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畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)
某輕型貨車變速器設(shè)計(jì)
學(xué) 號(hào)：
姓 名：
專 業(yè)：
系 別：
指導(dǎo)教師：
二○一五年六月
目 錄
摘 要 III
Abstract IV
第1章 緒論 1
1.1研究背景及意義 1
1.2國(guó)內(nèi)外研究狀況 1
1.3設(shè)計(jì)參數(shù)及要求 2
第2章 傳動(dòng)及零部件結(jié)構(gòu)方案選定 3
2.1變速器的基本設(shè)計(jì)要求 3
2.2變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 3
2.2.1 倒檔布置方案 3
2.2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 4
第3章 主要參數(shù)的選擇與計(jì)算 7
3.1擋位數(shù)確定 7
3.2傳動(dòng)比的確定 7
3.2.1最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 7
3.2.2其他各擋傳動(dòng)比初選 9
3.3中心距A的確定 9
3.4外形尺寸的初選 9
3.5齒輪參數(shù)選擇 10
3.5.1模數(shù) 10
3.5.2壓力角α 10
3.5.3 螺旋角β 11
3.5.4尺寬b 12
3.6各擋齒輪齒數(shù)分配 12
3.6.1一檔齒數(shù)的確定 13
3.6.2二檔齒數(shù)的確定 14
3.6.3三檔齒數(shù)的確定 14
3.6.4四檔齒數(shù)的確定 15
3.6.5倒檔齒數(shù)的確定 15
3.7變速器齒輪的變位 16
第4章 齒輪的設(shè)計(jì)與校核 18
4.1齒輪材料的選擇 18
4.2各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 18
4.3齒輪強(qiáng)度校核 19
4.3.1斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度校核 19
4.3.2倒檔齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度校核 21
4.3.3斜齒齒輪接觸應(yīng)力校核 21
4.3.4直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核 23
第5章 軸及軸承的設(shè)計(jì)與校核 25
5.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算 25
5.1.1軸的工藝要求 25
5.1.2初選軸的直徑 25
5.1.3軸最小直徑的確定 26
5.2軸的強(qiáng)度校核 27
5.3軸承的選擇與校核 30
5.3.1一軸軸承的選擇與校核 30
5.3.2中間軸軸承的選擇與校核 32
第6章 同步器及操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 33
6.1同步器的設(shè)計(jì) 33
6.1.1同步器的結(jié)構(gòu) 33
6.1.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 34
6.2操縱機(jī)構(gòu)的選擇 36
6.2.1操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求 36
6.2.2典型操縱換檔機(jī)構(gòu) 37
6.3變速器殼體的設(shè)計(jì) 37
總 結(jié) 39
參考文獻(xiàn) 40
致 謝 41
摘 要
變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中重要的部件，主要用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，它設(shè)計(jì)的好壞直接影響到汽車的實(shí)際使用性能。
本次設(shè)計(jì)題目是某輕型貨車變速器設(shè)計(jì)，根據(jù)給定參數(shù)進(jìn)行結(jié)構(gòu)方案分析，要求完成變速器的動(dòng)力匹配、機(jī)械設(shè)計(jì)、強(qiáng)度計(jì)算、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與設(shè)計(jì)圖紙繪制。
設(shè)計(jì)部分是本說明書的重點(diǎn)，它主要包括結(jié)構(gòu)分析、方案論證、計(jì)算和校核。結(jié)構(gòu)分析是對(duì)所選結(jié)構(gòu)中各主要零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，其中包括機(jī)械式變速器中心矩、齒輪參數(shù)、傳動(dòng)比的設(shè)計(jì)計(jì)算，還有輸入軸中間軸和輸出軸的設(shè)計(jì)。校核計(jì)算則是對(duì)設(shè)計(jì)計(jì)算的主要零部件進(jìn)行校核。它在各零部件設(shè)計(jì)計(jì)算之后直接給出。
關(guān)鍵詞：變速器，齒輪，軸，設(shè)計(jì)，校核
Abstract
Transmission is an important automotive driveline components, mainly used to change the engine torque and speed transmitted to the drive wheels, it is designed to have a direct impact on the actual performance of the car.
The design subject is a light truck transmission design, according to the given parameters dynamic structural analysis program, required to complete the transmission of matches, mechanical design, strength calculation, structural design and design drawings drawn.
Design is the key part of this specification, which includes structural analysis, program verification, calculation and check. Structural analysis is the structure of the main components of the selected design calculations, including mechanical transmission central moments, the gear parameters, design and calculation of the gear ratio, as well as the input intermediate shaft and output shaft designs. Calculation method is the main component design calculations to be checked. It is given directly after each component design calculations.
Keywords: Transmission, Gears, Shafts, Design, Verification
41
第1章 緒論
1.1研究背景及意義
輕型貨車主要從事城市市區(qū)或農(nóng)村間中短途距離運(yùn)輸?shù)慕煌üぞ?，具有機(jī)動(dòng)靈活、快捷方便的優(yōu)勢(shì)，特別是在運(yùn)輸噸位不大且距離又比較近時(shí)，輕型貨車便發(fā)揮出巨大優(yōu)勢(shì)。近幾年來隨著我國(guó)城市規(guī)模的不斷擴(kuò)大，城市市區(qū)間越來越需要輕型貨車。變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中重要的組成部分，它直接影響汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，是汽車的重要部件之一。
本設(shè)計(jì)是在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、功率、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的三軸式五檔式變速器。其中本設(shè)計(jì)的重點(diǎn)部分是檔位傳動(dòng)比的選擇及計(jì)算依據(jù)、齒輪參數(shù)的選擇計(jì)算及校核、二軸及中間軸的強(qiáng)度校核等。
1.2國(guó)內(nèi)外研究狀況
變速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)。21世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器技術(shù)的發(fā)展。目前國(guó)內(nèi)外的變速器主要向著自動(dòng)變速器方向發(fā)展，自動(dòng)變速器在實(shí)際中所占的比例越來越大，目前有一半以上的轎車和部分重型載貨汽車上使用的是自動(dòng)變速器。變速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)。21世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器技術(shù)的發(fā)展。
根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。
根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。目前自動(dòng)變速器得到廣泛的應(yīng)用。
1.3設(shè)計(jì)參數(shù)及要求
本次設(shè)計(jì)是在已知主要整車參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，已知的整車主要技術(shù)參數(shù)如下：
整車總質(zhì)量：4130(Kg)
整備質(zhì)量：2000(Kg) 最高車速：95(km/h)
最大功率：88KW 最大扭矩：343N.m
手動(dòng)5擋變速器 排量：3.85L
軸數(shù)：2
前后輪距：1650/1620(mm)
軸距：2800
輪胎規(guī)格：7.50R15LT
布置方式：FR
第2章 傳動(dòng)及零部件結(jié)構(gòu)方案選定
2.1變速器的基本設(shè)計(jì)要求
變速器在汽車底盤中具有很重要的作用，它的好壞直接決定汽車的使用壽命和經(jīng)濟(jì)性，因此變速器的設(shè)計(jì)必須滿足以下要求：
（1）保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性；
（2）設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸；
（3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛；
（4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置；
（5）換檔迅速、省力、方便；
（6）工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；
（7）變速器應(yīng)有高的工作效率；
（8）變速器的工作噪聲低。
除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。
2.2變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案
2.2.1 倒檔布置方案
圖2.1為常見的倒檔布置方案。圖2.1b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難。圖2.1c方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理。圖2.1d方案對(duì)2.1c的缺點(diǎn)做了修改。圖2.1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖2.1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為輕便。為了縮短變速器軸向長(zhǎng)度，倒檔傳動(dòng)采用圖2.1g所示方案。缺點(diǎn)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(jì)結(jié)合實(shí)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(jì)選擇圖2.1（b）形式進(jìn)行設(shè)計(jì)
圖2.1 倒檔布置方案
2.2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析
（1）齒輪形式
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(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)倒擋選用直齒輪，其他擋選用斜齒輪。
（2）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2.2變速器軸布置及傳動(dòng)示意圖
（3）換擋機(jī)構(gòu)
變速器換檔機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。
采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換檔，會(huì)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(dòng)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(huì)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(diǎn)，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(dòng)齒輪換擋行程小。
通過比較本設(shè)計(jì)所有擋選用同步器換檔。
（4）操縱機(jī)構(gòu)及其互鎖裝置
定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動(dòng)嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機(jī)構(gòu)。
圖2.3為典型的操縱機(jī)構(gòu)圖
對(duì)于平頭駕駛室汽車，輕型載重汽車或小客車所采用的遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)（操縱桿在方向盤下），要加上一套聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)。這種機(jī)構(gòu)應(yīng)有足夠的剛性，并保證各連接件在靈活轉(zhuǎn)動(dòng)情況下，其間隙不能過大，否則會(huì)使換檔手感不明顯。
為改善操縱輕便性，在小客車或重型載重汽車上的采用電磁、電力和液力控制，因其結(jié)構(gòu)復(fù)雜并需要?dú)庠椿蛞簤涸矗谳d重汽車上一般很少采用。
本次設(shè)計(jì)采用互鎖銷式互鎖裝置。
（5）變速器軸承的選擇
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(shí)，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(dòng)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(duì)運(yùn)動(dòng)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(diǎn)，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(diǎn)。
本設(shè)計(jì)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。
第3章 主要參數(shù)的選擇與計(jì)算
3.1擋位數(shù)確定
變速器的擋數(shù)可在3～20個(gè)擋位范圍內(nèi)變化，通常變速器的擋數(shù)在6擋以下，當(dāng)擋數(shù)超過6擋以后，可在6擋以下的主變速器基礎(chǔ)上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。
增加變速器的擋數(shù)，能夠改變汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時(shí)換擋頻率增高并增加了換擋難度。
在最低擋傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動(dòng)比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動(dòng)比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進(jìn)行。因高擋使用頻繁，所以又要求高檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值，要比低檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值小。
近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用4～5個(gè)擋位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個(gè)擋。商用車變速器采用4～5 個(gè)擋或多擋。載質(zhì)量在2.0～4.0t的貨車多采用5個(gè)擋。
本次設(shè)計(jì)的變速器采用5個(gè)前進(jìn)擋位，1個(gè)倒擋位。
3.2傳動(dòng)比的確定
傳動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)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(dòng)比范圍在3～4之間，輕型貨車在5～6之間，其它貨車則更大。
文中設(shè)計(jì)結(jié)合實(shí)際，變速器選用5檔變速器，最高檔傳動(dòng)比為1。
速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低檔傳動(dòng)比與最高檔傳動(dòng)傳動(dòng)比的比值。
3.2.1最低檔傳動(dòng)比計(jì)算
一檔傳動(dòng)比應(yīng)該滿足最大驅(qū)動(dòng)力能夠克服汽車輪胎與路面的滾動(dòng)阻力及最大爬坡阻力，
（3.1）
（3.2）
式中：
——最大轉(zhuǎn)矩，
——車輪半徑,由已知輪胎規(guī)格7.50R15（8級(jí)）可知道為381mm；
——主減速器傳動(dòng)比，取
——傳動(dòng)系傳動(dòng)效率
mg——汽車重力，mg=41309.8；
主減速比i0的確定：
式中 ——車輪的滾動(dòng)半徑，0.381m；
——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，3000r/min；
——變速器最高檔傳動(dòng)比，取1；
——最高車速，95km/h。
則有：，取進(jìn)行后續(xù)計(jì)算
代入公式（3.2）得到：
=3.021
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，
因?yàn)槠嚭筝S的軸荷分配范圍為60%～68%，所以
=30355.5N
代入式（3.3）得到：=4.153
所以
由于本車為輕型車且無超速檔，一檔初選傳動(dòng)比取4.0。
3.2.2其他各擋傳動(dòng)比初選
各檔傳動(dòng)比為等比分配 [6] ，則：
故：，（直接檔）
3.3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(yàn)公式（3.5）計(jì)算。
（3.5）
式中：
——變速器中心距（mm）；
——中心距系數(shù)，=8.6-9.6；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距=343（N.m）；
——變速器一檔傳動(dòng)比為4.0；
——變速器傳動(dòng)效率，取89.3%。
將各參數(shù)代入式（3.4）得到：
（8.6~9.6）=（8.6~9.6）10.7=92.02~102.7mm
貨車的變速器中心距在92～102.7mm范圍內(nèi)變化，初取A=96mm。
3.4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2.9A=278.4mm。
3.5齒輪參數(shù)選擇
3.5.1模數(shù)
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(shí)增加齒寬；
（2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)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(duì)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(duì)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(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表3.3：
表3.3 變速器齒輪的法向模數(shù)
微型、普通級(jí)轎車
中級(jí)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(shí)，優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的盡量不要用，表3.4為國(guó)標(biāo)GB/T1357—1987，可參考表3.4進(jìn)行變速器模數(shù)的選擇。
表3.4 變速器常用的齒輪模數(shù) 表中數(shù)據(jù)摘自（GB/T1357——1987）
第一系列
1
1.25
1.5
—
2.00
—
2.50
—
3.00
——
—
第二系列
—
—
—
1.75
—
2.25
—
2.75
—
（3.25）
3.5
綜合考慮文中設(shè)計(jì)由于是輕型車，變速器倒檔模數(shù)取3.5mm；其他各檔為3.0mm。
3.5.2壓力角α
壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。
對(duì)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(duì)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(guó)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《重要輕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。
3.5.3 螺旋角β
齒輪的螺旋角對(duì)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(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。
試驗(yàn)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(shí)，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(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖3.1所示：
圖3.1 中間軸軸向力的平衡
欲使中間軸上兩個(gè)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
3.5.4尺寬b
齒寬對(duì)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(shí)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(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。
選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)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。
3.6各擋齒輪齒數(shù)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(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動(dòng)及各部件如圖3.2所示：
圖3.2變速器傳動(dòng)結(jié)構(gòu)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
3.6.1一檔齒數(shù)的確定
（1）最低檔傳動(dòng)比計(jì)算
一檔傳動(dòng)比為：
如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動(dòng)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 （3.9）
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(shí)，對(duì)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(jì)取=16，初選，，
代入公式（3.6）得到：
取整得59，則。
（2）對(duì)中心距A進(jìn)行修正
因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整使中心距有了變化，所以要根據(jù)取定的齒數(shù)和和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距A，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
（3.10）
將各已知條件代入式（3.10）得到：
mm，取整為96mm。
（3）常嚙合齒輪傳動(dòng)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：，
3.6.2二檔齒數(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(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法。
解得結(jié)果如下：，
3.6.3三檔齒數(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(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法，解得：
3.6.4四檔齒數(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(gè)式子，可采用比較方便的試湊法，解得：
3.6.5倒檔齒數(shù)的確定
已知：；初選 （22-23）之間，小于取為14，
中間軸與倒檔軸之間的距離的確定：
，取整63mm。
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=129.92mm
Z11=35.12取整為Z11=35
二軸與倒檔軸之間的距離確定：
mm取整100mm。
3.7變速器齒輪的變位
（1）采用變位齒輪的原因：
（a）配湊中心距；
（b）提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；
（c）降低齒輪的嚙合噪聲。
變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。
（2）變位系數(shù)的選擇原則：
（a）對(duì)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)；
（b）對(duì)于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)；
（c）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(dòng)，噪聲要小一些。
為了降低噪聲，對(duì)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(jì)采用角度變位來調(diào)整中心距。
（3）一檔齒輪的變位
已知條件：，
由計(jì)算公式，代入得到：
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：
（4）其余齒輪的變位，計(jì)算過程同上，計(jì)算結(jié)果見表3.5
表3.5 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
第4章 齒輪的設(shè)計(jì)與校核
變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、移動(dòng)換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核。
4.1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(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)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(duì)
如對(duì)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(hào)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(dòng)，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(dòng)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。
4.2各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)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；
四檔齒輪N·m；
倒檔軸：
二軸倒檔齒輪：
4.3齒輪強(qiáng)度校核
4.3.1斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度校核
（4.1）
式中：
——圓周力（N），；
——計(jì)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4.1）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4.1 齒型系數(shù)圖
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，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(duì)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(duì)于貨車當(dāng)計(jì)算載荷取變速器第一軸最大轉(zhuǎn)距時(shí)，其許用應(yīng)力應(yīng)該小于250Mpa，，均小于250Mpa，所以滿足設(shè)計(jì)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(jì)算結(jié)果見表4.1：
表4.1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(jì)要求。
4.3.2倒檔齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度校核
（4.3）
式中：
——彎曲應(yīng)力；
——應(yīng)力集中系數(shù)，為1.5；
——計(jì)算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪為1.1，從動(dòng)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：
MPa
當(dāng)計(jì)算載荷取作用在變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，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(jì)要求。
4.3.3斜齒齒輪接觸應(yīng)力校核
（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(jì)算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點(diǎn)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(shí)際寬度（mm）；
——主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；
——主從動(dòng)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(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表4.2 ：
表4.2 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(jì)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(jì)算結(jié)果見表4.3：
表4.3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(jì)要求。
4.3.4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
MPa
MPa
MPa
，，均小于1900 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。
第5章 軸及軸承的設(shè)計(jì)與校核
變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)該有足夠強(qiáng)的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，其剛度的大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。
5.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算
5.1.1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(duì)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(duì)于階梯軸來說，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。
本設(shè)計(jì)經(jīng)過綜合考慮中間軸選用齒輪軸,材料與齒輪一樣為20CrMnTi。
5.1.2初選軸的直徑
在已知中間軸式變速器中心距A時(shí)，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(duì)中間軸，對(duì)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(yàn)系數(shù)K=4.0-4.6；
——發(fā)動(dòng)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(zhǎng)度初選：
mm取mm
第二軸長(zhǎng)度初選：
mm取mm
第一軸長(zhǎng)度初選：
mm取mm
mm
mm取170mm。
5.1.3軸最小直徑的確定
按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算，對(duì)實(shí)心軸，其強(qiáng)度條件為：
（4.6）
——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩N·mm，=343N·m；
——軸的抗扭截面模量(mm3)；
——軸傳遞的功率（kw），=88kw；
——軸的轉(zhuǎn)速，=3600；
——軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（MPa），見4.3表：
表4.3 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,38SiMnMo
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(jì)算公式：
（4.7）
對(duì)中間軸為合金鋼則A查表得為100；P為88kw；。
代入式（4.7）得取為35mm。
二軸為查表得為110；P為88kw；代入式（4.6）得mm取為45mm。
5.2軸的強(qiáng)度校核
軸的受力如圖5.1所示：
圖5.1 變速器受力圖
（1）軸的撓度驗(yàn)算
軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)，僅計(jì)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(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3
所示時(shí)，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(jì)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(duì)于實(shí)心軸，；
——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)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5.2 所示。
圖5.2 變速器的撓度和轉(zhuǎn)角
（2）變速器在一檔工作時(shí)二軸和中間軸的剛度
第一軸軸上受力分析如圖4.5所示。
N
N
N
中間軸軸上受力分析如圖4.5所示。
N
N
N
N
N
N
N
N
N
（3）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(shí)滿足剛度要求。
同理：變速器在一檔時(shí)中間軸符合剛度要求
變速器二軸在二檔工作時(shí)滿足剛度要求。
變速器在二檔時(shí)中間軸符合剛度要求。
變速器二軸在三檔工作時(shí)滿足剛度要求。
變速器在三檔時(shí)中間軸符合剛度要求。
變速器二軸在四檔工作時(shí)滿足剛度要求。
5.3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(jì)算，對(duì)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
5.3.1一軸軸承的選擇與校核
（1）初選軸承型號(hào)根據(jù)軸承處直徑選擇6208型號(hào)軸承，查得：
KN，KN
（2）計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P
當(dāng)變速器在一檔工作時(shí)軸承受到的力分別為：
N，N，N，
查《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到，
，查《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到，，
當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)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(jì)算公式為：
（4.13）
將個(gè)已知參數(shù)代入式（4.13）得到：
h
對(duì)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5.4所示，變速器各檔位相對(duì)工作使用率為：
表5.4 五檔變速器各檔位相對(duì)工作使用率
車型
檔
位
數(shù)
最高檔
傳動(dòng)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(jì)要求。
當(dāng)變速器在四檔工作時(shí)軸承受到的力分別為：
N，N
查《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到，
，查表《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到
當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算代入式（4.12）：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
將個(gè)已知參數(shù)代入式（4.13）得到：
對(duì)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(jì)為貨車，，式子中，h。
=606.08所以軸承符合要求。
5.3.2中間軸軸承的選擇與校核
初選軸承型號(hào)根據(jù)中間軸裝軸承處軸直徑選擇32207型號(hào)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：
h
=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。
第6章 同步器及操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
6.1同步器的設(shè)計(jì)
6.1.1同步器的結(jié)構(gòu)
在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計(jì)所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖所示：
圖6.1 鎖環(huán)式同步器
1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)）
5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結(jié)合套
如圖（6.2），此類同步器的工作原理是：換擋時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動(dòng)定位銷和鎖環(huán)移動(dòng)，直至鎖環(huán)錐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角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個(gè)角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換擋的第一階段結(jié)束。換擋力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時(shí)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)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成換擋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)，接合套上的接合齒在換擋力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖6.2d），完成同步換擋。
圖6.2 鎖環(huán)同步器工作原理
6.1.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定
（1）同步環(huán)錐面上的螺紋槽
如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。試驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂寬對(duì)摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費(fèi)力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會(huì)使接觸面減少，增加磨損速度。圖6.3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖6.3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個(gè)，槽寬3～4mm。
圖6.3 同步器螺紋槽形式
（2） 錐面半錐角
摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan。一般=6°～8°。=6°時(shí)，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí)，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計(jì)中采用的錐角均為取7°。
（3） 摩擦錐面平均半徑R
R設(shè)計(jì)得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會(huì)影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。本次設(shè)計(jì)中采用的R為50～60mm。
（4） 錐面工作長(zhǎng)度b
縮短錐面工作長(zhǎng)度，便使變速器的軸向長(zhǎng)度縮短，但同時(shí)也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。
設(shè)計(jì)中考慮到降低成本取相同的b取5mm。
（5） 同步環(huán)徑向厚度
與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機(jī)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。
轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時(shí)選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強(qiáng)度。
本設(shè)計(jì)中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。
（6） 鎖止角
鎖止角選取的正確，可以保證只有在換擋的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°～46°范圍內(nèi)變化。本次設(shè)計(jì)鎖止角取。
（7） 同步時(shí)間t
同步器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對(duì)同步時(shí)間有影響。軸向力大，同步時(shí)間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時(shí)間與車型有關(guān)，計(jì)算時(shí)可在下屬范圍內(nèi)選?。簩?duì)轎車變速器高擋取0.15～0.30s，低擋取0.50～0.80s；對(duì)貨車變速器高擋取0.30～0.80s，低擋取1.00～1.50s。
6.2操縱機(jī)構(gòu)的選擇
6.2.1操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求
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(shí)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(gè)檔位，換檔后應(yīng)使齒輪在全齒長(zhǎng)上嚙合，防止自動(dòng)脫檔或自動(dòng)掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。
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(dòng)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(dòng)換檔變速器。
設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)滿足以下要求：
（1）只允許掛一個(gè)檔。這通?？炕ユi裝置來保證，其結(jié)構(gòu)型式有如右圖所示：
圖6.4 變速器自鎖與互鎖結(jié)構(gòu)
1-自鎖鋼球 2-自鎖彈簧 3-變速器蓋4-互鎖鋼球 5-互鎖銷 6-撥叉軸
(2)在掛檔的過程中，若操縱變速桿推動(dòng)撥叉前后移動(dòng)的距離不足時(shí)，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達(dá)到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動(dòng)等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動(dòng)而減少了齒輪的嚙合長(zhǎng)度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應(yīng)設(shè)置自鎖裝置（如圖6.4所示）。
(3)汽車行進(jìn)中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導(dǎo)致零件損壞。汽車起步時(shí)如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應(yīng)設(shè)置倒檔鎖。
6.2.2典型操縱換檔機(jī)構(gòu)
（1）直接操縱式手動(dòng)換檔變速器
當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時(shí)，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(dòng)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(jiǎn)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(diǎn)是減