機械畢業(yè)設計-二軸式變速器設計（含CAD圖紙全套）,機械,畢業(yè)設計,二軸式,變速器,設計,cad,圖紙,全套 摘要 汽車變速器是最重要的組成部分之一 其任務是調整轉換引擎性能 有效 經濟地向驅動輪的動力 從而滿足使用要求 傳輸是傳動系任務 的重要組成部分 一個是確定車輛性能的主要部件 傳輸電平的設計直 接影響到車輛的動力性能 燃油經濟性 可靠性和可移植性 變速器換 擋控制的穩(wěn)定性和效率等 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展 汽車傳動設計的趨勢 是增加發(fā)送功率和的比率的重量 并需要傳輸可以有一個更小的尺寸和 良好的性能 這種設計與現(xiàn)有企業(yè)的基礎是生產汽車圣安娜傳輸 在給 定的發(fā)動機輸出扭矩 速度和最大速度 最大爬坡等條件 著眼于傳動 齒輪 軸的尺寸等結構參數(shù)的結構上進行設計計算 同時設計了傳輸方 案和傳輸形式結構 與操作機構和同步器結構設計 為了更好地提高汽 車的整體性能 關鍵詞 變速器 齒輪 同步器 設計 結構 Abstract Automotive transmission is one of the most important component Its task is to adjust the transformation engine performance the power effectively and economically to drive wheels thus to meet the use requirement Transmission is an important part of a drive train task one is to determine the main components of the vehicle performance The design of the transmission level directly affects the vehicle power performance fuel economy reliability and portability transmission shift control stability and efficiency etc With the development of auto industry auto transmission design trend is to increase the transmission power and the ratio of the weight and require transmission can have a smaller size and good performance This design with the basis of the existing enterprise is producing car santana transmission in a given engine output torque speed and maximum speed maximum gradability and other conditions focuses on the structure of the structural parameters of the transmission gear shaft size and so on to carry on the design calculation At the same time design the transmission scheme and structure of transmission form And the operating mechanism and the synchronizer structure design To better improve the overall performance of the car Key words Transmission Gear Synchronizer Design Structure 目錄 引言 1 第一章 緒論 2 1 1 概述 2 1 1 1 汽車變速器的設計要求 2 1 1 2 國內外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 3 1 2 設計的內容及方法 3 第二章 變速器傳動機構與操縱機構 5 2 1 變速器傳動機構布置方案 5 2 1 1 變速器傳動方案分析與選擇 5 2 1 2 倒檔布置方案 6 2 1 3 零部件結構方案分析 6 2 2 變速器操縱機構布置方案 8 2 2 1 概述 8 2 2 2 典型的操縱機構及其鎖定裝置 9 2 3 本章小結 11 第三章 變速器的設計與計算 12 3 1 變速器主要參數(shù)的選擇 12 3 1 1 檔數(shù) 12 3 1 2 傳動比范圍 12 3 1 3 變速器各檔傳動比的確定 13 3 1 4 中心距的選擇 15 3 1 5 變速器的外形尺寸 15 3 1 6 齒輪參數(shù)的選擇 16 3 2 變速器齒輪強度校核 18 3 2 1 齒輪材料的選擇原則 18 3 2 2 變速器齒輪彎曲強度校核 18 3 2 3 輪齒接觸應力校核 19 3 3 軸的結構和尺寸設計 20 3 3 1 初選軸的直徑 20 3 3 2 軸的剛度計算 21 3 3 3 軸的強度計算 28 3 4 本章小結 32 第四章 變速器同步器及結構元件設計 33 4 1 同步器設計 33 4 1 1 同步器的功用及分類 33 4 1 2 慣性式同步器 33 4 1 3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 35 4 1 4 主要參數(shù)的確定 35 4 2 變速器殼體 37 4 3 本章小結 38 結論 39 參考文獻 40 致謝 41 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 引 言 1 引言 汽車產業(yè)在國內外近幾年的快速發(fā)展 車型的多樣化 個性化和智能化已成為 汽車的發(fā)展趨勢 但傳輸設計一向在汽車的設計中最重要的環(huán)節(jié)之一 傳輸是用來 改變發(fā)動機到驅動輪上的扭矩和轉速 目的是開始在原地 爬坡 轉彎 加速在各 種行駛條件下 如汽車得到不同的牽引力和速度 同時使最強大的工作條件的范圍 內 發(fā)動機的工作 因此 傳輸性能影響的指標 汽車的動力性能和燃油經濟性 傳輸可以使汽車駕駛穩(wěn)定在非常低的速度 并在內燃機的低轉速單獨最低穩(wěn)定速度 很難達到 反向回力車的變速器可以帶動 間隙在啟動發(fā)動機時 停車場和滑行可以 分離發(fā)動機和變速器系統(tǒng)很長一段時間 傳輸結構除了對汽車的性能 燃料經濟性和車輛操縱和便于攜帶 可靠性產生 影響諸如穩(wěn)定性和傳輸?shù)男视兄苯佑绊?變速器和主減速器和優(yōu)化發(fā)動機匹配做 能獲得良好的性能和燃油經濟性的參數(shù) 采用自鎖和聯(lián)鎖裝置 轉向安全裝置 倒錐 齒面及其他措施的聯(lián)合牙齒 可以使可靠的操控 不產生跳躍齒輪 齒輪 自動不 對稱 逆向選擇錯誤 同步器可以使轉向燈 無沖擊噪音 使用高擋 修改和參數(shù)的優(yōu) 化措施可以使齒輪運行平穩(wěn) 噪音低 低噪音水平已成為一個更高的傳輸質量和設 計 工藝水平是關鍵 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章 緒論 2 第一章 緒論 1 1 概述 隨著汽車產業(yè)的快速發(fā)展 多樣化和個性化模式已經成為汽車發(fā)展的趨勢 和 傳輸設計是在汽車設計的全過程中的重要環(huán)節(jié)之一 它被用來改變發(fā)動機到驅動輪 上的扭矩和旋轉速度 目的是各種行駛條件下 使車得到不同的牽引力和速度 同 時 使發(fā)動機在范圍內的最有利的條件工作 因此 它影響的指標 汽車的動力性 能和燃油經濟性能 適用于汽車 其設計的意義更為明顯 在當今的汽車性能的要 求越來越高 車輛的舒適性也為車輛評價的一個重要指標 并且變速器的設計不夠 合理 將會使落下的舒適性 使運行噪音增大車 影響的完整性車上 1 1 1 汽車變速器的設計要求 汽車變速器系統(tǒng)的核心部分 其任務是調整 有效地變換引擎的性能 功率和 經濟上以驅動車輪 以滿足汽車的使用的要求 傳輸是傳動系任務的重要組成部分 一個是確定車輛性能的主要部件 的汽車動力性 燃油經濟性 可靠性和可移植性 變速器換檔控制的穩(wěn)定性和效率的傳輸要求結構有直接的影響 隨著汽車工業(yè)的發(fā) 展 汽車傳動設計的趨勢是增加發(fā)射功率和重量的比值 并要求其尺寸更小 性能 良好 的自動變速器設計工作開始之前 必須先根據(jù)用于選擇一些主要參數(shù)齒輪箱 的實際情況 的主要參數(shù)包括中心距 傳輸軸向尺寸的直徑 軸 齒輪參數(shù) 如齒 輪的齒數(shù) 傳輸?shù)幕驹O計要求 確保必要的汽車動力性能和燃油經濟性 設置間隙 切斷發(fā)動機動力向驅動輪傳輸 設置反向 汽車行駛撤退 移位迅速 節(jié)能環(huán)保 方 便快捷 可靠地工作 在汽車的過程中 發(fā)送應跳躍齒輪 齒輪和變速沖擊現(xiàn)象出現(xiàn) 效 率高 噪音低 結構簡單 合理的解決方案 在滿負荷和沖擊載荷 使用壽命長的狀 況 此外 該傳輸也應滿足尺寸和小 制造成本低 維護方便等的質量 變速器傳動機構有兩種分類方法 根據(jù)前進檔數(shù)分為 三檔變速器 四檔變速器 五檔變速器 多檔變速器 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章 緒論 3 根據(jù)軸的形式分為 固定旋轉軸的軸 固定軸被分為 二軸轉動 中間軸類型變速器 雙中間軸類 型變速器 三中間軸變速器 廣泛使用的固定軸的類型 前輪驅動汽車發(fā)動機上其 中兩個以上的軸轉動 中間軸變速器用于發(fā)動機上的后輪驅動車的前部 旋轉型的 軸線主要用于液壓機械傳動 1 1 2 國內外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 國內外目前 汽車變速器的發(fā)展非常迅速 共同研究利用電控自動變速器 該 變速器具有更好的駕駛的駕駛性能 良好的性能和駕駛的安全性越高 但司機失去 了駕駛樂趣 不能更好地體驗駕駛的樂趣所帶來的 手動機械傳動具有結構簡單 傳動效率高 制造成本和可靠的工作 它被廣泛地應用于不同類型的機動車輛 在 齒輪組而言 海外的易于操縱和齒輪的數(shù)目越來越高的要求 目前 在四齒輪的劑 量尤其五速變速器有一種傾向 變得越來越多 同時 六速傳輸負荷率正在上升 1 2 設計的內容及方法 本次設計的變速器是在桑塔納變速器的基礎上 在給定發(fā)動機輸出轉矩 轉速 及最高車速 最大爬坡度等條件下 主要完成傳動機構的設計 并繪制出變速器裝 配圖及主要零件的零件圖 對變速器傳動機構的分析與選擇 通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點 以及所設計車輛的特點 確定 傳動機構的布置形式 變速器主要參數(shù)的選擇 變速器主要參數(shù)的選擇 檔數(shù) 傳動比 中心距 齒輪參數(shù)等 變速器齒輪強度的校核 變速器齒輪強度的校核主要對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度 進行校核 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章 緒論 4 軸的基本尺寸的確定及強度計算 對于軸的強度計算則是對軸的剛度和強度分別進行校核 軸承的選擇與壽命計算 支持傳動軸部分采用錐形石滾子軸承 壽命計算由汽車里程大修 汽車為三十 萬公里 這樣的設計主要是在國內外大約文學的傳動設計 結合專業(yè)知識 在老師的正 確指導下設計的最近幾年 通過比較不同的方案和方法來選擇最佳方案設計 計算 和的變速驗算結構參數(shù) 同時 同步器換檔和運行機制的分析 如結構設計 此外 為 改進和完善現(xiàn)有的傳統(tǒng)傳輸結構 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章 變速器傳動機構與操縱機構 5 第二章 變速器傳動機構與操縱機構 2 1 變速器傳動機構布置方案 機械變速器具有結構簡單 傳動效率高 制造成本和運行可靠的優(yōu)點 因此被 廣泛用在不同類型的機動車輛的 2 1 1 變速器傳動方案分析與選擇 有機械傳動致動器的布局兩種主要類型 二軸式變速器和中間軸類型變速器 其中超過兩軸傳動用于發(fā)動機前輪驅動的汽車 與中間軸型變速器相比 它有一個 軸和軸承的數(shù)量少 結構簡單 體積小 方便的優(yōu)勢來裝飾 另外 通過一對齒輪 傳動 因此 傳動效率高 噪音低的中間文件只 而是兩個軸傳動不能直接設置 因此軸承 齒輪和軸承都在工作的工作增加噪聲和容易損壞 由它的第一齒輪比的 結構的限制無法設計出很多 其特點是 變速箱輸出軸和主驅動齒輪減速器使其成 為一個有機的整體 縱置發(fā)動機直接輸出功率 和中間軸變速器類型更多后置發(fā)動 機前輪和后輪驅動汽車發(fā)動機后輪驅動的汽車 其特點是 齒輪箱的軸之后 經常 一起制成最第二嚙合齒輪軸和在同一直線上的軸的解決方案的情況下 嚙合套可后 直接將它們連接起來獲得的 使用直接速度傳動齒輪和軸承和中間軸軸承 噪音低 齒輪和軸承的磨損減少 對于不同類型的汽車 具有不同數(shù)目傳動齒輪的 這樣做的原因是 他們使用 不同的條件 車輛的性能要求 和汽車本身比的不同的功率 并與汽車的動力性能 傳動齒輪的數(shù)量 燃油經濟性是密切相關的 在性能方面 裝備的數(shù)量 增加了機 會接近最大功率高的發(fā)動機功率發(fā)揮 提高了汽車的加速和爬坡能力 更在燃油經 濟性 齒輪而言 增加了發(fā)動機的低燃料消耗的能力較低的區(qū)域中 降低燃料消耗 為了提高生產效率 降低運輸成木 然而 增加文件數(shù)量可以使復雜的傳導機制和 質量的提高 軸向尺寸 更高的成本和操作復雜的 綜上所述 由于雙軸傳動的設 計是一個中檔汽車變速器 驅動形式屬于發(fā)動機前輪驅動 而空間的傳輸較小 可 安排的需求傳輸更高 運行噪音低 設計速度高 所以選擇二軸傳動的傳輸方案 選擇五速變速箱和五檔超速 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章 變速器傳動機構與操縱機構 6 2 1 2 倒檔布置方案 常見的倒檔布置方案如圖 2 1 所示 圖 2 1b 方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪 縮短了中間軸的長度 但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合 使換檔困難 圖 2 1c 方 案能獲得較大的倒檔傳動比 缺點是換檔程序不合理 圖 2 1d 方案對 2 1c 的缺點做 了修改 圖 2 1e 所示方案是將一 倒檔齒輪做成一體 將其齒寬加長 圖 2 1f 所示 方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪 換檔換更為輕便 綜合考慮以上因素 為了換檔輕便 減小噪聲 倒檔傳動采用圖 2 1f 所示方案 圖 2 1 倒檔布置方案 2 1 3 零部件結構方案分析 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 直齒圓柱齒輪主要用于一 檔 倒檔齒輪 與直齒圓柱齒輪相比 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 所以本設計全部選用斜齒輪 變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開 然后用花鍵 過盈配合或者滑動 支承等方式之一與軸連接 齒輪尺寸小又與軸分開 其內徑直徑到齒根圓處的厚度 圖 2 2 影響齒輪強b 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章 變速器傳動機構與操縱機構 7 度 要求尺寸 應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度 為了使齒輪裝在軸上以后 b 保持足夠大的穩(wěn)定性 齒輪輪轂部分的寬度尺寸 在結構允許條件下應盡可能取C 大些 至少滿足尺寸要求 2 2 4 1 dC 1 式中 花鍵內徑 2 為了減小質量 輪輻處厚度 應在滿足強度條件下設計得薄些 圖 2 2 中的尺 寸 可取為花鍵內徑的 1 25 1 40 倍 1D 圖 2 2 變速器齒輪尺寸控制圖 齒輪表面粗糙度數(shù)值降低 則噪聲減少 齒面磨損速度減慢 提高了齒輪壽命 變速器齒輪齒面的表面粗糙度應在 m 范圍內選用 要求齒輪制造精40 8 aa R 度不低于 7 級 變速器軸 在大多數(shù)情況下 傳動軸軸承安裝在軸承孔的殼 當傳輸中心距離小 裝飾在 同一面兩個滾動軸承有麻煩的外殼 輸出軸可直接壓入孔的殼 并固定 倒檔軸插入在外殼為壓力和固定軸的孔 并且由螺栓 由上述可知 傳動軸配備零件如軸承 齒輪 齒輪組 或漸開線花鍵軸和矩形 所以在設計時既要考慮的組件上的可能性 并應能平滑安裝在零件軸上 此外 要 注意的相關問題的過程 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章 變速器傳動機構與操縱機構 8 變速器軸承的選擇 傳動軸承經常采用圓柱滾子軸承 球軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 滑動套 筒等滾針軸承 滑動軸承 主要用于齒輪軸是不固定的 而且還需要有兩個相對運 動 圓錐滾子軸承的傳輸 雖然有一個較小的直徑 寬度越大 容量大的優(yōu)點 能 承受高負荷 但也有需要調整預緊 組裝 后橋偏轉和齒輪嚙合沖擊正確的缺點 兩軸換檔由于可變速度的設計 有一個較大的軸向力 因此 在變速器輸入軸和輸 出軸的前方 并以此為基礎系列的軸承的直徑后的設計是利用圓錐滾子軸承 2 2 變速器操縱機構布置方案 2 2 1 概述 根據(jù)汽車使用條件的需求 采用完整的選定文件操作機制的驅動程序和執(zhí)行移 位或回的差距 傳輸控制機構應當符合下列主要條件 只有轉變掛在一擋 換擋應 后點頭整個齒嚙合 防止非對稱或自動換擋自動 防止反向 轉向燈 傳輸控制機制通常送達的頂部或側蓋的內部 有幾個被分離 第二滑動齒輪的 軸傳動操作手法 嚙合套或同步器有不同的齒輪需要 共同用于機械傳動控制機構 是由變速桿 撥片 叉 變速叉軸和聯(lián)鎖 自鎖 和反向裝置 例如主要部件 并依靠駕駛員的手來完成所選擇的文件 輪班工作或 推間隙 叫手動換檔變速箱 直接操縱式手動換檔變速器 當傳輸布置在靠近駕駛員座位 變速桿可直接在發(fā)送安裝 并依靠駕駛員的手 并直接通過手動變速變速器的變速桿換擋功能 稱為直接操縱變速器的完成 這種 控制結構用最簡單的 已被廣泛使用 近年來應用 單一類型的操作機構是比較 其優(yōu)點是減少了傳輸撥叉軸 具有一組自鎖裝置的齒輪 從而簡化了操作機構 但 它需要換擋進度是相等的 遠距離操縱手動換檔變速器 平板型汽車或后置發(fā)動機后輪驅動轎車變速器 限制了整體布局 傳輸遠離駕 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章 變速器傳動機構與操縱機構 9 駛座 然后被安排在變速桿和叉幾個傳動件 換擋手改造后這些機構來完成移之間 功能 這種手動換檔變速器 稱為遠程操作手動換檔變速箱 電動自動換檔變速器 自從 20 世紀 80 年代 基于所述固定軸的機械傳動 通過計算機和電子控制技 術的應用 實現(xiàn)自動換檔 并取消變速桿以及離合器踏板 司機需要控制油門踏板 汽車可以自動完成換檔在行駛過程中 發(fā)送的電自動換檔變速器 因為設計了兩個軸變速裝置的變速 由發(fā)動機前輪驅動的 傳動靠近駕駛員座 位 所以用直接操作型手動換檔變速器 2 2 2 典型的操縱機構及其鎖定裝置 圖 2 3 為典型的操縱機構圖 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上 并防止自動嚙合和分離 一 般采用彈簧和鋼球式機構 換檔機構 變速器換檔機構有直齒滑動齒輪 嚙合和同步器換檔三種形式 采用軸向滑動直齒齒輪變速 并將對齒面 齒輪端磨損和早期損壞的影響 并 伴有噪音 因此 除了第一齒輪 反向已很少使用 使用同步器能夠保證換擋迅速 無沖擊 無噪音 無關與操作技術熟練程度 從而提高了汽車的加速 燃油經濟性和行駛安全性 相比移的上述兩種方法 盡管 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章 變速器傳動機構與操縱機構 10 它具有復雜的結構 高加工精度 缺陷等的軸向尺寸大 但它仍然是廣泛使用 使 用交換文件同步或網(wǎng)格 換擋行程比滑動齒輪換擋更小 相比之下 考慮汽車的控制性能 該設計的所有齒輪的同步器被用于移 2 防脫檔設計 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時 其它變速叉軸互被鎖住 該機構的作用 是防止同時掛入兩檔 而使掛檔出現(xiàn)重大故障 常見的互鎖機構有 互鎖銷式 圖 2 4 是汽車上用得最廣泛的一種機構 互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間 用 銷子的長度和凹槽來保證互鎖 圖 2 4 a 為空檔位置 此時任一叉軸可自由移動 圖 2 4 b c d 為某一叉軸 在工作位置 而其它叉軸被鎖住 圖 2 4 互鎖銷式互鎖機構 擺動鎖塊式 圖 2 5 為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖 鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上 并可繞螺釘軸線自由轉動 操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內 此時 鎖塊的一個或兩個 突起部分 A 檔住其它兩個變速叉軸槽 保證換檔時不能同時掛入兩檔 轉動鉗口式 圖 2 6 為與上述鎖塊機構原理相似的轉動鉗口式互鎖裝置 操縱桿撥頭置于鉗 口中 鉗形板可繞 A 軸轉動 選檔時操縱桿轉動鉗形板選入某一變速叉軸槽內 此 時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉 保證互鎖作用 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章 變速器傳動機構與操縱機構 11 圖 2 5 擺動鎖塊式互鎖機構 圖 2 6 轉動鉗口式互鎖機構 操縱機構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構 通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈 簧機構 使司機在換檔時因有彈簧力作用 產生明顯的手感 鎖止機構還包括自鎖 倒檔鎖兩個機構 是自鎖機構滑塊鎖定在一定位置上的作用 確保所有的齒輪齒嚙合 并防止非 對稱性和自動換擋 自鎖定結構與球形鎖定機構和兩種類型的桿鎖定機構 換檔鎖功能是使駕駛員必須施加變速桿更大的力量 可以掛入倒檔 有提醒 如果選擇錯誤造成逆向安全事故的影響 前輪驅動車的設計 通過直接操作的方式運行機制 或鎖定全部采用 即設置鎖 互鎖 換檔鎖裝置 自鎖球被用來實現(xiàn)自鎖 聯(lián)鎖由相互鎖銷來實現(xiàn)的 通過限制 彈簧移位鎖 使駕駛員的感覺 防止反向 2 3 本章小結 本章主要介紹傳動驅動機構和操作機構的類型 簡要分析得有點和各種類型的 機構的缺點 并未類型 特性和傳輸?shù)墓δ艿脑O計 傳輸?shù)膫鬏斈Ｊ?運行機制安 排 形式的主要部分 做了一個初步的選擇 奠定了后期工作的設計的基礎 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 12 第三章 變速器的設計與計算 3 1 變速器主要參數(shù)的選擇 本次畢業(yè)設計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設計 增加變速器的檔數(shù)能 提高汽車的動力性和經濟性 汽車的檔數(shù)越多 變速器的結構就越復雜 并且增加 的是質量和尺寸輪廓 同時控制機構的復雜 給換擋也帶來了困難 3 1 1 檔數(shù) 在最近幾年中 為了降低燃料消耗 齒輪傳動裝置的數(shù)目有增加的傾向 目前 乘用車一般使用 4 5 齒輪傳動 大排量發(fā)動機乘用車變速器的多功能 5 個文件 通 過使用 4 5 個或更多的商用車傳輸 把質量在 2 0 3 5 噸車采用五速變速箱 以 質量在 4 0 8 0 噸卡車的六速變速器 在全面質量更采用高速傳輸大卡車和越野車 檔數(shù)選擇的要求 相鄰檔位之間的傳動比比值在 1 8 以下 高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小 因此 本次設計的轎車變速器為 5 檔變速器 3 1 2 傳動比范圍 傳動比范圍是指最高和低傳動比變速器的比值 最高檔一般文件直接 傳動比 為 1 0 某些傳輸是最高檔超速 傳動比為 0 7 0 8 選擇低傳輸率的影響因素包括 驅動輪和路面 主減速比與驅動輪滾動半徑和所需之間的發(fā)動機的最大轉矩和由汽 車最大爬坡所需的最低速度穩(wěn)定 粘附達到最小穩(wěn)定的驅動速度等之間 3 0 4 5 的 乘用車的傳動比范圍 一些商業(yè)車輛之間 5 0 8 0 其它商業(yè)車輛是較大的總重量 本設計最高檔傳動比為 0 8 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 13 3 1 3 變速器各檔傳動比的確定 主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為 3 1 037 irnuga 式中 汽車行駛速度 km h a 發(fā)動機轉速 r min n 車輪滾動半徑 m r 變速器傳動比 gi 主減速器傳動比 0 已知 最高車速 172 km h 最高檔為超速檔 傳動比 0 8 車輪maxuv gi 滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 195 60R14 得到 29 mm 發(fā)動機轉速r 1 4 2 0 n 5000 r min 由公式 3 1 得到主減速器傳動比計算公式 pn 92 3178 02537 0 aguinri 最抵檔傳動比計算 按最大爬坡度設計 滿足最大通過能力條件 即用一檔通過要求的最大坡道角 坡道時 驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力 加速阻力為零 空max 氣阻力忽略不計 用公式表示如下 3 2 maxmax0ax sinco GfriTtge 式中 G 車輛總重量 N 坡道面滾動阻力系數(shù) 對瀝青路面 0 01 0 02 f 發(fā)動機最大扭矩 N m maxeT 主減速器傳動比 0i 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 14 變速器傳動比 gi 為傳動效率 0 85 0 9 t R 車輪滾動半徑 最大爬坡度 一般轎車要求能爬上 30 的坡 大約 max 7 16 由公式 3 2 得 3 3 tegiTrGi 0maxax1 snco 已知 m 1120kg r 0 29m N m 2 f 7 16ax 150max eT g 9 8m s 2 把以上數(shù)據(jù)代入 3 3 式 92 30 i 8t 83 189 0231529 7 6sin cos0 91 gi 滿足不產生滑轉條件 即用一檔發(fā)出最大驅動力時 驅動輪不產生滑轉現(xiàn)象 公式表示如下 ntgeFriT 10max 3 4 tegii0max1 式中 驅動輪的地面法向反力 nFgmFn1 驅動輪與地面間的附著系數(shù) 對混凝土或瀝青路面 可取 0 5 0 6 之間 已知 kg 取 0 55 把數(shù)據(jù)代入 3 4 式得 130 m 46 289 02575 9 gi 所以 一檔轉動比的選擇范圍是 46 83 11gi 初選一檔傳動比為 2 45 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 15 變速器各檔速比的配置 按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比 即 qii 54321 32 18045 451 i06 132 4 8 4231 qiq 3 1 4 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經驗公式計算 3 5 31maxgeAiTK 式中 A 變速器中心距 mm 中心距系數(shù) 乘用車 8 9 9 3 KAK 發(fā)動機最大輸出轉距為 170 N m maxeT 變速器一檔傳動比為 2 45 1i 變速器傳動效率 取 96 g 8 9 9 3 8 9 9 3 7 066 62 89 65 71mm A396 0517 轎車變速器的中心距在 60 80mm 范圍內變化 初取 A 64mm 3 1 5 變速器的外形尺寸 橫向尺寸的傳輸 可以根據(jù)齒輪和倒檔齒輪 齒輪的直徑偏移之間的初步確定 的機構安排 影響螺柱的變速箱殼體號碼軸向尺寸 換擋機構的形式和齒輪外形 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用 218 964 3 0 4 3 0 AL mm 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 16 初選長度為 218mm 3 1 6 齒輪參數(shù)的選擇 模數(shù) 一般通過選擇齒輪的模塊的原則上遵守的是 為了降低噪聲 應合理地減小模 數(shù) 增加齒寬同時 使質量 應增加的模量 以及減少齒寬 從進程考慮所有的齒輪 應該選擇一個模塊 從實力上考慮 齒輪應該是不同的模量 汽車 減少工作噪聲更 重要 所以人的模量要小一些 對于卡車 降低質量比降低噪音更重要 因此 模數(shù) 人要大些 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù) 選取一檔模數(shù)為 3 00 二 三 四 五 倒檔模數(shù)為 由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高 所75 2 nm 以各檔均采用斜齒輪 壓力角 壓力角很小 接觸的比例較大 傳動平穩(wěn) 噪音低 壓力角較大 能夠提高牙齒 的彎曲強度和表面接觸強度 對于汽車 以減少噪音 應選擇 14 5 15 16 和 16 5 壓力角較小 對 于卡車 以提高齒輪的強度 應選擇較大的如 22 5 和 25 壓力角 國家規(guī)定的 20 壓力角的標準 所以一般用于 20 壓力角 網(wǎng)狀或 20 的同 步壓力角 25 30 30 壓力角普遍使用 為了制造方便傳輸 我們都使用標準的 20 壓力角 螺旋角 齒輪 齒的強度和軸向力的工作噪音的齒輪螺旋角 選擇一些較大的螺旋角 增加齒輪嚙合的重合度 從而順利地工作和降低噪音 試驗表明 隨著增加螺旋角 齒強度增加了 但是當螺旋角大于 30 度 彎曲強 度銳減 并接觸強度仍繼續(xù)上漲 因此 從提高低齒輪的彎曲強度出發(fā) 不希望使 用過大螺旋角 而從眼睛上提高高端裝備接觸強度 應選擇較大的螺旋角 這樣的設計主要螺旋角為所有 23 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 17 齒寬 b 上的軸向尺寸 質量 齒輪的工作穩(wěn)定性和齒輪和齒輪的強度的透射齒寬時所 有影響的受力均勻的程度 通常根據(jù)齒輪模數(shù) 的大小來選定齒寬 nm 斜齒 取為 6 0 8 5 取 6 0nckb c mm5 167 2 mmknc083 齒頂高系數(shù) 補遺系數(shù)上的接觸比率 齒輪齒的強度 工作噪音 齒相對滑動速度 車輪齒 根和齒頂厚度切割 等等 如果小編系數(shù) 齒輪接觸比小 工作噪音 因為下彎 彎 曲齒的應力的齒 但也減少了 從前一個時間 因此 由于齒輪的加工精度不高 而且在上齒的頂部齒負載濃度 所以一旦齒頂系數(shù)為 0 75 0 80 的短齒齒輪 在齒輪加工精度提高 包括中國補遺系數(shù)為 1 00 為了提高齒輪嚙合的重合度 降低噪音 提高齒根的實力 一些大的傳輸采用與 1 00 碼牙齒的齒頂系數(shù) 本設計取為 1 00 3 2 變速器齒輪強度校核 3 2 1齒輪材料的選擇原則 符合工作條件的要求 不同的工作環(huán)境 有不同的要求齒輪傳動 也有齒輪 材料的不同要求 但是對于一般的動力傳動齒輪 所需要的材料具有足夠的強度和 耐磨性 和硬牙面 軟齒芯 合理選擇材料的匹配 如 350 或更少的 HBS 軟齒面齒輪 以使兩輪接近壽命 的硬度 小齒輪材料硬度應比大齒輪略高 并且使得車輪硬度差在約 30 50 的 HBS 為了提高粘接性 大大小小的車輪應采取不同的鋼級材料 較大 由于一對齒輪已涉及傳動 齒輪磨損也很大沖擊載荷 抗彎強度高的要 求 應選擇硬齒面齒輪組合 所有的齒輪 20 crmnti 滲碳表面硬化處理 58 62 HRC 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 18 硬度后選擇 3 2 2 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核 斜齒輪 3 6 btyKFw1 式中 圓周力 N 1 dTg21 計算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm 為法向模數(shù) mm d coszmdn n 斜齒輪螺旋角 應力集中系數(shù) 1 50 K K 齒面寬 mm b 法向齒距 t nmt 齒形系數(shù) 可按當量齒數(shù) 在齒形系數(shù)圖 3 2 中查得 y 3coszn 重合度影響系數(shù) 2 0 K K 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 19 圖 3 2 齒形系數(shù)圖 將上述有關參數(shù)據(jù)代入公式 3 6 整理得到 3 7 KyzmTcngw3os2 3 2 3 輪齒接觸應力校核 3 8 1 418 0bzjFE 式中 輪齒接觸應力 MPa j 齒面上的法向力 N F cos1F 圓周力 N 1 dTFg21 計算載荷 N mm 為節(jié)圓直徑 mm gT 節(jié)點處壓力角 為齒輪螺旋角 齒輪材料的彈性模量 MPa E510 2 齒輪接觸的實際寬度 mm b 主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm 直齒輪 z sinzr 斜齒輪 sinbr 2cosinzr 2cosinbr 主從動齒輪節(jié)圓半徑 mm zb 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 20 3 3 軸的結構和尺寸設計 在傳輸在工作時 由于齒輪的圓周力 徑向力和軸向力的作用 以承受轉矩傳 遞軸和彎曲力矩 傳動軸的要求應具有足夠的剛度和強度 剛度不足 因為會產生 彎曲變形 齒輪的嚙合損害正確 對齒輪的強度 耐磨性等方面都產生不利影響 3 3 1 初選軸的直徑 在已知兩軸式變速器中心距 時 軸的最大直徑 和支承距離 的比值可在以AdL 下范圍內選取 對輸入軸 0 16 0 18 對輸出軸 0 18 0 21 Ld 輸入軸花鍵部分直徑 mm 可按下式初選取 3maxeTKd 式中 經驗系數(shù) 4 0 4 6 K 發(fā)動機最大轉矩 N m axe 初選輸入 輸出軸支承之間的長度 265mm L 3 3 2 軸的剛度計算 是對齒輪工作軸的影響最大 以產生偏轉 在垂直平面和軸在水平平面內的旋 轉 前者使變速齒輪中心距 破壞了正確的齒輪嚙合 這使得齒輪歪斜給對方 從而 導致應力分布沿齒的方向不均勻 經初步確定的軸的尺寸 軸向剛度和強度計算 圖 3 5 變速器軸的撓度和轉角 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 21 軸的撓度和轉角如圖 3 5 所示 若軸在垂直面內撓度為 在水平面內撓度為cf 和轉角為 可分別用下式計算 sf 3 9 EILbaFfc321 3 10 Ifs2 3 11 EILabF31 式中 齒輪齒寬中間平面上的徑向力 N 1 齒輪齒寬中間平面上的圓周力 N 2F 彈性模量 MP a 2 1 105 MPa EE 慣性矩 mm 4 對于實心軸 I 64dI 軸的直徑 mm 花鍵處按平均直徑計算 d 齒輪上的作用力距支座 的距離 mm abAB 支座間的距離 mm L 軸的全撓度為 mm 2 02 scff 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 cf sf 變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核 一檔工作時 N8 7132cos052cos211 zmTdFngt N 46costa8 7costa1 r N3 0821tn tn1 aF 輸入軸的撓度和轉角的計算 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 22 已知 a 24mm b 241mm L 265mm d 30mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 LdEbaFIfrrc 4212136 mm10 5 01745 26 0 2354642 cf mm5 8 263 1 3874541 sts fLdEbaFf mm 01 022 scf rad02 65 26534 1 34 63 51 Iabr 輸出軸的撓度和轉角的計算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 24mm b 241mm L 265mm d 45mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 LdEbaFIfrrc 4212136 mm10 5 034 265 0 2354642 cf 8 1 3 87452 ss ff mm2 0947 03 222 scf rad02 13 651 3 63 451 EILabFr 二檔工作時 N2 743175 2cos0cos233232 zmTdngt N6 csta 674costa22 rF 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 23 N43 27tan28 6743tan22 aF 輸入軸的撓度和轉角的計算 已知 a 72mm b 193mm L 265mm d 44mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 26541 30 2397643652422 LdEbaFILfrrc mm1 0 5 0165 cf 1 0 9 2654 3 29732 2 srs fIbaf mm2 034 622 scf rad02 145 651 3 7 9703 452 EILabFr 輸出軸的撓度和轉角的計算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 72mm b 193mm L 265mm d 42mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 26541 30 2397643652422 LdEbaFILfrrc mm1 0 5 05 cf mm1 0 8 2654 3 2976324 2 sts fdbaf mm 07 82 scf rad02 17 26541 30 3 9 763 52 EILabFr 三檔工作時 N4 3782175 coscos235353 zmTdngt N6 4cs0tan4 78costa33 rF 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 24 N64 239tan45 378tan3 aF 輸入軸的撓度和轉角的計算 已知 a 95 b 170mm L 265mm d 53mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 LdEbaFILfrrc 423236 mm10 5 085 2651 0 279864452 cf m5 27 631 34798243 sts fLdEbaFf mm 0 0222 scf rad02 4 65314 3 9 795863 Iabr 輸出軸的撓度和轉角的計算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 72mm b 193mm L 265mm d 40mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 265401 3 237958643624223 LdEbaFILfrrc mm10 5 065 cf mm1 0 9 2654 3 27978324 2 sts fdbaf mm 0 62 scf rad02 1 26541 30 3 7 95813 EILabFr 四檔工作時 N1 32675 coscos2 37474 zmTdngt 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 25 N75 13024costan 43costan4 rF N 9t1 t44 a 輸入軸的撓度和轉角的計算 已知 a 144mm b 121mm L 265mm d 53mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 265314 0 2375136422424 LdEbaFILfrrc mm 0 5 081 cf mm1 0 265314 234624 2 sts fdbaf mm 0 82 scf ra02 17 265314 0 34 7513 4 EILabFr d 輸出軸的撓度和轉角的計算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 144mm b 121mm L 265mm d 35mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 265314 0 2375136422424 LdEbaFILfrrc mm 0 5 075 cf mm1 0 7 265314 234624 2 sts fdbaf mm 0 72 scf mm02 56 265314 0 34 5173 4 EILabFr 五檔工作時 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 26 N91 3764075 2cos1cos239595 zmTdFngt N 4cstan 376costa55 r N25 167t9 tn5 aF 輸入軸的撓度和轉角的計算 已知 a 166mm b 99mm L 265mm d 35mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 265314 0 2396536422525 LdEbaFILfrrc mm1 0 03 cf mm1 0 87 26534 23976452 25 sts fdbaf mm 01 822 scf rad02 134 6534 10 3 9 6 55 EILabFr 輸出軸的撓度和轉角的計算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 218mm b 47mm L 265mm d 30mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 2653014 23785036422525 LdEbaFILfrrc mm1 0 07 cf mm1 0 9 265304 2378976452 25 sts fdbaf mm 1 2 scf mm02 396 026534 10 3 78 55 EILabFr 倒檔工作時 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 27 N8 71375 2cos0cos211 zmTdFnRgtR N 46costa8 7costa5 RrR N3 0821tn tn aF 輸入軸的撓度和轉角的計算 已知 a 218mm b 47mm L 265mm d 32mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 265314 0 237854632422 LdEbaFILfrRrRc mm10 5 04 cf mm1 0 8 26534 23787652 2 stRs fdbaf mm 01 22 scf mm02 74 26534 0 3 7 84613 5 EILabFrR 輸出軸的撓度和轉角的計算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 218mm b 47mm L 265mm d 30mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 9 3 10 3 11 得到 2653014 237854632422 LdEbaFILfrRrRc mm10 5 0547 cf mm1 0 26534 2378762 2 stRs fdbaf mm 022 scf mm02 914 65314 0 3 78 15 5 EILabFrR 由以上可知道 變速器在各檔工作時均滿足剛度要求 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 28 3 3 3 軸的強度計算 變速器在一檔工作時 對輸入軸校核 計算輸入軸的支反力 N8 7132cos052cos211 zmTdFngt N 46costa8 7costa1 r N3 0821tn tn1 aF 已知 a 24mm b 241mm L 265mm d 30mm c 53mm 垂直面內支反力 對 B 點取矩 由力矩平衡可得到 C 點的支反力 即 3 12 bFLrA1 將有關數(shù)據(jù)代入 3 12 式 解得 3148 0NAF 同理 對 A 點取矩 由力矩平衡公式可解得 NB5 31 水平面內的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知 3 13 bFaBHA 3 14 1t 將相應數(shù)據(jù)代入 3 13 3 14 兩式 得到 NFBHA2 80467 計算垂直面內的彎矩 B 點的最大彎矩為 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 29 1BABM N mm75240 38 aF N mm65271cos3 cos21 zmdnaB N mm40896577max M B 點的最小彎矩為 N mm122in 計算水平面內的彎矩 N mm4 1937026 8074 aFMAHB 計算合成彎矩 22TBH N mm 3 25791093710522minin N m482ax2axMBH m 軸上各點彎矩如圖 3 6 所示 作用在齒輪上的徑向力和軸向力 使軸在垂直面內彎曲變形 而圓周力使軸在 水平面內彎曲變形 在求取支點的垂直面和水平面內的支反力之后 計算相應的彎 矩 軸在轉矩 和彎矩的同時作用下 其應力為BMHT 3 15 32dW 式中 N m 2MBH 軸的直徑 mm 花鍵處取內徑 抗彎截面系數(shù) mm 3 將數(shù)據(jù)代入 3 15 式 得 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 30 MPa38 97014 3 25233mininmin dMW MPa 1 33axinax 在低檔工作時 400MPa 符合要求 圖 3 6 輸入軸的彎矩圖 對輸出軸校核 計算輸出軸的支反力 齒輪受力如下 N8 71375 2cos0cos211 zmTdFngt 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 變速器的設計與計算 31 N52 3461cos0tan8 7costan11 rF N 82t t1 a 已知 a 24mm b 241mm L 265mm d 30mm c 53mm 主動錐齒輪的受力分析 3 16 MmtDTiF12 式中 發(fā)動機輸出的最大轉矩 T 錐齒輪齒寬中點處的直徑 M 一檔傳動比 1i N4 2384507 12231 MmtDTiF cosins taco az N79 125 6 cos40i65 12it40s 238 sinco tanc rzF N34 62 5 1si4065 12t40os 238 3 4 本章小結 本章主要討論了選擇的主要參數(shù)的傳遞 基本完成了傳輸?shù)闹饕叽缬嬎?在同 一時間對每個傳動齒輪彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度檢查 所述輸入軸和設計的輸 出軸的基本尺寸 并完成了完成每個軸軸承檢查的軸的剛性和強度 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 變速器同步器及結構元件設計 32 第四章 變速器同步器及結構元件設計 4 1 同步器設計 4 1 1 同步器的功用及分類 目前所有的同步器都幾乎摩擦同步器 其功能是使該工作表面的摩擦扭矩 由 嚙合件 在最短的時間同步 以克服的慣性力矩 同步器有常壓式 慣性和三個慣性力 大氣式同步器結構簡單 但不能保證嚙 合塊在同步狀態(tài) 即 角速度相等 移位 現(xiàn)在不必 慣性式同步器被廣泛應用 根據(jù)該結構 慣性型同步鎖定銷型 滑塊 鎖環(huán)和芯片等數(shù)種圓錐型的 盡管 它們的結構是不同的 但它們都具有摩擦元件 鎖定元件和彈性元件 考慮到設計 的汽車變速器 所以選擇鎖環(huán)式同步器 4 1 2 慣性式同步器 慣性式同步器可以在兩個移動元件之間切換 角速度完全相等之前不允許移位 并且因此可以完成同步器和執(zhí)行的功能的同步器的基本要求 鎖環(huán)式同步器 鎖環(huán)式同步器結構 如圖 4 1 中 鎖環(huán)式同步器的結構特點是在摩擦元件的同步器位于鎖環(huán) 1 或 4 和齒輪上的圓錐狀的斜面的 5 或 8 的凸肩部分 作為鎖定元件是在鎖環(huán) 1 或 4 齒和 齒在嚙合套 7 端部 并且斜面端被稱為鎖定表面 在不移動位置的中間 凸塊在滑 塊嵌入嚙合 在溝槽中 以保持同步的中間設置用于偏移的部分在空檔位置 插入 于滑塊寬關節(jié)齒滑塊 饑餓和間隙尺寸的兩端鎖環(huán)間隙 鎖環(huán)式同步器工作原理 沿軸向移動 作用在網(wǎng)的換檔力 網(wǎng)眼推和驅動滑塊和移動鎖環(huán) 直到鎖圈表 面并通過在接合齒輪接觸的錐體 以后 由于作用在圓錐體和兩個錐之間的速度差 的法向力 導致在錐形效果摩擦轉矩 它使鎖緊環(huán)相對網(wǎng)狀集和滑動點周圍的視圖 以及由滑動件確認 下一步 齒輪齒和齒側鎖環(huán)的嚙合 圖 4 2 的鎖定表面接觸時 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 變速器同步器及結構元件設計 33 使網(wǎng)孔組移動 同步器在鎖定狀態(tài) 換檔力將繼續(xù)在圓錐鎖圈上施加壓力 并且使 摩擦轉矩的增加 同時在鎖定表面效應是相反的襯圈轉矩的方向 齒輪角速度與鎖 圈接近 在角速度的瞬間是相等的 所述同步過程結束 摩擦轉矩消失 并撥鎖 環(huán)環(huán)轉矩返回 兩個獨立的鎖定表面 同步器除去鎖定狀態(tài) 上齒輪通過鎖定環(huán)的 偏移力的作用下嚙合關節(jié)去與齒上的齒輪嚙合的聯(lián)合 圖 4 2 B 完全同步 1 4 鎖環(huán) 同步環(huán) 2 滑塊 3 彈簧圈 5 8 齒輪 6 嚙合套座 7 嚙合套 圖 4 1 鎖環(huán)式同步器 a 同步器鎖止位置 b 同步器換檔位置 1 鎖環(huán) 2 嚙合套 3 嚙合套上的接合套 4 滑塊 圖 4 2 鎖環(huán)式同步器的工作原理 由于齒輪齒磨損的鎖環(huán)式同步器具有可靠的操作 部件和耐用的優(yōu)點 但由于 在結構上安排的限制 扭矩容量也不大 而且由于在鎖定環(huán)接合齒的鎖定表面 將 與失敗 并主要用于乘用車和總質量并不大貨車在傳輸 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 變速器同步器及結構元件設計 34 4 1 3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 接近尺寸 b 同步器的第一階段中移 同時在摩擦察恩側的摩擦錐環(huán)側的壓力 并且相對軸 向移動的鎖銷 滑動套筒接合齒與齒倒角之間的軸向距離的錐環(huán)聯(lián)合之前的嚙合 簡稱盡可能接近的大小 尺寸應大于零 取 0 2 0 3 毫米 這種設計取 0 2 分度尺寸 a 中央鎖定銷倒角和銷孔倒角相互矛盾 滑動套筒關節(jié)齒與摩擦錐環(huán)關節(jié)齒稱為 程度大小的中心線之間的距離 尺寸應等于 1 4 關節(jié)齒距 篩目大小和同步是在重 要的尺寸的正確鎖定位置 應控制 鎖銷端隙 1 鎖定銷末端間隙指鎖定銷端面與摩擦錐環(huán)端面之間的空間 同時 滑動摩擦錐 環(huán)端面齒輪組端面與之間的空隙 請求 如果 移位 尚未接觸摩擦錐并在接觸 位置滑動套筒接合齒的鎖定 即接近0 時 應使 通常需要大約 0 5 毫米 4 1 4 主要參數(shù)的確定 摩擦因數(shù) f 在推動 特別是在中檔次更高檔小區(qū)的過程中自動換擋 經常指同步工作 同 步器環(huán)和工作條件下連接齒輪角速度差之間的同步 要求使用同步環(huán)有足夠的壽命 應選擇的耐磨性能的材料是很好的 為了獲得穩(wěn)定的性能和巨大的物質需求較大的 摩擦力矩和摩擦系數(shù)進行同步環(huán) 同步器 另一方面 在油工作 降低摩擦系數(shù) 它是困難的設計工作 除了摩擦系數(shù)的相關選擇的材料 并在工作面的表面粗