两轴式变速器毕业设计说明书最终版

天津科技大学 2013届本科毕业论文 夏利 汽车 N3 变速器设计 CHARADE CAR OF N3 GEARBOX DESIGN 专业： 机械设计制造及自动化（汽车工程） 姓名： 张若军 指导老师： 申请学位级别：学士 论文提交日期： 2013.6.10 学位授予单位：天津科技大 天津科技大学 2013届本科毕业论文 摘 要 汽车 变速器 是汽 车的核心部分。 主要功能 :调节变换发动机的性能，将动力 高 效地传至驱动车轮，以满足汽车的 行驶 要求。 汽车 变速器是完成传动 功能 的重要部件，影响 整车 驾驶 性能的主要部件之一。 通常我们对汽车 变速器的设计水平 和标准 ,不仅会影响 汽车的动力性 ，还会影响汽车驾驶 换挡操纵的可靠性与轻便性 ，以及 燃料经济性 和 传动平稳性等。随着汽车 产 业的发展 与进步 ， 汽车 变速器的设计 标准和水平大大提高 ,主要是 增大其传递功率与重量之比， 而且 要求其具有更 精密 的尺寸和 更好 的 整车 性能。本 次 设计以现有企业正在生产的车型 夏利 N3 变速器为基础 。 在转速 、 最高车速、发动机 输出转矩、最大爬坡度 已知的情况 下，重 点 对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算 。 对 汽车 变速器的传动方案和结构形式 分别 进行设计 ，同时 兼顾 对操纵机构和同步器的结构进行 合理 设计 ，达到 提高汽车的整体性能 要求。自己独立设计出符合标准的两轴式五档变速器。 关键词 ： 两轴式 变速器；同步器； 五档变速器 天津科技大学 2013届本科毕业论文 ABSTRACT Automotive transmission is the core part of the car. Main functions: regulation of transformation engine performance, the power effectively transmitted to the drive wheels, in order to meet requirements of the car driving. Auto transmission is an important component to complete transmission function, affecting vehicle drivability of the main components. We usually designed for automotive transmission with high levels and standards, which will not only affect the cars power, but also affect the reliability of the shifting operation motorists and portability, as well as fuel economy and smooth driving and so on. With the development and progress of the automobile industry, automobile transmission design criteria and standards greatly improved, mainly increase its transmission power to weight ratio, but also for its size with a more sophisticated and better vehicle performance. The design of production models based Xiali N3 transmissions. In speed, maximum speed, the engine output torque Max.gradeability known case, focusing on the structural parameters of the transmission gear, shaft structure size, etc. design calculations. Transmission solutions for automotive transmissions and structure were designed, taking into account synchronizer for controls and rational design of the structure, to improve the cars overall performance requirements. Their own independent design a standard five-speed two-shaft transmission. Keywords: two-axis transmission； synchronizer； five-speed transmission 天津科技大学 2013届本科毕业论文 目 录 第 1 章 绪论 . 1 1.1 概述 . 错误 !未定义书签。 1.1.1 汽车变速器的设计 标准 . 1 1.1.2 国内外 变速器 的发展 与 现状 . 2 1.2 设计的 步骤 及方法 . 2 第 2 章 变速器传动机构与操纵机构 . 3 2.1 汽车 变速器传动机构布置方案 . 3 2.1.1 汽车 变速器传动方案分析 与选择 . 3 2.1.2 倒档布置方案 . 3 2.1.3 其他 零部件结构方案分析 . 4 2.2 汽车 变速 器操 纵机构布置方案 . 5 2.2.1 概述 . 5 2.3 本章小结 . 6 第 3 章 变速器的设计与计算 . 7 3.1 汽车 变速器主要参数的选择 . 7 3.1.1 档数 . 7 3.1.2 变速器 传动比范围 . 7 3.1.3 变速器各档传动比 . 7 3.1.4 选择中心距 . 10 3.1.5 变速器外形尺寸 . 10 3.1.6 齿轮参数选择 . 10 3.1.7 变速器 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 . 11 3.1.8 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 . 15 3.19 总结 变速器 各档齿轮参数 . 15 3.2 变速器齿轮强度校核 . 17 3.2.1 齿轮材料的选择 . 17 3.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核 . 18 天津科技大学 2013届本科毕业论文 3.2.3 变速器 轮齿接触应力校核 . 21 3.2.4 倒档齿轮的校核 . 25 3.3 轴的 结构 选择 和尺寸设计 . 27 3.3.1 初选轴的直径 . 27 3.4 轴的强度验算 . 28 3.4.1 轴的刚度计算 . 28 3.4.2 轴的强度计算 . 36 3.5 轴承选择与 寿命计算 校核 . 39 3.5.1 输入轴轴承的选择 与寿命 校核 . 37 3.5.2 输出轴轴承 的选择 与寿命 校核 . 39 3.6 本章小结 . 40 第 4 章 变速器同步器及结构元件设计 . 44 4.1 同步器设计 . 44 4.1.1 同步 器的功 能 及分类 . 44 4.1.2 惯性式同步器 . 44 4.1.3 锁环式同步器主要尺寸 选择与确定 . 45 4.1.4 主要参数 选择 . 46 4.2 变速器壳体 . 48 4.3 本章小结 . 48 结论 . 49 参考文献 . 50 致谢 . 48 天津科技大学 2013届本科毕业论文 1 第 1章 绪 论 1.1 概述 国内经济突飞猛进，我的 汽车 产业 的发展 也十分 迅猛，车型多样化、个性化 ，追求高要求的舒适性， 已 然 成为 我国 汽车发展的趋势 。 变速器设计 不仅是 汽车设计中重要的 步骤，还能 改变发动机 通过传动系传 递 到 汽车 驱动轮上的 最大 转矩和 最大转 速 。在各种 驾 驶工况 的条件 下，汽车 能 获得不同的 行驶加速度 和 行驶 速度 。 同时使发动机在最有利的工况范围内工作。 所以设计的变速器的 性能 ，不仅能 影响到汽车的动力性以及燃油 经济性，对 汽车的整车性能 而言， 变速器的 设计 作用也是非常重要的 。 另外汽车变速器设有空档，可在启动发动机、汽车滑行或停车等工况下，将发动机动力停止向驱动轮传输或传递。汽车变速器设还设有倒档，能使汽车在不利工况条件下获得倒退行驶能力。除此之外，本次设计的汽车变速器还应满足一系列要求：轮廓尺寸以及质量轻便、制造成型成本低、维 修拆装容易等。 1.1.1 汽车变速器的设计要求 汽车传动系 传递扭矩和转速，它也 是汽车 整体的重要 组成部分。其 功能： 调节 和变换发动机的性能 ； 将动力 传递 至驱动车轮。 汽车 变速器完成传动系 赋予的功能，不仅是传动系 的重要部件，也是决定 汽车 整车性能的主要部件 和环节 。 汽车 变速器的结构 设计，不同标准和 要求 ，会 对汽车的动力性 以及 燃 油 经济性 ， 换档操纵的 舒适 性与轻便性 ， 传动平稳性等。 我国 汽车 产 业的发展 和进步 ， 对汽车 变速器的设计 和要求，将 是增大 汽车变速器 传递功率与 总质 量之比 （比功率） ，并 且 要求其具有更 精密 的尺寸和 更 好的性能。 在设计 开始之前， 应 该 根据 汽车 变速器运用 和发挥功能 的 实际情况 ,查阅相关资料，大致 确定与 汽车变速器设计相关 一些主要参数。主要参数 ：两轴齿轮中心距、变速器轴向 基本 尺寸、 两 轴的直径、齿轮 相关 参数、齿数 和模数 等。 汽车变速器的设计要求和标准。 变速器的基本设计要求 2：保证汽车有必要的动力性和 燃油 经济性； 变速器应该设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输 和传递 ； 还应该 设置倒档，使汽车能倒退行驶；换档迅速、省力、方便； 还应该提高汽车 工作 的 可靠 性：在 汽车行驶过程中， 换挡时汽车 变速器不得有跳档 和 乱档，以及换档 撞击 击等现象； 提高汽车 工作效率， 减小变速器齿轮 噪声； 设计 结构简单 轻便 、 设计 方案 符合标准和要求 ；在满载及冲击载荷 的工况行驶 条件下， 设计 使用寿命 应该加 长；除此之外， 设计 变速器还应 该满足 ： 轮廓尺寸和质量 轻便 、制造成本低、 检测 维修方便等要求。 变速器传动机构分类方法。 可以 根据前进档数分为：四档变速器，五档变速器，多档变速器。 可以 根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。固定轴式 可以 分为：两轴式变速器 、 中间轴式变速器 、 双中间轴式变速器 、 多中间轴式变速器 等 。固定轴式应用 最为广泛， 而 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的 普通 汽车上 。 中间轴式变速器 多用于发动机前置后轮驱动的 中档 汽车上 ，还有 旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 1.1.2 国内外汽车变速器的发展现状 全球汽车产业的飞速发展和进步 ，汽车变速器的 进步非常 迅速， 现阶段主要 研究天津科技大学 2013届本科毕业论文 2 和采用电控自动变速器 。 这种变速器具有更好的 行驶 性能、以及更高的行车安全性 3。但是 传统的手动变速器，能使 驾驶员 找到 驾驶乐趣 。而自动变速器 不能更好的体验驾驶乐趣 和换挡感受 。 机械式手动变速器 优点 ：设计 结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠 、 具有良好的驾驶乐趣等 。 故在不同形式 和类型 的汽车上得到广泛应用和使用 。在 变速器 档位的设置 和设计 方 面，国外对其操纵的方便性 和舒适性以及 档位数等的要求 越来越高 。目前， 手动档变速器 4 档特别是 5档变速器的 使 用量有日渐增多的趋势。同时， 6档变速器的装车率也在日益上升 4。 1.2 设计的 步骤 及方法 本次设计的变速器 ， 在原有 夏利 N3 变速器的基础上， 在给定发动机输出转矩 ，转速及最高车速 ， 最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图 ， 主要零件的零件图。 1、变速器主要参数的选择 汽车 变速器主要参数的选择 包括传动 档数、 齿轮 中心距 、 传动比、齿轮 相关 参数 以及模数 等。 2、对变速器传动机构的分析 设 计过程中， 通过 对 两轴和中间轴式变速器 比较。根据 各自的 利弊 ，以及 根据所设计的夏利汽车的 特点， 最终 确定传动机构的布置形式 和传动简图 。 3、 汽车 变速器齿轮强度的校核 在汽车 变速器齿轮强度的校核 过程中，根据齿轮的强度和刚度要求， 主要校核变速器的齿根弯曲疲劳强度 、齿 面接触疲劳强度 。 4、轴的基本尺寸的确定及强度 校核 根据两轴式变速器的特点，确定轴的基本尺寸，根据 轴的强度 和刚度 计算 要求，分别 对轴的刚度和强度进行校核 计算 。 5、轴承的选择与寿命计算 校核 轴承的选择，主要根据 变速器轴的支撑部 分，根据以往设计经验，一般 选用圆 锥磙子轴承 。通过查阅资料，轴承 寿命 设计 计算 一般 按汽车的大修里程 ，维修次数计算 ，一般 轿车 大修里程 为 30万公里。 本次设计主要是查阅近几年 国外相关学术资料， 有关国内外变速器设计的文献资料 和学术研究资料 ， 通过老师的指导以及 结合所学 本 专业 的基础 知识 ， 进行 的 设计。比较不同方案，总结各自优缺点，最终 选取最佳方案 ，然后 进行设计 并改善。 计算 汽车 变速器的齿轮的结构参数 ， 进行校核计算 。还要 对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析 与计算 设计 ，选择最佳合理尺寸。最后 ，对 设计的 传统变速器的结构进行改进 和 完善。 天津科技大学 2013届本科毕业论文 3 第 2章 变速器传动机构 2.1 变速器传动机构布置方案 传统 机械式变速器具有结构简单 轻便 、传动 传递 效率高、制造成本 低 和工作可靠等优点， 最为关键的是维修方便，所以 在不同形式的汽车上得到广泛应用 14。 2.1.1 变速器传动方案分析与选择 机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。 查阅最近几年相关资料， 发动机前置 前轮驱动的汽车上 多用两轴式变速器 。与中间轴式变速器相比，具有轴和轴承数少，结构简单 轻便 、轮廓尺寸小、易布置等优点。另 外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小 ，结构紧凑 。但两轴式变速器 也有弊端， 它 不能设置直接档 。故 在工作时齿轮和轴承均承载 受压 ， 齿轮 工作噪声增大且易损坏， 影响传动传递。所以 受结构限制 原因， 其一档 变 速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力 14。 对中间轴式来说， 多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。特点：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体 ， 绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载 受压 ，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少 14。 对不同 类型 和要求 的汽车，具有不同的传动系档位数，原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同 5。而传动系的档位数 ， 汽车的动力性 ， 燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。 12故 能提高汽车生产率 以及行驶效率 ， 大大 降低运输成 本节省开支 。不过，增加档数 ，会使 变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 从以上分析可 知 ， 本次 次设计的 夏利 N3变速器 ，为 中档 小 轿车变速器， 结构设计轻便。设计 驱动形式属于发动机前置前轮驱动， 通过拆装可以发现汽车前端 可布置变速器的空间 比 较小 。结构决定了 变速器的 设计 要求较高， 不仅 要求运行噪声小， 而且设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择 5档变速器，并且五档为超速档。 2.1.2 倒档布置方案 通过对汽车设计资料的查找，总结一下方案。 常见的倒档布置方案如图 2.1 所示。图 2.1b 方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图 2.1c 方案能获 得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图 2.1d 方案对 2.1c 的缺点做了修改；图 2.1e 所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图 2.1f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。 14 综合考虑以上因素，为了换档轻便 舒适 ，减小噪声，倒档传动采用图 2.1f 所示方案。 天津科技大学 2013届本科毕业论文 4 图 2.1 倒档布置方案 14 2.1.3 零部件结构方案分析 1、 齿轮形式 汽车 变速器 上应 用 的 齿轮 ，包括 直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮 ，应力要求较低。 14与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆 柱齿轮具 有使用寿命长、运转平稳 且 工作噪声低等优 点 14。 本设计全部选用斜齿轮。 齿轮设计注意事项： 变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接 14。 齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度 b （图 2.2）影响齿轮强度 6。要求尺寸 b 应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。 所以综合考虑安全性，在齿轮装在轴上以后， 齿轮应能 保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸 C 应该在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求 14： 2)4.12.1( dC （ 2.1） 式中： 2d 花键内径。 轻便性设计要求， 减小质量，轮辐处厚度 应在满足强度条件下设计得薄些。图2.2 中的尺寸 1D 可取为花键内径的 1.25 1.40 倍。 天津科技大学 2013届本科毕业论文 5 图 2.2 变速器齿轮尺寸控制图 14 根据设计要求， 齿轮表面粗糙度数值 应该稍微 降低，噪声 就会相应 减少，齿面磨损速度减慢， 可以 提高齿轮寿命。 设计要求 变速器齿轮齿面的表面粗糙度 ： 应在40.080.0 aa RR m 范围内选用。 设计齿轮尽量 要求齿轮制造精度不低于 7 级。 2、 变速器轴 设计 变速器轴多数情况下 ， 轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小 时 ，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时， 可以把 输出轴直接压入壳体孔中，并固定不动 14。 用 滑 移齿轮方式 ， 实现换档的齿轮与轴之间， 一般 应选用 矩形花键连接 。矩形花键可 以保证良好的定心和滑动灵活 。从加工方便来看， 定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易 7。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。 结构设计方面， 两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副 ，齿轮副 的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上 （特殊情况） 。此时 轴的制造 ，轴的表面粗糙度不应低与 8.0aRm，硬度不低于 58 63HRC。因渐开线花键定位性 能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。 14 倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的 齿轮 轴，并由螺栓固定。 14 从 上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。 14 3、 汽车 变速器轴承的选择 变速器轴承种类很多， 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。 14 滚针轴承、 滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方 8。 变速器中采用圆锥滚子轴承直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 由于本设计的变速器 ， 为两轴 式 变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。 天津科技大学 2013届本科毕业论文 6 2.3 本章小结 本章主要阐述了变速器传动机构与操纵机构的设计布置方案，通过对变速器传动方案的分析与选择，最终确定最优传动方案。其中倒挡布置方案应根据变速器 设计要求，确定合适的传动比。最后确定其他零部件的布置方案。通过初步的设计，确定了相关参数，为后续设计提供了技术支持。 天津科技大学 2013届本科毕业论文 7 第 3章 变速器的设计与计算 校核 3.1 变速器主要参数的选择 本次设计是在整车参数 已知 的情况下 ，车型已知的情况下 进行设计，整车主要技术参数如表 3.1所示： 表 3.1 夏利 N3整车主要技术参数 发动机最大功率 48kw 最大功率时转速 6000r/min 发动机最大转矩 89N m 最大转矩时转速 3600r/min 总质量 866kg 最高车速 145km/h 车轮型号 165/70R13 对应轮胎半径 r 27mm 3.1.1 档数 近年来，为了降低油耗， 提高燃油经济性， 变速器的档数 都 有增加的趋势。目前，一般乘用车用 4 5 个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个档。商用车变速器采用 4 5 个档或多档。载质量在 2.0 3.5t 的货车采用五档变速器，载质量在 4.0 8.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。 14 档数选择的要求： 根据变速器变速比范围， 相邻档位之间的传动比 ， 比值 应该控制 在 1.8以下 。而高档区相邻档位之间的传动比 ， 比值要比低档区相邻档位之间的比值 小。 因此，本次设计的轿车变速器为 5档变速器。 3.1.2 传动比范围 变速器传动比范围是指 汽车 变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档， 其 传动比 一般 为 1.0； 但是 有的变速器最高档是超速档，传动比 小于 1，一般 为 0.7 0.8。最低档传动比选取的影响因素有：发动机的最大转矩 、 最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。 国内 乘用车的传动比范围 一般 在 3.0 4.5之间，总质量轻些的商用车 一般 在 5.0 8.0 之间，其它商用车则更大。 14 根据本次设计的变速器类型，将 最高档传动比 定 为 0.78。 3.1.3 变速器各档传动比的确定 1、主减速器传动比的确定 发动机 最大 转速与汽车行驶速度之间的关系式为 12： 0377.0 iirnuga （ 3.1） 式中： au 汽车行驶速度（ km/h）； n 发动机转速（ r/min）； 天津科技大学 2013届本科毕业论文 8 r 车轮滚动半径（ m）； gi 变速器传动比； 0i 主减速器传动比。 已知：最高车速maxau=maxav=145 km/h；最高档为超速档，传动比gi=0.78；车轮滚动半径 ， 由所选用的轮胎规格 ， 185/60R14 得到 r =27(cm)；发动机转速 n =pn=6000（ r/min）；由公式（ 3.1）得到主减速器传动比公式： 4.514578.0 10276000377.0377.0 20 ag uinri 2、最 低 档传动比计算 从已知车型参数可知，最低档传动比的计算可以 按最大爬坡度设计， 通过对坡度的计算， 满足 汽车的通过性 ， 在 用一档通过要求的最大坡道角max的 坡道时， 该汽车驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽 略不计）。用公式表示如下 12： m a xm a x0m a x s inc o s GGfriiT tge （ 3.2） 式中： G 车辆总重量 (N)； f 坡道面滚动阻力系数 (对沥青路面 =0.010.02)； maxeT 发动机最大扭矩 (N m)； 0i 主减速器传动比； gi 变速器传动比； t 为传动效率（ 0.850.9）； R 车轮滚动半径； max 最大爬坡度（一般轿车要求能爬上 30%的坡，大约 7.16 ） 由公式（ 3.2）得： teg iTrGGi0m a xm a xm a x1 )s inc o s( （ 3.3） 已知： m=866kg； 015.0f ； 7.16max ； r=0.27m； 89max eT N m； 4.50 i；天津科技大学 2013届本科毕业论文 9 g=9.8m/s2； 864.0t，把以上数据代入（ 3.3）式： 67.1864.04.589 27.0)7.16s i n8.98667.16c o s015.08.9866(1 gi 为了汽车 满足不产生滑 动， 条件 就是：当汽车处于 一档 行驶时， 发出最大驱动力，汽车运转的 驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下 12： ntge Fr iiT 10m ax teng iT rFi 0max1 （ 3.4） 式中： nF 驱动轮的地面法向反力， gmFn 1； 驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面 可取 0.70.8 之间。 已知：前轮轴荷 8661 m kg； 取 0.6，把数据代入（ 3.4）式得： 3864.04.589 27.06.08.08.98661 gi 所以，一档转动比的选择范围是： 370.1 1 gi 初选一档传动比为 3。 3、变速器各档速比的配置 方案 按等比级数分配各档传动比 12： qiiiiiiii 54433221 400.178.0 34451 iiq 0 9 5.14 0 0.15 3 1.15 3 1.14 0 0.11 4 3.21 4 3.24 0 0.13342312qiiqiiqii 天津科技大学 2013届本科毕业论文 10 3.1.4 中心距的选择 初选中心距可根据 以往的设计 经验公式计算 14： 3 1m ax geA iTKA （ 3.5） 式中： A 变速器中心距（ mm）； AK 中心距系数，乘用车 AK =8.99.3； maxeT 发动机最大输出转距为 89（ N m）； 1i 变速器一档传 动比为 3.05； g 变速器传动效率，取 96%。 A （ 8.99.3） 3 96.0389 =（ 8.9-9.3） 6.352=56.53559.076mm 轿车变速器的中心距在 60 80mm范围内变化。初取 A=58mm。 3.1.5 外形尺寸 在设计 变速器的横向外形尺寸 时 ，可以根据齿轮直径以及倒档中间 （过渡） 齿轮和换档机构的布置初步确定。变速器壳体轴向尺寸的 影响因素 ： 档数、换档机构形式以及齿轮形式 14。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： 2.19717458)4.30.3()4.30.3( AL mm 初选长度为 196mm。 3.1.6 齿轮参数的选择 1、模数 选取齿轮模数时 根据设计要求， 一般要遵守的原则是 14： 在变速器中心距相同的条件下，尽量选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮粘合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以 为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量 轻便 ，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数 ；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 14 表 3.2 汽车变速器齿轮的法向模数am14 车 型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量am/t 1.0V1.6 1.6V2.5 6.0am14 天津科技大学 2013届本科毕业论文 11 轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表 3.2选取各档模数为 5.2nm，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高， 根据本次设计要求， 各档均采用斜齿轮。 2、压力角 设计 压力角较小时， 齿轮传动就会出现 重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度 ，从 而延长齿轮寿命 。 对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、 15、 16、 16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25等大些的压力角 15。 实际上，因 国家规定的标准压力角为 20，所以 变速器齿轮 普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的 接合齿 压力角有 20、 25、 30等，普遍采用 30压力角。 14 为了加工方便 ， 本 次设计 变速器，全部选用标准压力角 20。 3、螺旋角 齿轮的螺旋角 不仅 对齿轮工作噪声 有影响，对 轮齿的强度 和轴向力 也 有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 根据齿轮传动原理和 试验证明：随着螺旋角的增大，齿 轮 的强度 会 相应提高，但当螺旋角大于 30时，其抗弯强度 会 骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角 ，以 15到 25 度为宜 ；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。 14 本设计初选螺旋角全部为 22。 4、齿宽 b 在选择齿宽时，应该注意 齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿 轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 14 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。 此外根据设计原则 ，齿宽 应尽量 减小 ，应 使斜齿轮传动平稳的优点被削弱 。 此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大， 反而会 使其寿命降低。齿宽 窄 又会使齿轮的工作应力增加 ，不利于齿轮传动 。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 14 通常根据齿轮模数 nmm的大小来选定齿宽 14： 斜齿ncmkb，ck取为 6.0 8.5，取 7.8 5.195.28.7 nc mkb mm 5、齿顶高系数 14 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿 顶高系数为 0.75 0.80的短齿制齿轮。 模数nm/mm 2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00 天津科技大学 2013届本科毕业论文 12 在齿轮加工 中，加工 精度提高以后，包括我国在内 的标准 ， 基本上 规定齿顶高系数取为 1.00。 为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与 1.00的细高齿。 综合以上分析， 本 次 设计取为 1.00。 3.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 在上一章中 初选 了 中心距、齿轮模数和螺旋角，根据 设计原则以及 变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。 必须 注意的是 齿数的选取 ，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀 16。根据图 3.1确 定各档齿轮齿数和传动比。 1、一档齿数及传动比的确定 一档传动比为： 3121 zzi 02.435.222c o s5825.222c o s2hnnhzmmAz 取整得 43。 小轿车 1z 可在 12 17之间选取，取 13，则 302 z 。 则一档传动比为： 308.21330121 zzi 天津科技大学 2013届本科毕业论文 13 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三 档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮 图 3.1 五档变速器传动方案简图 2、对中心距 A进行修正 cos2 hnzmA 97.5722c o s2 435.2 A 取整得 600 Amm，0A为标准中心矩。 3、二档齿数及传动比的确定 143.2342 zzi （ 3.6） cos2)( 430zzmA n （ 3.7） 已知：0A=60mm， 2i =2.143，nm=2.5， 22 ；将数据代入（ 3.6）、（ 3.7）两式，齿数取整得： 143 z， 294 z ， 所以二档传动比为： 071.21429342 zzi 4、三档齿轮齿数及传动比 550.1563 zzi （ 3.8） cos2)( 650zzmA n （ 3.9） 已知：0A=60mm，3i=1.531，nm=2.5， 22 ；将数据代入（ 3.8）、（ 3.9）两式，齿数取整得： 175 z， 266 z，所以三档传动比为： 529.11726563 zzi 5、计算四档齿轮齿数及传动比 天津科技大学 2013届本科毕业论文 14 094.1784 zzi （ 3.10） cos2)( 870zzmA n （ 3.11） 已知：0A=60mm， 4i =1.094，nm=2. 5， 22 ；将数据代入（ 3.10）、（ 3.11）两式，齿数取整得： 217 z， 228 z，所以四档传动比为： 048.12122784 zzi 6、计算五档齿轮齿数及传动比 78.09105 zzi （ 3.12） co s2)( 1090zzmA n （ 3.13） 已知：0A=60mm，5i=0.78，nm=2.5， 22 ；将数据代入（ 3.12）、（ 3.13）两式，齿数取整得： 259 z， 1810z，所以五档传动比为： 72.025189105 zzi 7、计算倒档齿轮齿数及传动比 初选倒档轴上齿轮齿数为 12z =23，输入轴齿轮齿数 11z =11，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮 11和齿轮 13的齿顶圆之间应保持有 0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： 0111311 5.02c o s2)( Ammzznn （ 3.14） 已知： 2111 ， 5.2nm， 700 A，把数据代入（ 3.14）式，齿数取整，解得：3713 z ，则倒档传动比为： 36.311371113 zzi R 输入轴与倒档轴之间的距离： 天津科技大学 2013届本科毕业论文 15 84.4521c o s2 )2311(5.2c o s2 )(111211 zzmA nmm 取 46 A 输出轴与倒档轴之间的距离： 963.7021c o s2 )2330(5.2c o s2 )(111213 zzmA nmm 取 .70 A 3.1.8 变速器齿轮的变位 齿轮通过变位可以提高齿轮强度， 采用变位齿轮 可以 配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声 17。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档 ， 其它各档齿轮的总变位系数 ， 要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。 本次设计螺旋角定为：一档至五档 22 倒档 21 根据 机械 设计手册及相关图表得 17： 1、 一档齿轮的变位 当 A0=60 22 Z1=13 Z2=30时，查得总变位系数 X =0.839 变位系数分配为 X1=0.450 X2=0.389 2、 二档齿轮的变位 当 A0=60 22 Z3=14 Z4=29时，查得总变位系数 X =0.839 变位系数分配为 X3=0.311 X4=0.211 3、 三档齿轮的变位 当 A0=60 22 Z5=17 Z6=26 时，查得总变位系数 X =0.839变位系数分配为 X5=0.296 X6=0.226 4、 四档齿轮的变位 当 A0=60 22 Z7=21 Z8=22 时，查得总变位系数 X =0.839 变位系数分配为 X7=0.210 X8=0.629 5、 五档齿轮的变位 当 A0=60 22 Z9=25 Z10=18 时，查得总变位系数 X =0.839 变位系数分配为 X9=0.197 X10=0.642 6、 倒档齿轮的变位 输入轴与倒档轴之间： 天津科技大学 2013届本科毕业论文 16 当 A0=46 21 Z11=11 Z12=23 时，查得总变位系数 X =0.200 变位系数分配为 X11=0.17 X12=0.03 输出轴与倒档轴之间： 当 A0=70 21 Z12=23 Z13=30时，查得总变位系数 X = 0.13 变位系数分配为 X12=0.03 X13= 0.16 3.1.9 总结各档齿轮参数 一档齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮 五档齿轮 倒档齿轮 主动 从动 主动 从动 主动 从动 主动 从动 主动 从动 输入齿轮 倒档齿轮 输出齿轮 齿数 13 30 14 29 17 26 21 22 25 22 18 23 30 分度圆 直径 35.05 80.89 37.75 78.19 45.84 70.10 56.62 59.32 67.41 48.53 29.46 61.59 80.33 齿顶高 3.625 3.473 3.288 3.81 3.088 4.01 3.025 4.072 2.992 4.105 2.925 2.575 2.1 齿根高 2 2.153 2.338 1.815 2.538 1.615 2.6 1.553 2.633 1.52 2.7 3.05 3.525 全齿高 5.625 5.626 5.626 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 5.625 齿顶圆 直径 42.3 87.836 44.326 85.81 52.016 78.12 62.67 67.464 73.394 56.74 35.31 66.74 84.53 齿根圆 直径 31.05 76.584 33.074 74.56 40.764 66.87 51.42 56.214 62.144 45.49 24.06 55.49 73.28 节圆直径 36.28 83.72 39.07 80.93 47.44 72.56 58.60 61.40 69.77 50.23 29.76 62.24 81.76 天津科技大学 2013届本科毕业论文 17 3.2 变速器齿轮强度校核 3.2.1 齿轮材料的选择原则 18 （ 1）满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且 应具备 齿面硬，齿芯软。 （ 2） 根据工艺要求 合理选择材料。如对硬度 350HBS 的软齿面齿轮， 如果要使两轮寿命接近，小齿轮材 料硬度应略高于大齿轮 。应该 使两轮硬度差在 30 50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。 （ 3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮 ，加工 常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度 350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢或中碳合金钢 ， 切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织， 为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮18。 由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用 20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为 58 62HRC。 3.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核 19 齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） btyKKFw 1 (3.15) 式中： 1F 圆周力（ N）， d TF g21 ； gT 计算载荷（ N mm）； d 节圆直径（ mm），coszmd n ， nm 为法向模数（ mm）； 斜齿轮螺旋角 )( ； K 应力集中系数，K=1.50； b 齿面宽（ mm）； 天津科技大学 2013届本科毕业论文 18 t 法向齿距， nmt ； y 齿形系数，可按当量齿数3coszzn 在齿形系数图 3.2 中查得； K 重合度影响系数，K=2.0。 图 3.2 齿形系数图 13 将上述有关参数据代入公式（ 3.15），整理得到 KyKzmKTcngw 3c o s2 (3.16) （ 1）一档齿轮校核 主动齿轮： 已知： 31089 gT N mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X1=0.450；0.2K ； 30.1622c o s 13c o s33 zzn，查齿形系数图 3.2得： y=0.157，把以上数据代入 (3.16)式，得： 59.17672157.05.21314.3 5.122c o s10892c o s2 33311 KyKmzKTcngw MPa 从动齿轮： 已知： 33 1038.20510133089 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X2=0.389； 0.2K ； 64.3722c o s 30c o s33 zzn，查齿形系数图 3.2天津科技大学 2013届本科毕业论文 19 得： y=0.167，把以上数据代入 (3.16)式，得： 01.16672167.05.23014.3 5.122c o s1038.2052c o s2 3 3322 KyKmzKTcngw MPa （ 2）二档齿轮校核 主动齿轮： 已知： 31089 gT N mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X3=0.315；0.2K ； 58.1722cos 14cos33 zzn，查齿形系数图 3.2得： y=0.154，把以上数据代入 (3.16)式，得： 17.16772154.05.21414.3 5.122c o s10892c o s2 33333 KyKmzKTcngw MPa 从动齿轮： 已知： 33 1036gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X4=0.524； 0.2K ； 424.3622c o s 29c o s33 zzn，查齿形系数图 3.2得： y=0.175，把以上数据代入 (3.16)式，得： 11.14772175.05.22914.3 5.122c o s1036.1842c o s2 33344 KyKmzKTcngw MPa (3)三档齿轮校核 主动齿轮： 已知： 31089 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X5=0.235；0.2K ； 352.2122cos 17cos33 zzn，查齿形系数图 3.2得： y=0.146，把以上数据代入 (3.16)式，得： 21.14572146.05.21714.3 5.122c o s10892c o s2 33355 KyKmzKTcngw MPa 从动齿轮： 已知： 33 1012gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X6=0.604； 0.2K ； 656.3222c o s 26c o s33 zzn，查齿形系数图 3.2得： y=0.183，把以上数据代入 (3.16)式，得： 天津科技大学 2013届本科毕业论文 20 85.11572183.05.22614.3 5.122c o s1012.1362c o s2 33366 KyKmzKTcngw MPa （ 4）四档齿轮的校核 主动齿轮： 已知： 31089 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X7=0.21；0.2K ； 38.2622c o s 21c o s33 zzn，查齿形系数图 3.2 得： y=0.154，把以上数据代入 (3.16)式，得： 44.11172154.05.22114.3 5.122c o s10892c o s2 33377 KyKmzKTcngw MPa 从动齿轮： 已知： 33 1024.9310212289 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X8=0.629； 0.2K ； 63.2722c o s 22c o s33 zzn，查齿形系数图 3.2得： y=0.174，把以上数据代入 (3.16)式，得： 64.9872174.05.22214.3 5.122c o s1024.932c o s2 33388 KyKmzKTcngw N mm （ 5）五档齿轮的校核 主动齿轮： 已知： 31089 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X9=0.197；0.2K ； 4.3122c o s 25c o s33 zzn，查齿形系数图 3.2 得： y=0.155，把以上数据代入 (3.16)式，得： 01.9372155.05.22514.3 5.122c o s10892c o s2 33399 KyKmzKTcngw MPa 从动齿轮： 已知： 33 1008.6410251889 gTN mm； 22 ； 5.1K； 5.2nmmm；0.7cK ； X10=0.642； 0.2K ； 61.2222c o s 18c o s33 zzn，查齿形系数图 3.2得： y=0.172，把以上数据代入 (3.16)式，得： 天津科技大学 2013届本科毕业论文 21 82.8372172.05.21814.3 5.122c o s1008.642c o s2 3331010 KyKmzKTcngw MPa 对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距 时，其许用应力不超过180350MPa14，以上各档均合适。 3.2.3 轮齿接触应力校核 )11(418.0bzj bFE （ 3.17） 式中： j 轮齿接触应力（ MPa）； F 齿面上的法向力（ N）， coscos 1FF ； 1F 圆周 力（ N）， d TF g21 ； gT 计算载荷（ N mm）； d 为节圆直径（ mm）； 节点处压力角， 为齿轮螺旋角； E 齿轮材料的弹性模量 5101.2 （ MPa）； b 齿轮接触的实际宽度（ mm）； z ， b 主从动齿轮节点处的曲率半径（ mm），直齿轮 sinzz r ， sinbb r斜齿轮2cossinzzr ，2cossinbbr ； zr 、 br 主从动齿轮节圆半径（ mm）。 表 3.3 变 速器齿轮许用接触应力 14 齿轮 j /MPa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 1900-2000 950-1000 常啮合齿轮和高档齿轮 1300-1400 650-700 通过计算，把 作用在 汽车 变速器 的载荷，变速器 第一轴上的载荷2maxeT，当做 作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力 j见表 3.314： 天津科技大学 2013届本科毕业论文 22 1、一档齿轮接触应力校核 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 22 ； 51006.2 E MPa； 28.3643136022 101 hzzAd mm； 72.8343306022 102 hzzAd mm； 87.1822c o s 5.27c o s nc mKb mm 2.563122c o s20c o s28.36 10892c o sc o s 2 311 d TF g N 7.1622c o s220s in72.83c o s2s inc o ss in2.722c o s220s in28.36c o s2s inc o ss in22222212drdrbbzz 变速器轴上的力，一对齿轮上的 作用力 ，分 为作用力与反作用力， 大小相等方向相反，所以 只 需 计算一个齿轮的接触应力，将作用在变速器第一轴上的载荷maxeT作为计算载荷，将以上数据代入（ 3.17）可得： 16.1 4 6 1)7.16 12.7 1(87.18 1006.22.5 6 3 1418.0 521 ，j MPa 2、二档齿轮接触应力校核 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 22 ； 51006.2 E MPa； 07.3943146022 303 hzzAd mm； 93.8043296022 404 hzzAd mm； 87.1822c o s 5.27c o s nc mKb mm； 08.522922c o s20c o s07.39 10892c o sc o s 2 333 d TF g N 天津科技大学 2013届本科毕业论文 23 8.722c o s2 20s in07.39c o s2 s inc o ss in 2232 dr zz 67.1522c o s2 20s in93.80c o s2 s inc o ss in 2242 dr bb 同一档，将以上数据代入（ 3.17）可得： 92.1383)67.15 18.7 1(87.18 1006.208.5229418.0 543 ，j MPa 3、三档齿轮接触应力校核 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 22 ； 51006.2 E MPa； 44.4743176022 505 hzzAd mm； 56.7243266022 606 hzzAd mm； 87.1822c o s 5.27c o s nc mKb mm； 49.430622c o s20c o s44.47 10892c o sc o s 2 355 d TF g N 4.1422c o s220s in56.72c o s2s inc o ss in4.922c o s220s in44.47c o s2s inc o ss in22622252drdrbbzz 同一档，将以上数据代入（ 3.17）可得： 79.1 2 0 1)4.14 14.9 1(87.18 1006.249.4 3 0 6418.0 565 ，j MPa 4、四档齿轮接触应力校核 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 22 ； 51006.2 E MPa； 60.5843216022 707 hzzAd mm； 40.6143226022 707 hzzAd mm； 天津科技大学 2013届本科毕业论文 24 87.1822c o s 5.27c o s nc mKb mm； 35.348622c o s20c o s60.58 10892c o sc o s 2 377 d TF g N 66.1122c o s2 20s in60.58c o s2 s inc o ss in 2272 dr zz 21.1222c o s2 20s in40.61c o s2 s inc o ss in 2282 dr bb 同一档，将以上数据代入（ 3.17）可得： 91.1055)21.12 166.11 1(87.18 1006.235.3486418.0 587 ，j MPa 5、五档齿轮接触应力校核 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 22 ； 51006.2 E MPa； 77.6943256022 909 hzzAd mm； 23.5043186022 10010 hzzAd mm； 87.1822c o s 5.27c o s nc mKb mm； 19.292822c o s20c o s77.69 10892c o sc o s 2 391 d TF g N 99.922c o s220s i n23.50c o s2s i nc o ss i n884.1322c o s220s i n77.69c o s2s i nc o ss i n221022292drdrbbzz 同一档，将以上数据代入（ 3-17）可得： 56.980)99.9 188.13 1(87.18 1006.219.2928418.0 5109 ，j MPa 综上可知 各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力 j，所以均合格。 天津科技大学 2013届本科毕业论文 25 3.2.4 倒档齿轮的校核 由于采用斜齿故与前五档校核相同 1、齿根弯曲疲劳许用应力计算 倒档输入齿轮： 已知： 31089 gTN mm； 21 ； 5.1K； 5.2nmmm； 0.7cK； X11=0.17；0.2K ； 52.1321c o s 11c o s33 zzn，查齿形系数图 3.2得： y=0.132，把以上数据代入 (3.16)式，得： 93.24972132.05.21114.3 5.121c o s10892c o s2 33377 KyKmzKTcngw MPa 2、齿面接触疲劳许用应力的计算 19 已知： 31089 gTN mm； 20 ； 21 ； 51006.2 E MPa； 86.14c o s2s inc o ss in11.7c o s2s inc o ss in2102292drdrbbzz 09.8 8 0 7c o sc o s29 d TF g N 同一档，将以上数据代入（ 3-17）可得： 15001389)11.7 187.14 1(87.18 1006.209.8807418.0 511 j MPa 由以上数据可知， 倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均 在许用强度范围内，满足条件。 3.3 轴的结构和尺寸设计 变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩 的作用 。 所以 要求变速器的轴应有足 够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合 ， 对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。因此在实际设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的粘合为条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。 14 3.3.1 初选轴的直径 在已知两轴式变速器中心距 A 时，轴的最大直径 d 和支承距离 L 的比值可在以下范围内选取：对 输入轴， Ld/ =0.16 0.18；对输出轴， Ld/ 0.18 0.21。 输入轴花键部分直径 d （ mm）可按下式初选取 14： 天津科技大学 2013届本科毕业论文 26 3 maxeTKd 式中： K 经验系数， K =4.0 4.6； maxeT 发动机最大转矩（ N.m）。 输入轴花键部分直径： 31 896.40.4 d =17.86 20.54mm 初选输入、输出轴支承之间的长度 L =270mm。 一般首先 按扭转强度条件 ，来计算 确定轴的最小直径： 3332.0109550nPd （ 3.22） 式中： d 轴的最小直径（ mm）； 轴的许用剪应力（ MPa）； P 发动机的最大功率（ kw）； n 发动机的转速（ r/min）。 将有关数据代入（ 3.22）式，得： 45.196000 48522.0 1095502.0 109550 33 333 3 nPd mm 所以，选择轴的最小直径为 25mm。 根据轴的制造工艺性要求 20，将轴的各部分尺寸初步设计如图 3.3、 3.4所示： 图 3.3 输入轴各部分尺寸 天津科技大学 2013届本科毕业论文 27 图 3.4 输出轴各部分尺寸 3.4 轴的强度验算 3.4.1 轴的刚度计算 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮 合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。 图 3.5 变速器轴的挠度和转角 13 轴的挠度和转角如 上图 所示， 分析轴的变形可知， 轴在垂直面内挠度为cf，在水平面内挠度为sf， 转角为，可分别用下式计算： EILbaFfc 3221 （ 3.23） EILbaFf s 3222 （ 3.24） EIL ababF 31 （ 3.25） 式中： 1F 齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N）； 2F 齿轮齿宽 中间平面上的圆周力（ N）； E 弹性模量（ MPa）， E =2.1 105 MPa； I 惯性矩（ mm4），对于实心轴， 644dI ； d 轴的直径（ mm），花键处按平均直径计算； 天津科技大学 2013届本科毕业论文 28 a 、 b 齿轮上的 作用力距支座 A 、 B 的距离（ mm）； L 支座间的距离（ mm）。 轴的全挠度为 2.022 sc fffmm。 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 cf=0.05 0.10mm， sf=0.10 0.15mm。根据机械设计手册，齿轮设计要求： 齿轮所在平面的转角应不超过 0.002rad。 1、变速器输入轴和输出轴的刚度校核 （ 1）轴上受力分析 一档工作时： 046.7988135.2 22c o s10892c o s22 3111111 zmTdTFngt N 74.313522c o s 20t a n046.7988c o st a n111 ntr FF N 38.322722t a n046.7988t a n 111 ta FF N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=23mm； b=231.24mm； L=254.24mm； d=35.5mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： LdE baFE ILbaFf rrc 42212213 643 10.005.00 0 7 1 1.024.2545.3514.3101.23 6424.2312374.3135 45 22 cfmm 15.01.00181.024.2545.3514.3101.23 6424.23123046.79883 64 45 224221 sts fLdE baFf mm 2.00195.00 0 1 8 1.00 0 7 1 1.0 2222 sc fff mm 002.0000278.024.2545.3514.3101.23 64)2324.231(24.2312374.31353 )( 451 E I L ababF r rad 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=25.25mm； b=231.24mm； L=256.49mm； d=43mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： LdE baFE ILbaFf rrc 42212213 643 10.005.00040.049.2564314.3101.23 6424.23125.2574.3135 45 22 cfmm 天津科技大学 2013届本科毕业论文 29 15.01.00101.049.2564314.3101.23 6424.23125.25046.7988 45 22 ss ff mm2.00 1 0 8 9 7.00 1 0 1.00 0 4 0.0 2222 sc fff mm 002.000014.049.2564314.3101.23 64)2324.231(24.23125.2574.31353 )( 451 E I L ababF r rad 二档工作时： 29.6490145.2 22c o s10892c o s22 33232 zmTd TFngt N 79.2 5 4 722c o s 20t a n29.6 4 9 0c o st a n222 ntr FF N 25.262222t a n28.6490t a n 222 ta FF N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=76.74mm； b=177.5mm； L=254.24mm； d=43.5mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 24.2545.4314.3101.23 645.17774.7679.2 5 4 73 643 45224222222 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.001680.0 cf mm 15.01.004279.024.2545.4314.3101.23 645.17774.7629.64903 45 22222t ss fE I L baFf mm2.00 4 6 0.00 4 2 7 9.00 1 6 8 0.0 2222 sc fff mm 002.0000124.024.2545.4314.3101.23 64)74.765.177(5.17774.7679.25473 )( 452 E I L ababF r rad 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=79mm； b=177.5mm； L=256.49mm； d=40mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 49.2564014.3101.23 645.1777979.25473 643 45224222222 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.00 2 4 6 8.0 cf mm 15.01.006288.049.2564014.3101.23 645.1777929.64903 64 45 224222 sts fLdE baFf mm2.00 6 7 5 5.00 6 2 8 8.00 2 4 6 8.0 2222 sc fff mm 天津科技大学 2013届本科毕业论文 30 002.000017.049.2564014.3101.23 64)795.177(5.1777979.25473 )( 452 E I L ababF r rad 三档工作时： 23.5192205.2 22c o s10892c o s22 35353 zmTd TFngt N 23.203822c o s 20t a n23.5192c o st a n333 ntr FF N 80.2 0 9 722t a n23.5 1 9 2t a n 333 ta FF N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=100.24； b=154mm； L=254.24mm； d=54.5mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： LdE baFE IL baFf rrc 42232233 643 = 10.005.00 0 7 0 1.024.2545.5414.3101.23 6415424.10023.2038 4522 cfmm 15.01.00 1 7 8 4.024.2545.5414.3101.23 6415424.10023.51923 64 45 224223 sts fLdE baFf mm2.00 1 9 2.00 1 7 8 4.00 0 7 1 0.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 0 2 4 4.024.2545.5414.3101.23 64)24.100154(15424.10023.2 0 3 83 )( 453 EI L ababF r rad 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=102.49mm； b=154mm； L=256.49mm； d=38mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 49.2563814.3101.23 6415449.10223.20383 643 45224223223 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.003072.0 cf mm 15.01.00 7 8 2 5.045.2563814.3101.23 6415449.10223.51923 64 45 224223 sts fLdE baFf mm2.008406.007825.003072.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 1 0.049.2563814.3101.23 64)49.102154(15449.10223.20383 )( 453 EI L ababF r rad 天津科技大学 2013届本科毕业论文 31 四档工作时： 86.4326245.2 22c o s10892c o s22 37474 zmTd TFngt N 53.169822c o s 20t a n86.4326c o st a n444 ntr FF N 16.1 7 4 822t a n86.4 3 2 6t a n 444 ta FF N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=153.99mm； b=100.25mm； L=254.24mm； d=64.5mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 24.2545.6414.3101.23 6425.10099.15353.16983 643 45224224224 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.00 0 2 9 8.0 cf mm 15.01.00 0 7 5 8.024.2545.6414.3101.23 6425.10099.15386.43263 64 45 224224 sts fLdE baFf mm2.00081.00 0 7 5 8.00 0 2 9 8.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 0 1 0 4.024.2545.6414.3101.23 64)25.10099.153(25.10099.15353.1 6 9 83 )( 454 EI L ababF rrad 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=156.24mm； b=100.25mm； L=256.49mm； d=35mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 49.2563514.3101.23 6425.10024.15653.16983 643 45224224224 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.00 3 5 0 3.0 cf mm 15.01.00 8 9 2.049.2563514.3101.23 6425.10024.15686.4 3 2 63 64 45 224224 sts fLdE baFf mm2.00958.00892.003503.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 1 2 5.049.2563514.3101.23 64)25.10024.156(25.10024.15653.16983 )( 454 EI L ababF r mm 五档工作时： 天津科技大学 2013届本科毕业论文 32 85.3580295.2 22c o s10892c o s22 39595 zmTd TFngt N 1446822c o s 20t a n85.3580c o st a n555 ntr FF N 76.144622t a n85.3580t a n 555 ta FF N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知： a=177.49mm； b=76.75mm； L=254.24mm； d=44mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 24.2545.7914.3101.23 6475.7649.17768.14053 643 45224225225 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.00 0 0 8 3.0 cf mm 15.01.00 0 2 1.024.2545.7914.3101.23 6475.7649.17785.3 5 8 03 64 45 224225 sts fLdE baFf mm2.00 0 2 3.00 0 2 1.00 0 0 8 3.0 2222 sc fff mm 0 0 2.00 0 0 0 0 6.024.2 5 45.7914.3101.23 64)75.7649.1 7 7(75.7649.1 7 768.1 4 0 53 )( 455 EI L ababF r rad 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力 ， 与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=179.74mm； b=76.75mm； L=256.49mm； d=32mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 49.2563214.3101.23 6475.7674.17968.14053 643 45224225225 LdE baFE I L baFf rrc 10.005.00322.0 cf mm 15.01.00 8 1 9 7.049.2563214.3101.23 6475.7674.17985.35803 64 45 224225 sts fLdE baFf mm2.00881.008197.00322.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 2 4.049.2563214.3101.23 64)75.7674.179(75.7674.17968.14053 )( 455 EI L ababF r mm 倒档工作时： 55.9505115.2 21c o s10892c o s22 31111 zmTd TFnRgtR N 天津科技大学 2013届本科毕业论文 33 88.370521c o s 20t a n55.9505c o st a n5 RntrR FF N 84.3 6 4 821t a n55.9 5 0 5t a n RtRaR FF N 输入轴的挠度和转角的计算 ： 已知： a=229.17mm； b=25.07mm； L=254.24mm； d=30mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 24.2543014.3101.23 6407.2517.22988.37053 643 452242222 LdE baFE I L baFf rRrRc 10.005.00192.0 cf mm 15.01.00 4 9 3.024.2543014.3101.23 6407.2517.22955.9 5 0 53 64 45 22422 stRs fLdE baFf mm2.00529.00493.00192.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 6 8 3.024.2543014.3101.23 64)07.2517.229(07.2517.22988.3 7 0 53 )( 45 EI L ababF rR mm 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力 ， 与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知： a=233.49mm； b=23mm； L=256.49mm； d=28mm，把有关数据代入（ 3.23）、（ 3.24）、（ 3.25）得到： 49.2562814.3101.23 642349.23388.37053 643 452242222 LdE baFE I L baFf rRrRc 10.005.00219.0 cf mm 15.01.00 5 6 2 6.049.2562814.3101.23 642349.23355.95053 64 45 22422 stRs fLdE baFf mm2.00 6 0 3 7.00 5 6 2 6.00 2 1 9.0 2222 sc fff mm 0 0 2.00 0 0 8 6 0.049.2 5 62814.3101.23 64)2349.2 3 3(2349.2 3 388.3 7 0 53 )( 45 EI L ababF rR mm 由以上可 分析 知道，变速器在各档工作 ，刚度 均 在许用刚度范围内，满足条件。 3.4.2 轴的强度计算 变速器在一档工作时： 对输入轴校核： 天津科技大学 2013届本科毕业论文 34 计算输 入轴的支反力： 046.7988135.2 22c o s10892c o s22 3111111 zmTdTFngt N 74.3 1 3 522c o s 20t a n046.7 9 8 8c o st a n111 ntr FF N 38.322722t a n046.7988t a n 111 ta FF N 已知： a=23mm； b=231.24mm； L=254.24mm； d=35.5mm， 1、垂直面内支反力 对 B点取距： FAY(a+b)+Fa1*r1-Fr1*b=0 代入得： FAY=2623.567N 对 A点取距： FBY(a+b)-Fa1*r1-Fr1*a=0 代入得： FBY=512.173N 2、水平面内的支反力 对 B点取距： FAX(a+b)-Ft1*b=0 代入得： FAX=7265.402N 对 A点取距： FBX(a+b)-Ft1*b=0 代入得： FBX=722.644N 3、计算垂直面内的弯矩 轴上各点弯矩如图 3.6所示 14： 作用在齿轮上的径向力和轴向力， 径向力使 轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在垂直面求取支点 ，计算在 水平面内的支反力之后， 分析 相应的弯矩 BM 、 BHM 。轴在转矩 T 和弯矩的同时作用下，其应力为 332dMWM (3.29) 式中： 222 TMMMBHB （ N.m）； d 轴的直径（ mm），花键处取内径； 天津科技大学 2013届本科毕业论文 35 W 抗弯截面系数（ mm3）。 将数据代入（ 3.29）式，得： 0 0 4.575.3514.3 2 9 7.2 5 0 2 4 93232 33m a xm i nm a x dMWM MPa 变速器 低档工作时， 400MPa， 满足强度要求 。 图 3.6 输入轴的弯矩图 对输出轴校核： 天津科技大学 2013届本科毕业论文 36 计算输出轴的支反力： 齿轮受力如下： 05.7988135.2 22c o s10892c o s22 3111112 zmTdTFngt N 74.3 1 3 522c o s 20t a n046.7 9 8 8c o st a n112 ntr FF N 38.322722t a n046.7988t a n 112 ta FF N 已知： a= 25.25mm； b=231.24mm； L=256.49mm； d=43mm 轴上各点弯矩如图 3.7所示： 1、垂直面内支反力 对 B点取距： FAY(a+b)+Fa2*r2-Fr2*b=0 代入得： FAY=3097.58N 对 A点取距： FBY(a+b)-Fa2*r2-Fr2*a=0 代入得： FBY=38.16N 2、水平面内的支反力 对 B点取距： FAX(a+b)-Ft2*b=0 代入得： FAX=786.69N 对 A点取距： FBX(a+b)-Ft2*b=0 代入得： FBX=7357.39N 天津科技大学 2013届本科毕业论文 37 图 3.7 输出轴弯矩图 把以上数据代入（ 3.29），得： 00.2132/3 dMWM MAXMAXMAX MPa 变速器 低档工作时， 400MPa， 强度满足要求 。 3.5 轴承选择与寿命计算 轴承的使用寿命 与轴承的载荷有关，一般 汽车以平均速度amv，工作运行 至大修期间 前的总行驶里程 S，在根据平均速度和里程计算寿命。 汽车轴承寿命的要求 根据车型的不同而不同， 轿车 一般三十 万公里，货车和大客车 二十五 万公里。 amvSL 式中， 1606.06.0m a x aam vv， 31251606.0 10304 Lh 3.5.1输入轴轴承的选择与寿命计算 初选轴承型号根据机械设计手册选择 30205 型号轴承 37orCKN， 2.32rC KN。 天津科技大学 2013届本科毕业论文 38 1、变速器一档工作时 74.31351 rF N， 38.32271 aF N 轴承的径向载荷： AF =2852.063N； 677.283BF N 轴承内部轴向力： 查机械设计手册得： Y=1.6 27.8916.12 063.282521 YFs A N 65.886.12 677.28322 YFs B N 65.8865.411838.322727.891 211 sNFs a N 所以 27.8911 aF N 65.411838.322727.891112 aa FsF N 计算轴承当量动载荷 p 查机械设计手册得到 3.0e eFFAa 3125.0063.2852 27.8911，查机械设计手册得到6.14.0yx ； eFFBa 52.146 7 7.2 8 3 65.4 1 1 82，查机械设计手册得到6.14.0yx 当量动载荷： )( arp yFxFfP 2.1pf 2 2 9.3 0 8 0)27.8 9 16.10 6 3.2 8 5 24.0(2.11 p N 9 7 3.8 0 4 3)65.4 1 1 86.16 7 7.2 8 34.0(2.12 p N rF 为支反力。 82.565)973.8043 102.32(300060 10)(6010 3103626 PCnL hh 天津科技大学 2013届本科毕业论文 39 表 3.4 变速器各档的相对工作时 间或使用率gif14 车型 档 位 数 最高档 传动比 gif /% 变速器档位 轿 车 普通 级 以下 3 1 1 30 69 4 1 0.5 3 20 76.5 4 1 1 8 23 68 中 级 以 上 3 1 1 22 77 4 1 0.5 2 10.5 87 4 1 0.5 3 20 76.5 5 1 0.5 2 4 18.5 75 5 1 0.5 2 15 57.5 25 查表 3.4可得到该档的使用率，所以： 6.155.03 1 2 082.565 00 h 所以轴承寿命满足要求。 3.5.2 输出轴轴承的选择与寿命计算 1、 初选轴承型号 根据机械设计手册选择轴承型号为： 右 左 轴承采用 30205 型号 37orCKN， 2.32rC KN 变速器一档工作时： 一档齿轮上力为： 74.3135rF N， 38.3227aF N 轴承的径向载荷： AF =2825.063N； 677.283BF N 轴承内部轴向力： 通过 查 寻 机械设计手册 ，可以 得 到 ： Y=1.6 27.8916.12 063.285221 YFs A N 65.886.12 677.28322 YFs B N 所以 27.8911 aF N 65.411838.322727.89112 aa FsF N 2、计算轴承当量动载荷 p 天津科技大学 2013届本科毕业论文 40 查机械设计手册得到 37.0e eFFAa 3125.0063.2852 27.8911，查机械设计手册得到：01yx ； eFFBa 52.146 7 7.2 8 3 65.4 1 1 82，查机械设计手册得到：6.14.0yx 当量动载荷： 2.1)(parpfyFxFfP 4756.3422)27.8910063.28521(2.11 p N 973.8 0 4 3)65.4 1 1 86.1063.2 8 5 24.0(2.12 p N 38.624)973.8043 1063(300060 10)(6010 3103626 PCnL hh 查表 3.4可以查到 该档 工作 的使用率， 所以代入数据可知： 6.155.0312038.624 00 h h 所以轴承寿命满足要求。 3.6 本章小结 本章主要对变速器的一些主要设计参数完成了计算和校核，包括档数、传动比范围、各档传动比、齿轮中心距以及齿轮参数等。完成了对变速器的齿轮强度的校核，其中包括齿轮材料的选择，弯曲强度和接触强度的校核。还对轴的机构和基本尺寸进行了选择， 完成了轴的刚度和强度校核，以及完成了各轴轴承校核。 天津科技大学 2013届本科毕业论文 41 第 4章 变速器同步器及结构元件设计 4.1 同步器设计 4.1.1 同步器的功用及分类 国内 所有的同步器 基本 都是摩擦同步器， 主要 功 能： 使 同步群 工作表面产生摩擦力矩 ；同步器工作是应该 克服被啮合零件 产生的 惯性力矩 ；最后 在最短的时间内达到同步状态。 同步器按类型分类， 同步器 可分为 常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等 的情况下 ）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。 14 同步器 按结构分，惯性式同步器 可分为 锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹 性元件。 14综合分析可知， 本 次 设计 是小轿车的 变速器 设计 ， 可以 选用锁环式同步器 来满足要求 。 4.1.2 惯性式同步器 惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。 1、锁环式同步器 （ 1）锁环式同步器结构 如图 4.1所示，锁环式同步器的结构特点 可以这么理解，它 是 将 同步器的摩擦元件位于锁环 1或 4和齿轮 5或 8凸肩部分的锥形斜面上。 然后 作为锁止元件是在锁环1或 4上的齿和做在啮合套 7上齿的端部， 并 且端部均为斜面称为锁止面。 特别是 在不换档的 中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件 始终 保持在中立位置上。 通过 滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的 基本 尺寸要比滑块宽一个接合齿 21。 （ 2）锁环式同步器工作原理 14 同步器 换档时， 通过拨叉的作用力， 沿轴向作用在啮合套上的换档力，推 动 啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。 连续动作之后 ，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差 w ，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并 由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图 4.2a），使啮合套的移动受阻，同步器 将 处于锁止状态。 拨叉 换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐 同步 ，在角速度相等的瞬间，同步过程结束。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解