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手 冊 目 錄
畢業(yè)設(shè)計(論文)任務(wù)及指導書 1
畢業(yè)設(shè)計(論文)過程檢查記錄 2
畢業(yè)設(shè)計(論文)過程檢查記錄（續(xù)） 3
畢業(yè)設(shè)計(論文)指導教師評價表 4
畢業(yè)設(shè)計(論文)評閱教師評價表 5
畢業(yè)設(shè)計(論文)答辯申請表 6
畢業(yè)設(shè)計(論文)答辯記錄表 7
答 辯 委 員 會 決 議 書 8
4
畢業(yè)設(shè)計(論文)任務(wù)及指導書
題 目
某輕型貨車變速器設(shè)計
題 目 來 源
√實際工程項目 □科研課題 □教學模擬題目 □其它
題 目 類 型
√工程設(shè)計型 √科學研究型 □調(diào)研綜述型 □其它類型
一、畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)（包括對工程圖紙的具體要求）及設(shè)計參數(shù)
任務(wù)：開題報告一份約5000字，設(shè)計說明書一份約15000字，專題論文一篇不少于3000字，外文翻譯一篇不少于3000字。設(shè)計圖紙按需求。
1. 變速器傳動機構(gòu)布置方案分析與選擇
2. 變速器主要參數(shù)的確定
3. 變速器的設(shè)計與計算
4. 同步器的設(shè)計與計算
5. 變速器操縱機構(gòu)的確定
6. 制動器主要結(jié)構(gòu)元件參數(shù)的確定
整車參數(shù)
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
CAD圖要求 裝配圖+變速器的3個軸+齒輪 共6幅圖
二、專題部分要求
根據(jù)設(shè)計中已知參數(shù)并結(jié)合理論知識，分析并計算得到變速器的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)，然后利用相關(guān)經(jīng)驗公式對變速器的重要部件進行強度校核，校核的結(jié)果不符合國家相關(guān)要求則需要重新計算，當結(jié)果滿足要求的時候，可確定其相關(guān)幾何尺寸并完成圖紙的繪制，結(jié)束本論文的設(shè)計工作。
三、本題目的重點和難點以及與同組其它學生所做題目的關(guān)系
本題目的重點是：變速器與同步器主要參數(shù)的選擇與計算載荷的確定
難點：變速器各齒輪、軸承與軸的載荷計算和強度校核
四、可行方案的篩選方法提要
五、指導方式和工作進度要求
指導方式：每周2次
工作進度：
1、畢業(yè)設(shè)計資料搜集階段； 4~5
2、設(shè)計方案確定及論證階段； 6~10
3、設(shè)計和編寫計算說明書階段； 11~17
4、評審及答辯階段。 18
六、與本設(shè)計題目相關(guān)的理論知識（包括新知識）提要
1理論力學
2材料力學
3結(jié)構(gòu)力學
4汽車構(gòu)造
5汽車設(shè)計
6CAD相關(guān)知識
七、建議參考資料及使用方法
[1]《汽車設(shè)計》王望予：機械工業(yè)出版社，2004
[2]《離合器及機械變速器》,張毅,化學工業(yè)出版社，2005
[3]《汽車工程手冊》基礎(chǔ)篇,人民交通出版社，2001
[4]《最新汽車設(shè)計使用手冊》,林秉華黑龍江人民出版社，2005
[5]國產(chǎn)微型汽車車型及配件目錄,中國物質(zhì)出版社，1990
[6]《汽車計算機輔助開發(fā)技術(shù)》,張樸,北京理工大學出版社，1999
[7]《汽車構(gòu)造》第三版,陳家瑞,機械工業(yè)出版社，2000
[8]《機械制圖》,劉小年,機械工業(yè)出版社，1999
[9]《機械零件設(shè)計手冊》,冶金出版社，1992
[10]《汽車百科全書》,機械工業(yè)出版社，1989
八、答辯之前學生應(yīng)作的準備工作提要
1、完成設(shè)計說明書
2、外文翻譯；
3、專題論文
4、設(shè)計圖紙
5、實習報告
6、設(shè)計手冊
7、提交各種設(shè)計資料，準備各種與設(shè)計有關(guān)的基礎(chǔ)知識并了解這些知識之間的聯(lián)系
注：本表內(nèi)容可根據(jù)題目特點和要求選取，表格可續(xù)頁
指導教師簽字： 任務(wù)下達時間 年 月 日 學生簽字：
XXXXX
畢業(yè)設(shè)計(論文)
某輕型貨車變速器設(shè)計
學 號：
姓 名：
專 業(yè)：
系 別：
指導教師：
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國內(nèi)外研究狀況 1
1.3設(shè)計參數(shù)及要求 2
第2章 傳動及零部件結(jié)構(gòu)方案選定 3
2.1變速器的基本設(shè)計要求 3
2.2變速器傳動機構(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)的選擇與計算 7
3.1擋位數(shù)確定 7
3.2傳動比的確定 7
3.2.1最低檔傳動比計算 7
3.2.2其他各擋傳動比初選 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)計與校核 18
4.1齒輪材料的選擇 18
4.2各軸的轉(zhuǎn)矩計算 18
4.3齒輪強度校核 19
4.3.1斜齒齒輪輪齒彎曲強度校核 19
4.3.2倒檔齒輪輪齒彎曲強度校核 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)計與校核 25
5.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸計算 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 同步器及操縱機構(gòu)的設(shè)計 33
6.1同步器的設(shè)計 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操縱機構(gòu)的選擇 36
6.2.1操縱機構(gòu)設(shè)計要求 36
6.2.2典型操縱換檔機構(gòu) 37
6.3變速器殼體的設(shè)計 37
總 結(jié) 39
參考文獻 40
致 謝 41
摘 要
變速器是汽車傳動系統(tǒng)中重要的部件，主要用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，它設(shè)計的好壞直接影響到汽車的實際使用性能。
本次設(shè)計題目是某輕型貨車變速器設(shè)計，根據(jù)給定參數(shù)進行結(jié)構(gòu)方案分析，要求完成變速器的動力匹配、機械設(shè)計、強度計算、結(jié)構(gòu)設(shè)計與設(shè)計圖紙繪制。
設(shè)計部分是本說明書的重點，它主要包括結(jié)構(gòu)分析、方案論證、計算和校核。結(jié)構(gòu)分析是對所選結(jié)構(gòu)中各主要零部件進行設(shè)計計算，其中包括機械式變速器中心矩、齒輪參數(shù)、傳動比的設(shè)計計算，還有輸入軸中間軸和輸出軸的設(shè)計。校核計算則是對設(shè)計計算的主要零部件進行校核。它在各零部件設(shè)計計算之后直接給出。
關(guān)鍵詞：變速器，齒輪，軸，設(shè)計，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)村間中短途距離運輸?shù)慕煌üぞ?，具有機動靈活、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，輕型貨車便發(fā)揮出巨大優(yōu)勢。近幾年來隨著我國城市規(guī)模的不斷擴大，城市市區(qū)間越來越需要輕型貨車。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)濟性，是汽車的重要部件之一。
本設(shè)計是在給定發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩、功率、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨立設(shè)計出符合要求的三軸式五檔式變速器。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、二軸及中間軸的強度校核等。
1.2國內(nèi)外研究狀況
變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項總要依據(jù)。21世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進步推動了變速器技術(shù)的發(fā)展。目前國內(nèi)外的變速器主要向著自動變速器方向發(fā)展，自動變速器在實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變速器。變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項總要依據(jù)。21世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進步推動了變速器技術(shù)的發(fā)展。
根據(jù)前進檔數(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)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。目前自動變速器得到廣泛的應(yīng)用。
1.3設(shè)計參數(shù)及要求
本次設(shè)計是在已知主要整車參數(shù)的情況下進行設(shè)計，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 傳動及零部件結(jié)構(gòu)方案選定
2.1變速器的基本設(shè)計要求
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)濟性，因此變速器的設(shè)計必須滿足以下要求：
（1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性；
（2）設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸；
（3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛；
（4）設(shè)置動力輸出裝置；
（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變速器傳動機構(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入嚙合，使換檔困難。圖2.1c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2.1d方案對2.1c的缺點做了修改。圖2.1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。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度，倒檔傳動采用圖2.1g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構(gòu)復雜一些。
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2.1（b）形式進行設(shè)計
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、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）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示意圖
（3）換擋機構(gòu)
變速器換檔機構(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。
（4）操縱機構(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，并防止自動嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機構(gòu)。
圖2.3為典型的操縱機構(gòu)圖
對于平頭駕駛室汽車，輕型載重汽車或小客車所采用的遠距離操縱機構(gòu)（操縱桿在方向盤下），要加上一套聯(lián)動機構(gòu)。這種機構(gòu)應(yīng)有足夠的剛性，并保證各連接件在靈活轉(zhuǎn)動情況下，其間隙不能過大，否則會使換檔手感不明顯。
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)復雜并需要氣源或液壓源，在載重汽車上一般很少采用。
本次設(shè)計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，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。
第3章 主要參數(shù)的選擇與計算
3.1擋位數(shù)確定
變速器的擋數(shù)可在3～20個擋位范圍內(nèi)變化，通常變速器的擋數(shù)在6擋以下，當擋數(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)，能夠改變汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機構(gòu)復雜，而且在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。
在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進行。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比比值，要比低檔區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。
近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個擋。商用車變速器采用4～5 個擋或多擋。載質(zhì)量在2.0～4.0t的貨車多采用5個擋。
本次設(shè)計的變速器采用5個前進擋位，1個倒擋位。
3.2傳動比的確定
傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(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，輕型貨車在5～6之間，其它貨車則更大。
文中設(shè)計結(jié)合實際，變速器選用5檔變速器，最高檔傳動比為1。
速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動傳動比的比值。
3.2.1最低檔傳動比計算
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,由已知輪胎規(guī)格7.50R15（8級）可知道為381mm；
——主減速器傳動比，取
——傳動系傳動效率
mg——汽車重力，mg=41309.8；
主減速比i0的確定：
式中 ——車輪的滾動半徑，0.381m；
——發(fā)動機轉(zhuǎn)速，3000r/min；
——變速器最高檔傳動比，取1；
——最高車速，95km/h。
則有：，取進行后續(xù)計算
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，
因為汽車后軸的軸荷分配范圍為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，一檔初選傳動比取4.0。
3.2.2其他各擋傳動比初選
各檔傳動比為等比分配 [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)驗公式（3.5）計算。
（3.5）
式中：
——變速器中心距（mm）；
——中心距系數(shù)，=8.6-9.6；
——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距=343（N.m）；
——變速器一檔傳動比為4.0；
——變速器傳動效率，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)符合國家標準的規(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3.4為國標GB/T1357—1987，可參考表3.4進行變速器模數(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，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度和表面接觸強度。
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，為提高齒輪強度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國家規(guī)定的標準壓力角為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
齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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，齒的強度相應(yīng)提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(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度來著眼，應(yīng)當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3.1所示：
圖3.1 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
3.5.4尺寬b
齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強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3.2所示：
圖3.2變速器傳動結(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）最低檔傳動比計算
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 （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，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=16，初選，，
代入公式（3.6）得到：
取整得59，則。
（2）對中心距A進行修正
因為計算齒數(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度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。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質(zhì)量指標，故采用得較多。
（2）變位系數(shù)的選擇原則：
（a）對于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)；
（b）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，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)；
（c）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。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。
（3）一檔齒輪的變位
已知條件：，
由計算公式，代入得到：
查機械設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到：
（4）其余齒輪的變位，計算過程同上，計算結(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、齒面疲勞點蝕、移動換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對齒輪進行強度校核。
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齒輪強度校核
4.3.1斜齒齒輪輪齒彎曲強度校核
（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、四檔齒輪彎曲強度校核
常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強度校核方法與一檔齒輪相同其計算結(jié)果見表4.1：
表4.1各檔齒輪的彎曲強度校核
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。
4.3.2倒檔齒輪輪齒彎曲強度校核
（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：
MPa
當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。
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)計要求。
第5章 軸及軸承的設(shè)計與校核
變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結(jié)構(gòu)和強度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時，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)該有足夠強的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設(shè)計變速器軸時，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)計階段可根據(jù)經(jīng)驗公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關(guān)剛度和強度方面的驗算。
5.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸計算
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。
5.1.2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：
mm取mm
mm
mm取170mm。
5.1.3軸最小直徑的確定
按扭轉(zhuǎn)強度條件計算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進行計算，對實心軸，其強度條件為：
（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得到軸直徑的計算公式：
（4.7）
對中間軸為合金鋼則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）軸的撓度驗算
軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學》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4-3
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滿足剛度要求。
同理：變速器在一檔時中間軸符合剛度要求
變速器二軸在二檔工作時滿足剛度要求。
變速器在二檔時中間軸符合剛度要求。
變速器二軸在三檔工作時滿足剛度要求。
變速器在三檔時中間軸符合剛度要求。
變速器二軸在四檔工作時滿足剛度要求。
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
5.3.1一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6208型號軸承，查得：
KN，KN
（2）計算軸承當量動載荷P
當變速器在一檔工作時軸承受到的力分別為：
N，N，N，
查《機械原理與設(shè)計》得到，
，查《機械原理與設(shè)計》得到，，
當量動載荷計算
（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5.4所示，變速器各檔位相對工作使用率為：
表5.4 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。
當變速器在四檔工作時軸承受到的力分別為：
N，N
查《機械原理與設(shè)計》得到，
，查表《機械原理與設(shè)計》得到
當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。
5.3.2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32207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：
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 同步器及操縱機構(gòu)的設(shè)計
6.1同步器的設(shè)計
6.1.1同步器的結(jié)構(gòu)
在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計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，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，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)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，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，使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(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，同步器解除鎖止狀態(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。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計得大些，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，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，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計中采用的錐角均為取7°。
（3） 摩擦錐面平均半徑R
R設(shè)計得越大，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)計中采用的R為50～60mm。
（4） 錐面工作長度b
縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時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度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，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)的強度。
本設(shè)計中同步器徑向?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部分之間角速度差達到零值才能進行換擋。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)計鎖止角取。
（7） 同步時間t
同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動慣量對同步時間有影響以外，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，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。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，同步時間與車型有關(guān)，計算時可在下屬范圍內(nèi)選取：對轎車變速器高擋取0.15～0.30s，低擋取0.50～0.80s；對貨車變速器高擋取0.30～0.80s，低擋取1.00～1.50s。
6.2操縱機構(gòu)的選擇
6.2.1操縱機構(gòu)設(shè)計要求
根據(jù)汽車使用條件，駕駛員需要利用操縱機構(gòu)完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔。
變速器操縱機構(gòu)應(yīng)當滿足如下主要要求：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，換檔輕便。
變速器操縱機構(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。
用于機械式變速器的操縱機構(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。
設(shè)計變速器操縱機構(gòu)時，應(yīng)滿足以下要求：
（1）只允許掛一個檔。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，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，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)汽車行進中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導致零件損壞。汽車起步時如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應(yīng)設(shè)置倒檔鎖。
6.2.2典型操縱換檔機構(gòu)
（1）直接操縱式手動換檔變速器
當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 ，單軌式操縱機構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點是減