变速器设计案例(DOC)

汽车专业课程设计
机械式变速器设计 (1)
1.1 变速器设计基本参数 (1)
1.2变速器设计基本方案 (1)
1.2.1变速器传动机构布置方案 (1)
1.2.2传动方案的初步确定 (1)
2.1零部件结构形式 (2)
2.1.1齿轮形式： (2)
2.1.2换挡机构形式： (2)
3.1变速器主要参数选择 (3)
3.1.1变速器传动原理图： (3)
3.1.2最大传动比： (3)
3.1.3初步分配各挡传动比 (4)
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3.1.4初选中心距A (5)
3.1.5外形尺寸 (5)
4.1齿轮参数：: (6)
4.1.1模数： (6)
4.1.2压力角α： (6)
4.1.3螺旋角β： (7)
4.1.4齿宽b： (7)
5.1各挡齿轮齿数的分配 (7)
6.1齿轮强度校核 (9)
7.1 轴设计计算 (18)
7.1.1轴的工艺要求 (18)
7.1.2 轴的校核计算 (18)
8.1 同步器及操纵机构设计 (22)
8.1.1同步器的设计 (22)
9.1 轴承及平键的校核 (23)
9.1.1 轴承选择及校核 (23)
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机械式变速器设计
1.1 变速器设计基本参数
满载质量20100 kg；
驱动轮半径Rr=0.54m；
发动机最大功率: 240kW/2500r／min
发功机最高扭矩: 810Nm/ 1500 r／min
主减速器传动比：10
最大爬坡度：0.2
1.2变速器设计基本方案
1.2.1变速器传动机构布置方案
采用中间轴式变速器传动方案。

第一轴和第二轴在同一轴线上，并且与中间轴平行。

此外还有一根倒档轴。

其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。

将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。

此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。

因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。

其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。

因此。

在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。

其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。

1.2.2传动方案的初步确定
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1.变速器第1轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第2轴前端经轴承
支撑在第1轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经同
步器将它们连接后可得直接挡。

齿轮采用常啮合齿轮传动。

2.倒档利用率不高，而且都是在停车后再挂入倒档，因此可以采用
支撑滑动齿轮作为换挡方式。

2.1零部件结构形式
2.1.1齿轮形式：
斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。

变速器中的常啮合齿轮均采用
斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器
的转动惯量增大。

直齿圆柱齿轮仅用于倒挡。

常啮合齿轮均采用
斜齿圆柱齿轮，倒挡采用直齿圆柱齿轮。

2.1.2换挡机构形式：
换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。

直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。

啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。

由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。

啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。

结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。

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采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。

其缺点是结构复杂，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。

前进挡均采用同步器，保证迅速、无冲击、无噪声换挡。

倒挡采用支持滑动齿轮换挡。

3.1变速器主要参数选择
3.1.1变速器传动原理图：
3.1.2最大传动比：
根据最大爬坡度确定： 由max 10
t g i i i =max max max max
cos sin tq t T
T i Gf G r
ηαα=+
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max e T ——最大转矩，m N T e •=810max ；
r ——车轮半径，m Rr 54.0=；
0i ——主减速器传动比，100=i ；
t η ——传动系传动效率0.9T η=；
G ——汽车重力，201009.8196.98G m g kN =•=⨯=；
f ——滚动阻力系数，查表，01.0=f ； α——最大爬坡度，︒=3.11α。

则00
.3)sin cos (0max max max 1=+≥
T
g i Ttq r
f G i ηαα 根据附着条件：max 10max tq
g T
t T i i F F r
ϕ
η=
≤
对于后轮驱动22F G m g ϕϕϕ==，265%m m =，ϕ取值范围在0.5~0.6，取5.0=ϕ 则7
.5%650max 1≤≤
T
tq g i T Rr
mg i ηϕ
则70.500.31≤≤g i 9，取1 4.5g i = 3.1.3初步分配各挡传动比
按等比级数分配：
公比 1.65 1.8q ==≈<
则各档速比为 1档：1 4.5
g i = 2挡：72
.22=g i
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3挡：3 1.65g i =
4挡：41
g i =
倒挡： 4.5r i = 3.1.4初选中心距A
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。

三轴式变速器的中心距A （mm ）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：
A K =A K 为中心距系数，货车8.6~9.6A K =，取9.0 max 810e T N m =•，1 4.5g i =，9
.0=T η
得mm A 7.133= 3.1.5外形尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。

轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 3.0~3.4A 。

货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档(2.2~2.7)A 五档(2.7~3.0)A 六档(3.2~3.5)A
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当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K A 应取给出系数的上限。

为检测方便，A 取整。

设计变速器为四档为（2.2~2.7）A ，取 2.7k L A =
mm mm A L k 36199.3607.2≈==
4.1齿轮参数：:
4.1.1模数：
齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。

而其选用的原则是，在中心距相同的条件下，选用较小的模数，就可以增加齿轮的齿数。

从货车的角度出发，减小质量比减小噪声更为重要，因此，齿轮应选用大些的模数。

变速器用齿轮模数的范围见表2-1。

表 汽车变速器齿轮的法向模数m n
车 型 乘用车的发动机排量V/L
货车的最大总质量m a /t
模数 m n /mm
2.25-2.75
2.75-
3.00
3.50-
4.50
4.50-6.00
所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，见表2-2.选用时应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。

表2-2 汽车变速器常用的齿轮模数（GB/T1357-1987） （mm ）
第一系列 1.0 1.25 1.5 - 2.0 - 2.5 - 3.0 - - - 4.0 - 5.0 - 6.0 第二系列
-
-
-
1.75
-
2.25
-
2.75
-
(3.25)
3.5
(3.75)
-
4.5
-
5.5
-
啮合套和同步器的结合齿多采用渐开线齿形。

由于工艺上的原因，同一变速器结合齿模数相同。

该车变速器的齿轮模数选为m n =5.00mm 4.1.2压力角α：
压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可
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提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。

对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角。

国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。

啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。

变速器齿轮采用压力角20︒，同步器采用30︒压力角。

4.1.3螺旋角β：
齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。

选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低斜齿螺旋角选用范围为货车变速器是18~26︒︒，取20β=︒ 4.1.4齿宽b ：
齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。

选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。

但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。

选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。

根据齿轮模数n m 大小来确定，c n b K m =， 6.0~8.5c K = 则30~42.5b mm =，取35b mm =
同步器接合齿的工作宽度可取2~4mm ，取3mm 。

5.1各挡齿轮齿数的分配
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（1）
确定1挡齿轮齿数
1挡传动比 mm m A Z n h 503.505
20cos 7.1332cos 2≈=︒
⨯⨯==β斜齿
8z 取在12~17，取812z =，则387=z
（2） 对中心距A 进行修正
（3）
确定常啮合齿轮副的齿数
由⎪⎪⎭⎪⎪⎬⎫⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧+==221
78112cos 2)(βz z m A Z Z i Z Z n 则⎩⎨
⎧==192912
z z 根据确定的齿数，精确2β 由A
z z m n 2)
(arccos 212+=β则︒=54.252β （4）
确定2挡齿轮齿数
由)1(tan tan 65
21262z z z z z ++=ββ，6
1522z z z z i =确定︒=39.166β
由⎪⎪⎭⎪⎪⎬⎫⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧+==665
61522cos 2)(βz z m A z z z z i n 则⎩⎨
⎧==331856z z 80.218
19332961522=⨯⨯==z z z z i
（5） 确定3挡齿轮齿数
8
17
21z z z z i =
133
cos 2)
(87=+=
β
z z m A n 83.412
19382981721
=⨯⨯==z z z z i
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由
)1(tan tan 43212
42z z z z z ++=ββ，4
1323z z z z i =确定︒=81.204β 由⎪⎪
⎭
⎪⎪⎬⎫⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧+==44341323cos 2)(βz z m A z z z z i n ，则⎩⎨
⎧==242643z z （6） 确定4挡齿轮齿数
4挡为直接挡 （7）
确定倒挡齿轮参数
如图，倒档轴上的倒档齿轮11z 一般在21~23，取2111=z ，，初取
1110=Z
中间轴与倒挡轴之间的中心距为()11102
1
Z Z m A ，+=
=80mm 为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮9和10的齿顶圆之
间应保持0.5mm 以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径De9应为
A D
D e e '=++2
5.02109 9e D =99mm 5.29
9-=
m D Z e =17 35.2111019112==z z z z
z z i R
列出变速器传动比如表2-1：
表2-1传动比分配表
6.1齿轮强度校核
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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。

变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：
5.3≤法m 时渗碳层深度0.8～1.2。

5.3≥法m 时渗碳层深度0.9～1.3。

5≥法m 时渗碳层深度1.0～1.3。

[9]
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48。

[10] 2、计算各轴的转矩
发动机最大扭矩为
max
e T =810N .m ，转速1500r/min ，齿轮传动效率99%，
离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。

Ι轴 1T =承离ηηmax e T =810×99%×96%=769.824N .m
中间轴 2T =121-i T 齿承ηη=769.824×0.96×0.99×29/19=1116.7N .m 倒挡轴 倒T =11-012i T 齿承ηη=1116.7×0.96×0.99×21/11=2026.14N .m Ⅱ轴
一挡 87231-=i T T 齿承ηη=1116.7×0.96×0.99×38/12=3360.8N .m 二挡 65232-=i T T 齿承ηη=1116.7×0.96×0.99×33/18=1945.7N .m 三挡 43233-=i T T 齿承ηη=1116.7×0.96×0.99×26/24=1149.8N .m 倒挡 1092-=i T T 齿承倒ηη=1116.7×0.96×0.99×17/11=1640.2N .m 3、计算各挡齿轮的受力
（1）一挡齿轮7，8的受力
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N 8.35376103858
.36032237317=⨯⨯⨯==
d T F t 3.372231012
57
.11162231028=⨯⨯⨯==
d T F t N N
5.1370220/cos 203537
6.8tan cos tan 8
7n
77=︒==
- βαt r F F
N 7.1441702/cos 2037223.3tan cos tan 8
7n
88=︒==
- βαt r F F
N 1.12876tan208.35376tan F 877t 7a ===- βF N 2.13548tan203.37223tan F 87t88a ===- βF
（2）二挡齿轮5，6的受力
N 8.23575103357
.19452235325=⨯⨯⨯==
d T F t N 6.248151018
57
.1116223626=⨯⨯⨯==
d T F t N
6.913102/cos tan208.23575cos tan n
55=︒==
βαt r F F
N 8.961120/cos 2024815.6tan cos tan n
66=︒== β
αt r F F
N 9.8580tan208.23575tan F t5a5=== βF
N 1.9032tan206.24815tan F t66a === βF
（3）三挡齿轮3，4的受力
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N 2.176********
.11492233333=⨯⨯⨯==
d T F t N 7.186111024
57
.1116223424=⨯⨯⨯==
d T F t N 5.6851cos202017689.2tan cos tan n 33===
βαt r F F
N 9.7208cos20
2018611.7tan cos tan n 44
===
βαt r F F N 3.643820tan 2.17689tan 33=== βt a F F
N 1.677420tan 7.18611tan 44=== βt a F F （4）常啮合齿轮1，2的受力
N 8.1620610195824.769223111=⨯⨯⨯==
d T F t N 8.154021029
57
.1116223222=⨯⨯⨯==
d T F t N
4.6277cos202016206.8tan cos tan 21n 11===-
βαt r F F
N 5966cos20
2015402.8tan cos tan 21n 22===-
βαt r F F N F F t a 8.589820tan 8.16206tan 2111===- β
N F F t a 2.560620tan 8.15402tan 2122===- β
（5）倒挡齿轮9，10，11的受力
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N 9.476731017
514
.202622399=⨯⨯⨯==
d T F t 倒 N 3.40607101157
.111622310210=⨯⨯⨯==
d T F t N 9.312411021
52
.16402231111=⨯⨯⨯==
d T F t 倒 N 9.173512047673.9tan tan F 9t 9=︒==αr F
N 8.147792040607.3tan tan F 01t 10=︒==αr F N 1.113712031241.9tan tan F 11t 11=︒==αr F
数据整理如下表： 4、各轴功率与转矩的计算 设轴承的传递效率为99
.0=轴承η齿轮的传递效率为97
.0=齿轮η
一轴传到中间轴
齿轮
轴承ηη⨯⨯=12P P
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中间轴传到二轴齿轮
η⨯=23P P 有变速箱齿轮传动图可知一二三倒档的一轴
和中间轴
npT 是一样的，而二轴不同。

中间轴到倒档轴齿轮η⨯=23P P 倒档轴到二轴齿轮η⨯=34P P
5、轮齿强度计算 1）轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力w σ
y
zK m K K T c f
g w 3
2πσσ=
（3-8）
式中：w σ—弯曲应力（MP a ）；
g
T —计算载荷（N .mm ）；
m —模数；
y —齿形系数，如图2-2。

f K —摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不
同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮f K =1.1，从动齿轮f K =0.9；
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σK —应力集中系数，可近似取σK =1.65；
C K —齿宽系数，取C K =7.0；
齿形系数如图2-2，可以查得：
当计算载荷
g
T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max e T 时，倒挡直齿轮许
用弯曲应力在400～850MPa ，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。

计算倒挡齿轮9,10,11的弯曲应力：
11
113
112y K z m K K T c f
w πσσ倒= =796.1MPa<400～850MPa 10
103
2102y K z m K K T c f
w πσσ= =654.3MPa<400～850MPa 993
9
2y K z m K K T c f
w πσσ倒= =703.2MPa<400～850MPa
（2）斜齿轮弯曲应力w σ
图2-2齿形系数图
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εσ
πβσK yK zm K T c n
g w 3cos 2=
（3-9）
式中：g T —计算载荷（N .mm ）；
n m —法向模数（mm ）
； z —齿数；
β—斜齿轮螺旋角（°）；
σK —应力集中系数，
σK =1.50；
y —齿形系数，可按当量齿数β3
cos z z n =在图2-2中查得；
c K —齿宽系数
c K =7.0；
εK —重合度影响系数，εK =2.0。

当计算载荷g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max e T 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MP a 范围，对货车为100～250MP a 。

计算一挡齿轮7，8的弯曲应力：
ε
σ
πβσK K y m z K T c n w 73
7317cos 2= =325.1MP a <180～350MP a εσ
πβσK K y m z K T c n w 83
828
cos 2= =343.6MP a <180～350MP a
2）轮齿接触应力σ
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+=b z g j bd E
T ρρβασ11cos cos 418
.0 （3-10）
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式中：j σ—轮齿的接触应力（MP a ）；
g T —计算载荷（N .
m ）
； d —节圆直径(mm)；
α—节点处压力角（°）；
β—齿轮螺旋角（°）；
E —齿轮材料的弹性模量（MP a ）；
b —齿轮接触的实际宽度(mm)；
z ρ、b ρ—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮αρsin z z r =、
αρsin b b r =，斜齿轮()βαρ2cos sin z z r =、()βαρ2cos sin b b r =；
z r 、b r —主、从动齿轮节圆半径(mm)。

弹性模量E =20.6×104 N·mm -2
，齿宽n c c m K m K b ===7×5=35mm 。

变速器齿轮的许用接触应力如下表： 计算二挡齿轮5，6的接触应力
31T =634.27N .m ，2T =319.18N .m
mm
65155==mz d ，mm mz d 9066==
mm 2.8220sin 2
165
sin 25sin 55==== ααρd
z r
z mm 39.5120sin 2
90
sin 26sin 66
==== ααρd b r b ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+=56531511cos 418
.0b z j bd E T ρρασ =1371.11MP a <1900～2000MP a
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⎪⎪⎭⎫
⎝⎛+=9101021011cos 418
.0b z j bd E T ρρασ
=1236.20MP a <1900～2000MP a
其他档位齿轮接触应力按同样方法计算，列表如表2-4：
表2-4 各档位齿轮接触应力
7.1 轴设计计算
7.1.1轴的工艺要求
倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。

变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。

对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。

第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58～63，表面光洁度不低于▽8。

对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。

对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。

[11] 7.1.2 轴的校核计算 1、初选轴的直径
已知中间轴式变速器中心距A =133.7mm ，第二轴和中间轴中部直径
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()A ～d 60.045.0≈，轴的最大直径d 和支承距离L 的比值：
对中间轴，L d /=0.16～0.18；对第二轴，≈L d /0.18～0.21。

第一轴花键部分直径d （mm ）可按式（4-1）初选:
3max
e T K d = （4-1）
式中：K —经验系数，K =4.0～4.6；
max
e T —发动机最大转矩（N .m ）。

第一轴花键部分直径()318106.40.4～d ==37.3-42.88mm ；第二轴最大直径()7.13360.045.0max 2⨯≈～d =60.17～80.22mm ；中间轴最大直径
()7.13360.045.0max ⨯≈～d =60.17—80.22mm.
第二轴：
21.018.02
max
2～L d =；第一轴及中间轴：18.016.0max 1～L d =。

第二轴支承之间的长度2L =267.8～416.7mm ；中间轴支承之间的长度
L =312～468.7mm ，第一轴支承之间的长度1L =207.2～268mm 。

2、轴的刚度验算
若轴在垂直面内挠度为c f ，在水平面内挠度为s f 和转角为δ，可分别用式（4-2）、（4-3）、（4-4）计算
42
2r 22r 3a F 643ELd b EIL b a F f c π=
= （4-2）
42
2223a F 643ELd b EIL b a F f t t s π=
= （4-3）
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()()43a F 643ELd a b b EIL a b ab F r r πδ-=-=
（4-4）
轴的全挠度为2.022≤+=
s c f f f mm 。

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为[]c f =0.05～0.10mm ，
[]s f =0.10～0.15mm 。

齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad 。

二轴受力弯曲示意图2-3：
图2-3 二轴受力图
（1） 第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不
大，可以不必计算。

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轴一档 mm 10.005.0～≤
mm 15.010.0～≤
mm 2.0≤
≤0.002r ad
中间轴二档 0.0389
mm 10.005.0～≤
0.0977
mm 15.010.0～≤
0.1051
mm 2.0≤
0.0001
≤0.002r ad
中间轴三档 0.0314
mm 10.005.0～≤
0.0231
mm 15.010.0～≤
0.0390
mm 2.0≤
0.0002
≤0.002r ad
常齿轮2
0.0043
mm 10.005.0～≤ 0.0257
mm 15.010.0～≤
0.0261
mm 2.0≤
0.0001
≤0.002r ad
3、轴的强度计算
输出轴的强度校核 输出轴受力图如图：
图输出轴受力图 一档时挠度最大，最危险，因此校核。

1)求水平面内支反力HA R 、HB R 和弯矩
HC
M
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HA R +HB R =9
t F
21L R L R HB HA =
由以上两式可得HA R =42773.885N ，HB R =6110.555N ，HC
M =1283.21N .m
2)求垂直面内支反力VA R 、VB R 和弯矩
VC
M 。

VA R +VB R =9
r F
L
R d F L F VB a r =+991221
由以上两式可得VA R =10236.8N ，VB R =9235.5N ，
左vc M =1939.45N .mm ，
右VC M =307.1N .
mm
按第三强度理论得：
N.m 6.369033.36666.045.193921.12832
2221322=⨯++=++=T M M M V H 左
[]MPa 400MPa 1.173323
31
=≤==
σπσd M
8.1 同步器及操纵机构设计 8.1.1同步器的设计 1、同步器概述
本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器。

此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，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。

2、同步环主要参数的确定
同步环结构参数及尺寸的确定：（如图2-7） φ=2R 锥+B×tgα； D=φ/0.8～0.85；
B=（0.25～0.40）R 锥；[13]
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D —分度圆直径 φ—同步环大端直径 α—同步环锥面角 B —同步环锥面宽
3、锁环式同步器的基本尺寸
1）由于摩擦系数μs 在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角α一般可取6°～7°30′。

对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取8°或8°30′。

[14]
2）同步环的几个结构尺寸： a.摩擦锥面的平均半径R 锥和同步锥环的径向厚度W ：
R 锥和W 的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。

设计时应在许可范围内，R 锥和W 都应该越大越好。

b.同步锥环的工作面宽度B ：
在选择B 时，应考虑：B 大时会影响同步器轴向尺寸加大，但B 的大小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。

一般在设计时，R 锥越大则B 也要相应选择大一些。

有些资料推荐的一个经验公式可做参考：B≈（0.25～0.40）R 锥。

[15]
c.同步锥环内锥面上的螺纹线：
⑴一般推荐螺纹顶宽为0.025～0.10。

⑵螺距及螺纹角：一般螺距推荐取0.6～0.75。

螺纹角一般取60°，螺
纹深可取0.25～0.40。

[16] 9.1 轴承及平键的校核 9.1.1 轴承选择及校核
对于各轴轴承的选择，因为其属于重型车，其一般常采用直径较小、容量较大，可承受高负荷的并能提高轴的支撑刚度的圆锥滚子轴承。

除了一轴的前轴承考虑到空间大小用滚针轴承，又考虑到圆锥滚子轴承一般是成对使用的，二轴前轴承不变，后轴承用带止动槽的单列向心球轴承。

一轴前轴承采用向心球轴承，二轴用外圈带止动槽的向心球轴承。

1）输出轴轴承校核
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一档时传递的轴向力最大。

计算可得：
3
/106634.78193580086.34260106010⎪
⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=εP C n L h =31144.03h ＞,h L =30000h 合
格。