畢業(yè)設計論文汽車同步器的設計

第一章緒論1.1選題背景1.1.1汽車同步器的應用與發(fā)展趨勢近幾年來我國汽車行業(yè)發(fā)展迅速，產(chǎn)量連年突破新高。汽車工業(yè)已成為國民經(jīng)濟的第四大支柱行業(yè)，同步我國僅次于美、日、德的汽車第四大生產(chǎn)國。伴隨汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，對機械換檔裝置中的重要部件——同步器的規(guī)定也越來越高。不過，目前國內(nèi)對同步器的研究很少，其生產(chǎn)還處在照抄照搬的模仿階段，而在一般齒輪變速器中采用同步器，可以保證換檔時齒輪嚙合不受沖擊，消除噪聲，延長齒輪壽命，使換檔動作以便迅速，有助于提高汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性，由此可見同步器的重要。圖1.1汽車同步器1.1.2我國同步器發(fā)展的現(xiàn)實狀況由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉(zhuǎn)，變換檔位時嚙合存在一種"同步"問題。兩個旋轉(zhuǎn)速度不一樣樣齒輪強行嚙合必然會發(fā)生沖擊碰撞，損壞齒輪。因此，舊式變速器的換檔要采用"兩腳離合"的方式，升檔在空檔位置停留半晌，減檔要在空檔位置加油門，以減少齒輪的轉(zhuǎn)速差。但這個操作比較復雜，難以掌握精確。因此設計師發(fā)明出"同步器"，通過同步器使將要嚙合的齒輪到達一致的轉(zhuǎn)速而順利嚙合。1.1.3鎖環(huán)式同步器的特點、構(gòu)成與分類

同步器有常壓式，慣性式和自行增力式等種類。慣性式同步器是依托摩擦作用實現(xiàn)同步的，在其上面設有專設機構(gòu)保證接合套與待接合的花鍵齒圈在到達同步之前不也許接觸，從而防止了齒間沖擊。慣性同步器按構(gòu)造又分為鎖環(huán)式和鎖銷式兩種。目前所有同步式變速器上采用的是慣性同步器，它重要由接合套、卡環(huán)（鎖環(huán)）等構(gòu)成，它的特點是依托摩擦作用實現(xiàn)同步。接合套、鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均有倒角（鎖止角），鎖環(huán)的內(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產(chǎn)生摩擦。鎖止角與錐面在設計時已作了合適選擇，錐面摩擦使得待嚙合的接合套與接合齒圈迅速同步，同步又會產(chǎn)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(nèi)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(zhuǎn)速迅速減少（或升高）到與鎖環(huán)轉(zhuǎn)速相等，兩者同步旋轉(zhuǎn)，齒輪相對于鎖環(huán)的轉(zhuǎn)速為零，因而慣性力矩也同步消失，這時在作用力的推進下，接合套不受阻礙地與鎖環(huán)、接合齒圈接合，并深入與待接合齒輪的齒圈接合而完畢換檔過程。1.2本課題的研究工作本文論述了汽車手動變速器中的關鍵構(gòu)成部件——同步器的重要設計過程，其中包括該課題的選題背景，詳細方案確實定和重要零件的設計計算。本文在查閱大量同步器設計有關資料的基礎上，對同步器進行比較深入的研究和分析，最終得出了詳細的方案。本次設計以中國某型貨車為模型，參照部分整車數(shù)據(jù)，通過大量的計算分析，設計出了中間軸式五檔手動變速器中的五檔同步器。其中同步環(huán)的重要參數(shù)有同步環(huán)錐面上的螺紋槽、錐面半錐角、摩擦錐面平均半徑、錐面工作長度、同步環(huán)徑向厚度、鎖止角、同步時間。最終對同步器進行校核，看同步器的性能與否符合技術規(guī)定。并且對鍵和花鍵進行了計算與校核。第二章方案選擇及論證2.1汽車同步器的構(gòu)造特點同步器是在接合套換檔機構(gòu)基礎上發(fā)展起來的，其中除包括接合套、花鍵毅、對應齒輪上的接合齒圈外，還增設了使接合套與對應接合齒圈的圓周速度迅速到達并保持一致（同步）的機構(gòu)，以及制止兩者在到達同步之前接合以防止沖擊的機構(gòu)。目前廣泛采用的是慣性式同步器，它是依托摩擦作用實現(xiàn)同步的。慣性式同步器從構(gòu)造上保證接合套與待接合的花鍵齒圈在到達同步之前不也許接觸，以防止齒間發(fā)生沖擊和產(chǎn)生噪聲。汽車同步器的零件如圖二。1、9-變速器齒輪2-滾針軸承3、8-結(jié)合齒圈4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)）5-彈簧6-定位銷10-花鍵轂11-結(jié)合套圖2.1鎖環(huán)式同步器2.2同步器的工作原理轎車和輕、中型貨車的變速器廣泛采用鎖環(huán)式慣性同步器，其構(gòu)造和工作原理可以某型汽車五檔變速器中的五檔同步器為例闡明，如圖三所示。將花鍵毅7套裝到的二軸上后，即用卡環(huán)軸向固定。在花鍵毅兩端與齒圈和相似齒圈之間，各有一種青銅制成的鎖環(huán)（也稱同步環(huán)）2。鎖環(huán)上有斷續(xù)的短花鍵齒圈，花鍵齒的斷面輪廓尺寸與齒圈1及花鍵毅7上的外花鍵均相似。兩個鎖環(huán)上的花鍵齒，在對著結(jié)合套的一端均有倒角（稱為鎖止角），且與結(jié)合套齒端的倒角相似。鎖環(huán)具有與齒圈1上的錐形摩擦面錐度相似的內(nèi)錐面，錐面上制出螺旋槽，以便兩錐面接觸后破壞油膜，增長錐面間的摩擦。三個滑5分別嵌合在花鍵毅的三個軸向槽內(nèi)，并可沿槽軸向滑動。三個定位銷4分別插入三個滑塊的通孔內(nèi)。在彈簧6的作用下，定位銷4壓向接合套3，使定位銷端部的球面恰好嵌在接合套中部的凹槽內(nèi)，起到空擋定位的作用。滑塊5的兩端伸入鎖環(huán)2的三個缺口中，鎖環(huán)的三個凸起部8分別伸入到花鍵毅7的三個通槽中，只有當凸起部8位于缺口的中央時，接合套與鎖環(huán)的齒方可接合。設變速器由四檔換入五檔（直接檔），鎖環(huán)式慣性同步器的工作原理如圖三所示。接合齒圈2、同步環(huán)3、接合套4、定位銷5、滑塊6、彈簧7、花鍵毅8、鎖環(huán)凸起部圖2.2同步器工作原理當接合套3剛從五檔退到空檔時，齒圈1和接合套3（連同鎖環(huán)2）都在其自身及其所聯(lián)絡的一系列運動件的慣性作用下，繼續(xù)沿原方向（如圖中箭頭所示）旋轉(zhuǎn)。設它們的轉(zhuǎn)速分別為，n1、n2和n3，則此時，n2=n3、n1>n3，即n1>n2。鎖環(huán)2在軸向上是自由的，故其內(nèi)錐面與齒圈1的外錐面并不接觸，如圖三（a）所示。若要掛入六檔，可如圖三（b）所示撥叉撥動接合套3，并通過定位銷4帶動滑塊5一起向左移動。檔滑塊左端面與鎖環(huán)2的缺口的端面接觸時，便推進鎖環(huán)移向齒圈2，使具有轉(zhuǎn)速差（n1>n2）的兩錐面一經(jīng)接觸便產(chǎn)生摩擦作用，齒圈1即通過摩擦作用帶動鎖環(huán)相對于接合套超前轉(zhuǎn)過一種角度，直到鎖環(huán)的凸起部8與花鍵毅7通槽的另一側(cè)面接觸時，鎖環(huán)便與接合套同步轉(zhuǎn)動。此時，接合套的齒與鎖環(huán)的齒較鎖環(huán)的凸起部8位于花鍵毅的通槽中央時錯開了約半個齒厚（花鍵毅通槽寬度為鎖環(huán)凸起部8的寬度加上接合套的一種齒厚A)，從而使接合套的齒端倒角與鎖環(huán)對應的齒端倒角恰好抵觸而不能進入嚙合。顯然，此時若要使接合套的齒圈與鎖環(huán)的齒圈接合，必須使鎖環(huán)相對與接合套退后一種角度。由于駕駛員一直對于接合套施加一種軸向力，使接合套齒端倒角壓緊鎖環(huán)齒端倒角，于是在鎖環(huán)的鎖止角斜面上作用有法向壓力，可分解為軸向力和切向力。切向力所形成的力矩力圖使鎖環(huán)相對于接合套向后退轉(zhuǎn)，稱為撥環(huán)力矩。軸向力則使鎖環(huán)2與齒圈1兩者的錐面產(chǎn)生摩擦力矩，使兩者轉(zhuǎn)速n2與n1迅速靠近，并且實際上可認為n2不變，只是n1趨近于n2。這是由于鎖環(huán)2連同接合套3通過花鍵毅7與整個汽車相聯(lián)絡，轉(zhuǎn)動慣量大，轉(zhuǎn)速下降很慢。而齒圈1僅與離合器從動相聯(lián)絡，轉(zhuǎn)動慣量很小，速度減少較前者快得多。由于齒圈1是減速旋轉(zhuǎn)，根據(jù)慣性原理，即產(chǎn)生慣性力矩，其方向與旋轉(zhuǎn)方向相似。此慣性力矩通過摩擦錐面作用到鎖環(huán)上，制止鎖環(huán)相對接合套向后退轉(zhuǎn)。亦即在鎖環(huán)上作用著兩個方向相反的力矩：切向力形成的力圖使鎖環(huán)相對于接合套向后退轉(zhuǎn)的撥環(huán)力矩和摩擦錐面上制止鎖環(huán)向后退轉(zhuǎn)的慣性力矩。在n1尚未等于n2之前，兩個錐面間摩擦力矩的數(shù)值與齒圈1的慣性力矩相等。假如撥環(huán)力矩不小于慣性力矩，則鎖環(huán)2即可相對于接合套向后退轉(zhuǎn)一種角度，以便兩者進入接合；若撥環(huán)力矩不小于慣性力矩，則兩者不也許進入接合。在設計同步器時，合適地選擇鎖止角和摩擦錐面的錐角，可以保證在到達同步之前，齒圈1施加在鎖環(huán)2上的慣性力矩總是不小于切向力形成的撥環(huán)力矩，因而，不管駕駛員通過操縱機構(gòu)加在接合套上的軸向推力有多大，接合套齒端與鎖環(huán)齒端總是互相抵觸而不能接合。只要駕駛員繼續(xù)加力在接合套上，摩擦作用就迅速使齒圈1的轉(zhuǎn)速降到與鎖環(huán)2轉(zhuǎn)速相似，后兩者保持同步旋轉(zhuǎn)，即齒圈1相對于鎖環(huán)的轉(zhuǎn)速和角速度均為零，于是慣性力矩便消失了。但由于軸向力的作用，兩個摩擦錐面還是緊密接合著的，因而此時撥環(huán)力矩便使鎖環(huán)連同齒圈1及與之相連的所有零件一起相對于接合套向后退轉(zhuǎn)一種角度，使鎖環(huán)凸起部8又移到花鍵毅7的通槽中央，兩個花鍵齒圈不再抵觸，此時接合套壓下定位銷6繼續(xù)左移，而與鎖環(huán)的花鍵齒圈進入接合，鎖環(huán)的鎖止作用即行消失。接合套與鎖環(huán)接合后來，軸向力不再存在，錐面間的摩擦力矩也就消失。假如此時接合套與花鍵齒圈1的花鍵齒發(fā)生抵觸，如圖三（c）所示，則與上述相似，作用在齒圈1花鍵齒斜面上的分向力使齒圈1及其相連零件相對與鎖環(huán)及接合套轉(zhuǎn)過一種角度，使接合套與齒圈1進入接合，而最終完畢了換入六檔的全過程，如圖三（d）所示。以上簡介的從低速檔換到高速檔的狀況，反之亦然，從高速檔換到低速檔的工作原理基本相似，只不過是接合齒圈的速度提高到與接合套和鎖環(huán)速度相似?？紤]到構(gòu)造布置上的合理性、緊湊性及錐面間產(chǎn)生的摩擦力矩等原因，所含是慣性同步器多用于轎車和輕型貨車上。近年來，中型貨車變速器的中、高速檔中也開始采用這種同步器。第三章同步器設計的重要計算3.1同步器理論設計計算：3.1.1換檔過程中依托同步器變化轉(zhuǎn)速的零部件包括：離合器從動片、一軸、中間軸、與中間軸齒輪相嚙合的主軸上的常嚙齒輪。統(tǒng)稱為同步過程的輸入端。（見同步系統(tǒng)簡圖）而輸入端的轉(zhuǎn)動慣量Jc的計算環(huán)節(jié)是:首先計算上述有關零部件的轉(zhuǎn)動慣量，而后按不一樣的檔位轉(zhuǎn)換到被同步的檔位齒輪上去。園柱體盤式零件的轉(zhuǎn)動慣量計算公式為;實心J=Q×D2/8g=（γ×π/32g）×D4×L=1.921kg·m2空心J=Q×（D2-d2）/8g=（γ×π/32g）×（D2+d2）×（D2-d2）=0.2935kg·m2式中：Q—零件重量（1000克）D—零件外徑（95厘米）d—零件內(nèi)徑（82厘米）g—重力加速度（980厘米/秒2）γ—材料比重（鋼：7.85克/厘米3）L—零件厚度（30厘米）轉(zhuǎn)動慣量的轉(zhuǎn)換：基本公式為J換=J×i=J×積極齒輪齒數(shù)/從動齒輪齒數(shù)=1.921*1.51=2.901kg·m2各檔的總轉(zhuǎn)動慣量ΣJ3.1.2角速度差Δω在理論設計計算中，一般是按角速度差的最大值計算。因此只有假設在兩個角速度中有一種是相稱為發(fā)動機最大功率時的轉(zhuǎn)速的值，才是同步過程中的最大角速度差。a.四檔換五檔：此時汽車處在加速過程，可以假定與整車相連的輸出端（二軸及同步器齒套）換檔時轉(zhuǎn)速不變，仍為換檔前的低級轉(zhuǎn)速。而輸入端（被同步齒輪）的轉(zhuǎn)速則高于輸出端轉(zhuǎn)速。輸入端需要減速才能同步。只有假定換檔前輸入端的轉(zhuǎn)速是對應于發(fā)動機最大功率的轉(zhuǎn)速nN=99kw,才能得到角速度差的最大值Δωmax。因此：ω出=（2×π×nN/60）/i4=2*3.14*99/60/1.51=6.8623rad/sω入=（2×π×nN/60）/i5=2*3.14*99/60/1.0=10.326rad/sΔωmax=ω入-ω出=2×π×nN/60×（1/i高-1/i低）=3.4997rad/sb．五檔換四檔：此時汽車處在減速過程，亦可以假定與整車相連的輸出端（二軸及同步器齒套）換檔時轉(zhuǎn)速不變，仍為換檔前的高檔轉(zhuǎn)速。而輸入端（被同步齒輪）的轉(zhuǎn)速則低于輸出端轉(zhuǎn)速。輸入端需要加速才能同步。只有假定換檔前輸入端的轉(zhuǎn)速是對應于發(fā)動機最大功率的轉(zhuǎn)速nN，才能得到角速度差的最大值Δωmax。因此：ω出=6.8623rad/s發(fā)動機在換檔前的角速度ω發(fā)為：ω發(fā)=ω出×i高=6.8623*1.0=r6.8623ad/s輸入端（被同步齒輪）換檔前的角速度為：ω入=ω發(fā)/i低=6.8623/1.51=4.5446rad/sΔωmax=ω出-ω入=6.8623-4.5446=2.3177rad/s3.2鎖環(huán)式同步器的構(gòu)造參數(shù)、尺寸設計計算：根據(jù)同步器計算基本方程式（5）：P×μ×R錐/Sinα=Jc×Δω/t按已知條件：同步器輸入端轉(zhuǎn)動慣量Jc、角速度Δω均可計算出，根據(jù)式（5），即可計算出所需的同步摩擦力矩Mf值。根據(jù)式（4）：Mf=P×μ×R錐/Sinα其中：換檔力P—為了換檔輕便，力P應有所控制。按汽車行業(yè)原則QC/T29063—1992中的有關規(guī)定：輕型車中型車重型車400N（最大）500N（最大）620N（最大）因此本次設計取中型車620N。同步錐面摩擦系數(shù)μ：在同步器設計計算時一般可取μ=0.1同步錐角α：同步摩擦力矩Mf可伴隨α角減小而增大，但α角的極限取決于錐面角防止自鎖的條件，即：tgα≥μ（見后闡明）根據(jù)式（4）：可得R錐=Mf×sinα/P×μ（7）同步環(huán)構(gòu)造參數(shù)及尺寸確實定：（圖3.1）圖3.1D—分度圓直徑φ—同步環(huán)大端直徑α—同步環(huán)錐面角B—同步環(huán)錐面寬由上式可推算出：φ=2R錐+B×tgα（8）考慮到同步環(huán)自身的強度和剛性，根據(jù)記錄數(shù)據(jù)和經(jīng)驗，設計時可按下式初步確定同步環(huán)接合齒分度圓直徑：D=φ/0.8～0.85（9）考慮到同步環(huán)的散熱和耐磨損，提供足夠大的錐面面積。設計時推薦按下述經(jīng)驗公式確定同步錐面寬B：B=（0.25～0.40）R錐（10）在初步確定分度圓直徑D后，即可按表1選用相近的漸開線花鍵參數(shù)：模數(shù)m、齒數(shù)Z如圖3.2。圖3.23.3鎖環(huán)式同步器的基本尺寸：1）錐面角α：由式（4）可知，α越小則摩擦力矩Mf越大。但α小到一定程度時，將發(fā)生兩個摩擦錐面抱死分不開的現(xiàn)象。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(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，防止自鎖的條件是tan。一般=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；圖3.3在兩錐面到達同步后來，這時換檔力P還在作用著，則：P=N×sinα+μs×N×cosα式中：μs—兩錐面間的靜摩擦系數(shù)當完畢同步換檔且換檔力P=0時，同步環(huán)內(nèi)錐面應脫離同步錐體外錐面，此時摩擦力μs×N的方向就反過來了。它有制止同步環(huán)脫開，或是說有使兩錐面之間互相抱死的趨勢。只有在保證下列條件時，才能防止兩錐面間發(fā)生抱死分不開的現(xiàn)象。即N×sinα＞μs×N×cosαtgα＞μs（11）由于摩擦系數(shù)μs在設計計算時推薦采用0.10,故錐面角α一般可取6°～7°30′.對多錐面同步器，由于摩擦力矩有足夠大，錐面角可取8°或8°30′。本次設計中采用的錐角均為取8°。2）同步環(huán)的幾種構(gòu)造尺寸：a.摩擦錐面的平均半徑R錐，R錐設計得越大，則摩擦力矩越大。R錐往往受構(gòu)造限制，包括變速器中心距及有關零件的尺寸和布置的限制，以及R取大后來還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在也許的條件下，盡量將R取大些。本次設計中采用的R為60mm。同步錐環(huán)的徑向厚度W，與摩擦錐面平均半徑同樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及有關零件尤其是錐面平均半徑和布置上的限制，不適宜取很厚，不過同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鑄造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，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0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有明顯提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚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)省銅，還可以提高同步環(huán)的強度。本設計中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。R錐和W的大小，都受到變速器齒輪中心距和有關零件構(gòu)造及空間尺寸的限制。設計時應在許可范圍內(nèi)，R錐和W都應當越大越好。R錐越大則同步摩擦力矩Mf也就越大。而W大小則與同步錐環(huán)的強度和剛性有關。W越大則錐環(huán)的強度就越大并且不輕易變形，保證錐環(huán)在長期工作中不易損壞。c.同步錐環(huán)的工作面寬度B：在選擇B時，應考慮：B大時會影響同步器軸向尺寸加大，但B的大小也直接影響到錐環(huán)為散熱和耐磨損能否提供足夠大的錐面面積。一般在設計時，R錐越大則B也要對應選擇大某些。有些資料推薦的一種經(jīng)驗公式可做參照：B≈（0.25～0.40）R設計中考慮到減少成本取相似的b取5mm。d.同步錐環(huán)內(nèi)錐面上的螺紋線：⑴螺紋頂寬：在內(nèi)錐面上加工螺紋線的目的是為了能把錐面間已經(jīng)有的齒輪潤滑油油膜很快的切割破壞并刮走。油膜破壞得越快，摩擦力提高的也越快。螺紋頂寬設計得越窄，則切割刮走油膜越快。但螺紋頂寬過尖，則接觸面上的壓強大磨損也大。一般推薦螺紋頂寬為0.025～0.10。另首先規(guī)定螺頂?shù)谋砻娲植诙纫?，且不容許留有切削刀痕。因此螺頂表面增長最終一道研磨工序是十分必要的。因此本次設計螺紋頂寬取0.04mm。⑵螺距及螺紋角：螺距的大小要保證螺紋之間的間隙足以容納被擠出來的油量。但螺距也不能過大，否則錐面的接觸面積要變小，磨損會變大。一般螺距推薦取0.6～0.75。螺紋角一般取60°，螺紋深可取0.25～0.40。因此本次設計采用螺距0.65mm，螺紋角60°，螺紋深度采用0.35mm。⑶軸向排油槽：在螺紋線上開軸向油槽的重要目的是盡快地把油排掉，以盡快地提高摩擦力。一般油槽槽寬可取為3mm，槽深要稍不小于螺紋底徑。油槽數(shù)按R錐的大小可選用6～9個。為減小應力集中，油槽底的圓角半徑應盡量獲得大某些。假如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，使磨損加緊。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而減少，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，增長磨損速度。圖5-3a中給出的尺寸合用于輕、中型汽車；圖3.4則合用于重型汽車。因此本次設計軸向泄油槽為8個，槽寬3mm。

圖3.4⑷同步錐環(huán)鎖止角β鎖：在鎖環(huán)式同步器中設置鎖止角的目的有二：一是通過鎖止角斜面將換檔力傳至同步錐面上。二是通過鎖止角斜面換檔力將分解一切向分力，從而產(chǎn)生一拔環(huán)力矩。鎖止角β鎖選用的對的，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差到達零值才能進行換檔。影響鎖止角β鎖選用的原因，重要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。此力矩將會使同步錐環(huán)轉(zhuǎn)動一角度而脫離齒套齒端的斜面。使齒套可繼續(xù)前移與齒輪結(jié)合齒圈嚙合完畢掛檔。但從設計上要保證，同步摩擦力矩Mf一直應不小于此撥環(huán)力矩。只有當兩嚙合件到達同步，Mf等于0時，撥環(huán)力矩才可將同步錐環(huán)轉(zhuǎn)動一角度，使齒套前移完畢同步嚙合掛檔。圖3.5為鎖環(huán)式同步器同步過程的受力分析。

由圖3.5可知：T=N×cosβN=P/sinβ∴T=P/tgβMo=T×r鎖=P×r鎖/tgβ（12）式中：P—換檔力N—作用在鎖止斜面上的正壓力T—作用在鎖止斜面上的切向分力β—鎖止角r鎖—鎖止斜面的作用半徑（分度圓半徑）Mo—作用在鎖止斜面上的撥環(huán)力矩為防止“不一樣步嚙合”：同步摩擦力矩Mf＞Mo由式（4）、（12）：P×μ×R錐/sinα＞P×r鎖/tgβ

整頓后：tgβ≥r鎖/R錐×sinα/μ（13）在鎖環(huán)式同步器設計時鎖止角β選用為：β=52°—60°若考慮到鎖止斜面間的摩擦力，則由圖12：切向力T∑=N×cosβ-N×μB×sinβ軸向力P∑=N×sinβ+N×μB×cosβ將T∑、P∑代入Mf及Mo計算式并整頓后得：tgβ≥（r鎖sinα-μμBR錐）/（μR錐-μBr鎖sinα）式中：μB—鎖止斜面間的摩擦系數(shù)綜上所上述：鎖止角β選用大些，可以防止發(fā)生“不一樣步嚙合”的不正?，F(xiàn)象。但β角過大時，撥環(huán)力矩將過小，將影響順利嚙合。因此本次設計鎖止角β鎖取60°一般在鎖環(huán)式同步器設計時，同步器齒套、同步錐環(huán)及結(jié)合齒圈的鎖止角β選用同一值。但近來這一設計原則有所變化，即結(jié)合齒圈的鎖止角β應比齒套的小1～2°，而結(jié)合齒圈的鎖止角則獲得更小。前者是為了防止角的棱邊首先接觸易劃傷鎖止面。（見圖3.6）后者則是為了順利嚙合。

圖3.6⑸鎖止面的平均半徑R鎖和同步環(huán)滑塊槽口寬度H：鎖止面的平均半徑R鎖=75mm，可以參照上述式（4）的計算成果而定。同步錐環(huán)齒的鎖止面和同步器齒套齒的鎖止面貼靠狀況，對順利地同步換檔有很大影響。而同步錐環(huán)一端的滑塊缺口能容許同步錐環(huán)產(chǎn)生轉(zhuǎn)角的大小，則起著十分重要的作用。在設計上應予以控制，該轉(zhuǎn)角過大或過小都會使兩鎖止面接觸位置不良。（圖3.7b、c）在鎖止位置時，兩個鎖止面彼此之間貼靠的位置要最為有利。（圖3.7a）假如鎖止面之間貼靠的位置不妥，會導致同步錐環(huán)鎖止齒的過早損壞或換檔困難。同步錐環(huán)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角大小是和同步錐環(huán)一端的滑塊缺口寬度H和滑塊自身的寬度h圖3.7

一般推薦：H-h≥0.5×鎖止齒周節(jié)鎖環(huán)式同步器重要零件合用的原材料及熱處理規(guī)定：見有關行業(yè)原則和企業(yè)原則。（6）同步時間t同步器工作時，要連接的兩個部分到達同步的時間越短越好EQ。除去同步器的構(gòu)造尺寸，轉(zhuǎn)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，不一樣車型規(guī)定作用到手柄上的力也不相似。由于五檔是直接檔，因此，t5=1s。根據(jù)公式tE=ωJc（r-1）/±[Ms-Mv*Jc/Jv+Mc]Mc=Pld1μ/2sinα式中l(wèi)-變速桿的杠桿比，Mf=P×μ×R錐/Sinα，P×μ×R錐/Sinα=Jc×Δω/t由上述可知i4=1.51，α=8°，dl=60mm,ds=75mm,β=60°,螺紋寬度s=0.04mm,中間軸與第一周的傳動比ixm=1.38，μ取0.1代入公式得t=0.49s，而同步時間t的取值范圍是0.3~0.8s因此本次設計同步時間符合技術規(guī)定。3.4鎖環(huán)式同步器構(gòu)造設計的其他有關問題：1）鎖環(huán)式同步器的各個零件裝配成套后，零件彼此之間的裝配間隙對的與否，對同步器能否對的工作十分有關。對的的設計應當是同步器齒套端面間隙不小于滑塊端面間隙，即δ2＞δ1（見圖3.8）圖3.8否則會出現(xiàn)摩擦錐面尚未接觸，還沒有產(chǎn)生使同步錐環(huán)相對齒套轉(zhuǎn)動一角度并形成鎖止位置的摩擦力矩時，齒套就也許通過同步錐環(huán)。導致不一樣步嚙合及換檔沖擊。一般設計時可?。害?=0.5—1.0mmδ2-δ1=0.20—0.30mm2)考慮到同步錐環(huán)錐面的磨損，同步錐環(huán)齒的端面與結(jié)合齒圈端面之間應保有一定的間隙δ3（見圖3.8）。使同步錐環(huán)錐面的磨損在一定程度內(nèi)不影響正常的同步作用和撥環(huán)效果。δ3也稱為磨損裕量，一般可?。害?=1.4—1.8mm3)應當使同步錐體的錐面寬度B1不小于同步錐環(huán)錐面寬度B2，從而可防止在使用中同步錐環(huán)的錐面會磨出臺階，使同步錐面接觸不良，導致不一樣步嚙合。（見圖3.9）圖3.94）同步器輸入端的初角速度與輸出端的初角速度的比值一般應控制在1.8以內(nèi)。否則因所需的同步器容量大，同步器設計難度大，不易滿足規(guī)定。第四章鍵與花鍵的設計與強度計算4.1半圓鍵的設計本設計的中間軸與軸齒輪的連接采用半圓鍵連接，用半圓鍵有如下長處：鍵和鍵槽制造簡樸，拆裝以便。4.1.1鍵的材料考慮到變速器中傳遞扭矩較大，因此選與軸相似的材料來制造花鍵，查《機械設計》手冊20GrMnTi的δB=1080MPa，δδ=835MPa計算[δ][τ]δlim=1.6*0.41δB=708.48MPaτlim=1.4*0.3*1080=453.5MPa[δ]=δlim/1.7=416.5MPa[τ]=τlim/1.7=266.8MPa鍵型號選擇根據(jù)各段軸頸的不一樣，選擇鍵的型號如下：嚙合齒輪：鍵8*32四檔：鍵8*38三檔：鍵10*38二檔：鍵10*454.1.3強度校核擠壓強度校核：δ=2T/h′ldτ=2T/dbl其中，T=Temax，b:鍵寬h′=h/2l:δ=4*360*103*42/13*3.14*44*18=187.1MPa<[δ]τ=2*360*103*42/44*8*31.4=152MPa<[τ]經(jīng)計算強度足夠4.2花鍵的設計計算在本設計里，變速器二軸上的花鍵均為矩形花鍵，這是由于矩形花鍵定心精度高，應力集中較小，承載能力大的長處。4.2.1花鍵的選擇（1）倒檔花鍵;8-60*52*10（2）二、三檔花鍵：10-92*82*10（3）四、五檔花鍵：10-35*28*44.2.2各花鍵強度校核對于實際采用的材料組合和原則尺寸來說，花鍵齒面的壓饋或磨損是重要的損壞形式，因此，一般只作連接的擠壓強度或耐磨性計算，計算公式如下:δ=2T/KZhl′d其中，Z-齒數(shù)K-載荷不均系數(shù)，取2.08h-齒面工作高度l′-齒的接觸強度（1）一檔花鍵強度計算δ=2*360*103*8.02/0.8*10*35*56*5=73.65MPa<[δ]（2）二、三檔花鍵強度計算δ=2*360*4.159*103/10*5*23*87=29.9MPa<[δ]（3）四、五檔花鍵強度計算δ=2*360*1.51*103/10*3.5*28*31.5=35.1MPa<[δ]經(jīng)計算各花鍵的強度足夠。第五章設計總結(jié)本次設計是對我大學四年所學知識的總結(jié)，也是對我能否靈活運用所學知識能力的檢查。通過本次設計，使我掌握了處理問題的基本措施，對后來工作期很大的指導作用。同步，通過本次設計，使自己對此前所學知識得到了深入的鞏固，也看到了自己的局限性環(huán)節(jié)，這需要自己后來深入學習來彌補。在設計過程中，得到了指導教師龔堰玨老師及其他老師的悉心指導，在此向他們表達衷心的感謝。由于自己水平有限，經(jīng)驗局限性，設計中的錯誤一定諸多，敬請各位老批評指導。結(jié)束語通過四年在大學的學習和生活，我不僅學習各方面的知識，并且積累了諸多參與實踐的經(jīng)驗，這為我進行這次畢業(yè)設計打下了良好的基礎，雖然我懂得并不多，在指導老師和同學們的協(xié)助下我看是一步一步地走上正軌，努力完畢畢業(yè)設計。一進入這個學期我們就開始了畢業(yè)實習，重要是為畢業(yè)設計做準備。我設計的課題是某五檔變速器同步器的設計，在指導老師的細心指導下，我初步理解了該課題設計思緒，基本構(gòu)造和傳動原理，由于我缺乏理論和技術上的常識，因此獨自完畢任務困難很大，但這也是畢業(yè)設計對我們的考驗，對我們能力的深入升華?？墒钱斦嬲_始設計時由于我經(jīng)驗局限性，遇事不懂得該從何處落手，于是我們小組的組員齊心合力，頻頻出入圖書館，查閱資料，向有指導老師請教，并隨時記下所見所想,碰到不理解的地方再向指導老師請教。我們不停的反復這個過程，致使我們對課題有了初步的設計方案。接下來我們開始手工繪制草圖，核算尺寸，定制材料，然后經(jīng)指導老師初步審核。接下來我們終于開始了真正出成果的部分--繪制裝配圖、零件圖和書寫設計闡明書。這些工作可以說是繁瑣和勞累的。每天我都要在計算機前呆上好幾種小時，一張圖紙常常要修改好幾遍，許多細微的地方都不能粗心，例如圖層、線型、尺寸線、標注等等都馬虎不得，有時確定不了對的率就要查閱好多資料。尤其是這種機械的老式設計，我們更應當一步一步按規(guī)定進行設計，對關鍵的零件予以校核，有時一幅圖紙要與指導老師研究修改好多次，目的就是盡量使設計構(gòu)造更趨于合理和完善。目前我的設計終于完畢了，我心里有說不出的喜悅，有一種成就感。付出了自己辛勤的汗水，通過自己和同學們一起辛勤的勞動而完畢了畢業(yè)設計，對我后來工作有很大的協(xié)助，不僅為我后來的工作積累了某些經(jīng)驗，更為后來的能更好的團結(jié)合作起到不可替代的作用。當然，但愿我的畢業(yè)設計能得到老師們的承認，由于我的經(jīng)驗局限性，設計一定會有諸多錯誤，請老師多多批評指正。謝謝道謝在整個畢業(yè)設計期間，我們的指導教師龔堰玨老師對我予以了極大支持和協(xié)助，在這里要對龔老師表達衷心的感謝。尚有與我同組的孫旭，王方明及宿舍組員，都予以我很大的協(xié)助，在此也對他們的協(xié)助與支持表達誠摯的謝意。此外，我還要感謝與我同在一起生活學習了四年的同學們。盡管我們每個人做的都不是同一種題目，但平時我們一起討論，互相協(xié)助，共同處理了許多碰到的難題。我要對他們的熱心協(xié)助與關懷表達深深的謝意。參照文獻：《汽車設計》王望予主編[M]機械工業(yè)出版社《汽車構(gòu)造》吉林大學汽車工程系主編[M]人民交通出版社《汽車設計叢書》高維山主編[M]清華大學汽車工程系《機械設計手冊》成大先主編[M]化學工業(yè)出版社附錄1：原文：ConceptsforCommercialvehicleDriveTrains——InfluenceofTransmissiononConsumption,NoiseLevelandComfort[Abstract]Thetransmissionhasaconsiderableinfluenceonfuelconsumptionnoiselevelandcomfortwithinthevehicledrivetrain.TheselectedexamplestakenfromtheZFproductrangshowseveraltransmissiontypesintypicalvehicleapplications.Thepowerweightratioofcurrenttransmissionswasconsiderablyimprovedinallareasincomparisonwithpreviousversions.Improvementsconcerningnoiselevelsanddemandsforhighercomforthavebecomeevenmoreimportant.Theforefullyautomatictransmissionswillachievealargershareofthemarket.Inthefuture,alternativedrivetrainconceptssuchaselectricwheeldrivesusedincitybuseswillenhancethedrivetrainproductrange.Keywords:CommercialvehicleTransmissionFuelconsumptionNoiselevelComfortIntroductionFourimportantaspectswilldeterminecommercialvehiclesofthefuture:·Legislation(exhaustgasese/noise/accidentPrevention)·Differentcustomerrequirements(numberOfvariants)·Globalizationofproductionandsales·Technologies,inparticulartransmissiontechnologyInadditiontothekeyenginedevelopmentswiththeobjectiveofsatisfyingtheexhaustgasstandardsdefinedinEUEuroandEUEuroIV,theoptmiumconfigurationofthedrivetrainisof→Dieselenginesremainpredominant●Widerconsumptioncharacteristicscurves●Torquelevelsofupto3000Nminthefuture→Comfortrequirementsasinpassengercar●Reductionandharmonizationofshiftforces●Increased:automatictransmissionswithoptimumadaptiontothecombustonengine●Minmiizationoffuelconsumption,emissions●Reductioninnumberofgearsfrom16to12orless→Electricaldrivetechnologyincitybuses●Alternativestomechanicaldrivetrain●Hybridconcepts,batteryrunbuses●Fuelcellvehiclesatteststageendsincommercialenginesdecisiveimportancehere.Thefollowingtrendsarethereforeindicatingthefuturefornewcommercialvehcledevelopmentsonthedrivetrain:·Individualisationwithfullutilizationofthemodularsystem·Economicviabilitythroughuseoflightconstruction,drivetrainoptimizationandimprovedefficiencyaswellasreductioninmaintenancecosts·Environmentalcompatibilitythroughuseofconservationofresourcesandextensiverecyclingoptionsforallmaterialsused·Electricalandelectronicunitsusedmoreinalldrivetrainareas·SafetyoptmiizationmeasuresthroughtheuseofsystemsolutionsincorporatingallkeyactiveelementssuchasABS,ESPandtotaldrivetrainfeedbackcontrolandbrakemanagement,includingtheuseofretarders.Severalexampleswillnowbeusedtodemonstratethetransmission’sinfluenceoncostsavings,fuelconsumption,noiselevelsandcomfortwithintheoveralldrivetrain.Thiswillthenbesupplementedbyapredictionoffuturedevelopmentsforthedrivetrain.DrivetrainconfigurationThebasicversionofacommercitrainwithdieselengine(withdirectfuelinjection),multigearedtransmissionandsingleordoubleratiodriveaxleshasnotchangedinthepastfewdecades.Asfarastheengineisconcerned,thedieselenginewillremainthemainsourceofdriveintheforeseeablefutureduetoitsmanyadvantages(including:gooduseofprimaryenergy,highpowerweightratiofortheengineandfuelaccumulator,highlevelofreliability).Anextensionofthefuelconsumptioncharacteristicscurvesgoeshandinhandwithafarreachingincreaseinthemaximumenginetorque.Themainoperatingrangeoftheenginesusedforheavydutytrucksiscurrentlyattorquelevelsof1500-Nm,itishoweverexpectedthatengineswillhavetorquelevelsof3000Nmintheforeseeablefuture(Fig.1).Themiminizationoffuelconsumptionandareductionofemissionswillrepresentakeytaskinenginedevelopmentinthenearfuture.SignificanceofthetransmissionInadditiontothedevelopmentsindicatedwithregardtotheengine,thetransmissionmusthoweverbeviewedasthesecond,essentialelementofthedrivetrain.Aharmoniousbeing,whichcanhandlealldrivesituations,canonlybecreatedthroughinteractionofthesetwounits.Thetransmissionmustsatisfythefollowingrequirementsifitistobeanadequatepartnerfortheengine:·simpleoperation·fewlosses·compactdimensions·lowweight·highlevelsofreliability·servicelife·lowcostsThetransmissionshaveasignificantinfluenceonthevehiclecharacteristics.OneglanceatFig.2indicatesthegreatnumberofrequirementsplacedonthetransmissioin.Ifyoulookatthedifferentassessmentcriteriaforroadvehicles,itbecomesclearthatallsystemsproduced,includingthealvehicledrivehedrivetrainisoftransmissionarecertainlyalwaysdepictedwithaweightedoptimizationbecausesomecriteriarequireconflictingsolutions.Incomparisontopassengercars,theabsolutepriorityforcommercialvehiclesistoearnmoney.Asaverygeneralrule,youcansaythattherequirementsofmodernvehiclesareincreasingandthatcomfortrequirementsaredirectingthemselvesmoreandmoretowardsthestandardsusuallyappliedincars.Commercialvehicleshaveverydifferenttasksandareasofapplication(Fig.3).Whenconsideringbuses,cityandlinebusesshouldbementionedontheonehandasshould(long-distance)coachesontheotherhand.Theareaofapplicationfortrucksextendsfromthelight-dutyclass(localdeliverytrucks)throughmedium-dutyclassestoheavy-dutylong-distancehaulagetrucks.Constructioinsiteandspecialvehiclesorevenmunicipalvehiclescanalsobeaddedtothislist.Whenallthesetypesofapplicationarecombinedwiththeengineratinginstalledandthespecialcustomerrequests,theycharacterizetherequirementsplacedonthetranSmission.AnumberoftranSmissionvariantsarecurrentlyavailableforroadvehicles.AccordingtoFig.4,aninitialdistinctioncanbemadebetweenmultiratiotransmissionsandcontinuouslyvariabletransmissions.Whendealingwithmultiratiotransmissions,oneshouldconsiderthegroupofmanuallyshiftedtransmissionswithconstantmesh,synchromeshorservoshiftsystemaswellasthegroupofautomatictransmissions,whereadistinctionismadebetweenpowershiftautomaticunitsandautomatedshiftunits.Thecontinuouslyvariabletransmissionsextendfrommechanicallycontinuouslyvariabletransmissions(chain/beltand/ortoraidaltransmissions)throughhydrostaticunitstoelectricaldrivetrainswithvariouscharacteristics.Anadditionaldistinctioncanbemadewithmutli-ratiotransmissionsastothetypeofshiftsystem,wheregearshiftsareeitherundertakenwithorwithoutaninterruptiontotraction.Allcontinuouslyvariabletransmissionshaveonecommonfeature:theratiocanbeadjuwithoutanynoticeableinterruptiontotraction.Therequirementsplacedonthetransmissioninthevariousareasofapplicatioindiffergreatly.Adifferentiatedprioritizationofcriteria(refertoFig.2)therebyresultsinanindividualpreferenceforcertaintransmissionstypesintheindividualsegments.Onthewhole,youcansaythatasinthepast,manualtransmissionscontinuetodominateintruckswhereemphasisisplacedoncostsavings,fuelconsumptionandefficiencyratherthancomfort.Ininstanceswherecomfortplaysadecisiverole,suchasincitybuseswithfrequentstoppingandstartingoperations,preferenceisgiventopowershiftautomatictransmissions.Fullyautomatictransmissions,whichstemfrommanualtransmissions,attempttocombinetheadvantagesoffavourableefficiencywithasatisfactorydegreeofshiftingcomfort.Therequirementforcomfortandeasyeroperationishowevercurrentlybecomingincreasinglyimportant(refertoFig.1).Asfarasthetransmissionisconcerned,thismeansbothareductionandharmonizationofshiftforcesinmanuallyshiftedtransmissionaswellasanincreasinginterestinautomatedtransmissionswithinthedrivetrainwithanoptimumadaptationtothecombustionengine.Furthermore,areductioninthenumberofgears(from16to12or10gears)canalsobeseen,inparticularindrivetrainconceptswithenginemanagement.Whereaselectricaldriveconceptsremainthepreferredoptioninallspecialapplicationsintrucks,importantactivitiesshouldbenotedinthebusfield,especiallywithregardtocitybuses.Thegenerallyintroducedlowfloortechnologyisnotthesoleinitiatorofthisdevelopment.Theworkconsistsoffindingalternativestothestandardmechanicaldrivetrainbymeansofacharacteristicscurveoptimizedmethodofoperatingthedieselengineusinghybridconcepts.Furthermore,alternativesourcesofenergysuchasbatteries,catenarywireoperation,butalsofuelcellsarealsoalreadybeingtested.Thefollwinginformationusesselectedexamplestoindicatetheextenttowhichthesvariousapproachesaffectfuelconsumption,noiselevelandcomfort.FuelconsumptionThegeneralformulaforcalculatingthefuelconsumptioniswellknownfromanalysisofthelognitudinaldynamicsofroadvehiclestakingintoaccountthedifferentlevelsofdriveresistanceandengineand/ordrivetraincharacteristics:Thetransmissionwithinthedrivetraindirectlyandindirectlyinfluencesthefuelconsumptionvia·vehiclemassm·transferefficiencyofthedrivetrainη·specificfuelconsumptionbe(refertoFig.5)Measuresundertakenonthetransmissionincludeweightreduction,improvedefficiencyandassistanceintheoptimumrecordingofthefuelcharacteristicscurve.Inviewofthefactthatthetransmissionmakesuparelativelylowproportionofthetotalvehiclemass,measurestoreduceweightcanofcourseonlyimprovetheoverallsituation.Despitethis,considerableresultscouldbeobtainedusingspecificdevelopmentsregardinggeartechnology,thecontinuoususeofaluminiumalloysashousingmaterialandfarreachingcalculationsfordynamismandstrength.InthecaseofEcolitetransmissions(usede.g.inlocaldeliverytrucks),allthesemeasureshaveresultedinaninereaseinthepowerweightratioof38%within9years38%(Fig.6).Asinthepast,moreperformanceisrequiredofheavy-dutytrucks.ThisrepresentsachallengeforZF:toalsobeabletosupplytransmissionsperfectforvehicleswith600bhpenginesandtorquelevelsofupto2700Nm.Typicalareasofapplicationforthesetransmissionsarebothlongdistancetravelandwellasharshoffroadoperationsandheavy-dutytransportationvehicles,inwhichtheZFTransmatic,acombinationoftheZF-Ecosplittransmissionandatorqueconverterclutch(WSystematicoptimizationstepsbymeansofFEMcalculations,componentandtestriginvestigatons,specialgeargrindingprocedures,gearconrectionstocontendwithhigtorquelevelstogetherwithhighqualitymaterialsforgearsandbearingsaswellasimprovedlubricantshaveresultedintheZF-Ecosplit16S251(Fig.7),theworld’smostpowerfulsynchromeshtransmission.Thelengthandweightonlyhadtobeincreasedslightlyasaresultoftheupgradedtechnology.WhencomparedwiththefirstgenerationoftheEcosplitrange,wehavemanagedtoincreasethepower-weightratiooftheEcosplittransmissionbyapprox.75%.(Fig.8).Fig.8alsoshowsthenewfullyautomaticASTronictransmission(Fig.9),whichhasonceagainbroughtaboutaninereaseinthepower-weightratio.TheAS-Tronictransmissionisanautomaticallyshiftedtransmissionsystembasedonarobust,mechanicaltransmission.Thebasictransmissionisengagedusingconstantmeshanddoesnothavesynchromesh,theengine/transmissionshaftspeedsarealignedinthemaintransmissionduringshiftswithinputfromtheEDCengineandtransmissionbrake.Theverygoodpower-weightratioisachievednotleastthankstothecompleteintegrationoftheclutchplate,theshiftmodulewithintegratedtransmissionelectronicsandtheZF-intarder.Ifrequiredthetransmissioncanalsobeoperatedinsemiautomaticmode(manualgearslection).Extremelycost-effectivedrivingishoweveravailable,especiallytotheaveragedriver,throughtheuseofthefullyautomaticmodetogetherwiththeZFshiftstrategy.Inadditiontothefuelsaving(onaverage3%)inautomaticmode,theAS-Tronictransmissionresultsinanothersignificantoperatingcostsavingsincedrivertrainingisnolongerr