轮，许用应力在范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。齿轮接触应力式中，齿轮的接触应力齿面上的法向力，圆周力在节点处的压力角齿轮螺旋角齿轮材料的弹性模量，查资料可取齿轮接触的实际宽度，主从动齿轮节点处的曲率半径。直齿轮斜齿轮其中，分别为主从动齿轮节圆半径。将作用在变速箱第轴上的载荷作为计算载荷时，变速箱齿轮的许用接触应力见下表表变速箱齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮挡和倒挡常啮合齿轮和高挡通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下挡二挡三挡四挡五挡倒挡对照上表可知，所设计变速箱齿轮的接触应力基本符合要求。第五章变速箱轴的强度计算与校核变速箱轴的结构和尺寸轴的结构第轴通常和齿轮做成体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键同意考虑。第轴如图所示图变速箱第轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示图变速箱中间轴确定轴的尺寸变速箱在工作时，由于齿轮上有圆周力径向力和轴向力作用，变速箱的轴要承受转矩和弯矩。在设计变速箱轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计时，根据经验和已经条件初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算校核。初选轴的直径已知变速箱中心距，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承间距离的比值对中间轴，对第二轴，。第轴花键部分直径可按下式初选式中，为经验系数，为发动机最大转矩。轴的强度验算由变速箱结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速箱来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有定的余量，所以，在进行校核时只需要校核挡处即可因为车辆在行进的过程中，挡所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第轴和第二轴进行校核。第轴的强度与刚度校核因为第轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为式中扭转切应力轴所受的扭矩，轴的抗扭截面系数，轴传递的功率计算截面处轴的直径许用扭转切应力，。其中代入上式得由查表可知，故，符合强度要求。轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为式中，轴所受的扭矩，轴的材料的剪切弹性模量对于钢材，轴截面的极惯性矩将已知数据代入上式可得。对于般传动轴可取故也符合刚度要求。第二轴的校核计算轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力径向力及轴向力可按下式求出式中至计算齿轮的传动比，此处为三挡传动比计算齿轮的节圆直径为节点处的压力角，为螺旋角，为发动机最大转矩，为。代入上式可得。危险截面的受力如下图所示水平面水平面内所受力矩图危险截面受力分析垂直面垂直面所受力矩。该轴所受扭矩为。故危险截面所受的合成弯矩为则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力将代入上式可得，在低挡工作时，因此有符合要求。轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算式中，齿轮齿宽中间平面上的径向力，这里等于齿轮齿宽中间平面上的圆周力，这里等于弹性模量，惯性矩，，为轴的直径为齿轮坐上的作用力距支座的距离支座之间的距离。将数值代入式和得故轴的全挠度为，符合刚度要求。第六章变速箱同步器的设计同步器有常压式惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下即角速度相等换挡的缺点，现在已经不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。同步器的结构在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示图锁环式同步器变速箱齿轮滚针轴承结合齿圈锁环同步环弹簧定位销花键毂结合套如图，此类同步器的工作原理是换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触图，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第阶段结束。换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换挡过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合图，完成同步换挡。图锁环同步器工作原理同步环主要参数的确定同步环锥面上的螺纹槽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。图中给出的尺寸适用于轻中型汽车图则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为个，槽宽。图同步器螺纹槽形式锥面半锥角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。般。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时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均取摩擦锥面平均半径设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结人老师师兄师姐朋友同学及社会各界人士给予我不尽的关心鼓励和支持。在悉心指引我认知并完成每个不同学习阶段的任务的同时，也言传身教般的向我诠释着为人处世的智慧与力量，在此我对他们表示衷心的感谢。本论文是在导师周后明副教授的精心指导和关怀下完成的。周老师平易近人的风格和勤恳认真的求学治学态度使我从第次见到，就心生敬意。当周老师还未从事教育工作时，作为名大学毕业生，其勤学苦练的工作作风值得即将毕业的我我们每位应届毕业生学习作为名辛勤园丁，周老师诲人不倦丝不苟的治学精神我们更是深有体会作为名家长，我看到了其和蔼可亲的慈父面。和周老师交谈，愉快轻松。感谢机械工程学院的杨自攀师兄，在毕业设计进行的过程中为我进行悉心指导。让我少走了些弯路，节省了宝贵时间感谢外国语学院的宋芳芳师姐王江慧同学，对我论文相关部分的翻译工作进行的指导和帮助同样也感谢上海交通大学的刘郡师姐中南大学的周孝锞师兄，在我查找相关文献资源所给予的帮助和支持在论文的框架和格式审阅过程中，感谢颜俊龙同学的细致帮助。还有，如车辆工程专业的程杰石浪同学等在我进行该设计课题前期给我解疑，让我对课题有了正确的认识保证后续任务的正常进行。在我进行图纸绘制过程中，对于那些所给予我帮助的朋友们也在此并致以诚挚的谢意。要感谢的太多，来不及列举。特别要感谢的是我们班主任单萍老师和辅导员孙满仓，大学期间对于我无私的关心和帮助。最后更要衷心感谢我的家人，他们不计回报的将我抚养成人，为我创造良好的学习和生活环境，不易。他们是我的精神支柱，是我不断前进的动力来源。正是师长亲友及家人的关怀和鼓励才促使我完成了本科阶段的学习和论文，再次对他们表达我最诚挚的谢意,限制，包括变速箱中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及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，尽可能将取大些。本设计中采用的为锥面工作长度缩短锥面工作长度，便使变速箱的轴向长度缩短，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取同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速箱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。有的变速箱用高强度，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层钼厚约，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的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的倍。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。锁止角锁止角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选取的因素，主要有摩擦因数擦锥面的平均半径锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在范围内变化。本设计中锁止角取同步时间同步器工作时，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，变速箱输入轴，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