毕业设计（论文）-锁环式惯性同步器设计.docx

基于UG锁环式惯性同步器设计摘要：变速器换挡力的大小是评价整车操控性的正要指标之一，汽车同步器齿环的设计合理与否，时变速器换挡力有重要影响。锁止比计算及机构设计合理与否分是整个变速器同步器设计的两个关键点，本文着亚进行探讨，并基于UG软件，完成了同步器零件的三维建模和装配；对锁环零件的受力情况进行了理论计克.关键词：汽车变速器；同步器设计；结构校核DesignofInertia1.SynchronizerBasedonUG1.ockingRingABSTRACT:Thesizeofgearshiftingforceisoneoftheimportantindexestoeva1.uatethecontro1.ofthe11ho1.evehic1.e.Thedesignofthegearringoftheautosynchronizerisreasonab1.eornot,whichhasanimportantinf1.uenceonthegearshiftingforce.,he1.ockstopratioca1.cu1.ationandtherationa1.designofthemechanismaretwokeypointsinthedesignofthesynchronizerforthewho1.etransmission.Thispaperfocusesonthediscussion.BasedontheUGsoftware,thethree-dimensiona1.mode1.ingandassemb1.yofthesynchronizerpartsarecomp1.eted,andthestresssituationofthe1.ockpartsisca1.cu1.ated.Keywords:/Vutomobi1.etransmission;SynchronizerDesign;structurecheck目录第1堂结论11.1 选题背景11.1.1 汽车同步器的应用与发展趋势11.1.2 我国同步器发展的现状11.1.3 锁环式同步器的特点、组成与分类31.2 本课题的研究工作4第2章方案选择及论证52.1 汽车同步器的结构特点52.2 同步器的工作原理52.3 同步器的设计步骤82.3.1 摩擦系数f82.3.2 同步环主要尺寸的确定92.3.3 锁止角10234同步时间t102.3.5 转动惯量的计算10第3党同步器设计的主要计算113.1 同步器理论设计计算I1.3.1.1 转动惯量的计算I1.3.1.2 角速度差A3的计算I1.3.2 锁环式同步器的结构参数、尺寸设计计算123.3 锁环式同步泯的基本尺寸143.3.1 锥面角U143.4 同步环的几何结构尺寸153.4.1 摩擦锥面的平均半径R”153.4.2 同步锥环的径向厚度W153.4.3 同步锥环的工作面宽度B163.4.4 同步锥环内傕面上的螺纹线163.5 锁环式同步渊结构设计的其它相关问题20第4章键与花锭的设计与强度计算224.1 半圆键的设计224.1.1 健的材料224.1.2 键型号选择224.1.3 强度校核224.2 花锭的设计计算224.2.1 花他的选择234.2.2 各花键强度校核23总结24结束语25致谢26参考文献27第1章绪论1.1 选题背景.I汽车同步器的应用与发展趋势近几年来我国汽车行业发展迅速，产量连年突破新高。汽车工业已成为国民经济的第四大支柱行业，同时我国仅次于美、日、优的汽车第四大生产国。随着汽车产业的发展，对机械换档装置中的重要部件一同步器的要求也越来越高。但是，目前国内对同步器的研究很少，其生产还处于照抄照搬的模仿阶段，而在普通齿轮变速耦中采用同步器，可以保证换档时齿轮啮合不受冲击，消除噪声，延长齿轮寿命，使换档动作方便迅速，有利于提高汽车的动力性和热油经济性，由此可见同步器的全要。4网步软环7拮合套15花&K5潸烧6定位储8同步银环V/1图1.1.汽车同步H1.1.2 我国同步器发展的现状由于变速器输入轴与辘出抽以各自的速度旋转，变换档位时啮合存在一个“同步”问题“两个旋转速度不一样齿轮强行电合必然会发生冲击碰撞，损坏齿轮。因此,旧式变速器的换档要采用"两脚离合”的方式，开档在空档位置停留片刻，减档要在空档位置加油门，以减少齿轮的转速差。但这个操作比较史杂，难以掌握精确。因此设计师创造出“同步器”，通过同步器使将要岫合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合。中国汽车变速潺市场正处于高速发展期。2009年中国汽车销售1364.5万辆,同比增46.15%.预计2015年汽车箱传规模将达到4000万辆。2009年我国汽车变速器市场规模达520亿元人民币.并且以每年超过20%的速度增长,预计2015年有望达到1500亿元。手动变速器完全国产化，自动变速器也正由完全依赖进口逐步实现国产化。引进日本三菱技术、自主制造的苜台汽车臼动变速器,于2010年2月I日在哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司下线;2009年8月,被冠名为“领先一号”的国内首台具有完全自主知识产权的双离合器自动变速器样品在上海汽车变速器有限公司诞生，这些都在印证着中国正在变成一个真正的汽车大国.总体而言，我国重型变速器产品技术目前呈现多元化发展同面，即多档化、轻量化、组合化、自动化、系列化、一体化及产业化的发展现状和趋势.。优化设计是保证产品具有优良性能，减轻自重和体积，降低工程造价的有效设计方法。目前，陵若计算机技术发展,优化设计方法已经广泛的应用于汽乍设计中仲Z国外对汽车变速器的优化设计研究的比较多，美国的很多杂志均有介绍电.久在国外，变速落专业化生产厂家很注重产品系列化，为主机厂选择最满意的变速器提供了极大地方便和灵活性。而我国众多的汽车变速器牛产企业，尚没有形成本企业的变速器系列化产品U叫1994年国家颁布了“汽车工业产业政策”，使中国汽车工业向大规模专业化高'水平的生产模式过渡，以形成在国际上的竞争力“1.我国的手动变速器完全国产化，自动变速器也正由完全依赖进口逐步实现国产化，引进日本：菱技术、自主制造的首台汽车自动变速器，下2010年2月I日在哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司下线；2(X)9年8月，被冠名为“领先一号的国内首台具有完全自主知识产权的双离合器自动变速冷样品在上海汽车变速罂仃限公司诞生。中国重汽在2008年推出了HOWOA7车型，成为我国最早量产的配备AMT变速潺的重型卡车。东风商用车公司与大齿集团和北京理工大学联合开发的用于重型商用车的12档AMT变速器(输入转矩21500Nm)已顺利完成道路试验。此外，法士特和大齿等变速JS专业牛产企业的AMT变速器均已进行装车试验，技术日期成熟“2。在70年代初，欧美国家就已经把有限元法应用于汽车结构的分析了国外各大汽车公司相继对多种轿车或大客车建立了简化的模型，并对汽车结构进行全面的动、踊态特性的分析，并取得了丰硕研究成果I川。国内在70年代末80年代初开始对汽车进行有限元方面的研究，其中对车身结构的有限元分析进行了一系列的探索并积累了大量的经验，现在已经比较成熟了1助。随着汽车工业的高速发展和汽车现代设计方法的开发和应用，人们对汽车变速落设计的要求越高口叫从国内盘型汽车的发屣过程看，国内汽车变速器与国外汽车变速器的发展趋势同性极强。随着时间的推移，手动变速耦的市场占有率会逐渐降低，自动变速器将不断增加。发展趋势紧紧围绕着重载、安全、多档化、环保节能、操纵轻便化、换挡自动化智能化、整车电子集成控制一体化等方面展开.通过对国内外重型变速器产品分析可知，手动机械式变速器（MT）是目前多档位变速器的主流形式.从目前国内汽车布局发展来看,DCT与CVT在国内汽车新型变速器市场中应该会二分天下.AMT变速器将更多的应用于商用车上。我国重型变速器的产品技术总体呈现种多档化、轻量化、组合化、系列化、自动化、产业化的发展现状及趋势。在重型变速器的产品构成中，传统手动变速罂仍将是市场比重城大的主流产品，但具有良好燃油经济型的AMT变速器在重型卡车市场有广阔的发展空间，是今后发展的必然趋势。1.1.3 锁环式同步器的特点'组成与分类同步器有常压式，惯性式和自行增力式等种类。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链齿圈在达到同步之前不可能接触，从而避免r齿间冲击。惯性同步器按结构又分为锁环式和锁销式两种。目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、卡环（锁环）等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。接合套、锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角）,锁环的内锥iffi与待接合齿轮齿圈外推面接触产生摩擦。锁止角与惟面在设计时已作了适当选择，惟面摩擦使得待哂合的接合套与接合齿圈迅速同步,同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。当同步锁环内性面与待接合齿轮齿圈外推面接触后，在摩擦力矩的作用卜.齿轮转速迅速降低（或升高）到与锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于锁环的转速为零,因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与锁环、接合齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。1.2 本课期的研究工作本文阐述了汽车手动变速器中的关键组成部件同步器的主要设计过程，其中包括该课题的选题背景，具体方案的确定和主要事件的设计计算.本文在查阅大量同步器设计相关资料的基珈上，对同步器进行比较深入的研究和分析,最终得出了具体的方案.本次设计以中国某型货车为模型，参考部分整车数据，通过大量的计算分析，设计出了中间轴式五档手动变速器中的五档同步罂。其中同步环的主要参数有同步环锥面上的螺纹槽、锥面半惟角、摩擦推面平均半径、推而工作长度、同步环径向厚度、锁止角、同步时间。最后对同步器进行校核，看同步器的性能是否符合技术要求。并且对健和花键进行了计.算与校核。第2章方案选择及论证2.1 汽车同步器的结构特点同步器是在接合套换档机构基础上发展起来的，其中除包括接合套、花键毅、对应齿轮上的接合齿圈外，还增设了使接合套与对应接合齿圈的圆周速度迅速达到并保持一致（同步）的机构，以及阻止二者在达到同步之前接合以防止冲击的机构。目前广泛采用的是惯性式同步器，它是依靠摩擦作用实现同步的.惯性式同步器从结构上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，以避免齿间发生冲击和产生噪声。汽车同步器的零件如图2-1所示。I、%变速器齿轮2滚针轴承3、8-结合内圈4、7-锁环（同步环5-弹簧值定位销IO花键毂1.1.结合套图2-1假环式同步寿2.2 同步器的工作原理轿车和轻、中型货车的变速器广泛采用锁环式惯性同步器，其结构和工作原理可以某皇汽车五档变速器中的五档同步器为例说明，如图三所示。将花键较7套装到的二轴上后，即用卡环轴向固定。在花键般两端与齿圈和相同齿圈之间，各有一个价铜制成的锁环（也称同步环）2。锁环上有断续的短花键齿圈，花键齿的断面轮廊尺寸与齿圈1及花键毅7上的外花键均相同。两个锁环上的花健齿，在对着结合套的一端都有倒角（称为锁止角），且与结合套齿端的倒角相同。锁环具有与齿圈I上的锥形摩擦面推度相同的内推面，饰面上制出螺旋槽，以便两推面接触后破坏油膜，增加锥面间的摩擦。三个滑5分别鼓合在花键毅的三个轴向槽内，并可沿槽轴向滑动。三个定位销4分别插入三个滑块的通孔内。在弹筏6的作用下，定位销4压向接合套3,使定位销端部的球面正好嵌在接合套中部的凹槽内，起到空挡定位的作用。滑块5的两端伸入锁环2的三个缺口中，锁环的三个凸起部8分别伸入到花键毅7的三个通槽中，只有当凸起部8位于缺口的中央时，接合套与锁环的齿方可接合。设变速器由四档换入五档（直接档），锁环式惯性同步器的工作原理如图2-2所示.I-接合齿阍2-同步环3-接合套4-定位第5-滑块6-弹黄7-花设毅8-银环凸起部图2-2同步器工作原理当接合套3刚从五档退到空档时，齿圈I和接合套3（连同锁环2）都在其本身及其所联系的一系列运动件的惯性作用卜,继续沿原方向（如图中福头所示）旋转。设它们的转速分别为，nkn2和i）3,则此时，n2=n3、n1.>n3,即n1.>n2,锁环2在轴向上是自由的，故其内锥面与齿圈1的外锥面并不接触，如图三（八）所示。若要挂入六档，可如图三（b）所示拨义拨动接合套3,并通过定位销4带动滑块5起向左.移动。档滑块左端面与锁环2的缺口的端面接触时，便推动锁环移向齿圈2,使具有转速差<n1.>n2）的两推面一经接触便产生.摩擦作用，齿圈I即通过摩擦作用带动锁环相对于接合套超前转过一个角度，直到锁环的凸起部8与花俊毅7通槽的另一侧面接触时，锁环便与接合套同步转动。此时，接合套的齿与锁环的齿较锁环的凸起部8位于花键毅的通槽中央时错开了约半个齿凰（花键毅通槽宽度为锁环马起部8的宽度加上接合套的一个齿厚A）,从而使接合套的齿端倒角与锁环相应的齿端倒角正好抵触而不能进入啮合.显然，此时若要使接合套的齿圈与锁环的齿圈接合，必须使锁环相对与接合套退后一个角度。由丁驾驶员始终对手接合套施加一个轴向力，使接合套齿湍倒角压紧锁环齿端倒角，于是在锁环的锁止角斜面上作用为法向压力，可分解为轴向力和切向力。切向力所形成的力矩力图使锁环相对于接合套向后退转，称为拨环力矩。轴向力则使锁环2与齿圈1二者的锥面产生摩擦力矩，使二者转速n2与n1.迅速接近，并且实际上可认为n2不变，只是n1.由近于n2.这是因为锁环2连同接合套3通过花链毅7与整个汽车相联系，转动惯量大，转速卜降很慢。而齿圈1仅与离合涔从动相联系,转动惯量很小，速度降低较前者快得多。因为齿圈1是减速旋转，根据惯性原理，即产生惯性力矩，我方向与旋转方向相同。此惯性力矩通过摩擦锥面作用到锁环上，阻止锁环相对接合套向后退转。亦即在锁环上作用若两个方向相反的力矩：切向力形成的力图使锁环相对于接合套向后退转的拨环力矩和摩擦锥面上阻止锁环向后退转的惯性力矩。在n1.尚未等rn2之前，两个锥面间摩擦力矩的数值与齿圈1的惯性力矩相等.如果拨环力矩大于惯性力矩，则锁环2即可相对接合套向后退转一个角度,以便二者进入接合：若拨环力矩大惯性力矩，则二者不可能进入接合。在设计同步器时,适当地选择锁止角和摩擦锥面的推角,可以保证在达到同步之前，齿圈1施加在锁环2上的惯性力矩总是大于切向力形成的拨环力矩，因而，不论驾.帙员通过操纵机构加在接合套上的轴向推力有多大，接合套齿端与锁环齿端总是相互抵触而不能接合。只要驾驶员继续加力在接合套上，摩擦作用就迅速使齿圈I的转速降到与锁环2转速相同，后二者保持同步旋转，即齿圈I相对于锁环的转速和加速度均为零，于是惯性力矩便消失了。但由于轴向力的作用，两个摩擦锥面还是紧密接合若的，因而此时拨环力矩便使锁环连同齿圈I及与之相连的所有零件一起相对于接合套向后退转个角度，使锁环凸起部8乂移到花键毅7的通槽中央，两个花键齿圈不再抵触，此时接合套压卜定位谓6维续左移，而与锁环的花键齿圈进入接合，锁环的锁止作用即行消失。接合套与锁环接合以后，轴向力不再存在，惟面间的摩擦力矩也就消失。如果此时接合套与花锭齿圈I的花键齿发生抵触，如图三(C)所示，则与上述相似，作用在齿圈I花键齿斜面上的分向力使齿圈I及其相连零件相对与锁环及接合套转过一个角度，使接合套与齿圈I进入接合,而鼓后完成了换入六档的全过程，如图三(d)所示。以上介绍的从低速档换到高速档的楮况，反之亦然，从而速档换到低速档的工作原理基本相同，只不过是接合齿圈的速度提升到与接合套和锁环速度相同。考虑到结构布置上的合理性、紧凑性及锥面间产生的摩擦力矩等因崇，所含是惯性同步器多用于轿车和轻型货车上。近年来，中型货车变速器的中、而速档中也开始采用这种同步器。2.3 同步器的设计步骤2.3.1 摩擦系数f汽车在行驶过程中换挡,特别是在高档区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁，同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件卜工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料，为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因素大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关以外，还与工作面得表面粗糙度，涧滑油种类和温度等因素有关。作为与同步环锥面接触的齿轮部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成对锥面的表面粗糙度要求比较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度差，在使用过程初期容易损害同步环锥面0同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度,耐磨性能良好的黄铜合金制造，如钵黄铜，铝黄铜和锡黄铜等。早期用吉铜介金制造的同步环因使用寿命短，已经遭淘汰。由黄铜合金与钢材料构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0摩擦因数f对换挡齿轮和轴的加速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环惟面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺蚊槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。2.3.2 同步环主要尺寸的确定I,同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计的窄些，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，使摩擦加快。试监还证明：螺纹的齿顶宽对f的影响很大，f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在于螺纹之间的间隙中，但螺距也大又会使接触面减少，增加磨损速度。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34nm,2、锋面半锥角摩擦锥面半推角a越小，摩擦力矩越大。但a过小则摩擦锥而将产生自锁现象，避免自锁的条件是tanaNf。一般取a=6°8°。A=6°时，摩擦力矩较大，但在推面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的帧向；在a=70时很少出现啖住现象，3、摩擦惟面平均半径RR设让得越大，则摩擦力矩越大。R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巴的限制，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。4、锥面工作长度b缩短锥面工作长度b,便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小/锥面的工作面积，增加/单位压力并使磨损加速.设计时可根据下式计算确定bb=Mm2jfR25,同步环径向厚度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，特别是事推面平均半注和布置限制，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。货车同步环可用压储加工。锻造时选用铳黄铜等材料。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性面上喷镀一层锢（序度约O3O5mm）,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OQ7O.I2mm的铝制成。喷相环的寿命是铜环的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。233顿止角锁止角B选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角B选取的因素主要有摩擦因数f、摩擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角.已有结构的锁止角在26°46°范围内变化<>2.3.4 同步时间I同步罂工作时，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推面上的轴向力，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。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器尚档取O.I5-O.3Os,低档取00.80s;对货车变速器高档取0.3(M).80s,低档取1.0(M50s.2.3.5 转动惯量的计算换挡过程中依花同步器改变转速的零件统称为输入端零件，它包括第轴及离台器的从动盘，中间轴及其上的齿轮，与中间轴上齿轮相电合的第二轴上的常哺合齿轮。其转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯用，然后按不同档位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量通常用扭摆法测出：若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体，并按照数学公式合成求出转动惯量。第3章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花同步器改变转速的零部件包括：离合器从动片、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范计算公式为：实心J=QXD'/Sg=<XJt32g)×D4X1.=1.92Ikgm2空心J=QX(D2-U2)8g=(Y×1132g)×(D2+d2)×(D2-d2)=0.2935kgm2式中：Q零件重量(100O½);D一零件外径(95厘米)：d零件内径(82厘米)：g重力加速度(98。厘米/秒2)：Y材料比重(钢：7.85克/厘米D：1.零件厚度(30厘米)转动惯量的转换。基本公式为Je=JXi=JX主动齿轮齿数/从动齿轮齿数=1.921*1.51=2.<X)1kg-各档的总转动惯量EJ，需要将各相应零件的转动惯量转到被同步的零件上J=J+J1.t=1.921.+2.901=4.822kg-mj3.1.2 角速度差A3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。四档换五档：此时汽车处F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(被同步出轮)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n、=99kw,才能得到角速度差的最大值A3a所以：3,产<2×11Xnw60)/14=2*3.14*99/60/1.51=6.8623rad3入=(2Xn×11n60)i5=2*3.14*99/60/1.0=10.326rads11tt.=-111=2×11×11n60×<1/iA-1./iK）=3.4997ads.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11N,才能得到角速度差的最大值A3a。所以：31.b=6.8623rads发动机在换档前的角速度3&为：M=,1×iq=6.8623*I0=K8623aWs输入端（被同步齿轮,换档前的角速度为：3人=3陋tt=6.8623/1.51=4.5446radsmax=,1.1.-3y6.8623-4.5446=2.3177rads3.2 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）：P×U×RSin=JcXt按已知条件：同步器输入端转动惯量Jc、角速度A3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=PX×Rn/Sina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QCfr290631992中的有关规定：轻型车4（）（）N（最大）、中型车500N（最大）、重型车620N（最大）,因此本次设计取中型车620N.同步惟面摩擦系数u：在同步器设计计算时一般可取U=O.1避免自锁的条件,即：tga>M（见后说明）根据式（4）：可得Rs=Mf×sinaP×U（7）同步环结构参数及尺寸的确定：（图3/1M*Z2I2.116T2,252.5上T533.5U49I50.8OG8I546066T284275I57、1$I6。Z567,574,2$8194,530“I63501I6/S75825“5,33必I69.9311I7425IfH90.75£536加108IU337992.$J3I8?.7551Q7.2511?136.54234川.t0145IOS115.5126HT46-S夕5：云川101.25112.$123.751%1ST.548120132H4168S1.127.$MO.2S1S31T8.5M13S1485162189.,57147.5156.75IT1.7”.560150165180210$3-IS1.S,IT1.g199220.5661G5181.5】9823169139144.0S2315S.25ITN6189.75207241.5BB3-23.3 锁环式同步器的基本尺寸3.3.1 推面角由式（4）可知，U越小则摩擦力矩Mf越大,但a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a越小,摩擦力矩越大但a过小则摩擦饰面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tanaf°般a=6°8°。a=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：在两锥面达到同步以后，这时换档力P还在作用若，则：P=N×sina+s×N×cosa式中：U.一两锥面间的解摩擦系数当完成同步换档且换档力P=O时，同步环内锥面应脱离同步锥体外锥面，此时3.4.3 同步俊环的工作面宽度B在选择B时，应考虑：B大时会影响同步耦轴向尺寸加大，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，越大则B也要相应选择大一些。有些资料推荐的一个经脸公式可做参考：B七(0.250.40)r“，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r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。3.4.4 同步锥环内锥面上的螺纹线1、螺纹顶宽在内锥面上加工螺纹线的目的是为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if上的压强大磨损也大。般推荐螺纹顶宽为0.0250.10。另方面要求螺顶的表面粗糙度要好，J1.不允许留有切削刀痕。所以螺顶表面增加最后道研磨工序是十分必要的。因此本次设计螺纹顶宽取0.04mm：2、螺距及螺蚊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。一般嫖距推荐取0.60.75。螺纹角一般取60”,螺纹深可取025-0.40。因此本次设计采取螺距0.65mm,螺纹角60。，螺纹深度采取0.35mm。3、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,槽深耍稍大石螺纹底径.油槽数按R”的大小可选取69个。为减小应力桀中，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，则刮去存在于摩擦推而之间的油膜效果好。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5、锁止面的平均半径R钠和同步环滑块槽口宽度H锁止面的平均半径Ru=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，则起着十分或要的作用。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3-7b、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3-7a）如果锁止面之间贴靠的位理不当，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。一般推荐：H-h20.5X锁止齿周节锁环式同步器主要零件适用的原材料及热处理要求：见有关行业标准和企业标准。6、同步时间I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。除去同步淞的结构尺寸，转动惯Ia对同步时间有影响以外，变速器辘入轴，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，同步一般设计时可取：I=0.51.0nun.2.=0.20（）.3Ornm2,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63（见图3-8）。使同步推环推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。门也称为磨损裕量，通常可取：3=1.4-1.8mm3、应该使同步锥体的锥面宽度B1.大于同步锥环锥而宽度Ba,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）。H3-94、同步器输入端的初角速度与输出端的初用速度的比值一般应控制在1.8以内。否则因所需的同步耦容量大，同步器设计难度大，不易满足要求。第4章键与花键的设计与强度计算4.1 半圆键的设计本设计的中间轴与轴齿轮的连接采用半圆键连接，用半圆键有如卜.优点：键和键槽制造简单，拆装方便。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，杳机械设计手册2()GrMnTi的SB=IOXOMPa,=835MPa计算1.im1.60.41B=708.48MPa1.im=1.4*0.3*1080=453.5MPa=1.in1.7=416.5MPa()=1.in1.7=266.8MPa4.1.2 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*454.1.3 91度校较挤压强度校核：=2Th,1.d=2Tdb1.其中，T=Temax,b:键宽h'=h21.:接触角长度中间轴上键传递扭矩相同，且随轴径增大，循的尺寸增大，因此只需校核轴径最小处。=4*36010j*4213*3.14*44*18=187.IMPa<=2*360*1.03*4244*831.4=152MPa<经计算强度足够4.2 花键的设计计算在本设计里,变速器二轴上的花键均为矩形花键,这是因为矩形花锭定心精度高,应力集中较小，承载能力大的优点。4.2.1 花的选撵I、倒档花键;8-60*52*IO2、二、三档花键：10-92*82*103、四、五档花锭：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，花健齿面的用馈或磨损是主要的损坏形式,因此，般只作连接的挤压强度或耐磨性计算，计算公式如下：=2TKZh1.,d其中，Z-齿数K-载荷不均系数，取2.08h-齿面工作高度匕扰的接触强度I、一档花键强度计匏=2*360*105*8.02.'0,8*1.0*35*56*5=73.65MPa<2,二、三档花键强度计算6=2*360*4.159*IO31.O5*23*87=29,9MPa<3、四、五档花键强度计算=2*360*1.5i1OV1.O*3.5*2831.5=35.1MPa<J经计算各花键的强度足够.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。I可时，通过本次设计，使自己对以前所学知识得到r进一步的巩固，也看到r自己的不足环节，这需要自己以后进步学习来弥补。在设计过程中，得到了指导教师龚堪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，经险不足，设计中的错误一定很多，敬请各位老批评指导。结束语经过四年在大学的学习和生活，我不但学习各方面的知识，而且积累r很多参与实践的经验，这为我进行这次毕业设计打下r良好的基础，虽然我懂得并不多，在指导老师和同学们的帮助下我看是一步一步地走上正轨，努力完成毕业设计.一进入这个学期我们就开始了毕业实习，主要是为毕业设计做准备。我设计的课题是某五档变速器同步冷的设计，在指导老师的细心指导下，我初步了解了该课题设计思路，基本结构和传动原理,由于我缺乏理论和技术上的常识，所以独自完成任务困难很大，但这也是毕业设计对我们的考验，对我们能力的进一步升华。致谢本设计在指导老师陈军的悉心的指导下完成的，在题目的选择上，陈老师力求理论联系实际，本人所做的是汽车双级主减速器的设计具有现实意义的题目，在整个设计过程中，陈老师耐心指导，使得本设计在原有的基珈上有了明显的提高。在陈老师的严格要求和耐心教诲下，我的分析问题，解决问题的能力都有了显著的进步，为我走向工作岗位打下良好的基班.陈老师严谨的治学态度、坚持学习的精神和兢蜕业业的工作作风是我永远值得学习的典范。此外，在思想和生活上纪老师也给了我大盘的帮助，使我能安心的学习。在此，我对陈老新表示最襄心的感谢和崇高的敬意。参考文献I王里予主编.汽车设计M北京:机械工业出版社,2001.2I吉林大学汽车工程系主编.汽车构造M.北京:人民交通出版社，2003.3高维山主编.汽车设计丛书M.清华大学汽车工程系.4大连理工大学工程画教研室.机械制图M北京:高等教育出版社2004.5源良货,纪明刚主S机械设计.第八版M.北京:高等数百出版社.2006.6吴宗泽,罗胜国.机械设计课程设计手册.第三版IM1.北京:高等教育出版社,2006.(7)周萼秋&小刚.汤汉辞.现代压实8UM),北京:人民交通出版社.2003.(8)成大先.机械设计手册(I5)卷.第四版M.北京:化学工业出版社.1993.