论文-汽车同步器设计

1、-PAGE . z第一章绪论1.1 选题背景汽车同步器的应用与开展趋势近几年来我国汽车行业开展迅速，产量连年突破新高。汽车工业已成为国民经济的第四大支柱行业，同时我国仅次于美、日、德的汽车第四大生产国。随着汽车产业的开展，对机械换档装置中的重要部件同步器的要求也越来越高。但是，目前国对同步器的研究很少，其生产还处于照抄照搬的模仿阶段，而在普通齿轮变速器中采用同步器，可以保证换档时齿轮啮合不受冲击，消除噪声，延长齿轮寿命，使换档动作方便迅速，有利于提高汽车的动力性和燃油经济性，由此可见同步器的重要。图1.1汽车同步器我国同步器开展的现状由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换档位时啮合存在

2、一个同步问题。两个旋转速度不一样齿轮强行啮合必然会发生冲击碰撞，损坏齿轮。因此，旧式变速器的换档要采用两脚离合的方式，升档在空档位置停留片刻，减档要在空档位置加油门，以减少齿轮的转速差。但这个操作比拟复杂，难以掌握准确。因此设计师创造出同步器，通过同步器使将要啮合的齿轮到达一致的转速而顺利啮合。锁环式同步器的特点、组成与分类同步器有常压式，惯性式和自行增力式等种类。惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈在到达同步之前不可能接触，从而防止了齿间冲击。惯性同步器按构造又分为锁环式和锁销式两种。目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、

3、卡环锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。接合套、锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角锁止角，锁环的锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作了适中选择，锥面摩擦使得待啮合的接合套与接合齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进展啮合。当同步锁环锥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锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于锁环的转速为零，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锁环、接合齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。1.2 本课题的研究工作本文阐述了汽车手动变速器中的

4、关键组成部件同步器的主要设计过程，其中包括该课题的选题背景，具体方案确实定和主要零件的设计计算。本文在查阅大量同步器设计相关资料的根底上，对同步器进展比拟深入的研究和分析，最终得出了具体的方案。本次设计以中国*型货车为模型，参考局部整车数据，通过大量的计算分析，设计出了中间轴式五档手动变速器中的五档同步器。其中同步环的主要参数有同步环锥面上的螺纹槽、锥面半锥角、摩擦锥面平均半径、锥面工作长度、同步环径向厚度、锁止角、同步时间。最后对同步器进展校核，看同步器的性能是否符合技术要求。并且对键和花键进展了计算与校核。第二章方案选择及论证2.1 汽车同步器的构造特点同步器是在接合套换档机构根底上开展起

5、来的，其中除包括接合套、花键毅、对应齿轮上的接合齿圈外，还增设了使接合套与对应接合齿圈的圆周速度迅速到达并保持一致同步的机构，以及阻止二者在到达同步之前接合以防止冲击的机构。目前广泛采用的是惯性式同步器，它是依靠摩擦作用实现同步的。惯性式同步器从构造上保证接合套与待接合的花键齿圈在到达同步之前不可能接触，以防止齿间发生冲击和产生噪声。汽车同步器的零件如图二。1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环同步环5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套图2.1锁环式同步器2.2 同步器的工作原理轿车和轻、中型货车的变速器广泛采用锁环式惯性同步器，其构造和工作原理可以*型汽

6、车五档变速器中的五档同步器为例说明，如图三所示。将花键毅 7 套装到的二轴上后，即用卡环轴向固定。在花键毅两端与齿圈和一样齿圈之间，各有一个青铜制成的锁环也称同步环2 。锁环上有断续的短花键齿圈，花键齿的断面轮廓尺寸与齿圈 1 及花键毅7上的外花键均一样。两个锁环上的花键齿，在对着结合套的一端都有倒角称为锁止角，且与结合套齿端的倒角一样。锁环具有与齿圈1上的锥形摩擦面锥度一样的锥面，锥面上制出螺旋槽，以便两锥面接触后破坏油膜，增加锥面间的摩擦。三个滑5分别嵌合在花键毅的三个轴向槽，并可沿槽轴向滑动。三个定位销4分别插入三个滑块的通孔。在弹簧6的作用下，定位销4压向接合套3，使定位销端部的球面正

7、好嵌在接合套中部的凹槽，起到空挡定位的作用。滑块5的两端伸入锁环2的三个缺口中，锁环的三个凸起部8分别伸入到花键毅7的三个通槽中，只有当凸起部8位于缺口的中央时，接合套与锁环的齿方可接合。设变速器由四档换入五档直接档，锁环式惯性同步器的工作原理如图三所示。接合齿圈 2 、同步环 3 、接合套 4 、定位销 5 、滑块 6 、弹簧 7 、花键毅 8 、锁环凸起部图2.2同步器工作原理当接合套3刚从五档退到空档时，齿圈1和接合套3连同锁环2都在其本身及其所联系的一系列运动件的惯性作用下，继续沿原方向如图中箭头所示旋转。设它们的转速分别为，n1、n2和n3，则此时，n2=n3、n1n3，即n1n2。

8、锁环2在轴向上是自由的，故其锥面与齿圈 1的外锥面并不接触，如图三a所示。假设要挂入六档，可如图三b所示拨叉拨动接合套3，并通过定位销4带动滑块5一起向左移动。档滑块左端面与锁环2的缺口的端面接触时，便推动锁环移向齿圈2，使具有转速差n1n2的两锥面一经接触便产生摩擦作用，齿圈1即通过摩擦作用带动锁环相对于接合套超前转过一个角度，直到锁环的凸起部8与花键毅7通槽的另一侧面接触时，锁环便与接合套同步转动。此时，接合套的齿与锁环的齿较锁环的凸起部8位于花键毅的通槽中央时错开了约半个齿厚花键毅通槽宽度为锁环凸起部8的宽度加上接合套的一个齿厚 A ) ，从而使接合套的齿端倒角与锁环相应的齿端倒角正好抵

9、触而不能进入啮合。显然，此时假设要使接合套的齿圈与锁环的齿圈接合，必须使锁环相对与接合套退后一个角度。由于驾驶员始终对于接合套施加一个轴向力，使接合套齿端倒角压紧锁环齿端倒角，于是在锁环的锁止角斜面上作用有法向压力，可分解为轴向力和切向力。切向力所形成的力矩力图使锁环相对于接合套向后退转，称为拨环力矩。轴向力则使锁环2与齿圈1二者的锥面产生摩擦力矩，使二者转速n2与n1迅速接近，并且实际上可认为n2不变，只是n1趋近于n2。这是因为锁环2连同接合套3 通过花键毅7与整个汽车相联系，转动惯量大，转速下降很慢。而齿圈1仅与离合器从动相联系，转动惯量很小，速度降低较前者快得多。因为齿圈1是减速旋转，

10、根据惯性原理，即产生惯性力矩，其方向与旋转方向一样。此惯性力矩通过摩擦锥面作用到锁环上，阻止锁环相对接合套向后退转。亦即在锁环上作用着两个方向相反的力矩：切向力形成的力图使锁环相对于接合套向后退转的拨环力矩和摩擦锥面上阻止锁环向后退转的惯性力矩。在n1尚未等于n2之前，两个锥面间摩擦力矩的数值与齿圈1的惯性力矩相等。如果拨环力矩大于惯性力矩，则锁环2即可相对于接合套向后退转一个角度，以便二者进入接合；假设拨环力矩大于惯性力矩，则二者不可能进入接合。在设计同步器时，适当地选择锁止角和摩擦锥面的锥角，可以保证在到达同步之前，齿圈1施加在锁环2上的惯性力矩总是大于切向力形成的拨环力矩，因而，不管驾驶

11、员通过操纵机构加在接合套上的轴向推力有多大，接合套齿端与锁环齿端总是相互抵触而不能接合。只要驾驶员继续加力在接合套上，摩擦作用就迅速使齿圈1的转速降到与锁环2转速一样，后二者保持同步旋转，即齿圈1相对于锁环的转速和角速度均为零，于是惯性力矩便消失了。但由于轴向力的作用，两个摩擦锥面还是严密接合着的，因而此时拨环力矩便使锁环连同齿圈1及与之相连的所有零件一起相对于接合套向后退转一个角度，使锁环凸起部8又移到花键毅7的通槽中央，两个花键齿圈不再抵触，此时接合套压下定位销6继续左移，而与锁环的花键齿圈进入接合，锁环的锁止作用即行消失。接合套与锁环接合以后，轴向力不再存在，锥面间的摩擦力矩也就消失。如

12、果此时接合套与花键齿圈1的花键齿发生抵触，如图三c所示，则与上述相似，作用在齿圈1花键齿斜面上的分向力使齿圈1及其相连零件相对与锁环及接合套转过一个角度，使接合套与齿圈1进入接合，而最后完成了换入六档的全过程，如图三d所示。以上介绍的从低速档换到高速档的情况，反之亦然，从高速档换到低速档的工作原理根本一样，只不过是接合齿圈的速度提升到与接合套和锁环速度一样。考虑到构造布置上的合理性、紧凑性及锥面间产生的摩擦力矩等因素，所含是惯性同步器多用于轿车和轻型货车上。近年来，中型货车变速器的中、高速档中也开场采用这种同步器。第三章同步器设计的主要计算3.1 同步器理论设计计算：3.1.1转动惯量的计算：

13、换档过程中依靠同步器改变转速的零部件包括：离合器从动片、一轴、中间轴、与中间轴齿轮相啮合的主轴上的常啮齿轮。统称为同步过程的输入端。见同步系统简图而输入端的转动惯量Jc的计算步骤是:首先计算上述相关零部件的转动惯量，而后按不同的档位转换到被同步的档位齿轮上去。园柱体盘式零件的转动惯量计算公式为;实心J=QD2/8g=/32gD4L=1.921kgm空心J=QD2-d2/8g=/32gD2+d2D2-d2=0.2935kgm式中：Q零件重量1000克D零件外径95厘米d零件径82厘米g重力加速度980厘米/秒2材料比重钢：7.85克/厘米3L零件厚度30厘米转动惯量的转换：根本公式为J换=Ji=

14、J主动齿轮齿数/从动齿轮齿数=1.921*1.51=2.901 kgm各档的总转动惯量J，需要将各相应零件的转动惯量转到被同步的零件上。J=J+ J换=1.921+2.901=4.822kgm3.1.2角速度差的计算：在理论设计计算中，一般是按角速度差的最大值计算。所以只有假设在两个角速度中有一个是相当为发动机最大功率时的转速的值，才是同步过程中的最大角速度差。a.四档换五档：此时汽车处于加速过程，可以假定与整车相连的输出端二轴及同步器齿套换档时转速不变，仍为换档前的低档转速。而输入端被同步齿轮的转速则高于输出端转速。输入端需要减速才能同步。只有假定换档前输入端的转速是相应于发动机最大功率的转

15、速nN=99kw,才能得到角速度差的最大值ma*。所以：出=2nN/60/i4=2*3.14*99/60/1.51=6.8623rad/s入=2nN/60/i5=2*3.14*99/60/1.0=10.326rad/sma*=入-出= 2nN/601/i高-1/i低=3.4997rad/sb五档换四档：此时汽车处于减速过程，亦可以假定与整车相连的输出端二轴及同步器齿套换档时转速不变，仍为换档前的高档转速。而输入端被同步齿轮的转速则低于输出端转速。输入端需要加速才能同步。只有假定换档前输入端的转速是相应于发动机最大功率的转速nN，才能得到角速度差的最大值ma*。所以：出=6.8623rad/s

16、发动机在换档前的角速度发为：发=出i高=6.8623*1.0=r6.8623ad/s输入端被同步齿轮换档前的角速度为：入= 发/i低= 6.8623/1.51=4.5446rad/sma*=出-入= 6.8623-4.5446=2.3177rad/s3.2 锁环式同步器的构造参数、尺寸设计计算：根据同步器计算根本方程式5：PR锥/Sin= Jc/ t按条件：同步器输入端转动惯量Jc、角速度均可计算出，根据式5，即可计算出所需的同步摩擦力矩Mf值。根据式4：Mf = PR锥 / Sin其中：换档力P 为了换档轻便，力P应有所控制。按汽车行业标准QC/T 290631992中的有关规定：轻型车中型

17、车重型车400N最大 500N最大 620N最大因此本次设计取中型车620N。同步锥面摩擦系数：在同步器设计计算时一般可取= 0.1同步锥角：同步摩擦力矩Mf可随着角减小而增大，但角的极限取决于锥面角防止自锁的条件，即：tg见后说明根据式4：可得R锥 = Mfsin/P7同步环构造参数及尺寸确实定：图3.1图3.1 D分度圆直径同步环大端直径同步环锥面角 B同步环锥面宽由上式可推算出：= 2R锥 + Btg8考虑到同步环本身的强度和刚性，根据统计数据和经历，设计时可按下式初步确定同步环接合齿分度圆直径：D = /0.80.85 9考虑到同步环的散热和耐磨损，提供足够大的锥面面积。设计时推荐按下

18、述经历公式确定同步锥面宽B：B = 0.250.40R锥10在初步确定分度圆直径D后，即可按表1选取相近的渐开线花键参数：模数m 、齿数Z如图3.2。图3.23.3 锁环式同步器的根本尺寸：1锥面角：由式4可知，越小则摩擦力矩Mf越大。但小到一定程度时，将发生两个摩擦锥面抱死分不开的现象。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，防止自锁的条件是tan。一般=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的外表粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；图3.3在两锥面到达同步以后，这时换档力P还在作用着，则：P = Nsin+sNcos式中：s 两锥面间的静摩擦系数当完成同步换档且

19、换档力P=0 时，同步环锥面应脱离同步锥体外锥面，此时摩擦力sN的方向就反过来了。它有阻止同步环脱开，或是说有使两锥面之间互相抱死的趋势。只有在保证以下条件时，才能防止两锥面间发生抱死分不开的现象。即 NsinsNcostgs11由于摩擦系数s在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角一般可取6730.对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取8或830。本次设计中采用的锥角均为取8。2同步环的几个构造尺寸：a.摩擦锥面的平均半径R锥，R锥设计得越大，则摩擦力矩越大。R锥往往受构造限制，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

20、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60mm。同步锥环的径向厚度W，与摩擦锥面平均半径一样，同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，应选用锻件或精细锻造工艺加工制成，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围，而耐磨性和强度有显著提高。也有的

21、同步环是在铜环基体的锥空外表喷上厚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。R锥和W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件构造及空间尺寸的限制。设计时应在许可围，R锥和W都应该越大越好。R锥越大则同步摩擦力矩Mf也就越大。而W大小则与同步锥环的强度和刚性有关。W越大则锥环的强度就越大而且不容易变形，保证锥环在长期工作中不易损坏。c.同步锥环的工作面宽度B：在选择B时，应考虑：B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但B的大小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。一般在设

22、计时， R锥越大则B也要相应选择大一些。有些资料推荐的一个经历公式可做参考： B0.250.40R锥，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本钱取一样的b取5mm。d.同步锥环锥面上的螺纹线：螺纹顶宽：在锥面上加工螺纹线的目的是为了能把锥面间已有的齿轮润滑油油膜很快的切割破坏并刮走。油膜破坏得越快，摩擦力提高的也越快。螺纹顶宽设计得越窄，则切割刮走油膜越快。但螺纹顶宽过尖，则接触面上的压强大磨损也大。一般推荐螺纹顶宽为0.0250.10。另一方面要求螺顶的外表粗糙度要好，且不允许留有切削刀痕

23、。所以螺顶外表增加最后一道研磨工序是十分必要的。因此本次设计螺纹顶宽取0.04mm。螺距及螺纹角：螺距的大小要保证螺纹之间的间隙足以容纳被挤出来的油量。但螺距也不能过大，否则锥面的接触面积要变小，磨损会变大。一般螺距推荐取0.60.75。螺纹角一般取60，螺纹深可取0.250.40。因此本次设计采取螺距0.65mm，螺纹角60，螺纹深度采取0.35mm。轴向排油槽：在螺纹线上开轴向油槽的主要目的是尽快地把油排掉，以尽快地提高摩擦力。一般油槽槽宽可取为3mm，槽深要稍大于螺纹底径。油槽数按R锥的大小可选取69个。为减小应力集中，油槽底的圆角半径应尽量取得大一些。如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则

24、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5-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图3.4则适用于重型汽车。因此本次设计轴向泄油槽为8个，槽宽3mm。图3.4同步锥环锁止角锁：在锁环式同步器中设置锁止角的目的有二：一是通过锁止角斜面将换档力传至同步锥面上。二是通过锁止角斜面换档力将分解一切向分力，从而产生一拔环力矩。锁止角锁选取的正确，可以保证只有在换档的两

25、个局部之间角速度差到达零值才能进展换档。影响锁止角锁选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。此力矩将会使同步锥环转动一角度而脱离齿套齿端的斜面。使齿套可继续前移与齿轮结合齿圈啮合完成挂档。但从设计上要保证，同步摩擦力矩Mf始终应大于此拨环力矩。只有当两啮合件到达同步，Mf等于0时，拨环力矩才可将同步锥环转动一角度，使齿套前移完成同步啮合挂档。图3.5为锁环式同步器同步过程的受力分析。由图3.5可知：T = NcosN = P/sin T = P/tgMo = Tr锁 = Pr锁/ tg12式中： P换档力N作用在锁止斜面上的正压力T作用在锁止斜面上的切向分力

26、锁止角r锁锁止斜面的作用半径分度圆半径Mo作用在锁止斜面上的拨环力矩为防止不同步啮合：同步摩擦力矩MfMo由式4、12：PR锥/sinPr锁/ tg整理后：tgr锁/ R锥sin/13在锁环式同步器设计时锁止角选取为：= 52 60假设考虑到锁止斜面间的摩擦力，则由图12：切向力T= Ncos- NBsin轴向力P= Nsin+ NBcos将T、P代入Mf及Mo计算式并整理后得：tgr锁sin-BR锥/R锥-Br锁sin式中：B 锁止斜面间的摩擦系数综上所上述：锁止角选取大些，可以防止发生不同步啮合的不正常现象。但角过大时，拨环力矩将过小，将影响顺利啮合。因此本次设计锁止角锁取60一般在锁环式

27、同步器设计时，同步器齿套、同步锥环及结合齿圈的锁止角选取同一值。但近来这一设计原则有所改变，即结合齿圈的锁止角应比齿套的小12，而结合齿圈的锁止角则取得更小。前者是为了防止角的棱边首先接触易划伤锁止面。见图3.6后者则是为了顺利啮合。图3.6锁止面的平均半径R锁和同步环滑块槽口宽度H：锁止面的平均半径R锁=75mm，可以参照上述式4的计算结果而定。同步锥环齿的锁止面和同步器齿套齿的锁止面贴靠情况，对顺利地同步换档有很大影响。而同步锥环一端的滑块缺口能允许同步锥环产生转角的大小，则起着十分重要的作用。在设计上应予以控制，该转角过大或过小都会使两锁止面接触位置不良。图3.7 b、c在锁止位置时，两

28、个锁止面彼此之间贴靠的位置要最为有利。图3.7 a如果锁止面之间贴靠的位置不当，会导致同步锥环锁止齿的过早损坏或换档困难。同步锥环产生的转角大小是和同步锥环一端的滑块缺口宽度H和滑块本身的宽度h有关。图3.7一般推荐：H-h 0.5锁止齿周节锁环式同步器主要零件适用的原材料及热处理要求：见有关行业标准和企业标准。6同步时间t同步器工作时，要连接的两个局部到达同步的时间越短越好 EQ 。除去同步器的构造尺寸，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

29、用到手柄上的力也不一样。由于五档是直接档 ，因此，t5=1s。根据公式tE=Jcr-1/Ms-Mv*Jc/Jv+McMc=Pld1/2sin式中l-变速杆的杠杆比，Mf = PR锥 / Sin，PR锥/Sin= Jc/ t由上述可知i4=1.51，=8，dl=60mm,ds=75mm,=60,螺纹宽度s=0.04mm,中间轴与第一周的传动比i*m=1.38，取0.1代入公式得t= 0.49s，而同步时间t的取值围是0.30.8s因此本次设计同步时间符合技术要求。3.4 锁环式同步器构造设计的其它相关问题：1锁环式同步器的各个零件装配成套后，零件彼此之间的装配间隙正确与否，对同步器能否正确工作十

30、分有关。正确的设计应该是同步器齿套端面间隙大于滑块端面间隙，即21见图3.8图3.8否则会出现摩擦锥面尚未接触，还没有产生使同步锥环相对齿套转动一角度并形成锁止位置的摩擦力矩时，齿套就可能通过同步锥环。导致不同步啮合及换档冲击。一般设计时可取：1= 0.51.0 mm2-1= 0.200.30 mm2)考虑到同步锥环锥面的磨损，同步锥环齿的端面与结合齿圈端面之间应保有一定的间隙3见图3.8。使同步锥环锥面的磨损在一定程度不影响正常的同步作用和拨环效果。3也称为磨损裕量，通常可取：3= 1.41.8 mm3)应该使同步锥体的锥面宽度B1大于同步锥环锥面宽度B2，从而可防止在使用中同步锥环的锥面会

31、磨出台阶，使同步锥面接触不良，导致不同步啮合。见图3.9图3.94同步器输入端的初角速度与输出端的初角速度的比值一般应控制在1.8以。否则因所需的同步器容量大，同步器设计难度大，不易满足要求。第四章键与花键的设计与强度计算4.1 半圆键的设计本设计的中间轴与轴齿轮的连接采用半圆键连接，用半圆键有如下优点：键和键槽制造简单，拆装方便。键的材料考虑到变速器中传递扭矩较大，因此选与轴一样的材料来制造花键，查机械设计手册20GrMnTi的B =1080MPa， =835MPa计算lim =1.6*0.41B =708.48MPalim =1.4*0.3*1080=453.5MPa=lim /1.7=4

32、16.5MPa=lim /1.7=266.8MPa键型号选择根据各段轴颈的不同，选择键的型号如下：啮合齿轮：键 8*32四档：键 8*38三档：键 10*38二档：键 10*45强度校核挤压强度校核：=2T/hld =2T/dbl其中，T=Tema*，b:键宽 h=h/2 l:接触角长度中间轴上键传递扭矩一样，且随轴径增大，键的尺寸增大，因此只需校核轴径最小处。=4*360*10*42/13*3.14*44*18=187.1MPa=2*360*10*42/44*8*31.4=152MPa经计算强度足够4.2 花键的设计计算在本设计里，变速器二轴上的花键均为矩形花键，这是因为矩形花键定心精度高，

33、应力集中较小，承载能力大的优点。花键的选择1倒档花键;8-60*52*102二、三档花键：10-92*82*103四、五档花键：10-35*28*4各花键强度校核对于实际采用的材料组合和标准尺寸来说，花键齿面的压馈或磨损是主要的损坏形式，因此，一般只作连接的挤压强度或耐磨性计算，计算公式如下:=2T / K Z h l d其中，Z-齿数 K-载荷不均系数，取2.08h-齿面工作高度 l-齿的接触强度1一档花键强度计算 =2*360*10*8.02/0.8*10*35*56*5=73.65MPa2二、三档花键强度计算=2*360*4.159*10/10*5*23*87=29.9MPa3四、五档花

34、键强度计算=2*360*1.51*10/10*3.5*28*31.5=35.1MPa经计算各花键的强度足够。第五章设计总结本次设计是对我大学四年所学知识的总结，也是对我能否灵活运用所学知识能力的检验。通过本次设计，使我掌握了解决问题的根本方法，对以后工作期很大的指导作用。同时，通过本次设计，使自己对以前所学知识得到了进一步的稳固，也看到了自己的缺乏环节，这需要自己以后进一步学习来弥补。在设计过程中，得到了指导教师龚堰珏教师及其他教师的悉心指导，在此向他们表示衷心的感。由于自己水平有限，经历缺乏，设计中的错误一定很多，敬请各位老批评指导。完毕语经过四年在大学的学习和生活，我不但学习各方面的知识，

35、而且积累了很多参与实践的经历，这为我进展这次毕业设计打下了良好的根底，虽然我懂得并不多，在指导教师和同学们的帮助下我看是一步一步地走上正轨，努力完成毕业设计。一进入这个学期我们就开场了毕业实习，主要是为毕业设计做准备。我设计的课题是*五档变速器同步器的设计，在指导教师的细心指导下，我初步了解了该课题设计思路，根本构造和传动原理，由于我缺乏理论和技术上的常识，所以单独完成任务困难很大，但这也是毕业设计对我们的考验，对我们能力的进一步升华。可是当真正开场设计时因为我经历缺乏，遇事不知道该从何处落手，于是我们小组的成员齐心协力，频频出入图书馆，查阅资料，向有指导教师请教，并随时记下所见所想,遇到不理

36、解的地方再向指导教师请教。我们不断的重复这个过程，致使我们对课题有了初步的设计方案。接下来我们开场手工绘制草图，核实尺寸，定制材料，然后经指导教师初步审核。接下来我们终于开场了真正出成果的局部-绘制装配图、零件图和书写设计说明书。这些工作可以说是繁琐和劳累的。每天我都要在计算机前呆上好几个小时，一图纸常常要修改好几遍，许多细微的地方都不能粗心，例如图层、线型、尺寸线、标注等等都马虎不得，有时确定不了正确率就要查阅好多资料。尤其是这种机械的传统设计，我们更应该一步一步按要求进展设计，对关键的零件给予校核，有时一幅图纸要与指导教师研究修改好屡次，目的就是尽量使设计构造更趋于合理和完善。现在我的设计

37、终于完成了，我心里有说不出的喜悦，有一种成就感。付出了自己辛勤的汗水，通过自己和同学们一起辛勤的劳动而完成了毕业设计，对我以后工作有很大的帮助，不但为我以后的工作积累了一些经历，更为日后的能更好的团结合作起到不可替代的作用。当然，希望我的毕业设计能得到教师们的认可，由于我的经历缺乏，设计一定会有很多错误，请教师多多批评指正。致 在整个毕业设计期间，我们的指导教师龚堰珏教师对我给予了极大支持和帮助，在这里要对龚教师表示衷心的感。还有与我同组的旭，王方明及宿舍成员，都给予我很大的帮助，在此也对他们的帮助与支持表示诚挚的意。另外，我还要感与我同在一起生活学习了四年的同学们。尽管我们每个人做的都不是同

38、一个题目，但平时我们一起讨论，互相帮助，共同解决了许多遇到的难题。我要对他们的热心帮助与关心表示深深的意。参考文献：汽车设计 王望予主编 M 机械工业汽车构造 大学汽车工程系主编 M 人民交通汽车设计丛书 高维山主编 M 清华大学汽车工程系机械设计手册 成大先主编 M化学工业附录1：原文：Concepts for mercial vehicle Drive TrainsInfluence of Transmission on Consumption,Noise Level and fortAbstractThe transmission has a considerable influence

39、 on fuel consumption noise level and fort with in the vehicle d rive train. The selected e*amples taken from the ZF product rang show several transmission types in typical vehicle applications. The power weight ratio of current transmissions was considerably improved in all area s in parison with pr

40、evious versions. Improvements concerning noise levels and demands for higher fort have bee even more important. The fore fully automatic transmissions will achieve a larger share of the market. In the future, alternative drive train concepts such as electric wheel drives used in city buses will enha

41、nce the drive train product range.Key words: mercial vehicleTransmissionFuel consumptionNoise levelfortIntroductionFour important aspects will determine mercial vehicles of the future:Legislation (e*haust gasese /noise/ accidentPrevention )Different customer requirements (numberOf variants )Globaliz

42、ation of production and salesTechnologies, inparticular transmission technologyIn addition to the key engine developments with the object ive of satisfying the e*haust gas standards defined in EU Euro and EU Euro IV, the optmium configuration of the drive train is of Diesel engines remain predom ina

43、ntWider consumption characteristics curvesTorque levels of up to 3000Nm in the futurefort requirements as in passenger carReduction and harmonization of shift forcesIncreased: automatic transmissions with optimum adaption to the bust on engineM inmi ization of fuel consumption,emissionsReductionin n

44、umber of gears from 16 to 12 or lessElectrical drive technology in city busesA lternatives to mechanical drive trainHybrid concepts, battery run busesFuel cell vehicles at test stageends in mercial engines decisive importance here.The following trend sare therefore indicating the future for new merc

45、ial vehcle developments on the drive train:Individualisation with full utilization of the modular systemEconomic viability through use of light const ruct ion, drive train optimization and improved efficiency as well as reduction in maintenance costsEnvironmental patibility through use of conservati

46、on of resources and e*tensive recycling options for all materials usedElectrical and electronic units used more in all drive train areasSafety optmiization measures through the use of system solutions incorporating all key active elements such as AB S,ESP and total drive train feedback cont rol and

47、brakem anagem en t,includ ing the use of retarders.Several e*amples will now be used to demonstrate the transmissions influence on co st savings, fuel consumpt ion, noise levels and fort with in the overall drive train.This will then be supplem ented by aprediction of future developm ents for the dr

48、ive train.Drive train conf igurationThe basic version of a mercit ra in w ith d iesel engine (with directfuel in jection), multigeared transmission and single or double ratio drive a*les has not changed in the past few decades.As far as the engine is concerned, the dieselengine will remain the main

49、source of drive in the foreseeable future due to its many advan tages (including: good use of primary energy, high power weigh tratio for the engine and fuelac cumulator, high level of reliability).A n e*tension of the fuel consumption characteristics curves goes hand in hand with a far reaching inc

50、rease in the ma* imumeng inetorque.The main operating range of the engines used for heavy duty trucks is currently at to rque levels of 1500-2000 Nm, it is how ever e*pected that engines will have to rque levels of 3000 Nm in the foreseeable future(F ig.1).The mim inization of fuel consumption and a

51、 reduction of emissions will represen t a key task in engine developm entin the near future.Sign if icance of the transmissionIn addition to the developments indicated with regard to the engine, the transmission must however beviewed as the second, essential element of the drive t rain.A harm on iou

52、sbeing, which can handle all drive situations,can only be created through interact ion of these two units.The transmission must satisfy the following requirements if it is to be an adequate partner for the engine:simple operationfew lossespact dimensionslow weighthigh levels of reliabilityservice li

53、felow costsThe transmissions have a sign ificant influence on the vehicle characteristics.One glance at F ig.2 indicates the great number of requirem entsplaced on the transmissioin.If you look at the different a ssessment criteria for road vehicles, it beesclear that all systems produced, including

54、 thealvehicle drivehe drive train is of transmission a recertainly always depicted with a weighted optimization because some criteria require conflicting solutions.In parison to passenger cars, the absolute priority for mercial vehicles is to earn money.A s a very general rule, you can say tha t the

55、 requirements of modern vehicles are increasing and that fort requirements are directing them selves more and more towards the standards usually applied in cars.mercial vehicles have very different tasks and areas of application (F ig.3).When considering buses, city and line buses should be mentione

56、d on the one hand as should (long-distance) coaches on the other hand.The area of application for trucks e*tends from the light-duty class (local delivery trucks) through medium-duty classes to heavy-duty long-distance haulage trucks.Const ructioinsite and special vehicles or even municipal vehicles

57、 can also be added to this list.When all these types of application are bined with the engine rating installed and the special customer requests, they characterize the requirements placed on the tranSmission.Anumber of tranSmission variants are currently available for road vehicles.According to Fig.

58、4, aninitial dist inction can be made between multiratio transmissions and continuously variable transmissions.When dealing with multiratio transmissions, one should consider the group of manually shifted transm issions with constantmesh, synchromesh or servo shift system as well as the group of aut

59、omatic transmissions, where a dist inction is made between powershift automatic units and automated shift units.The continuously variable transmissions e*tend from mechanically continuously variable transmissions (chain/belt and /orto raidal transmissions) through hydrostatic units to electrical dri

60、ve trains with various characteristics.A n additional dist inction can be made with mutli-ratio transmissions as to the type of shift system, where gear shifts are either undertaken with or w ithout an interruption to traction.All continuously variable transmissions have one mon feature: the ratio c