哈工大汽车设计课程设计说明书2015

1、漆窗或7次比摩Harbin Institute of Technology课程设计n说明书课程名称：汽车设计课程设计设计题目：2006款1.6L速腾机械式变辣器设计院 系： 机由工程学院班 级：1208107设计者：学 号：11208107指导教师：韩秀琴设计时间： 一2015.12.17哈尔滨工业大学第1章 变速器的功用及设计要求 1第2章变速器传动方案及机构设计 22.1 变速器传动方案 22.2 变速器机构设计 2第3章变速器参数计算与选择 33.1 基本参数 43.1.1 最基本参数 43.1.2 布置形式43.1.3 外廓尺寸43.1.4 轴距和轮距 43.1.5 轴荷分配43.1.

2、6 性能参数43.1.7 轮胎参数43.2 发动机的选择 53.2.1 发动机最大功率和相应转速 53.2.2 发动机最大转矩和相应转速 53.3 主减速器的传动比 53.4 传动系最大传动比 6第4章变速器齿轮的设计 64.1 变速器传动机构的布置方案确定 64.2 确定各挡传动比 74.3 初选中心距 74.4 外形尺寸 74.5 齿轮参数 74.5.1 模数74.5.2 压力角a 错误！未定义书签。4.5.3 螺旋角P 错误！未定义书签。4.5.4 齿宽b错误！未定义书签。4.5.5 齿顶高系数 94.5.6 各挡位齿轮齿数的分配 9第5章 变速器齿轮强度计算 135.1 轮齿弯曲强度计

3、算 135.2 轮齿接触强度计算15第6章 变速器齿轮材料和热处理 17第7章 轴的设计及强度计算 187.2 轴的刚度计算197.3 轴的强度计算21第8章变速器附件及其说明228.1 同步器的选择 228.1.1 同步器的工作原理 228.1.2 . 同步环主要参数的确定 228.2 变速器的操纵机构238.2.1 变速器操纵机构的功用 238.2.2 变速器应满足的要求 238.2.3 换挡位置24参考文献24第 1 章 变速器的功用及设计要求变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速

4、， 以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动轮牵引 力以及车速的不同需求。此外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在启动发动机以及汽 车滑行或停车时使发动机传动系保持分离；必要时还应有动力输出功能。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求：1 .保证汽车有必要的动力性和经济型。2 .设置空挡。用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3 .设置倒档，使汽车能倒退行驶。4 .设置动力传输装置，需要时进行功率输出。5 .换挡迅速、省力、方便。6 .工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。7 .变速器应有高的工作效率。8 .变速器的

5、工作噪声低。除此之外，变速器还应该满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等 要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大。第2章变速器传动方案及机构设计2.1 变速器传动方案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。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比， 它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。止匕外，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。但两轴式变速器不能设置直接档，所以 在工作时齿轮

6、和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计 的很大。具特点是：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。而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汽车 上。其特点是：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，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。2.2 变速器机构设计对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其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。而传动系的档位数与汽车的动力性、

7、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。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。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。综上所述，由于此次设计的汽车变速器是2006款1.6L大众速腾的机械式变速器，而速 腾的驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，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。变速器挡位分布如图2-1所示。第 3 章

8、 变速器参数计算与选择3.1 基本参数3.1.1 最基本参数额定载荷：450kg最大总质量：1803kg最大车速：185km/h比功率：41kW/t比转矩：80.4N - m/t3.1.2 布置形式驱动形式：前置前驱发动机特征：直列四缸汽油发动机3.1.3 外廓尺寸总长：4544mm总宽：1760mm总高：1461mm3.1.4 轴距和轮距轴距：2578mm前轮距：1539mm后轮距：1528mm3.1.5 轴荷分配空车质量：1353kg前轴（69%） ：934kg后轴（31%） ：419kg满载最大总质量：1803kg前轴（63%） ：1136kg后轴（37%） ：667kg3.1.6 性能

9、参数最大爬坡度：16.7°（30%）最小转弯直径：10.8m最小离地间隙：125mm纵向通过半径：5.1mm规格：195/65 R15轮胎半径：0.317m3.2 发动机的选择3.2.1 发动机最大功率和相应转速最大功率计算公式：1 magfrCdA 3Pemax =vamax ZTTTZ- vamaxt 360076140单级主减速器4父2型汽车% =90%滚动阻力系数4 =0.025空气阻力系数Cd =0.29迎风面积由汽车外廓尺寸乘以相应系数得A - 1.8m2代入式(3-1)计算得到Pemax =73.45kW最大功率转速np =6000 rpm3.2.2发动机最大转矩和相应

10、转速Pemax1.24 73.45Temax - 9549 =9549144.95 N mnD6000p最大转矩转速nT =3800rpm根据以上计算可以选定发动机型号为：大众EA1133.3 主减速器的传动比传动系最小传动比计算公式： - rn itmin =0.377 uamax一般来说，汽车发挥最大车速与对应的发动机转速有如下关系J由(3-1)(3-2)器取30,得% =劭4=185)( 30= 5550邛片代入公式（3-2）得m0.317x5550/柞=377-= 0377 X -7T7-'=工585若设最高挡传动比为0.8 ,则主减速器传动比3.5853.4 传动系最大传动比

11、传动系最大传动比，需要满足满载最大爬坡度(3-3)(3-4)G（f cos： max sin : max）rig1 ：Ttq maxi 0 T变速器1挡时最大爬坡度为30%即rN67,代入式（3-3）计算得5之2.98 此外，1挡传动比还应满足附着条件晨.外对于前驱车，最大附着力如下：% = % 押=叫卿=1136 X 9,8 X 0,6 = 6680 抖所以r% _ 0317X6680 _京 " 出: 145X448X0.9 = 3,62取砧=345。因此传动系最大传动比 J© = H = 345 X4.48 = 15.46第4章变速器齿轮的设计4.1 变速器传动机构的布

12、置方案确定由于倒挡使用频率较低，故倒挡采用滑移直齿轮。齿轮形式：本减速器齿轮除倒挡齿轮外均为常啮合齿轮，除了倒挡的三个齿轮为直 齿圆柱齿轮外，其他齿轮均为斜齿圆柱齿轮。换挡机构形式：使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，提高了汽车的加速性， 燃油经济性和行驶安全性。所以除了倒挡外全部用同步器换挡。4.2 确定各挡传动比大致按照等比级数分配，等比级数健=136对于5挡及以下挡位的变速器，由于各挡利用率差别很大，故并不严格按照等比级 数。常用取蛆= L8,贝5取里=16,则 % = L19 卬取¥ = 13,贝Uig = 0.92 3取这二L14,贝“篦二0.8 叮54.3 初选中心

13、距(4-1)式中：凡为中心距系数，轿车为匕二89W3,取巾=93力为变速器传动效率，取97%代入式（4-1）得A = 699M"inm，取A = 75mm4.4 外形尺寸变速器壳体轴向尺寸。=3,4以=3,4 k 75 = 255加粗。取整为260mm4.5 齿轮参数一股同一变速器齿轮模数不相等。对轿车，减小噪声更重要，故齿轮应该选用小些 的模数选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。齿轮模数的选取如表4-1所示表4-1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质dma /t1.0 W" 1.61.6 <V< 2.56.0 < ma

14、< 14ma > 14.0模数mn /mm2.25 2.752.75 3.003.50 4.504.506.00表4-2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50发动机排量为1.6L,根据表4-1及4-2,齿轮的模数定为2.25-2.75mm。根据以上要求，初选：1、2挡齿轮法向模数mnl =251nm ；3挡齿轮法向模数mnE = 2mm；4挡齿轮法向模数= 175mm；5挡齿轮法向模数二1.5mm；倒挡齿轮模数4.5.2 压力角«国家规定的标

15、准压力角为20。，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。4.5.3 螺旋角P实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮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。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向 力并作用到轴承上。两轴式变速器螺旋角：10°35°4.5.4 齿宽b直齿b=m, kc为齿宽系数，取为4.58.0 ,取8.0 ;斜t&b=kcmn, kc取为 6.0 8.5。由以上可得各挡位齿轮的齿宽如表4-3所示表4-3汽车变速器齿轮的模数和齿宽选择结果挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡法向模数(mm)2.52.5021.751.52.5

16、齿地(mrm1轴齿轮2020171312202轴齿轮1818151514184.5.5齿顶高系数本次设计取斜齿轮的法向齿顶高系数 1；=1,法向顶隙系数目=0.254.5.6各挡位齿轮齿数的分配1挡：传动比为z12 ig1 二一 Z11且有mni(Zii Zi2)A 二:2cos -1已知U二 345,叫1 二乃口皿 A二 75mmi 磁61二26r将数据带入上式，得:.二 13 ,. 44则有修正后的二丝二 338, 满足要求。5 211修正后的中心距A=n(Z11+件=2.5.579smm,取A = 80mm 2cos -2 cos26确定中心距和齿数后，需要对螺旋角进行修正：mn(Z11

17、 Z12)_2.5 (13 44) 7 ; arccos 二 arccos=272A2 80此时法面齿数； = 18.4>Zt = 17,不会发生根切。mLfl2挡：传动比为ig2Z22Z21且有Amn2(Z2l Z22)2cos ：2已知 i 4二 19, 3 = 2.5mm, A=8Qmmi】二25%将数据带入上式，得: z电二 20，与二 37则有修正后的口二池=185,满足要求。物对螺旋角进行修正:mn2(Z21 Z22)=arccos = arccos2A2.5 (20 37) a二 272 803挡：传动比为Z32ig3 二一Z31且有A mn3(Z3l , Z32)2cos

18、 飞二250将数据带入上式，得:%=弭%二40则有修正后的- = 1.21,满足要求。的1对螺旋角进行修正:3 = arccos小亿31 z32） 二 arccos2 （33 40）二 24.12A2 804挡：传动比为ig4Z42z41且有将数据带入上式，得:A mn4（z41z42）2cos ：4已知 L 二叫广 L75nun, A = 801MKT.则有修正后的一-对螺旋角进行修正:= arccosmn4（z4i z42）. arccos1.75 （43 39）=26.22A2 805挡：传动比为ig5 二 z52z51且有A 二 mn5（Z51 Z52）碱（二25'，将数据带入

19、上式,得:2cos ：5已知在二 08, n1n5 = 1.5mm, A = 80mmi则有修正后的L二至二。也，满足要求对螺旋角进行修正:- arccosm15'-z52)2A1.5 (53 43)=arccos = 25.82 80倒挡：倒挡齿轮选用的模数与1挡相同，m=2.5mm且为直齿。倒挡齿轮z3的齿数一般在2123之间，取Z3=23,初选乙=14。由于乙=14,将产生根切，所以对其进行高度变位。查参考文献1图5-30得变位系数k=0,25, JCj = -025； & 二 0,25所以1轴与倒挡轴中心距a'WMz+zJ=#25i为保证倒档齿轮的啮合不产生运动

20、干涉齿轮1和齿轮2的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式：（4z2）m* 2mhamx；0.5 - A2a-解得 Z2 <44.6,取 Z2 =44所以2轴与倒挡轴中心距A''=ffl（2+Z；）二8315mm汇总参数如表4-4所示。表4-4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 轮模数2.52.52.52.5221.751.751.51.52.52.52.51O20182018171513151214201818齿数1344203733404339534314

21、2344螺旋角2727272724.124.126.226.225.825.8000分度圆 直径36.476123.45656.116103.81572.30287.63983.86776.06588.30271.6413557.5110齿顶局2.52.52.52.5221.751.751.51.53.1251.8753.125齿根高3.1253.1253.1253.1252.52.52.1882.1881.8751.8752.53.752.5全齿高5.6255.6255.6255.6254.54.53.9383.9383.3753.3755.6255.6255.625齿顶圆 直径41.476

22、128.45661.116108.81576.30291.63987.36779.56591.30274.64141.2561.25116.25齿根圆 直径30.226117.20649.86697.56567.30282.63979.49271.69084.55267.8913050105第5章变速器齿轮强度计算5.1轮齿弯曲强度计算直齿轮弯曲应力公式如式5-1 :(5-1)式中：q为弯曲应力，MPa行为计算载荷，Nmm K为应力集中系数，取1.65;勺为摩擦影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮4 = 1，工，从动齿轮/二09； m为模数，mm

23、kc为齿宽系数，取为4.58.0 , 取8.0; y为齿形系数，由之前的计算可知倒挡输入轴齿轮变位系数 x1=0.25,输出轴变 位系数x2=0.25,倒挡轴齿轮变位系数x3=-0.25 ,可由指导书图4-2查得倒挡输入轴齿 轮的y1=0.142,输出轴齿轮的y2=0.165,倒挡轴齿轮y3=0.115当计算载荷1取作用到变速器第1轴上的最大转矩Q皿时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400 850MPa倒挡输入轴齿轮：叫 K禺2x144900x1,65x1,1%, = * = ttt;j= 67&7MPg < %mP 迎y 3.142 X 2宇 X14 x8 X 0142倒挡轴齿轮：

24、2TM电 2 x 144900 x 23-5-14x165x0.9% = nmizK.y = 1142 x Z53 x 23 x 8 x 0.115 = 6816MPa < 瓜】倒挡输出轴齿轮：2G除即 2 x 144900X44-14X L65x 0,9% = -匚 =n7777- = 4743MPa < % J mi”见y 3,142 X Z5a X 44 X 8 X 0,16S1 J均符合弯曲强度。斜齿轮弯曲应力公式如式5-2:_ 2%侬#心/ 一口沆/叫阳（5-2）式中：尤为应力集中系数，为1.5; y为齿形系数，可按当量齿数 以=Z/ES?在指导书图4-2查得。（为重合度

25、影响系数，为2; kc为齿宽系数。当计算载荷汇取作用到变速器第1轴上的最大转矩 J醴时，常啮合齿轮许用弯曲应力 在 180 350MPa1挡输入轴齿轮:_ 2%砧£除 _2x144900xcm270X1,5_% 二赢亘就= 3.142 x Z53 X13 X 8 x 0125 X 2 = 28516MPa < 瓦1挡输出轴齿轮:2Gsm除 2 x 144900 x 44 -s-13 x cos27= x L5 “1”门 ，巾M很应=3.142 x x 44 X 7J X 0.159 x 2 =霏 Wu < % 2挡输入轴齿轮： = 176|"印。<居：2挡

26、输出轴齿轮：/=158>ffa < %3挡输入轴齿轮:% = 185.1期口 < %3挡输出轴齿轮:% = 2044"Pa < %4挡输入轴齿轮:% = 228MPu< 此4挡输出轴齿轮:% = 2 30Wo < %5挡输入轴齿轮:% = 2687MF& < %5挡输出轴齿轮:% = 2737MF& < %5.2轮齿接触强度计算(5-3)iFE 1 1 q - 0.418 ( 十 ) J J b P. Pb式中：力为轮齿的接触应力，MPa F为齿面上的法向力，N, F=F1/(cosQcosB); F1为圆周力，N, F

27、1=2Tg/d; Tg为计算载荷，NJ- mm d为节圆直径，mm 口为节点处压力角,(° ),。为齿轮螺旋角，(° ); E为齿轮材料的弹性模量，N/mm2,E=2.1x10A5MPa b为齿轮接触的实际宽度，mm4、pb为主、从动齿轮节点的曲率半径，mm,直齿轮为四二拶iM,p广t商做，斜齿轮为他二与Sifl/cas第,仇=询疝匐cm制;V务为主、从动齿轮节圆半 径,mm将作用在变速器第一轴上的载荷 Temax/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触 应力阳由参考文献2表4-8查得许用接触应力如表5-1所示。表5-1变速器齿轮许用接触应力齿轮仃 j/MPa渗诙的车匕液体

28、碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700斜齿轮接触应力:1挡：已知：Tg =144.9M103/2N mm; a = 20 ,；P =27 ; E=2.1M105MPaz1113d1 =2A=2 8036.5mmz.57,z12 - 44 d2 = 2A 父=2 父 80 父=123.5mm ;57Kcmi20cos: cos27=22.45mm;2Tg_3144.9 10d1 cos： cos :36.5 cos20； cos27= 4741.4Nrzsin ;cos2 ：d1 sin ;2cos2 ：rbsin ; cos

29、2 :d2 sin 二2cos2 ：36.5 sin 20: 7.872cos2 27123.5 sin 202j- = 26.62cos 274741.4 2.1 1051由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可, 将以上数据代入可得：二 j =0.418()=1129.6MPa < ,22.457.87 26.62档齿轮接触应力马=80L2MPa<%3档齿轮接触应力= 752AMPa < 回4档齿轮接触应力用=6841A/Pa < 回5档齿轮接触应力q = 79%6M即 < 画倒挡齿轮接触应力:已知：Tg =144,9M103/

30、2N mm； a = 20 二；P=0； E=2.M105MPa乙1437di=2A 旦=2 46,25 35mmd2 =2AM2 = 2M46.25M23 = 57.5mm ；2 z三37b = 20mm；2Tg144.9 103F =g-=；7 =4405.7Nd1 cos： cos 35 cos20v cos0代入数据得= 0.418rzsin ;z 二 Lcos -d1 sin ;2cos2 :35 sin 202cos2 0= 5.99rbsin 工cos2 :d2sin ;2cos2 :57.5 sin 20'2cos2 0= 9.834405.7 2.1 10520（：）

31、5.99 9.83= 1473.6MPa <cj第6章变速器齿轮材料和热处理国内汽车变速器齿轮材料主要用 20CrMnTi. 20Mn2TiB、16MnCr5 20MnCr5渗碳齿 轮表面硬度为58 63HRCK部硬度为33 48HRC变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层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。对齿轮进行强力喷丸处理后，齿轮弯曲 疲劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。第7章轴的设计及强度计算7.1 轴的最小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，d/L=0.160.18 ;对输出

32、轴，d/L电0.180.21。输入轴花键部分直径d (mm可按式7-1初选取：d=K3n(7-1)式中：K 经验系数，K =4.04.6;Temax发动机最大转矩(N.m)。输入轴花键部分直径：d1 = 4.04.6 3144.9 = 21.01 24.16mm所以，选择输入轴花键的最小直径为22mm输出轴花键部分直径:d2 = 4.04.6 3144.9 3.3846 = 31.536.3mm所以，选择输出轴花键的最小直径为32mm7.2 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

33、齿长方向 的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可按照图7-1对轴进行刚度和强度验算图7-1轴的刚度计算图若轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为6,可分别用下式计算:fc2.2F1ab3EIL(7-2)fsF2 a2b23EIL(7-3)Fab b - a(7-4)V =;3EIL式中：Fi齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）;F2 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）;5E弹性模量（MP）, E=2.1 X10 MPa；I惯Tt矩（m南，对于实心轴，I =叼764；d轴的直径（mm,花键处按平均直径计算；a、b齿轮上的彳用力距支座 A、B的距离（mrm;L支座间的距离（mrm0轴的

34、全挠度为f = _ fc2 fs2 一 0.2 mm轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fj=0.050.10mmfs】=0.100.15mm齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。变速器中一挡所受力最大，故只需校核一挡处轴的刚度与强度。一挡输入轴齿轮所受力：F F2Ti 2 Tg18s 1 144900 cos27 3972Nf 2 = Fti =-3972 Nd1mn1。2.5 13tan 21tan 20”径向力 F1 = Fr1 = Ft1n1 =3972 F =1623Ncos -1cos27ld=30mm, a = 25mm, b= 235mm,L = 260mm ,4_ 4二

35、d4 二 304-64 64439761mm代入数据得:fcF1a2b23EIL_221623 252 23523 2.1 105 39761 260=0.0086mm 二fc = 0.05 0.10mmfsF2a2b23EIL223972 252 23523 2.1 105 39761 260=0.021mm 二fs =0.05 0.15mmF1ab b -a1623 25 235 (235 -25)、=- =-一 J (一乜=0.0003rad 二、3EIL 3 2.1 105 39761 260f = fc2 fs2 = . 0.00862 0.0212 =0.02 <0.2满足设

36、计要求。一挡输出轴：fc = 0.0155mm 二fcfs = 0.038mm 二fs= 0.00016rad ：f =0.041 <0.2满足设计要求倒挡输入轴：fc = 0.033mm : fcfs = 0.092mm : fs= 0.00039rad ：f = 0.097 三 0.2满足设计要求倒挡输出轴：fc = 0.014mm ： fcfs = 0.040mm ： fs、=0.00015rad ： 、.f =0.042 £0.2满足设计要求。7.3轴的强度计算一挡时挠度最大，最危险，因此校核一挡。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，而周向力使轴在水平面

37、 内弯曲变形。由图7-1可知：对A点，水平支反力满足FsL =F2b3972 235 =3590N260产生弯矩 Ms = Fsa =3590 0.025 = 90N m垂直支反力满足FcL=F1bFb 1623 235故 Fc匕=1467 NL 260产生弯矩 Mc = Fca =1436 0.025 = 36N m轴向力 Fa =F2 tan? =3972 tan 27 -2023.8N产生弯矩M aFamlnZ2cos :2023.8 2.5 13 102cos 27= 36.9NTn =Temax =144.9N m按第三强度理论得：M =JM： mS Ma Tn2 =4362 902

38、 36.92 144.92 =178.2N m32M1 1:- -3-3- =67.3MPa LT - 400MPa 二4满足设计要求第 8 章 变速器附件及其说明8.1 同步器的选择8.1.1 同步器的工作原理本次设计采用锁环式同步器，此类同步器的工作原理是：换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被结合齿轮上的锥面接触位置。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，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使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第一

39、段结束。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靠近，在角速度相同的瞬间，同步过程结束，完成换挡的第二阶段工作。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，接合套上的接合齿在换挡离得作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成同步换档。8.1.2 . 同步环主要参数的确定8.1.2.1 同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，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：螺纹的齿顶宽对的影响很大， 随齿顶的磨损而降低，换档费力，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8.1.2.2 锥面半锥角a摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大，但 过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自 锁的条件是tanaf。一般取a=6°8°。a =6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表 面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在 a =70时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为7°。8.1.2.3 摩擦锥面平均半径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