EQ载货汽车变速器设计说明书12503.docx

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1、本科生毕业设计（论文）摘要变速器是汽汽车的主要要组成部分分,其功能能是改变传传动比、改改变驱动轮轮的扭矩和和转动方向向。变速器器能在发动动机旋转方方向不变的的前提下，使使汽车倒退退行驶，而而且利用挡挡位可以中中断动力的的传递。所所以变速器器的结构设设计的合理理性直接影影响到汽车车动力性和和经济性。设设计要求达达到换挡迅迅速、省力力、方便、有有较高的工工作效率、工工作噪声低低。因此变变速器在汽汽车中得到到广泛应用用。本次设计的的是东风EEQ10990载货型型汽车变速速器。它的的布置方案案采用三轴轴式5+11挡和锁销销式同步器器换挡，并并对倒挡齿齿轮和拨叉叉进行合理理布置，其其中一轴和和第二轴的的

2、轴线在同同一直线上上。这种布布置形式缩缩短了变速速器轴向尺尺寸，在保保证挡数不不变的情况况下，减少少齿轮数目目，从而使使变速器结结构更加紧紧凑。首先利用已已知参数确确定各挡传传动比，然然后确定齿齿轮的模数数、压力角角、齿宽等等参数。由由中心矩确确定箱体的的长度、高高度和中间间轴及二轴轴的轴径，然然后对中间间轴和各挡挡齿轮进行行校核，并并利用MAATLABB软件对中中间轴的校校核进行编编程，验证证各部件选选取的可靠靠性。最后后绘制装配配图及零件件图。设计结论表表明，变速速器齿轮及及各轴尺寸寸确定，各各轴强度的的校核满足足设计要求求，设计结结构合理。关键词：货货车； 变速器器；设计；同步器Abst

3、rract.Gearbbox iis thhe keey paart oof thhe auutomoobilee. Itt is usedd to channge tthe ttranssmisssion ratiio, ttorquue annd ruunninng diirecttion of tthe ddriviing wwheell.It ccan cchanggetheevehiicle speeed annd tyyre ttorquue inn a bbig sscopee, cuut offf thhe poower trannsferr froom thhe enngin

4、ee, annd allso pproviides a reeversse trravelling direectioon foor thhe veehiclle. TThereeforee, thhe reeasonnabillity of tthe sstruccturee dessign of aa traansmiissioon geearboox diirecttly aaffeccts tthe vvehiccless dynnamicc perrformmancee. Itt is usuaally requuiredd shiiftinng geears rapiidly an

5、d convvenieentlyy, saavingg forrce, and haviing aa higgher workking effiicienncy aand llow wworkiing nnoisees.This thessis ddesiggned a maanuall traansmiissioon geearboox off theeEQ10090ruuck. A scchemee of struucturre wiith tthreee shaafts, 5+11shiffts aand ssynchhroniizer adoppted heree, Coombinne

6、 too pouur too bloock wwheell geaar annd sttir ffork to ccarryy on a reeasonnablee deccorattion .wheere tthe ffirstt andd seccond shaffts wwere arraangedd in linee. Thhis kkind of sstruccturee redducess thee geaarboxx dimmensiion iin thhe axxis ddirecctionn, Inn asssurannce bblockk to counnt unnder

7、the consstantt cirrcumsstancce, ddecreease wheeel geear nnumbeer. theerefoore mmakess thee dessigneed trransmmissiion ggearbbox mmore comppact.Usingg thee givven bbasicc parrametters, it was firsstly deteerminned tthe ttranssmisssion ratiio off eacch shhift, thee shaaft ccenteer diistannces, thee ge

8、aar mooduluus, tthe ggear presssingg anggles and widtths, and so oon. AAnd tthen the geneeral dimeensioon off thee geaarboxx, inncludding its lenggth, widtth annd heeightt. Thhe sttressses oof thhe inntermmediaate sshaftt andd thee geaars wwere valiidateed byy usiing bboth the calcculattor aand aa s

9、ellf-maade MMATLAAB prrograam. FFinallly,ssome engiineerring drawwingss werre caarrieed ouut.The ccalcuulateed reesultts shhow: the deteerminned ddimennsionns annd sttressses oof thhe deesignned ggearss andd shaafts satiisfieed thhe deesignn reqquireementts; tthe aadoptted sstruccturee is reassonabb

10、le.Key wwordss:auttomobbile；gearrbox；desiign；ssynchhroniizer目录第1章绪论论11.1变速速器的简介介11.2变速速器的功用用1第2章变速速器设计方方案及论证证32.1变速速器的要求求32.2变速速器的设计计方法论证证3第3章变速速器设计方方案论证553.1变速速器基本参参数的确定定53.1.11轴的直径径的初步确确定53.2齿轮轮参数的设设计6第4章变速速器各档齿齿轮的校核核144.1齿轮轮弯曲应力力的计算1144.1.11二轴一倒挡直齿轮Z5校核144.1.22二轴二挡挡斜齿轮ZZ4校核一五4.1.44二轴三挡挡斜齿轮ZZ校核一五4

11、.2齿轮轮接触应力力计算1664.2.11 二轴轴一挡直齿齿轮Z校核164.2.22 二轴轴倒挡直齿齿轮Z校核174.2.33 二轴轴二挡斜齿齿轮Z校核174.2.44 二轴轴三挡斜齿齿轮Z校核一八第五章变速速器第二轴轴的校核1195.1轴的的直径的初初步确定1195.2变速速器轴的校校核195.2.11第二轴的的刚度校核核205.2.22第二轴的的强度校核核22第6章同步步器的设计计246.1同步步器的功用用246.2同步步器的种类类246.3同步步器的参数数的确定2256.3.11摩擦因数数256.3.22同步环主主要尺寸确确定25第7章变速速器操纵机机构277.1对变变速器操纵纵机构的要

12、要求277.2直接接操纵手动动换挡变速速器277.3远距距离操纵手手动换挡变变速器2887.4变速速器自锁、互互锁、倒挡挡锁装置2287.4.11自锁装置置287.4.22互锁锁装装置297.4.33倒挡锁装装置29结论.300参考文献331致谢32附录一程序序编程3331齿轮校核核程序3332轴的校核核程序344附录二专业业外文及翻翻译37V第1章绪论论1.1变速速器的简介介变速器是安安装在汽车车的发动机机驱动车轮轮之间的速速力变化装装置. 它它是用来改改变发动机机转速与驱驱动轮的转转速的比例例关系,以以尽量满足足各种特定定驾驶条件件. 目前前，汽车上上广泛采用用活塞式内内燃机，其其转矩和转

13、转速变化范范围小，而而复杂的使使用条件则则要求汽车车的牵引力力和车速能能在相当大大的范围内内变化。为为解决这一一矛盾，在在传动系统统中设置了了变速器。无无论从变速速箱本身的的特点，还还是设计手手段与方法法的整个趋趋势来看，将将先进的设设计方法引引入变速箱箱的设计使使极其必要要的。其优优点不仅仅仅在于得到到一个能使使性能达到到较高水平平的设计方方案，而且且由于知识识工程和专专家系统的的引入，使使得其更具具有可扩展展性。变速速器经历了了用变速杆杆改变链条条的传动比比手动变速速器有级自动动变速器无级自动动变速器的的发展历程程。变速器器的作用:改变汽车车的传动比比,扩大驱驱动车轮转转矩和转速速的范围,

14、使发动机机在理想的的工况下工工作;在发动机机转矩方向向不变的前前提下,实实现汽车的的倒退行驶驶;实现空挡挡,中断发发动机传递递给车轮的的动力,使使发动机能能够起动、怠怠速。手动变速器器主要采用用齿轮传动动的降速原原理,变速速器内有多多组传动比比不同的齿齿轮副,汽汽车行驶时时的换挡就就是通过操操纵机构使使变速器内内不同的齿齿轮副工作作。如在低低速时,让让传动比大大的齿轮副副工作;而而在高速时时,让传动动比小的齿齿轮副工作作。由于每每挡齿轮组组的齿数是是固定的,所以各挡挡的变速比比是定值。常常见的手动动变速器由由铸铁或铝铝制变速器器壳体、轴轴、轴承、齿齿轮、同步步器和换挡挡机构组成成。除此之外，变

15、变速器还应应当满足轮轮廓尺寸和和质量小、制制造成本低低、维修方方便等要求求。满足汽汽车必要的的动力性和和经济性指指标，这与与变速器的的挡数、传传动比范围围和各挡传传动比有关关。汽车工工作的道路路条件越复复杂、功率率比越小，变变速器的传传动比范围围越大。在在原变速器器传动机构构基础上，在在附加一个个副箱体，这这就在结构构变化不大大的基础上上，达到增增加变速器器挡数的目目的。近年年来，变速速器操纵机机构有向自自动操纵方方向发展的的趋势，传传动机构由由有级变速速向无级变变速方向发发展。1.2变速速器的功用用能变传动比比，扩大驱驱动轮转矩矩和转速的的变化范围围，以适应应变化的行行驶条件，同同时使发动动

16、机在有利利的工况下下工作；发发动机在转转速不变的的条件下，变变速器能汽汽车倒挡行行驶；利用用空挡，中中断动力传传递，能使使汽车启动动行驶，怠怠速，提高高速度等。第2章变速速器设计方方案及论证证2.1变速速器的要求求保证汽车有有必要的动动力性和经经济性。（1） 设置空挡，用用来切断发发动机动力力向驱动轮轮的输出。（2） 设置倒挡，使使汽车能倒倒退行使。（3） 设置动力输输出装置，需需要时能进进行功率输输出。（4） 换挡迅速、省省力、方便便。（5） 工作可靠。汽汽车行使过过程中，变变速器不得得有跳挡、乱乱挡及换挡挡冲击等现现象发生。 （6） 变速器应有有高的工作作效率。（7） 变速器工作作噪声低。

17、除此之外，变变速器还应应当满足轮轮廓尺寸和和质量小、制制造成本低低、维修方方便等要求求。满足汽汽车必要的的动力性和和经济性指指标，这与与变速器的的挡数、传传动比范围围和各挡传传动比有关关。汽车工工作的道路路条件越复复杂、功率率比越小，变变速器的传传动比范围围越大。为满足以上上使用性能能要求，本本变速器采采用有级式式变速器。变变速器由变变速传动机机构和操纵纵机构构成成。变速器器传动机构构包括换挡挡齿轮、传传动齿轮、传传动轴。实实现操作需需要避免、避避免冲击布布置的同步步器，操纵纵机构还要要求有自锁锁和互锁装装置。轿车车多采用两两轴式变速速器，货车车多采用三三轴式变速速器。同步步器设计采采用锁销式

18、式同步器。2.2变速速器的设计计方法论证证变速器设计计方案要求求从使用性性能、制造造条件和重重量、价格格性价比等等多方面考考虑，要求求满足制造造、使用、维维修等条件件。所以应应从齿轮的的形式，轴轴的形式及及布置的合合理性等多多方面分析析，得到最最佳方案。（1）固定定轴式应用用广泛，主主要有两轴轴式和三轴轴式变速器器。 三轴轴式变速器器的结构：是由第一一轴的常啮啮合齿轮与与第二轴的的各挡齿轮分别别与中间的的相应齿轮轮相啮合，且且第一、二二轴同心。将将第一、二二挡直接连接接起来传递递转矩称为为直接挡。因此，直直接挡的传递效效率高，磨磨损及噪声声也最小，这这是三轴式式变速器的的优点。其其他前进挡挡需

19、要依次次经过两对对齿轮传递递转矩。因因此，在齿齿轮中心距距较小的情情况下仍然然可以获得得大的一挡挡传动比，这这是三轴式式变速器的的另一优点点。但也有有缺点，除除直接挡外其他各各挡的传动效效率有所降降低。综上上所述货车车应选用三三轴式变速速器。（2）齿轮轮形式：变变速器用斜斜齿轮和直直齿圆柱齿齿轮。斜齿齿圆柱齿轮轮虽然制造造时复杂，工工作时有轴轴向力，但但因使用寿寿命长，噪噪声小而仍仍得到广泛泛使用。直直齿圆柱齿齿轮用于一一挡和倒挡挡。（3）换挡挡形式：有有直齿滑动动齿轮、啮啮合套和同同步器三种种。使用轴向滑滑动直齿齿齿轮换挡，会会在轮齿端端面产生冲冲击，齿轮轮端部磨损损加剧并过过早损坏，并并伴

20、随着噪噪声。因此此，除一挡挡、倒挡外外已很少使使用。使用啮合套套换挡，因因承受换挡挡冲击载荷荷的接合齿齿齿数多，啮啮合套不会会过早被损损坏，但不不能消除换换挡冲击。同步器分分为常压式式、惯性式式、和惯性性增力式，多多采用惯性性式变速器器，它也是是一种锁环环式同步器器，使用同同步器能保保证换挡迅迅速、无冲冲击、无噪噪声，得到到广泛应用用。但结构构复杂、制制造精度要要求高、轴轴向尺寸大大，多用于于轿车和轻型货车车。所以轻轻型货车的的二、三、四四挡应采用同步器器换挡，而一挡、倒挡应应用直齿滑滑动齿轮换换挡。（4）变速速器轴承常常采用滚珠珠轴承、滚滚针轴承、滚滚柱轴承等等。目前均均采用圆锥锥滚柱轴承承

21、，优点有有：直径较较小，宽度度大，因而而容量大，可可承受高负负荷，能确确保可靠性性，使用寿寿命长。滚滚锥轴承的的接触线长长，如果锥锥角和配合合选择合适适，可提高高轴和齿轮轮的刚度，减减少自动脱脱挡。由于上上述特点，滚滚锥轴承在在货车变速速器得到广广泛应用。（5）变速速器的操纵纵机构装在在变速箱内内，由变速速叉轴、变变速叉、倒倒块、自锁锁弹簧、自自锁钢球、互互锁钢球、互互锁圆柱销销组成。为为了防止汽汽车行驶时时误挂倒挡挡，在导快快上装有带带弹簧的安安全止柱。 终上所述述，本次设设计采用中中间轴式55+1挡变变速器，并并采用采用用锁销式同同步器换挡挡.第3章 变速器设计计方案论证证3.1变速速器基

22、本参参数的确定定设计中给定定的参数传传动比i11=7.331 i2=4.331 i33=2.455 ii4=1.511 i5=1发动机机最大转矩矩K经验验系数，KK=4.00-4.66，取K=4.2中心距的初初步确定初选中心矩矩可用下式式计算式中：中心距距系数，取值值范围8.6-9.6 取取发动机机最大转矩矩，变速器器一挡传动动比，变速器器传动效率率，求得3.1.11轴的直径径的初步确确定变速器的轴轴必须有足足够的刚度度和强度。工工作时它们们除了传递递转矩外，还还承受来自自齿轮作用用的径向力力，结果是是斜齿轮也也产生轴向向力，在这这些力的作作用下，轴轴的刚度如如果不足就就会产生弯弯曲变形，破破

23、坏齿轮的的正确啮合合，对齿轮轮的强度和和耐磨性均均有不利影影响，还会会增加噪声声。中间轴轴式变速器器的第二轴轴和中间轴轴中部直径径d0.445A轴的的最大直径径d个支承承间距离LL的比值，对对中间轴，dd/L0.16-00.一八,对第二轴轴d/L00.一八-0.211。第一轴花键键部分直径径可按下式式初选：式中：中心距系数数，取值范范围8.66-9.66 取发动机机最大转矩矩，=31.775mm3.2齿轮轮参数的设设计（1） 齿轮模数本变速器设设计一、倒倒档为直齿滑滑动齿轮换换挡，其它它档均采用用锁销式同同步器换挡挡，选取齿齿轮模数要要保证齿轮轮有足够的的刚度，同同时兼顾它它对噪声和和质量的影

24、影响，减少少模数、增增加齿宽会会使噪声降降低，反之之则能减轻轻变变速器器的质量。降降低噪声对对轿车有意意义，减轻轻质量对货货车比较重重要。从齿齿轮强度观观点出发，每每对齿轮应应有各自的的模数，而而从工艺的的观点出发发，全部齿齿轮选用一一种模数是是合理的，轻型货车模数取值范围为3.00-3.75mm。根据齿轮模数选用的优先原则及本变速器的特点，进行模数的选取，直齿轮为3.25mm,斜齿轮为3.25mm。（2）齿轮轮压力角的的选择为提高货车车的承载能能力，应采采用或压力角齿齿轮，实际际上因国家家标准压力力角为，所所以齿轮普普遍采用。（3）螺旋旋角的确定定为了减少工工作噪声和和提高强度度，汽车变变速

25、器齿轮轮多数用斜斜齿轮，只只有倒挡齿齿轮及货车车一挡齿轮轮才用直齿齿轮。选取取斜齿轮的的螺旋角应应注意以下下问题：螺旋角大些些时会使齿齿轮啮合的的重合度增增加，因而而工作平稳稳，噪声降降低，实验验还证明，随随螺旋角的的增大，齿齿轮的强度度也会相应应的提高，不不过当螺旋旋角高于时时，其抗弯弯强度会骤骤然下降，而而接触强度度仍上升。因因而选取适适当的值使使弯曲强度度与接触强强度达到均均衡。此外外，为消除除斜齿轮传传动的轴向向力，中间间轴上的齿齿轮一律做做成右旋，而而第一、二二轴上的一一律左旋，轴轴向力由轴轴承承受。最后，可用用调整螺旋旋角的方法法，使各对对啮合齿轮轮因模数或或齿数不同同等原因而而造

26、成的中中心距不等等现象得以以消除。斜齿轮的螺螺旋角的初初步取值在在以下范围围内：货车车变速器斜斜齿轮的螺螺旋角为-。（4）齿宽宽的设计计计算在选择齿宽宽时，应该该注意齿宽对对变速器的的轴向尺寸寸、齿轮工工作平稳性性、齿轮强强度和齿轮轮工作时受受力的均匀匀程度等均均有影响。考虑尽量减减少轴向尺尺寸和质量量，齿宽应应小些，但但齿轮传动动平稳性消消弱，此时时虽然可以以用增加齿齿轮螺旋角角来补偿，但但这时轴承承的轴向力力增大，使使之寿命降降低，齿宽宽窄还会使使齿轮的工工作应力增增加，选用用宽些的齿齿宽，工作作时因轴的的变型导致致沿齿宽方方向受力不不均匀并在在齿宽方向向磨损不均均匀。根据模数的的大小选定

27、定齿宽：直齿：b=，为齿宽系系数，取44.58.0斜齿：b=，取6.008.51各挡齿轮的的齿宽值如如下：中间轴一挡挡，倒档直齿齿：b=773.255=22.75 中间轴二挡挡斜齿：bb=73.225=22.775 中间轴三挡挡斜齿：bb=73.225=22.775中间轴四档档斜齿：bb=73.225=22.775中间轴常啮啮合齿：bb=73.225=22.775一轴常啮合合斜齿：bb=73.225=22.775二轴一挡，倒倒档直齿：b=73.225=22.775.二轴二档斜斜齿：b=73.225=22.775二轴三档斜斜齿：b=73.225=22.775二轴四档斜斜齿：b=73.225=22

28、.775（5）各挡挡齿数的分分配在初选中心心距、齿轮轮螺旋角之之后，可根根据预选确确定的变速速器挡数、传传动比和传传动方案来来分配齿轮轮的齿数。下下图为结构构简图，以以便说明各各挡齿数的的分配。1，确定一一挡齿轮的的齿数一挡传动比比一挡为直齿齿轮，则ZZ=78.一一五取788中间轴一挡挡齿轮数受受中间轴径径尺寸限制制，即受刚刚度的限制制。货车在在1217之间间，选为17个齿齿，则=78177=61对中心距进进行修正 A=mZ/2=1126.775 确定常啮合合齿轮的齿齿数=7.311=2.033，取由以上两个个公式求得得取整为233取整为477 实际传动动比=7.31 求得传动动比=7.33两

29、者相差较较小，可取取校核螺旋旋角 二挡齿轮齿齿数的确定定=4.311=2.110，联立求得： =取整为255 取整整为53=53447/（2325）=4.333传动比误差差:=（4.333-4.311）/4.331=0.5%5% 满足要求求三挡齿轮齿齿数的确定定=2.455=1.220，联立求得： =取整为344 取整为为41=47441/（22334）= 2.46传动比误差差:=（2.446-2.45）/2.455=0.44%5% 满足足要求四挡齿轮齿齿数的确定定=1.544=0.775，联立求得： =取整为422取整为311=47331/（22342）= 1.550传动比误差差:=（1.5

30、00-1.554）/1.554=2.5%5% 满足要求求倒挡齿轮齿齿数的确定定倒挡齿轮选选取的模数数往往与一一挡相同，倒倒挡齿轮的的齿数一般般在21到到23之间间取值，初初选=222 中间轴与与倒挡轴的的中心距为为：mm D=D1=58mmm=D/m =17.85取整整为一八=7.411此时=7.41与77.4相差差不大，故故可取二轴轴与倒挡轴轴的中心距距为：mm7各档齿齿轮的尺寸寸直齿轮 斜齿轮 二档齿轮斜齿斜齿斜齿分度圆圆=83.776mm斜齿斜齿斜齿分度圆圆=177.85mmm三档齿轮斜齿斜齿斜齿分度圆圆=116.40mmm斜齿斜齿斜齿分度圆圆=140.36mmm四档齿轮斜齿斜齿斜齿分度

31、圆圆=109.16mm斜齿斜齿斜齿分度圆圆=144.38mmm第4章变速速器各档齿齿轮的校核核4.1齿轮轮弯曲应力力的计算直齿： 斜齿：式中：弯曲应力力（） T计算算载荷（NNmm） K齿宽宽系数 K应力力集中系数数，直齿轮轮K=1.65斜齿轮K=1.5K重合度度影响系数数，主动齿齿轮K=11.1 从动齿轮轮K=0.9K重合度度影响系数数，K=22y齿形系系数4.1.11二轴一倒挡直齿齿轮Z校核核=2177.92NN/mmNN/mm 所以的弯弯曲强度合合格4.1.22二轴二挡挡斜齿轮ZZ校核=97.80N/mmN/mm所以的弯曲曲强度合格格4.1.33二轴三挡挡斜齿轮ZZ校核=162774N/

32、mmmN/mmm所以的弯曲曲强度合格格4.2齿轮轮接触应力力计算直齿：斜齿：式中：F齿面上上的法向力力E齿轮材材料的弹性性模量，取取2.110Mpaab齿轮接接触实际宽宽度d节圆直直径、主、从从动齿轮节节点处的曲曲率半径直齿轮：=斜齿轮：4.2.11 二轴轴一挡直齿齿轮Z校核核b=22.75mm mm=3.225mm=9.77 =19.54=73622N =12000 所以的接接触强度合合格4.2.22 二轴轴倒挡直齿齿轮Z校核核 b=222.75mmm mm=3.225mm=10.24 =16.21=78511N =10711 所以的接接触强度合合格4.2.33 二轴轴二挡斜齿齿轮Z校核核

33、b=222.755mm mm=3.225mm=16.335 =22.664=86244N FF=95523N=10144.4 所以的接接触强度合合格4.2.44 二轴轴三挡斜齿齿轮Z校核核 b=222.75mm mm=3.225mm=一八.339 =27.552=92100N FF=97700N=924 所以的接接触强度合合.第五章 变速器第二二轴的校核核5.1轴的的直径的初初步确定变速器的轴轴必须有足足够的刚度度和强度。工工作时它们们除了传递递转矩外，还还承受来自自齿轮作用用的径向力力，结果是是斜齿轮也也产生轴向向力，在这这些力的作作用下，轴轴的刚度如如果不足就就会产生弯弯曲变形，破破坏齿轮

34、的的正确啮合合，对齿轮轮的强度和和耐磨性均均有不利影影响，还会会增加噪声声。中间轴轴式变速器器的第二轴轴和中间轴轴中部直径径d0.445A；轴轴的最大直直径d个支支承间距离离L的比值值，对中间间轴，d/L0.116-0.一八,对对第二轴dd/L0.一八-00.21。第一轴花键键部分直径径可按下式式初选：=31.775mm式中：经经验系数，=4.0-4.6，取=4.4； =375N.m中间轴： d/L=0.177 L=334.74mmm二轴： d/LL=0.一一八 L=398mmm5.2变速速器轴的校校核轴的校核是是评定变速速器是否满满足所要求求的强度、刚刚度等条件件，是否满满足使用要要求，是设

35、设计过程中中的重要步步骤，主要要是为了对对设计的数数据校核，达达到设计的的要求。由于第二轴轴支撑点较较长，所以以只对中间间轴进行校校核若符合合要求则其其他轴不用用计算。5.2.11第二轴的刚刚度校核轴在垂直面面内挠度为为，在水平平面为，转转角为，则则 ； ；为轮齿齿齿宽在中间间平面上的的圆周力。为齿轮齿齿宽在中间间面上的径径向力。E为弹性性模量，MMpaI为惯性性力矩，对对于实心轴轴：d为轴的的直径，花花键处按平平均直径a 、b为齿轮上上作用力矩矩与支座AA、B的距距离L为支座座间的距离离轴的全挠度度为 ；轴在垂直面面和水平面面挠度的允允许值为f=0.0050.100mm，ff=0.1100.

36、一五五mm.全挠度0.2mm，齿轮所在在平面的转转角不应超超过0.0002raad。(1)对第第二轴三挡齿轮处进进行刚度校核a=一三11mm b=3998-一三三1=267mmm= ； NNNN所以mm 合格mm合格=0.00500.22mm 合格格合格（2）对第第二轴二挡挡齿轮处进进行刚度校核a=一八00mm b=3998-一八0=2一八mmm= ； NNNN所以mm 合格mm合格=0.00250.22mm 合格格合格（3）对第第二轴倒挡齿轮处处进行刚度度校核a=2600mm b=3998-260=一三8mmm ； NNNN所以合格合格=0.00110.22mm 合格格合格5.2.22第二轴

37、的强度校校核在其作用下下应力为式中：MW为抗弯弯截面系数数（1）对第第二轴三挡齿轮处进进行强度校核 =666.377 合格（2）对第第二轴二挡挡齿轮处进进行强度校核 =41.669 合格格（3）对第第二轴倒挡齿轮处处进行强度度校核 =229.000 合格第6章同步步器的设计计由于变速器器输入轴与与输出轴以以各自的速速度旋转，变变换挡位时合存存在一个同步问问题。两个个旋转速度度不一样齿齿轮强行啮啮合必然会会发生冲击击碰撞，损损坏齿轮。因因此，旧式式变速器的的换挡要采用两脚离合合的方式式，升挡在空挡位置停留留片刻，减减挡要在空挡位置加油油门，以减减少齿轮的的转速差。但但这个操作作比较复杂杂，难以掌

38、掌握精确。因因此设计师师创造出同步器，通过同同步器使将将要啮合的的齿轮达到到一致的转转速而顺利利啮合。6.1同步步器的功用用相邻挡位相相互转换时时，应该采采取不同操操作步骤的的道理同样样适用于移移动齿轮换换挡的情况，只只是前者的的待接合齿齿圈与接合合套的转动动角速度要要求一致，而而后者的待待接合齿轮轮啮合点的的线速度要要求一致，但但所依据的的速度分析析原理是一一样的。变速器的换换挡操作，尤尤其是从高高挡向低挡的换挡操作比较较复杂，而而且很容易易产生轮齿齿或花键齿齿间的冲击击。为了简简化操作，并并避免齿间间冲击，可可以在换挡挡装置中设设置同步器器。性式同步器器是依靠摩摩擦作用实实现同步的的，在其

39、上上面设有专专设机构保保证接合套套与待接合合的花键齿齿圈在达到到同步之前前不可能接接触，从而而避免了齿齿间冲击。6.2同步步器的种类类同步器有常常压式和惯惯性式。目前全全部同步式式变速器上上采用的是是惯性同步步器，它主主要由接合合套、同步步锁环等组组成，它的的特点是依依靠摩擦作作用实现同同步。接合套、同同步锁环和和待接合齿齿轮的齿圈圈上均有倒倒角（锁止止角），同同步锁环的的内锥面与与待接合齿齿轮齿圈外外锥面接触触产生摩擦擦。锁止角角与锥面在在设计时已已作了适当当选择，锥锥面摩擦使使得待啮合合的齿套与与齿圈迅速速同步，同同时又会产产生一种锁锁止作用，防防止齿轮在在同步前进进行啮合。当同步锁环内锥

40、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。6.3同步步器的参数数的确定6.3.11摩擦因数数同步环常选选用能保证证具有足够够高的强度度和硬度、耐耐磨性能良良好的黄铜铜合金制造造，如锰黄黄铜、铝黄黄铜和锡黄黄铜等。早早期用青铜铜合金制造造的同步环环因使用寿寿命短，已已遭淘汰。由由黄铜合金金与钢材构构成的摩擦擦副，在油油中工作的的摩擦因数数取为0.11。摩擦因因数对换挡挡齿

41、轮和轴轴的角速度度能迅速达达到相同有有重要作用用。摩擦因因数大，换换挡省力或或缩短同步步时间；摩摩擦因数小小则反之，甚甚至失去同同步作用。为为此，在同同步环锥面面处制有破破坏油膜的的细牙螺纹纹槽及与螺螺纹槽垂直直的泄油槽槽，用来保保证摩擦面面之间有足足够的摩擦擦因数。6.3.22同步环主主要尺寸确确定(1) 同同步环锥面面上的螺纹纹槽 如果果螺纹槽螺螺线的顶部部设计得窄窄些，则刮刮去存在于于摩擦锥面面之间的油油膜效果好好。但顶部部宽度过窄窄会影响接接触面压强强，使磨损损加快。试试验还证明明：螺纹的的齿顶宽对对的影响很很大，随齿齿顶的磨损损而降低，换换挡费力，故故齿顶宽不不易过大。螺螺纹槽设计计

42、得大些，可可使被刮下下来的油存存于螺纹之之间的间隙隙中，但螺螺距增大又又会使接触触面减少，增增加磨损速速度。图3320a中给给出的尺寸寸适用于轻轻、中型汽汽车；图3320b则适适用于重型型汽车。通通常轴向泄泄油槽为6612个，槽槽宽34mm。(2) 锥锥面半锥角角 摩擦擦锥面半锥锥角越小，摩摩擦力矩越越大。但过过小则摩擦擦锥面将产产生自锁现现象，避免免自锁的条条件是taana。一般取取=68。=6时，摩擦擦力矩较大大，但在锥锥面表面粗粗糙度控制制不严时，则则有粘着和和咬住的倾倾向;在=7时就很少少出现咬住住现象。，(3)摩擦擦锥面平均均半径R R设计得越越大，则摩摩擦力矩越越大。R往往受结结构

43、限制，包包括变速器器中心距及及相关零件件的尺寸和和布置的限限制，以及及R取大以后后还会影响响到同步环环径向厚度度尺寸要取取小的约束束，故不能能取大。原原则上是在在可能的条条件下，尽尽可能将RR取大些。(4)锥面面工作长度度b缩短锥面工工作长度bb(图317)，便便使变速器器的轴向长长度缩短，但但同时也减减少了锥面面的工作面面积，增加加了单位压压力并使磨磨损加速。设设计时可根根据下式计计算确定bb(5)锁止止角锁止角选取取的正确，可可以保证只只有在换档档的两个部部分之间角角速度差达达到零值才才能进行换换档。影响响锁止角选选取的因素素主要有摩摩擦因数擦擦锥面的平平均半径RR,锁止面面平均半径径和锥

44、面半半锥角。已已有结构的的锁止角在在2646范范围内变化化。(6)同步步时间t同步器工作作时，要连连接的两个个部分达到到同步的时时间越短越越好。除去去同步器的的结构尺寸寸，转动惯惯量对同步步时间有影影响以外，变变速器输入入轴，输出出轴的角速速度差及作作用在同步步器摩擦追追面上的轴轴向力，均均对同步时时间有影响响。轴向力力大，同步步时间减少少。而轴向向力与作用用在变速杆杆手柄上的的力有关，不不同车型要要求作用到到手柄上的的力也不相相同。为此此，同步时时间与车型型有关，计计算时可在在下属范围围内选取：对轿车变变速器高档档取0.一一五0.30s,低档取00.800s;对货货车变速器器高档取00.30

45、0.800s，低档档取1.0001.50s。(7)转动动惯量的计计算换档过程中中依靠同步步器改变转转速的零件件统称为输输入端零件件，它包括括第一轴及及离合器的的从动盘，中中间轴及其其上的齿轮轮，与中间间轴上齿轮轮相啮合的的第二周上上的常啮合合齿轮。其其转动惯量量的计算：首先求得得各零件的的转动惯量量，然后按按不同档位位转换到被被同步的零零件上。对对已有的零零件，其转转动惯量值值通常用扭扭摆法测出出;若零件未未制成,可将这些些零件分解解为标准的的几何体,并按数学学公式合成成求出转动动惯量。第7章变速速器操纵机机构根据汽车使使用条件的的需要，驾驾驶员利用用变速器的的操纵机构构完成选挡挡和实现换换挡或退到到空挡的工工作。变速器操纵纵机构应当当满足如下下主要要求求：换挡时时只能挂入入一个挡位