輕型貨車三軸五檔手動變速器結構設計【說明書+CAD+CATIA】,說明書+CAD+CATIA,輕型貨車三軸五檔手動變速器結構設計【說明書+CAD+CATIA】,輕型,貨車,五檔,手動,變速器,結構設計,說明書,仿單,cad,catia 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 喬鶴朋 系部 汽車工程系 專業(yè)、班級 車輛工程0893112班 指導教師姓名 閆春利 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 ▇是□否 題目名稱 輕型貨車三軸五檔手動變速器結構設計 一、 設計（論文）目的、意義 變速器是汽車動力傳遞的主要裝置之一，它通過改變傳動比來使車輛適應變化的行駛條件。當車輛的裝載質量較大，使用條件較復雜時為了保證車輛具有良好的動力性、經濟性和加速性，需要擴大傳動比的范圍以適應條件的變化。 現在雖然自動變速器越來越多地被使用，但是由于手動變速器的良好操縱性、經濟性等還是被用在各種車型上。 本設計涉及到的專業(yè)課包括汽車設計、汽車理論、汽車構造以及機械設計、工程材料等眾多專業(yè)基礎課和專業(yè)課，對于學生的本科學習做一個綜合的總結。通過本次設計，使學生掌握一種學習的方法，為以后的工作打下良好的基礎。 二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法） 本次設計是根據長城輕型貨車的技術參數，設計一三軸式手動變速器，設計內容包括確定變速器傳動方案，確定各擋傳動比，對變速器主要零部件進行設計計算，并對齒輪及軸進行強度校核。學生利用所學過的知識，正確繪出二維CAD圖，完成設計說明書，運用CATIA軟件對變速器進行三維建模并進行虛擬裝配。 1、汽車變速器的概述及其方案的確定 2、變速器主要參數的選擇與主要零件的設計 3、變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 4、變速器軸的強度計算與校核 5、變速器同步器的設計 該貨車的主要技術參數如下： 發(fā)動機：總排量2378ml，最大功率100kW, 最大功率時轉速5250r/min, 最大扭矩200N.m, 最大扭矩時轉速3000r/min，最高車速140Km/h。 主要質量參數：整備質量1620kg, 滿載質量2425kg。 幾何參數：總長5060mm, 總寬1720mm, 高1675mm, 軸距3050mm。 三、設計（論文）完成后應提交的成果 （一）計算說明部分 設計說明書不少于1.2萬 （二）圖紙部分 1、變速器裝配圖 A0 1張 2、利用CATIA軟件完成三維實體建模。 四、設計（論文）進度安排 2011.10.9~2011.10.20 進行調研，查相關資料，撰寫《開題報告》。 2011.10.21 畢業(yè)設計開題答辯。 2011.10.22～2011.11.17 按要求完成總體設計方案、初步計算及繪制草圖。 2011.11.18 老師檢查完成進度情況。 2011.11.19～2011.11.24 完成設計草圖。 2011.11.25 進行中期檢查。 2011.11.26～2011.12.09 繪制正式圖紙及完成設計說明書草稿。 2011.12.10～2011.12.19 學生上交畢業(yè)設計材料。 2011.12.20 ～2011.12.26 老師對畢業(yè)設計進行評審。 2011.12.28、29 畢業(yè)設計答辯。 2011.12.30、31 提交所有畢業(yè)設計材料。 五、主要參考資料 [1] 劉海江，于信匯，沈　斌.汽車齒輪[M].上海：同濟大學出版社，1998：204-230. [2] 高維山.變速器[M].北京：人民交通出版社，1990：23-35. [3] 王望予.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，2006：257—285. [4] 余志生.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，2006年：89. [5] 陳家瑞.汽車構造（下），機械工業(yè)出版社：2005年8月，第四版.293—294. [6] 劉品，李哲.機械精度設計與檢測基礎.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)出版社，2005：51—55. [7] 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社，2001：450—461. [8] Yolaro Halamura et al.Actual conceptual design process for an intelligent machining center[J].Annals of the CIRP, 1995(44)：123-128. [9] 龔桂義.漸開線圓柱齒輪強度計算與結構設計[M].北京：機械工業(yè)出版社， 1992：56-58. [10] 鄭修木，馮冠大.機械制造工藝學[M].北京：機械工業(yè)出版社，1998. 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 題 目 輕型貨車三軸五檔 　　 手動變速器設計 　　　　　　 專 業(yè) 汽車車輛工程 學 號 1089311215 學 生 喬鶴朋 指導教師 閆春利 答辯日期 2011.12.29 哈工大華德學院 哈工大華德學院畢業(yè)設計（論文）評語 姓名： 喬鶴朋 學號： 1089311215 專業(yè)： 車輛工程 畢業(yè)設計（論文）題目： 輕型貨車三軸五檔手動變速器設計 　 工作起止日期： 2011 年 10 月 11 日起 2011 年 12 月 28 日止 指導教師對畢業(yè)設計（論文）進行情況，完成質量及評分意見： 指導教師簽字： 指導教師職稱： 評閱人評閱意見： 評閱教師簽字： 評閱教師職稱： 答辯委員會評語： 根據畢業(yè)設計（論文）的材料和學生的答辯情況，答辯委員會作出如下評定： 學生 畢業(yè)設計（論文）答辯成績評定為： 對畢業(yè)設計（論文）的特殊評語： 答辯委員會主任（簽字） 職稱： 答辯委員會副主任（簽字）： 職稱： 答辯委員會委員（簽字）： 年 月 日 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 摘要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，作用是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。 因為變速箱在低檔工作時有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。一般通過控制軸的長度即控制檔數，來保證變速箱有足夠的剛性。 本文設計研究了三軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。 關鍵字 ：變速器；擋數；傳動比；齒數；軸 Abstract Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function. Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of three-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords： block; Transmission ratio; Teeth; Axis 目錄 摘要 I 第1章 緒論 1 第2章 變速器傳動機構布置 2 2.1 傳動機構布置方案分析 2 2.1.1固定軸式變速器 2 2.1.2 倒擋布置方案 5 2.2零部件結構方案分析 6 2.2.1 齒輪形式 6 2.2.2 換擋機構形式 6 2.2.3 變速器軸承 7 第3章 變速器主要參數的選擇 9 3.1 中心距A 9 3.2齒輪參數的選取 11 3.2.1 模數 11 3.2.2 壓力角 11 3.2.3 螺旋角的選取 12 3.2.4 齒寬b 12 3.2.5 齒輪變位系數的選擇原則 13 3.3 各擋齒輪齒數的分配及傳動比的計算 13 3.3.1確定一檔齒輪的齒數 14 3.3.2確定常嚙合齒輪副的齒數 15 3.3.3確定其他檔位的齒數 16 3.3.4確定倒檔齒輪的齒數 16 3.4求各擋齒輪的變位系數并進行修正 17 第4章 齒輪校核 22 4.1計算各軸的轉矩 22 4.2輪齒強度計算 22 4.2.1直齒輪彎曲應力 23 4.2.2斜齒輪彎曲應力 24 4.2.3計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 25 4.2.4計算二檔齒輪7，8的彎曲應力 26 4.2.5齒輪接觸應力 26 4.2.6計算一檔齒輪9，10的接觸應力 27 4.2.7計算二檔齒輪7，8的接觸應力 28 4.2.8計算倒檔齒輪11與齒輪9接觸應力 28 第5章 軸的設計及校核 30 5.1軸的工藝要求 30 5.2軸的強度計算 30 5.2.1初選軸的直徑 30 5.2.2軸的結構設計 31 5.2.3一擋齒輪的各個分力 31 5.2.4軸的強度校核 32 5.2.5軸的剛度校核 32 第6章 同步器的選擇 34 6.1 慣性式同步器 34 6.1.1 鎖環(huán)式同步器的結構 34 6.1.2鎖環(huán)式同步器的工作原理 35 6.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 36 6.2主要參數的確定 37 6.2.1摩擦因數f 37 6.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定 37 6.2.3鎖止角 39 6.2.4同步時間 39 6.2.5轉動慣量的計算 39 第7章 變速器操縱機構的選擇和箱體設計原則 40 7.1變速器操縱機構的選擇 40 7.2變速器箱體設計原則 40 結論 42 致謝 43 參考資料 44 44 第1章 緒論 變速器是用來改變改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速的，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空擋，，可在啟動發(fā)動機，汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 對變速器提出如下要求： 1、保證汽車有必要的動力性和經濟性。 2、設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3、設置倒擋，使汽車能倒退行駛。 4、設置動力輸出裝置，需要是能進行功率輸出。 5、換檔迅速、省力、方便。 6、工作可靠。汽車行使過程中，變速器不得跳擋、亂擋及換擋沖擊等現象發(fā)生。 7、變速器應有高的工作效率。 8、變速器的工作燥聲低。 除此之外，變速器還應當輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數、傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進擋數或軸的形式分類。 在原有變速傳動機構基礎上，再附加一個副箱體，這就在結構變化不大的基礎上，達到增加變速器擋數的目的。近年來，變速器操縱機構有向自動操作方向發(fā)展的趨勢。 第2章 變速器傳動機構布置 機械式變速器因具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛的應用。 2.1 傳動機構布置方案分析 2.1.1固定軸式變速器 1．兩軸式變速器 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器得到廣泛應用。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動汽車上。 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數少，結構簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時燥聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作燥聲增大，容易損壞，還有，受結構限制，兩軸式變速器與一擋速比不可能設計的很大。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反;而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉動方向相同。 圖2－1示出用在發(fā)動機前置前輪驅動的乘用車上的兩軸式變速器傳動方案。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧錐齒輪或準雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪；多數方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均采用常嚙合齒輪傳動。  圖2.1 兩軸式變速器傳動方案 2. 中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器第一軸的前端經軸承支撐在發(fā)動機飛輪上,第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤,而第二軸的末端經花鍵與萬向節(jié)連接。 圖2-2分別示出了幾種中間軸式變速器的傳動方案。各種傳動方案的共同特點是:變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數方案的第二軸前端經軸支撐在第一軸的后端的孔內,并且保持兩軸軸線在同一直線上,經嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋,變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載,發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出,此時變速器的傳動效率高,可達到90%以上,噪聲低,齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其它擋位,因而提高了變速器的使用壽命;在其它前進擋位工作時,變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸,中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞,因此在變速器中間軸 與第二軸之間的距離不大的條件下,一擋仍然有較大的傳動比;檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動,擋位低的齒輪的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動,多數傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換檔機構,均采用同步器或嚙合套換擋,少數結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋,還有各擋同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。 在除直接擋以外的其它擋位工作時,中間軸式變速器的 傳動效率略有降低,這是它的缺點。 在擋數相同的情況下,中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數,軸的支撐方式,換擋方式和倒擋傳動方案以及擋位布置順序上有差別。 圖2.2 中間軸式五檔變速器傳動方案 如圖2－2中間軸式五檔變速器傳動方案中,圖a所示方案中,除倒擋用直齒滑動齒輪換擋外,其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖b、c所示的方案的各前進擋均采用常嚙合齒輪傳動。圖a所示方案中的一擋,倒擋和圖b所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋,其余各擋均為常嚙合齒輪。 以上各方案中,凡采用嚙合齒輪傳動的擋位,其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現。同一變速器中,有的擋位用用同步器換擋,有的擋位用嚙合套換擋,那么一定是擋位高的用同步器換擋,擋位低的用嚙合套換擋。 發(fā)動機前置后輪驅動的承用車采用中間軸式變速器,為縮短傳動軸長度,將第二軸加長置于附加殼體內,如果在附加殼體內布置倒擋傳動齒輪和換擋機構,還能減少變速器主體部分的外形尺寸及提高中間軸和輸出軸的剛度。 變速器用圖2－2c所示的多支撐結構方案,能提高軸的剛度。這時如用在軸的平面上可分開的殼體,就能很好的解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖2－2 c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài),同時一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里,而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 本次設計我設計的是發(fā)動機前置后輪驅動的輕型貨車變速器，通過對上述方案的分析，決定采用中間軸式變速器。 2.1.2 倒擋布置方案 與前進擋相比，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現換倒擋，故多數方案均采用直齒滑動齒輪方式換擋。為了實現倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中 加入一個中間傳動齒輪的方案。 圖2.3倒擋布置方案 圖2－3為常見的倒擋布置方案。圖2－3b所示方案的優(yōu)點是倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間周的長度；但倒擋時要求有兩隊齒輪同時進入嚙合，使倒擋困難，圖2－3c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2－3d所示方案針對前者的缺點作了修改，因而取代了圖2－3c 所示方案。圖2－3e所示方案是將中間軸上的一倒擋齒輪做成一體，將齒寬加長 。圖2－3f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2－3g所示方案；其缺點是一，倒擋各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，無論使兩軸式變速器還是中間軸式變 速器的一擋與倒擋，都應當布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良狀況， 然后按照從低擋到高擋的三順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置靠近軸的支撐處。 倒擋設置在變速器的左側或右側，在結構上均能實現，不同之處是掛倒擋時駕駛員移動變速桿的方向改變了。為防止以外掛如倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需要克服彈簧所產生的力，用來提醒駕駛員注意。 2.2零部件結構方案分析 2.2.1 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，運轉平穩(wěn)，工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪齒數增加，導致變速器的質量和轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。本次設計全部采用斜齒圓柱齒輪。 2.2.2 換擋機構形式 變速器換擋機構有直齒滑動齒輪，嚙合套，和同步器換擋三種形式。 汽車行駛時，因變速器內各轉動齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在齒端面產生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅是齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產生的噪聲又使承坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術才能使換擋時齒輪無沖擊，并克服上述缺點；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采用直齒滑動齒輪換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，制造，拆裝與維修工作容易，并能減少變速器旋轉部分的慣性力矩，但除一擋，倒擋外已很少使用。 當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多，而齒輪又不參與換擋，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員又熟練的操作技術。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器換擋比較還有結構簡單，制造容易，能降低制造成本及減少變速器長度等有點。 使用同步器能保證迅速，無沖擊，無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性，燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它油結構復雜，制造精度要求高，軸向 尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛的應用。 利用同步器或嚙合套換擋，其擋位行程要比滑動齒輪換擋行程短。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，要求換入不同擋位的變速桿行程應盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實現這一點。 我采用的換擋機構形式是除了一擋和倒擋采用嚙合套換擋之外，其余各擋均采用同步器換擋。 2.2.3 變速器軸承 作旋轉運動的變速器軸支撐在殼體或其它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應安置軸承。變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應當采用何種類型的軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 汽車變速器結構緊湊，尺寸小的特點，采用尺寸大寫的軸承受結構限制，常在布置上油困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內腔中，內腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間，常采用一端有密封圈的球軸承來承受徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經第一軸后不軸承傳給變速器殼體，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。由于變速器向輕量化方向發(fā)展的需要，要求減少變速器中心距，這就影響倒軸承外徑的尺寸。為了保證軸承有足夠的壽命，可選用能承受一定軸向力的無保持架的圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但當在殼體前端面布置軸承蓋由困難時，必須由后端軸承承受軸向力。前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力，而 后端采用外圈由擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。圓錐滾子軸承因有直徑較小、寬度較寬，因而容量大，可承受高負荷和通過對軸承預緊能消除軸向竄動等優(yōu)點，故在一些變速器上得到應用。圓錐滾子軸承也有裝配后需要調整預緊，使裝配麻煩且磨損后軸易歪斜，從而影響齒輪正確嚙合等一些缺點。當采用錐軸承時，要注意軸承的預緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現間隙而使中間軸歪斜。導致齒輪不能正確嚙合而損壞。因此。錐軸承不適合用在線性系數比較大的鋁合金殼體上。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據變速器中心距確定，并保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6-20mm。 滾針軸承、滑動軸套主要用在用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、經向配合間隙小、定位及運轉精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的經向間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易、成本低。第二軸的兩端采用深溝球軸承，第二軸中和齒輪配合的軸承采用滾針軸承，中間軸兩端采用深溝球軸承。 第3章 變速器主要參數的選擇 3.1 中心距A 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。它是一個基本參數，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對齒輪的接觸強度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證齒輪必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與反便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數不能過少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。 對于中間軸式初選中心距A時，可根據下述公式計算 A=K (3.1) 式中，A為中心距（mm）；K為中心距系數，貨車取K＝8.6－9.6；為發(fā)動機的最大轉矩（N.m）；為變速器一擋傳動比；為變速器傳動效率，取96％。 分析該車發(fā)動機及相關參數：該車為輕型載貨汽車，參考相關車型，選擇輪胎型號為：。 按下試計算輪胎半徑： (3.2) 其中λ=0.10-0.12； 取λ=0.11代入數據得 351.75 mm 其中K＝9.0 ， ＝200N·m ，＝4 檔位數和傳動比： 根據公式： （3.3） 求得主減速比=6.22 再根據式 （3.4） 確定一檔傳動比。 其中：=23765N =0.2 =16.7 =351.75mm =200N·M =6.22 =0.9 得3.576 根據車輪與路面附著條件確定一檔傳動比： (3.5) 為汽車滿載時靜止于水平路面驅動橋給路面的載荷，參考同類車型=23765N, 為道路附著系數，計算時取=0.5-0.6，在此取0.6。 代入數據得4.2 初選一檔傳動比為=4 其他各檔傳動比按等比數列來分配：則=2.67， =1.78， =1.19, =0.8 把一檔傳動比代入中心距公式計算變速器中心距： A=82.42mm 圓整后取A=83mm 。 3.2齒輪參數的選取 3.2.1 模數 齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。 在變速器中心距相同的的條件下，選取較小的模數，就可以增加齒輪的齒數，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲、所以為了減少噪聲應合理減少模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數；減少乘用車齒輪工作噪聲又較為重要的意義，因此齒輪的模數應選的小些。 表3.1 汽車變速器齒輪的法向模數 車型 微型、輕型轎車 中級轎車 中型貨車 重型汽車 2.25-2.75 2.75-3 3.50-4.5 4.50-6 由于設計車型為輕型貨車，所以取=3。 3.2.2 壓力角 齒輪壓力角較小時。重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進入嚙合和推出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為28°時強度最高，超過28°時強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為25°時強度最高。因此理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應取用14.5°，15°，16°，16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。 實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為20°。在這次設計中我選用壓力角＝20°。 3.2.3 螺旋角的選取 選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲的、齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲低。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應的提高。不過當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。斜齒輪的螺旋角一般在20°到30°之間。 3.2.4 齒寬b 在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的有點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒寬方向受力不均勻造成便載，導致承載能力降低，并載齒寬 方向磨損不均勻。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 斜齒b=,為齒寬系數取為7.0－8.6 直齒=4.4-7.0 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數可取大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數相同的各擋，擋位低的齒輪的齒寬系數取得稍大。 3.2.5 齒輪變位系數的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設計中的一個重要環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 齒輪變位主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點使不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零。角度變位即具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。 由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各擋傳動比的需要，使各相互嚙合的齒輪副的齒數和不同。為保證各對齒輪由相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。對于斜齒輪傳動，可以通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。我在齒輪設計中齒輪沒有達到根切，采用改變螺旋角大小的方法來保證中心距，所以沒有采用齒輪變位。 3.3 各擋齒輪齒數的分配及傳動比的計算 在初選中心距、齒輪模數和螺旋角后，可根據變速器的擋數、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。應該注意的是，各擋齒輪的齒數比不應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。 一檔和倒檔采用直齒輪，其余采用斜齒，同取m=3mm。 結構簡圖如下： 圖3.1 變速器結構簡圖 3.3.1確定一檔齒輪的齒數 一檔傳動比 （3.6） 為了確定Z9和Z10的齒數，先求其齒數和 （3.7） 其中 A =83mm、m =3；故 有=54.9，取整，得55。 根據輕型貨車三軸式變速器可知，=14~18 此處取=14，則可得出=41。 上面根據初選的A及m計算出的可能不是整數，將其調整為整數后，從式（3.7）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。 這里修正為51，則根據式（3.7）反推出A=83mm。 3.3.2確定常嚙合齒輪副的齒數 由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 (3.8) 由已經得出的數據可確定 ① 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （3.9） 由此可得： （3.10） 而根據已求得的數據可計算出： ② ① 與②聯立可得：=20、=28。 3.3.3確定其他檔位的齒數 二檔傳動比 （3.11） 而 ，故有： ③ （3.12） 對于斜齒輪， 故有： ④ ③ 聯立④得：。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 。 3.3.4確定倒檔齒輪的齒數 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取4。倒檔傳動齒輪的齒數和一檔主動齒輪10相近，取14。 3.4求各擋齒輪的變位系數并進行修正 各擋齒輪的變位系數根據變位系數線圖來選?。? 圖3.2變位系數線圖 一擋： =82.5 A=83 ≠A 進行角度變位： 則計算得=20.9328 則計算得 通過選擇變位系數線圖查得： 由u= 則在線圖的左側可以查得：，則 則 則：（1.0+0.35-0.013）3=4.011 （1.0+0.75-0.35）3=4.2 123 131.022 114.6 （1.0-0.17-0.013）3=2.451 （1.0+0.75+0.17）3=5.76 42 30.48 二擋： β取20° = A=83 A 無需進行角度變位：ζ=0 則：1.03=3 （1.0+0.75）3=5.25 114.46 97.96 3 （1.0+0.75）3=5.25 63.42 46.92 三擋： β取20° =83 A=83 A 無需進行角度變位：ζ=0 則：1.03=3 （1.0+0.75）3=5.25 82.01 1.03=3 （1.0+0.75）3=5.25 79.37 62.87 四擋： β取20° =83 A=83 A 無需進行角度變位：ζ=0 則：1.03=3 （1.0+0.75）3=5.25 1.03=3 （1.0+0.75）3=5.25 五擋： β取30° =83 A=83 A 無需進行角度變位：ζ=0 則：1.03=3 （1.0+0.75）3=5.25 1.03=3 （1.0+0.75）3=5.25 倒檔： 1.03=3 （1.0+0.75）3=5.25 42 31.5 第4章 齒輪校核 齒輪損壞形式主要有：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部被破壞及齒面膠合。 齒輪常出現輪齒彎曲折斷，需校核輪齒強度與齒面接觸應力。 4.1計算各軸的轉矩 發(fā)動機最大扭矩為200N.m，最高轉速5250r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 輸入軸 ==200N·m 輸出軸 ==200×0.96×0.99=190.08N·m 倒擋軸 =190.08×0.96×0.99×4=722.61N·m 4.2輪齒強度計算 本次強度計算只計算一檔，二檔，和倒檔，因為一檔齒輪和二檔齒輪受力較大，如果這兩個齒輪符合，其余檔位的齒輪就符合要求。 輪齒彎曲強度計算 4.2.1直齒輪彎曲應力 圖4.1 齒形系數圖 （4.1） 式中：—彎曲應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應力集中系數，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數； —齒形系數，如圖4.1。 荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋，直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。 計算倒擋齒輪11的彎曲應力 =14 =0.127， = =518.236MPa<400～850MPa 4.2.2斜齒輪彎曲應力 （4.2） 式中：—計算載荷（N·mm）； —法向模數（mm）； —齒數； —斜齒輪螺旋角（°）； —應力集中系數，=1.50； —齒形系數，可按當量齒數在圖中查得； —齒寬系數=7.6 —重合度影響系數，=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 4.2.3計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 =14，，， = =150.83MPa<100～250MPa = =633.4MPa<400～850Mpa 4.2.4計算二檔齒輪7，8的彎曲應力 , , =156.642MPa<100～250Mpa =71.318MPa<100～250Mpa 4.2.5齒輪接觸應力 （4.3） 式中：—輪齒的接觸應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）； —齒輪材料的彈性模量（MPa）； —齒輪接觸的實際寬度(mm)； 、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、； 、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表4.1。 彈性模量=210 。 表4.1　變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 4.2.6計算一檔齒輪9，10的接觸應力 mm， mm =21.03 =7.18 =984.51MPa<1900～2000Mpa =1684.79MPa<1900～2000MPa 4.2.7計算二檔齒輪7，8的接觸應力 mm， mm =21.02 =11.13 =898.8MPa<1300～1400MPa =1235.26MPa<1300～1400MPa 4.2.8計算倒檔齒輪11與齒輪9接觸應力 mm mm =7.18 =21.03 =1684.79MPa<1900～2000Mpa =984.51MPa<1900～2000Mpa 齒輪材料為20CrMnTi,其表面滲碳處理：Mn=m=3,滲碳層：0.8～1.2mm 齒輪表面硬度為：HRC58～63,心部硬度：HRC33～48. 第5章 軸的設計及校核 5.1軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。 5.2軸的強度計算 本次計算只計算一檔齒輪處的軸的強度，因為一檔時受力最大，如果符合強度要求，則其余也符合 5.2.1初選軸的直徑 此為一檔齒輪所在輸出軸上有花鍵的部分，去掉花鍵部分的直徑d=42mm 5.2.2軸的結構設計 圖5.1第二軸結構圖 由圖5.1可知，支撐點距離為250mm,一擋齒輪到兩支點的距離分別為：47mm，203mm。 5.2.3一擋齒輪的各個分力 軸的受力簡圖如圖5.2所示： 圖5.2受力簡圖 123mm 5.2.4軸的強度校核 則在水平面上：×250=×47=890.10N 在豎直面上：＇==10562.6N 則水平面上受到的力矩：Mc=180690.3N.mm 豎直面上受到的力矩為：Ms=2640650.39N.mm 該軸所受的彎矩為：T=181904.76N.mm 故危險截面受到的合成彎矩為：=2653068.565N.mm 在彎矩和轉矩聯合作用下，軸的應力應為： =364.75Mpa<400Mpa 故軸的強度符合要求 5.2.5軸的剛度校核 若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用式（5.1）、（5.2）、（5.3）計算 （5.1） （5.2） （5.3） 式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； —齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； —彈性模量（MPa），=2.1×105MPa； —慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 故該軸符合剛度條件，該軸合格。 第6章 同步器的選擇 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點，現已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。 6.1 慣性式同步器 慣性式同步器能做到換擋時，在兩換擋元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換擋，因而能很好地完成同步器的功能和實現對同步器的基本要求。 按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。 6.1.1 鎖環(huán)式同步器的結構 如圖6.1所示，鎖環(huán)示同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑快壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑快凸起部分嵌入嚙合套中部的內環(huán)槽中，使同步器用來換擋的零件保持在中立位置上?；靸啥松烊腈i環(huán)缺口內，而缺口的尺寸要比滑快寬一個接合齒。 圖6.1　鎖環(huán)式同步器 1、4-鎖環(huán)；2-滑塊；3-彈簧圈；5、8-齒輪；6-嚙合套座；7-嚙合套 6.1.2鎖環(huán)式同步器的工作原理 換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑快和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差△，致使在錐面上有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并由滑快予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段工作至此已完成。換檔哪個力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成了換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成換檔。 鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結構布置上的限制，轉矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質量不大的貨車變速器中。 6.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 接近尺寸，同步器換擋第一階段中間，在滑塊側面壓在鎖環(huán)缺口側邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離，稱為接近尺寸。尺寸應大于零，取=0.2～0.3mm。 分度尺寸，滑塊側面與鎖環(huán)缺口側邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離，稱為分度尺寸。尺寸應等于1/4接合齒齒距。 尺寸和是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應予以控制。 滑塊轉動距離，滑塊在鎖環(huán)缺口內的轉動距離影響分度尺寸?；瑝K寬度、滑塊轉動距離與缺口寬度尺寸之間的關系如下 （6.1） 滑塊轉動距離與接合齒齒距的關系如下 （6.2） 式中 —滑塊軸向移動后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）； —接合齒分度圓半徑。 滑塊端隙，滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，同時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面之間的間隙為，要求＞。若＜，則換擋時，在摩擦錐面尚未接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸＜0，此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證＞0，應使＞，通常取=0.5mm左右。 鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應留有間隙，并可稱之為后備行程。 預留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，并在下來的換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設計不當而影響同步器壽命。一般應去=1.2～2.0mm。 在空擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應保持在0.2～0.5mm。 6.2主要參數的確定 6.2.1摩擦因數f 汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應當選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數減小，這就為設計工作帶來困難。 摩擦因數除與選用的材料有關外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因數有關。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。 同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短已遭淘汰。 由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數f取為0.1。 摩擦因數對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數大，則換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數。 6.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定 1、同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。實驗還證明：螺紋的齒頂寬對的影響很大，隨齒頂的磨損而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存在于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。 2、錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產生自鎖現象，避免自鎖的條件是。一般取=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現咬住現象。 3、摩擦錐面平均半徑 設計得越大，則摩擦力矩越大。往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后還會影響同步器徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將取大些。 4、錐面工作長度b 縮短錐面長度，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據下式計算確定 （6.3） 式中 ——摩擦面的許用壓力，對黃銅與鋼的摩擦副，=1.0～1.5MPa； Mm——摩擦力矩； ——摩擦因數； ——摩擦錐面的平均半徑。 上式中面積是假定在沒有螺紋槽的條件下進行計算的。 5、同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 乘用車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強度和疲勞壽命。鍛造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，即在鋼質或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5），使其摩擦因數在鋼與銅合金的摩擦副范圍內，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。 6.2.3鎖止角 鎖止角選取得正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26°～42°。 6.2.4同步時間 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸、轉動慣量對同步時間有影響。軸向力大、則