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1、 畢業(yè)設計(論文) 汽車機械式變速器中鎖環(huán)式 同步器的設計 學 院 ： ××× 專業(yè)（班級）： ××× 作者（學號）： ×××（×1301071002） 指導教師： 姓名（括號內(nèi)填寫職稱或?qū)W位） 完成日期： 2017年4月15日 蚌埠學院教務處制 目 錄 中文摘要 1 英文摘要 2 1 緒 論 3 1.1 研究的作用及意義 3 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 3 1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 3 1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 4 2 汽車鎖環(huán)式同步器相關概述 5 2.1

2、 汽車同步器的應用與發(fā)展趨勢 5 2.2 我國同步器發(fā)展的現(xiàn)狀 6 2.3 鎖環(huán)式同步器的特點、組成與分類 6 3 同步器設計的主要計算 6 3.1 同步器理論設計計算 6 3.1.1 轉(zhuǎn)動慣量的計算 6 3.1.2 角速度差Δω的計算 7 3.2 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構參數(shù)、尺寸設計計算 8 3.3 鎖環(huán)式同步器的基本尺寸 10 3.4 鎖環(huán)式同步器結(jié)構設計的其它相關問題 16 4 鍵與花鍵的設計與強度計算 17 4.1 半圓鍵的設計 17 4.1.1 鍵的材料 18 4.2.2 鍵型號選擇 18 4.2.3 強度校核 18 4.2 花鍵的設計計算 16 4.2.

3、1 花鍵的選擇 18 4.2.2 各花鍵強度校核 18 5 鎖環(huán)式同步器裝備圖及主要零件圖（客戶自己操作圖） 19 6 設計總結(jié) 20 參 考 文 獻 21 致 謝 22 汽車機械式變速器中鎖環(huán)式同步器的設計 摘 要：汽車是一種重要的交通工具，是人生活不可缺少的一部分。在汽車的運行當中，內(nèi)部系統(tǒng)相互之間進行協(xié)調(diào)，在發(fā)動機的作用下帶動汽車運行。在汽車速度的控制當中，變速器中鎖環(huán)式同步器發(fā)揮著至關重要的作用。通過變速器中鎖環(huán)式

4、同步器的協(xié)調(diào)作用，將汽車內(nèi)部結(jié)構配置改變從而對汽車速度進行調(diào)整。因此，在汽車機械式變速器的設計當中，應對注重可靠性優(yōu)化設計，從而更好的滿足汽車變速控制需求，提升汽車的整體性能。本文第一部分從國內(nèi)外對鎖環(huán)式同步器的設計研究現(xiàn)狀展開敘述，第二部分提出與汽車機械式變速器中鎖環(huán)式同步器設計的相關理論，第三部分根據(jù)設計要求做出相關數(shù)據(jù)計算以及鍵與花鍵的設計與強度計算，最后畫出設計圖稿做出本次畢業(yè)設計總結(jié)。 關鍵詞：汽車；鎖環(huán)式同步器；可靠性；優(yōu)化設計 Design of automotive mechanical transmission

5、in the lock ring type synchronizer Abstract: Car is an important means of transport, is an indispensable part of people's lives. In the operation of the car, the internal system to coordinate with each other, in the role of the engine to drive the car running. In the control of vehicle speed, trans

6、mission lock ring type synchronizer plays a vital role. Through the coordinating role of the transmission type lock ring synchronizer, automobile internal structure configuration changes to adjust vehicle speed. Therefore, in the design of automotive mechanical transmission, should focus on reliabil

7、ity optimization design, so as to better meet the needs of vehicle speed control, improve the overall performance of the car. The first part of this paper at home and abroad on the synchronizer design research status of the narrative, the second part puts forward the related theory of synchronizer r

8、ing and mechanical transmission in automobile design, the third part makes the relevant data and calculation of key design and strength calculation according to the design requirements, the final draw draft design make this graduation design summary. Key words: automobile；Synchronizer；reliability

9、；reliability；optimal design 1 緒 論 1.1 研究的作用及意義 科學技術的不斷發(fā)展，汽車行業(yè)的發(fā)展越來越迅速，更好的適應經(jīng)濟的全球化，在中國乃至國際化上，取得一定的效益以及影響力，使得汽車行業(yè)的健康持續(xù)發(fā)展，將汽車行業(yè)進一步推向一個更高的位置。汽車發(fā)展的速度之快，加大了人們對于汽車的需求量，同時，也提出了一定的要求，滿足消費者對于汽車產(chǎn)品的期待和人們的需求，更好的加大汽車行業(yè)的飛速發(fā)展，汽車行業(yè)的不斷發(fā)展加大了我國的國有經(jīng)濟，極大的推動了世界生產(chǎn)力的發(fā)展。在汽車的組成當中，變速器是汽車傳動系的一個最為重要的組成部分，可是很好的使得變速

10、器在換擋過程中，齒輪與花鍵齒輪之間不產(chǎn)生摩擦，還要進行較為復雜的操作，還要在很短的時間內(nèi)高質(zhì)量的完成，這樣就算駕駛員的技術非常高超，也是非常容易疲勞的，遇到這樣的問題，就需要及時解決，需要在變速器的結(jié)構上進行一定的變化，使得換擋平穩(wěn)，操作起來非常簡單，駕駛員不會有那么重的疲勞感，這是的變速器設置才會是最為合理的。在這同時，同步器也開始進行運作，然而，同步器的結(jié)構非常簡單，是汽車配件中不可或缺的一個組件，需要引起重視，同步器是在已經(jīng)有了的結(jié)合齒輪圈進行對接的，這個結(jié)合套還對其做了一定的增改，改變它的圓周速度，使得它跟同步器的速度不差上下，這樣可以很好的避免兩者之間的互相沖突，各個部位進行很好的對

11、接。同步器在汽車配件中起著重要的作用，操作簡單，很方便，汽車在行駛過程中就算變速，也可以依舊保持相對平穩(wěn)的狀態(tài)，可以減少沖擊，噪音降低，還可以節(jié)省耗油量，對于車子而言還可以起到很好的保護作用，可憐，同步器是有著重大意義的。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 在20世紀20年代開始，國外發(fā)達國家開始在汽車變速器當中，開始運用同步器，直到20世紀60年代后期，工程師在不斷探索與研究，將變速器與同步器進行相關的理論研究，進行合理的分析，取得了一定的進展。研究進展有6個方面可以體現(xiàn): ①同步器的初步應用。運用基本理論，在這基礎之上，繼續(xù)探索與研究，同步器如何與變速器巧妙的結(jié)合，

12、如何進行平穩(wěn)的換擋，控制在合適的時間范圍之內(nèi)，根據(jù)原理，設計出同步器同步和鎖止過程簡單力學的表達，做出一定的推斷，運用數(shù)學化的模型，分析同步器工作的性能，慢慢開始實現(xiàn)對與同步器工作一整個過程的完整結(jié)合，以及同步器功能的運用。 ②研究影響同步性能的因素。近幾年在不斷發(fā)展，人們根據(jù)理論推斷，技術的不斷更新積累，運用動力學還有摩擦學理論進行系統(tǒng)性的研究與探索，同步器在換擋過程中起到的作用是巨大的，要求對于同步器進一步的了解與不斷探索進行分析，爭取滿足不同汽車用途的同步器結(jié)構以及功能的多樣化，使得變速器以及同步器在多種車型中得到廣泛的使用。 ③同步器的運動特性研究。網(wǎng)絡信息化的發(fā)展，計算機的飛速發(fā)

13、展，數(shù)值仿真軟件的運用，為汽車同步器的技術研究提供了很大的方便，得知同步器的結(jié)構參數(shù)對于汽車換擋過程性能的影響，給同步器參數(shù)的優(yōu)化設計打下了基礎。 ④同步齒合的相對運動仿真研究。運用動力學仿真分析與進行合理化的研究，研究出同步和被同步元件的運動與接觸力的變化規(guī)律過程。 ⑤同步過程的分析研究。法國學者提出同步器各個階段的不同作用，把同步器分為好幾個階段，用來描述每個階段的運動狀態(tài)還有受力模型的研究，設計最為合理的優(yōu)化設計思路。 ⑥優(yōu)化設計方案。工程師開始對同步器以及汽車運動過程中的換擋進行不斷優(yōu)化與合理設計，運用統(tǒng)計學方法進行數(shù)值的仿真研究，得出最為合理的方案。 1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀

14、 同步器在國內(nèi)的研究相對而言，還是比較晚的，優(yōu)化設計還是起源于90年代，研究工作方面很多都在跟發(fā)達國家進行相應的學習，技術不斷的更新與積累，當前，很多生產(chǎn)企業(yè)都是仍然滿足于技術引進，以及在國外的設計基礎上進行一定程度的修改，用以來滿足客戶的需求。汽車行業(yè)的發(fā)展迅速，國內(nèi)很多自主品牌的建立，國內(nèi)產(chǎn)品在不斷的進行多元化發(fā)展，個性化發(fā)展，技術不斷更新與引進，市場的競爭越來越激烈，對于變速器的發(fā)展提出了更為嚴格的要求。企業(yè)在降低成本，提升產(chǎn)品質(zhì)量，對于產(chǎn)品設計多下功夫，積極推動，引起了很多人的重視。研究方向如下: ①在同步器理論基礎上進行優(yōu)化設計。了解同步器的結(jié)構以及性能之間的關系，運用模型推斷與

15、模擬，得出靜態(tài)同步器的優(yōu)化設計方案。 ②仿真方法研究。同步器的工作進行全面動態(tài)仿真分析研究，國內(nèi)開始對于虛擬樣機技術進行模擬，獲得同步器的結(jié)構參數(shù)以及影響規(guī)律。根據(jù)虛擬實驗的結(jié)果，進行同步器優(yōu)化的設計，設計的更加合理，實現(xiàn)同步器性能的提高。 ③參數(shù)設計研究。當前只是運用虛擬樣機技術，進行參數(shù)設計。運用仿真模擬設計研究取得了很大的進展，現(xiàn)在已成為同步器大力發(fā)展的方向。 2 汽車鎖環(huán)式同步器相關概述 2.1 汽車同步器的應用與發(fā)展趨勢 汽車行業(yè)在近幾年發(fā)展尤其迅速，汽車的銷量也是出現(xiàn)了極大的突破。第四大支柱行業(yè)就是汽車行業(yè)，我國的汽車行業(yè)現(xiàn)在只是低于美國，日本以及德國。汽車發(fā)展速度很快

16、，汽車零件的要求也在逐步提高，對于同步器提出了更高的要求，從國內(nèi)來看，對于同步器的研究還是比較少的，生產(chǎn)模式還處于抄襲模式，沒有自己的經(jīng)營模式與體系，同步器的運用起到了很大的作用，換擋方便簡單，沒有噪音，無污染，燃油量降低，提高汽車的經(jīng)濟性能。 圖2-1 汽車同步器 2.2 我國同步器發(fā)展的現(xiàn)狀 變速器當中的輸入軸與輸出軸兩者轉(zhuǎn)動的速度是不一致的，這就存在一個是否同步的問題。齒輪轉(zhuǎn)速不一樣，肯定會發(fā)生相互的摩擦與不吻合，對于齒輪造成極大的影響，所以，舊式的變速器在換擋的時候，需要兩腳離合就是這個原因，減檔必須在空檔位置加油門，減少齒輪的運轉(zhuǎn)速度。操作起來也是非常復雜的，不容易掌握，

17、同步器就可以在這個時候起到很好的作用了。 2.3 鎖環(huán)式同步器的特點、組成與分類 變速器當中的輸入軸與輸出軸兩者轉(zhuǎn)動的速度是不一致的，這就存在一個是否同步的問題。齒輪轉(zhuǎn)速不一樣，肯定會發(fā)生相互的摩擦與不吻合，對于齒輪造成極大的影響，所以，舊式的變速器在換擋的時候，需要兩腳離合就是這個原因，減檔必須在空檔位置加油門，減少齒輪的運轉(zhuǎn)速度。操作起來也是非常復雜的，不容易掌握，同步器就可以在這個時候起到很好的作用了。 3 同步器設計的主要計算 3.1 同步器理論設計計算 3.1.1 轉(zhuǎn)動慣量的計算 換檔過程中依靠同步器改變轉(zhuǎn)速的零部件包括：離合器從動片、一軸、中間軸、與中間軸齒輪相嚙合的

18、主軸上的常嚙齒輪。統(tǒng)稱為同步過程的輸入端。（見同步系統(tǒng)簡圖）而輸入端的轉(zhuǎn)動慣量Jc的計算步驟是:首先計算上述相關零部件的轉(zhuǎn)動慣量，而后按不同的檔位轉(zhuǎn)換到被同步的檔位齒輪上去。園柱體盤式零件的轉(zhuǎn)動慣量計算公式為： 實心J=Q×D2/8g=（γ×π/32g）×D4×L=1.921kg·m2 空心J=Q×（D2-d2）/8g=（γ×π/32g）×（D2+d2）×（D2-d2）=0.2935kg·m2 式中：Q—零件重量（1000克）

19、 D—零件外徑（95厘米） d—零件內(nèi)徑（82厘米） g—重力加速度（980厘米/秒2）

20、 γ—材料比重（鋼：7.85克/厘米3） L—零件厚度（30厘米）轉(zhuǎn)動慣量的轉(zhuǎn)換： 基本公式為J換=J×i=J×主動齒輪齒數(shù)/從動齒輪齒數(shù)=1.921*1.51=2.901 kg·m2各檔的總轉(zhuǎn)動慣量ΣJ，需要將各相應零件的轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)到被同步的零件上。

21、 ΣJ=J+ J換=1.921+2.901=4.822 kg·m2 3.1.2 角速度差Δω的計算 在理論設計計算中，一般是按角速度差的最大值計算。所以只有假設在兩個角速度中有一個是相當為發(fā)動機最大功率時的轉(zhuǎn)速的值，才是同步過程中的最大角速度差。 a.四檔換五檔：此時汽車處于加速過程，可以假定與整車相連的輸出端（二軸及同步器齒套）換檔時轉(zhuǎn)速不變，仍為換檔前的低檔轉(zhuǎn)速。而輸入端（被同步齒輪）的轉(zhuǎn)速則高于輸出端轉(zhuǎn)速。輸入端需要減速才能同步。只有假定換檔前輸入端的轉(zhuǎn)速是相應于發(fā)動機最大功率的轉(zhuǎn)速nN=74kw,才能得到角速度差的最大值Δωmax。所以： ω出=（2×π×nN/6

22、0）/i4=2*3.14*74/60/1.032=7.505rad/s ω入=（2×π×nN/60）/i5=2*3.14*74/60/0.850=9.112rad/s Δωmax=ω入-ω出= 2×π×nN/60×（1/i高-1/i低）=1.607rad/s b．五檔換四檔：此時汽車處于減速過程，亦可以假定與整車相連的輸出端（二軸及同步器齒套）換檔時轉(zhuǎn)速不變，仍為換檔前的高檔轉(zhuǎn)速。而輸入端（被同步齒輪）的轉(zhuǎn)速則低于輸出端轉(zhuǎn)速。輸入端需

23、要加速才能同步。只有假定換檔前輸入端的轉(zhuǎn)速是相應于發(fā)動機最大功率的轉(zhuǎn)速nN，才能得到角速度差的最大值Δωmax。所以： ω出=7.505rad/s 發(fā)動機在換檔前的角速度ω發(fā)為： ω發(fā)=ω出×i高=7.505*0.850=r6.37925ad/s 輸入端（被同步齒輪）換檔前的角速度

24、為： ω入= ω發(fā)/i低= 7.505/1.032=7.2722rad/s Δωmax=ω出-ω入= 7.505-7.2722=0.2328rad/s 3.2 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構參數(shù)、尺寸設計計算 根據(jù)同步器計算基本方程式（5）： P×μ×R錐/Sinα= Jc×Δω/ t 按已知條件：同步器輸入端轉(zhuǎn)動慣量Jc、角速度 Δω均可計算出， 根據(jù)式（5），即可計算

25、出所需的同步摩擦力矩Mf值。根據(jù)式（4）： Mf = P×μ×R錐 / Sinα 其中：換檔力P—為了換檔輕便，力P應有所控制。按汽車行業(yè)標準QC/T 29063—1992中的有關規(guī)定： 輕型車 中型車 重型車400N（最大） 500N（最大） 620N（最大） 因此本次設計取中型車620N。

26、 同步錐面摩擦系數(shù)μ：在同步器設計計算時一般可取μ= 0.1 同步錐角α：同步摩擦力矩Mf可隨著α角減小而增大，但α角的極限取決于錐面角避免自鎖的條件，即： tgα≥μ（見后說明）根據(jù)式（4）：可得 R錐 = Mf×sinα/P×μ （7） 同步環(huán)結(jié)構參數(shù)及尺寸的確定：（圖3-1） 圖3-1 D—分

27、度圓直徑 φ—同步環(huán)大端直徑 α—同步環(huán)錐面角 B—同步環(huán)錐面寬 由上式可推算出： φ= 2R錐 + B×tgα（8） 考慮到同步環(huán)本身的強度和剛性，根據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)和經(jīng)驗，設計時可按下式初步確定同步環(huán)接合齒分度圓直

28、徑： D =φ/0.8～0.85（9） 考慮到同步環(huán)的散熱和耐磨損，提供足夠大的錐面面積。設計時推薦按下述經(jīng)驗公式確定同步錐面寬B： B =（0.25～0.40）R錐（10）

29、 在初步確定分度圓直徑D后，即可按表1選取相近的漸開線花鍵參數(shù)：模數(shù)m 、齒數(shù)Z如圖3-2。 圖3-2 3.3 鎖環(huán)式同步器的基本尺寸 （1）錐面角α：由式（4）可知，α越小則摩擦力矩Mf越大。但α小到一定程度時，將發(fā)生兩個摩擦錐面抱死分不開的現(xiàn)象。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(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan。一般=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； 圖3-3 在兩錐面達到同步以后，這時換檔力P還在作用著，則：

30、 P = N×sinα+μs×N×cosα式中：μs—兩錐面間的靜摩擦系數(shù) 當完成同步換檔且換檔力P=0 時，同步環(huán)內(nèi)錐面應脫離同步錐體外錐面，此時摩擦力μs×N的方向就反過來了。它有阻止同步環(huán)脫開，或是說有使兩錐面之間互相抱死的趨勢。只有在保證下列條件時，才能避免兩錐面間發(fā)生抱死分不開的現(xiàn)象。即 N×sinα＞μs×N×cosα tgα＞μs （11）由于摩擦系數(shù)μs在設計計算時推薦采用0.10,故錐面角α一般可取6°～7°30′.對多錐面同步器，由于摩擦力矩有足夠大，錐面角可取

31、8°或8°30′。本次設計中采用的錐角均為取8°。 （2）同步環(huán)的幾個結(jié)構尺寸： a. 摩擦錐面的平均半徑R錐，R錐設計得越大，則摩擦力矩越大。R錐往往受結(jié)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R取大以后還會影響到同步環(huán)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R取大些。本次設計中采用的R為60mm。 同步錐環(huán)的徑向厚度W，與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，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，不宜取

32、很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚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(zhì)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。本設計中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。 R錐和W的大小

33、，都受到變速器齒輪中心距和相關零件結(jié)構及空間尺寸的限制。設計時應在許可范圍內(nèi)，R錐和W都應該越大越好。R錐越大則同步摩擦力矩Mf也就越大。而W大小則與同步錐環(huán)的強度和剛性有關。W越大則錐環(huán)的強度就越大而且不容易變形，保證錐環(huán)在長期工作中不易損壞。 c.同步錐環(huán)的工作面寬度B：在選擇B時，應考慮：B大時會影響同步器軸向尺寸加大，但B的大小也直接影響到錐環(huán)為散熱和耐磨損能否提供足夠大的錐面面積。一般在設計時， R錐越大則B也要相應選擇大一些。有些資料推薦的一個經(jīng)驗公式可做參考： B≈（0.25～0.40）R錐，縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加

34、了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據(jù)下式計算確定 設計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。 d.同步錐環(huán)內(nèi)錐面上的螺紋線： ⑴ 螺紋頂寬：在內(nèi)錐面上加工螺紋線的目的是為了能把錐面間已有的齒輪潤滑油油膜很快的切割破壞并刮走。油膜破壞得越快，摩擦力提高的也越快。螺紋頂寬設計得越窄，則切割刮走油膜越快。但螺紋頂寬過尖，則接觸面上的壓強大磨損也大。一般推薦螺紋頂寬為0.025～0.10。另一方面要求螺頂?shù)谋砻娲植诙纫?，且不允許留有切削刀痕。所以螺頂表面增加最后一道研磨工序是十分必要的。因此本次設計螺紋頂寬取0.04mm。⑵ 螺距及

35、螺紋角：螺距的大小要保證螺紋之間的間隙足以容納被擠出來的油量。但螺距也不能過大，否則錐面的接觸面積要變小，磨損會變大。一般螺距推薦取0.6～0.75。螺紋角一般取60°，螺紋深可取0.25～0.40。因此本次設計采取螺距0.65mm，螺紋角60°，螺紋深度采取0.35mm。 ⑶ 軸向排油槽：在螺紋線上開軸向油槽的主要目的是盡快地把油排掉，以盡快地提高摩擦力。一般油槽槽寬可取為3mm，槽深要稍大于螺紋底徑。油槽數(shù)按R錐的大小可選取6～9個。為減小應力集中，油槽底的圓角半徑應盡量取得大一些。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

36、損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p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。圖5-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖3.4則適用于重型汽車。因此本次設計軸向泄油槽為8個，槽寬3mm。 圖3-4 ⑷ 同步錐環(huán)鎖止角β鎖：在鎖環(huán)式同步器中設置鎖止角的目的有二：一是通過鎖止角斜面將換檔力傳至同步錐面上。二是通過鎖止角斜面換檔力將分解一切向分力，從而產(chǎn)生一拔環(huán)力矩。鎖止角β鎖選取的正確，可以保證只有在

37、換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角β鎖選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。此力矩將會使同步錐環(huán)轉(zhuǎn)動一角度而脫離齒套齒端的斜面。使齒套可繼續(xù)前移與齒輪結(jié)合齒圈嚙合完成掛檔。但從設計上要保證，同步摩擦力矩Mf始終應大于此撥環(huán)力矩。只有當兩嚙合件達到同步，Mf等于0時，撥環(huán)力矩才可將同步錐環(huán)轉(zhuǎn)動一角度，使齒套前移完成同步嚙合掛檔。 圖3-5為鎖環(huán)式同步器同步過程的受力分析 由圖3-5可知： T = N×cosβ N = P/sinβ ∴ T = P/tgβ Mo = T×r鎖 = P×r鎖/ tgβ （12） 式中： P

38、—換檔力 N—作用在鎖止斜面上的正壓力 T—作用在鎖止斜面上的切向分力 β—鎖止角 r鎖—鎖止斜面的作用半徑（分度圓半徑） Mo—作用在鎖止斜面上的撥環(huán)力矩 為避免“不同步嚙合”： 同步摩擦力矩Mf＞Mo 由式（4）、（12）： P×μ×R錐/sinα＞P×r鎖/ tgβ 整理后： tgβ≥r鎖/ R錐×sinα/μ （13） 在鎖環(huán)式同步器設計時鎖止角β選取為： β= 52°— 60° 若考慮到鎖止斜面間的摩擦力，則由圖12： 切向力T∑= N×cosβ- N×μB×sinβ 軸向力P∑= N×sinβ+ N×μB×cosβ

39、 將T∑、P∑代入Mf及Mo計算式并整理后得： tgβ≥（r鎖sinα-μμBR錐）/（μR錐-μBr鎖sinα） 式中：μB — 鎖止斜面間的摩擦系數(shù) 綜上所上述：鎖止角β選取大些，可以避免發(fā)生“不同步嚙合”的不正?，F(xiàn)象。但β角過大時，撥環(huán)力矩將過小，將影響順利嚙合。因此本次設計鎖止角β鎖取60°一般在鎖環(huán)式同步器設計時，同步器齒套、

40、同步錐環(huán)及結(jié)合齒圈的鎖止角β選取同一值。但近來這一設計原則有所改變，即結(jié)合齒圈的鎖止角β應比齒套的小1～2°，而結(jié)合齒圈的鎖止角則取得更小。前者是為了避免角的棱邊首先接觸易劃傷鎖止面。（見圖3-6）后者則是為了順利嚙合。 圖3-6 ⑸ 鎖止面的平均半徑R鎖和同步環(huán)滑塊槽口寬度H：鎖止面的平均半徑R鎖=75mm，可以參照上述式（4）的計算結(jié)果而定。同步錐環(huán)齒的鎖止面和同步器齒套齒的鎖止面貼靠情況，對順利地同步換檔有很大影響。而同步錐環(huán)一端的滑塊缺口能允許同步錐環(huán)產(chǎn)生轉(zhuǎn)角的大小，則起著十分重要的作用。在設計上應予以控制，該轉(zhuǎn)角過大或過小都會使兩鎖止面接觸位置不良。（圖3.7 b、c）在鎖止

41、位置時，兩個鎖止面彼此之間貼靠的位置要最為有利。（圖3.7 a）如果鎖止面之間貼靠的位置不當，會導致同步錐環(huán)鎖止齒的過早損壞或換檔困難。同步錐環(huán)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角大小是和同步錐環(huán)一端的滑塊缺口寬度H和滑塊本身的寬度h有關。 圖3-7 一般推薦：H-h ≥ 0.5×鎖止齒周節(jié)鎖環(huán)式同步器主要零件適用的原材料及熱理要求：見有關行業(yè)標準和企業(yè)標準。 （6） 同步時間t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(jié)構尺寸，轉(zhuǎn)動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦

42、追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。由于五檔是直接檔 ，因此，t5=1s。根據(jù)公式tE=ωJc（r-1）/±[Ms-Mv*Jc/Jv+Mc] Mc=Pld1μ/2sinα式中l(wèi)-變速桿的杠桿比，Mf = P×μ×R錐 / Sinα， P×μ×R錐/Sinα= Jc×Δω/ t由上述可知i4=1.51，α=8°， dl=60mm,ds=75mm,β=60°,螺紋寬度s=0.04mm,中間軸與第一周的傳動比ixm=1.38，μ取0.1代入公式得t= 0.49s，

43、而同步時間t的取值范圍是0.3~0.8s因此本次設計同步時間符合技術要求。 3.4 鎖環(huán)式同步器結(jié)構設計的其它相關問題 （1）鎖環(huán)式同步器的各個零件裝配成套后，零件彼此之間的裝配間隙正確與否，對同步器能否正確工作十分有關。正確的設計應該是同步器齒套端面間隙大于滑塊端面間隙，即δ2＞δ1（見圖3-8） 圖3-8 否則會出現(xiàn)摩擦錐面尚未接觸，還沒有產(chǎn)生使同步錐環(huán)相對齒套轉(zhuǎn)動一角度并形成鎖止位置的摩擦力矩時，齒套就可能通過同步錐環(huán)。導致不同步嚙合及換檔沖擊。一般設計時可?。?

44、 δ1= 0.5—1.0 mm δ2-δ1= 0.20—0.30 mm （2）考慮到同步錐環(huán)錐面的磨損，同步錐環(huán)齒的端面與結(jié)合齒圈端面之間應保有一定的間隙δ3（見圖3-8）。使同步錐環(huán)錐面的磨損在一定程度內(nèi)不影響正常的同步作用和撥環(huán)效果。δ3也稱為磨損裕量，通?？扇。害?= 1.4—1.8 mm （3）應該使同步錐體的錐面寬度B1大于同步錐環(huán)錐面寬度B2，從而可避免在使用中同步錐環(huán)的錐面會磨出臺階，使同步錐面接觸不良，導致不同步嚙合。（見圖3-9） 圖3-9 （4）同步器輸入端的初角速度與輸出端的初角速度的比值一般應控制在1.8以內(nèi)。否則因所需的同步器容量大，同

45、步器設計難度大，不易滿足要求。 4 鍵與花鍵的設計與強度計算 4.1 半圓鍵的設計 4.1.1 鍵的材料 考慮到變速器中傳遞扭矩較大，因此選與軸相同的材料來制造花鍵，查《機械設計》手冊20GrMnTi的δB =1080MPa，δδ=835MPa 計算[δ][τ] δlim =1.6*0.41δB =708.48MPa τlim =1.4*0.3*1080=453.5MPa [δ]=δlim/1.7=416.5MPa [τ]=τlim/1.7=266.8MPa 4.2.2 鍵型號選擇 根據(jù)各段軸頸的不同，選擇鍵的型號如下： 嚙合齒輪：鍵 8*32 四檔： 鍵 8

46、*38 三檔： 鍵 10*38 二檔： 鍵 10*45 4.2.3 強度校核 擠壓強度校核：δ=2T/h′ld τ=2T/dbl 其中，T=Temax，b:鍵寬 h′=h/2 l:接觸角長度中間軸上鍵傳遞扭矩相同，且隨軸徑增大，鍵的尺寸增大，因此只需校核軸徑最小處。 δ=4*360*103*42/13*3.14*44*18=187.1MPa<[δ] τ=2*360*103*42/44*8*31.4=152MPa<[τ] 經(jīng)計算強度足夠 4.2 花鍵的設計計算 4.2.1 花鍵的選擇 （1） 倒檔花鍵;8-60*52*10 （2） 二、三檔花鍵：

47、10-92*82*10 （3） 四、五檔花鍵：10-35*28*4 4.2.2 各花鍵強度校核 對于實際采用的材料組合和標準尺寸來說，花鍵齒面的壓饋或磨損是主要的損壞形式，因此，一般只作連接的擠壓強度或耐磨性計算，計算公式如下: δ=2T/KZhl′d 其中，Z-齒數(shù) K-載荷不均系數(shù)，取2.08 h-齒面工作高度 l′-齒的接觸強度 （1）一檔花鍵強度計算 δ =2*360*103*8.02/0.8*10*35*56*5=73.65MPa<[δ] （2）二、三檔花鍵強度計算 δ=2*360*4.159*103/10*5*23*87=29.9MPa<[δ] （3）四

48、、五檔花鍵強度計算 δ=2*360*1.51*103/10*3.5*28*31.5=35.1MPa<[δ] 經(jīng)計算各花鍵的強度足夠。 5 鎖環(huán)式同步器裝備圖及主要零件圖 客戶自己作圖 6 設計總結(jié) 本次設計是對我大學四年所學知識的總結(jié)，也是對我能否靈活運用所學知識能力的檢驗。通過本次設計，使我掌握了解決問題的基本方法，對以后工作期很大的指導作用。同時，通過本次設計，使自己對以前所學知識得到了進一步的鞏固，也看到了自己的不足環(huán)節(jié)，這需要自己以后進一步學習來彌補。 在設計過程中，得到了指導教師龔堰玨老師及其他老師的悉心指導，在此向他們表示衷心的感謝。由

49、于自己水平有限，經(jīng)驗不足，設計中的錯誤一定很多，敬請各位老批評指導。 參 考 文 獻 [1]張磊，趙娟，張斌，等.大功率電驅(qū)輪邊變速器的可靠性設計與試驗開發(fā)［J］.機械傳動,2016( 4):172～176． [2]梅超,褚超美,繆國.基于折衷規(guī)劃的汽車變速器殼體拓撲優(yōu)化方法研究［J］．機械設計與制造,2016( 8):58～60． [3]褚超美,周進,繆國,等.汽車變速器殼體多工況自適應性拓撲優(yōu)化方法研究［J].上海理工大學學報,2016,38(2):172～176． [4]邵志良,楊志華,葉興成,等.基于試驗場道路譜的雙離合變速器載荷譜研究［J].上海汽車,2015(10):

50、33～35． [5]楊潔,解海靜.汽車機械式變速器傳動機構可靠性優(yōu)化設計[J].工程技術:文摘版,2016(10):55． 致 謝 從16年年末至今，幾個月的堅持努力，終于完成了畢業(yè)前最重要的一項任務。但我知道這也意味著我的大學生活即將畫上句話，就要告別生活了四年的西亞斯校園。經(jīng)歷了絢麗多彩的大學生活，是值得一輩子留念的。在這四年學習中我收獲的不僅在知識上獲得專業(yè)知識，而且在生活中我還收獲了許多玩到一起的無話不說的朋友，這是不能用言語表達的。 本課題是在指導老師的悉心指導和嚴格要求下完成的，從畢業(yè)論文的開題報告到具體的寫作過程，再到論文初稿及后期的定稿，都不厭其煩的教導我。在幾個月的寫作中，感謝我的指導老師在專業(yè)知識上給我提供的寶貴的、前瞻性的意見。指導馮老師極其認真的教學風范和嚴謹求實的態(tài)度使我深受感動我會深深記在心里，這是值得我以后工作中學習的。我知道沒有馮指導老師這樣的幫助與指導，再無遇到困惑的時候不會這么容易迎刃而解。再次感謝我的各位老師！ 22