汽車設(shè)計(jì)--3變速器設(shè)計(jì)

1、第三章 機(jī)械式變速器設(shè)計(jì) 本章主要學(xué)習(xí)v（1）變速器的基本設(shè)計(jì)要求；v（2）各種形式變速器的結(jié)構(gòu)布置特點(diǎn)（）；v（3）變速器主要參數(shù)的選擇 （）； v（4）變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算（）； v（5）同步器設(shè)計(jì)的基本方法；v（6）變速器操縱機(jī)構(gòu)及基本結(jié)構(gòu)元件；v（7）機(jī)械式無級變速器簡介。 第三章 機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)v 第一節(jié)第一節(jié) 概述概述v 第二節(jié)第二節(jié) 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案v 第三節(jié)第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇變速器主要參數(shù)的選擇v 第四節(jié)第四節(jié) 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算v 第五節(jié)第五節(jié) 同步器設(shè)計(jì)同步器設(shè)計(jì)v 第六節(jié)第六節(jié) 變速器操縱機(jī)構(gòu)變速器操縱機(jī)構(gòu)v 第七節(jié)

2、第七節(jié) 機(jī)械式無級變速器機(jī)械式無級變速器一、變速器的功用一、變速器的功用（1）改變傳動比，滿足不同行駛條件對牽引力的需要，使發(fā)動機(jī)盡量工作在有利的工況下，滿足可能的行駛速度要求。（2）實(shí)現(xiàn)倒車行駛，用來滿足汽車倒退行駛的需要。（3）中斷動力傳遞，在發(fā)動機(jī)起動，怠速運(yùn)轉(zhuǎn)，汽車換擋或需要停車進(jìn)行動力輸出時，中斷向驅(qū)動輪的動力傳遞。（4）必要時從變速器取力，輸出動力（取力器）。第一節(jié)第一節(jié) 概述概述二、變速器的組成二、變速器的組成v變速傳動機(jī)構(gòu)v操縱機(jī)構(gòu)三、變速器的分類三、變速器的分類四、 變速器設(shè)計(jì)要求v整車動力性、經(jīng)濟(jì)性（擋位數(shù)、傳動比）v空擋設(shè)置v倒擋設(shè)置v換擋方便、省力、迅速v工作可靠，無跳

3、擋、亂擋、換擋沖擊v工作效率高v尺寸、質(zhì)量小，維修方便。第二節(jié)第二節(jié) 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案一、傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析一、傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析v軸的形式v擋位v常嚙合齒輪對數(shù)v換擋方式v軸的支承形式v倒擋布置方式v是否采用同步器及同步器布置位置1、中間軸式變速器、中間軸式變速器v多用于FR，RR布置的乘用車和商用車上v能設(shè)置直接擋，直接擋效率高v一擋傳動比能設(shè)計(jì)較大v一軸與輸出軸轉(zhuǎn)向相同（掛前進(jìn)檔時）v零件多，尺寸、質(zhì)量大2、兩兩軸式變速器軸式變速器v結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、輪廓尺寸小v中間擋位傳動效率高、噪音低（少了中間軸、中間傳動齒輪）v不能設(shè)置直接擋，高擋位時噪音高（軸承齒輪

4、均承載），且效率略比三軸式低v一擋傳動比不可能設(shè)計(jì)的很大v輸入軸與輸出軸的轉(zhuǎn)向相反（掛前進(jìn)擋時）3. 變速器傳動布置方案分析變速器傳動布置方案分析擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置1).軸的形式及擋數(shù)軸的形式及擋數(shù)1).軸的形式及擋數(shù)軸的形式及擋數(shù)擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置2).常嚙合齒輪對數(shù)常嚙合齒輪對數(shù)擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置2).常嚙合齒輪對數(shù)常嚙合齒輪對數(shù)擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸

5、的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置3).換擋方式換擋方式v滑動齒輪v嚙合套v同步器 高擋位：同步器 低擋位/倒擋：嚙合套/滑動齒輪擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置4).軸軸的的支承形式支承形式v兩端支承（一般）v多點(diǎn)（兩端中間）支承v附加殼體支承擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置（1）.兩端支承4).軸軸的的支承形式支承形式擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置（2）.多點(diǎn)（兩端中間）支承4).軸軸的的支承形

6、式支承形式擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置（3）.附加殼體支承4).軸的軸的支承形式支承形式擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置5).倒擋布置形式倒擋布置形式倒擋齒輪形式：倒擋齒輪形式：直齒滑動齒輪倒擋的實(shí)現(xiàn)：倒擋的實(shí)現(xiàn)：傳動路線中加入一個中間齒輪；聯(lián)體齒輪擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置6).同步器的布置位置同步器的布置位置v對于兩軸式 低擋同步器布置在輸出軸上（輸出軸齒輪大） 高檔同步器布置在輸入軸上（輸入軸齒輪大）

7、v對于中間軸式 大部分布置在輸出軸上 少數(shù)的布置在中間軸上擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置同步器布置分析（同步器布置分析（1）擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置同步器布置分析（同步器布置分析（2）擋位 軸的形式 常嚙合齒輪對數(shù)換擋方式 軸的支承形式 倒擋布置是否采用同步器及同步器布置位置7).變速桿換擋位置和順序變速桿換擋位置和順序8).其他問題其他問題（1 1）發(fā)動機(jī)橫置與縱）發(fā)動機(jī)橫置與縱置的兩軸變速器方案置的兩軸變速器方案如圖所示發(fā)動機(jī)橫置的兩軸變速器方案有沒有問題？如圖

8、所示發(fā)動機(jī)橫置的兩軸變速器方案有沒有問題？（2 2）超速擋的設(shè)置）超速擋的設(shè)置比功率大的汽車在路況良好，汽車不需要頻繁加減速的情況下，由于汽車驅(qū)動能力不需為加速留出很大的余地，使用超速擋能讓發(fā)動機(jī)工作在接近最經(jīng)濟(jì)狀態(tài)的滿負(fù)荷情況。行駛同樣的路程，使用超速檔時曲軸轉(zhuǎn)的圈數(shù)要少于使用直接檔時曲軸轉(zhuǎn)的圈數(shù)，這樣就減少了由于活塞上下運(yùn)動所造成的摩擦損失，減少了單位行駛里程的油耗。 缺點(diǎn)：與直接擋相比，使用超速擋會使傳動效率變低，工作噪聲增加。二、零、部件結(jié)構(gòu)方案分析二、零、部件結(jié)構(gòu)方案分析1、齒輪形式：、齒輪形式： 直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪2、變速器軸承、變速器軸承球軸承，滾針軸承，圓柱滾子，圓錐滾

9、子軸承，滑動軸套 1、第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔，尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。2、變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔，空間足夠，采用球軸承。3、第二軸后端常采用球軸承，承受軸向力和徑向力。4、中間軸由前或后圓柱滾子軸承承受齒輪產(chǎn)生的軸向力。5、常嚙合齒輪的軸孔：滾針軸承，滑動軸套。3、 防止自動脫擋的措施防止自動脫擋的措施 接合齒端部超過被接合齒13mm 齒厚切薄接合面加工成錐角第三節(jié)第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇變速器主要參數(shù)的選擇v擋數(shù)v傳動比范圍v中心距Av外形尺寸v軸的直徑v齒輪參數(shù)v齒數(shù)分配一、擋數(shù)一、擋數(shù)增加變速器的擋數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性。擋數(shù)越多，變

10、速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進(jìn)行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。因?yàn)楦邫n工作頻繁。二、傳動比范圍二、傳動比范圍1、變速器的傳動比范圍：指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。2、最高擋傳動比的選取：直接擋1.0，超速擋0.70.8。3、最低擋傳動比選?。河绊懸蛩兀喊l(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩、最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速；驅(qū)動輪與路面間的附著力

11、；主減速比與驅(qū)動輪的滾動半徑；汽車的最低穩(wěn)定車速。4、目前乘用車的傳動比范圍在34.5之間，輕型商用車在58之間，其它商用車則更大。maxmaxFiftFF TeagiTrmi0maxmax1maxmax01maxsincosgmgfmriiTaaTgeZFtmaxminminmax1377. 0agVrni三、中心距三、中心距Av定義：對中間軸式變速器, 中間軸與第二軸之間的距離；對兩軸式變速器, 輸入軸與輸出軸之間的距離。v對變速器性能的影響：1.影響變速器的外形尺寸,體積和質(zhì)量大??；2.影響輪齒的接觸強(qiáng)度； 中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短。 最小允許中心距由保證齒輪有必要的接觸

12、強(qiáng)度來確定。vA的選取原則：中心距取大：有利于軸承的布置和殼體的強(qiáng)度。 有利于安排一擋小齒輪齒數(shù)，此齒數(shù)不能過少。中心距過?。狠S的長度相對增加，軸的剛度受影響。)15. 3(11418. 0bzjbFE1.中間軸式變速器中心距中間軸式變速器中心距A的確定的確定初選中心距A時，可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算2乘用車變速器中心距乘用車變速器中心距A的確定的確定FF和 FR乘用車的變速器中心距A，也可以根據(jù)發(fā)動機(jī)排量與變速器中心距A的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選。3.原則上，總質(zhì)量小的汽車，變速器中心距也小些。四、外形尺寸四、外形尺寸v橫向尺寸 根據(jù)齒輪直徑、倒擋中間過渡齒輪及換檔機(jī)構(gòu)的布置確定。v軸向尺寸 與檔位數(shù)、齒輪形式

13、、換檔機(jī)構(gòu)、同步器數(shù)等有關(guān)。 乘用車 (3.03.4)A 商用車 (2.22.7)A (4檔) (2.73.0)A (5檔) (3.23.5)A (6檔) 五、齒輪參數(shù)五、齒輪參數(shù) 1、模數(shù)、模數(shù)mm=d/zv模數(shù)選擇原則： A=m(z1+z2)/2一定時 1)為傳動平穩(wěn)，噪音小，應(yīng)采用小模數(shù)，z=z1+z2增多，同時增加齒寬。 2)為減小質(zhì)量，應(yīng)采用大模數(shù)，z=z1+z2減少，同時減少齒寬。 3)在強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)允許的條件下，應(yīng)選取較小的模數(shù)。 4)當(dāng)中心距較大、載荷平穩(wěn)、轉(zhuǎn)速較高時，可取小值，否則取大值。在一般動力傳動中，模數(shù)不應(yīng)小于2mm。 5)乘用車考慮平穩(wěn)性，選小模數(shù)。商用車考慮強(qiáng)度和減

14、小質(zhì)量，選大模數(shù)。 6)不同檔位齒輪選不同模數(shù)，以保證強(qiáng)度。嚙合套和同步器接合齒的模數(shù)多數(shù)采用漸開線齒輪。同一變速器的接合齒模數(shù)相同，有利于簡化工藝。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換檔。 取值范圍：乘用車和總質(zhì)量在1.814t的商用車，2.03.5mm； 總質(zhì)量大于14t的商用車，3.55.0mm。模數(shù)的選用模數(shù)的選用微型、普通級轎車 中級轎車 中型貨車 重型貨車 2.252.75 2.753.00 3.54.5 4.56.0乘用車商用車1）壓力角較小，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；2）壓力角較大，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。3）因國標(biāo)壓力角規(guī)定為20 ，故變速器齒輪用20,嚙合套或

15、同步器的接合齒壓力角用30。2、壓力角、壓力角 3 3、螺旋角、螺旋角選擇原則：大?。?1）螺旋角增大，齒輪重合度增加，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪音低； 2）從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)選用較大螺旋 角，但大于30度后抗彎強(qiáng)度驟然下降。 3）中間軸上的不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的， 以平衡軸向力，延長軸承壽命。旋向： 中間軸上全部齒輪的螺旋方向一律取為右旋，則第 一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。 2cossin;cos211418. 0zzgbzjrTFbFE法向力：15 25中間軸的軸向力平衡中間軸的軸向力平衡中間軸上兩個斜齒輪的軸向力111tannaFF222tannaFF2121tantan

16、rr為使兩軸向力平衡，必須滿足 2211rFrFnn中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩相等，即中間軸齒輪右旋，軸向力平衡可減小軸承負(fù)荷，延長壽命；一、二軸齒輪左旋，使軸向力由軸承傳遞到殼體上，避免兩軸卡死。4、齒寬、齒寬b考慮因素：齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。選擇原則：1）較小的齒寬：減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，斜齒輪傳動平穩(wěn)性變差弱，工作應(yīng)力增加。2）較大的齒寬：軸的變形會使齒輪傾斜，齒輪沿齒寬方向受力不均勻，磨損不均勻。3)通常跟據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。 直齒：b=Kcm, Kc為齒寬系數(shù)，取為4.58.0 斜齒：b= Kcmn，Kc取6.0

17、8.5 5 5、變位系數(shù)的選擇原則、變位系數(shù)的選擇原則 采用變位的原因：1）避免齒輪產(chǎn)生根切2）配湊中心距3）通過變位影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪的種類：高度變位和角度變位。1）高度變位：齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時增加一對齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。2）角度變位：齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。 角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。 根據(jù)中心距確定齒數(shù)和Zh=Z7+Z8六、各擋齒輪齒數(shù)的分配六、各擋齒輪齒數(shù)的分配1 1、確定一擋齒輪的

18、齒數(shù)、確定一擋齒輪的齒數(shù)Z Z7 7,Z,Z8 8 先確定Z8 ：乘用車用車Z8=1517，商用車Z8=1217。由Z7=Zh-Z8 得到Z7。常嚙合傳動齒輪2 2、對中心距進(jìn)行修正、對中心距進(jìn)行修正 取整后，中心距有了變化；應(yīng)根據(jù)Zh和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距；以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 3、確定常嚙合傳動齒輪副的、確定常嚙合傳動齒輪副的 齒數(shù)齒數(shù)Z1，Z2。直齒輪直齒輪斜齒輪斜齒輪4 4、確定其他各擋的齒數(shù)、確定其他各擋的齒數(shù) （以二擋齒輪為例）（以二擋齒輪為例）直齒：解兩方程式求出z5,z6。用取整后的z5,z6計(jì)算中心距，若與中心距A有偏差，通過齒輪變位來調(diào)整。斜齒

19、：采用試湊法:初選螺旋角6， z5,z6， 檢查是否滿足軸向力平衡的關(guān)系。5、確定倒擋齒輪齒數(shù)確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪的模數(shù):與一檔相同。 倒擋齒輪Z10的齒數(shù)，一般在2122之間。初選Z10后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距A ，再確定Z9。 特別注意：應(yīng)保證倒擋齒輪不應(yīng)發(fā)生運(yùn)動干涉。齒輪8和9的齒頂圓之間應(yīng)保證有0.5mm以上的間隙。中間軸式變速器中間軸式變速器齒輪齒數(shù)確定方法小結(jié)齒輪齒數(shù)確定方法小結(jié)v1 1、確定一擋齒輪的齒數(shù)、確定一擋齒輪的齒數(shù)v2 2、對中心距進(jìn)行修正、對中心距進(jìn)行修正v3 3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)v4 4、確定其他各擋的齒數(shù)、確定

20、其他各擋的齒數(shù)v5 5、確定倒擋齒輪齒數(shù)、確定倒擋齒輪齒數(shù)兩軸式變速器如何確定齒輪齒數(shù)？第四節(jié)第四節(jié) 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 一、齒輪的損壞形式 ： 輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：大沖擊載荷彎曲折斷；重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋折斷。 齒面點(diǎn)蝕：齒面相互擠壓，齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。換檔齒輪端部破壞：由于換檔時兩個進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 二、齒輪強(qiáng)度計(jì)算二、齒輪強(qiáng)度計(jì)算 1、齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 2、輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算cos;2:11ngfz

21、mddTFbtyKKKF圓周力2cossin;cos211418. 0zzgbzjrTFbFE法向力：三、軸的計(jì)算三、軸的計(jì)算 (一一)初選軸的直徑初選軸的直徑d 中部的直徑 d=0.45A 花鍵處的直徑 K為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K：4.04.6d與軸的支承距離L應(yīng)滿足： d/L=0.160.18 （中間軸式） d/L=0.180.21 （二軸式）3maxeTKd (二二)軸的剛度驗(yàn)算軸的剛度驗(yàn)算撓度和轉(zhuǎn)角的產(chǎn)生撓度的影響：使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞齒輪的正確嚙合；轉(zhuǎn)角的影響：使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。驗(yàn)算原則：每個擋位都應(yīng)進(jìn)行驗(yàn)算：擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力

22、到支點(diǎn)的距離也有變化。（三）、軸的強(qiáng)度計(jì)算（三）、軸的強(qiáng)度計(jì)算軸受轉(zhuǎn)矩和彎矩的共同作用：轉(zhuǎn)矩：齒輪圓周力 TnTn彎矩：齒輪軸向力 水平面內(nèi)Ms齒輪徑向力 垂直平面內(nèi)Mc222nSCTMMM 332dMWM第五節(jié)第五節(jié) 同步器設(shè)計(jì)同步器設(shè)計(jì)一、同步器的種類： 常壓式 慣性增力式 慣性式慣性式同步器1、鎖銷式同步器 優(yōu)點(diǎn)：零件數(shù)量少摩擦轉(zhuǎn)矩大缺點(diǎn)：軸向尺寸大2、鎖環(huán)式同步器 鎖環(huán)式同步器工作過程 二、同步器參數(shù)的確定sinFfRMm1、摩擦因素f摩擦因數(shù)與選用的材料、工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因素有關(guān)。 2、同步環(huán)主要尺寸的確定(1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 (2)錐面半錐角 越小，摩擦

23、力矩越大； 過小，易產(chǎn)生錐面自鎖。應(yīng)有：ftan(3)摩擦錐面平均半徑R R越大，則摩擦力矩越大。 R受結(jié)構(gòu)限制不能取很大。 原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。(4)錐面工作長度b Mm=p.(2 R).b.f.RsinFfRMm3、鎖止角 原則：正確選取的鎖止角，應(yīng)保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換檔。影響鎖止角選取的因素：v 摩擦因數(shù)；v擦錐面的平均半徑；v鎖止面平均半徑；v錐面半錐角；sintanrfR4、同步時間t原則：同步器工作時，達(dá)到同步的時間越短越好。影響因素：v 同步器的結(jié)構(gòu)尺寸；轉(zhuǎn)動慣量；變速器輸入軸、輸出軸 的角速度差；作用在同步器摩擦錐面上的軸

24、向力。選取：v 對乘用車，高檔取0.150.30s，低檔取00.80s;v 對商用車，高檔取0.300.80s，低檔取1.001.50s。)11(sin1kkeriiFfRJt三、同步器的計(jì)算摩擦力矩的計(jì)算 tJtJMabrrm)()(11kekeriitJ)11(1kkeriitJgsSiFF 1）由換檔時為保證沒有沖擊而計(jì)算的摩擦轉(zhuǎn)矩2）由作用在換檔桿上的換擋力而計(jì)算的摩擦轉(zhuǎn)矩sinFfRMm3）兩摩擦轉(zhuǎn)矩的比較)11(sin1kkeriitJFfR4）求同步時間)11(sin1kkeriiFfRJt5 5）、同步器應(yīng)滿足的鎖止條件）、同步器應(yīng)滿足的鎖止條件 為防止連接件在轉(zhuǎn)動角速度相等以前接合換擋，應(yīng)滿足什么條件？鎖環(huán)產(chǎn)生摩擦力矩Mm傾斜的鎖止面產(chǎn)生撥環(huán)力矩MbbmMM sinFfRMmrFbtanMrFFfRtansinsintanrfRF F