畢業(yè)設計EQ1090載貨汽車變速器設計說明書

1、摘 要變速器是汽車的主要組成部分,其功能是改變傳動比、改變驅動輪的扭矩和轉動方向。變速器能在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車倒退行駛，而且利用擋位可以中斷動力的傳遞。所以變速器的結構設計的合理性直接影響到汽車動力性和經濟性。設計要求達到換擋迅速、省力、方便、有較高的工作效率、工作噪聲低。因此變速器在汽車中得到廣泛應用。本次設計的是東風EQ1090載貨型汽車變速器。它的布置方案采用三軸式5+1擋和鎖銷式同步器換擋，并對倒擋齒輪和撥叉進行合理布置，其中一軸和第二軸的軸線在同一直線上。這種布置形式縮短了變速器軸向尺寸，在保證擋數(shù)不變的情況下，減少齒輪數(shù)目，從而使變速器結構更加緊湊。首先利用已知參數(shù)

2、確定各擋傳動比，然后確定齒輪的模數(shù)、壓力角、齒寬等參數(shù)。由中心矩確定箱體的長度、高度和中間軸及二軸的軸徑，然后對中間軸和各擋齒輪進行校核，并利用MATLAB軟件對中間軸的校核進行編程，驗證各部件選取的可靠性。最后繪制裝配圖及零件圖。設計結論表明，變速器齒輪及各軸尺寸確定，各軸強度的校核滿足設計要求，設計結構合理。關鍵詞：貨車； 變速器；設計；同步器Abstract.Gearbox is the key part of the automobile. It is used to change the transmission ratio, torque and running direction

3、 of the driving wheel. It can change the vehicle speed and tyre torque in a big scope, cut off the power transfer from the engine, and also provides a reverse traveling direction for the vehicle. Therefore, the reasonability of the structure design of a transmission gearbox directly affects the vehi

4、cles dynamic performance. It is usually required shifting gears rapidly and conveniently, saving force, and having a higher working efficiency and low working noises.This thesis designed a manual transmission gearbox of theEQ1090ruck. A scheme of structure with three shafts, 5+1shifts and synchroniz

5、er adopted here, Combine to pour to block wheel gear and stir fork to carry on a reasonable decoration .where the first and second shafts were arranged in line. This kind of structure reduces the gearbox dimension in the axis direction, In assurance block to count under the constant circumstance, de

6、crease wheel gear number. therefore makes the designed transmission gearbox more compact.Using the given basic parameters, it was firstly determined the transmission ratio of each shift, the shaft center distances, the gear modulus, the gear pressing angles and widths, and so on. And then the genera

7、l dimension of the gearbox, including its length, width and height. The stresses of the intermediate shaft and the gears were validated by using both the calculator and a self-made MATLAB program. Finally,some engineering drawings were carried out.The calculated results show: the determined dimensio

8、ns and stresses of the designed gears and shafts satisfied the design requirements; the adopted structure is reasonable.Key words: automobile；gearbox；design；synchronizer目 錄第1章 緒 論11.1變速器的簡介11.2變速器的功用1第2章 變速器設計方案及論證32.1變速器的要求32.2變速器的設計方法論證3第3章變速器設計方案論證53.1變速器基本參數(shù)的確定53.1.1軸的直徑的初步確定53.2齒輪參數(shù)的設計6第4章 變速器各

9、檔齒輪的校核144.1齒輪彎曲應力的計算144.1.1二軸一倒擋直齒輪Z5校核144.1.2二軸二擋斜齒輪Z4校核154.1.4二軸三擋斜齒輪Z校核154.2齒輪接觸應力計算164.2.1 二軸一擋直齒輪Z校核164.2.2 二軸倒擋直齒輪Z校核174.2.3 二軸二擋斜齒輪Z校核174.2.4 二軸三擋斜齒輪Z校核18第五章變速器第二軸的校核195.1軸的直徑的初步確定195.2變速器軸的校核195.2.1第二軸的剛度校核205.2.2第二軸的強度校核22第6章 同步器的設計246.1同步器的功用246.2同步器的種類246.3同步器的參數(shù)的確定256.3.1摩擦因數(shù)256.3.2同步環(huán)主要

10、尺寸確定25第7章 變速器操縱機構277.1對變速器操縱機構的要求277.2直接操縱手動換擋變速器277.3遠距離操縱手動換擋變速器287.4變速器自鎖、互鎖、倒擋鎖裝置287.4.1自鎖裝置287.4.2互鎖鎖裝置297.4.3倒擋鎖裝置29結 論.30參考文獻31致 謝32附錄一 程序編程331齒輪校核程序332軸的校核程序34附錄二 專業(yè)外文及翻譯37文檔可自由編輯打印第1章 緒 論1.1變速器的簡介變速器是安裝在汽車的發(fā)動機驅動車輪之間的速力變化裝置. 它是用來改變發(fā)動機轉速與驅動輪的轉速的比例關系,以盡量滿足各種特定駕駛條件. 目前，汽車上廣泛采用活塞式內燃機，其轉矩和轉速變化范圍小

11、，而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器。無論從變速箱本身的特點，還是設計手段與方法的整個趨勢來看，將先進的設計方法引入變速箱的設計使極其必要的。其優(yōu)點不僅僅在于得到一個能使性能達到較高水平的設計方案，而且由于知識工程和專家系統(tǒng)的引入，使得其更具有可擴展性。變速器經歷了用變速桿改變鏈條的傳動比手動變速器有級自動變速器無級自動變速器的發(fā)展歷程。變速器的作用:改變汽車的傳動比,擴大驅動車輪轉矩和轉速的范圍,使發(fā)動機在理想的工況下工作;在發(fā)動機轉矩方向不變的前提下,實現(xiàn)汽車的倒退行駛;實現(xiàn)空擋,中斷發(fā)動機傳遞給車輪的動力,使發(fā)動機能夠

12、起動、怠速。手動變速器主要采用齒輪傳動的降速原理,變速器內有多組傳動比不同的齒輪副,汽車行駛時的換擋就是通過操縱機構使變速器內不同的齒輪副工作。如在低速時,讓傳動比大的齒輪副工作;而在高速時,讓傳動比小的齒輪副工作。由于每擋齒輪組的齒數(shù)是固定的,所以各擋的變速比是定值。常見的手動變速器由鑄鐵或鋁制變速器殼體、軸、軸承、齒輪、同步器和換擋機構組成。除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、功率比越小，變速器的傳動比范圍越大。在原變速器傳動機構基礎上，在附加一個副

13、箱體，這就在結構變化不大的基礎上，達到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機構有向自動操縱方向發(fā)展的趨勢，傳動機構由有級變速向無級變速方向發(fā)展。1.2變速器的功用能變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；發(fā)動機在轉速不變的條件下，變速器能汽車倒擋行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，能使汽車啟動行駛，怠速，提高速度等。第2章 變速器設計方案及論證2.1變速器的要求保證汽車有必要的動力性和經濟性。（1） 設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的輸出。（2） 設置倒擋，使汽車能倒退行使。（3） 設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。（4） 換擋迅

14、速、省力、方便。（5） 工作可靠。汽車行使過程中，變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 （6） 變速器應有高的工作效率。（7） 變速器工作噪聲低。除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、功率比越小，變速器的傳動比范圍越大。為滿足以上使用性能要求，本變速器采用有級式變速器。變速器由變速傳動機構和操縱機構構成。變速器傳動機構包括換擋齒輪、傳動齒輪、傳動軸。實現(xiàn)操作需要避免、避免沖擊布置的同步器，操縱機構還要求有自鎖和互鎖裝置。轎車多采用兩軸式變速器，貨車

15、多采用三軸式變速器。同步器設計采用鎖銷式同步器。2.2變速器的設計方法論證變速器設計方案要求從使用性能、制造條件和重量、價格性價比等多方面考慮，要求滿足制造、使用、維修等條件。所以應從齒輪的形式，軸的形式及布置的合理性等多方面分析，得到最佳方案。（1）固定軸式應用廣泛，主要有兩軸式和三軸式變速器。 三軸式變速器的結構：是由第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間的相應齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二擋直接連接起來傳遞轉矩稱為直接擋。因此，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸式變速器的優(yōu)點。其他前進擋需要依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此，在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得

16、大的一擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。但也有缺點，除直接擋外其他各擋的傳動效率有所降低。綜上所述貨車應選用三軸式變速器。（2）齒輪形式：變速器用斜齒輪和直齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪雖然制造時復雜，工作時有軸向力，但因使用壽命長，噪聲小而仍得到廣泛使用。直齒圓柱齒輪用于一擋和倒擋。（3）換擋形式：有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。使用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一擋、倒擋外已很少使用。使用嚙合套換擋，因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。同步器分為常壓式、慣性式、和慣性增力式，多采用慣性

17、式變速器，它也是一種鎖環(huán)式同步器，使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應用。但結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，多用于轎車和輕型貨車。所以輕型貨車的二、三、四擋應采用同步器換擋，而一擋、倒擋應用直齒滑動齒輪換擋。（4）變速器軸承常采用滾珠軸承、滾針軸承、滾柱軸承等。目前均采用圓錐滾柱軸承，優(yōu)點有：直徑較小，寬度大，因而容量大，可承受高負荷，能確保可靠性，使用壽命長。滾錐軸承的接觸線長，如果錐角和配合選擇合適，可提高軸和齒輪的剛度，減少自動脫擋。由于上述特點，滾錐軸承在貨車變速器得到廣泛應用。（5）變速器的操縱機構裝在變速箱內，由變速叉軸、變速叉、倒塊、自鎖彈簧、自鎖鋼球、互鎖

18、鋼球、互鎖圓柱銷組成。為了防止汽車行駛時誤掛倒擋，在導快上裝有帶彈簧的安全止柱。 終上所述，本次設計采用中間軸式5+1擋變速器，并采用采用鎖銷式同步器換擋.第3章 變速器設計方案論證3.1變速器基本參數(shù)的確定設計中給定的參數(shù)傳動比i1=7.31 i2=4.31 i3=2.45 i4=1.51 i5 =1發(fā)動機最大轉矩 K經驗系數(shù)，K=4.0-4.6，取K=4.2中心距的初步確定初選中心矩可用下式計算式中：中心距系數(shù)，取值范圍8.6-9.6 取發(fā)動機最大轉矩， 變速器一擋傳動比，變速器傳動效率，求得3.1.1軸的直徑的初步確定變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。工作時它們除了傳遞轉矩外，還承受來自

19、齒輪作用的徑向力，結果是斜齒輪也產生軸向力，在這些力的作用下，軸的剛度如果不足就會產生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性均有不利影響，還會增加噪聲。中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑d0.45A 軸的最大直徑d個支承間距離L的比值，對中間軸，d/L0.16-0.18,對第二軸d/L0.18-0.21。第一軸花鍵部分直徑可按下式初選：式中：中心距系數(shù)，取值范圍8.6-9.6 取發(fā)動機最大轉矩， =31.75mm 3.2齒輪參數(shù)的設計（1） 齒輪模數(shù)本變速器設計一、倒檔為直齒滑動齒輪換擋，其它檔均采用鎖銷式同步器換擋，選取齒輪模數(shù)要保證齒輪有足夠的剛度，同時兼顧它對噪聲和質量的

20、影響，減少模數(shù)、增加齒寬會使噪聲降低，反之則能減輕變變速器的質量。降低噪聲對轎車有意義，減輕質量對貨車比較重要。從齒輪強度觀點出發(fā)，每對齒輪應有各自的模數(shù)，而從工藝的觀點出發(fā)，全部齒輪選用一種模數(shù)是合理的，輕型貨車模數(shù)取值范圍為3.00-3.75mm。根據(jù)齒輪模數(shù)選用的優(yōu)先原則及本變速器的特點，進行模數(shù)的選取，直齒輪為3.25mm,斜齒輪為3.25mm。（2）齒輪壓力角的選擇為提高貨車的承載能力，應采用或壓力角齒輪，實際上因國家標準壓力角為，所以齒輪普遍采用。（3）螺旋角的確定為了減少工作噪聲和提高強度，汽車變速器齒輪多數(shù)用斜齒輪，只有倒擋齒輪及貨車一擋齒輪才用直齒輪。選取斜齒輪的螺旋角應注意

21、以下問題：螺旋角大些時會使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)，噪聲降低，實驗還證明，隨螺旋角的增大，齒輪的強度也會相應的提高，不過當螺旋角高于時，其抗彎強度會驟然下降，而接觸強度仍上升。因而選取適當?shù)闹凳箯澢鷱姸扰c接觸強度達到均衡。此外，為消除斜齒輪傳動的軸向力，中間軸上的齒輪一律做成右旋，而第一、二軸上的一律左旋，軸向力由軸承承受。最后，可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。斜齒輪的螺旋角的初步取值在以下范圍內：貨車變速器斜齒輪的螺旋角為-。（4）齒寬的設計計算在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作

22、時受力的均勻程度等均有影響?？紤]盡量減少軸向尺寸和質量，齒寬應小些，但齒輪傳動平穩(wěn)性消弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角來補償，但這時軸承的軸向力增大，使之壽命降低，齒寬窄還會使齒輪的工作應力增加，選用寬些的齒寬，工作時因軸的變型導致沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。根據(jù)模數(shù)的大小選定齒寬：直齒：b=，為齒寬系數(shù)，取4.58.0斜齒：b=，取6.08.51各擋齒輪的齒寬值如下：中間軸一擋，倒檔直齒：b=73.25=22.75 中間軸二擋斜齒：b=73.25=22.75 中間軸三擋斜齒：b=73.25=22.75中間軸四檔斜齒：b=73.25=22.75中間軸常嚙合齒：b=73.25=2

23、2.75一軸常嚙合斜齒：b=73.25=22.75二軸一擋，倒檔直齒：b=73.25=22.75.二軸二檔斜齒：b=73.25=22.75二軸三檔斜齒：b=73.25=22.75二軸四檔斜齒：b=73.25=22.75（5）各擋齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪螺旋角之后，可根據(jù)預選確定的變速器擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配齒輪的齒數(shù)。下圖為結構簡圖，以便說明各擋齒數(shù)的分配。1，確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比 一擋為直齒輪，則Z=78.15取78中間軸一擋齒輪數(shù)受中間軸徑尺寸限制，即受剛度的限制。貨車在1217之間，選為17個齒，則=7817=61 對中心距進行修正 A= mZ/2=126.75 確定常

24、嚙合齒輪的齒數(shù) =7.31= 2.03 ，取由以上兩個公式求得 取整為23 取整為47 實際傳動比=7.31 求得傳動比=7.33兩者相差較小，可取校核螺旋角 二擋齒輪齒數(shù)的確定=4.31 =2.10，聯(lián)立求得： = 取整為25 取整為53=5347/（2325）= 4.33傳動比誤差: =（4.33-4.31）/4.31=0.5%5% 滿足要求三擋齒輪齒數(shù)的確定=2.45=1.20，聯(lián)立求得： = 取整為34 取整為41=4741/（2334）= 2.46傳動比誤差: =（2.46-2.45）/2.45=0.4%5% 滿足要求四擋齒輪齒數(shù)的確定=1.54=0.75，聯(lián)立求得： = 取整為42

25、 取整為31=4731/（2342）= 1.50傳動比誤差: =（1.50-1.54）/1.54=2.5%5% 滿足要求倒擋齒輪齒數(shù)的確定倒擋齒輪選取的模數(shù)往往與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21到23之間取值，初選=22 中間軸與倒擋軸的中心距為： mm D=D1=58mm =D/m =17.85取整為18 =7.41此時=7.41與7.4相差不大，故可取二軸與倒擋軸的中心距為： mm7各檔齒輪的尺寸直齒輪 斜齒輪 二檔齒輪斜齒 斜齒斜齒分度圓= =83.76mm斜齒 斜齒斜齒分度圓= =177.85mm三檔齒輪斜齒 斜齒斜齒分度圓=116.40mm斜齒 斜齒斜齒分度圓=140.36mm四檔

26、齒輪斜齒 斜齒斜齒分度圓=109.16mm斜齒 斜齒斜齒分度圓=144.38mm第4章 變速器各檔齒輪的校核4.1齒輪彎曲應力的計算直齒： 斜齒：式中：彎曲應力（） T計算載荷（Nmm） K齒寬系數(shù) K應力集中系數(shù)，直齒輪K=1.65 斜齒輪K=1.5K重合度影響系數(shù)，主動齒輪K=1.1 從動齒輪K=0.9K重合度影響系數(shù)，K=2y齒形系數(shù)4.1.1二軸一倒擋直齒輪Z校核=217.92N/mmN/mm 所以的彎曲強度合格4.1.2二軸二擋斜齒輪Z校核 =97.80N/mmN/mm所以的彎曲強度合格4.1.3二軸三擋斜齒輪Z校核 =16274N/mmN/mm所以的彎曲強度合格4.2齒輪接觸應力計

27、算直齒： 斜齒： 式中：F齒面上的法向力E齒輪材料的彈性模量，取2.110Mpab齒輪接觸實際寬度d節(jié)圓直徑、主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑直齒輪：= =斜齒輪： 4.2.1 二軸一擋直齒輪Z校核b=22.75mm m=3.25mm=9.7 =19.54=7362N =1200 所以的接觸強度合格4.2.2 二軸倒擋直齒輪Z校核 b=22.75mm m=3.25mm=10.24 =16.21=7851N =1071 所以的接觸強度合格4.2.3 二軸二擋斜齒輪Z校核 b=22.75mm m=3.25mm =16.35 =22.64=8624N F=9523N=1014.4 所以的接觸強度合格4.

28、2.4 二軸三擋斜齒輪Z校核 b=22.75mm m=3.25mm =18.39 =27.52=9210N F=9700N=924 所以的接觸強度合.第五章 變速器第二軸的校核5.1軸的直徑的初步確定變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。工作時它們除了傳遞轉矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，結果是斜齒輪也產生軸向力，在這些力的作用下，軸的剛度如果不足就會產生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性均有不利影響，還會增加噪聲。中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑d0.45A；軸的最大直徑d個支承間距離L的比值，對中間軸，d/L0.16-0.18,對第二軸d/L0.18-0.21。第一軸花

29、鍵部分直徑可按下式初選： =31.75mm 式中： 經驗系數(shù)，=4.0-4.6，取=4.4； =375N.m 中間軸： d/L=0.17 L=334.74mm二軸： d/L=0.18 L=398mm5.2變速器軸的校核軸的校核是評定變速器是否滿足所要求的強度、剛度等條件，是否滿足使用要求，是設計過程中的重要步驟，主要是為了對設計的數(shù)據(jù)校核，達到設計的要求。由于第二軸支撐點較長，所以只對中間軸進行校核若符合要求則其他軸不用計算。5.2.1第二軸的剛度校核軸在垂直面內撓度為，在水平面為，轉角為，則 ； ；為輪齒齒寬在中間平面上的圓周力。為齒輪齒寬在中間面上的徑向力。E為彈性模量，MpaI為慣性力矩

30、，對于實心軸：d為軸的直徑，花鍵處按平均直徑a 、b為齒輪上作用力矩與支座A、B的距離L為支座間的距離軸的全撓度為 ；軸在垂直面和水平面撓度的允許值為f=0.050.10mm，f=0.100.15mm.全撓度0.2mm，齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。(1)對第二軸三擋齒輪處進行剛度校核a=131mm b=398-131=267mm = ； NNN所以mm 合格mm 合格=0.0500.2mm 合格 合格（2）對第二軸二擋齒輪處進行剛度校核a=180mm b=398-180=218mm = ； NNN所以mm 合格mm 合格=0.0250.2mm 合格 合格（3）對第二軸倒擋齒輪處

31、進行剛度校核a=260mm b=398-260=138mm ； NNN所以 合格 合格=0.0110.2mm 合格 合格5.2.2第二軸的強度校核在其作用下應力為式中：M W為抗彎截面系數(shù)（1）對第二軸三擋齒輪處進行強度校核 =66.37 合格（2）對第二軸二擋齒輪處進行強度校核 =41.69 合格（3）對第二軸倒擋齒輪處進行強度校核 =29.00 合格第6章 同步器的設計由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉，變換擋位時合存在一個 同步問題。兩個旋轉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，舊式變速器的換擋要采用兩腳離合的方式，升擋在空擋位置停留片刻，減擋要在空擋位置加油門

32、，以減少齒輪的轉速差。但這個操作比較復雜，難以掌握精確。因此設計師創(chuàng)造出同步器，通過同步器使將要嚙合的齒輪達到一致的轉速而順利嚙合。6.1同步器的功用相鄰擋位相互轉換時，應該采取不同操作步驟的道理同樣適用于移動齒輪換擋的情況，只是前者的待接合齒圈與接合套的轉動角速度要求一致，而后者的待接合齒輪嚙合點的線速度要求一致，但所依據(jù)的速度分析原理是一樣的。變速器的換擋操作，尤其是從高擋向低擋的換擋操作比較復雜，而且很容易產生輪齒或花鍵齒間的沖擊。為了簡化操作，并避免齒間沖擊，可以在換擋裝置中設置同步器。性式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，在其上面設有專設機構保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不

33、可能接觸，從而避免了齒間沖擊。6.2同步器的種類同步器有常壓式和慣性式。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、同步鎖環(huán)等組成，它的特點是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步。接合套、同步鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均有倒角（鎖止角），同步鎖環(huán)的內錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產生摩擦。鎖止角與錐面在設計時已作了適當選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時又會產生一種鎖止作用，防止齒輪在同步前進行嚙合。當同步鎖環(huán)內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速迅速降低（或升高）到與同步鎖環(huán)轉速相等，兩者同步旋轉，齒輪相對于同步鎖環(huán)的轉速為零，因而慣性力矩也同時消失，這時在

34、作用力的推動下，接合套不受阻礙地與同步鎖環(huán)齒圈接合，并進一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換擋過程。6.3同步器的參數(shù)的確定6.3.1摩擦因數(shù)同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán) 因使用壽命短，已遭淘汰。由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)取為0.1。摩擦因數(shù)對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。6.3.2同步環(huán)

35、主要尺寸確定(1) 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 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，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對的影響很大，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320a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖320b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為612個，槽寬34mm。(2) 錐面半錐角 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生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tana。一般取=68。=6時，摩擦力矩較大，但

36、在錐面表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向;在=7時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。 ，(3)摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，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。(4)錐面工作長度b縮短錐面工作長度b(圖317)，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。設計時可根據(jù)下式計算確定b(5)鎖止角 鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角選取的因素主要有摩擦因

37、數(shù)擦錐面的平均半徑R,鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在2646范圍內變化。(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。除去同步器的結構尺寸，轉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，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬范圍內選取：對轎車變速器高檔取0.150.30s,低檔取00.80s;對貨車變速器高檔取0.300.80s，低檔取1.001.50s。(7)轉動慣量的計算換檔過程中依

38、靠同步器改變轉速的零件統(tǒng)稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動盤，中間軸及其上的齒輪，與中間軸上齒輪相嚙合的第二周上的常嚙合齒輪。其轉動慣量的計算：首先求得各零件的轉動慣量，然后按不同檔位轉換到被同步的零件上。對已有的零件，其轉動慣量值通常用扭擺法測出;若零件未制成,可將這些零件分解為標準的幾何體,并按數(shù)學公式合成求出轉動慣量。第7章 變速器操縱機構根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換擋時只能掛入一個擋位，換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，換擋輕便。用于機械式變速器的操

39、縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。7.1對變速器操縱機構的要求為了保證變速器的可靠工作，變速器操縱機構應能滿足以下要求：（1）掛擋后應保證結合套于與結合齒圈的全部套合（或滑動齒輪換擋時，全齒長都進入嚙合）。在振動等條件影響下，操縱機構應保證變速器不自行掛擋或自行脫擋。為此在操縱機構中設有自鎖裝置。（2）為了防止同時掛上兩個擋而使變速器卡死或損壞，在操縱機構中設有互鎖裝置。（3）為了防止在汽車前進時誤掛倒擋，導致零件損壞，在操縱機構中設有倒擋鎖裝置。7.2直接操縱手動換擋變速器當變

40、速器布置在駕駛員座椅附近，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各擋同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各擋換擋行程相等。7.3遠距離操縱手動換擋變速器平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅動汽車的變速器，受總體布置限制變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換擋手力經過這些轉換機構才能完成換擋功能。這種手動換擋變速器稱為遠距離操縱手動換擋變速器。在發(fā)動機后置或前輪驅動的汽車上，通常汽車變速器距離駕駛

41、員座位較遠，變速桿和變速器之間 通常需要用連桿機構聯(lián)接，進行遠距離操縱。 這時要求整套系統(tǒng)有足夠的剛性，且各連接件之間間隙不能過大，否則換擋手感不明顯，并增加了變速桿顫動的可能性。此時，變速桿支座應固定在受車架變形、汽車振動影響較小的地方，最好將換擋傳動機構、發(fā)動機、離合器、變速器連成一體，以避免對操縱有不利影響。7.4變速器自鎖、互鎖、倒擋鎖裝置7.4.1自鎖裝置 掛擋后應保證結合套于與結合齒圈的全部套合（或滑動齒輪換擋時，全齒長都進入嚙合）。在振動等條件影響下，操縱機構應保證變速器不自行掛擋或自行脫擋。為此在操縱機構中設有自鎖裝置。如圖所示，換擋撥叉軸上方有三凹坑，上面有被彈簧壓緊的鋼珠。

42、當撥叉軸位置處于空擋或某一擋位置時，鋼珠壓在凹坑內。起到了自鎖的作用。7.4.2互鎖鎖裝置 當中間換擋撥叉軸移動掛擋時，另外兩個撥叉軸被鋼球瑣住。防止同時掛上兩個擋而使變速器卡死或損壞，起到了互鎖作用。7.4.3倒擋鎖裝置 當換擋桿下端向倒擋撥叉軸移動時，必須壓縮彈簧才能進入倒擋撥叉軸上的撥塊槽中。防止了在汽車前進時誤掛倒擋，而導致零件損壞，起到了倒擋鎖的作用。當?shù)箵鯎懿孑S移動掛擋時，另外兩個撥叉軸被鋼球瑣住。結 論本設計是對EQ1090載貨汽車變速器的設計。根據(jù)設計的目的、方法和步驟，對EQ1090貨車變速器進行了調研，收集資料，然后匯總，進行設計計算，最后繪制裝配圖和零件圖。通過計算和設計

43、，我得到以下幾點結論： 1、汽車變速器設計中，齒輪的設計、軸的設計、軸承的設計和同步器的設計是最主要內容。其中齒輪的設計中，齒輪各擋的齒數(shù)分配需要精心調整齒輪的齒數(shù)、螺旋角和變位系數(shù)才能獲得比較好的結果。在分配齒數(shù)時，應多方面參考資料，力求獲得理想的齒數(shù)分配； 2、應合理選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經濟性。 3變速器的軸的設計應考慮多方面因素，包括齒輪結構，花鍵標準、軸承標準、檔圈標準等。結構設計之后，應對軸進行強度和剛度校核，如不滿足，要重新設計；軸承也根據(jù)結構查機械設計手冊選用。 4合理地選擇齒輪型式及結構參數(shù)，提高其制造和安裝精度，都是提高效率和減小噪聲的有效措施。

44、采用同步器換檔是齒輪式變速器的基本要求。 5變速器，操縱應輕便，以減輕駕駛員的勞動強度。操縱機構中應設置各中鎖止機構，以保證變速器工作的可靠性。變速器應結構緊湊，盡量做到質量輕、體積小、制造成本低。 參考文獻1 陳家瑞 . 汽車構造 . 北京：人民交通出版社，20062 王望予 . 汽車設計 . 北京：機械工業(yè)出版社，20043 余志生 . 汽車理論 . 北京：機械工業(yè)出版社，20064 王大全 . 汽車常用數(shù)據(jù)手冊 . 北京：化工工業(yè)出版社，20065 劉彥戎 . 汽車標準匯編 第四卷 . 中國汽車技術研究中心標準化所出版社，20006 中國汽車技術研究中心汽車標準化研究所 . 汽車設計標準

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