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两轴四档变速器的设计论文教材

1 前言

HONDA轿车两轴四档变速器设计
1 前言
现在，汽车越来越普及，我们不但追求它的功能还有追求它的速度， 速度取决于发动机的性能，这似乎成为了横量汽车品质优劣的一个标准。的确，拥有一颗“健康的心”是非常重要的，因为它是动力的缔造者。但是，掌控速度快慢的，却是它身后的变速器，变速器现在发展也越来越快，功能也越来越高级。
从汽车发展的历史，还有人们在不断的追求汽车的简便性，变速器发展就越来越多了，但是还是有几个品种的，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。就针对我国现在目前汽车发展的情况而言，主要目前对变速器技术都有不同程度的研发，在不同的几种变速器其中，CVT技术发展水平走在最前面，同时AMT正在加速产业化。
手动变速器(MT)
手动变速器（manual transmission），简称MT，即用手拨动变速杆才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。
人们在追求驾驶的简单化而言，就有人说，手动繁琐的驾驶操作等缺点，就会阻碍了汽车高速发展前进的步伐，所以手动变速器会不久以后就会淘汰了，但是不管什么事，我们从事物发展的另一个角度来看，就目前市场的需求和适用角度来看，手动变速器不会过早的离开现在的汽车市场。
对于不同的车型，手动变速器还是存在着它的一定优势的，我们就从商用车的特性上来说，以卡车为例，卡车大部分是运输的，它所运输的货物一般都是数十吨中的货品，面对如此高的“压力”，除了保证发动机要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。
随着人们生活水平的提高，收入也在不停得增加，轿车也慢慢的普及化了，已经开始走进平常的百姓家了，对于中低层的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变
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速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。
自动变速器（AT）
自动变速器（AutomaticTransmission）主要是液压和电控系统控制实现自动换档，自动变速器主要是通过利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。
在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。为了使在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，驾驶者都会选择装有自动变速器的汽车，这样可以尽情享受高速驾驶时快乐的感觉。
就对当前而言，自动变速器还是有很大的发展空间的，例如它的起步时间比较短，同时又非常适合女性朋友开，所以还是还有很大的发展空间的。从2002-2006年间，女性用户从20.3%增长到30.9%，而自动档变速器使用方便特点深受女性用户群的喜爱。另外在消费者调查中最受关注的汽车配件中，第一名是安全气囊，第二就是自动档的变速器。在中国，自动档变速器的市场是十分乐观的。
手动/自动变速器（AMT）
由于变速器的发展，人们不断在追求开车的简单舒服，从而想出了自动变速器出来，但是人们又不想摒弃传统的手动变速器，因为在某些时候也需要自动的感觉。 就在这个时候手动/自动变速器便由此诞生。。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。
该变速器结合了自动变速器和手动变速器的优点，最大限度地减少了变速系统的功率损耗。手动挡因为自己可以自由调节挡位及转速，驾驶起来有种畅快的感觉，运动感十足，富有驾驶乐趣。如今，随着技术日趋成熟和成本降低等因素，这种以前堪称奢侈的装备离我们普通消费者越来越近。这种手动/自动变速系统首先由德国专业高性能跑车生产厂家保时捷在其911车型上推出，称之为Tiptronic。它的出现使得高性能跑车不必受限于传统的自动挡的束缚。让驾驶者也能享受手动换挡的乐趣。

无级变速器
当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也在不断地提高，那么新一代无级变速器便是人们追求的“极速境
界”。无级变速器最早由荷兰人范·多尼斯（VanDoorne’s）发明。无级变速系统相对于那些手动变速器或自动变速器而言，不是向那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们存在一些相似点，但是他们之间还是有很大的区别的，如自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的。然而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。
从市场走向来看，汽车现在慢慢的走进平常的百姓家里，每一个变速器都会随着改变的，就像无级变速器一样，它本来是一个高技术含量的零件，现在也同样走进了普通轿车的“身体” 之中，而且奇瑞汽车销售公司表示QQ无级变速器型年底上市。看来无级变速器在中档车中的运用将越为广泛。

2 变速器的构造
2.1主要结构说明
2.1.1 齿轮型式
变速器所用的齿轮有斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮两种。
与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮虽然制造时复杂、工作时有轴向力，但因其使用寿命长、工作平稳、噪音小而仍然得到广泛的使用。变速器中的长啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使长啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮用于低档和倒档。本次设计中除一、倒档，其余全为斜齿圆柱齿轮
2.1.2 换档结构型式
当前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种：
1）滑动齿轮换档
通常是采用滑动直齿轮进行换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造；缺点是换档时齿端面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大。所以这种换档方式，一般仅用在一档和倒档上。采用滑动斜齿轮换档，虽有工作平稳、承裁能力大、噪声小的优点，但它的换档仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进档采用滑动齿轮换档的已甚为少见。
2）啮合套换档
用啮合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了滑动齿轮换档时，冲击力集中在1～2个轮齿上的缺陷。因为在换档时，由啮合套以及相啮合的接合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和接合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。
本设计中倒档采用这种换档方式。
3）同步器换档
采用同步器换档有很多的优点：如齿轮换档无冲击、操纵轻便、换档时间短、加速快、安全高。此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。它也存在一些缺点：如结
2 变速器的构造
构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。
此外，自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，我们主要在结构上实施有效的方案，如下：
1） 把啮合套做得足够长（如图2 a）或者两接合齿的啮合位置错开（图 2 b）。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。
2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.3~0.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图3）。
3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力（图4）。这种结构方案比较有效用较多。

因同步器能实现迅速和无噪声换档，换档时又能避免啮合套端部受到损坏，并使操纵轻便，所以近代的汽车变速器，除轿车的倒档和货车的一档、倒档外，其它档位多数都装有同步器。

同步器分为常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器虽然结构简单，但不能保证被啮合件在同步状态（即角速度相等）下换档的缺点，故仅在少数重型窃车上得到应用，而在打多数变速器中得到广泛应用的是惯性式同步器。惯性式同步器按结构分有锁削式、滑块式、锁环式、多片式、和多锥式几种。本设计中前进档采用锁销式同步器档换方式

3 设计参数
3.1 传递功率或扭矩：
发动机 最大扭矩 T=206N.m/4900r/min;
最大功率 P=110 KW/5700r/min;
3.2 初定各档传动比：
选定变速器一、二、三、四档的传动比分别为为：
=2.528；=1.925；=1.305； =0.620；
3.3 中心矩A的初算与确定
中心距对变速器的设计起着非常的重要的作用，例如尺寸和质量都有影响，所以我们一定要保证齿轮的强度。两轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

式中 ----中心距系数。对轿车， =8.9~9.3，取 =9.2；
----变速器处于一档时，第二轴输出的转矩，其值为：
----发动机的最大转矩206N.m
----变速器的传动效率，取0.96
故 =206×2.528×0.96=499.94 N﹒m
故可得出初始中心距A=73.017mm
取整为A = 73mm
轿车变速器的中心距在65~80mm范围内变化，所以是合格的。
3.4 变速器的总体轴向尺寸的初算与确定
轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A。
当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整数。
本次设计中，其壳体的轴向尺寸是2.85 ×70mm=199.5mm，
变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。
2 变速器的构造

3.5 齿轮参数（模数、齿数、压力角）的初算与确定
（1） 齿轮模数
变速器齿轮的法向模数由表1给出的范围按表2（国标GB/T1357-1987）规定选取。
表1 汽车变速器齿轮的法向模数（mm）
车型
微型、普通型轿车
中级轿车
中型货车
重型车
m
2.25—2.75
2.75—3.00
3.50—4.50
4.50—6.00

表2 渐开线圆柱齿轮模数（GB/T1357-1987）
第一系列
0.1
0.12
0.15
0.2
0.25
0.3

0.4
0.5
0.6
第二系列

0.35

第一系列

0.8

1
1.25
1.5

2

2.5
第二系列
0.7

0.9

1.75

2.25

第一系列

3

4

5

6
第二系列
2.75

（3.25）
3.5
（3.75）

4.5

5.5

第一系列

8

10

12

16

第二系列
（6.5）
7

9

（11）

14

18
第一系列
20

25

32

40

50

第二系列

22

28

36

45

注：1.对于斜齿圆柱齿轮是指法向模数。
2.优先选用第一系列，括号内的数值尽可能不用。

从轮齿应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，以各变速器的模数应尽可能统一。故在本设计中，可选取各齿轮的模数为：
Ⅰ档：选用直齿轮， =3.5mm
Ⅱ档：选用斜齿轮，=3.3mm
Ⅲ档：选用斜齿轮，=3.3mm
Ⅳ档：选用斜齿轮， =3mm
倒档：选用直齿轮，=3.5mm
（2） 齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b
变速器齿轮中常用的参数如齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。

表3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角
车型
齿形
压力角α
螺旋角β
轿车
高齿并修形的齿形
14.5°，15°，16°16.5°
25°~45°
一般货车
GB1356-78规定的标准齿形
20°
20°~30°
重型车
GB1356-78规定的标准齿形
低档、倒档齿轮22.5°，25°
小螺旋角
压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时，增加轮齿的抗弯强度、表面接触强度等。对于轿车而言，为加大重合度且降低噪声，压力角应该取小些；对与货车而言，为提高齿轮承载力，压力角应该取大些。齿轮标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。故本设计中选取齿轮压力角为：α=20°。
选取斜齿轮的螺旋角时，应考虑下列问题：
首先，增大β角使齿轮啮合的重合系数增加、工作平稳、噪声降低。实验还证明，随着齿轮啮合得增大，齿的强度也相应的提高，不过当螺旋角大于30°时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍继续上升，因此从提高低档齿轮的弯曲强度出发，并不希望β过大，而从提高齿轮的接触强度着眼，可选取较大的β值。在本设计中，可选取螺旋角：β=24°。
其次，齿轮传递转矩时，要产生轴向力。设计时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。
通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：
直齿 b=(4.5~8.0)m，mm
斜齿 b=(6.0~8.5)m，mm
提高传动的平稳性和齿轮寿命是使接触线长度增加，接触应力降低，只有通过把第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值取大一些。
（3） 各档齿轮齿数分配传动示意图如下图：
（4）

图3-1齿轮齿数分配传动示意图

2 确定各档齿轮齿数：
Ⅰ档： 主动齿 =11.824，取=12
被动轮 =29.891,取=30
Ⅱ档：主动齿 =13.818，取=14
被动轮 =26.95取=27
Ⅲ档：主动齿 =17.5347，取=18

被动轮 =23.49,取=24
重新确定螺旋角 =18.32°
Ⅳ档：主动齿 =27.4440，取=27
被动轮 =17.015,取=17
重新确定螺旋角 =25.30°
2 确定倒档齿轮齿数：
一档、倒档齿轮常选用相同的模数。倒档齿轮的模数一般在21～23之间，初选=21，则中间轴与倒档轴的中心距：
==57.75mm
为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮10和11的齿顶圆应保持0.5 mm以上的面间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为：

则 =63mm
最后计算倒档轴与第二轴的中心距：
=89.25mm
4 各档齿轮的几何尺寸计算

4 各档齿轮的几何尺寸计算
4.1 直齿轮
1.传动比： i=2.528
2.端面模数：=3
3.压力角：α=20°
4.分度圆直径：=90mm
=36mm
5.无变位中心距：= 63mm
6.啮合角：= 35.809°
7.总变位系数：=0.6423
8.变位系数的分配：=0.6423
=0
9. 差值：=0.0352
10. 齿全高：=7.3254mm
11.齿顶高：=5.3352mm
=2.7243mm
12.齿根高：=1.9902mm
=4.6011mm
13.齿顶圆： =100.6704mm
=41.4486mm
14.当量齿数：=30

=12
15.测公法线跨齿数：
=3.8333，取=4
=1.83332，取=2
16.公法线长度：
=33.5757
=13.7890
4.2 斜齿轮
1.传动比：=1.925
错误！未找到引用源。=1.305
=0.620
2.端面模数：=3.61248
=3.61248
=3.61248
3.端面压力角：
=21.72308°，=21.72308°，=21.72308°
4.分度圆直径：
Ⅱ档： =97.5369mm
=50.5747mm
Ⅲ档 ：=86.5995mm

=65.0246mm
Ⅳ档： =53.1216mm
97.5370mm
5.端面齿顶高系数：
=0.9135 =0.9135 =0.9135
6.端面顶隙系数：
=0.2473, =0.2473, =0.2473
7.无变位中心距：=74.06mm
=75.86mm
=69.235 mm
8.端面啮合角：=23.359°
=24.186°
=25.708°
9.端面总变位系数：=0.4125
=0.5473
=0.6724
10.变位系数的分配：= 0.3247 = 0.3424
=0 0

0.4860 0.5319
0 0
0.4208 0.4606
0.2378 0.2603
11.差值：
=0.113, =0.059, =0.1125
12.齿全高：
=6.4752mm , =6.7342mm , =6.1672mm
13.齿顶高：
二档：=3.5932mm , =2.6725mm
三档：=4.1467mm ，=2.5671mm
四档：=3.7241mm ，=3.1345mm
14.齿根高：
二档：=3.1024mm ， =3.9765mm
三档：=3.4782mm ，=3.7356mm
四档：=2.4782mm ，=3.2864mm
15.齿顶圆：
二档：=97.305mm ， =47.625mm
三档：=76.824mm ， =68.526mm

五档：=71.316mm ， =83.254mm
16.当量齿数：(取整)
二档：=35, =18
三档：=31 ，=30
四档：=22，=35
17.测公法线跨齿数：（取整）
二档：=4, =2
三档：=3 ，=3
四档：=3 ，=4
18.公法线长度：
二档：=37.2896, =21.3649
三档：=29.8674，=21.2584
四档：=22.856 ，=31.764

5 各档齿轮的强度计算
5.1 齿轮材料的选择原则
（1）满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。
（2）合理选择材料配对。如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。
（3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。
5.2 齿轮的强度计算与校核
汽车行使中高速档位使用较多，低速档位使用较少。计算各档齿轮强度遵守该原则。
变速器各档使用率：
四档车：Ⅰ档：0.5%；Ⅱ档：3%；Ⅲ档：20%；Ⅳ档：76.5%。
五档车：Ⅰ档：1%； Ⅱ档：3%；Ⅲ档：5%； Ⅳ档：16%；Ⅴ档：75%。
六档车： Ⅰ档：1%； Ⅱ档：2%；Ⅲ档：4%；Ⅳ档：8%；Ⅴ档：15%；Ⅵ档(I=1)：75%。
六档车：Ⅰ档：1%； Ⅱ档：2%；Ⅲ档：4%；Ⅳ档：8%；Ⅴ档(I=1)：70%；Ⅵ档(I)：15%。
汽车变速器各档发动机转矩利用率：
五档车：Ⅰ档：50%； Ⅱ档：60%；Ⅲ档：70%； Ⅳ档：70%；Ⅴ档：60%
六档车：Ⅰ档：50%；Ⅱ档：60%；Ⅲ档：70%；Ⅳ档：70%；Ⅴ档：60%；Ⅵ档：60%
变速器在机械设备中的功能大部分相似的，对于不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是大部分相似的。
5.3 齿根弯曲疲劳强度的计算
（1）直齿轮弯曲应力

5 各档齿轮的强度计算

式中， ----弯曲应力（MPa）；
----传递转矩(N.mm)；
K----载荷系数，可近似取K=1.6；
----为齿宽系数，可取=1；
----小齿轮齿数；
m----模数；
----齿形系数；
----应力矫正系数。
在本设计中，常啮合齿轮、一档齿轮及倒档采用直齿圆柱齿轮。下面对其进行计算，。

=119000N.mm
对于常啮合齿轮，查得：=3.23, =2.428；
=1.38，=1.657
则 =236.48Mpa
=129.3MPa
直齿轮的许用弯曲应力

式中，----弯曲疲劳寿命系数，查得=0.95，=0.9；
----弯曲疲劳强度极限， 查得=550Mpa, =480Mpa;
S----疲劳安全系数，取S=1.4
则 =832.57Mpa

=775Mpa
因,,故满足强度条件。
按相同的方法可算得一档和倒档齿轮的弯曲应力分别为
=100.69Mpa，=775Mpa
=158.57Mpa，=312.63Mpa
由齿轮的许用弯曲应力400 ~ 850MPa知，均满足强度条件。
（2）斜齿轮弯曲应力

下面以二档齿轮为例进行计算：
由资料查得：
=2.53, =3.02;
=1.62, =1.50
=0.78; =0.68
=58.468MPa
=169.378MPa
齿轮的许用弯曲应力：
=491.78MPa
=534.28Mpa
因,,故满足强度条件。

5.4 齿面接触疲劳强度的计算
（1）直齿轮弯曲应力

式中，----直齿轮接触应力(MPa)；
----圆周分力（N），（，为传递转矩，单位N）；
----小齿轮分度圆直径()；
b----齿轮宽度；
----齿轮材料的弹性影响系数()；
K----载荷系数，可近似取K=1.5；
u----齿数比。
以一档直齿轮为例进行强度计算。

=145.24MPa

=861.97 Mpa
齿轮的接触许用应力
式中，----弯曲疲劳寿命系数，查得=1.45，=1.58；
----弯曲疲劳强度极限，查得=520Mpa, =600Mpa;
S----安全系数，取S=1
=754Mpa;
=948 Mpa;

,,故满足强度条件。
6 变速器轴的强度计算与校

6 变速器轴的强度计算与校
6.1变速器轴的结构和尺寸
6.1.1 轴的结构
轴是传动件，它主要是与齿轮连成一体的。第一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，它的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。它一般是不承受轴向力，该轴承不轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。内花键统一考虑。第一轴如图6-1所示：

图6-1 变速器第一轴

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。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档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：

一档齿轮 倒档齿轮
图6-2 变速器中间轴
6.1.2 确定轴的尺寸
确定变速器轴和尺寸，主要依据结构布置上的要求，同时考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，初步确定轴的长度主要由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式
初步选定：
第一轴和中间轴：
（6-1）
第二轴：
（6-2）
式中 ----发动机的最大扭矩，N·m
为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应具有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：
第一轴和中间轴： d/L=0.160.18；
第二轴： d/L=0.180.21。

6.2 轴的校核
确定的轴的尺寸由变速器结构布置考虑到加工和装配，如果强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。此次设计的变速器，在设计的过程中，我们都把轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，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。下面对第一轴和第二轴进行校核。
6.2.1第一轴的强度与刚度校核
第一轴在运转的过程中，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

（6-3）

式中：----扭转切应力，MPa；
T----轴所受的扭矩，N·mm；
----轴的抗扭截面系数，；
P----轴传递的功率，kw；
d----计算截面处轴的直径，mm；

[]----许用扭转切应力，MPa。
其中P =110kw，n =5700r/min,d =24mm；代入上式得：

由查表可知[]=55MPa，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：

（6-4）

式中，T ----轴所受的扭矩，N·mm；
G ----轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8.1MPa；
----轴截面的极惯性矩，，；

将已知数据代入上式可得： 。

对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。
6.2.2第二轴的校核计算
1）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：
（6-5）

（6-6）

（6-7）
式中 ----至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比3.35；
d ----计算齿轮的节圆直径为105mm；
----节点处的压力角，为16°；
----螺旋角，为30°；

----发动机最大转矩，为245N.m。
代入上式可得： ，
，
。
危险截面的受力图为：

图4-1 危险截面受力分析
水平面：（160+75）=75 =1317.4N；
水平面内所受力矩：

垂直面：
（6-8）

=6879.9N
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：
（6-9）

则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）:

（6-10）

将代入上式可得：，在低档工作时[]=400MPa，因此有：
[]；符合要求。
2）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：
（6-11）

（6-12）

式中, ----齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于；
----齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于；
E----弹性模量（MPa），（MPa），E =MPa；
I----惯性矩（），，d为轴的直径（）；
a、b----为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（）；
L----支座之间的距离（）。
将数值代入式（4-11）和（4-12）得：

故轴的全挠度为，符合刚度要求。

7同步器的设计
7.1同步器的结构
本次设计采用的同步器类型主要为锁环式同步器，其结构如下图所示：

图7-1 锁环式同步器
1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环）
5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套

如图（7-1），此类同步器的工作原理是：换档时，换档力主要是沿轴向作用在啮合套上的，使定位销和锁环移动，一直到锁环锥面与齿轮上的锥面接触为止。滑块的定位是锥面上作用有摩擦力矩，而使它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，导致的原因是作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差。使啮合套的移动受阻的原因是啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图7-2b），同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，同步过程结束时角速度也是相等的，这样就完成换档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档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图7-2d），完成同步换档。
7同步器的设计

图7-2 锁环同步器工作原理

7.2同步环主要参数的确定