汽车机械式变速器中锁环式同步器的设计

毕业设计(论文) 汽车机械式变速器中锁环式同步器的设计学 院 ：专业（班级）：作者（学号）：（1301071002）指导教师：姓名（括号内填写职称或学位）完成日期： 2017年4月15日蚌埠学院教务处制目 录中文摘要1英文摘要21 绪 论31.1 研究的作用及意义31.2 国内外研究现状31.2.1 国外研究现状31.2.2 国内研究现状42 汽车锁环式同步器相关概述52.1 汽车同步器的应用与发展趋势52.2 我国同步器发展的现状62.3 锁环式同步器的特点、组成与分类63 同步器设计的主要计算63.1 同步器理论设计计算63.1.1 转动惯量的计算63.1.2 角速度差的计算73.2 锁环式同步器的结构参数、尺寸设计计算83.3 锁环式同步器的基本尺寸103.4 锁环式同步器结构设计的其它相关问题164 键与花键的设计与强度计算174.1 半圆键的设计174.1.1 键的材料184.2.2 键型号选择184.2.3 强度校核184.2 花键的设计计算164.2.1 花键的选择184.2.2 各花键强度校核185 锁环式同步器装备图及主要零件图（客户自己操作图）196 设计总结20参 考 文 献21致 谢22汽车机械式变速器中锁环式同步器的设计摘 要：汽车是一种重要的交通工具，是人生活不可缺少的一部分。在汽车的运行当中，内部系统相互之间进行协调，在发动机的作用下带动汽车运行。在汽车速度的控制当中，变速器中锁环式同步器发挥着至关重要的作用。通过变速器中锁环式同步器的协调作用，将汽车内部结构配置改变从而对汽车速度进行调整。因此，在汽车机械式变速器的设计当中，应对注重可靠性优化设计，从而更好的满足汽车变速控制需求，提升汽车的整体性能。本文第一部分从国内外对锁环式同步器的设计研究现状展开叙述，第二部分提出与汽车机械式变速器中锁环式同步器设计的相关理论，第三部分根据设计要求做出相关数据计算以及键与花键的设计与强度计算，最后画出设计图稿做出本次毕业设计总结。关键词：汽车；锁环式同步器；可靠性；优化设计Design of automotive mechanical transmission in the lock ring type synchronizerAbstract: Car is an important means of transport, is an indispensable part of peoples 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, transmission 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 reliability 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 ring 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；reliability；optimal design1 绪 论1.1 研究的作用及意义科学技术的不断发展，汽车行业的发展越来越迅速，更好的适应经济的全球化，在中国乃至国际化上，取得一定的效益以及影响力，使得汽车行业的健康持续发展，将汽车行业进一步推向一个更高的位置。汽车发展的速度之快，加大了人们对于汽车的需求量，同时，也提出了一定的要求，满足消费者对于汽车产品的期待和人们的需求，更好的加大汽车行业的飞速发展，汽车行业的不断发展加大了我国的国有经济，极大的推动了世界生产力的发展。在汽车的组成当中，变速器是汽车传动系的一个最为重要的组成部分，可是很好的使得变速器在换挡过程中，齿轮与花键齿轮之间不产生摩擦，还要进行较为复杂的操作，还要在很短的时间内高质量的完成，这样就算驾驶员的技术非常高超，也是非常容易疲劳的，遇到这样的问题，就需要及时解决，需要在变速器的结构上进行一定的变化，使得换挡平稳，操作起来非常简单，驾驶员不会有那么重的疲劳感，这是的变速器设置才会是最为合理的。在这同时，同步器也开始进行运作，然而，同步器的结构非常简单，是汽车配件中不可或缺的一个组件，需要引起重视，同步器是在已经有了的结合齿轮圈进行对接的，这个结合套还对其做了一定的增改，改变它的圆周速度，使得它跟同步器的速度不差上下，这样可以很好的避免两者之间的互相冲突，各个部位进行很好的对接。同步器在汽车配件中起着重要的作用，操作简单，很方便，汽车在行驶过程中就算变速，也可以依旧保持相对平稳的状态，可以减少冲击，噪音降低，还可以节省耗油量，对于车子而言还可以起到很好的保护作用，可怜，同步器是有着重大意义的。1.2 国内外研究现状1.2.1 国外研究现状在20世纪20年代开始，国外发达国家开始在汽车变速器当中，开始运用同步器，直到20世纪60年代后期，工程师在不断探索与研究，将变速器与同步器进行相关的理论研究，进行合理的分析，取得了一定的进展。研究进展有6个方面可以体现:同步器的初步应用。运用基本理论，在这基础之上，继续探索与研究，同步器如何与变速器巧妙的结合，如何进行平稳的换挡，控制在合适的时间范围之内，根据原理，设计出同步器同步和锁止过程简单力学的表达，做出一定的推断，运用数学化的模型，分析同步器工作的性能，慢慢开始实现对与同步器工作一整个过程的完整结合，以及同步器功能的运用。研究影响同步性能的因素。近几年在不断发展，人们根据理论推断，技术的不断更新积累，运用动力学还有摩擦学理论进行系统性的研究与探索，同步器在换挡过程中起到的作用是巨大的，要求对于同步器进一步的了解与不断探索进行分析，争取满足不同汽车用途的同步器结构以及功能的多样化，使得变速器以及同步器在多种车型中得到广泛的使用。同步器的运动特性研究。网络信息化的发展，计算机的飞速发展，数值仿真软件的运用，为汽车同步器的技术研究提供了很大的方便，得知同步器的结构参数对于汽车换挡过程性能的影响，给同步器参数的优化设计打下了基础。同步齿合的相对运动仿真研究。运用动力学仿真分析与进行合理化的研究，研究出同步和被同步元件的运动与接触力的变化规律过程。同步过程的分析研究。法国学者提出同步器各个阶段的不同作用，把同步器分为好几个阶段，用来描述每个阶段的运动状态还有受力模型的研究，设计最为合理的优化设计思路。优化设计方案。工程师开始对同步器以及汽车运动过程中的换挡进行不断优化与合理设计，运用统计学方法进行数值的仿真研究，得出最为合理的方案。1.2.2 国内研究现状同步器在国内的研究相对而言，还是比较晚的，优化设计还是起源于90年代，研究工作方面很多都在跟发达国家进行相应的学习，技术不断的更新与积累，当前，很多生产企业都是仍然满足于技术引进，以及在国外的设计基础上进行一定程度的修改，用以来满足客户的需求。汽车行业的发展迅速，国内很多自主品牌的建立，国内产品在不断的进行多元化发展，个性化发展，技术不断更新与引进，市场的竞争越来越激烈，对于变速器的发展提出了更为严格的要求。企业在降低成本，提升产品质量，对于产品设计多下功夫，积极推动，引起了很多人的重视。研究方向如下:在同步器理论基础上进行优化设计。了解同步器的结构以及性能之间的关系，运用模型推断与模拟，得出静态同步器的优化设计方案。仿真方法研究。同步器的工作进行全面动态仿真分析研究，国内开始对于虚拟样机技术进行模拟，获得同步器的结构参数以及影响规律。根据虚拟实验的结果，进行同步器优化的设计，设计的更加合理，实现同步器性能的提高。参数设计研究。当前只是运用虚拟样机技术，进行参数设计。运用仿真模拟设计研究取得了很大的进展，现在已成为同步器大力发展的方向。2 汽车锁环式同步器相关概述2.1 汽车同步器的应用与发展趋势汽车行业在近几年发展尤其迅速，汽车的销量也是出现了极大的突破。第四大支柱行业就是汽车行业，我国的汽车行业现在只是低于美国，日本以及德国。汽车发展速度很快，汽车零件的要求也在逐步提高，对于同步器提出了更高的要求，从国内来看，对于同步器的研究还是比较少的，生产模式还处于抄袭模式，没有自己的经营模式与体系，同步器的运用起到了很大的作用，换挡方便简单，没有噪音，无污染，燃油量降低，提高汽车的经济性能。图2-1 汽车同步器2.2 我国同步器发展的现状变速器当中的输入轴与输出轴两者转动的速度是不一致的，这就存在一个是否同步的问题。齿轮转速不一样，肯定会发生相互的摩擦与不吻合，对于齿轮造成极大的影响，所以，旧式的变速器在换挡的时候，需要两脚离合就是这个原因，减档必须在空档位置加油门，减少齿轮的运转速度。操作起来也是非常复杂的，不容易掌握，同步器就可以在这个时候起到很好的作用了。2.3 锁环式同步器的特点、组成与分类变速器当中的输入轴与输出轴两者转动的速度是不一致的，这就存在一个是否同步的问题。齿轮转速不一样，肯定会发生相互的摩擦与不吻合，对于齿轮造成极大的影响，所以，旧式的变速器在换挡的时候，需要两脚离合就是这个原因，减档必须在空档位置加油门，减少齿轮的运转速度。操作起来也是非常复杂的，不容易掌握，同步器就可以在这个时候起到很好的作用了。3 同步器设计的主要计算3.1 同步器理论设计计算3.1.1 转动惯量的计算换档过程中依靠同步器改变转速的零部件包括：离合器从动片、一轴、中间轴、与中间轴齿轮相啮合的主轴上的常啮齿轮。统称为同步过程的输入端。（见同步系统简图）而输入端的转动惯量Jc的计算步骤是:首先计算上述相关零部件的转动惯量，而后按不同的档位转换到被同步的档位齿轮上去。园柱体盘式零件的转动惯量计算公式为： 实心J=QD2/8g=（/32g）D4L=1.921kgm 空心J=Q（D2-d2）/8g=（/32g）（D2+d2）（D2-d2）=0.2935kgm 式中：Q零件重量（1000克） D零件外径（95厘米） d零件内径（82厘米） g重力加速度（980厘米/秒2） 材料比重（钢：7.85克/厘米3） L零件厚度（30厘米）转动惯量的转换： 基本公式为J换=Ji=J主动齿轮齿数/从动齿轮齿数=1.921*1.51=2.901 kgm各档的总转动惯量J，需要将各相应零件的转动惯量转到被同步的零件上。 J=J+ J换=1.921+2.901=4.822 kgm3.1.2 角速度差的计算在理论设计计算中，一般是按角速度差的最大值计算。所以只有假设在两个角速度中有一个是相当为发动机最大功率时的转速的值，才是同步过程中的最大角速度差。 a.四档换五档：此时汽车处于加速过程，可以假定与整车相连的输出端（二轴及同步器齿套）换档时转速不变，仍为换档前的低档转速。而输入端（被同步齿轮）的转速则高于输出端转速。输入端需要减速才能同步。只有假定换档前输入端的转速是相应于发动机最大功率的转速nN=74kw,才能得到角速度差的最大值max。所以：出=（2nN/60）/i4=2*3.14*74/60/1.032=7.505rad/s 入=（2nN/60）/i5=2*3.14*74/60/0.850=9.112rad/s max=入-出= 2nN/60（1/i高-1/i低）=1.607rad/s b五档换四档：此时汽车处于减速过程，亦可以假定与整车相连的输出端（二轴及同步器齿套）换档时转速不变，仍为换档前的高档转速。而输入端（被同步齿轮）的转速则低于输出端转速。输入端需要加速才能同步。只有假定换档前输入端的转速是相应于发动机最大功率的转速nN，才能得到角速度差的最大值max。所以： 出=7.505rad/s 发动机在换档前的角速度发为： 发=出i高=7.505*0.850=r6.37925ad/s 输入端（被同步齿轮）换档前的角速度为： 入= 发/i低= 7.505/1.032=7.2722rad/s max=出-入= 7.505-7.2722=0.2328rad/s3.2 锁环式同步器的结构参数、尺寸设计计算根据同步器计算基本方程式（5）：PR锥/Sin= Jc/ t按已知条件：同步器输入端转动惯量Jc、角速度 均可计算出， 根据式（5），即可计算出所需的同步摩擦力矩Mf值。根据式（4）：Mf = PR锥 / Sin 其中：换档力P为了换档轻便，力P应有所控制。按汽车行业标准QC/T 290631992中的有关规定： 轻型车 中型车 重型车400N（最大） 500N（最大） 620N（最大） 因此本次设计取中型车620N。 同步锥面摩擦系数：在同步器设计计算时一般可取= 0.1 同步锥角：同步摩擦力矩Mf可随着角减小而增大，但角的极限取决于锥面角避免自锁的条件，即：tg（见后说明）根据式（4）：可得 R锥 = Mfsin/P （7） 同步环结构参数及尺寸的确定：（图3-1）图3-1D分度圆直径 同步环大端直径 同步环锥面角 B同步环锥面宽 由上式可推算出： = 2R锥 + Btg（8） 考虑到同步环本身的强度和刚性，根据统计数据和经验，设计时可按下式初步确定同步环接合齿分度圆直径： D =/0.80.85（9） 考虑到同步环的散热和耐磨损，提供足够大的锥面面积。设计时推荐按下述经验公式确定同步锥面宽B： B =（0.250.40）R锥（10） 在初步确定分度圆直径D后，即可按表1选取相近的渐开线花键参数：模数m 、齿数Z如图3-2。图3-23.3 锁环式同步器的基本尺寸（1）锥面角：由式（4）可知，越小则摩擦力矩Mf越大。但小到一定程度时，将发生两个摩擦锥面抱死分不开的现象。摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan。一般=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；图3-3在两锥面达到同步以后，这时换档力P还在作用着，则： P = Nsin+sNcos式中：s两锥面间的静摩擦系数当完成同步换档且换档力P=0 时，同步环内锥面应脱离同步锥体外锥面，此时摩擦力sN的方向就反过来了。它有阻止同步环脱开，或是说有使两锥面之间互相抱死的趋势。只有在保证下列条件时，才能避免两锥面间发生抱死分不开的现象。即 NsinsNcos tgs （11）由于摩擦系数s在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角一般可取6730.对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取8或830。本次设计中采用的锥角均为取8。 （2）同步环的几个结构尺寸：a. 摩擦锥面的平均半径R锥，R锥设计得越大，则摩擦力矩越大。R锥往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为60mm。 同步锥环的径向厚度W，与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.30.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取10.5mm。 R锥和W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。设计时应在许可范围内，R锥和W都应该越大越好。R锥越大则同步摩擦力矩Mf也就越大。而W大小则与同步锥环的强度和刚性有关。W越大则锥环的强度就越大而且不容易变形，保证锥环在长期工作中不易损坏。 c.同步锥环的工作面宽度B：在选择B时，应考虑：B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但B的大小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。一般在设计时， R锥越大则B也要相应选择大一些。有些资料推荐的一个经验公式可做参考： B（0.250.40）R锥，缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定 设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。d.同步锥环内锥面上的螺纹线： 螺纹顶宽：在内锥面上加工螺纹线的目的是为了能把锥面间已有的齿轮润滑油油膜很快的切割破坏并刮走。油膜破坏得越快，摩擦力提高的也越快。螺纹顶宽设计得越窄，则切割刮走油膜越快。但螺纹顶宽过尖，则接触面上的压强大磨损也大。一般推荐螺纹顶宽为0.0250.10。另一方面要求螺顶的表面粗糙度要好，且不允许留有切削刀痕。所以螺顶表面增加最后一道研磨工序是十分必要的。因此本次设计螺纹顶宽取0.04mm。 螺距及螺纹角：螺距的大小要保证螺纹之间的间隙足以容纳被挤出来的油量。但螺距也不能过大，否则锥面的接触面积要变小，磨损会变大。一般螺距推荐取0.60.75。螺纹角一般取60，螺纹深可取0.250.40。因此本次设计采取螺距0.65mm，螺纹角60，螺纹深度采取0.35mm。 轴向排油槽：在螺纹线上开轴向油槽的主要目的是尽快地把油排掉，以尽快地提高摩擦力。一般油槽槽宽可取为3mm，槽深要稍大于螺纹底径。油槽数按R锥的大小可选取69个。为减小应力集中，油槽底的圆角半径应尽量取得大一些。如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图5-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图3.4则适用于重型汽车。因此本次设计轴向泄油槽为8个，槽宽3mm。图3-4 同步锥环锁止角锁：在锁环式同步器中设置锁止角的目的有二：一是通过锁止角斜面将换档力传至同步锥面上。二是通过锁止角斜面换档力将分解一切向分力，从而产生一拔环力矩。锁止角锁选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角锁选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。此力矩将会使同步锥环转动一角度而脱离齿套齿端的斜面。使齿套可继续前移与齿轮结合齿圈啮合完成挂档。但从设计上要保证，同步摩擦力矩Mf始终应大于此拨环力矩。只有当两啮合件达到同步，Mf等于0时，拨环力矩才可将同步锥环转动一角度，使齿套前移完成同步啮合挂档。图3-5为锁环式同步器同步过程的受力分析由图3-5可知：T = NcosN = P/sin T = P/tgMo = Tr锁 = Pr锁/ tg （12）式中： P换档力N作用在锁止斜面上的正压力T作用在锁止斜面上的切向分力 锁止角r锁锁止斜面的作用半径（分度圆半径）Mo作用在锁止斜面上的拨环力矩为避免“不同步啮合”：同步摩擦力矩MfMo由式（4）、（12）：PR锥/sinPr锁/ tg整理后：tgr锁/ R锥sin/ （13）在锁环式同步器设计时锁止角选取为：= 52 60若考虑到锁止斜面间的摩擦力，则由图12：切向力T= Ncos- NBsin轴向力P= Nsin+ NBcos 将T、P代入Mf及Mo计算式并整理后得： tg（r锁sin-BR锥）/（R锥-Br锁sin） 式中：B 锁止斜面间的摩擦系数 综上所上述：锁止角选取大些，可以避免发生“不同步啮合”的不正常现象。但角过大时，拨环力矩将过小，将影响顺利啮合。因此本次设计锁止角锁取60一般在锁环式同步器设计时，同步器齿套、同步锥环及结合齿圈的锁止角选取同一值。但近来这一设计原则有所改变，即结合齿圈的锁止角应比齿套的小12，而结合齿圈的锁止角则取得更小。前者是为了避免角的棱边首先接触易划伤锁止面。（见图3-6）后者则是为了顺利啮合。图3-6 锁止面的平均半径R锁和同步环滑块槽口宽度H：锁止面的平均半径R锁=75mm，可以参照上述式（4）的计算结果而定。同步锥环齿的锁止面和同步器齿套齿的锁止面贴靠情况，对顺利地同步换档有很大影响。而同步锥环一端的滑块缺口能允许同步锥环产生转角的大小，则起着十分重要的作用。在设计上应予以控制，该转角过大或过小都会使两锁止面接触位置不良。（图3.7 b、c）在锁止位置时，两个锁止面彼此之间贴靠的位置要最为有利。（图3.7 a）如果锁止面之间贴靠的位置不当，会导致同步锥环锁止齿的过早损坏或换档困难。同步锥环产生的转角大小是和同步锥环一端的滑块缺口宽度H和滑块本身的宽度h有关。 图3-7 一般推荐：H-h 0.5锁止齿周节锁环式同步器主要零件适用的原材料及热理要求：见有关行业标准和企业标准。（6） 同步时间t同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。由于五档是直接档 ，因此，t5=1s。根据公式tE=Jc（r-1）/Ms-Mv*Jc/Jv+Mc Mc=Pld1/2sin式中l-变速杆的杠杆比，Mf = PR锥 / Sin， PR锥/Sin= Jc/ t由上述可知i4=1.51，=8，dl=60mm,ds=75mm,=60,螺纹宽度s=0.04mm,中间轴与第一周的传动比ixm=1.38，取0.1代入公式得t= 0.49s，而同步时间t的取值范围是0.30.8s因此本次设计同步时间符合技术要求。3.4 锁环式同步器结构设计的其它相关问题（1）锁环式同步器的各个零件装配成套后，零件彼此之间的装配间隙正确与否，对同步器能否正确工作十分有关。正确的设计应该是同步器齿套端面间隙大于滑块端面间隙，即21（见图3-8）图3-8否则会出现摩擦锥面尚未接触，还没有产生使同步锥环相对齿套转动一角度并形成锁止位置的摩擦力矩时，齿套就可能通过同步锥环。导致不同步啮合及换档冲击。一般设计时可取： 1= 0.51.0 mm 2-1= 0.200.30 mm （2）考虑到同步锥环锥面的磨损，同步锥环齿的端面与结合齿圈端面之间应保有一定的间隙3（见图3-8）。使同步锥环锥面的磨损在一定程度内不影响正常的同步作用和拨环效果。3也称为磨损裕量，通常可取：3= 1.41.8 mm （3）应该使同步锥体的锥面宽度B1大于同步锥环锥面宽度B2，从而可避免在使用中同步锥环的锥面会磨出台阶，使同步锥面接触不良，导致不同步啮合。（见图3-9）图3-9（4）同步器输入端的初角速度与输出端的初角速度的比值一般应控制在1.8以内。否则因所需的同步器容量大，同步器设计难度大，不易满足要求。4 键与花键的设计与强度计算4.1 半圆键的设计4.1.1 键的材料考虑到变速器中传递扭矩较大，因此选与轴相同的材料来制造花键，查机械设计手册20GrMnTi的B =1080MPa，=835MPa计算lim =1.6*0.41B =708.48MPalim =1.4*0.3*1080=453.5MPa=lim/1.7=416.5MPa=lim/1.7=266.8MPa4.2.2 键型号选择根据各段轴颈的不同，选择键的型号如下：啮合齿轮：键 8*32四档： 键 8*38三档： 键 10*38二档： 键 10*454.2.3 强度校核挤压强度校核：=2T/hld =2T/dbl其中，T=Temax，b:键宽 h=h/2 l:接触角长度中间轴上键传递扭矩相同，且随轴径增大，键的尺寸增大，因此只需校核轴径最小处。=4*360*10*42/13*3.14*44*18=187.1MPa=2*360*10*42/44*8*31.4=152MPa经计算强度足够4.2 花键的设计计算4.2.1 花键的选择（1） 倒档花键;8-60*52*10（2） 二、三档花键：10-92*82*10（3） 四、五档花键：10-35*28*44.2.2 各花键强度校核对于实际采用的材料组合和标准尺寸来说，花键齿面的压馈或磨损是主要的损坏形式，因此，一般只作连接的挤压强度或耐磨性计算，计算公式如下:=2T/KZhld其中，Z-齿数 K-载荷不均系数，取2.08h-齿面工作高度 l-齿的接触强度（1）一档花键强度计算 =2*360*10*8.02/0.8*10*35*56*5=73.65MPa（2）二、三档花键强度计算=2*360*4.159*10/10*5*23*87=29.9MPa（3）四、五档花键强度计算=2*360*1.51*10/10*3.5*28*31.5=35.1MPa经计算各花键的强度足够。5 锁环式同步器装备图及主要零件图客户自己作图6 设计总结本次设计是对我大学四年所学知识的总结，也是对我能否灵活运用所学知识能力的检验。通过本次设计，使我掌握了解决问题的基本方法，对以后工作期很大的指导作用。同时，通过本次设计，使自己对以前所学知识得到了进一步的巩固，也看到了自己的不足环节，这需要自己以后进一步学习来弥补。在设计过程中，得到了指导教师龚堰珏老师及其他老师的悉心指导，在此向他们表示衷心的感谢。由于自己水平有限，经验不足，设计中的错误一定很多，敬请各位老批评指导。参 考 文 献1张磊，赵娟，张斌，等.大功率电驱轮边变速器的可靠性设计与试验开发J.机械传动,2016( 4):1721762梅超,褚超美,缪国.基于折衷规划的汽车变速器壳体拓扑优化方法研究J机械设计与制造,2016( 8):58603褚超美,周进,缪国,等.汽车变速器壳体多工况自适应性拓扑优化方法研究J.上海理工大学学报,2016,38(2):1721764邵志良,杨志华,叶兴成,等.基于试验场道路谱的双离合变速器载荷谱研究J.上海汽车,2015(10):33355杨洁,解海静.汽车机械式变速器传动机构可靠性优化设计J.工程技术:文摘版,2016(10):55致 谢从16年年末至今，几个月的坚持努力，终于完成了毕业前最重要的一项任务。但我知道这也意味着我的大学生活即将画上句话，就要告别生活了四年的西亚斯校园。经历了绚丽多彩的大学生活，是值得一辈子留念的。在这四年学习中我收获的不仅在知识上获得专业知识，而且在生活中我还收获了许多玩到一起的无话不说的朋友，这是不能用言语表达的。本课题是在指导老师的悉心指导和严格要求下完成的，从毕业论文的开题报告到具体的写作过程，再到论文初稿及后期的定稿，都不厌其烦的教导我。在几个月的写作中，感谢我的指导老师在专业知识上给我提供的宝贵的、前瞻性的意见。指导冯老师极其认真的教学风范和严谨求实的态度使我深受感动我会深深记在心里，这是值得我以后工作中学习的。我知道没有冯指导老师这样的帮助与指导，再无遇到困惑的时候不会这么容易迎刃而解。再次感谢我的各位老师！22