比亞迪f3變速器設(shè)計說明書

太原科技大學(xué)課程設(shè)計說明書題目變速器設(shè)計院系交通與物流學(xué)院班級交通運輸13240班姓名谷志朋學(xué)號1324010109指導(dǎo)教師郭晉明完成日期2017年比亞迪f3變速器設(shè)計摘要此次設(shè)計依據(jù)比亞迪f3然后對變速器進行設(shè)計。首先我們應(yīng)確定我們的設(shè)計為轎車使用的三軸式變速器。然后根據(jù)汽車的功率、轉(zhuǎn)矩、總質(zhì)量、車速、主減速比等一系列參數(shù)，接著根據(jù)參數(shù)與我們所學(xué)過的汽車構(gòu)造、汽車理論、汽車運用工程等參考書詳細計算變速器的一系列的初級參數(shù)并驗證數(shù)據(jù)的可行性。計算與畫圖同步進行，這樣可以做到相互檢驗，相互促進。同時計算過程中注意設(shè)計零件與標準件的配合〔標準件包含各種軸承、螺釘、各種鍵等〕。最后對相應(yīng)的零件進行校核需要校核的零件包括齒輪、軸，另外對軸承、鍵進行強度、壽命計算。關(guān)鍵字：變速器，齒輪，軸，設(shè)計，軸承，鍵AbstractThedesignwasbasedonBYDf3andthendesignedthetransmission.Firstofall,weshouldmakesurethatourdesignisathreeaxistransmissionforcars.Andthen,accordingtothepower,torqueofthemotor,thegeneralqualityandspeed,themainreductionratioandaseriesofparameters,andthenaccordingtotheknownparametersandwelearnedtheautomobilestructure,automobiletheory,automobileapplicationengineeringreferenceindetailaseriesofprimaryparameterstocalculatethetransmissionandthefeasibilityofvalidationdata.Thecalculationissynchronizedwiththedrawing,sothatitcanbetestedandpromoted.Inthemeantime,thedesignofthepartsandthestandardparts(thestandardpartscontainvariousbearings,screws,etc.).Intheend,thepartsincludinggearandshaft,andthestrengthofthekeyandthecalculationofthelifespanofthekeyareincluded.Keywords:transmission,gear,shaft,design,bearing,key目錄TOC\o"1-3"\h\u摘要IAbstractII第1章緒論11.1選擇變速器的意義11.2設(shè)計內(nèi)容及方法2第2章變速器的總體設(shè)計方案42.1變速器初始參數(shù)42.2變速器設(shè)計的根本要求4第3章機械變速器方案布置63.1變速器布置方案63.1.1變速器類型的選擇63.1.2倒檔形式的選擇63.1.3齒輪形式的選擇63.1.5軸承的選用73.1.6換擋機構(gòu)方法73.2變速器的主要參數(shù)選定73.2.1變速器擋數(shù)選擇73.2.2個檔位之間的傳動比確實定73.2.3計算各檔的傳動比93.2.4初步設(shè)計中心距103.2.5變速器的外形設(shè)計10第4章變速器齒輪的設(shè)計114.1變速器齒輪模數(shù)的設(shè)計114.2齒輪的壓力角的設(shè)計124.3齒輪螺旋角的設(shè)計124.4齒輪齒寬的設(shè)計124.5齒頂高系數(shù)124.6各個檔位齒輪齒數(shù)的分配比134.7齒輪強度的校核214.7.1齒輪的根本要求214.7.2各個軸的轉(zhuǎn)矩214.7.3齒輪強度計算224.7.4齒輪的接觸應(yīng)力的計算244.7.5各檔齒輪受力情況26第5章變速器軸的設(shè)計295.1變速器軸的工藝要求295.1.1變速器第一軸的結(jié)構(gòu)295.1.2變速器軸的計算295.2軸強度的校核305.3變速器軸的強度校核335.4軸承壽命的計算35第6章變速器同步器及殼體的設(shè)計376.1同步器的功用及分類376.1.1慣性式同步器376.2同步器主要尺寸確實定396.2.1摩擦因數(shù)396.2.2同步環(huán)主要尺寸確實定406.2.3鎖止角416.3變速器殼體416.4本章小結(jié)42第7章結(jié)論43參考文獻44致謝45第1章緒論隨著時代的進步，汽車已經(jīng)成為我們必不可缺少的運輸工具，在我國汽車的增速在最近幾年可以明顯觀察到。自從2008年以后我國已經(jīng)好幾年生產(chǎn)銷售突破2000萬量連續(xù)蟬聯(lián)全球第一，到2016年我國的機動車保有量已經(jīng)突破2.9億輛。而且最近幾年汽車的銷售量一直在上漲。國外的汽車采用自動擋變速器的越來越多，自動擋相對而言省油、可以消除駕駛員的換擋疲勞等優(yōu)點，歐洲興旺國家早在2013年時自動擋的比例就超過50%。但是手動擋依舊占到一半從這可以看出手動擋在一大局部消費者心中依舊不可替代。隨著汽車的技術(shù)方面也在飛速提高。其中汽車變速器的更新同樣是日新月異，從兩軸到三軸；從一個變速殼體到主副兩個變速殼體；從手動換擋到自動換擋。雖然自動擋變速器與無級變速器速開展前景樂觀但是機械式手動換擋依舊不可替代。它有其獨特的優(yōu)勢在各類變速器中獨占一席。機械式手動換的技術(shù)相當(dāng)成熟，在各個便面依舊有其不可替代的優(yōu)勢?？傊兯倨鲗②呄蛴谠絹碓绞∮?、效率越來越高、質(zhì)量越來越小、體積同樣越來越小等方面。1.1選擇變速器的意義所有的內(nèi)燃機機動車都具有變速器，而變速器在所有的機動性和中占據(jù)著相當(dāng)重要的位置。由于傳遞到變速器的旋轉(zhuǎn)速度很大但是扭矩超小，而車輛行駛時的速度與扭矩需要根據(jù)其行駛的路況做出不同的改變。因此我們要明白變速器的功能就是改變前面裝置傳遞過來的軸的旋轉(zhuǎn)速度與軸上的扭矩，將旋轉(zhuǎn)速度變小而將扭矩變大。因此變速器應(yīng)該具備〔1〕保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性?！?〕設(shè)置空檔，用以中斷發(fā)動機差U你來的動力。〔3〕設(shè)置倒檔，汽車在必要時具有倒檔功能?！?〕換擋迅省力、方便?！?〕工作可靠，汽車行駛中，不可以有調(diào)檔、亂檔或同時掛上兩檔等現(xiàn)象的發(fā)生。了解它的結(jié)構(gòu)，熟悉之后展開計算等一系列工作。變速器中必須有空擋，汽車經(jīng)常在啟動時經(jīng)常是空擋位置，另外可以斷開與離合器之間的鏈接；設(shè)置到當(dāng)，汽車在必要時具有倒檔功能。此次變速器設(shè)計為了使具有合理的傳動比，這樣就可以使汽車換擋時更加合理更加順利此次變速器的設(shè)計是我們大學(xué)四年來的一個成果總結(jié)，將我們四年大學(xué)所學(xué)的知識貫穿起來，運用起來進行一個初步的實踐。同時加深了大學(xué)所學(xué)真正做到理論與實際相結(jié)合。手繪與電腦CAD畫圖相結(jié)合，手繪裝配圖而CAD繪制零件圖，手繪與CAD軟件同時得到鍛煉。完成變速器的畫圖工作，此次畫圖我認為對個人的幫助很大，將大學(xué)四年所學(xué)知識進行了一遍梳理，同時也教會了我面對生活的態(tài)度。1.2設(shè)計內(nèi)容及方法根據(jù)的參數(shù)，結(jié)合大學(xué)所學(xué)的汽車設(shè)計、汽車實驗學(xué)、專用汽車設(shè)計等所學(xué)的知識進行設(shè)計。變速器設(shè)計流程主要內(nèi)容如下表：齒輪變位系數(shù)確齒輪變位系數(shù)確定參數(shù)選擇、零件設(shè)計強度計算軸的設(shè)計同步器的設(shè)計操縱機構(gòu)、箱體設(shè)計完成工程圖紙變速器的功用結(jié)構(gòu)方案確實定變速器主要參數(shù)選擇傳動比及齒數(shù)確定布置方案確實定齒輪的損壞原因及形式齒輪強度計算與校核布置形式與主要參數(shù)剛度和強度校核表1.1變速器設(shè)計流程〔1〕變速器結(jié)構(gòu)的初步分析并做出不選擇依據(jù)自己所設(shè)計的車輛然后分析兩軸式與三軸式那個更適合，再根據(jù)變速器的布置方案設(shè)計出相應(yīng)的變速器?！?〕變速器主要參數(shù)的選擇變速器主要參數(shù)的選擇：擋數(shù)、傳動比、中心距、齒輪參數(shù)等。〔3〕變速器齒輪強度的校核變速器齒輪強度的校核主要是針對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度進行校核[1]?！?〕軸的根本尺寸確實定及強度計算軸的校核需要從兩個方面進行校核一方面為軸的剛度校核一方面為軸的強度校核?！?〕軸承的選擇和同步器的設(shè)計首先進行軸頸的初步計算，然后結(jié)合軸承設(shè)計出軸，并選擇出相應(yīng)的軸承。然后根據(jù)的條件設(shè)計慣性式同步器?！?〕設(shè)計變速器的操縱機構(gòu)結(jié)合自己所學(xué)的知識與查閱的資料，設(shè)計變速器的操縱部件?！?〕對變速器進行手繪與CAD繪制根據(jù)自己計算的數(shù)據(jù)手繪出裝配圖，CAD繪制6件零件圖。第2章變速器的總體設(shè)計方案2.1變速器初始參數(shù)表2.1變速器的根本參數(shù)表2.1變速器的根本參數(shù)發(fā)動機的型號BYD473QE排量1.49L發(fā)動機的最大功率Pt=80KW最高車速Vmax≈175km/h總質(zhì)量M=1210kg最大扭矩Memax=145N·m最大功率轉(zhuǎn)速Np=5800r/min最大扭矩轉(zhuǎn)速Np=4800r/min2.2變速器設(shè)計的根本要求變速器是汽車的重要局部，在傳動系統(tǒng)中變速器是前面鏈接離合器后鏈接萬向傳動系統(tǒng)因此變速器必須具備改變汽車速度、改變其扭矩、終止傳送動力的功能。此外它對汽車的各個方面均有很大影響如耗油方面、動力方面、操縱便捷方面、變檔時的平順方面和傳動效率方面有很大影響。隨著現(xiàn)在汽車的開展變速器同樣朝著尺寸更小、質(zhì)量更小、性能更好的方向開展，因此變速器中的軸間距、各個齒輪的齒數(shù)、各個軸的直徑、軸的軸向直徑、變速器的外形及其尺寸、變速器的材料，都直接影響變速器大小、質(zhì)量及其性能。〔1〕首先要確定擋位數(shù)與各個檔位的合理傳動比，讓它與發(fā)動機的轉(zhuǎn)速相適宜，以確保汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性、與車輛的行駛穩(wěn)定性；(2〕要設(shè)置倒檔，可以使汽車具有向后行駛的功能；(3〕要設(shè)置空擋，以保證需要的時候可以終止動力傳動。(4〕要保證變速器的工作可靠；(5)要保證操作系統(tǒng)的的輕便使其換擋時省力、方便、快速；(6〕設(shè)置動力輸出裝置，需要能及時輸出動力；(7〕要保證變速器擁有較高的輸出效率；(8〕要盡可能的減少噪音污染；變速器還應(yīng)該盡量減少制造本錢材料方面在滿足強度后盡量使用較廉價的；尺寸方面盡可能的降低變速器尺寸；質(zhì)量方面在滿足強度后盡量降低質(zhì)量；結(jié)構(gòu)方面要盡量簡單便于修理。第3章機械變速器方案布置3.1變速器布置方案3.1.1變速器類型的選擇次設(shè)計是2016款比亞迪F-3機械式變速器的設(shè)計，此款汽車為前置前驅(qū)〔FR〕方式，而且采用五檔手動擋變速器。3.1.2倒檔形式的選擇倒檔與前進檔相比使用率低，而且使用倒檔時速度較低且多數(shù)在停車后再進行倒車，因此倒檔多采用直齒滑動齒輪。在此對倒檔提出5種布置方法，下列圖3.1展示了此五種方案1.a圖的布置方案減小了中間軸的長度，但換擋時有兩隊齒輪同時接入導(dǎo)致?lián)Q擋困難；1.b圖此布置方法能獲得較大傳動比，但是換擋的順序不合理；1.c圖這種方案比b圖方案做了些修改；1.d此方案中將一檔齒輪與到當(dāng)齒輪與軸做成一體式的，同時加寬了他們的齒輪；1.e圖此種方法為全部齒輪副全為常嚙合齒輪，換擋更順利。圖3.1倒檔布置的5種方案edcb圖3.1倒檔布置的5種方案edcb圖3.1倒檔布置方案圖3.1倒檔布置方案綜上考慮我們可以得出，e圖方案與其它方案相比更適宜。3.1.3齒輪形式的選擇的設(shè)計中常用的齒形分兩種，一種為直齒形式，一種為斜齒形式。3.1.4變速器軸結(jié)構(gòu)設(shè)計此變速器為三軸式的其中將將齒輪與第一軸設(shè)計成一體式，其軸的長度取決于離合軸向長度。此軸的花鍵型號大小和離合器的從動盤花鍵一致。因此當(dāng)前經(jīng)常選擇距型花鍵。第二軸設(shè)計成階梯式方便齒輪安裝，應(yīng)該盡量使軸的直徑相差不大，以保證足夠承受傳來的力矩同時防止軸在越程槽處斷裂。3.1.5軸承的選用變速器多采用滾動軸承，包括滾針軸承、向心球軸承、圓錐滾子軸承等，使用軸承時應(yīng)該根據(jù)不同的要求使用不同的軸承。3.1.6換擋機構(gòu)方法換擋時應(yīng)使用嚙合套或者同步器換擋，其換擋時行程比滑動齒輪換擋時行程小。在滑動齒輪較寬時，這種方法的差異就更為突出了。3.2變速器的主要參數(shù)選定3.2.1變速器擋數(shù)選擇次設(shè)計是2016款比亞迪F-3機械式變速器的設(shè)計，該設(shè)計采用了五檔中間軸式機械變速器，在最低檔的傳動比不變時，當(dāng)增加檔位束時會使相鄰的兩個檔位之間的傳動比減小，減小的傳動比有利于換擋，會是換擋時更加輕巧、方便?，F(xiàn)實中要求傳動比最大值不超過1.8，該限制會使換擋時在更容易的換擋區(qū)間進行而且盡可能的使高檔之間的傳動比小于低檔位之間的傳動比。3.2.2個檔位之間的傳動比確實定首先我們要確定最低檔的速度也就是最低檔傳動比〔最大傳動比〕，最大傳動比確實定應(yīng)根據(jù)，最大爬坡度、附著力、最低穩(wěn)定車速等主要方面來確定[2]。(1)主減速傳動比根據(jù)發(fā)動機的轉(zhuǎn)速與主減速比、變速器的傳動比、輪胎半徑可以求出車輛的行駛速度，由公式得出:(3.1)Ua—汽車的速度〔km/h〕r—汽車輪胎的半徑〔m〕n—發(fā)動機的轉(zhuǎn)速〔r/min〕—變速器的傳動比—主減速器的傳動比由的參數(shù)知道該汽車的最高車速為=175km/h，主減速器的傳動比為=4.4，那么可以該款汽車選用的車胎型號為195/60R15因此可知道輪胎的滾動半徑為r=298mm，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速為5800r/min,由3.1公式可知=0.85(2)變速器最低檔的設(shè)計一檔的傳動比即為最低檔的傳動比，根據(jù)上面提到的最低檔的傳動比需要的條件可以求出一檔的傳動比。其公式如下：其中G—汽車的總重〔N〕—發(fā)動機的最大扭矩〔NM〕—滾動阻力系數(shù)，路面優(yōu)良時為0.01—0.018r—輪胎的滾動半徑〔mm〕—變速器的傳動比—主減速器的傳動比為4.4—變速器傳動效率—最大爬坡度〔此次設(shè)計的機動車其最大可以爬行16.7度的坡度〕因為在機動車在1檔時，傳動比最大而速度最小、扭矩最大，在1檔時有較大的后備功率，可以得到較大的。此時的爬坡度可以根據(jù)公式可以求得一檔的傳動比為：(3.2)已經(jīng)知道汽車重G=11858N，傳動效率為=0.96，摩擦系數(shù)f=0.015，坡度大小為=16.7°，滾動輪胎的半徑為r=298mm，主減速器的傳動效率為=4.4，最大扭矩為=145N.M1.9另外要使機動車不產(chǎn)生打滑，在車輛的最低檔將產(chǎn)生最大的后備力，此時車輪不會出現(xiàn)打滑的條件為：(3.3)其中—驅(qū)動力與地面的垂直反力，〔=mg)5.7由此得到1檔的的初始范圍，我們初選一檔傳動比=3.5。3.2.3計算各檔的傳動比根據(jù)已求得的一檔傳動比與五檔傳動比,其中五檔為超速擋取為0.72，根據(jù)檔位傳動比的設(shè)計公式：其中n為總共檔位數(shù)，q為相鄰兩個檔位之間的比數(shù)，由于齒輪的齒數(shù)都是整數(shù)所以從動輪與主動輪之間的比值與計算得到的略有不同，但大體而言根本一樣。2檔3檔4檔的傳動比為分別為：倒擋要求有較高的通行能力因此倒檔的傳動比一般比一檔的傳動比稍微小點，因此我們初始取倒檔的傳動比為3.2初始變速器傳動比表3.1檔位1檔2檔3檔4檔5檔倒檔傳動比3.52.361.591.070.723.23.2.4初步設(shè)計中心距根據(jù)經(jīng)驗公式初步得到中心距為：(3.4)其中A—變速器的中心矩(mm)—變速器的最大扭矩145()—1檔的傳動系數(shù)—變速器的傳動效率0.96根據(jù)參數(shù)可得中心矩：變速器的中心矩可分為兩類：乘用車的中心矩范圍60mm—90mm變化，商用車的中心矩范圍為80mm—170mm內(nèi)變化。由此我們初始選擇中心矩為A=72mm。3.2.5變速器的外形設(shè)計變速箱的橫向方面的尺寸相對而言比擬簡單，可以依據(jù)間系統(tǒng)初步確定。變速器的軸向尺寸一般根據(jù)檔位數(shù)、齒輪形式、換擋機構(gòu)，根據(jù)經(jīng)驗軸向尺寸一般采取(3.7—4.3)A通過計算得出軸向范圍為〔266.4—309.6〕初步取軸向尺寸為285mm。第4章變速器齒輪的設(shè)計4.1變速器齒輪模數(shù)的設(shè)計齒輪模數(shù)確實定是齒輪設(shè)計中的重中之重，它模數(shù)對很多方面都有干擾例如對齒輪的均有較大影響，因此模數(shù)確實定對齒輪至關(guān)重要，在齒輪模數(shù)的選擇一般遵守以下規(guī)那么?！?〕想要最大可能的降低齒輪間的噪音，這就需要適當(dāng)將模數(shù)給將下來，此外要增加它的寬度；〔2〕顧及到齒輪的工藝可加工性，因此1、2、3、4、5檔的不一樣的檔位齒輪盡可能的選用不一樣的模數(shù)；

〔3〕考慮到齒輪強度方面，不同檔檔位的齒輪盡量選用不同的模數(shù)；

〔4〕設(shè)計齒輪時我們應(yīng)該最大限度地將齒輪的質(zhì)量降下來，應(yīng)該在增加模數(shù)的同時在允許的條件下盡可能的減小齒寬；〔5〕盡量的選用較大的，而不相同的檔位盡量選用不一樣的。國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi〔過去的鋼號是18CrMnTi〕，也是采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMoB的。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMo，20CrNiMo，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高外表硬度，細化材料晶粒[3]。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進行回火。根據(jù)經(jīng)驗得出變速器的齒輪模數(shù)經(jīng)常從以下區(qū)間選擇：微型與輕型轎車的模數(shù)區(qū)間一般取2.25～2.75，中級轎車的模數(shù)區(qū)間一般取2.75～3.0，重型貨車的模數(shù)區(qū)間一般取4.25～6.0。在變速器中根據(jù)工藝上的需要，在設(shè)計時一個變速器中的所有一模一樣。轎車的齒輪模數(shù)一般取2~3.5，因為選取較小的模數(shù)相對來說增加了齒輪齒數(shù)，有利于換擋。模數(shù)初算為：一般而言初選的模數(shù)為M=2.5mm。4.2齒輪的壓力角的設(shè)計較小的壓力角可以擁增加重合度，當(dāng)重合度變大時同時進行嚙合的齒數(shù)增多運行起來穩(wěn)定從而降低了噪音。乘用車一般而言驅(qū)動力相對來說較小，所以盡可能的加大重合度，壓力角盡可能的取小一點，一般而言，變速器齒輪經(jīng)常選用20°壓力角，結(jié)合套與同步器一般選用30°壓力角[4]。4.3齒輪螺旋角的設(shè)計不不不不不不不不不不不不不不不不不不不牛牛牛牛牛牛牛牛牛牛男男女，性、齒輪噪音，均有較大影響，當(dāng)螺旋角小30°時，隨著螺旋角的增大重合度與穩(wěn)定性增加，噪音減小。但是隨著螺旋角的增大，它的抗彎度會減小。因此綜合考慮齒輪的抗彎度與齒輪強度、噪音，設(shè)計時宜選用適宜的螺旋角，一般螺旋角選擇15°～25°，從而可以使齒輪的重合度與齒輪的彎度都得到保證[5]。為了盡可能的得到較大重合度我們初次選擇螺旋角為=23°4.4齒輪齒寬的設(shè)計在初次選擇齒輪齒寬時，應(yīng)該考慮齒寬對齒輪強度、齒輪質(zhì)量、齒輪工作平順性、變速器的軸向尺寸等方面的影響，同時要盡量的減小齒輪的質(zhì)量與縮短變速器的軸向尺寸，盡量選用較小的齒寬。但是齒寬減小會減弱齒輪傳動的穩(wěn)定性，齒寬確實定通常由模數(shù)來確定[5]：直齒齒寬b=m,直齒寬系數(shù)取值〔4.5～8.0〕=7；斜齒齒寬b=m,斜齒齒寬系數(shù)取〔6.0～8.5〕=7；其中常嚙合齒輪取=7.54.5齒頂高系數(shù)通常大多數(shù)汽車均采用齒頂高系數(shù)=1.0。表4.1齒輪的參數(shù)參數(shù)模數(shù)壓力角螺旋角齒寬系數(shù)齒頂高系數(shù)參數(shù)值2.520°23°71.04.6各個檔位齒輪齒數(shù)的分配比該款設(shè)計的示意圖如圖3—1：變速器示意圖4.1以上計算中我們已經(jīng)后計算出一些列的數(shù)據(jù)，可根據(jù)求出變速器各個檔位中齒輪齒數(shù)比：一檔傳動中各個齒輪的齒數(shù)比:(4.1)(4.2)其中(4.3)由此得出5353由已計算的進行分配一檔的各個齒輪齒數(shù)，在分配時盡可能的使一檔的小齒輪齒數(shù)取得盡量小一些，這樣可以使盡可能的大些，因為已經(jīng)確定，當(dāng)取得盡可能大時，盡可能小些使嚙合盡可能的多些，從而可以更容易地設(shè)計第二軸的前軸承。此外中間軸上的最小齒輪的齒數(shù)與中間軸的直徑有關(guān)，因此在設(shè)計時一定要考慮清楚中間軸與齒輪之間的聯(lián)系。一般而言中間軸的一檔齒輪齒數(shù)經(jīng)常取14～17之間。所以在此去=14。由此得出:=53-15=382.53=1.38一檔齒輪中心矩與常嚙合齒輪中心矩是相同的由公式:(4.4)=72所以:=22.27=30.73=22=31中心距校核:=71.97(mm)螺旋角的校核:=23°=23°校核后的傳動比為:3.57齒形系數(shù)圖4.2齒形系數(shù)圖4.2一檔齒輪變速系數(shù)校核：分度圓壓力角:0.4021.8°端面嚙合角:=0.93=21.86°當(dāng)量齒數(shù):48.7219.2328.2139.74=2.53由已求得齒輪9、10的參數(shù)、U與再根據(jù)上圖可以得到:(4.5)(4.6)=0=0.15=—0.15=0.07=0.07由已求得齒輪1、2的參數(shù)、U與再根據(jù)上圖可以得到:=0=0.04=—0.04=0.07由此可得分度圓的直徑為：=103.26=40.76=59.78=84.24節(jié)圓直徑為：103.2540.7559.7784.23齒頂高為：2.531.952.432.23齒根高為：2.753.53.033.23二檔齒輪的齒數(shù)分配：同理，可知二檔：(4.7)(4.8)與的比例與二檔的傳動比由此可求得：1.67又因為：53可得=2033校核后傳動比為：2.33校核后中心矩為：71.97校核后的螺旋角：分度圓壓力角:0.4021.8°端面嚙合角:=0.93=21.6°1.65當(dāng)量齒數(shù):42.3125.64由已求得的參數(shù)、U與再根據(jù)上圖可以得到=0=0.08=—0.08=0.07=0.07由此可得分度圓的直徑為：=89.67=54.35節(jié)圓直徑為：89.6154.31齒頂高為：2.532.13齒根高為：2.933.33三檔齒輪的齒數(shù)分配：同理，可知三檔：(4.9)(4.10)與的比例與二檔的傳動比由此可求得：1.13又因為：53可得=2825校核后傳動比為：1.59校核后中心矩為：71.96校核后的螺旋角：分度圓壓力角:0.4021.8°端面嚙合角:=0.93=21.8°1.12當(dāng)量齒數(shù):35.9032.05由已求得的參數(shù)、U與再根據(jù)上圖可以得到:=0=—0.02=0.02=0.07=0.07由此可得分度圓的直徑為：=76.09=67.93節(jié)圓直徑為：76.0767.92齒頂高為：2.283.38齒根高為：3.183.08五檔齒輪的齒數(shù)分配：同理，可知四檔：〔4.11)(4.12)與的比例與二檔的傳動比由此可求得：0.51又因為：53可得=2033校核后傳動比為：0.85校核后中心矩為：71.96校核后的螺旋角：分度圓壓力角:0.4021.8°端面嚙合角:=0.93=21.8°0.61當(dāng)量齒數(shù):25.6442.31由已求得的參數(shù)、U與再根據(jù)上圖可以得到=0=—0.11=0.11=0.07=0.07由此可得分度圓的直徑為：=54.34=89.67節(jié)圓直徑為：54.3489.66齒頂高為：2.052.6齒根高為：3.42.85倒檔齒數(shù)確實定：先前我們已經(jīng)確定倒檔齒輪采用直齒滑動齒輪，倒檔的模數(shù)設(shè)計成與前進檔的相同為2.5，倒檔的一般而言取2123之間，初選倒檔軸齒輪，計算出倒檔軸與中間軸之間的中心距，設(shè)中間軸齒輪=15，由此可算出兩軸間中心距之間的距離可得：，取整后=45mm為防止倒擋齒輪發(fā)生干預(yù)，齒輪12與11之間不能直接接觸，應(yīng)該保證他們之間的間隙必須大于0.5mm，因此取=40到達要求。12與11之間的中心距為71.25mm<=71.96mm>0.5mm倒檔的傳動比為:3.564.7齒輪強度的校核4.7.1齒輪的根本要求在設(shè)計齒輪時我們要求齒輪要有足夠的壽命，因此我們首先了解齒輪的損壞的形式。齒輪主要有點蝕、齒面膠合、疲勞折斷、齒面磨損、塑性變形等[6]。齒輪損壞、折斷常發(fā)生在這幾種情況：1、齒輪受到相當(dāng)大的沖擊載荷時，使齒輪發(fā)生彎曲折斷2、齒輪在重復(fù)載荷作用下，齒輪的齒根會產(chǎn)生疲勞裂紋，隨著裂紋擴展深度的加大，最后發(fā)生彎曲折斷。第一種情況在變速器中出現(xiàn)的很少，第二種情況相對來說較多。3、當(dāng)輪齒轉(zhuǎn)動時，齒輪之間相互嚙合，齒面之間壓力較大，此時在齒面假設(shè)存在細小的裂縫那么裂縫處的油液壓力驟然升高，致使裂紋變大，導(dǎo)致齒面出現(xiàn)塊狀剝落形成小麻點，我們稱它為齒面點蝕。點蝕會使齒形誤差變大，從而產(chǎn)生動載荷，并可能導(dǎo)致齒輪折斷。因此我們要設(shè)計齒輪足夠滿足要求。4.7.2各個軸的轉(zhuǎn)矩根據(jù)=145N·M,離合器的傳動效率=0.99，軸承的傳動效率=0.98。齒輪精度選擇8級=0.97。輸入軸扭矩=145×0.99×0.98=140.68N·M中間軸扭矩:=×××=140.68×0.97×0.98×1.41=188.56N·M輸出軸一檔扭矩:輸出軸二檔扭矩:輸出軸三檔扭矩:輸出軸五檔扭矩:倒檔軸的扭矩:倒檔輸出軸的扭矩：4.7.3齒輪強度計算大致上所有的汽車所用的變速器他們的使用條件是相似的，變速器齒輪所使用的材料、精度級別、加工方法、支承方式、材料的熱處理等根本相同。汽車的齒輪一般采用低合金鋼制作，采用磨齒或者梯齒精加工，齒輪外表一般采用滲碳猝熾熱處理，要求齒輪的精度等級不低于7級[7]。以下我們用比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算變速器齒輪，同樣可以獲得較為準確的結(jié)果彎曲應(yīng)力的取值范圍為400Mpa—850Mpa。直齒輪彎曲應(yīng)力的計算：(4.13)其中—彎曲應(yīng)力〔MPa)；—為圓周力〔N〕，；—集中應(yīng)力系數(shù)，可取近似值=1.56；—摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪一般取=1.1，從動齒輪取=0.9；b—齒寬〔mm〕；t—端面齒距〔mm〕t=m×π；y—齒形系數(shù)如圖4.3所示圖4.3齒形系數(shù)因為齒輪的節(jié)圓直徑d=m×z,其中z為齒輪的齒數(shù)，所以上式可變?yōu)?4.14)根據(jù)可以計算倒檔齒輪11、12、13的應(yīng)力0.1430.11==742.9Mpa=718.2Mpa=892Mpa斜齒輪彎曲應(yīng)力的計算公式：〔4.15〕其中：—重合度初次選擇取2；—集中應(yīng)力系數(shù)，可取近似值=1.5；—為圓周力〔N〕，；b—齒寬〔mm〕；t—端面齒距〔mm〕t=m×π；y—齒形系數(shù)如圖4.3所示；將公式整理后得到：〔4.16〕當(dāng)計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪許用應(yīng)力最大值在180~350mpa的范圍。一檔9、10齒輪的彎曲應(yīng)力：721Mpa<850Mpa686Mpa<850Mpa二檔8、9齒輪的彎曲應(yīng)力：540Mpa<850Mpa513Mpa<850Mpa三檔5、6齒輪的彎曲應(yīng)力：386Mpa<850Mpa411Mpa<850Mpa五擋3、4齒輪的彎曲應(yīng)力：327Mpa<850Mpa470Mpa<850Mpa常嚙合1、2齒輪的彎曲應(yīng)力:365Mpa<850Mpa348Mpa<850Mpa4.7.4齒輪的接觸應(yīng)力的計算〔4.17〕其中—輪齒的接觸應(yīng)力〔MPa〕；E—齒輪材料的彈性模量〔MPa〕,40cr的彈性模量在100度時為208Gpa；b—齒輪接觸的實際寬度(mm)；F—齒輪齒面的上的法向力；F=；—主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑；—從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑；變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力[]見表4.2表4.2變速器齒輪許用接觸應(yīng)力齒輪/Mpa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔齒輪1300-1400650-700帶入后的：常嚙合齒輪1與齒輪2：=453.4Mpa=442Mpa常嚙合齒輪3與齒輪4：=413.4Mpa=489.8Mpa常嚙合齒輪5與齒輪6：=549.6Mpa=488.2Mpa常嚙合齒輪7與齒輪8：=632.1Mpa=561.3Mpa常嚙合齒輪9與齒輪10:=779.4Mpa=692.8Mpa倒檔齒輪接觸應(yīng)力：=721.4Mpa=838.3Mpa=740.6Mpa4.7.5各檔齒輪受力情況中間軸一檔齒輪受力：Ft為齒輪齒寬中心平面的圓周力，F(xiàn)r為齒輪齒寬中心平面的徑向力。一檔時9、10齒輪受力：9254.5N3659.2N3928.3N8784.3N3473.4N3728.7N6943.8N2745.6N2947.5N6601.6N2610.3N2802.2N5552.4N2195.4N2356.9N5278N2086.9N2240.4N3967.2N1568.6N1684N3767.3N1489.6N1599.1N4477.3N1770.3N1900.5N4707.4N1861.3N1998.2N8631.6N3141.6N10056.5N=3360.3N9085.7N3306.9N第5章變速器軸的設(shè)計5.1變速器軸的工藝要求汽車啟動后變速箱開始工作，當(dāng)汽車行駛后變速器軸上承受轉(zhuǎn)矩與彎矩，我們設(shè)計的原那么是在保證平安的情況下要求質(zhì)量與體積盡可能小，因此要求軸要有足夠的強度與剛度。當(dāng)軸的剛度不夠時，在彎矩較大的情況下會發(fā)生彎曲，導(dǎo)致齒輪嚙合發(fā)生改變損害齒輪。還可能引發(fā)其他一系列其他情況。5.1.1變速器第一軸的結(jié)構(gòu)輸入軸一般和齒輪做成一體，其前端大都在飛輪內(nèi)腔的軸承上支撐，而他的軸徑需要根據(jù)前軸承內(nèi)徑來確定。此軸承不需要承受軸向力，輸出軸的軸向定位經(jīng)常通過后軸承用卡環(huán)和軸承蓋來保持。輸出軸如圖5.1所示圖5.1輸入軸中間軸有兩種設(shè)計為旋轉(zhuǎn)軸式、固定軸式。此次計采為旋轉(zhuǎn)軸式傳動。因為一檔和倒檔齒輪比擬小，經(jīng)常和中間軸做成一體，但是高位檔的齒輪那么必須用花鍵固定在軸上。5.1.2變速器軸的計算已求得變速器的中心矩為A=72mm，軸的最大直徑與其支撐距離的比值范圍d/L=(0.160.21).其中中間軸為d/L=(0.160.18)，輸出軸位d/L=(0.180.21)。第一軸花鍵的直徑按公式：(5.1)K是經(jīng)驗系數(shù)一般取44.6；本次取4.5.〔2124.17〕mm初選軸的直徑為=24mm。第二軸與中間軸的直徑為=(0.450.6)×A=(32.443.2)mm中間軸軸承支承之間的長度為d/L=(0.160.18),=(180270)mm；第二軸之間的長度為=(154240)mm；第一軸的支撐長度=〔116154〕mm。根據(jù)扭轉(zhuǎn)條件可以算出軸的最小直徑：(5.2)其中d—軸的最小直徑；—許用剪切應(yīng)力；p—發(fā)動機的最大功率；n—發(fā)動機的轉(zhuǎn)速；=23.3mm將d=25mm選擇為軸的最小直徑。5.2軸強度的校核對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距產(chǎn)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。

初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支反力，必須先求第二軸的支點反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對每一個檔位都進行驗算，驗算時將軸看作鉸鏈支撐的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取Temax。軸的受力示意圖如下圖。圖5.2軸的受力示意圖(5.3)(5.4)(5.5)(5.6)其中—為齒輪的齒寬中間平面徑向力(N)；—為齒輪的齒寬中間平面上圓周力(N)；E—為彈性模量(Mpa)，E=2.1×Mpa；I—為慣性力矩(),對于實心軸，I=；d—為變速器的軸直徑；a—為齒輪上的作用力點距支座a距離的(mm)；b—為齒輪上的作用力點距支座b距離的(mm)；L—為支座間的距離；第一軸的支撐點距離受力點較近，在三軸式變速箱中第一軸的強度足夠符合，一般不用檢驗。第二軸的校核：對于一檔輸出軸的校核：a=198.5,b=19.5,d=48,3473N,8784N0.005<0.10.01<0.150.00024rad<0.002rad對于二檔輸出軸的校核：a=146,b=72,d=35,2610N,6601N0.008<0.10.02<0.150.00006rad<0.002rad對于三檔輸出軸的校核：a=77,b=141,d=40,2086N,5278N0.0018<0.10.004<0.150.00034rad<0.002rad對于五檔輸出軸的校核：a=56,b=162,d=35,1489N,3767N0.012<0.10.031<0.150.00014rad<0.002rad中間軸的校核：對于一檔中間軸的校核：a=178,b=72,d=32,3659N,9254N0.058<0.10.147<0.150.00069rad<0.002rad對于二檔中間軸的校核：a=159,b=91,d=36,2745N,6943N0.046<0.10.12<0.150.000006rad<0.002rad對于三檔中間軸的校核：a=109,b=141,d=36,2195N,5552N0.04<0.10.1<0.150.00008rad<0.002rad對于五檔中間軸的校核：a=162,b=88,d=30,1568N,3967N0.05<0.10.13<0.150.00026rad<0.002rad二齒輪處軸的校核：a=32,b=206,d=30,1770N,4477N0.014<0.10.035<0.150.0003rad<0.002rad5.3變速器軸的強度校核變速器的輸入軸的支撐點距離受力點較近，因此輸入軸一般而言不做強度校核就可以滿足條件。第二軸的跨度較大，而且一檔時的受力非常大因此第二軸是校核的重點。第二軸的一檔受力圖如下圖：圖5.3二軸受力圖5.3圖5.3二軸受力圖5.3圖5.4水平受力圖圖5.4水平受力圖根據(jù)條件得：×=(5.7)×=(5.8)=(5.9)〔5.10根據(jù)可得到：=8784N=146mm=72mmL=218mm=2902N=5882N=186.4N·M423.7N·M=647N·M==59Mp<[]=400Mpa中間軸的校核一般而言倒檔的轉(zhuǎn)矩最大，在本次設(shè)計中同樣為倒檔軸的受力最大，因此只計算倒檔就可以，中間軸的校核方法與輸出軸的方法原理一樣，因此可以得出：×=×=根據(jù)可得到：=10056N=230mm=20mmL=250mm=805N=9251N185N·M=263N·M==171.9Mp<[]=400Mpa由計算的結(jié)果得知：軸的強度足夠，滿足條件。5.4軸承壽命的計算首先選定軸承的在和系數(shù)，軸承在軸上受到各種力，各種沖擊，因此計算起來非常復(fù)雜，但是根據(jù)經(jīng)驗可得軸承的載荷系數(shù)=1.2~1.8，在此我們?nèi)?1.2.查《機械設(shè)計手冊》該軸承的=32200N，=37000N[8]?！?.11〕在本次設(shè)計中軸承的受力根據(jù)平衡公式可得：=4036N=4714N>0.44由此根據(jù)?機械設(shè)計手冊?取X=0.4,Y=1.3因為:=2156N=2041N=5300N=5446N因為軸承1的P較大因此軸承的壽命按照軸承1計算，軸承的壽命為：=2420h>2000h花鍵的校核花間的校核公式為：[]〔5.12〕[p]〔5.13〕—載荷分配不均系數(shù)，與齒輪的齒數(shù)有關(guān)聯(lián)，一般取=0.7—1，齒數(shù)越多一般而言越小=1[9]；Z—花鍵的齒數(shù)z=8；L—花鍵的工作長度L=10mm；H—花鍵的工作高度，其中漸開線花鍵壓力角為30°時，h=m=2.5；—花鍵的平均直徑=44mm；=64Mpa=64Mpa校核后符合要求。第6章變速器同步器及殼體的設(shè)計6.1同步器的功用及分類同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種[10]。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下〔即角速度相等〕換檔的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件?？紤]到本設(shè)計為轎車變速器，應(yīng)選用鎖環(huán)式同步器[11]。6.1.1慣性式同步器慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度到達完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的根本要求。1、鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)如圖5.1所示，鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)或和齒輪或凸肩局部的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)或上的齒和做在嚙合套上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。在不換檔的中間位置，滑塊凸起局部嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的尺寸要比滑塊寬一個接合齒[12]。圖6.1圖6.1鎖環(huán)式同步器2、鎖環(huán)式同步器工作原理〔a〕同步器鎖止位置〔b〕同步器換檔位置圖6.2鎖環(huán)式同步器的工作原理換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并由滑塊予以確定。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸〔圖5.2a〕，使嚙合套的移動受阻，同步器處于鎖止狀態(tài)。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合〔圖5.2b〕，完成同步換檔[12]。鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。3、鎖環(huán)式同步器主要尺寸確實定〔1〕接近尺寸b同步器換擋第一階段中間，在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b，稱為接近尺寸。尺寸b應(yīng)大于零，取b=0.2～0.3mm?！?〕分度尺寸a滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距a,稱為分度尺寸。尺寸a應(yīng)等于1/4接合齒齒距。尺寸a和b是保證同步器處于正確鎖止位置的重要尺寸，應(yīng)予以控制?！?〕滑塊轉(zhuǎn)動距離c滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)轉(zhuǎn)動距離c影響分度尺寸a?；瑝K寬度d、滑塊轉(zhuǎn)動距離c與缺口寬度尺寸E之間的關(guān)系如下E=d+2c〔6.1〕滑塊轉(zhuǎn)動距離c與接合齒齒距t的關(guān)系如下c〔6.2〕式中，為滑塊軸向移動后的外半徑〔即鎖環(huán)缺口外半徑〕；為接合齒分度圓半徑?！?〕滑塊端隙滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，同時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面的間隙為，要求>。假設(shè)<,那么換擋時，在摩擦錐面尚未接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸b<0,此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證b>0,應(yīng)使>，通常取=0.5mm左右。鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應(yīng)留有間隙，并可稱之為后備行程。預(yù)留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦面會因摩擦而磨損，并在接下來的換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導(dǎo)致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻，假設(shè)鎖環(huán)上的摩擦錐面還未到達許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設(shè)計不當(dāng)而影響同步器壽命。一般應(yīng)取=1.2～2.0mm。在空擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應(yīng)保持在0.2～0.5mm。6.2同步器主要尺寸確實定6.2.1摩擦因數(shù)汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應(yīng)中選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設(shè)計工作帶來困難。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的外表粗糙度、潤滑油種類和溫度等因數(shù)有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面局部與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的外表粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。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。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1摩擦因數(shù)f對換擋齒輪和軸的角速度能迅速到達相同有重要作用。摩擦因數(shù)大。那么換檔省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小那么反之，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)[14]。6.2.2同步環(huán)主要尺寸確實定1、錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小那么摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，防止自鎖的條件是tana≥f。一般取=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的外表粗糙度控制不嚴時，那么有粘著和咬住的傾向；在=7°市就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本設(shè)計取=7°[15]。2、摩擦錐面平均半徑設(shè)計得越大，那么摩擦力矩越大。往往受結(jié)構(gòu)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，以及取大以后還會影響同步器徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原那么上是在可能的條件下，盡可能將取大些[16]。3、錐面工作長度縮短錐面長度，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。4、同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結(jié)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，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。乘用車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強度和疲勞壽命。鍛造時選用錳黃銅等材料，鑄造時選用鋁黃銅等材料。有的變速器用高強度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，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0.3～0.5〕，使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金的摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔外表噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3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。6.2.3鎖止角鎖止角β選取得正確，可以保證只有在換檔的兩個局部之間角速度差到達零值才能進行換檔。影響鎖止角β選取的因素，主要有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°～42°。6.3變速器殼體變速器殼體的尺寸要盡可能小，同時質(zhì)量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜[17]。變速器橫向斷面尺寸應(yīng)保證能布置下齒輪，而且設(shè)計時還應(yīng)當(dāng)注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙，否那么由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導(dǎo)致產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。為了加強變速器殼體的剛度，在殼體上應(yīng)設(shè)計有加強肋。加強肋的方向與軸支承處的作用力方向有關(guān)。變速器殼壁不應(yīng)該有不利于吸收齒輪振動和噪聲的大平面[18]。采用壓鑄鋁合金殼體時，可以設(shè)計一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪聲。為了注油和放油，在變速器殼體上設(shè)計有注油孔和放油孔。注油孔位置應(yīng)設(shè)計在潤滑油所在平面處，同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應(yīng)設(shè)計在殼體的最低處[19]。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞，可以吸住存留于潤滑油內(nèi)的金屬顆粒。為了使從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤滑油再流回變速器殼體內(nèi)，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設(shè)回油孔。為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力，在變速器頂部裝有通氣塞。為了減小質(zhì)量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁后取3.5～4mm。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5～6mm。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，