中型专用汽车变速器设计说明书

中型专用汽车变速器设计说明书内容摘要：

中间轴 倒档直齿轮 ： bdz =20 变速器 同步器的设计计算 使降低汽车变速器噪声和百公里油耗、消除换档冲击、延长齿轮和传动系寿命 ,实现可靠平稳迅速而又轻便的换档 ,汽车变速器普遍采用了同步器。 锁销式同步器就是其中一种 ,它被广泛地应用于中型、重型载重汽车和相应级别的大客车变速器上 .本次设计的中型专用汽车 变速器 采用锁销式同步器。 同步器的工作原理：在变速瞬间 ,变速器的输入端和输出端的转速都在变化着 ,输出端与汽车整车相连其转动惯量 J出相当大 ,换档作用时间较短 ,可认为在换档的瞬间输出端转速是恒定的。 而输入端在接触锥面上产生的摩擦力矩 作用下 ,克服输入端被接合零件的等价惯性力矩 ,在最短时间内使输入端与输出端的转速达到同步。 通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合。 毕业设计（论文） 相邻挡位相互转换时，应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换挡的情况，只是前者的待接合齿圈与接合套的转动角速度要求一致，而后者的待接合齿轮啮合点的线速度要求一致，但所依据的速度分析原理是一样的。 变速器的换挡操作，尤其是从高挡向低挡的换挡操作比较复杂，而且很容易产生轮齿或花键齿间的冲击。 为了简化操作，并避免齿间冲击，可以在换挡装置中设置同步器。 同步器有常压式和 惯性式。 目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。 惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，从而避免了齿间冲击。 接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。 锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。 当同步锁环内锥面与 待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换挡过程。 锁销式同步器的结构见图 2。 同步齿轮 摩擦锥盘 摩擦锥环 定位销接合套 接合齿圈 锁销 花键毂 9。 在同步阶段中摩擦力矩随着锥面角α的减小而增大 ,为了增大同步器的容量 ,锥面角α应尽量取小值。 但是它的极限值又受 锥面角自锁条件的限制 ,为了避免锥面角发生自锁 ,α的选取要满足α≥ arctanμ (μ为摩擦系数 )。 1 同步环锥面螺纹和油槽的设计 毕业设计（论文） 为了破坏被同步齿轮内锥面上的油膜 ,增大摩擦力矩 ,同步环锥面上需车制螺纹 ,并在螺纹垂直方向开设排油槽 ,油槽的大小及数量应根据同步环锥面直径来确定。 一般油槽宽为 2mm～ 4mm,数量 30 个～ 40 个。 同步环螺纹齿顶宽对摩擦系数的影响较大 ,在设计时 ,一般螺纹齿顶宽为 ～ ,螺纹牙形角为 50176。 ,螺距为 ～。 2 同步环锥面直径和宽度的确定 在中间轴结构允许的情况 下 ,为了增大锥面间的摩擦力矩 ,缩短同步时间 ,同步环锥面直径应尽量取大值。 同步环锥面宽 B与摩擦锥面的发热有关 ,一般取 B=R锁 /10～ R锁 /14(R 锁为拨环半径 )。 3 同步环的材料 同步环的材料采用铜合金 ,精锻成型后进行机加工 ,其强度高 ,耐磨性好。 铜合金应控制其化学成分 ,其抗拉强度大于 600N/mm2,屈服强度大于 210N/mm2,硬度为HB150～ HB200。 4 同步器锁止角的确定 要使同步环在同步阶段中锁止 ,必须满足锁止条件 :tanβ≥ R锥μ R锁 sinα。 根据摩擦锥面平均半径 R 锥、摩擦系数μ、锥面角α和拨环半径 R锁来确定合适的锁销角β ,通常取β =35176。 ～ 45176。 中型车变速器β取小值 ,重型车变速器β取大值。 5 同步器锁差的确定 由于同步器锁销差大换档沉 ,锁销差小换档轻便 ,所以应选择合适的锁销差 ,一般取锁销差为 ～。 6 齿套锁销孔和定位销空的设计 一般锁销孔的数量为 3个～ 6个 ,中型车变速器取小值 ,重型车变速器取大值。 锁销孔的直径应根据锁销的最大直径来确定 ,锁销孔两端的倒角应与锁销的倒角一致。 同步器定位销数量为 3 个 ,定位销孔的直径应根据定位销的直径来确定。 7 齿套接合齿的设计 同步器齿套接合齿的模数、齿数应根据所传 递的最大扭矩来确定。 为了防止变速器在工作中自动脱档 ,高通用性 ,有时变速器中几组锁销式同步器要选用相同的同步器。 8 同步时间 同步器工作时 ,要连接两个部分达到同步器的时间越短越好。 同步器时间与车型有关 ,对货车变速器高挡取 — ，抵挡取 —。 毕业设计（论文） 第 四 章 变速器中间 轴的校核 轴的校核是评定变速器是否满足所要求的强度、刚度等条件，是否满足使用要求，是设计过程中的重要步骤，主要是为了对设计的数据校核，达到设计的要求。 二轴、中间轴最大直径可取 d== 126==57mm 中间轴： d/L= 取为 L=315mm 二轴： d/L= 取为 L=315mm 轴在垂直面内挠度为 cf ，在水平面为 sf ，转角为  ，则 EILbaFfc 3 221 ； EILbaFfs 3 222 ；  EIL ababF 31  ； 1F 为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力 ， 2F 为齿轮齿宽在中间面上的径向 力。 E～为弹性模量， E Mpa， I～为惯性力矩，对于实心轴： 644dI 。 D～为轴的直径，花键处按平均直径。 a 、 b～为齿轮上作用力矩与支座 A、 B 的距离 ， L～为支座间的距离。 轴的全挠度为 ； 22 sc fff  在其作用下应力为332dMWM   M～ 222 nsc MMMM  ， W～为抗弯截面系数。 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为 fc =— ， fs =— .齿轮所在平面的转角不应超过。 中间轴 常啮合 齿轮处 进行校核 mmZmr n os2 2   ； 1910 0039021m a x   rZ ZTF en N 6 1 o 7 5 7c o s1  nFF N 0 i 7 5 7s i n2  nFF N mma 22 ； mmb 2 9 3223 1 5  所以 4522221   E ILbaFf c mmfc ~ 合格 毕业设计（论文） 00 45 22222   E ILbaFf s mmfs ~ 合格     00 00 451   E IL ababF rad  合格 mmNaFM c  5 4 5 0 22 mmNaFM s  mmNZ ZTT en  19500046 1000233902 1m a x 232223 3232 mmNd MMMdMWM nsc     240 0 mmN ；   合格 对中间轴四挡齿轮处进行校核 mmZmr n os2 4   ； 1910 0039021m a x   rZ ZTF en N  nFF N 8 i 0 7 5s i n2  nFF N mma 104 ； mmb 211104315  所以 4522221   E ILbaFf c mmfc ~ 合格 00 45 22222   E ILbaFf s mmfs ~ 合格     00 005 451   E IL ababF  合格 mmNaFM c  mmNaFM s  0 3 8 4 9 6 01 mmNZ ZTT en  1m a x 4 毕业设计（论文） 232223 3232 mmNd MMMdMWM nsc     240 0 mmN ；   合格 对中间轴三挡齿轮进行 校核 mmZmr n os2 64   ； 1910 00390421m a x   rZ ZTF en N 4 3 o 6 1 9c o s1  nFF N NFF n 5 i 6 1 9s i n2   N mma 129 ； mmb 186129315  所以 4522221   E ILbaFf c mmfc ~ 合格 005 222  E ILbaFf s mmfs  合格     451   E IL ababF  合格 mmNaFM c  mmNaFM s  0 3 8 4 9 6 01 mmNZ ZTT en  765 947 1910003902 1m a x 23 2223 / mmNd MMMdMWM nsc     240 0 mmN ；   合格 对中间轴二挡齿轮处 进行校核 mmZmr n os2 8   ； 毕业设计（论文） NrZ ZTF en 1910003902 1m a x  N 3 4 o 5 4 5c o s1  nFF N NFF n 1 6 i 5 4 5s i n2   N mma 202 ； mmb 113202315  所以 4522221   E ILbaFf c mmfc  合格 45 22222   E ILbaFf s mmfs ~ 合格     451   E IL ababF  合格 mmNaFM c  3 5 2 8 1 6 42 mmNaFM s  mmNZ ZTT en  1m a x 232223 3232 mmNd MMMdMWM nsc     240 0 mmN ；   合格 对中间轴一档挡齿轮处进行校核 mmZmr n 322 10  ； 263247 1910 0039021m a x   rZ ZTF en N o o s1  nFF N NFF n 00s i 9 2 6s i n2   N mma 246 ； mmb 692 4 63 1 5  所以 4522221   E ILbaFf c mmfc ~ 合格 毕业设计（论文） 6924610103 45 22222   E ILbaFf s mmfs ~ 合格     451   E IL baabF  合格 mmNaFM c  02 mmNaFM s  2 1 2 0 0 72 4 9 2 61 mmNZ ZTT en  1m a x 232223 3232 mmNd MMMdMWM nsc     240 0 mmN ；   合格 毕业设计（论文） 第五章 变速器各档齿轮强度的校核 齿轮弯曲应力计算 直齿 : tfw tFk kbyp  斜齿： tw tnFkbk yp  式中 : w — 弯曲应力（ 2/mmN ） Kc — 齿宽系数 K — 应力集中系数，直齿轮 K = ， 斜齿轮 K =。