斯巴魯轎車分動器設計

本科學生畢業(yè)設計斯巴魯轎車分動器設計 黑黑 龍龍 江江 工工 程程 學學 院院二一二年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeThe design of Subarus Transfer case Heilongjiang Institute of Technology2012-06Harbin黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計I摘摘要要在多軸驅(qū)動的汽車上，為了將輸出的動力分配給各驅(qū)動橋設有分動器。越野汽車在良好道路行駛時，為減小功率消耗及傳動系機件和輪胎磨損，一般要切斷通后橋動力。在越野行駛時，根據(jù)需要接合后橋并采用低速檔，增加驅(qū)動輪數(shù)和驅(qū)動力。分動器的功用就是將分動器輸出的動力分配到各驅(qū)動橋，并且進一步增大扭矩。分動器也是一個齒輪傳動系統(tǒng)，它單獨固定在車架上，其輸入軸與變速器的輸出軸用萬向傳動裝置連接，分動器的輸出軸有若干根，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅(qū)動橋相連。本設計基于斯巴魯森林人 2011 款 2.0XSMT 版主要參數(shù)，主要說明了越野車三軸式分動器的設計和計算過程，設計部分較詳細的敘述了分動器的設計過程，選擇結構方案、主要參數(shù)、齒輪設計、軸設計。計算部分分為中心距，傳動比的計算，齒輪和軸的校核。關鍵詞：分動器；校核；高低檔；齒輪傳動；設計黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計IIABSTRACTIn the multi axle drive vehicles, in order to make the output power is allocated to each drive axle with actuator.Off-road vehicle in good roads, in order to reduce the power consumption and transmission parts and tire wear, the general is to cut off the rear axle power.When driving off-road, according to the needs and uses a low gear engagement after the bridge, to increase the driving wheel and the driving force.thansfer case function is the actuator which distribution the output power to the drive axle, and increase the torque further. thansfer case is also a gear transmission system, which separately fixed on the vehicle chassis, the input shaft and transmission output shaft is connected by a universal gearing, thansfer case output shaft of a number of roots,by the universal transmission device is connected with the drive axle. The design is based on main parameters of Subaru Forester 2011 2.0XSMT version, mainly to explain the SUVs three shaft type sub-actuator design and calculation process, the design of some of the more detailed description of the sub-actuator design process, select the structure of the program, main parameters, gear design, shaft design.Calculation part consists of center distance, transmission ratio, gear and shaft of checking.Key words: Thansfer; Check; High-low-grade; Gear; Design黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計目錄摘要.IABSTRACT.II第 1 章 緒 論.11.1 分動器簡介 .11.2 分動器類型 .11.3 分動器的構造及原理 .21.4 分動器發(fā)展 .21.5 設計內(nèi)容 .3第 2 章 分動器結構的確定及主要參數(shù)的計算.42.1 設計所依據(jù)的主要技術參數(shù) .42.2 零部件結構方案分析 .42.2.1 齒輪形式 .42.2.2 傳動機構形式 .42.3 擋數(shù)及傳動比 .52.4 中心距 A 確定 .62.5 本章小結 .7第 3 章 齒輪的設計及校核.83.1 模數(shù)的確定 .83.2 壓力角.83.3 螺旋角的確定 .83.4 齒寬 .93.5 齒頂高系數(shù) .93.6 各檔齒輪齒數(shù)的確定 .93.6.1 低速檔齒輪副齒數(shù)的確定 .93.6.2 對中心距進行修正 .103.6.3 確定其他齒輪的齒數(shù) .10黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計3.7 齒輪的變位 .103.8 齒輪的校核 .123.8.1 計算扭矩 T 的確定 .123.8.2 輪齒的彎曲應力 .143.8.3 輪齒接觸應力 .173.9 本章小結 .18第 4 章 軸的設計與校核.194.1 軸的失效形式及設計準則 .194.2 軸的尺寸初選 .194.3 軸的強度計算 .204.3.1 軸的受力計算 .204.3.2 軸的剛度計算 .204.3.3 軸的強度計算 .224.4 軸承的選擇和計算 .284.5 本章小結 .29第 5 章 變速器同步器及結構元件設計.305.1 同步器設計 .305.1.1 同步器的功用及分類 .305.1.2 慣性式同步器 .305.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 .315.1.4 主要參數(shù)的確定 .325.2 分動器箱體 .345.3 本章小結 .34結論.35參考文獻.36致謝.38附錄.39附錄 A 英文科技文獻及譯文 .39附錄 B PRO/E 三維圖 .46黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計1第 1 章 緒 論1.1 分動器簡介分動器裝于多橋驅(qū)動汽車的變速器后，用于傳遞和分配動力至各驅(qū)動橋，兼作副變速器之用。常設兩個檔，低檔又稱為加力檔。為了不使后驅(qū)動橋超載常設聯(lián)鎖機構，使只有結合后驅(qū)動橋以后才能掛上加力檔，并用于克服汽車在壞路面上和無路地區(qū)的較大行程阻力及獲得最低穩(wěn)定車速。高檔為直接檔或亦為減速檔。分動器的功用就是將變速器輸出的動力分配到各驅(qū)動橋，并且進一步增大扭矩，是 4x4 越野車汽車傳動系中不可缺少的傳動部件，它的前部與汽車變速箱聯(lián)接，將其輸出的動力經(jīng)適當變速后同時傳給汽車的前橋和后橋，此時汽車全輪驅(qū)動，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。大多數(shù)分動器由于要起到降速增矩的作用而比變速箱的負荷大，所以分動器中的常嚙齒輪均為斜齒輪，軸承也采用圓錐滾子軸承支承。1.2 分動器類型(1)分時四驅(qū)(Parttime 4WD) 這是一種駕駛者可以在兩驅(qū)和四驅(qū)之間手動選擇的四輪驅(qū)動系統(tǒng)，由駕駛員根據(jù)路面情況，通過接通或斷開分動器來變化兩輪驅(qū)動或四輪驅(qū)動模式，這也是一般越野車或四驅(qū) SUV 最常見的驅(qū)動模式。最顯著的優(yōu)點是可根據(jù)實際情況來選取驅(qū)動模式，比較經(jīng)濟。(2)全時四驅(qū)(Fulltime 4WD)這種傳動系統(tǒng)不需要駕駛?cè)诉x擇操作，前后車輪永遠維持四輪驅(qū)動模式，行駛時將發(fā)動機輸出扭矩按 50：50 設定在前后輪上，使前后排車輪保持等量的扭矩。全時驅(qū)動系統(tǒng)具有良好的駕駛操控性和行駛循跡性，有了全時四驅(qū)系統(tǒng)，就可以在鋪覆路面上順利駕駛。但其缺點也很明顯，那就是比較廢油，經(jīng)濟性不夠好。而且，車輛沒有任何裝置來控制輪胎轉(zhuǎn)速的差異，一旦一個輪胎離開地面，往往會使車輛停滯在那里，不能前進。 (3)適時驅(qū)動(Realtime 4WD)采用適時驅(qū)動系統(tǒng)的車輛可以通過電腦來控制選擇適合當下情況的驅(qū)動模式。在正常的路面，車輛一般會采用后輪驅(qū)動的方式。而一旦遇到路面不良或驅(qū)動輪打滑的情況，電腦會自動檢測并立即將發(fā)動機輸出扭矩分配給前排的兩個車輪，自然切換到 四輪驅(qū)動狀態(tài)，免除了駕駛?cè)说呐袛嗪褪謩硬僮?，應用更加簡單。不過，電腦與人腦黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計2相比，反應畢竟較慢，而且這樣一來，也缺少了那種一切盡在掌握的征服感和駕駛樂趣。1.3 分動器的構造及原理分動器的輸入軸與變速器的第二軸相連，輸出軸有兩個或兩個以上，通過萬向傳動裝置分別與各驅(qū)動橋相連。分動器內(nèi)除了具有高低兩檔及相應的換檔機構外，還有前橋接合套及相應的控制機構。當越野車在良好路面上行駛時，只需前輪驅(qū)動，可以用操縱手柄控制后橋接合套，切斷后驅(qū)動橋輸出軸的動力。 分動器的工作要求（1）先接后橋驅(qū)動，后掛低速檔；（2）先退出低速檔，再摘下后橋驅(qū)動；上述要求可以通過操縱機構加以保證。圖 1.1 齒輪傳動型分動器結構簡圖1.4 分動器發(fā)展分動器已經(jīng)發(fā)展到第五代：第一代的分動器基本上為分體結構，直齒輪傳動、雙換檔軸操作、鑄鐵殼體；第二代分動器雖然也是分體結構，但已改為全斜齒齒輪傳動、單換檔軸操作和鋁合金殼體，一定程度上提高了傳動效率、簡便了換檔、降低了噪音與油耗；第三代分動器增加了同步器，使多軸驅(qū)動車輛具備在行進中換檔的功能；第四代分動器的重大變化在于采用了聯(lián)體結構以及行星齒輪加鏈傳動，從而優(yōu)化了換檔及大大提高了傳動效率和性能；第五代分動器殼體采用壓鑄鋁合金材料、齒型鏈傳動輸出，其低擋位采用行星斜齒輪機構，使其輕便可靠、傳動效率高、操縱簡單、結構緊湊、噪音更低。分動器的結構特點是前輸出軸傳動系統(tǒng)皆采用低噪聲的多排鏈條傳動。鏈傳動相對齒輪傳動的優(yōu)點有傳動平穩(wěn)、嗓聲小、中心距誤差要求低、軸承負荷較小及防止共振。分動器功能上的特點是轉(zhuǎn)矩容量大、重量輕、傳動效率高、噪音小、黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計3換擋輕便準確，大大改善了多驅(qū)動車輛的轉(zhuǎn)矩分配，進而提高了整車性能。1.5 設計內(nèi)容本次設計主要是依據(jù)斯巴魯森林人 2011 款 2.0XSMT 的有關參數(shù)，通過分動器各部分參數(shù)的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的三軸式分時四驅(qū)分動器。本設計主要完成下面一些主要工作：1、參數(shù)計算。包括分動器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數(shù)計算、各擋齒輪齒數(shù)的分配；2、分動器齒輪設計計算。分動器齒輪幾何尺寸計算；分動器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速；齒輪強度計算及檢驗；3、分動器軸設計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結構設計、軸的強度計算4、分動器操縱機構的設計選用；5、分動器箱體的設計。黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計4第 2 章 分動器結構的確定及主要參數(shù)的計算2.1 設計所依據(jù)的主要技術參數(shù)本設計是根據(jù)森林人2011款2.0XSMT手動豪華版而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)均來源于此種車型，具體參數(shù)如表2.1所示表 2.1 主要參數(shù)最高轉(zhuǎn)速6000輪胎規(guī)格215/65 R16最高車速185km/h整備質(zhì)量1510kg功率110kw最大功率轉(zhuǎn)速6000r/min發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩198N m最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速4200r/min2.2 零部件結構方案分析2.2.1 齒輪形式齒輪分為直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍有復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。分動器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。2.2.2 傳動機構形式傳動機構形式如圖 2-1 所示圖 2.1 分動器傳動簡圖黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計5max2egITrTiGrmax0maxmaxmax(cossin)egITrTi img fmgrmaxmax 0rgemgriTi2.3 擋數(shù)及傳動比主減速比的計算： 59. 518575. 0343. 06000377. 0377. 00max0iivrnigharp（2.1） 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定傳動比: （2.2）為了增強汽車在不好道路的驅(qū)動力，目前，四驅(qū)車一般用 2 個檔位的分動器，分為高檔和低檔.本設計也采用 2 個檔位。選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 (2.3) 則由最大爬坡度要求的分動器低檔傳動比： (2.4)式中，-汽車總質(zhì)量；m -重力加速度；g -道路最大阻力系數(shù)；max -驅(qū)動輪的滾動半徑；rr -發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；maxeT -主減速比；oi黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計6 -汽車傳動系的傳動效率；914. 19 . 059. 5198343. 0)287. 0958. 0018. 0(8 . 91860)sincos(0maxmaxmax1TergiTrfmgi可求得變速器一擋傳動比為：914. 11gi根據(jù)滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件，即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： 210maxGriiTtge（2.5）式中，-汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷；2G -路面的附著系數(shù)，計算時取 =0.50.6766. 39 . 059. 5198343. 06 . 08 . 918600max21TergiTrGi通過以上計算可得到 1.9143.766，在本設計中，取。1gi7 . 31gi根據(jù)一檔傳動比可求得低檔傳動比 即 1minmin377, 0gaFDivrni75. 359. 51600445. 0377, 01gFDii根據(jù)設計要求確定取， 1 . 2FDi1FGi2.4 中心距 A 確定將中間軸與第二軸之間的距離稱為中心距 A。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計7分動器的外形尺寸、體積質(zhì)量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。分動器的軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置分動器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。還有，分動器中心取得過小，會使分動器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距 A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： (2-6)3max1eATKA 式中，-中心距系數(shù)。對轎車，=8.99.3；對貨車， =8.69.6AKAKAK-變速器處于一檔時的輸出扭矩max1eT=1983.70.96=703.296Nmmax1eTmaxeTggi1故由（2-6）可得出初始中心距 ： mmTKAeA)7 .8215.79(3max1為檢測方便，圓整中心距 A=81mm2.5 本章小結本章主要依據(jù)分動器的要求確定了齒輪的形式并通過結構確定了傳動的形式。根據(jù)車輛的主要技術參數(shù)，通過計算確定了傳動比和中心距，為齒輪的齒數(shù)分配及軸的選取提供了依據(jù)。黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計8第 3 章 齒輪的設計及校核各擋位齒輪在分動器中的位置安排，考慮到齒輪的受載狀況。承受載荷大的低擋齒輪，安置在離軸承較近的方，以減小鈾的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。分動器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高擋齒輪安排在離兩支承較遠處。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉(zhuǎn)角較小，故齒輪的偏載也小。3.1 模數(shù)的確定齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求、載荷等。決定齒輪模數(shù)的因素有很多，其中最主要的是載荷的大小。從加工工藝及維修等觀點考慮，同一齒輪機械中的齒輪模數(shù)不宜過多。分動器齒輪模數(shù)的范圍如表 3.1表 3.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)nm乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/tam車 型1.0V1.61.6V2.56.014.0nm14.0nm 模數(shù)/mmnm2.252.752.753.003.504.504.56.00一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50所選模數(shù)應符合國家標準 GB/T13571987 的規(guī)定， 。接合齒和嚙合套多采用漸開線齒形。由于工藝上的考慮，同分動器中的結合齒采用同一模數(shù)。其選取的范圍是：轎車及輕、中型貨車為 23.5；重型貨車為 3.55。選取較小模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋，所以初選齒輪模數(shù)為 3。3.2 壓力角壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。國家規(guī)定的標準壓力角為，所以本設計中分動器齒輪壓力角取 2020黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計93.3 螺旋角的確定選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。螺旋角應選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。轎車變速器齒輪應采用較大螺旋角以提高運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性，降低噪聲。初選嚙合套或同步器取 30；斜齒輪螺旋角 25。3.4 齒寬 齒輪寬度大，承載能力高。但齒輪受載后，由于齒向誤差及軸的撓度變形等原因，沿齒寬方向受力不均勻，因而齒寬不宜太大。通?？梢愿鶕?jù)齒輪模數(shù)來選擇齒寬 b。 （3.1）ncmkb 式中：齒寬系數(shù)，直齒輪取，斜齒輪?。籧k0 . 74 . 4 kc6 . 80 . 7 kc法面模數(shù)。nm齒寬可根據(jù)下列公式初選：直齒輪 b=(4.58.0)m,斜齒輪 b=(7.08.6)mn。綜合各個齒輪的情況，均為斜齒輪:設計 b=3(7.08.6)=2125.8， 齒寬均選為 24mm。3.5 齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.750.80 的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1.00的細高齒。本設計取為。01.0f 3.6 各檔齒輪齒數(shù)的確定3.6.1 低速檔齒輪副齒數(shù)的確定在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。齒數(shù)和： （3.2）94.48325cos812cos2zZ21nnmAz黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計10圓整取 Z=49=2.14132FDizzzz根據(jù)經(jīng)驗數(shù)值，取=20，則=294z3z通過比較可以得出 z1=20，z2=29 時，i低=2.1025，與設計要求 2.1 最接近。所以：z1=20，z2=29 3.6.2 對中心距進行修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒zz輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，AA故中心距變?yōu)椋?（3.3）mmmmAn098.8125cos2349cos2mZn修正中心距，取 A=81。重新確定螺旋角 ，其精確值應為=24.85812493arccos2arccos12AZmnn下面根據(jù)方程組：45. 129201 . 249385.24cos812cos221431243zzizzmAzzFDn確定常嚙合齒輪副齒數(shù)分別為:。2029z43z，重新確定螺旋角 ，其精確值為:85.24812493arccos2cos34AZmarcnn3.6.3 確定其他齒輪的齒數(shù)齒輪 5 為后橋輸出軸齒輪，因此齒輪 5 與前橋輸出軸齒輪 3 各參數(shù)應相同。高速檔傳動比=1，為直接檔。FGi黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計113.7 齒輪的變位齒輪 1、2 的各參數(shù)： 取模數(shù)=3 螺旋角=24.85 齒寬系數(shù)=8。nmkc分度圓壓力角： cos/tantannt21.88t端面嚙合角： =ttAacoscos,88.21cos81098.81 =21.7,變位系數(shù)之和： nt,t21ntan2invinvzz=-0.0344n查表得05. 01n0844. 02n033. 03098.8181nnmAAy0014. 0033. 00344. 0nnyny分度圓直徑: mmzmdn12.6685.24cos203cos11mmzmdn88.9585.24cos293cos22節(jié)圓直徑： mm12.6649/20812/211nZAzd mm88.9549/29812/222nzAzd齒頂高： =（1+0.05+0.0014）3=3.15mmnnnaamyhh)(1*1 =（1-0.0844+0.0014）3=2.75mmnnnaamyhh)(2*2齒根高： =（1+0.25-0.05）3=3.6mm nnnafmchh)(1*1 =（1+0.25+0.0844）3=4mmnnnafmchh)(2*2全齒高： =6.75111afhhh齒頂圓直徑： =66.12+23.15=72.421112aaddh=95.88+22.75=101.38mm2222aaddh齒根圓直徑: =66.12-23.6=58.92mm 1112ffddh黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計12=95.88-24=87.88mm2222ffddh當量齒數(shù)： 11315.39cosnzz22347.44cosnzz由于齒輪 3 與齒輪 2 的壓力角、螺旋角、齒數(shù)都相等，齒輪 4、齒輪 5 與齒輪 2 壓力角、螺旋角、齒數(shù)都相等，所以齒輪 3 與齒輪 2 的參數(shù)相同，齒輪 4、齒輪 5 與齒輪2 的參數(shù)相同。所有齒輪參數(shù)如表 3.2 所示表 3.2 齒輪各參數(shù)數(shù)據(jù)齒輪輸入齒輪 1中間軸齒輪2前橋齒輪 3中間軸齒輪 4后橋齒輪 5齒輪齒數(shù)2029292029螺旋角24.8524.8524.8524.8524.85法面模數(shù)33333壓力角2020202020分度圓直徑66.1295.8895.8866.1295.88齒頂高3.152.752.753.152.75齒根高3.6443.64齒全高6.756.756.756.756.75有效尺寬24242424243.8 齒輪的校核3.8.1 計算扭矩 T 的確定分動器齒輪強度計算扭矩 T，應在比較兩種不同載荷狀況之后，選擇確定。第一種載荷狀況是考慮自變速器傳來的最大驅(qū)動扭矩；1T （3.4）變變iTTmax式中: 發(fā)動機最大扭矩;maxeT變速器頭檔速比;變i黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計13 變速器效率;變第二種載荷狀況是考慮到保證驅(qū)動輪發(fā)出最大附著力矩所需的分動器輸入扭矩；2T在高檔時： 分主后附FG0M2iiT（3.5）式中：后橋驅(qū)動時的最大附著力矩；M后附 =GrM后附 G滿載時分配到前橋的重量 ； 最大附著系數(shù)，0.50.6； r車輪滾動半徑； 主傳動比 ；0i 分動器高檔傳動比；FGi 主傳動效率；主 分動器效率；分在低檔時： 分主附FD0M2iiT（3.6）式中：后橋驅(qū)動時的最大附著力矩；M后附 =GrM后附 G滿載時整車重量 ； 最大附著系數(shù)，0.50.6；黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計14 r車輪滾動半徑； 主傳動比 ；0i 分動器低檔傳動比；FDi 主傳動效率；主 分動器效率；分若 (或)，則說明自變速器傳來的最大驅(qū)動扭矩實際上是不能被利用的，1T2TT2這時應選取 (或)作為計算扭矩(用于計算高檔齒輪，用于計算低檔齒輪)。2TT22TT2由式（3.4）可得1T1T變imN 296.70396. 07 . 3198變由式（3.5）可得2T1860 9.8 0.47 0.6 0.343=365.05N m5.59 2.1 0.9 0.96由式（3.6）可得=T2mN 86.36996. 09 . 01 . 259. 5343. 06 . 08 . 91860所以高速檔時作為計算轉(zhuǎn)矩，低速檔時作為計算轉(zhuǎn)矩。2TT2黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計153.8.2 輪齒的彎曲應力圖 3.1 齒形系數(shù)圖（1）直齒輪彎曲應力公式為 (3.7)btyKKFfw1式中：彎曲應力(MPa)；w圓周力(N)，；1FdTFg21計算載荷(Nm)；gT節(jié)圓直徑(mm)；d應力集中系數(shù)，可近似取=1.65；KK摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應fK力的影響也不同，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；fKfK齒寬(mm)；b端面齒距(mm)，；tmt模數(shù)；m齒形系數(shù)，如圖 3.1 所示y因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)代入式后得mzd z黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計16 （3.8）yzKmKKTcfgw32（2）斜齒輪的彎曲應力公式為 （3.9）btyKKFw1式中：圓周力()，；1FNdTFg21計算載荷(Nm)；gT節(jié)圓直徑(mm)，法向模數(shù)(mm)，齒數(shù)，dcoszmdnnmz斜齒輪螺旋角( )；應力集中系數(shù)，；K50. 1K齒面寬(mm)；b法向齒距(mm)，；tnmt齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖 4.1 中查得；y3coszzn重合度影響系數(shù)，。K0 . 2K將上述有關參數(shù)代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應力公式為 KyKzmKTCngw3cos2（3.10）對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在 180350MPa 范圍，對貨車為100250MPa 范圍。當掛上低速檔時傳遞的轉(zhuǎn)矩最大，因此只要校核低速檔時的彎曲應力就可以了。掛上低速檔時：輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩即為變速器傳來的轉(zhuǎn)矩2T中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩：2TmNT3 .53620/292輸出軸轉(zhuǎn)矩：3TmNT63.777)2020/(29292低速檔齒輪為斜齒輪，所以應用彎曲應力公式（3.10）黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計17式中：齒形系數(shù)。由圖 3.1 查得，y155. 01y156. 02y155. 03y156. 04y通過以上的計算，把各個參數(shù)代入公式（3.10）后得：0 . 28155. 032014. 35 . 185.24cos1086.3692cos2331312111KKymzKTCnw=239.43MPa180350MPaKKymzKTCnw2322122cos228156. 032914. 35 . 185.24cos1023.536233=237.90MPa180350MpaKKymzKTCnw3334333cos228156. 032914. 35 . 185.24cos1063.777233=334.96MPa180350MpaKKymzKTCnw4344324cos228156. 032014. 35 . 185.24cos1023.536233=347.48 MPa180350Mpa所以高低速檔的齒輪的彎曲強度均合格。3.8.3 輪齒接觸應力 bzjbFE11418. 0（3.11） 式中：輪齒接觸應力(MPa)；j齒面上的法向力(N)，為圓周力()，F(xiàn)coscostFF tFN黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計18，為計算載荷(Nm)，為節(jié)圓直徑(mm)，為節(jié)點處壓力角( )，dTFgt2gTd為齒輪螺旋角( )；齒輪材料的彈性模量(MPa)，MPa；E5101 . 2 E齒輪接觸的實際寬度(mm)，斜齒輪用代替；bcosb、主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、zbsinzzr，斜齒輪、，、主、從動齒輪sinbbr2cossinzzr2cossinbbrzrbr節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在分動器輸入軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸2maxeT應力見表 3.3。表 3.3 變速器齒輪的許用接觸應力/MPaj 齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700低檔時受力分析低檔時輸入軸受力：NNdTF54.1118712.661086.369223121低檔時中間軸受力：NNdTF44.1118588.951023.536223222斜齒圓柱齒輪：=3，=20, =29,E=2.1，=66.12mm,=95.88mmMn1Z2Z5101d2d=369.86N，=26.45mmjTT285.24cos/83cos/22bbmm46.2785.24cos/20sin2cos/20sin111drmm83.39cos/20sin2cos/20sin222dr將各參數(shù)代入公式后得黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計1983.39146.27145.26101 . 254.1187418. 011418. 05211121bEFj=977.15MPa同理得：83.39146.27145.26101 . 233.16202418. 011418. 05434143bEFj =1175.93Mp 同理，齒輪 4 與齒輪 5 個參數(shù)相同，接觸應力Mp93.117554j滲碳齒輪的許用應力在 13001400 之間，所有接觸應力符合要求。3.9 本章小結本章主要是通過對齒輪的基本參數(shù)計算，確定了齒輪的齒形和齒數(shù)，在齒輪設計計算過程中，需要全面考慮，分清主次要方面，最大限度的平衡各方面關系，通過對齒輪的彎曲應力和強度校核，完成了對齒輪的設計第 4 章 軸的設計與校核4.1 軸的失效形式及設計準則主要有因疲勞強度不足而產(chǎn)生的疲勞籪裂、因靜強度不足而產(chǎn)生的塑性變形或脆性籪裂、磨損、超過允許范圍的變形和振動等。軸的設計應滿足如下準則：黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計20（1）根據(jù)軸的工作條件、生產(chǎn)批量和經(jīng)濟性原則，選取適合的材料、毛坯形式及熱處理方法。（2）根據(jù)軸的受力情況、軸上零件的安裝位置、配合尺寸及定位方式、軸的加工方法等具體要求，確定軸的合理結構形狀及尺寸，即進行軸的結構設計。（3）軸的強度計算或校核。對受力大的細長軸（如蝸桿軸）和對剛度要求高的軸，還要進行剛度計算。在對高速工作下的軸，因有共振危險，故應進行振動穩(wěn)定性計算。4.2 軸的尺寸初選分動器在工作時承受著轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會引起彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。設計分動器軸時，其剛度大小應以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調(diào)。第一軸最小直徑可按下式初選： (4.1)3jTKd 式中，K 為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.04.6；為計算轉(zhuǎn)矩。jT將各參數(shù)代入公式（4.1）可得：)3369.27(d初選最小直徑 28mm在已經(jīng)確定了中心距 A 后，輸入軸和中間軸中部直徑可以初步確定，d=（0.450.6）A=0.4581mm=（36.4548.6）mm。在草圖設計過程中，將最大直徑確定為如下數(shù)值：輸入軸 dmax=46，中間軸 dmax=40mm，輸出軸 dmax=40mm。4.3 軸的強度計算4.3.1 軸的受力計算輸入軸NNdTFt05.1104212.661005.365223111NdTFr06.442985.24cos12.66100020tan05.3652costan2111黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計21 NdTFa84.511312.66100085.24tan05.3652tan2111中間軸 NdTFt9 .1118688.9510003 .53622222NdTFr01.433320cos88.95100020tan3 .5362costan2222NdTFa92.518088.95100085.24tan3 .5362tan2222 輸出軸 NdTFt9 .1622088.95100063.77722333 NdTFr34.650685.24cos88.95100020tan63.7772costan2333 NdTFa29.751288.95100085.24tan63.7772tan23334.3.2 軸的剛度計算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為 ，可分別用下式計算：cfsf EILbaFfc3221（4.2） EILbaFfs3222（4.3） EILababF31（4.4）黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計22式中： 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N） ；1F齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ；2F 彈性模量（MPa） ，=2.1105 MPa；EE 慣性矩（mm4） ，對于實心軸，；I644dI 軸的直徑（mm） ，花鍵處按平均直徑計算；d、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm） ；abAB 支座間的距離（mm） 。L軸的全撓度為mm。2 . 022scfff軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。 cf sf齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過 0.002rad。低檔時輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=30.5625mm；b=57.25mm；L=87.8125mm；d=66.12mm，把有關數(shù)據(jù)代入（4.2） 、 （4.3） 、 （4.4）得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 000012. 0cfmm15. 01 . 000065. 03644221stsfLdEbaFfmm2 . 000066. 022scfffrad002. 0000004. 03)(1EILababFr中間軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=25.625mm；b=93.375mm；L=119mm；d=95.88mm，把有關參數(shù)代入（4.2） 、 （4.3） 、 （4.4）得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643mm10. 005. 00001. 0cf黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計23 mm15. 01 . 000019. 03644221stsfLdEbaFfmm2 . 0000215. 022scfff rad002. 000000225. 03)(1EILababFr輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=25.625mm；b=95.625mm；L=121.25mm；d=95.88mm，把有關參數(shù)代入（4.2） 、 （4.3） 、 （4.4）得到：LdEbaFEILbaFfrrc42212213643 mm10. 005. 0000123. 0cf mm15. 01 . 000031. 03644221stsfLdEbaFfmm2 . 0000334. 022scfffrad002. 000000351. 03)(1EILababFr所以各軸都滿足剛度要求。4.3.3 軸的強度計算1.輸入軸強度校核：已知：；mm365049NTjNF06.4429r1NF84.51131aNF05.110421 t=30.5625mm；=57.25mm；L=87.8125mm；d=66.12mm1L2L1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩HARHBRHCM+=HARHBR1 tF21LRLRHBHA由以上兩式可得=7189.94N，=3843.11N，=220017.60N.mmHARHBRHCM黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計24RVARHBRHARVBFa1Fr1Ft1RHAFt1RHBL2L1=30.56LRVARVBFr9MMHc=220017.6NmmMvc 左=73809.66NmmMvc 右=115302.65NmmTj=365049NmmM=376376.02Nmm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩VARVBRVCM+=VARVBR1rF黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計25LRdFLFVBar11121 由以上兩式可得=2415.04N，=2014.02N，=73809.66N.mm，VARVBR左VCM=115302.65N.mm右VCM222213223650496 . 065.1153026 .220017TMMMVH右=376376.02N.mm a400Pa06.1423014. 302.37637632323331MPMdM2.中間軸強度校核：；mm5363002NT NF92.51802aNF9 .111862t；NF01.43332rNF9 .16220t34NF34.650634r； ；mm88.95d2mm36d mm12.66d4；mm375.27L1mm66L2mm625.25L3119mmL 1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、HARHBRHCMHDM+=HARHBR2tF34tF+12LFt2134LLFLRtHB由以上兩式可得=-383.02N，=4650.98N，=-10485.17N.mm，HARHBRHCM=129181.36N.mmHDM2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、VARVBRVCMVDM+=+VARVBR2rF34rFLRLLFdFLFVBrar2134221221黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計26Fr2Fr34RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft34RHAFt34CDMFr34RVBRVAL3129181.36Nmm10485.17Nmm153281.83Nmm132977.35Nmm164525.46Nmm536300Nmm由以上兩式可得=4857.62N，=5981.73N，=132977.35N.mm，VARVBR左VCM=153281.83N.mm，=164525.46N.mm右VCMVDM黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計27按第三強度理論得：mmNTMMMHC46.4429175363006 . 017.1048583.1532812222222vcC右mmNTMMMHDVDD73.4651095363006 . 036.12918146.164525222222 a400Pa74.963614. 346.44291732323331MPMdMC a400Pa59.1013614. 373.46510932323331MPMdMD3.輸出軸強度校核；mm77763031NTNF29.75123aNF9 .162203t；NF34.65063rmm88.95d5mm125.85L1mm625.25L2mm75.110L 1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩HARHBRHCM+=HARHBR9tF21LRLRHBHA由以上兩式可得=1505.42N，=5000.92N，=128148.88N.mmHARHBRHCM2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩VARVBRVCM+=VARVBR3rFLRdFLFVBar531321由以上兩式可得=-1746.4N，=8252.74N，=148662.3N.mm，VARVBR左VCM=211476.46N.mm右VCM按第三強度理論得：mmNTMMMVH39.6511297776306 . 046.21147688.12814822221322右 a400Pa23.1423614. 339.65112932323331MPMdM黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計28RVARHBRHARVBFa3Fr3Ft3RHAFt3RHBL2L1LRVARVBFr9MMHc=128148.88NmmMvc 左=148662.3NmmMvc 右=211476.46NmmTj=777630NmmM=651129.39Nmm黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計294.4 軸承的選擇和計算分動器的軸經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)，常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸承等。軸承的選用受到結構的限制，并隨所承受載荷的特點不同而不同，在此設計中選用圓錐滾子軸承裝于殼體上，軸承的直徑根據(jù)根據(jù)分動器中心距和軸的直徑確定，保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6mm。軸承的實際的載荷條件常與確定基本額定動載荷時不同。在進行軸承壽命計算時，必須將實際載荷轉(zhuǎn)換為與確定基本額定動載荷時的載荷條件相一致的假想載荷，在其作用下的軸承壽命與其實際載荷作用下的相同，這一假想載荷成為當量動載荷，用 P表示，因此，軸承的壽命計算必須想求出當量動載荷。由于分動器上軸承既承受軸向力又承受軸向力，所以選圓錐滾子軸承較合適。輸入軸軸承：初選型號 31306；59.0rCKN63orCKN0.7Y 0.37e 。15.3o當量動載荷的計算公式為 (5.5)arPYFXFfP式中：，徑向、軸向載荷系數(shù)，可由機械設計手冊查出； XY考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，對汽車來說，取1.21.8，在此取pfpf=1.2。 pf22.51137 . 006.44294 . 02 . 1arPYFXFfP =6421.05N對汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬 Km，貨車和大客車 25 萬 Km。則軸承的使用預期使用壽命可按汽車以平均車速行駛至大修前的總行駛里程 S 來計算。amv (5.6)amhvSL式中的汽車平均車速可取。max6 . 0aamvv 所以軸承失效前汽車行駛的時間為hamhvSL7 .27021856 . 0300000黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計30而軸承壽命的計算公式為： pCnLrh60106（4.7）式中：壽命系數(shù)，對圓錐滾子軸承，；310軸承轉(zhuǎn)速。n將參數(shù)代入公式（4.7）后得：3106605.642152500600060106010pCnLh =3058.73hhL軸承的使用壽命符合要求。4.5 本章小結本章通過對分動器結構的分析，設計出軸的結構，并針對設計出的軸選擇了匹配的軸承，達到正確的裝配關系，在滿足裝配關系的條件下還要對軸進行強度的校核，以滿足設計、使用需要。黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計31第 5 章 變速器同步器及結構元件設計5.1 同步器設計5.1.1 同步器的功用及分類目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面產(chǎn)生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時間內(nèi)達到同步狀態(tài)。同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，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。得到廣泛應用的是慣性式同步器。按結構分，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。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件?？紤]到本設計為轎車變速器，故選用鎖環(huán)式同步器。5.1.2 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達到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)對同步器的基本要求。1、鎖環(huán)式同步器（1）鎖環(huán)式同步器結構如圖 5.1 所示，鎖環(huán)式同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán) 1 或 4 和齒輪 5 或 8 凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán) 1 或 4 上的齒和做在嚙合套7 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，滑塊凸起部分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。滑塊兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的餓尺寸要比滑塊寬一個接合齒。（2）鎖環(huán)式同步器工作原理換檔時，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w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6.2a） ，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，同步過程結束。之后，摩擦力矩隨之消黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計32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。1、4-鎖環(huán)（同步環(huán)） 2-滑塊 3-彈簧圈 5、8-齒輪 6-嚙合套座 7-嚙合套圖 5.1 鎖環(huán)式同步器(a) 同步器鎖止位置 (b) 同步器換檔位置1-鎖環(huán) 2-嚙合套 3-嚙合套上的接合套 4-滑塊圖 5.2 鎖環(huán)式同步器的工作原理鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結構布置上的限制，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。5.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定1、接近尺寸b同步器換檔第一階段中間，在摩擦錐環(huán)側(cè)面壓在摩擦錐盤側(cè)邊的同時，且嚙合套相對鎖銷作軸向移動前，滑動齒套接合齒與錐環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離，稱為b黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計33接近尺寸。尺寸應大于零，取=0.20.3mm。本設計取為 0.2mm。bb2、分度尺寸a鎖銷中部倒角與銷孔的倒角互相抵觸時，滑動齒套接合齒與摩擦錐環(huán)接合齒中心線間的距離，稱為分度尺寸。尺寸應等于 1/4 接合齒齒距。尺寸和是保證同步aaab器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應予以控制。3、鎖銷端隙 1鎖銷端隙系指鎖銷端面與摩擦錐環(huán)端面之間的間隙，同時，滑動齒套端面與摩1擦錐環(huán)端面之間的間隙為，要求。若，則換檔時，在摩擦錐面尚未接22121觸時，滑動齒套接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸0，此刻因摩擦錐環(huán)b浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使同步器失去鎖止作用。為保證0，應使b2，通常取=0.5mm 左右。11摩擦錐環(huán)端面與齒輪接合齒端面應留有間隙，并可稱之為后備行程。3預留后備行程的原因是摩擦錐環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，在換檔時，摩擦3錐環(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3力矩。而此刻，若摩擦錐環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)摩擦錐環(huán)等零件與齒輪同步后換檔，故屬于因設計不當而影響同步器壽命。一般應取=1.22.0mm，取為 1.6mm。在空檔位置，摩擦錐環(huán)錐面的3軸向間隙應保持在 0.20.5mm。5.1.4 主要參數(shù)的確定1、摩擦因數(shù)f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，應當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，這就為設計工作帶來困難。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計34等因數(shù)有關。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。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成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)取為 0.1。f摩擦因數(shù)對換檔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，f則換檔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)。2、同步環(huán)主要尺寸的確定（1）錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦