【轻型客车6档手动变速器设计11000字】

轻型客车6档手动变速器设计目录TOC\o"1-3"\h\u27558第1章机械式手动变速器的论述 1214221.1变速器的功用 164601.2变速器结构方案的确定 1218411.2.1变速器传动机构的型式选择 1106921.2.2布置方案 2177961.3零、部件结构的方案分析 3198231.3.1齿轮型式 3288911.3.2换挡结构形式 3120291.3.3防止脱档装置方案 411668第2章变速器主要参数的选择与主要零件的设计 5123632.1变速器主要参数的选择 5287662.1.1轮胎半径的选取 5195652.1.2主减速比的确定 5175642.1.3速比的确定 6213552.1.4中心距 7111632.2外形尺寸 854062.3齿轮参数 8170392.3.1模数 8316802.3.2初选压力角 9197922.3.3初选螺旋角 9235932.3.4确定各档的齿宽b 9297442.3.5确定一档齿轮齿数 10125012.3.6确定常啮合传动齿轮副的齿数 11136712.3.7确定其他各档齿数 11240942.3.8确定倒挡齿轮 12201922.4齿轮变位系数 13208232.4.1一挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 13193102.4.2二挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 1465662.4.3三挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 15303882.4.4四挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 15206922.4.5五挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 16218312.4.6倒挡齿轮变位系数和螺旋角的修正 167015第3章变速器齿轮的强度计算与材料的选择 18273393.1材料的选择 187073.2齿轮的损坏形式 1897613.3齿轮的强度计算 18166803.3.1齿轮弯曲强度计算 18194233.3.2齿轮接触应力的强度计算 225829第4章轴的设计与计算 27147594.1初选轴的直径 27143904.2轴的刚度验算 28289534.3轴的强度验算 3410794第5章同步器的设计 3939585.1锁环式同步器结构 39151105.2同步器主要尺寸的确定 40161705.2.1接近尺寸b 4047915.2.2分度尺寸a 40232535.2.3滑块端系ｇ 4021019第6章变速器操纵机构 4130103结论 4223200参考文献 44第1章机械式手动变速器的论述1.1变速器的功用变速器目的是用于改变从发动机传递到驱动轮的速度和扭矩。目的是实现不同操作条件的变化，例如直接启动，转弯，爬升和加速。该车可以同时实现不同的速度和牵引力。让发动机在最佳工作范围控制区域内运行。变速箱设置倒车档，可以使汽车倒车行驶。1.2变速器结构方案的确定1.2.1变速器传动机构的型式选择机械传动具有传动效率高，结构简单，运行可靠，生产成本低的优点，因此广泛用于各种车辆。在设计时，请根据齿轮箱的齿轮箱参数选择齿轮数，中心距，传动比，齿轮弯曲强度等，都会直接影响到车辆的动力性和燃油经济性。近年来，为了减少燃料消耗，变速箱逐渐增加了齿轮的数量。重量为2.0-3.5吨的卡车通常使用五速变速箱，重量为4.0-8.0吨的卡车通常为托运货物，商用车使用四到五个车档或更多车档，重型卡车和越野车使用六到十六档位的变速箱。本设计采用中间轴式手动变速器，传动轴主要用于发动机前置后驱的车辆，或发动机后置后驱的乘用车。变速箱第一轴的前部通过轴承支撑发动机飞轮。第一轴上的花键用于安装从动盘，第二轴的末端通过花键连接到万向节。六速变速箱的独特之处在于，变速箱第一轴的后端与驱动齿轮结合在一起。支撑在第一轴的末端。此外，两个轴保持在同一直线上，并且在将联轴器套筒连接在一起后，即可立即获得直齿轮。直齿轮变速箱中的轴承和齿轮不能过载。目前，齿轮的传动效率已达到最高水平，可以达到90％以上，而且噪音低，油耗低，轴承和齿轮的磨损也得到降低。变速箱的直齿轮效率高于其他齿轮，因此可以提高变速箱的使用寿命。当齿轮档工作时，变速箱动力通过第一轴，第二轴和中间轴传递，因此当变速箱的中间轴和第二轴之间的中心距离不是很远时。齿轮仍具有较大的齿轮比。除了直齿轮运行时，其他齿轮运行时，传动轴的传动效率会略有降低。本设计采用图1.1（b）的布置方案。图1.1中间轴式六档手动变速器传动方案1.2.2布置方案如图1.2展示了较为常用的倒档总图。其中图1.2b布置方案的优点是:换挡时可以利用中间轴上的一档齿轮，故可以减小中间轴长度，图1.2c方案可以实现比较大的传动比，但也有其缺点，图1.2f方案可以适用于全部齿轮均为常啮合齿轮，换挡简单轻便。根据本设计要求，采用1.2f的布置方案较为合适，故采用1.2f的倒挡布置方案。变速箱的第一档或倒档传动比很大，在运行过程中，变速箱的功率也很大，并引起齿轮轴更大的偏转和旋转，从而降低了齿轮的工作条件，最后表明齿轮它的磨损更快，并且在两轴齿轮或上轴齿轮中表现都更好。第一齿轮和倒档齿轮应更靠近轴支撑对齐，以替换上述不利条件，然后按顺序排列齿轮。从低档到高档虽然轴足够坚固但是组装起来很容易。图1.2手动变速器倒档传动方案1.3零部件结构的方案分析1.3.1齿轮型式相比与直齿圆柱齿轮，斜齿圆柱齿轮拥有相当好的优势，其中包括运行时噪音小，使用寿命长，齿轮强度比直齿轮好。但也存在有缺点，就是在汽车行驶过程中产生轴向力，并且生产设计相对复杂。所以，直齿轮仅适用于低档和倒档。根据本设计要求，确定一档和倒挡使用直齿轮。三档、四挡、五档、六档位使用斜齿轮的方案。1.3.2换挡结构形式换挡机构存在以下几种形式：同步器，啮合套和直齿滑动齿轮。直齿滑动齿轮的结构特点是结构简单紧凑。但是由于各档齿轮都存在不同的角速度，对产生齿轮冲击，在换档过程中会严重影响齿顶表面，导致早期的齿轮损坏，使齿轮容易掉落并发出声音。除了一档和倒档，很少使用。使用变速同步器可以确保在变速过程中迅速、没有冲击力、无噪音干扰，从而可以充分利用变速动力。可以提高汽车的加速度，车辆的经济性和行驶的安全性。但是，缺点是结构复杂，制造精度高，如今，同步器已广泛用于各种变速器。所以，本设计采用同步器的换挡结构形式。其结构形式可见下图1.3图1.3锁环式同步器l、4-同步环；2-同步器齿鼓；3-接合套；5-弹簧；6—滑块；7-止动球；8-卡环；9—输出轴；10、11-齿轮1.3.3防止脱档装置方案变速器中最重要的故障之一就是自动脱档。由于结合齿的磨损，变速箱轴的硬度不足和振动，这将导致自动换档。为了解决这个问题，必须在结构中实现以下方案：更换结合齿的相应位置，使结合齿的端部在接触时超出齿约1-3毫米，在离合器齿的末端形成凸肩，以防止离合器结合齿自动脱离齿轮。将各结合齿的工作表面加工成斜面，以形成倒锥角。（通常为2°〜3°），以使参与的结合齿表面产生轴向力，从而阻止自动脱档。目前是最为有效的防止脱档方案，应用较为广泛。因此，本设计采用这种防止自动脱档装置。第2章变速器主要参数的选择与主要零件的设计2.1变速器主要参数的选择2.1.1轮胎半径的选取本设计采用轮胎型号为205/55R17；其中：205：横截面宽度为205mm，55：高宽比为55%，R：子午线轮胎结构；17：轮辋直径17英寸，一英尺等于25.4mm；轮胎滚动半径的计算公式为：2.1.2主减速比的确定根据主减速器传动比的公式：（2-1）式中：——最高车速，；——功率最高时所对应的转速，；——六档传动比；——驱动轮滚动半径；——主减速器传动比；可以得出：（2-2）带入相关数据：=6000r/min;=0.33m;=130Km/h，=1；2.1.3速比的确定确定一档速比，为了使汽车在行驶过程中具有最大的倾斜能力，必须将驱动轮粘附在路面上。根据设计任务书要求的最大爬坡度，最大驱动力应克服在最大坡度上行驶时胎面与路面之间的爬坡阻力和滚动阻力。由于爬坡时汽车的速度较低，因此可以忽略空气阻力。（2-3）式中：——最大驱动力，N；——滚动阻力，N；——坡度阻力，N；或：（2-4）可以得出：（2-5）式中：——发动机最大扭矩，；——一档传动比；——主减速器传动比；——汽车发动机总效率；——汽车总重力；——道路最大阻力系数；——驱动轮的滚动半径；——道路最大爬坡角度16.7°；根据已知条件：道路最大阻力系数为，汽车总重力23500N；；根据公式（2-5），可得根据驱动轮与地面的附着条件：（2-6）带入数据，求得，综上所述，一档传动比取值范围为，取=6.7一些档位较多的货车变速器，可以按照等比级数分配。所以认为，一般汽车各档传动比大致可按照以下关系表示：（2-7）其中，q为常数，为各档之间的公比，所以，各档传动比可按此求。（2-8）经计算，得，据此可计算各档传动比，见下表2.1表2.1各档传动比一档二挡三挡四挡五档六档6.74.53.12.11.412.1.4中心距对于传动轴传动，上轴与第二轴之间的距离称为传动中心距离A；它是一个基本参数，其大小会影响变速器的体积和质量。中心距离越小，齿轮的接触压力越大，齿轮的寿命越短。选择中心距A时，可以使用以下经验公式：A=（2-9）在公式中，汽车的中心距系数=8.9〜9.3；商用车=8.6〜9.6；对于多档变速器=9.5〜11；其中，取=9.5，带入数据按照变速器设计的基本参数，确定中心距A=89mm。2.2外形尺寸齿轮箱的横向尺寸，可以根据齿轮的直径以及后中间齿轮和齿轮机构的布置预先确定。商用车变速器壳体的尺寸可根据下列数据选用。四档(2.2~2.7)A五档(2.7~3.0)A六档(3.0~3.5)A本次设计采用六档手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是389mm=267mm，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。2.3齿轮参数2.3.1模数模数是一个重要指标，选取它会产生很多影响因素，比如有，齿轮强度、质量、工艺要求等。选取要求的原则是，在相同的中心距处，选择较小的模块可以增加齿宽并增加齿轮数量。齿轮的重合度增加，并且变速器的噪音可以降低。根据传输模块区域，请参阅表2.2。表2.2汽车变速器常用齿轮模数第一系11.251.522.5第二系1.752.252.75按照模数的取值范围，总重为1.8-14.0吨的汽车和卡车为2.0〜3.5，总重超过14.0吨的卡车为3.5〜4.0，如果选择较小的模块值，则可以增加齿数。便于换挡。根据本设计要求，选用模数为3.0。2.3.2初选压力角较小的压力角重合度较大，因此可以增加齿轮啮合齿的平稳性，有利于降低噪音的影响，较大的压力角可以提升齿轮的弯曲疲劳强度和齿面的接触疲劳强度。从理论上讲，为增加乘用车的重合程度和降低噪音，一般商用车应选择14.5°，15°，16°和16.5°等压力角，以增加齿轮负载能力。根据国家标准的要求，标准压力角为20°，因此变速箱齿轮通常使用20°的压力角，同步器或啮合套通常使用30°的压力角。据此，本设计采用齿轮压力角为20°。2.3.3初选螺旋角斜齿轮广泛用于汽车变速器，通常用于斜齿轮，这会影响刚性，轴向力和齿轮的运行噪音。试验证明，随着螺旋角的增大，齿轮的强度也会增加，当螺旋角度大于30°时，它的抗弯曲强度就会降低，所以，从改善齿轮的弯曲疲劳强度的观点来看，较大的螺旋角是不合适的。设计时为了使中间轴的两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足以下条件：（2-10）式中：和为齿轮1、2的节圆半径；、为中间轴的工作齿轮的螺旋角；根据斜齿轮螺旋角锁提供的范围，可选择：乘用车变速器：中间轴式变速器螺旋角度为：22°〜34°；两轴式变速器螺旋角度为：20°〜25°；货车变速器螺旋角度为：18°〜26°；根据本设计要求选用螺旋角度为：23°。2.3.4确定各档的齿宽b由于应降低齿轮质量和齿轮轴向尺寸，因此应选择较小的齿宽。另外，较小的齿宽确保斜齿轮传动更平稳。如果您选择较宽的齿宽，则轴将变形，导致齿轮倾斜。结果，齿轮箱的承载能力降低。根据模块选择合适的齿宽：直齿：，为齿宽系数，选取4.5-8.0。斜齿：，选取6.0-8.5。根据计算分析，一档和倒挡采用直齿，选取Kc为8.0。其余档位选择斜齿，Kc选择8.5，经计算，各档齿宽见下表2.3档位六档五档四挡三挡二挡一档倒挡档位齿宽25.525.525.525.525.52424表2.3各档齿轮宽度（mm）2.3.5确定一档齿轮齿数在选取合适的中心距、压力角、模数、螺旋角、齿宽、速比和传动方案后，据此可确定各档位的齿轮数目。根据一档传动比确定一档齿轮齿数一档传动比为：（2-8）式中：为一档变速器传动比，为常啮合齿轮；为第二轴一档齿轮，为中间轴一档齿轮；若，齿数可以确定，则的传动比也可以求出来，为了求得，，可以先把齿数和求出来。斜齿：（2-9）直齿：（2-10）经带入A=89mm，m=3，故斜齿=24.2。直齿=59。计算后，将取为整数，并将齿数分别分配给大齿轮和小齿轮。在选用齿轮齿数时，要求对轴的尺寸和齿数都要考虑到位，所以齿轮齿数不宜过多。在选用齿数时，必须考虑到轴尺寸和齿轮齿数必须一致。取中间轴上一档齿轮为=16,=Zh-Z12=43。根据计算过后的和齿数后，因为经过取整后中心距有所变化，根据计算过后的数值反求中心距A，计算得中心距A=88.5mm。2.3.6确定常啮合传动齿轮副的齿数根据式子（2-8）求出常啮合传动齿轮的传动比（2-11）根据已知数据求得=2.49常啮合传动中心距与一档齿轮中心距相等，则（2-12）由此可得：=56。两个公式联立可得=16，=40。2.3.7确定其他各档齿数二挡传动比:(2-13)（2-14）根据二挡传动比=4.5，可得=1.73。根据(2-14)可求出=56，则=20，=36三挡传动比:（2-15））（2-16）根据三挡传动比=3.1，可得=1.2。=56根据同样方法可以计算得到，三挡齿轮=31，=25；四挡传动比:（2-17）（2-18）根据四挡传动比=2.1，可得=0.8。=56计算得到，四挡齿轮=25，=31五档传动比：(2-19）（2-20）根据五档传动比=1.4，可得=0.56，=56计算得到，五挡齿轮，=20,=36六档传动比：(2-20）根据五档传动比=1，可得=2.49，可以得出，,其中为第二轴六档齿轮，为中间轴六档齿轮。2.3.8确定倒挡齿轮倒挡轴上的齿轮齿数初选为，输入轴齿轮齿数选为，根据初选的Z14后，可以求得倒挡传动比和输入轴与倒挡轴的中心距A′可根据下列公式求得：（2-15）带入数据求得：故可得出，输入轴与倒档轴的中心距输出轴与倒挡轴的中心距:2.4齿轮变位系数要降低轴向力，低挡要选较小的螺旋角，一挡、倒挡选用23°，二挡选24°，三、四、五挡都选25°。2.4.1一挡齿轮变位系数和螺旋角的修正修正中心距96.1mm螺旋角的修正=25.5°端面压力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.5°)=21.15°端面啮合角=arccos()=arccos()=21.56°图2.4齿轮变位系数图根据啮合角21.56°，又根据一挡齿数Z12=16，Z11=43，对应图2.4变位系数图，可查得=0.21，，求得，按图2.4左侧斜线④及=0.21查得，则2.4.2二挡齿轮变位系数和螺旋角的修正修正中心距91.3mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面压力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.5°)=21.8°端面啮合角=arccos()=arccos()=25.84°根据啮合角25.84°，又根据二挡齿数Z9=36，Z10=20，对应图2.4变位系数图，可查得=1.16，求得，按图2.4左侧斜线③及=1.16查得，则2.4.3三挡齿轮变位系数和螺旋角的修正修正中心距92.7mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面压力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.5°)=21.8°端面啮合角=arccos()=arccos()=25.84°根据啮合角25.84°，又根据三挡齿数Z7=31，Z8=25，对应图2.4变位系数图，可查得=1.16，求得，按图2.4左侧斜线②及=1.16查得，则2.4.4四挡齿轮变位系数和螺旋角的修正修正中心距92.6mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面压力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.84°)=21.8°端面啮合角=arccos()=arccos()=25.84°根据啮合角25.84°，又根据四挡齿数Z5=25，Z6=31，对应图2.4变位系数图，可查得=1.16，求得，按图2.4左侧斜线②及=1.16查得，则2.4.5五挡齿轮变位系数和螺旋角的修正修正中心距92.7mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面压力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.84°)=21.8°端面啮合角=arccos()=arccos()=25.84°根据啮合角25.84°，又根据五挡齿数Z3=20，Z4=36对应图2.4变位系数图，可查得=1.16，求得，按图2.4左侧斜线③及=1.16查得，则2.4.6倒挡齿轮变位系数和螺旋角的修正输入轴与倒挡轴中心距修正58mm螺旋角的修正arccosarccos=25.5°端面压力角arctan(tan/cos)arctan(tan20°/cos25.84°)=21.8°端面啮合角=arccos()=arccos()=25.84°根据啮合角25.84°，又根据倒挡齿数Z13=13，Z14=22对应图2.4变位系数图，可查得=0.76，求得，按图2.4左侧斜线③及=0.76查得，则

第3章变速器齿轮的强度计算与材料的选择3.1材料的选择传动系统中的齿轮材料通常为渗碳合金钢，在齿轮表面形成高刚度和高中心弹性的组合，以增加接触疲劳应力和刚度。我国使用的齿轮箱材料主要有：，，，，，，渗碳外表面硬度为，芯部硬度为。本设计采用液体碳氮共渗齿轮。3.2齿轮的损坏形式齿轮破坏具有以下形状：齿面点蚀，齿面粘连，齿轮断裂，齿面磨损。有两个断裂部位，分别是齿片断裂，疲劳断裂和过载断裂。载荷的重复作用下，具有较大的应力集中，齿轮的齿跟部分会产生裂纹，继而裂纹扩大，然后会出现弯曲折断。还有一种情况是，当齿轮承受重负荷时，可能会导致齿轮弯曲和断裂。齿面点蚀是指当一对齿轮相互作用时，它们相互压紧。此时，齿表面裂纹之间的润滑剂中的油压会增加，导致裂纹扩展，然后齿表面会形成细麻块并掉落，这种现象可能导致齿轮断裂。3.3齿轮的强度计算相比于其他大型设备的变速器，虽然汽车的用途不同，但是汽车的变速器齿轮的使用条件是相识的。另外，其加工方法，热处理方法，材料的选择和支承方式也差不多相同。因此，可以选择一些相比于传统的强度公式更简单的方法来计算汽车齿轮。一样可以得到相对准确的计算结果，下列为汽车变速器齿轮的强度计算公式。3.3.1齿轮弯曲强度计算（3-1）其中：——齿轮弯曲应力，（）；——圆周力，；——计算载荷；——应力集中系数，取值；；见下图3.1图3.1齿型系数图根据节圆半径d=，然后将上述式子带入公式中得到：（3-2）查齿形系数图3.1得：把以上数据代入（3-1）式和将计算得出带入（3-1）公式中，计算得出：其中分别为一档主、从动齿轮的弯曲应力；当计算出的载荷在齿轮的第一轴上时，当达到最大扭矩时，允许的应力弯曲取值应该在内。因此，第一轴一档齿轮的弯曲应力可以达到标准。下列公式为斜齿轮弯曲应力：（3-3）其中，（3-3）注释与（3-1）相同，将带入上述式子(3-3)中，整理后得到：=（3-4）二挡齿轮圆周力：，根据斜齿轮计算公式求得=6018.5N；=10833.3N查齿形系数图3.1得：把以上数据代入（3-1）式和将计算得出带入（3-1）公式中，计算得出：其中分别为二档主、从动齿轮的弯曲应力；三挡斜齿轮弯曲应力：已知参数为重合度影响系数，取值为2.0，=1.50；查齿形系数图3.1得：把以上数据代入（3-1）式和将计算得出带入（3-1）公式中，计算得出：，将此数据带入：其中，分别为三挡齿轮主、从动圆周力；分别为三档主、从动齿轮的弯曲应力；四挡斜齿轮弯曲应力：已知参数为重合度影响系数，取值为2.0，=1.50；查齿形系数图3.1得：把以上数据代入（3-1）式和将计算得出带入（3-1）公式中，计算得出：其中，分别为三挡齿轮主、从动圆周力；分别为三档主、从动齿轮的弯曲应力；五档斜齿轮弯曲应力：已知参数为重合度影响系数，取值为2.0，=1.50；查齿形系数图3.1得：把以上数据代入（3-1）式和将计算得出带入（3-1）公式中，计算得出：其中，分别为三挡齿轮主、从动圆周力；分别为三档主、从动齿轮的弯曲应力；倒挡齿轮弯曲应力：查齿形系数图3.1得：把以上数据代入（3-1）式和将计算得出带入（3-1）公式中，计算得出：已知参数:220000N·mm；；=2.0，把以上数据代入（3-3）式：根据乘用车常啮合齿轮和高档齿轮的应力要求，其应力范围应该100-250Mpa之内，故，该设计的各档齿轮应力符合要求。3.3.2齿轮接触应力的强度计算（3-5）式中：——齿轮接触应力（）；——齿面上的法向力，——节点处的压力角；——齿轮螺旋角；——齿轮接触的实际宽度（mm）；——主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮：（3-6）斜齿轮：（3-7）带入相关参数后，计算得到各齿轮的接触应力：一档齿轮接触应力：已知参数:，；N·mm（3-8）将上述数据带入（3-8）中，求得：将已知数据代入公式（3-7）得：二挡齿轮接触应力：已知参数:，；N·mm三挡齿轮接触应力：已知参数:，；N·mm四挡齿轮接触应力：已知参数:，；N·mm五挡齿轮接触应力：已知参数:，；N·mm根据作用在变速器齿轮上的接触应力，可查阅下表3.2，由此可得，上述计算公式所求得的接触应力可以达到标准。表3.2变速器齿轮许用接触应力

第4章轴的设计与计算当变速箱工作时，变速箱轴承受齿轮的圆周力，径向力和轴向力以产生扭矩和弯矩。这就要求齿轮轴具有足够的强度和刚度，保证各个轴不会影响车辆的正常行驶状态，以及车辆的动力性以及良好的燃油经济性。因此，在设计轴时必须检查轴的刚度，保证齿轮啮合并检查轴的强度和刚度。4.1初选轴的直径在已知变速器中心距A的情况下，第二轴与中间轴直径d≈0.45A，计算所得d≈39.8mm，取值40mm。第一轴花键直径可按下述公式选取：（4-1）其中：为经验系数，。取4.6；为发动机最大转矩；带入数据得出：第一轴长度初选：，取值为0.18。将d=23mm带入，求得：中间轴长度初选：，取值0.16。将d=40mm带入，求得：第二轴长度初选：，取值0.18，将d=40mm带入。求得：通过前面计算，变速器壳体的轴向尺寸为3A，则L=267mm，中间轴两支撑间距略小于变速器壳体尺寸L，则取近视值L=255mm进行计算。4.2轴的刚度验算首先，确定轴的尺寸之后，可以检查轴的硬度和强度。为了在传动轴的传动中获得第一轴的反作用力，必须首先获得第二轴上的反作用力。若是在不同的档位，则每一组齿轮所受到的圆周力，径向力和轴向力也是不同的。与此同时，从力到支撑点的距离也会变化，所以，须检查每一个档位的强度和刚度。检查计算时，轴被视为链接所支撑的梁。作用在第一轴上的扭矩应为。在本次变速器的设计过程中，可以按照材料力学课本当中的相关公式来计算中间轴与第二轴的挠度和旋转角度。在计算中，仅计算轴偏差和齿轮位置处的旋转角度。第一轴通常在齿轮对中，因为它靠近支撑点并且有效载荷很小。如果垂直平面中的轴挠度为，水平平面中的轴挠度为且旋转角度为δ，则可以使用以下公式进行计算：轴的扭矩公式为：（4-1）（4-2）（4-3）全挠度：（4-4）其中：——齿轮所受到的径向力；——齿轮所受到的圆周力；——弹性模量，；——转动惯量，对于实心轴，；——轴的直径；——支座间的距离；变速器工作时，计算第二轴以及中间轴的的刚度。一档齿轮副中间轴上的齿轮：L=255mm。取a=64mm，b=L-a=191mm其中中间轴一档齿轮的径向力和圆周力；将上列数据带入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故该设计满足要求。二挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=255mm，取a=94mm，b=L-a=161mm其中中间轴二档齿轮的径向力和圆周力；将上列数据带入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故该设计满足要求。三挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=255mm，取a=135mm，b=L-a=120mm其中中间轴三档齿轮的径向力和圆周力；将上列数据带入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故该设计满足要求。四挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=255mm，取a=165mm，b=L-a=90mm其中中间轴四档齿轮的径向力和圆周力；将上列数据带入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故该设计满足要求。五挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=255mm，取a=195mm，b=L-a=40mm其中中间轴五档齿轮的径向力和圆周力；将上列数据带入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故该设计满足要求。第二轴刚度计算：一档齿轮副工作时：L=235mm。取a=54mm，b=L-a=181mm其中第二轴一档齿轮的径向力和圆周力；将上列数据带入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故该设计满足要求。二挡齿轮副工作时：L=235mm，取a=84mm，b=L-a=151mm其中第二轴二档齿轮的径向力和圆周力；将上列数据带入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故该设计满足要求。三挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=235mm，取a=125mm，b=L-a=110mm其中第二轴三档齿轮的径向力和圆周力；将上列数据带入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故该设计满足要求。四挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=235mm，取a=155mm，b=L-a=80mm其中第二轴四档齿轮的径向力和圆周力；将上列数据带入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故该设计满足要求。五挡齿轮副中间轴上的齿轮：L=235mm，取a=195mm，b=L-a=40mm其中第二轴务五档齿轮的径向力和圆周力；将上列数据带入（4-1）、（4-2）、（4-3）、（4-4）得：故该设计满足要求。4.3轴的强度验算作用在齿轮上的轴向和径向力会导致轴上的负载在垂直平面上弯曲和变形。但是，圆周力会导致轴在负载的情况下，会在水平面内产生弯曲和变形。在求得垂直面和水平面内的反力和后，再计算相关的弯矩和。当轴转矩和弯矩同时工作时，应力为：（4-5）其中：为轴的直径（mm），花键取内径；为抗弯截面系数（mm3）；为计算端面处轴的水平弯矩，N.mm；为计算端面处的轴的垂直弯矩，N.mm；为计算转矩，N.mm；对于一档齿轮副中间轴上的齿轮，支点A的水平面内和垂直面内反力为：将上述数据带入（4-5）故，该设计满足要求。对于二挡齿轮副中间轴上的齿轮，支点A的水平面内和垂直面内反力为：将上述数据带入（4-5）故，该设计满足要求。对于三挡齿轮副中间轴上的齿轮，支点A的水平面内和垂直面内反力为：将上述数据带入（4-5）故，该设计满足要求。对于四挡齿轮副中间轴上的齿轮，支点A的水平面内和垂直面内反力为：将上述数据带入（4-5）故，该设计满足要求。对于五挡齿轮副中间轴上的齿轮，支点A的水平面内和垂直面内反力为：将上述数据带入（4-5）故，该设计满足要求。对于第二轴的强度计算：变速器在一档工作时，支点A的水平面内和垂直面内反力为：将上述数据带入（4-5）故，该设计满足要求。变速器在二档工作时，支点A的水平面内和垂直面内反力为：将上述数据带入（4-5）故，该设计满足要求。变速器在三档工作时，支点A的水平面内和垂直面内反力为：将上述数据带入（4-5）故，该设计满足要求。变速器在四档工作时，支点A的水平面内和垂直面内反力为：将上述数据带入（4-5）故，该设计满足要求。变速器在五档工作时，支点A的水平面内和垂直面内反力为：将上述数据带入（4-5）故，该设计满足要求。

第5章同步器的设计有三种类型的同步器：常压式、惯性式、惯性增力式。常压式因为结构问题现在已经基本淘汰，并且经常使用惯性同步器。本设计采用的为锁环式同步器。5.1锁环式同步器结构同步器锁紧环的特征在于摩擦元件，同步件位于锁紧环的锥形锥面和齿轮的轴部，而弹性元件是位于两侧的弹簧垫圈。锁环式同步器可见下图5.1。图5.1锁环式同步器工作原理可见下图5.2，在换挡时，将换挡产生的力施加在接合环上，并推动接合环和驱动滑块，直到锁环的锥形表面与锁紧环的锥形表面接触为止。通常作用在锥形表面上会导致两个锥面之间的角速度差，从而产生摩擦力矩。同时，锁环相对于啮合套转过一定角度，并且滑块被定位。此后，锁紧环的齿端与接合套筒的齿端琐止面接触，然后阻止啮合套的运动，使同步器停止工作。完成了第一步换挡工作。换挡力继续将锁环紧推向圆锥形表面，以增加摩擦扭矩，与此同时，相反的扭矩出现在锁紧表面上。锁紧环和齿轮的角速度逐渐变得相等，同时同步过程结束。完成第二步换挡工作之后，摩擦扭矩消失，拨环扭矩时锁紧环回位，锁紧表面分离，同步器处于解锁状态，同步完成。图5.2锁环式同步器工作原理5.2同步器主要尺寸的确定5.2.1接近尺寸b同步器换挡时，在联接块的壳体相对于滑块运动之前，锁紧环的倒角与联接套筒的联接齿之间的轴向距离b大约相同，取值b=0.2-0.3mm。本设计取b=0.2mm。5.