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1、 摘 要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，是汽車總成部件中的重要組成部分，是主要的傳動系統(tǒng)。變速器的結構要求對汽車的動力性、燃料經(jīng)濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。 本文設計研究了中間軸式五檔手動變速器，其目的是基于機械原理、機械設計、UG、Auto CAD等知識的熟練運用和掌握，并利用UG和Auto CAD軟件繪制裝配圖和零件圖等五項內(nèi)容。首先，對指導老師給的任務書進行參數(shù)計算。其次，對工作原理做了闡述，對不同的變速器傳動方案進行比較，選擇合理的結構方案進行設計。再次，對變速器的各擋齒輪和軸以及軸承做了詳細的設計計算，并進行了

2、受力分析、強度和剛度校核計算,并為為這些元件選擇合適的工程材料及熱處理方法。對一些標準件進行了選型以及變速器的傳動方案設計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。最后，本文將對變速器換檔過程中的重要部件—同步器以及操縱機構進行闡述，講述同步器的類型、工作原理、設計方法以及重要參數(shù)。 關鍵詞： 變速器；傳動比；參數(shù)；設計計算；校核 ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmis

3、sion parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency. This design study of the three-axis 5-speed m

4、anual transmission, the purpose is based on mechanical principles, mechanical design, UG, Auto CAD and other knowledge and mastery of the use of skilled and using UG and Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements.At first, to guide the teacher to the task of cal

5、culating the parameters of the book. The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and ch

6、oose appropriate materials and heat treatment. At last, I will introduce the operation mechanism and the Synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the Synchronizer.At the supplement, I will

7、write some thing like formula, tableau graph and so on. It may be helpful for the future design. Key words: Transmission, Transmission Ratio, Parameters, Design and Calculation, Checking, Shaft, Gear. 目錄 附錄 1 一、基本數(shù)據(jù)選擇 4 1.1 傳動方案和零部件方案的確定 4 1.1.1 傳動方案初步確定 4

8、 1.1.2 零部件結構方案 4 1.2 主要參數(shù)的選擇和計算 5 1.2.1 確定最小傳動比 5 1.2.2確定最大傳動比 6 1.2.3 擋位數(shù)確定 6 1.2.4初選中心距A 7 1.2.5 外形尺寸(初選) 7 1.2.6 齒輪參數(shù) 7 1.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及齒輪變位 8 1.3. 1 確定1擋齒輪的齒數(shù) 8 1.3.2 確定其他各擋的齒數(shù) 9 二、齒輪校核 13 2.1 輪齒彎曲強度計算 14 2.2輪齒接觸應力σj 16 三、軸及軸上支承的校核 18 3.1 軸的工藝要求 18 3.2 軸的強度與剛度計算 19 3.2.1 初選軸的直徑

9、19 3.2.2軸的強度校核 19 四 同步器的選擇 22 4.1 選用慣性式同步器中的鎖環(huán)式同步器 22 4.1同步器工作原理 23 五、操縱機構 26 5.1 直接操縱式 26 六、變速器箱體 26 6.1變速箱結構 26 6.2 箱體軸向尺寸 27 第 I 條 參考文獻 27 一、基本數(shù)據(jù)選擇 1.1 傳動方案和零部件方案的確定 根據(jù)題目給定參數(shù)和總體設計結果可以確定，作為一輛前置后驅(qū)的貨車，毫無疑問應該選用中間軸式多擋位機械式變速器。其特點是：（1）設有直接擋（2）1擋有較大的傳動比（3）擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位

10、低的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動（4）除1擋以外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋（5）除直接擋以外，其他擋位工作時，傳動效率略低（6）適用于前置后驅(qū)的汽車。 1.1.1 傳動方案初步確定 （1）變速器第1軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)軸承支承在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，1擋采用滑動直齒齒輪傳動。 （2）倒擋利用率不高，而且都是在停車后在掛入倒擋，因此可以采用支持滑動齒輪作為換擋方式。 （3）傳動方案采用的2、3、5擋用常嚙合齒輪傳動，4擋為直接擋，而1、倒擋用直齒滑動齒輪換擋。

11、 1.1.2 零部件結構方案 （1）齒輪形式 齒輪形式為直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于1擋和倒擋。 （2）換擋機構形式 此變速器換擋機構有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。1擋和倒擋采用結構簡單的直齒滑動齒輪換擋，使用率高的其他擋位采用同步器換擋。 （3）變速器軸承 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、滑動軸套等。 變速器第1軸、第2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。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都

12、可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結構的情況下，應盡量使用滾針軸承。 1.2 主要參數(shù)的選擇和計算 由給定主要參數(shù) 額定裝載質(zhì)量(Kg) 最大總質(zhì)量(Kg) 最大車速（Km/h） 縱梁尺寸 背角與臀角 組號 3000 6000 120 180*6 α=15β=95 6 及總體設計中設

13、計參數(shù)，有 最大轉(zhuǎn)矩： 發(fā)動機最大功率：Pmax=127.8Kw 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速： 車輪：后輪選擇7.50R16LT ； 前輪選擇8.25R16LT 傳動系機械效率 1.2.1 確定最小傳動比 為了滿足足夠的動力性能，需要校核最高擋動力因數(shù)。由于我們選定設計的是中型貨車，因此最高擋動力因數(shù)取值范圍為，此處我們?nèi)?，最小傳動比與最高擋動力因數(shù)有如下關系 式中：為最高擋時，發(fā)動機發(fā)出最大扭矩時的最大車速，。 其他參數(shù)如下表。 最大總質(zhì)量(Kg) 空氣阻力系數(shù) 迎風面積 A（） 0.90 418.8 6000 0.85 3.5 根據(jù)式子可得，

14、。由主減速器傳動比得， 1.2.2確定最大傳動比 傳動系最大傳動比，需要滿足滿載最大爬坡度及滿足附著條件。 （1）滿足最大爬坡度。 其中，取一般貨車最大爬坡度16.7 （2）滿足附著條件。 即 取 因此，變速器傳動比范圍是0.88～5.14，傳動系最大傳動比 1.2.3 擋位數(shù)確定 經(jīng)計算按照等比級數(shù)分配，對3擋、4擋間速比根據(jù)情況調(diào)整。 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ，， 則各擋速比為 ，

15、，，， (注意，本方案并不是嚴格按照等比分配傳動比) 1.2.4初選中心距A 初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，貨車：=8.6～9.6，取8.6 ； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）； —變速器1擋傳動比， ； —變速器傳動效率，取96% ； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，。 則， 1.2.5 外形尺寸(初選) 貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關，5擋為（2.7～3.0）A，在此取3A。 軸向尺寸，取整數(shù)為325mm。 1.2.6 齒輪參數(shù) （1）模數(shù)。 一般同一變速器齒輪模數(shù)不相等，對于貨車減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒

16、輪應選用大些的模數(shù)，變速器低擋齒輪應選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。根據(jù)國家規(guī)定，GB/T 1357—1987《漸開線圓柱齒輪模數(shù)》的規(guī)定，考慮貨車的最大質(zhì)量為， 而小于14t。因此1擋直齒齒輪，其他擋位為4mm（）。 嚙合套和同步器的結合齒多數(shù)采用漸開線齒形，由于工藝上的原因，同一變速器中的結合齒模數(shù)相同?？傎|(zhì)量在（1.8～14）t的貨車模數(shù)為2.0～3.5mm，選取較小的模數(shù)可使齒數(shù)增多，有利于換擋。在此取2.5mm。 （2）壓力角 遵照國家規(guī)定取標準壓力角為20，嚙合套或同步器的壓力角為30。 （3）螺旋角 斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器：18～26,初選24。 （

17、4）齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取8.0； 斜齒，取為6.0～8.5，取8.5。 采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取3mm。 斜齒輪寬度取，滑動直齒齒輪寬度取。 （5）齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.0。 1.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及齒輪變位 在初選中心距A、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。5擋變速器傳動方案如右圖所示。 1.3. 1 確定1擋齒輪的齒數(shù) 1擋傳動比 1擋采用常嚙合斜齒輪傳動，取螺旋角為11.7.模數(shù)m為

18、4，中心距，代入計算后得，取為整數(shù)52，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。經(jīng)驗算，中間軸上的1擋齒輪取 ，因此1擋大齒輪齒數(shù)為 2)對中心距A進行修正 通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為。 3）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式子求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 而常嚙合傳動齒輪的中心距與1擋齒輪的中心距相等，即 其中，常嚙合齒輪、采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)，初選螺旋角，代入上兩式子，求得 ，取整為49 ，求得并取整 ， 。 核算1擋傳動，齒數(shù)分配合理。 根據(jù)所確定的齒數(shù)，由式子，根據(jù)圓整后的齒數(shù)，精算出螺旋角β=24。 變位： 理論中心距

19、 端面壓力角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 因= 1.3.2 確定其他各擋的齒數(shù) ①2擋齒輪齒數(shù)。 由于2擋為斜齒輪，模數(shù)與1擋齒輪相同。 此外，從抵消或減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 取，進行試湊 取已是極限，代入式子，聯(lián)立，可求出，和三個參數(shù)。求得取整為24，取整為27，驗證傳

20、動比，齒數(shù)分配合適。根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子算出精確的螺旋角值為19.2。 對2擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 端面壓力角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =0 ②3擋齒輪齒數(shù)。 3擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)大小和2擋一樣。 由，得 此外，從抵消或減

21、小中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 進行試湊，求得2=20.7，代入得Z5=19.93,圓整為20；Z6=30.58，圓整為31。驗證傳動比，傳動比變化不大，齒數(shù)分配合適。根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子算出精確的螺旋角值為19.2。 對3擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 端面壓力角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和

22、 ③4擋為直接擋 ④5擋齒輪齒數(shù) 5擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)大小和3擋一樣。 ， 此外，從抵消或減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 進行試湊， 求得 ，代入式子，聯(lián)立，可求出，和三個參數(shù)。求得取整為36，取整為13，驗證傳動比，齒數(shù)分配合適。根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子算出精確的螺旋角值為24.85。 對5擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 端面壓力

23、角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 0 5)確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪有直齒輪副、和。初選、后，螺旋角選，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選，，，則： 由可求出。 確定倒擋軸與第二軸的中心距 二、齒輪校核 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（

24、點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點蝕；換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。 所以需要對齒輪進行計算和校荷。 注：本畢業(yè)設計只進行低擋位的齒輪彎曲強度校核與高擋位的齒輪疲勞接觸強度校核以及常嚙合齒輪的彎曲強度與接觸疲勞強度校核。 2.1 輪齒彎曲強度計算 （1）直齒輪彎曲應力 齒形系數(shù)圖 式中：—彎曲應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1

25、.1，從動齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如上圖。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，1、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。 計算1擋主動齒輪10的彎曲應力 計算倒擋齒輪12的彎曲應力 （2）斜齒輪彎曲應力 （2.2） 式中：—計算載荷（Nmm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（）； —應力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)

26、=8.0 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，對貨車為100～250MPa。 1）計算2擋齒輪8的彎曲應力 2）計算常嚙合齒輪1的彎曲應力 2.2輪齒接觸應力σj 式中：—輪齒的接觸應力（MPa）； —齒面上的法向力（N），；為圓周力； —斜齒輪螺旋角( )； —齒輪材料的彈性模量（MPa）, —齒輪接觸的實際寬度(mm) ，齒寬； —主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直

27、齒輪， 斜齒輪； —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計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見下表。 　變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 1）計算第5擋的齒輪4的接觸應力 2）計算常嚙合齒輪的接觸應力 3）計算3檔直齒齒輪接觸應力

28、 3）計算2檔直齒齒輪接觸應力 4）計算1檔直齒齒輪接觸應力 4）計算倒檔直齒齒輪接觸應力 因此，本設計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 三、軸及軸上支承的校核 3.1 軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在H

29、RC58～63，表面光潔度不低于▽8[15]。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度[16]。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少[17]。 3.2 軸的強度與剛度計算 3.2.1 初選軸的直徑 已知中間軸式變速器中心距=108mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值： 對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選 式中：—經(jīng)驗系數(shù)，

30、=4.0～4.6； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑；第二軸和中間軸最大直徑 最大軸支承之間的長度，第二軸支承之間的長度； 中間軸支承之間長度，取，代入上述設計公式，均符合要求。 第二軸：；中間軸： 均符合要求。 3.2.2軸的強度校核 （1）軸的剛度驗算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。 初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支

31、點的距離也有變化，所以應當對每個擋位都進行驗算。驗算時將軸看做鏈接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應取。 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學》有關公式計算。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，故可不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖2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，則可分別用下式計算 全撓度 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；） —

32、彈性模量（MPa）, —慣性矩(mm)，對于實心軸，； —軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算； 、—為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗算常嚙合齒輪的強度和剛度即可，變速器軸向尺寸L=325mm，取a=35mm，則b=L-a=290mm 取該處d=54， 代入上式得： 滿足設計要求。 （2）軸的強度驗算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計算相應的彎矩Mc，Ms。軸在

33、轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩的共同作用下，其應力為： 式中： —計算轉(zhuǎn)矩，Nmm; —軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm； —彎曲截面系數(shù)，mm； —在計算斷面處軸的水平彎矩，Nmm； —在計算斷面處軸的垂向彎矩，Nmm； —許用應力。 變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。 對于本例支點A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為： 強度滿足設計要求。 四 同步器的選擇 同步器的結構 同步器能實現(xiàn)迅速和無噪音聲換檔，換檔時又能避免嚙合套端部受到損壞，并使操縱輕便，所以近代的汽車變速器，除轎車的倒檔和貨車的一檔、倒檔以外，其它檔

34、位多數(shù)都裝用同步器。 慣性式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，在其上面設有專設機構保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，從而避免了齒間沖擊。 圖5-1 鎖環(huán)式同步器三維圖 1、4-齒輪 2-滑塊 3-撥差 5、9-鎖環(huán) 6-彈簧圈 7-花鍵轂 8-接合套10-凹槽 11-軸向槽 12-缺口 花鍵轂與第二軸用花鍵連接，并用墊片和卡環(huán)作軸向定位。在花鍵轂兩端與齒輪之間，各有一個青銅制成的鎖環(huán)（也稱同步環(huán)）。鎖環(huán)上有短花鍵齒圈，花鍵齒的斷面輪廓尺寸與齒輪及花鍵轂上的外花鍵齒均相同。在兩個鎖環(huán)上，花鍵齒對著接

35、合套的一端都有倒角（稱鎖止角，且與接合套齒端的倒角相同。鎖環(huán)具有與齒輪上的摩擦面錐度相同的內(nèi)錐面，內(nèi)錐面上制出細牙的螺旋槽，以便兩錐面接觸后破壞油膜，增加錐面間的摩擦。三個滑塊分別嵌合在花鍵轂的三個軸向槽內(nèi)，并可沿槽軸向滑動。在兩個彈簧圈的作用下，滑塊壓向接合套，使滑塊中部的凸起部分正好嵌在接合套中部的凹槽內(nèi)，起到空檔定位作用?；瑝K的兩端伸入鎖環(huán)的三個缺口中，只有當滑塊位于缺口的中央時，接合套與鎖環(huán)的齒方可能接合。 常壓式同步器雖然結構簡單，但又不能保證被嚙合件在同步狀態(tài)（即角速度相等）下?lián)Q檔的缺點，故僅在少數(shù)重型汽車上得到應用，而在大多數(shù)變速器中得到廣泛應用的是慣性式同步器。同步器作為一種

36、換檔裝置，是在接合套換檔的基礎上發(fā)展起來的，起功用是使接合套與待接合的齒輪二者之間迅速達到同步，并阻止二者在同步前進入嚙合，從而可消除換檔時的沖擊，縮短換檔時間，簡化換檔過程，使換檔操縱作簡捷而輕便。 按結構分，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。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件和鎖止元件。 摩擦元件是同步緩和齒輪上的凸出部分 ，分別在他們的內(nèi)圈和外圈設計有相互接觸的錐形摩擦面，鎖至元件是在換動齒套的圓盤部分的中間做出與同步環(huán)剛性連接專用彈簧下面的鋼球和銷使滑動齒套和頭腦干部環(huán)彈性連接。圖表二所示摩擦元件是用滑動齒套上的錐面來實現(xiàn)的。作為鎖止元件是鎖環(huán)的內(nèi)齒和做

37、在齒輪上的接合齒端部。齒輪和鎖環(huán)之間是彈性連接。 在慣性式同步器中，彈性元件的重要性僅次于摩擦元件和鎖止元件。 它用來使用有關部分保持在中立位置的同時，又不妨礙鎖止，解除鎖止和換檔。 鎖檔式同步器優(yōu)點是零件數(shù)量少，并且摩擦錐面平均半徑教大，使其轉(zhuǎn)距容量得到提高，故多用于中，重型貨車變速器，它工作可靠，零件耐用，但因結構布置上的限制，轉(zhuǎn)距容量不大，而且由于鎖止面在同步錐環(huán)的結合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用語轎車和輕型貨車變速器中。 鎖環(huán)式同步器的鎖止面在同步錐環(huán)和嚙合套的倒錐面上，省去了同步錐環(huán)的結合齒，且軸向尺寸較小，多用于中，重型貨車變速器中。 多錐式同步器的鎖止面仍在同步

38、環(huán)的接合齒上，只是在原有的兩個錐面之間再插入兩個輔助同步錐。由于錐表面的有效摩擦面積成倍的增加，同步轉(zhuǎn)距也相應的增加，因而具有較大的轉(zhuǎn)距容量和低的熱負荷。這不但改善了同步的效能，增加了可靠性，而且可使換檔力大為減小。若保持換檔力不變，則可縮短同步時間，多錐式同步器多用與重型貨車得主、副變速器以及分動器中。 慣性增力式同步器又稱為波舍式同步器。它能可靠的保證旨在同步狀態(tài)下實現(xiàn)換檔。只要嚙合套和換檔齒輪之間存在轉(zhuǎn)速差，彈簧片的支承力就阻止同步縮小，從而也就阻止了嚙合套移動。只有在轉(zhuǎn)速差為零時，彈簧片卸除載荷，于是對同步環(huán)直徑的縮小失去阻力，這樣才能實現(xiàn)換檔。該同步器的特點是，由于同步環(huán)內(nèi)部的彈簧

39、片作用，同步環(huán)產(chǎn)生的摩控力矩得到成倍增長，增長的程度隨兩嚙合件的轉(zhuǎn)差而變化，轉(zhuǎn)差愈大，增力作用愈強，因此，用不大的換檔力冰可以在很短的時間內(nèi)完成換檔。在完成換檔后，同步環(huán)處于嚙合套的屋頂狀凹槽里，被可靠的固定住，幫在掛 檔位置無需采用自鎖裝置，此外，波舍同步器還有結構簡單、工作可靠、軸向尺寸短（與一般嚙合套換檔部件的軸向尺寸相近）等明顯的優(yōu)點，因此適用于貨車變速器，且采用愈來愈多。 4.1 選用慣性式同步器中的鎖環(huán)式同步器 鎖環(huán)式同步器的結構如圖五（A）所示。變速時，換擋機構通過撥叉推動嚙合套，由于同步器推塊一起移動，當同步器推塊與同步環(huán)接觸時遍推動同步環(huán)向齒輪上的齒環(huán)移動，使兩錐面相接觸

40、見圖五（C）。由于嚙合套上有推力，兩錐面間存在正壓力，且二者存在轉(zhuǎn)速差，故二者一經(jīng)接觸便產(chǎn)生摩擦力矩，此力矩帶動同步環(huán)相對于嚙合套轉(zhuǎn)動，直至同步環(huán)推塊槽靠在推塊的一側為止見圖五（D），此時嚙合套與同步環(huán)同步旋轉(zhuǎn)，嚙合套齒端倒角與同步環(huán)齒端倒角正好相抵觸（設計上使推塊槽比推塊寬半個齒距），而不能進入接合，起到了鎖止作用。同步環(huán)齒端倒角上的正壓力分解為軸向力和切向力兩個分力，軸向力使兩錐面間存在正壓力，而產(chǎn)生摩擦力矩，切向力產(chǎn)生撥環(huán)力矩,撥環(huán)力矩力圖使同步環(huán)反轉(zhuǎn),而同步環(huán)上的摩擦力矩又阻止同步環(huán)反轉(zhuǎn)，只要設計上保證摩擦力矩大于撥環(huán)力矩，不管換擋力有多大，嚙合套與同步環(huán)齒端倒角總是相抵觸而不能接合，

41、起到了鎖止作用見圖五（E）。 由于換擋力的繼續(xù)作用和增大，摩擦力矩增大，使齒輪的速度降低或升高，當摩擦力矩等于慣性力矩時，齒輪、同步環(huán)和嚙合套三者達到了同步運轉(zhuǎn)。這樣，齒輪和同步環(huán)間無相對運動，慣性力矩消失，撥環(huán)力矩將使同步環(huán)相對嚙合套反向轉(zhuǎn)過一個角度，花鍵齒不再相抵觸，使嚙合套越過同步環(huán)與齒輪上的齒環(huán)嚙合，而完成換擋見圖五（B）。 4.1同步器工作原理 同步器換檔過程由三個階段組成，第一階段，同步器離開中間位置，做軸向移動并靠近在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，由于齒輪3的角速度和滑動齒套的角速度不同，在摩 擦力矩作用下鎖銷4相對滑動齒套1轉(zhuǎn)動一個不大的角度，并占據(jù)圖上所示的位置。此

42、時鎖止面接觸，結果阻止滑動套向換檔方向移動。 第二階段，來自手柄傳至檔并作用在滑動齒套上的力F，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于 1和3的轉(zhuǎn)速逐漸接近，其角速度差減小了。在角速度差等于0的瞬間同步過程結束。 第三階段，角速度等于0，摩擦力矩消失，而軸向力仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態(tài)，屆時滑動齒套和鎖銷上的斜面相對移動。從而使滑動齒套占據(jù)了換檔位置。 在前面已經(jīng)說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下： 圖5-2 鎖環(huán)式同步器 1、9-變速器齒輪 2

43、-滾針軸承 3、8-結合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結合套 如圖所示，此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，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（圖4.3b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結束。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)

44、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，同步過程結束，完成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，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成同步換檔。 圖5-3 鎖環(huán)同步器工作原理 五、操縱機構 5.1 直接操縱式 這種形式的變速器布置在駕駛員座椅附近，變速桿由駕駛室底板伸出，駕駛員可以直接操縱。如圖所示，多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的車輛。 撥叉軸7、8、9和10的兩端均支承于變速器蓋的相應孔中，可以軸向滑動。所有的撥叉和撥塊都以

45、彈性銷固定于相應的撥叉軸上。三、四擋撥叉2的上端具有撥塊。撥叉2和撥塊3、4、14的頂部制有凹槽。變速器處于空擋時，各凹槽在橫向平面內(nèi)對齊，叉形撥桿13下端的球頭即伸入這些凹槽中。選擋時可使變速桿繞其中部球形支點橫向擺動，則其下端推動叉形撥桿13繞換擋軸11的軸線擺動，從而使叉形撥桿下端球頭對準與所選擋位對應的撥塊凹槽，然后使變速桿縱向擺動，帶動撥叉軸及撥叉向前或向后移動，即可實現(xiàn)掛擋。例如，橫向擺動變速桿使叉形撥桿下端球頭深入撥塊3頂部凹槽中，撥塊3連同撥叉軸9和撥叉5即沿縱向向前移動一定距離，便可掛入二擋；若向后移動一段距離，則掛入一擋。當使叉形撥桿下端球頭深入撥塊14的凹槽中，并使其向前

46、移動一段距離時，便掛入倒擋。 各種變速器由于擋位數(shù)及擋位排列位置不同，其撥叉和撥叉軸的數(shù)量及排列位置也不相同。例如，上述的變速器的前進擋用了三根撥叉軸，倒擋獨立使用了一根撥叉軸，共有四根撥叉軸。 六、變速器箱體 6.1變速箱結構 五擋系列變速箱為三軸式。單中間軸定軸傳動，有五個前進擋，一個倒擋，二到五擋齒輪為斜齒輪，一倒擋為直齒輪。二軸上的各擋齒輪均裝在雙列滾針軸承上，二、三擋裝有鎖銷式慣性同步器，四、五擋裝有鎖環(huán)式慣性同步器，一、倒擋為直齒滑動齒輪傳動。可實現(xiàn)遠距離雙桿或單桿手動操作，變速箱殼體是整體式箱型，呈“立式”安裝，與發(fā)動機——離合器總成直接連接。變速箱的潤滑采用“飛濺式”。

47、 6.2 箱體軸向尺寸 箱體軸向尺寸初選為325mm，最終確定330.5mm 總結 本次畢業(yè)設計的課題是輕型貨車變速器的三維設計，變速器為機械式變速器。變速形式為5+1的傳動方案，換擋方式全部采用同步器換擋。 首先，進行的是變速器的方案論證。通過查閱資料和總結別人的設計經(jīng)驗，本次的設計方案是全部采用常嚙合齒輪傳動，變速器類型為三軸式變速器。其次，進行的是變速器主要參數(shù)的選擇和設計計算。變速器的主要參數(shù)包括：檔數(shù)和傳動比的選擇、齒的輪模數(shù)、螺旋角、壓力角的選擇、齒數(shù)和齒寬的選擇。設計計算就是根據(jù)所選擇的數(shù)據(jù)和畢業(yè)設計任務書中給定的數(shù)據(jù)，具體來計算變速器的

48、傳動比的分配和齒數(shù)的分配以及軸向力的抵消校核，還有傳動比和所選定的螺旋角進行校核。然后，對所計算的數(shù)據(jù)和設計的齒輪、軸進行強度和剛度上的校核。這一部分主要利用機械設計和材料力學的相關知識，齒輪的強度和剛度的計算主要參看機械設計部分，軸的強度和剛度的校核主要參看材料力學部分。最后，我介紹了同步器和軸承的相關知識，因為不是主要的研究對象，所以我介紹了相關的工作原理和作用。 接著是變速器各個零件的三維圖設計，然后將各零件組裝成總裝圖，用UG完成。接下來就是變速器的設計圖紙的繪制，我主要繪制變速器的輸入軸、輸出軸、中間軸和齒輪。此次設計二維圖紙的繪制采用Auto CAD。變速器設計圖紙的繪制，是為生

49、產(chǎn)過程提供可靠的依據(jù)和生產(chǎn)工藝的確定以及加工的依據(jù)。 這就是變速器的總的設計過程。在其過程中也遇到好多問題，幸得董志國老師和同學的幫助才能順利完成此次畢業(yè)設計，非常感謝。 致謝 這次設計得以順利完成，首先得感謝老師和同學的大力支持和幫助特別是陳勇老師的耐心指導，更使作者收獲頗豐，在此向他表示衷心的感謝。在做畢業(yè)設計的過程中，老師教給我的許多解決設計問題的思維方法，以及指出了我們畢業(yè)設計中的一些不足，這必將對我以后走上工作崗位有很大的幫助，本人將銘記于心。在本次設計中，我盡心盡力將自己四年來所學的知識運用其中，在規(guī)定的時間內(nèi)完成了畢業(yè)設計。在與同學的共同探討問題之中，我清楚

50、的認識到了合作精神和團隊精神的重要性，這些，都對我以后走出校園走向社會有非常大的幫助。 姚文卓 2019年4月28日 第 I 條 參考文獻 【1】 陳家瑞主編 汽車構造（第三版）北京：機械工業(yè)出版社2009.2 【2】 朱文堅 黃平 劉小康主編 機械設計（第二版）北京：高等教育出版社 2008.10 【3】 王望予主編 汽車設計（第四版）北京：機械工業(yè)出版社 2004.8 【4】 余志生主編 汽車理論（第五版）北京：機械工業(yè)出版社2009.3 【5】 林學東主編 發(fā)動機原理 北京：機械工業(yè)出版社 2008.5 28