二挡变速器课程设计说明书

1、课程设计说明书课 程：FSAE数字化设计实践题 目：机械变速器学生姓名：学生学号：专业班级：车辆工程1402班学 院：机械与装备工程学院指导教师：设计时间：成 绩：目录一、机械式变速器的主要参数及其方案的确定11.1 汽车的主要设计参数11.2 变速器类型的选择11.2 倒挡布置方案21.3 零部件结构方案分析21.3.1齿轮形式21.3.2换挡机构形式2二、变速器主要参数的选择32.1 挡数的选择32.2 传动比的确定32.2.1传动比范围32.2.2传动比的确定32.3 中心距A32.4 变速器外形尺寸42.5 齿轮参数42.5.1模数42.5.2压力角52.5.3螺旋角52.5.4齿宽b

2、52.5.5齿顶高系数52.6 各档齿轮齿数的分配52.6.1确定一挡齿轮的齿数52.6.2对中心距A进行修正62.6.3确定二挡齿轮的齿数6三、变速器的设计与计算63.1齿轮的损坏形式63.2 齿轮强度计算63.2.1齿轮弯曲强度计算73.2.2齿轮接触应力83.2.3齿轮材料及热处理103.3轴的计算113.3.1初选轴的直径113.3.2轴的强度计算11四、轴承的计算.13五、输入轴齿轮连接的选择和计算.14六、同步器和操纵机构的选择156.1 锁销式同步器156.1.1 锁销式同步器结构156.1.2 锁销式同步器工作原理156.2锁环式同步器166.2.1 锁环式同步器结构166.2

3、.2 锁环式同步器工作原理16七、变速器操纵机构177.1直接操纵手动换挡变速器187.2 远距离操纵手动换挡变速器18八、设计心得.19九、参考文献19 课程设计说明书一、机械式变速器的主要参数及其方案的确定1.1 汽车的主要设计参数最高车速： 240 km/h整车总质量： 200 kg最大转矩： 78 N.m最大转矩转速： 5650 r/min轮胎： 178（7 in）/60 R14主传动传动比： 由学生依据设计需求自行调整，范围在4.16.7之间发动机布置方式： 纵置车辆驱动方式： 前驱档位轴数： 2轴档位数： 2挡相邻挡比值： <1.8 其余参数（如风阻、迎风面积，道路阻力系数等

4、）参照公路运输车辆相关法律、法规。1.2 变速器类型的选择（1）两轴式变速器 两轴式变速器 发动机前置前轮驱动（FF）的汽车上，其优点为：结构简单；轮廓尺寸小；容易布置；各中间挡位因只经过一对齿轮传递动力，故传动效率高的同时噪声也会很低。两轴式变速器优点明确，但是也有其自身的缺点：因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏；受结构的限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计的很大，对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。 （2）中间轴式变速器 中间轴式变速器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客车上。变速器第一轴

5、的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节链接。 中间轴式变速器的优点：使用直接档时，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发送机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用效率高于其他挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其他前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过第一轴、中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用不常啮合齿轮传动。其缺点为：

6、除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低。 根据以上对两轴式变速器和中间轴式变速器的分析，此次设计的汽车变速器采用两轴式变速器。变速器档位数的增多可以提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于5个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。该变速器设置为2档变速器用如图所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。1.2 倒挡布置方案由于FSAE赛

7、车非民用汽车，从轻量化的角度考虑，不设置倒挡。1.3 零部件结构方案分析 1.3.1齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这幅轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。 在本设计方案中，两挡的齿轮皆为常啮合齿轮，所以选用斜齿圆柱齿轮。 1.3.2换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。直齿滑动齿轮换挡：汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮

8、有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点，单换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡外已很少使用。啮合套：换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以不会过早损坏，但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员

9、有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。但其结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点。 综上所述，本变速器换挡机构形式选择同步器换档。二、变速器主要参数的选择2.1 挡数的选择变速器的挡数可在320个挡位分为内变化。增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时

10、换挡频率增高并增加了换挡难度。因此根据课程设计要求，选择二挡变速器。2.2 传动比的确定 2.2.1传动比范围 变速器的传动比范围是指本变速器最低档传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.70.8。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和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。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其他商用车则更大。2.2.2传动比的确定根据任务书中提供的各挡传动比，选择一挡传动比为i

11、1=2.21，二挡传动比为i2=1.12。2.3 中心距A中间轴式变速器中心距A是指中间轴与第二轴轴线之间的距离。中心距A是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要去大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此而使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状

12、态变坏。 对于此次设计的中间轴式变速器的中心距来说，初选中心距A时，可根据下属经验公式计算：式中，为变速器中心距（mm）；为中心距系数，乘用车：=8.99.3，商用车：=8.69.6，多档变速器：=9.511.0；为发动机最大扭矩（N·m）；为变速器一挡传动比；变速器传动效率，取 96%。此次计算中心距系数取=11。圆整为60mm，满足乘用车的变速器中心距在60-80mm。2.4 变速器外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间才（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步确定。 影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。尺寸初选为200mm。2.5 齿轮参数

13、 2.5.1模数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是： （1） 为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； （2） 为使质量小些，应增加模数，同时减小齿宽； （3） 从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数； （4） 从强度方面考虑，格挡齿轮应有不同的模数； （5） 为减少乘用车齿轮工作噪声，齿轮的模数应选得大一些；（6） 对货车，减小质量比减小噪声更重要，故选择大些的模数； （7） 变速器抵挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t1.0V1.61.6V2.56.0ma14.0ma14.

14、0模数mn/mm2.25-2.752.75-3.003.50-4.504.50-6.00 表 汽车变速器齿轮法向模数啮合套和同步器的结合齿多采用渐开线齿形。乘用车和总质量am在1.814.0t的车为2.03.5mm。综合考虑此次设计的是小排量乘用车的变速器，故初选一挡、二档模数2mm。2.5.2压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。理论上，对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 22.5°或25°等大些的压力角。而实际上，因国家规定的标准压力角为2

15、0°，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，但普遍采用30°压力角。2.5.3螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的旋角时，使轮齿啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。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°25°为宜，而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合着眼，应选用较大的螺旋角。货车变速器的螺旋角为 18°26°。2.5.4齿宽b 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、

16、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。 通常根据齿轮模数m（）的大小来选定齿宽： 一挡，为齿宽系数，取为6.08.0，取8.5，此处为20.0mm； 主动齿轮比从动齿轮宽2mm，取b=22.0mm。二挡，为齿宽系数，取为6.08.5，取7.0，此处为14.0mm。主动齿轮比从动齿轮宽2mm，取b=16mm。 2.5.5齿顶高系数 我国规定齿顶高系数取为1.00。 2.6 各档齿轮齿数的分配 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配格挡齿轮的齿数。 2.6.1确定一挡齿轮的齿数一挡传动比为：为了求和的齿数，先求其齿数和,其中A=

17、60mm，m=2.0mm；所以。 故选择z1=17,z2=38。2.6.2对中心距A进行修正 因为计算齿数和hz后，及各国取整数使中心距有了变化，所以根据取定的的hz和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距A作为各档齿轮齿数分配的依据，修正后中心距A=60mm。根据所确定的齿数，算出精确的螺旋角值为=23.56°，满足要求。2.6.3确定二档的齿数 二挡齿轮的齿数：，（3-10） 解方程组可求出：；根据所确定的齿数，算出精确的螺旋角值为=23.56°，满足要求。 综上知：一挡齿轮的齿数二挡齿轮的齿数三、变速器的设计与计算3.1齿轮的损坏形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿

18、折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。 轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。 齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 3.2 齿轮强度计算3.2.1齿轮弯曲强度计算（1）斜齿轮弯曲应

19、力-圆周力（N），；为计算载荷（N·mm）；D-节圆直径（mm），为法向模数（mm）；-应力集中系数，；-重合度影响系数，；将上述有关参数带入式，整理后得到齿轮弯曲应力为当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。 计算一挡常啮合主动齿轮的弯曲强度。已知，将上述数据代入式得：同样的方法可求得其他斜齿轮的弯曲应力：一挡从动齿轮：=85.78MPa;二挡主动齿轮：=162.81MPa；二挡从动齿轮：=143.97MPa。均满足应力要求。3.2.2齿轮接触应力 式中， -齿轮的接触应力（MPa）；

20、 F-齿面上的法向力（N）； -圆周力在（N），； -节点处的压力角（°） ； -齿轮螺旋角（°）； E-齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取； b-齿轮接触的实际宽度，20mm； -主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）； 直齿轮：斜齿轮：其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的 载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表：变速器齿轮的许用接触应力齿轮许用接触应力/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900-2000950-1000常啮合齿轮和高挡1300-1400650-700（1）一挡主动齿轮接触应力带入得（2）一挡从动齿轮接触

21、应力带入得（3）二挡主动齿轮接触应力带入得（4）二挡从动齿轮接触应力带入得满足设计要求。3.2.3齿轮材料及热处理 国内汽车变速器齿轮材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、 25MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为58-63HRC，芯部硬度为33-48HRC。 变速器齿轮多采用渗碳合金钢，其表面的高硬度与芯部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。值得指出的是，对齿轮进行强力喷丸处理以后，齿轮弯曲疲劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。齿轮在热处理后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形。 3.

22、3轴的计算 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。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计变速器时，器刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件初选轴的直径，然后根据公式进行有关的刚度和强度方面的验算。3.3.1初选轴的直径 在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径；则已知A=60mm，所及可以计算出第二轴和中间轴中部直径d=27mm。所以初选输入轴和输出轴中部直径d=27mm。 轴的最大直径d

23、（mm）和支承间距离L的比值：对中间轴， ；对第二轴，。 已知，所以可以初步计算输入轴支承间距L=150168.75mm，输出轴支承间距L=150168.75mm，初选。第一轴花键部分直径可按下式初选：式中，K为经验系数，K=4.04.6；为发动机最大转矩，将数据代入上式可得d=17.0919.65mm。初选第一轴花键部分直径d=19mm。3.3.2轴的强度计算 （1）轴的刚度验算 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，可以对轴进行刚度和强度验

24、算。欲求中间轴式变速器第一轴的支撑点反作用力，必须先求第二轴的支点反力、挡位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取。 轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算式，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如下图所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算式中, -齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）,这里等于； -齿轮齿宽中间平面上的径向力（N），这里等于

25、； E-弹性模量（MPa），E =52.110（MPa）； I-惯性矩（），d为轴的直径（mm）； a、b-为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（mm）； L-支座之间的距离（mm）。 轴的全挠度为。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为，。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。对一挡输入轴进行刚度计算 满足要求。（2）轴的强度计算 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内玩去变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为：式中，；d为轴的直径，花键处取内径；W为抗弯界面系数。 在抵挡工作时，。对轴

26、上的花键，应验算齿面的挤压应力。变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。因为一挡挠度大，所以校核一挡的强度。Mc =269376NmmMs =106944NmmTn =78000Nmm经计算，变速器轴满足刚度和强度的需求。四、轴承的计算输入轴最小直径为27mm，斜齿轮会产生轴向载荷，所以选用内径d=28mm的圆锥滚子轴承型号为332/28。输出轴最小直径为27mm，斜齿轮会产生轴向载荷，所以选用内径d=28mm的圆锥滚子轴承型号为320/28。根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两圆锥滚子轴承型号均为332/28，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对

27、它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为1）求比值轴承所受径向力 所受的轴向力 它们的比值为 圆锥滚子轴承的最小e值为0.31，故此时。2）计算当量动载荷P，根据1式（13-8a），取。则3）验算轴承的寿命P=1799N轴承的最短寿命为 （ 对于球轴承取3） 所以所选的轴承320/28满足要求。五、输入轴齿轮连接的选择和计算对输入轴上的键进行选择及校核。对输入轴一挡齿轮与输入轴的键的计算：（1）选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据d=32mm，齿轮宽20mm从表中查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm，

28、高度h=7mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=20mm。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度=L-b=20mm-8mm=12mm。键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm。可得所以所选的键不满足满足强度要求，所以输入轴采用齿轮轴的方案。六、同步器和操纵机构的选择6.1 锁销式同步器 同步器有常压式、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)换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。惯性式同步器中有锁销式、锁环式、滑块式、多片式、

29、和多锥式几种。 6.1.1 锁销式同步器结构 图所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环2和齿轮3上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套1的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销6的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。在惯性式同步器中，弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。 6.1.2 锁销式同步器工作原理

30、同步器换挡过程由三个阶段组成。 第一阶段，同步器离开中间位置，作轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬间，如图所示，由于齿轮3的角速度和滑动齿套1的角速度不同，在摩擦力矩作用下琐销4相对滑动齿套1转动一个不大的角度，并占据图上所示的锁止位置。此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换挡方向移动。 第二阶段，来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于和不等，在上述表面产生摩擦力。滑动齿套1和齿轮3分别与整车和变速器输入轴转动零件相连。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套1和齿轮3的转速逐渐接近，其角速度差减小了。在瞬间同步过程结束。 第三阶段，摩擦力矩消失，而轴向力F

31、仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁削上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。 锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。 6.2锁环式同步器 6.2.1 锁环式同步器结构 如图所示，锁环式同步器的结构特点是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。作为锁止元件是做在锁环1或4上的齿轮和做在啮合套7上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换挡的中间位置

32、，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保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑块宽一个接合齿。6.2.2 锁环式同步器工作原理 换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环锥面与被接合、齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度wD，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，并由滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触(图a),使啮合套的移动受阻，同步器处在锁止状态，换挡的第一阶段工作至此已完成。换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同

33、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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换挡过程的第二阶段工作。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，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换挡力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合(图b)完成同步换挡。 锁环式同步器有工作可靠，零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。6.3同步器的选择与主要参数的确定 本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器 （1)同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计

34、得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。(2)锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但a过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般=6°8°。=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着

35、和咬住的倾向；在=7°时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7°。(3)摩擦锥面平均半径R R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为5060mm。 4)锥面工作长度b 缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定。设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。 （5）同步环径向厚度 与摩擦锥面平均半径一样，同

36、步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。 轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.30.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可

37、以节约铜，还可以提高同步环的强度。 本设计中同步器径向宽度取10.5mm。（6）锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角b选取的因素，主要有摩擦因数f、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角a。已有结构的锁止角在26°46°范围内变化。本次设计锁止角取30°。 （7）同步时间t 同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为