論文-汽車同步器設(shè)計

1、-PAGE . z第一章緒論1.1 選題背景汽車同步器的應(yīng)用與開展趨勢近幾年來我國汽車行業(yè)開展迅速，產(chǎn)量連年突破新高。汽車工業(yè)已成為國民經(jīng)濟的第四大支柱行業(yè)，同時我國僅次于美、日、德的汽車第四大生產(chǎn)國。隨著汽車產(chǎn)業(yè)的開展，對機械換檔裝置中的重要部件同步器的要求也越來越高。但是，目前國對同步器的研究很少，其生產(chǎn)還處于照抄照搬的模仿階段，而在普通齒輪變速器中采用同步器，可以保證換檔時齒輪嚙合不受沖擊，消除噪聲，延長齒輪壽命，使換檔動作方便迅速，有利于提高汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性，由此可見同步器的重要。圖1.1汽車同步器我國同步器開展的現(xiàn)狀由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉(zhuǎn)，變換檔位時嚙合存在

2、一個同步問題。兩個旋轉(zhuǎn)速度不一樣齒輪強行嚙合必然會發(fā)生沖擊碰撞，損壞齒輪。因此，舊式變速器的換檔要采用兩腳離合的方式，升檔在空檔位置停留片刻，減檔要在空檔位置加油門，以減少齒輪的轉(zhuǎn)速差。但這個操作比擬復(fù)雜，難以掌握準確。因此設(shè)計師創(chuàng)造出同步器，通過同步器使將要嚙合的齒輪到達一致的轉(zhuǎn)速而順利嚙合。鎖環(huán)式同步器的特點、組成與分類同步器有常壓式，慣性式和自行增力式等種類。慣性式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，在其上面設(shè)有專設(shè)機構(gòu)保證接合套與待接合的花鍵齒圈在到達同步之前不可能接觸，從而防止了齒間沖擊。慣性同步器按構(gòu)造又分為鎖環(huán)式和鎖銷式兩種。目前全部同步式變速器上采用的是慣性同步器，它主要由接合套、

3、卡環(huán)鎖環(huán)等組成，它的特點是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步。接合套、鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均有倒角鎖止角，鎖環(huán)的錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產(chǎn)生摩擦。鎖止角與錐面在設(shè)計時已作了適中選擇，錐面摩擦使得待嚙合的接合套與接合齒圈迅速同步，同時又會產(chǎn)生一種鎖止作用，防止齒輪在同步前進展嚙合。當同步鎖環(huán)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸后，在摩擦力矩的作用下齒輪轉(zhuǎn)速迅速降低或升高到與鎖環(huán)轉(zhuǎn)速相等，兩者同步旋轉(zhuǎn)，齒輪相對于鎖環(huán)的轉(zhuǎn)速為零，因而慣性力矩也同時消失，這時在作用力的推動下，接合套不受阻礙地與鎖環(huán)、接合齒圈接合，并進一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換檔過程。1.2 本課題的研究工作本文闡述了汽車手動變速器中的

4、關(guān)鍵組成部件同步器的主要設(shè)計過程，其中包括該課題的選題背景，具體方案確實定和主要零件的設(shè)計計算。本文在查閱大量同步器設(shè)計相關(guān)資料的根底上，對同步器進展比擬深入的研究和分析，最終得出了具體的方案。本次設(shè)計以中國*型貨車為模型，參考局部整車數(shù)據(jù)，通過大量的計算分析，設(shè)計出了中間軸式五檔手動變速器中的五檔同步器。其中同步環(huán)的主要參數(shù)有同步環(huán)錐面上的螺紋槽、錐面半錐角、摩擦錐面平均半徑、錐面工作長度、同步環(huán)徑向厚度、鎖止角、同步時間。最后對同步器進展校核，看同步器的性能是否符合技術(shù)要求。并且對鍵和花鍵進展了計算與校核。第二章方案選擇及論證2.1 汽車同步器的構(gòu)造特點同步器是在接合套換檔機構(gòu)根底上開展起

5、來的，其中除包括接合套、花鍵毅、對應(yīng)齒輪上的接合齒圈外，還增設(shè)了使接合套與對應(yīng)接合齒圈的圓周速度迅速到達并保持一致同步的機構(gòu)，以及阻止二者在到達同步之前接合以防止沖擊的機構(gòu)。目前廣泛采用的是慣性式同步器，它是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。慣性式同步器從構(gòu)造上保證接合套與待接合的花鍵齒圈在到達同步之前不可能接觸，以防止齒間發(fā)生沖擊和產(chǎn)生噪聲。汽車同步器的零件如圖二。1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)合齒圈 4、7-鎖環(huán)同步環(huán)5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結(jié)合套圖2.1鎖環(huán)式同步器2.2 同步器的工作原理轎車和輕、中型貨車的變速器廣泛采用鎖環(huán)式慣性同步器，其構(gòu)造和工作原理可以*型汽

6、車五檔變速器中的五檔同步器為例說明，如圖三所示。將花鍵毅 7 套裝到的二軸上后，即用卡環(huán)軸向固定。在花鍵毅兩端與齒圈和一樣齒圈之間，各有一個青銅制成的鎖環(huán)也稱同步環(huán)2 。鎖環(huán)上有斷續(xù)的短花鍵齒圈，花鍵齒的斷面輪廓尺寸與齒圈 1 及花鍵毅7上的外花鍵均一樣。兩個鎖環(huán)上的花鍵齒，在對著結(jié)合套的一端都有倒角稱為鎖止角，且與結(jié)合套齒端的倒角一樣。鎖環(huán)具有與齒圈1上的錐形摩擦面錐度一樣的錐面，錐面上制出螺旋槽，以便兩錐面接觸后破壞油膜，增加錐面間的摩擦。三個滑5分別嵌合在花鍵毅的三個軸向槽，并可沿槽軸向滑動。三個定位銷4分別插入三個滑塊的通孔。在彈簧6的作用下，定位銷4壓向接合套3，使定位銷端部的球面正

7、好嵌在接合套中部的凹槽，起到空擋定位的作用?；瑝K5的兩端伸入鎖環(huán)2的三個缺口中，鎖環(huán)的三個凸起部8分別伸入到花鍵毅7的三個通槽中，只有當凸起部8位于缺口的中央時，接合套與鎖環(huán)的齒方可接合。設(shè)變速器由四檔換入五檔直接檔，鎖環(huán)式慣性同步器的工作原理如圖三所示。接合齒圈 2 、同步環(huán) 3 、接合套 4 、定位銷 5 、滑塊 6 、彈簧 7 、花鍵毅 8 、鎖環(huán)凸起部圖2.2同步器工作原理當接合套3剛從五檔退到空檔時，齒圈1和接合套3連同鎖環(huán)2都在其本身及其所聯(lián)系的一系列運動件的慣性作用下，繼續(xù)沿原方向如圖中箭頭所示旋轉(zhuǎn)。設(shè)它們的轉(zhuǎn)速分別為，n1、n2和n3，則此時，n2=n3、n1n3，即n1n2。

8、鎖環(huán)2在軸向上是自由的，故其錐面與齒圈 1的外錐面并不接觸，如圖三a所示。假設(shè)要掛入六檔，可如圖三b所示撥叉撥動接合套3，并通過定位銷4帶動滑塊5一起向左移動。檔滑塊左端面與鎖環(huán)2的缺口的端面接觸時，便推動鎖環(huán)移向齒圈2，使具有轉(zhuǎn)速差n1n2的兩錐面一經(jīng)接觸便產(chǎn)生摩擦作用，齒圈1即通過摩擦作用帶動鎖環(huán)相對于接合套超前轉(zhuǎn)過一個角度，直到鎖環(huán)的凸起部8與花鍵毅7通槽的另一側(cè)面接觸時，鎖環(huán)便與接合套同步轉(zhuǎn)動。此時，接合套的齒與鎖環(huán)的齒較鎖環(huán)的凸起部8位于花鍵毅的通槽中央時錯開了約半個齒厚花鍵毅通槽寬度為鎖環(huán)凸起部8的寬度加上接合套的一個齒厚 A ) ，從而使接合套的齒端倒角與鎖環(huán)相應(yīng)的齒端倒角正好抵

9、觸而不能進入嚙合。顯然，此時假設(shè)要使接合套的齒圈與鎖環(huán)的齒圈接合，必須使鎖環(huán)相對與接合套退后一個角度。由于駕駛員始終對于接合套施加一個軸向力，使接合套齒端倒角壓緊鎖環(huán)齒端倒角，于是在鎖環(huán)的鎖止角斜面上作用有法向壓力，可分解為軸向力和切向力。切向力所形成的力矩力圖使鎖環(huán)相對于接合套向后退轉(zhuǎn)，稱為撥環(huán)力矩。軸向力則使鎖環(huán)2與齒圈1二者的錐面產(chǎn)生摩擦力矩，使二者轉(zhuǎn)速n2與n1迅速接近，并且實際上可認為n2不變，只是n1趨近于n2。這是因為鎖環(huán)2連同接合套3 通過花鍵毅7與整個汽車相聯(lián)系，轉(zhuǎn)動慣量大，轉(zhuǎn)速下降很慢。而齒圈1僅與離合器從動相聯(lián)系，轉(zhuǎn)動慣量很小，速度降低較前者快得多。因為齒圈1是減速旋轉(zhuǎn)，

10、根據(jù)慣性原理，即產(chǎn)生慣性力矩，其方向與旋轉(zhuǎn)方向一樣。此慣性力矩通過摩擦錐面作用到鎖環(huán)上，阻止鎖環(huán)相對接合套向后退轉(zhuǎn)。亦即在鎖環(huán)上作用著兩個方向相反的力矩：切向力形成的力圖使鎖環(huán)相對于接合套向后退轉(zhuǎn)的撥環(huán)力矩和摩擦錐面上阻止鎖環(huán)向后退轉(zhuǎn)的慣性力矩。在n1尚未等于n2之前，兩個錐面間摩擦力矩的數(shù)值與齒圈1的慣性力矩相等。如果撥環(huán)力矩大于慣性力矩，則鎖環(huán)2即可相對于接合套向后退轉(zhuǎn)一個角度，以便二者進入接合；假設(shè)撥環(huán)力矩大于慣性力矩，則二者不可能進入接合。在設(shè)計同步器時，適當?shù)剡x擇鎖止角和摩擦錐面的錐角，可以保證在到達同步之前，齒圈1施加在鎖環(huán)2上的慣性力矩總是大于切向力形成的撥環(huán)力矩，因而，不管駕駛

11、員通過操縱機構(gòu)加在接合套上的軸向推力有多大，接合套齒端與鎖環(huán)齒端總是相互抵觸而不能接合。只要駕駛員繼續(xù)加力在接合套上，摩擦作用就迅速使齒圈1的轉(zhuǎn)速降到與鎖環(huán)2轉(zhuǎn)速一樣，后二者保持同步旋轉(zhuǎn)，即齒圈1相對于鎖環(huán)的轉(zhuǎn)速和角速度均為零，于是慣性力矩便消失了。但由于軸向力的作用，兩個摩擦錐面還是嚴密接合著的，因而此時撥環(huán)力矩便使鎖環(huán)連同齒圈1及與之相連的所有零件一起相對于接合套向后退轉(zhuǎn)一個角度，使鎖環(huán)凸起部8又移到花鍵毅7的通槽中央，兩個花鍵齒圈不再抵觸，此時接合套壓下定位銷6繼續(xù)左移，而與鎖環(huán)的花鍵齒圈進入接合，鎖環(huán)的鎖止作用即行消失。接合套與鎖環(huán)接合以后，軸向力不再存在，錐面間的摩擦力矩也就消失。如

12、果此時接合套與花鍵齒圈1的花鍵齒發(fā)生抵觸，如圖三c所示，則與上述相似，作用在齒圈1花鍵齒斜面上的分向力使齒圈1及其相連零件相對與鎖環(huán)及接合套轉(zhuǎn)過一個角度，使接合套與齒圈1進入接合，而最后完成了換入六檔的全過程，如圖三d所示。以上介紹的從低速檔換到高速檔的情況，反之亦然，從高速檔換到低速檔的工作原理根本一樣，只不過是接合齒圈的速度提升到與接合套和鎖環(huán)速度一樣?？紤]到構(gòu)造布置上的合理性、緊湊性及錐面間產(chǎn)生的摩擦力矩等因素，所含是慣性同步器多用于轎車和輕型貨車上。近年來，中型貨車變速器的中、高速檔中也開場采用這種同步器。第三章同步器設(shè)計的主要計算3.1 同步器理論設(shè)計計算：3.1.1轉(zhuǎn)動慣量的計算：

13、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(guān)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=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零件外徑95厘米d零件徑82厘米g重力加速度980厘米/秒2材料比重鋼：7.85克/厘米3L零件厚度30厘米轉(zhuǎn)動慣量的轉(zhuǎn)換：根本公式為J換=Ji=

14、J主動齒輪齒數(shù)/從動齒輪齒數(shù)=1.921*1.51=2.901 kgm各檔的總轉(zhuǎn)動慣量J，需要將各相應(yīng)零件的轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)到被同步的零件上。J=J+ J換=1.921+2.901=4.822kgm3.1.2角速度差的計算：在理論設(shè)計計算中，一般是按角速度差的最大值計算。所以只有假設(shè)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(yīng)于發(fā)動機最大功率的轉(zhuǎn)

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。輸入端需要加速才能同步。只有假定換檔前輸入端的轉(zhuǎn)速是相應(yīng)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ma*。所以：出=6.8623rad/s

16、發(fā)動機在換檔前的角速度發(fā)為：發(fā)=出i高=6.8623*1.0=r6.8623ad/s輸入端被同步齒輪換檔前的角速度為：入= 發(fā)/i低= 6.8623/1.51=4.5446rad/sma*=出-入= 6.8623-4.5446=2.3177rad/s3.2 鎖環(huán)式同步器的構(gòu)造參數(shù)、尺寸設(shè)計計算：根據(jù)同步器計算根本方程式5：PR錐/Sin= Jc/ t按條件：同步器輸入端轉(zhuǎn)動慣量Jc、角速度均可計算出，根據(jù)式5，即可計算出所需的同步摩擦力矩Mf值。根據(jù)式4：Mf = PR錐 / Sin其中：換檔力P 為了換檔輕便，力P應(yīng)有所控制。按汽車行業(yè)標準QC/T 290631992中的有關(guān)規(guī)定：輕型車中型

17、車重型車400N最大 500N最大 620N最大因此本次設(shè)計取中型車620N。同步錐面摩擦系數(shù)：在同步器設(shè)計計算時一般可取= 0.1同步錐角：同步摩擦力矩Mf可隨著角減小而增大，但角的極限取決于錐面角防止自鎖的條件，即：tg見后說明根據(jù)式4：可得R錐 = Mfsin/P7同步環(huán)構(gòu)造參數(shù)及尺寸確實定：圖3.1圖3.1 D分度圓直徑同步環(huán)大端直徑同步環(huán)錐面角 B同步環(huán)錐面寬由上式可推算出：= 2R錐 + Btg8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)歷，設(shè)計時可按下式初步確定同步環(huán)接合齒分度圓直徑：D = /0.80.85 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(shè)計時推薦按下

18、述經(jīng)歷公式確定同步錐面寬B：B = 0.250.40R錐10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3.23.3 鎖環(huán)式同步器的根本尺寸：1錐面角：由式4可知，越小則摩擦力矩Mf越大。但小到一定程度時，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，防止自鎖的條件是tan。一般=68。=6時，摩擦力矩較大，但在錐面的外表粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；圖3.3在兩錐面到達同步以后，這時換檔力P還在作用著，則：P = Nsin+sNcos式中：s 兩錐面間的靜摩擦系數(shù)當完成同步換檔且

19、換檔力P=0 時，同步環(huán)錐面應(yīng)脫離同步錐體外錐面，此時摩擦力sN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。只有在保證以下條件時，才能防止兩錐面間發(fā)生抱死分不開的現(xiàn)象。即 NsinsNcostgs11由于摩擦系數(shù)s在設(shè)計計算時推薦采用0.10,故錐面角一般可取6730.對多錐面同步器，由于摩擦力矩有足夠大，錐面角可取8或830。本次設(shè)計中采用的錐角均為取8。2同步環(huán)的幾個構(gòu)造尺寸：a.摩擦錐面的平均半徑R錐，R錐設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大。R錐往往受構(gòu)造限制，包括變速器中心距及相關(guān)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

20、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(shè)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(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，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(yīng)選用鍛件或精細鍛造工藝加工制成，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0.30.5mm，使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副圍，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的

21、同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空外表噴上厚0.070.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的23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(shè)計中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。R錐和W的大小，都受到變速器齒輪中心距和相關(guān)零件構(gòu)造及空間尺寸的限制。設(shè)計時應(yīng)在許可圍，R錐和W都應(yīng)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(guān)。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(yīng)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(shè)

22、計時， R錐越大則B也要相應(yīng)選擇大一些。有些資料推薦的一個經(jīng)歷公式可做參考： B0.250.40R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，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定設(shè)計中考慮到降低本錢取一樣的b取5mm。d.同步錐環(huán)錐面上的螺紋線：螺紋頂寬：在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(shè)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0.0250.10。另一方面要求螺頂?shù)耐獗泶植诙纫茫也辉试S留有切削刀痕

23、。所以螺頂外表增加最后一道研磨工序是十分必要的。因此本次設(shè)計螺紋頂寬取0.04mm。螺距及螺紋角：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0.60.75。螺紋角一般取60，螺紋深可取0.250.40。因此本次設(shè)計采取螺距0.65mm，螺紋角60，螺紋深度采取0.35mm。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69個。為減小應(yīng)力集中，油槽底的圓角半徑應(yīng)盡量取得大一些。如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計得窄些，則

24、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。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(shè)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(shè)計軸向泄油槽為8個，槽寬3mm。圖3.4同步錐環(huán)鎖止角鎖：在鎖環(huán)式同步器中設(shè)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。鎖止角鎖選取的正確，可以保證只有在換檔的兩

25、個局部之間角速度差到達零值才能進展換檔。影響鎖止角鎖選取的因素，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(shè)計上要保證，同步摩擦力矩Mf始終應(yīng)大于此撥環(huán)力矩。只有當兩嚙合件到達同步，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 = NcosN = P/sin T = P/tgMo = Tr鎖 = Pr鎖/ tg12式中： P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

26、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)力矩為防止不同步嚙合：同步摩擦力矩MfMo由式4、12：PR錐/sinPr鎖/ tg整理后：tgr鎖/ R錐sin/13在鎖環(huán)式同步器設(shè)計時鎖止角選取為：= 52 60假設(shè)考慮到鎖止斜面間的摩擦力，則由圖12：切向力T= Ncos- NBsin軸向力P= Nsin+ NBcos將T、P代入Mf及Mo計算式并整理后得：tgr鎖sin-BR錐/R錐-Br鎖sin式中：B 鎖止斜面間的摩擦系數(shù)綜上所上述：鎖止角選取大些，可以防止發(fā)生不同步嚙合的不正?，F(xiàn)象。但角過大時，撥環(huán)力矩將過小，將影響順利嚙合。因此本次設(shè)計鎖止角鎖取60一般在鎖環(huán)式

27、同步器設(shè)計時，同步器齒套、同步錐環(huán)及結(jié)合齒圈的鎖止角選取同一值。但近來這一設(shè)計原則有所改變，即結(jié)合齒圈的鎖止角應(yīng)比齒套的小12，而結(jié)合齒圈的鎖止角則取得更小。前者是為了防止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(shè)計上應(yīng)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在鎖止位置時，兩

28、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(dǎo)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(guān)。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處理要求：見有關(guān)行業(yè)標準和企業(yè)標準。6同步時間t同步器工作時，要連接的兩個局部到達同步的時間越短越好 EQ 。除去同步器的構(gòu)造尺寸，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(guān)，不同車型要求作

29、用到手柄上的力也不一樣。由于五檔是直接檔 ，因此，t5=1s。根據(jù)公式tE=Jcr-1/Ms-Mv*Jc/Jv+McMc=Pld1/2sin式中l(wèi)-變速桿的杠桿比，Mf = PR錐 / Sin，PR錐/Sin= Jc/ t由上述可知i4=1.51，=8，dl=60mm,ds=75mm,=60,螺紋寬度s=0.04mm,中間軸與第一周的傳動比i*m=1.38，取0.1代入公式得t= 0.49s，而同步時間t的取值圍是0.30.8s因此本次設(shè)計同步時間符合技術(shù)要求。3.4 鎖環(huán)式同步器構(gòu)造設(shè)計的其它相關(guān)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

30、分有關(guān)。正確的設(shè)計應(yīng)該是同步器齒套端面間隙大于滑塊端面間隙，即21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(dǎo)致不同步嚙合及換檔沖擊。一般設(shè)計時可?。?= 0.51.0 mm2-1= 0.200.30 mm2)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(yīng)保有一定的間隙3見圖3.8。使同步錐環(huán)錐面的磨損在一定程度不影響正常的同步作用和撥環(huán)效果。3也稱為磨損裕量，通?？扇。?= 1.41.8 mm3)應(yīng)該使同步錐體的錐面寬度B1大于同步錐環(huán)錐面寬度B2，從而可防止在使用中同步錐環(huán)的錐面會

31、磨出臺階，使同步錐面接觸不良，導(dǎo)致不同步嚙合。見圖3.9圖3.94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(yīng)控制在1.8以。否則因所需的同步器容量大，同步器設(shè)計難度大，不易滿足要求。第四章鍵與花鍵的設(shè)計與強度計算4.1 半圓鍵的設(shè)計本設(shè)計的中間軸與軸齒輪的連接采用半圓鍵連接，用半圓鍵有如下優(yōu)點：鍵和鍵槽制造簡單，拆裝方便。鍵的材料考慮到變速器中傳遞扭矩較大，因此選與軸一樣的材料來制造花鍵，查機械設(shè)計手冊20GrMnTi的B =1080MPa， =835MPa計算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*38三檔：鍵 10*38二檔：鍵 10*45強度校核擠壓強度校核：=2T/hld =2T/dbl其中，T=Tema*，b:鍵寬 h=h/2 l:接觸角長度中間軸上鍵傳遞扭矩一樣，且隨軸徑增大，鍵的尺寸增大，因此只需校核軸徑最小處。=4*360*10*42/13*3.14*44*18=187.1MPa=2*360*10*42/44*8*31.4=152MPa經(jīng)計算強度足夠4.2 花鍵的設(shè)計計算在本設(shè)計里，變速器二軸上的花鍵均為矩形花鍵，這是因為矩形花鍵定心精度高，

33、應(yīng)力集中較小，承載能力大的優(yōu)點。花鍵的選擇1倒檔花鍵;8-60*52*102二、三檔花鍵：10-92*82*103四、五檔花鍵：10-35*28*4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:=2T / K Z h l d其中，Z-齒數(shù) K-載荷不均系數(shù)，取2.08h-齒面工作高度 l-齒的接觸強度1一檔花鍵強度計算 =2*360*10*8.02/0.8*10*35*56*5=73.65MPa2二、三檔花鍵強度計算=2*360*4.159*10/10*5*23*87=29.9MPa3四、五檔花

34、鍵強度計算=2*360*1.51*10/10*3.5*28*31.5=35.1MPa經(jīng)計算各花鍵的強度足夠。第五章設(shè)計總結(jié)本次設(shè)計是對我大學(xué)四年所學(xué)知識的總結(jié)，也是對我能否靈活運用所學(xué)知識能力的檢驗。通過本次設(shè)計，使我掌握了解決問題的根本方法，對以后工作期很大的指導(dǎo)作用。同時，通過本次設(shè)計，使自己對以前所學(xué)知識得到了進一步的穩(wěn)固，也看到了自己的缺乏環(huán)節(jié)，這需要自己以后進一步學(xué)習來彌補。在設(shè)計過程中，得到了指導(dǎo)教師龔堰玨教師及其他教師的悉心指導(dǎo)，在此向他們表示衷心的感。由于自己水平有限，經(jīng)歷缺乏，設(shè)計中的錯誤一定很多，敬請各位老批評指導(dǎo)。完畢語經(jīng)過四年在大學(xué)的學(xué)習和生活，我不但學(xué)習各方面的知識，

35、而且積累了很多參與實踐的經(jīng)歷，這為我進展這次畢業(yè)設(shè)計打下了良好的根底，雖然我懂得并不多，在指導(dǎo)教師和同學(xué)們的幫助下我看是一步一步地走上正軌，努力完成畢業(yè)設(shè)計。一進入這個學(xué)期我們就開場了畢業(yè)實習，主要是為畢業(yè)設(shè)計做準備。我設(shè)計的課題是*五檔變速器同步器的設(shè)計，在指導(dǎo)教師的細心指導(dǎo)下，我初步了解了該課題設(shè)計思路，根本構(gòu)造和傳動原理，由于我缺乏理論和技術(shù)上的常識，所以單獨完成任務(wù)困難很大，但這也是畢業(yè)設(shè)計對我們的考驗，對我們能力的進一步升華。可是當真正開場設(shè)計時因為我經(jīng)歷缺乏，遇事不知道該從何處落手，于是我們小組的成員齊心協(xié)力，頻頻出入圖書館，查閱資料，向有指導(dǎo)教師請教，并隨時記下所見所想,遇到不理

36、解的地方再向指導(dǎo)教師請教。我們不斷的重復(fù)這個過程，致使我們對課題有了初步的設(shè)計方案。接下來我們開場手工繪制草圖，核實尺寸，定制材料，然后經(jīng)指導(dǎo)教師初步審核。接下來我們終于開場了真正出成果的局部-繪制裝配圖、零件圖和書寫設(shè)計說明書。這些工作可以說是繁瑣和勞累的。每天我都要在計算機前呆上好幾個小時，一圖紙常常要修改好幾遍，許多細微的地方都不能粗心，例如圖層、線型、尺寸線、標注等等都馬虎不得，有時確定不了正確率就要查閱好多資料。尤其是這種機械的傳統(tǒng)設(shè)計，我們更應(yīng)該一步一步按要求進展設(shè)計，對關(guān)鍵的零件給予校核，有時一幅圖紙要與指導(dǎo)教師研究修改好屢次，目的就是盡量使設(shè)計構(gòu)造更趨于合理和完善。現(xiàn)在我的設(shè)計

37、終于完成了，我心里有說不出的喜悅，有一種成就感。付出了自己辛勤的汗水，通過自己和同學(xué)們一起辛勤的勞動而完成了畢業(yè)設(shè)計，對我以后工作有很大的幫助，不但為我以后的工作積累了一些經(jīng)歷，更為日后的能更好的團結(jié)合作起到不可替代的作用。當然，希望我的畢業(yè)設(shè)計能得到教師們的認可，由于我的經(jīng)歷缺乏，設(shè)計一定會有很多錯誤，請教師多多批評指正。致 在整個畢業(yè)設(shè)計期間，我們的指導(dǎo)教師龔堰玨教師對我給予了極大支持和幫助，在這里要對龔教師表示衷心的感。還有與我同組的旭，王方明及宿舍成員，都給予我很大的幫助，在此也對他們的幫助與支持表示誠摯的意。另外，我還要感與我同在一起生活學(xué)習了四年的同學(xué)們。盡管我們每個人做的都不是同

38、一個題目，但平時我們一起討論，互相幫助，共同解決了許多遇到的難題。我要對他們的熱心幫助與關(guān)心表示深深的意。參考文獻：汽車設(shè)計 王望予主編 M 機械工業(yè)汽車構(gòu)造 大學(xué)汽車工程系主編 M 人民交通汽車設(shè)計叢書 高維山主編 M 清華大學(xué)汽車工程系機械設(shè)計手冊 成大先主編 M化學(xué)工業(yè)附錄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