
230.00
各齒輪的彎曲應(yīng)力均小于250MPa，所以滿足設(shè)計要求。
（2）倒檔齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計算
（4.3）
式中：
——彎曲應(yīng)力；
——應(yīng)力集中系數(shù)，為1.5；
——計算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪為1.1，從動齒輪為0.9；
——齒寬（mm）；
——端面齒數(shù)（mm），，為模數(shù)；
——齒形系數(shù)；
查齒形系數(shù)圖4.1得：；
代入公式（4.3）得：
當(dāng)計算載荷取作用在變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，倒檔直齒輪的許用彎曲應(yīng)力在400-850之間，在許用范圍內(nèi)，所以滿足設(shè)計要求。
（3）斜齒齒輪輪齒接觸應(yīng)力
（4.4）
式中：
——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；
F ——齒面上的法向力（N），；
F1 ——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點處壓力角；
——齒輪螺旋角；
E ——齒輪材料的彈性模量（MPa）；
——齒輪接觸的實際寬度（mm）；
——主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；
——主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表5.2 ：
表5.2 變速器的許用接觸應(yīng)力
齒輪
MPa
滲碳齒輪
液體滲氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900——2000
950——1000
常嚙合齒輪和高檔
1300——1400
650——700
一檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知條件：，
N·mm,
N·mm
N,
N
mm
將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得：
，均小于1900 MPa，所以滿足設(shè)計要求。
2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核
常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核的方法同上，校核計算結(jié)果見表5.3：
表5.3各齒輪的接觸應(yīng)力
常嚙合齒輪
二檔齒輪
三檔齒輪
四檔齒輪
接觸應(yīng)力（MPa）
894.05
894.05
1073.67
1072.13
983.55
999.785
915.157
922.77
各齒輪的接觸應(yīng)力均小于1300~1400 MPa，所以滿足設(shè)計要求。
（4）直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知條件：；N·m
將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得到：
N
N
N
，，均小于1900 MPa，所以滿足設(shè)計要求。
4.2 軸的設(shè)計與校核
4.2.1軸的工藝要求
第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面粗糙度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光粗糙度不能過低。
對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。
對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。
本設(shè)計經(jīng)過綜合考慮中間軸選用齒輪軸,材料與齒輪一樣為20CrMnTi。
4.2.2初選軸的直徑
在已知中間軸式變速器中心距A時，第二軸和中間軸中部直徑d為0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離的比值：對中間軸，對第二軸，。第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選：
（4.5）
式中：
K——經(jīng)驗系數(shù)K=4.0-4.6；
——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)距（N·mm）。
第二軸和中間軸中部直徑=0.45mm
的取值：
中間軸長度初選：
mm取mm
第二軸長度初選：
mm取mm
第一軸長度初選：
取
mm
mm取取106mm。
4.2.3軸最小直徑的確定
按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計算，對實心軸，其強(qiáng)度條件為：
（4.6）
——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩N·mm，=71.28N·m；
——軸的抗扭截面模量(mm3)；
——軸傳遞的功率（kw），=45.36kw；
——軸的轉(zhuǎn)速，=3600；
——軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（MPa），見6.1表：
表6.1軸常用集中材料的及A值
軸的材料
Q235-A，20
Q237，35
（1C,18Ni9Ti）
45
40Cr,35SiMn,38SiMn
Mo,3Cr12,20CrMnTi
/MPa
15-25
20-35
25-45
35-55
A
149-126
135-112
126-103
112-97
由式4.5得到軸直徑的計算公式：
（4.7）
對中間軸為合金鋼則A查表得為100；P為45.36kw；。
代入式（4.7）得取為28mm。
二軸為查表得為110；P為45.36kw；代入式（4.6）得mm取為30mm。
4.2.4軸的強(qiáng)度校核
軸的受力如圖6.1所示：
圖6.1變速器受力圖
軸的撓度驗算
軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖6.1
所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計算：
（4.8）
（4.9）
（4.10）
式中：
——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；
——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；
——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa；
——慣性矩（mm4），對于實心軸，；
——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）；
——支座間的距離（mm）。
軸的全撓度為
軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。
與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上，這就能增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。第二軸軸上受力分析如圖4.5所示。
圖6.2變速器的撓度和轉(zhuǎn)角
變速器在一檔工作時二軸和中間軸的剛度
第一軸軸上受力分析如圖6.2所示。
N
N
N
中間軸軸上受力分析如圖6.2所示。
N
N
N
N
N
N
N
N
N
二軸軸剛度校核：
將各已知參數(shù)代入公式（4.8）得到：
N,mm,mm,mm,mm
各已知參數(shù)代入公式（4.9），（4.10）得到：
mm
mm
rad
所以變速器二軸在一檔工作時滿足剛度要求。
同理：可以驗證其他狀態(tài)時滿足剛度要求。
4.2.5 花鍵的計算
根據(jù)選定的軸徑和所給參考圖樣，選擇花鍵如下：
第一軸矩形花鍵尺寸：
第二軸前端花鍵：
第二軸中部花鍵：
第二軸后端輸出：
花鍵的擠壓應(yīng)力參考《汽車設(shè)計》P124，得
式中：——所傳遞的扭矩 ；
——扭矩在花鍵上分配不均勻系數(shù)，；
——花鍵齒數(shù)；
——鍵的工作高度， ；
——鍵的工作長度；
——花鍵平均直徑， ；
——花鍵外徑；
——花鍵內(nèi)徑。
對于有載荷的滑動連接，使用條件良好時取
①二軸一、倒檔聯(lián)結(jié)矩形花鍵
，，，
所以此花鍵強(qiáng)度足夠。
②第二軸二、三檔聯(lián)結(jié)處漸開線花鍵：
，，
所以此花鍵強(qiáng)度足夠。
③第二軸四、五檔聯(lián)結(jié)處漸開線花鍵：
，，
所以此花鍵強(qiáng)度足夠。
④二軸四、五檔處矩形花鍵：
，，
所以此花鍵強(qiáng)度足夠。
4.3軸承的選擇與校核
軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。
，式子中，h
4.3.1一軸軸承的選擇與校核
（1）初選軸承型號根據(jù)軸承處直徑選擇6206型號軸承，查得：
KN，KN
（2）計算軸承當(dāng)量動載荷P
當(dāng)變速器在一檔工作時軸承受到的力分別為：
N，N，N，
查《機(jī)械原理與設(shè)計》得到，
，查《機(jī)械原理與設(shè)計》得到，，
當(dāng)量動載荷計算
（4.12）
將各已知參數(shù)代入式（4.12）：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
軸承壽命計算公式為：
（4.13）
將個已知參數(shù)代入式（4.13）得到：
h
對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。
，式子中，h。 如表7.1所示，變速器各檔位相對工作使用率為：
表7.1五檔變速器各檔位相對工作使用率
車型
檔
位
數(shù)
最高檔
傳動比
/%
變速器檔位
貨車
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
5
1
1
3
5
16
75
5
<1
1
3
12
64
20
所以所選軸承滿足設(shè)計要求。
當(dāng)變速器在四檔工作時軸承受到的力分別為：
N，N
查《機(jī)械原理與設(shè)計》得到，
，查表《機(jī)械原理與設(shè)計》得到
當(dāng)量動載荷計算代入式（4.12）：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
將個已知參數(shù)代入式（4.13）得到：
對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。本設(shè)計為貨車，，式子中，h。
=606.08所以軸承符合要求。
4.3.2中間軸軸承的選擇與校核
初選軸承型號根據(jù)中間軸裝軸承處軸直徑選擇32204型號軸承，查得
KN，KN，，
軸承受力為：N，N，
N，N
軸承內(nèi)部軸向力為：
N，N，
假設(shè)左側(cè)為1，右側(cè)為2，
N，N，
所以：
N，N
左側(cè)，則
代入式（4.12）得：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
代入式（4.13）得到：
=606.08
所以滿足使用要求。
同理：中間軸右側(cè)和二軸軸承同樣滿足使用要求。
5 同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇
5.1同步器
同步器是變速器換檔機(jī)構(gòu)的主要部件，能保證汽車穩(wěn)定換檔，防止齒輪的撞擊損壞。同步器有常壓式、慣性式和增力式三種。現(xiàn)在得到最廣泛的是慣性式同步器。
5.1.1同步器工作原理
目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的工作原理是使工作表面產(chǎn)生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時間內(nèi)達(dá)到同步狀態(tài)。
同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。
慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。
按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。本設(shè)計考慮到所設(shè)計的為微型貨車選用鎖環(huán)式同步器作為設(shè)計對象。
5.1.2慣性同步器
慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。
按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。
本設(shè)計選擇鎖環(huán)式同步器。
（1）鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)
如圖8-1所示，鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)4或7和齒輪1或9凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)4或7上的齒和做在嚙合套10上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側(cè)的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑塊壓向嚙合套。在不換檔的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的餓尺寸要比滑塊寬一個接合齒。
（2）鎖環(huán)式同步器工作原理
換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并由滑塊予以確定。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖8-2a），使嚙合套的移動受阻，同步器處于鎖止?fàn)顟B(tài)，換檔的第一階段工作至此已完成。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成了換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖8-2b），完成同步換檔。
鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。
4、7-鎖環(huán) ；3、8-接合齒圈；2-滾針軸承； 6-滑塊 ； 5-彈簧圈；
1、9-齒輪； 10-嚙合套座 ； 11-嚙合套
圖8.1 鎖環(huán)式同步器
a)同步器鎖止位置 b)同步器換檔位置
1-鎖環(huán) ； 2-嚙合套 ； 3-嚙合套上的接合齒； 4-滑快
圖8.2 鎖環(huán)式同步器工作原理
5.2操縱機(jī)構(gòu)的選擇
5.2.1概述
根據(jù)汽車使用條件，駕駛員需要利用操縱機(jī)構(gòu)完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔。
變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求：換檔十只能掛入一個檔位，換檔后應(yīng)使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔微便。
變速器操縱機(jī)構(gòu)通常裝在頂蓋或側(cè)蓋內(nèi)，也有少數(shù)是分開的。
變速器操縱機(jī)構(gòu)操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。
用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。
5.2.2典型操縱換檔機(jī)構(gòu)
（1）直接操縱式手動換檔變速器
當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡單，已得到廣泛應(yīng)用。近年來 ，單軌式操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機(jī)構(gòu)簡化，但它要求各檔換檔行程相等。
（2）遠(yuǎn)距離操縱手動換檔變速器
平頭式汽車或發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠(yuǎn)，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換檔手力經(jīng)過這些轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)才能完成換檔功能。這種手動換檔變速器，稱為遠(yuǎn)距離操縱手動換檔變速器。這時要求整套系統(tǒng)有足夠的剛性，切各連接件之間間隙不能過大，否則換檔手感不明顯，并增加了變速桿顫動的可能性。此時，變速器支座應(yīng)固定在受車架變形、汽車振動影響較小的地方，最好將換檔傳動機(jī)構(gòu)、發(fā)動機(jī)、離合器、變速器連成一體，以避免對操縱有不利的影響。
（3）電動自動換檔變速器
盡管有級式機(jī)械變速器應(yīng)用廣泛，但是它有換檔工作復(fù)雜、對駕駛員操縱技術(shù)要求高并使駕駛員容易疲勞等缺點。20世紀(jì)80年代以后，在固定軸式機(jī)械變速器基礎(chǔ)上，通過應(yīng)用計算機(jī)和電子控制技術(shù)，使之實現(xiàn)自動換檔，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動完成換檔時刻的判斷，接著自動實現(xiàn)收油門、離合器分離、選檔、換檔、離合器接合和回油門等一系列動作，使汽車動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有所提高，簡化操縱并減微了駕駛員的勞動強(qiáng)度。
結(jié)合本設(shè)計的實際情況，并綜合各種設(shè)計的優(yōu)缺點，決定選用直接操縱式手動換擋機(jī)構(gòu)。
總 結(jié)
畢業(yè)設(shè)計在老師的指導(dǎo)下，使我掌握了更多的知識，鞏固了以前所學(xué)的一些基礎(chǔ)知識，理論與實際相結(jié)合，使我們所學(xué)的一些比較抽象的東西應(yīng)用到實踐中去，才真正體現(xiàn)了這個知識點的重要性，