中间轴式五档手动变速器设计说明书

摘 要 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，是汽车总成部件中的重要组成部分，是主要的传动系统。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。本文设计研究了中间轴式五档手动变速器，其目的是基于机械原理、机械设计、UG、Auto CAD等知识的熟练运用和掌握，并利用UG和Auto CAD软件绘制装配图和零件图等五项内容。首先，对指导老师给的任务书进行参数计算。其次，对工作原理做了阐述，对不同的变速器传动方案进行比较，选择合理的结构方案进行设计。再次，对变速器的各挡齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算，并进行了受力分析、强度和刚度校核计算,并为为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。对一些标准件进行了选型以及变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。最后，本文将对变速器换档过程中的重要部件同步器以及操纵机构进行阐述，讲述同步器的类型、工作原理、设计方法以及重要参数。关键词： 变速器；传动比；参数；设计计算；校核ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency. This design study of the three-axis 5-speed manual transmission, the purpose is based on mechanical principles, mechanical design, UG, Auto CAD and other knowledge and mastery of the use of skilled and using UG and Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements.At first, to guide the teacher to the task of calculating the parameters of the book. The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment. At last, I will introduce the operation mechanism and the Synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the Synchronizer.At the supplement, I will write some thing like formula, tableau graph and so on. It may be helpful for the future design.Key words: Transmission, Transmission Ratio, Parameters, Design and Calculation, Checking, Shaft, Gear.目录附录1一、基本数据选择41.1 传动方案和零部件方案的确定41.1.1 传动方案初步确定41.1.2 零部件结构方案41.2 主要参数的选择和计算51.2.1 确定最小传动比51.2.2确定最大传动比61.2.3 挡位数确定61.2.4初选中心距A71.2.5 外形尺寸(初选)71.2.6 齿轮参数71.3 各挡齿轮齿数的分配及齿轮变位81.3. 1 确定1挡齿轮的齿数81.3.2 确定其他各挡的齿数9二、齿轮校核132.1 轮齿弯曲强度计算142.2轮齿接触应力j16三、轴及轴上支承的校核183.1 轴的工艺要求183.2 轴的强度与刚度计算193.2.1 初选轴的直径193.2.2轴的强度校核19四 同步器的选择224.1 选用惯性式同步器中的锁环式同步器224.1同步器工作原理23五、操纵机构265.1 直接操纵式26六、变速器箱体266.1变速箱结构266.2 箱体轴向尺寸27第 I 条 参考文献27一、基本数据选择1.1 传动方案和零部件方案的确定 根据题目给定参数和总体设计结果可以确定，作为一辆前置后驱的货车，毫无疑问应该选用中间轴式多挡位机械式变速器。其特点是：（1）设有直接挡（2）1挡有较大的传动比（3）挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用或不采用常啮合齿轮传动（4）除1挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡（5）除直接挡以外，其他挡位工作时，传动效率略低（6）适用于前置后驱的汽车。1.1.1 传动方案初步确定（1）变速器第1轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第2轴前端经轴承支承在第1轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，1挡采用滑动直齿齿轮传动。（2）倒挡利用率不高，而且都是在停车后在挂入倒挡，因此可以采用支持滑动齿轮作为换挡方式。（3）传动方案采用的2、3、5挡用常啮合齿轮传动，4挡为直接挡，而1、倒挡用直齿滑动齿轮换挡。1.1.2 零部件结构方案（1）齿轮形式 齿轮形式为直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于1挡和倒挡。（2）换挡机构形式 此变速器换挡机构有直齿滑动齿轮和同步器换挡两种形式。1挡和倒挡采用结构简单的直齿滑动齿轮换挡，使用率高的其他挡位采用同步器换挡。（3）变速器轴承 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。变速器第1轴、第2轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承承受径向力。滚针轴承、滑动轴套用于齿轮与轴不固定连接，有相对转动的地方，比如高挡区域同步器换挡的第2轴齿轮和第2轴的连接，由于滚针轴承滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合，在不影响齿轮结构的情况下，应尽量使用滚针轴承。1.2 主要参数的选择和计算由给定主要参数额定装载质量(Kg)最大总质量(Kg)最大车速（Km/h）纵梁尺寸背角与臀角组号30006000120180*6=15=956及总体设计中设计参数，有最大转矩： 发动机最大功率：Pmax=127.8Kw最大转矩转速：车轮：后轮选择7.50R16LT ； 前轮选择8.25R16LT传动系机械效率1.2.1 确定最小传动比为了满足足够的动力性能，需要校核最高挡动力因数。由于我们选定设计的是中型货车，因此最高挡动力因数取值范围为，此处我们取，最小传动比与最高挡动力因数有如下关系式中：为最高挡时，发动机发出最大扭矩时的最大车速，。其他参数如下表。最大总质量(Kg)空气阻力系数迎风面积A（）0.90418.860000.853.5根据式子可得，。由主减速器传动比得，1.2.2确定最大传动比传动系最大传动比，需要满足满载最大爬坡度及满足附着条件。（1）满足最大爬坡度。 其中，取一般货车最大爬坡度16.7（2）满足附着条件。即 取因此，变速器传动比范围是0.885.14，传动系最大传动比1.2.3 挡位数确定经计算按照等比级数分配，对3挡、4挡间速比根据情况调整。按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：， 则各挡速比为 ， (注意，本方案并不是严格按照等比分配传动比)1.2.4初选中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式 式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，货车：=8.69.6，取8.6 ；发动机最大转矩（N.m）；变速器1挡传动比， ；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，。 则，1.2.5 外形尺寸(初选)货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，5挡为（2.73.0）A，在此取3A。轴向尺寸，取整数为325mm。1.2.6 齿轮参数（1）模数。一般同一变速器齿轮模数不相等，对于货车减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数，变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。根据国家规定，GB/T 13571987渐开线圆柱齿轮模数的规定，考虑货车的最大质量为， 而小于14t。因此1挡直齿齿轮，其他挡位为4mm（）。啮合套和同步器的结合齿多数采用渐开线齿形，由于工艺上的原因，同一变速器中的结合齿模数相同。总质量在（1.814）t的货车模数为2.03.5mm，选取较小的模数可使齿数增多，有利于换挡。在此取2.5mm。（2）压力角遵照国家规定取标准压力角为20，啮合套或同步器的压力角为30。（3）螺旋角斜齿轮螺旋角选用范围为货车变速器：1826,初选24。（4）齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取8.0；斜齿，取为6.08.5，取8.5。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取3mm。 斜齿轮宽度取，滑动直齿齿轮宽度取。（5）齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.0。1.3 各挡齿轮齿数的分配及齿轮变位在初选中心距A、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。5挡变速器传动方案如右图所示。1.3. 1 确定1挡齿轮的齿数1挡传动比1挡采用常啮合斜齿轮传动，取螺旋角为11.7.模数m为4，中心距，代入计算后得，取为整数52，然后进行大、小齿轮齿数的分配。经验算，中间轴上的1挡齿轮取 ，因此1挡大齿轮齿数为 2)对中心距A进行修正通过选用正角度变位系数，可以凑出新的中心距为。3）确定常啮合齿轮副的齿数 由式子求出常啮合传动齿轮的传动比而常啮合传动齿轮的中心距与1挡齿轮的中心距相等，即其中，常啮合齿轮、采用斜齿圆柱齿轮，模数，初选螺旋角，代入上两式子，求得 ，取整为49 ，求得并取整 ， 。核算1挡传动，齿数分配合理。根据所确定的齿数，由式子，根据圆整后的齿数，精算出螺旋角=24。变位：理论中心距 端面压力角 端面啮合角 变位系数之和 因= 1.3.2 确定其他各挡的齿数2挡齿轮齿数。由于2挡为斜齿轮，模数与1挡齿轮相同。 此外，从抵消或减小中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式取，进行试凑取已是极限，代入式子，联立，可求出，和三个参数。求得取整为24，取整为27，验证传动比，齿数分配合适。根据所确定的齿数，按式子算出精确的螺旋角值为19.2。对2挡齿轮进行角度变位：理论中心距 端面压力角 端面啮合角 变位系数之和 =03挡齿轮齿数。3挡齿轮为斜齿轮，模数大小和2挡一样。 由，得此外，从抵消或减小中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式进行试凑，求得2=20.7，代入得Z5=19.93,圆整为20；Z6=30.58，圆整为31。验证传动比，传动比变化不大，齿数分配合适。根据所确定的齿数，按式子算出精确的螺旋角值为19.2。 对3挡齿轮进行角度变位：理论中心距 端面压力角 端面啮合角 变位系数之和 4挡为直接挡 5挡齿轮齿数5挡齿轮为斜齿轮，模数大小和3挡一样。 ，此外，从抵消或减小中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式进行试凑，求得 ，代入式子，联立，可求出，和三个参数。求得取整为36，取整为13，验证传动比，齿数分配合适。根据所确定的齿数，按式子算出精确的螺旋角值为24.85。对5挡齿轮进行角度变位：理论中心距 端面压力角 端面啮合角 变位系数之和 05)确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮有直齿轮副、和。初选、后，螺旋角选，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选，则：由可求出。 确定倒挡轴与第二轴的中心距二、齿轮校核变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。变速器在工作时，齿轮受到较大的冲击载荷作用；一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压造成齿面点蚀；换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷。 所以需要对齿轮进行计算和校荷。 注：本毕业设计只进行低挡位的齿轮弯曲强度校核与高挡位的齿轮疲劳接触强度校核以及常啮合齿轮的弯曲强度与接触疲劳强度校核。2.1 轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力 齿形系数图式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如上图。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，1、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算1挡主动齿轮10的弯曲应力 计算倒挡齿轮12的弯曲应力 （2）斜齿轮弯曲应力 （2.2）式中：计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=8.0重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，对货车为100250MPa。1）计算2挡齿轮8的弯曲应力 2）计算常啮合齿轮1的弯曲应力 2.2轮齿接触应力j 式中：轮齿的接触应力（MPa）； 齿面上的法向力（N），；为圆周力； 斜齿轮螺旋角( )； 齿轮材料的弹性模量（MPa）, 齿轮接触的实际宽度(mm) ，齿宽； 主动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮；从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮 ； 、主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表。变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡130014006507001）计算第5挡的齿轮4的接触应力 2）计算常啮合齿轮的接触应力 3）计算3档直齿齿轮接触应力 3）计算2档直齿齿轮接触应力4）计算1档直齿齿轮接触应力4）计算倒档直齿齿轮接触应力因此，本设计变速器齿轮材料采用20CrMnTi，并进行渗碳处理，大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。三、轴及轴上支承的校核3.1 轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，表面光洁度不低于815。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度16。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少17。3.2 轴的强度与刚度计算3.2.1 初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距=108mm，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承距离的比值：对中间轴，=0.160.18；对第二轴，0.180.21。第一轴花键部分直径（mm）可按下式初选式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。第一轴花键部分直径；第二轴和中间轴最大直径最大轴支承之间的长度，第二轴支承之间的长度；中间轴支承之间长度，取，代入上述设计公式，均符合要求。第二轴：；中间轴： 均符合要求。3.2.2轴的强度校核（1）轴的刚度验算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支反力。挡位不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时将轴看做链接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取。轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图2所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，则可分别用下式计算 全挠度 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N；）弹性模量（MPa）,惯性矩(mm)，对于实心轴，；轴的直径，花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。由于中间轴上常啮合齿轮上的圆周力最大，因此只需要验算常啮合齿轮的强度和刚度即可，变速器轴向尺寸L=325mm，取a=35mm，则b=L-a=290mm取该处d=54，代入上式得：满足设计要求。（2）轴的强度验算作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力Fc和Fs之后，计算相应的弯矩Mc，Ms。轴在转矩Tn和弯矩的共同作用下，其应力为：式中：计算转矩，Nmm; 轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm；弯曲截面系数，mm；在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm；在计算断面处轴的垂向弯矩，Nmm；许用应力。变速器轴采用与齿轮相同的材料制作。对于本例支点A的水平面内和垂直面内支反力为：强度满足设计要求。四 同步器的选择同步器的结构同步器能实现迅速和无噪音声换档，换档时又能避免啮合套端部受到损坏，并使操纵轻便，所以近代的汽车变速器，除轿车的倒档和货车的一档、倒档以外，其它档位多数都装用同步器。惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，从而避免了齿间冲击。 图5-1 锁环式同步器三维图1、4-齿轮 2-滑块 3-拨差 5、9-锁环 6-弹簧圈 7-花键毂8-接合套10-凹槽 11-轴向槽 12-缺口花键毂与第二轴用花键连接，并用垫片和卡环作轴向定位。在花键毂两端与齿轮之间，各有一个青铜制成的锁环（也称同步环）。锁环上有短花键齿圈，花键齿的断面轮廓尺寸与齿轮及花键毂上的外花键齿均相同。在两个锁环上，花键齿对着接合套的一端都有倒角（称锁止角，且与接合套齿端的倒角相同。锁环具有与齿轮上的摩擦面锥度相同的内锥面，内锥面上制出细牙的螺旋槽，以便两锥面接触后破坏油膜，增加锥面间的摩擦。三个滑块分别嵌合在花键毂的三个轴向槽内，并可沿槽轴向滑动。在两个弹簧圈的作用下，滑块压向接合套，使滑块中部的凸起部分正好嵌在接合套中部的凹槽内，起到空档定位作用。滑块的两端伸入锁环的三个缺口中，只有当滑块位于缺口的中央时，接合套与锁环的齿方可能接合。常压式同步器虽然结构简单，但又不能保证被啮合件在同步状态（即角速度相等）下换档的缺点，故仅在少数重型汽车上得到应用，而在大多数变速器中得到广泛应用的是惯性式同步器。同步器作为一种换档装置，是在接合套换档的基础上发展起来的，起功用是使接合套与待接合的齿轮二者之间迅速达到同步，并阻止二者在同步前进入啮合，从而可消除换档时的冲击，缩短换档时间，简化换档过程，使换档操纵作简捷而轻便。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件和锁止元件。摩擦元件是同步缓和齿轮上的凸出部分 ，分别在他们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面，锁至元件是在换动齿套的圆盘部分的中间做出与同步环刚性连接专用弹簧下面的钢球和销使滑动齿套和头脑干部环弹性连接。图表二所示摩擦元件是用滑动齿套上的锥面来实现的。作为锁止元件是锁环的内齿和做在齿轮上的接合齿端部。齿轮和锁环之间是弹性连接。在惯性式同步器中，弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件。它用来使用有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止，解除锁止和换档。锁档式同步器优点是零件数量少，并且摩擦锥面平均半径教大，使其转距容量得到提高，故多用于中，重型货车变速器，它工作可靠，零件耐用，但因结构布置上的限制，转距容量不大，而且由于锁止面在同步锥环的结合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用语轿车和轻型货车变速器中。锁环式同步器的锁止面在同步锥环和啮合套的倒锥面上，省去了同步锥环的结合齿，且轴向尺寸较小，多用于中，重型货车变速器中。多锥式同步器的锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个锥面之间再插入两个辅助同步锥。由于锥表面的有效摩擦面积成倍的增加，同步转距也相应的增加，因而具有较大的转距容量和低的热负荷。这不但改善了同步的效能，增加了可靠性，而且可使换档力大为减小。若保持换档力不变，则可缩短同步时间，多锥式同步器多用与重型货车得主、副变速器以及分动器中。惯性增力式同步器又称为波舍式同步器。它能可靠的保证旨在同步状态下实现换档。只要啮合套和换档齿轮之间存在转速差，弹簧片的支承力就阻止同步缩小，从而也就阻止了啮合套移动。只有在转速差为零时，弹簧片卸除载荷，于是对同步环直径的缩小失去阻力，这样才能实现换档。该同步器的特点是，由于同步环内部的弹簧片作用，同步环产生的摩控力矩得到成倍增长，增长的程度随两啮合件的转差而变化，转差愈大，增力作用愈强，因此，用不大的换档力冰可以在很短的时间内完成换档。在完成换档后，同步环处于啮合套的屋顶状凹槽里，被可靠的固定住，帮在挂 档位置无需采用自锁装置，此外，波舍同步器还有结构简单、工作可靠、轴向尺寸短（与一般啮合套换档部件的轴向尺寸相近）等明显的优点，因此适用于货车变速器，且采用愈来愈多。4.1 选用惯性式同步器中的锁环式同步器锁环式同步器的结构如图五（A）所示。变速时，换挡机构通过拨叉推动啮合套，由于同步器推块一起移动，当同步器推块与同步环接触时遍推动同步环向齿轮上的齿环移动，使两锥面相接触见图五（C）。由于啮合套上有推力，两锥面间存在正压力，且二者存在转速差，故二者一经接触便产生摩擦力矩，此力矩带动同步环相对于啮合套转动，直至同步环推块槽靠在推块的一侧为止见图五（D），此时啮合套与同步环同步旋转，啮合套齿端倒角与同步环齿端倒角正好相抵触（设计上使推块槽比推块宽半个齿距），而不能进入接合，起到了锁止作用。同步环齿端倒角上的正压力分解为轴向力和切向力两个分力，轴向力使两锥面间存在正压力，而产生摩擦力矩，切向力产生拨环力矩,拨环力矩力图使同步环反转,而同步环上的摩擦力矩又阻止同步环反转，只要设计上保证摩擦力矩大于拨环力矩，不管换挡力有多大，啮合套与同步环齿端倒角总是相抵触而不能接合，起到了锁止作用见图五（E）。由于换挡力的继续作用和增大，摩擦力矩增大，使齿轮的速度降低或升高，当摩擦力矩等于惯性力矩时，齿轮、同步环和啮合套三者达到了同步运转。这样，齿轮和同步环间无相对运动，惯性力矩消失，拨环力矩将使同步环相对啮合套反向转过一个角度，花键齿不再相抵触，使啮合套越过同步环与齿轮上的齿环啮合，而完成换挡见图五（B）。4.1同步器工作原理同步器换档过程由三个阶段组成，第一阶段，同步器离开中间位置，做轴向移动并靠近在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬间，由于齿轮3的角速度和滑动齿套的角速度不同，在摩 擦力矩作用下锁销4相对滑动齿套1转动一个不大的角度，并占据图上所示的位置。此时锁止面接触，结果阻止滑动套向换档方向移动。 第二阶段，来自手柄传至档并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于 1和3的转速逐渐接近，其角速度差减小了。在角速度差等于0的瞬间同步过程结束。第三阶段，角速度等于0，摩擦力矩消失，而轴向力仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，届时滑动齿套和锁销上的斜面相对移动。从而使滑动齿套占据了换档位置。在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下： 图5-2 锁环式同步器1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环）5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套如图所示，此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图4.3b），使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成同步换档。 图5-3 锁环同步器工作原理五、操纵机构5.1 直接操纵式这种形式的变速器布置在驾驶员座椅附近，变速杆由驾驶室底板伸出，驾驶员可以直接操纵。如图所示，多用于发动机前置后轮驱动的车辆。拨叉轴7、8、9和10的两端均支承于变速器盖的相应孔中，可以轴向滑动。所有的拨叉和拨块都以弹性销固定于相应的拨叉轴上。三、四挡拨叉2的上端具有拨块。拨叉2和拨块3、4、14的顶部制有凹槽。变速器处于空挡时，各凹槽在横向平面内对齐，叉形拨杆13下端的球头即伸入这些凹槽中。选挡时可使变速杆绕其中部球形支点横向摆动，则其下端推动叉形拨杆13绕换挡轴11的轴线摆动，从而使叉形拨杆下端球头对准与所选挡位对应的拨块凹槽，然后使变速杆纵向摆动，带动拨叉轴及拨叉向前或向后移动，即可实现挂挡。例如，横向摆动变速杆使叉形拨杆下端球头深入拨块3顶部凹槽中，拨块3连同拨叉轴9和拨叉5即沿纵向向前移动一定距离，便可挂入二挡；若向后移动一段距离，则挂入一挡。当使叉形拨杆下端球头深入拨块14的凹槽中，并使其向前移动一段距离时，便挂入倒挡。各种变速器由于挡位数及挡位排列位置不同，其拨叉和拨叉轴的数量及排列位置也不相同。例如，上述的变速器的前进挡用了三根拨叉轴，倒挡独立使用了一根拨叉轴，共有四根拨叉轴。六、变速器箱体6.1变速箱结构五挡系列变速箱为三轴式。单中间轴定轴传动，有五个前进挡，一个倒挡，二到五挡齿轮为斜齿轮，一倒挡为直齿轮。二轴上的各挡齿轮均装在双列滚针轴承上，二、三挡装有锁销式惯性同步器，四、五挡装有锁环式惯性同步器，一、倒挡为直齿滑动齿轮传动。可实现远距离双杆或单杆手动操作，变速箱壳体是整体式箱型，呈“立式”安装，与发动机离合器总成直接连接。变速箱的润滑采用“飞溅式”。6.2 箱体轴向尺寸 箱体轴向尺寸初选为325mm，最终确定330.5mm总结本次毕业设计的课题是轻型货车变速器的三维设计，变速器为机械式变速器。变速形式为5+1的传动方案，换挡方式全部采用同步器换挡。首先，进行的是变速器的方案论证。通过查阅资料和总结别人的设计经验，本次的设计方案是全部采用常啮合齿轮传动，变速器类型为三轴式变速器。其次，进行的是变速器主要参数的选择和设计计算。变速器的主要参数包括：档数和传动比的选择、齿的轮模数、螺旋角、压力角的选择、齿数和齿宽的选择。设计计算就是根据所选择的数据和毕业设计任务书中给定的数据，具体来计算变速器的传动比的分配和齿数的分配以及轴向力的抵消校核，还有传动比和所选定的螺旋角进行校核。然后，对所计算的数据和设计的齿轮、轴进行强度和刚度上的校核。这一部分主要利用机械设计和材料力学的相关知识，齿轮的强度和刚度的计算主要参看机械设计部分，轴的强度和刚度的校核主要参看材料力学部分。最后，我介绍了同步器和轴承的相关知识，因为不是主要的研究对象，所以我介绍了相关的工作原理和作用。接着是变速器各个零件的三维图设计，然后将各零件组装成总装图，用UG完成。接下来就是变速器的设计图纸的绘制，我主要绘制变速器的输入轴、输出轴、中间轴和齿轮。此次设计二维图纸的绘制采用Auto CAD。变速器设计图纸的绘制，是为生产过程提供可靠的依据和生产工艺的确定以及加工的依据。这就是变速器的总的设计过程。在其过程中也遇到好多问题，幸得董志国老师和同学的帮助才能顺利完成此次毕业设计，非常感谢。致谢这次设计得以顺利完成，首先得感谢老师和同学的大力支持和帮助特别是陈勇老师的耐心指导，更使作者收获颇丰，在此向他表示衷心的感谢。在做毕业设计的过程中，老师教给我的许多解决设计问题的思维方法，以及指出了我们毕业设计中的一些不足，这必将对我以后走上工作岗位有很大的帮助，本人将铭记于心。在本次设计中，我尽心尽力将自己四年来所学的知识运用其中，在规定的时间内完成了毕业设计。在与同学的共同探讨问题之中，我清楚的认识到了合作精神和团队精神的重要性，这些，都对我以后走出校园走向社会有非常大的帮助。 姚文卓 2019年4月28日第 I 条 参考文献【1】 陈家瑞主编 汽车构造（第三版）北京：机械工业出版社2009.2【2】 朱文坚 黄平 刘小康主编 机械设计（第二版）北京：高等教育出版社 2008.10【3】 王望予主编 汽车设计（第四版）北京：机械工业出版社 2004.8【4】 余志生主编 汽车理论（第五版）北京：机械工业出版社2009.3【5】 林学东主编 发动机原理 北京：机械工业出版社 2008.528