汽車設(shè)計(jì)-第三章

第三章機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)第一節(jié)概述第二節(jié)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案第三節(jié)主要參數(shù)的選擇第四節(jié)變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算第五節(jié)同步器設(shè)計(jì)第六節(jié)變速器操縱機(jī)構(gòu)第七節(jié)變速器結(jié)構(gòu)元件回主目錄第一節(jié)概述一、功用：1、改變汽車傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比i∑，變速變扭，使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況下工作，使汽車適應(yīng)不同工況的要求。2、實(shí)現(xiàn)倒駛。3、實(shí)現(xiàn)空檔、在滑行和停車時(shí)分離發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系。4、需要時(shí)有動(dòng)力輸出功能。二、組成：主要由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。三、變速器設(shè)計(jì)應(yīng)滿足的基本要求1、保證汽車有必要的動(dòng)力性，經(jīng)濟(jì)性。2、設(shè)置空檔，用來切斷動(dòng)力。3、設(shè)置倒檔。4、設(shè)置動(dòng)力輸出裝置。5、換檔迅速、省力、方便。6、工作可靠，無跳檔、亂檔和換檔沖擊現(xiàn)象。7、η高。8、工作噪聲低。9、尺寸小，質(zhì)量小，成本低，維修方便。四、類型1、按換檔方式分：1）掛結(jié)式：移動(dòng)齒輪、嚙合套或同步器換檔，簡單，但有沖擊，換檔時(shí)需要切斷動(dòng)力。2）摩擦式：利用摩擦元件（換檔離合器、換檔制動(dòng)器）換檔，操縱方便、無沖擊，可不切斷動(dòng)力，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本高。2、按齒輪輪系來分：1）固定軸式（定軸傳動(dòng)）；2）旋轉(zhuǎn)軸式（行星傳動(dòng)），用于重型載重汽車的副變速器及液力機(jī)械式變速器。3、按前進(jìn)檔數(shù)不同來分：有3、4、5檔及多檔變速器。五、發(fā)展趨勢1、加強(qiáng)設(shè)計(jì)工作的系列化，通用化。如在4檔變速器基礎(chǔ)上，附加一個(gè)副箱體，使檔數(shù)變成5檔。2、操縱機(jī)構(gòu)從手動(dòng)向半自動(dòng)、自動(dòng)、電子操縱方向發(fā)展?；啬夸?/p>

第二節(jié)變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案一、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)分類二、兩軸式與中間軸式變速器三、檔數(shù)檔數(shù)的選擇※要求相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下，且高檔區(qū)要比低檔區(qū)的小，以使換檔容易。四、兩軸式和中間軸式變速器的主要區(qū)別1、檔數(shù)相同條件下主要區(qū)別有四點(diǎn)：1）、常嚙合齒輪對數(shù)不一樣，高檔用常嚙合，低檔可用可不用。2）、換檔方式不一樣。3）、倒檔傳動(dòng)方案不一樣。4）、檔位布置位置順序不一樣。中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案比較

2、換檔方式采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，可以用同步器或嚙合套換檔，或者對同一變速器，兩種方式都用，此時(shí)，檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。3、倒檔1）使用特點(diǎn)：（1）

次數(shù)少（2）

時(shí)間短（3）

停車換倒檔2）常見換倒檔方式：（1）

直齒滑動(dòng)齒輪………用得多（2）

同步器………………用的少4）倒檔軸位置與受力分析①倒檔齒輪（軸）位于變速器左側(cè)受力如a)圖所示。②倒檔齒輪（軸）位于變速器右側(cè)受力如b)圖所示。經(jīng)比較可知：a)圖所示方案倒檔軸受力較大，所以用的相對少些。5）、檔位布置位置的順序應(yīng)當(dāng)考慮下列因素：（1）高檔用的多，輪齒會因接觸應(yīng)力高而出現(xiàn)表面點(diǎn)蝕損壞。所以，應(yīng)該將高檔布置在齒輪偏轉(zhuǎn)角較小處，以保證有較好的嚙合狀態(tài)。偏轉(zhuǎn)角較小處應(yīng)該在軸支承的中部。（2）低檔速比大，齒輪上的作用力大，為使軸的變形小些，應(yīng)當(dāng)將低檔布置在后支承處。五、零、部件結(jié)構(gòu)方案分析

1、齒輪形式

2、換檔機(jī)構(gòu)形式3、防止自動(dòng)脫檔的措施自動(dòng)脫檔是變速器的主要故障之一，為了解決此問題，除了在操縱機(jī)構(gòu)上采用鎖定機(jī)構(gòu)、互鎖機(jī)構(gòu)和聯(lián)鎖機(jī)構(gòu)外，還在齒輪結(jié)構(gòu)上采取如下比較有效的方案：1）將兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開如圖Fig.3-9，使接合齒的端部超過被接合齒1~3mm，因擠壓和磨損在端部形成凸肩，可阻止接合齒自動(dòng)脫開；2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3~0.6mm)，換檔后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動(dòng)脫檔，如Fig.3.10。3）將嚙合齒的工作面加工成錐面形成倒錐角（一般20~30）使接合齒產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫檔的軸向力如圖Fig.3-11。4、軸承

1）變速器軸承的工作特點(diǎn)（1）因?yàn)樽兯倨鹘Y(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，使用中載荷是變化的，而且變化范圍大，工作時(shí)間長，所以要求選用的軸承既要直徑尺寸小，又要能承受比較高的負(fù)荷，而且容量要足夠大。（2）能承受徑向力，有些部位還有軸向力作用。（3）軸承直徑受中心距影響，對殼體后壁處、兩軸承孔之間剩余壁厚尺寸不小于6～20mm。

2）變速器常用軸承形式

例：中間軸式變速器回目錄

第三節(jié)主要參數(shù)的選擇

一、擋數(shù)有增加的趨勢。1、轎車：4~5個(gè)擋，級別高的轎車用5個(gè)擋。2、貨車：5~6個(gè)擋或多擋：2~3t貨車常用5個(gè)擋；4~8t貨車6個(gè)擋。3、重型貨車和越野車用多擋6個(gè)；相鄰擋傳動(dòng)比1.8，且高檔比低檔?。ㄒ蚋邠跏褂妙l繁）。二、傳動(dòng)比范圍是指最低檔傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比之比。與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、Vemax、使用條件有關(guān)。1、轎車：3~4;2、貨車：5~6。三、中心距AA～指二軸與中間軸中心線之間的距離。1、影響中心距的因素四、外形尺寸

1、橫向尺寸影響橫向尺寸的因素有：1）齒輪直徑2）倒檔齒輪直徑3）殼體壁厚及其與齒輪之間的間隙4）換檔機(jī)構(gòu)尺寸

2、軸向尺寸（殼體）

可由中心距A近似估算。五、軸的直徑

1、工作特點(diǎn)傳遞轉(zhuǎn)矩，承受軸向力、徑向力、結(jié)果軸會產(chǎn)生彎曲變形，破壞輪齒的正確嚙合，導(dǎo)致磨損↑，噪聲↑，壽命↓。因此，要求：軸有足夠的剛度和強(qiáng)度。2、軸直徑的初步確定如中間軸式變速器，各軸直徑可按下表提供的數(shù)據(jù)初定。

六、齒輪參數(shù)

1、模數(shù)1）選取m(mn)的主要影響因素

2）選取m(mn)應(yīng)遵守的原則（1）轎車減少噪聲有較大意義，應(yīng)選用小m(mn)；（2）貨車減少質(zhì)量有較大意義，應(yīng)選用大m(mn)；（3）低檔齒輪選用大m(mn)，增加輪齒強(qiáng)度；（4)高檔選用小些的m(mn)；（5）

符合國標(biāo)GB1357－87的規(guī)定。

2、壓力角α

1）影響α選取的主要因素

2）選取α應(yīng)遵守的原則（1）轎車要加大重合度，降低噪聲，應(yīng)選用小些α，轎車高擋齒輪用14.50、150、160、16.50。（2）貨車增大齒輪承載能力更重要，應(yīng)選用大些α，常采用22.50、250。（3）符合國家標(biāo)準(zhǔn)

3）實(shí)際應(yīng)用的α國家規(guī)定齒輪壓力角：α=200嚙合套接合齒α=300

3、螺旋角β1）影響選取β的因素

2）選取β應(yīng)遵守的原則（1）轎車變速器齒輪的β>貨車齒輪β；（2）∵β〉300時(shí)，抗彎強(qiáng)度↓，∴低檔齒輪不宜選用大的β；（3）∵β〉300時(shí)，接觸強(qiáng)度繼續(xù)↑，∴高檔齒輪應(yīng)選用大些的β；（4）中間軸上有兩齒輪同時(shí)工作，應(yīng)力求使它們產(chǎn)生的軸向力抵消，以減輕軸承負(fù)荷。如下圖：上式為中間軸上，兩斜齒齒輪軸向力平衡應(yīng)滿足的條件。當(dāng)中間軸的軸向力不大時(shí)，可將中間軸上的全部斜齒輪的螺旋方向應(yīng)一律做成右旋，第一、二軸上的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。一、倒檔為直齒時(shí)，中間軸上的軸向力無法抵消，但其使用少。此時(shí)，二軸無軸向力作用。

3）選用范圍4、齒寬b1）影響b的選取因素※影響斜齒輪工作平穩(wěn)性的因素有：1、齒輪寬度，越寬，平穩(wěn)性↑2、螺旋角β，↑β，平穩(wěn)性↑3、壓力角α，α小，平穩(wěn)性↑∵α=200,∴主要影響因素是1和2。用↑β的方法來彌補(bǔ)b減小的不足，雖然可行，但軸向力↑，軸承壽命↓

2）b的取值范圍5、齒輪變位系數(shù)的選取原則1）齒輪變位的目的：（1）避免齒輪根切和干涉；（2）配湊中心距A；（3）改善嚙合條件，提高輪齒強(qiáng)度。要求中間軸、第二軸上各對齒輪的A必須相同，若mn相同，則各對齒輪的齒數(shù)和也相同。常常因?yàn)闈M足傳動(dòng)比的需要，引發(fā)各對齒輪的齒數(shù)和不相同，所以要進(jìn)行齒輪變位保證A相同。

2）齒輪變位的分類注：當(dāng)實(shí)際中心距等于已定中心距時(shí)選用高度變位；當(dāng)實(shí)際中心距與已定中心距不等時(shí)選取角度變位。

3）選取變位系數(shù)應(yīng)遵守的原則主要按提高接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度和耐磨性來選擇和分配。

（1）對Zh=(Z1+Z2)多的齒輪副，若采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)，則對Zh少的齒輪副應(yīng)該采用正角度變位。這是因?yàn)榻嵌茸兾荒塬@得良好的嚙合特性及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)。（2）對高檔齒輪，其主要破壞形式是齒面疲勞剝落，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。應(yīng)使之εc盡可能取大些，以使σj降低（↑εc，則齒廓曲率半徑ρz、ρb↑）。（3）對低檔齒輪，應(yīng)從保證大、小輪齒危險(xiǎn)斷面齒厚相等條件來選ε1和ε2，其中小齒輪的ε1>0。（4）齒數(shù)少，有根切時(shí)應(yīng)選取正變位修正。4）實(shí)際應(yīng)用結(jié)果（1）除倒擋、低檔（一、二擋）以外各擋的εc，均選用較小值，以利獲得低噪聲傳動(dòng)。如：最高擋及一軸齒輪副的εc約在-0.2～0.2（2）擋位愈低，εc也應(yīng)該逐漸加大，以獲得高強(qiáng)度。如：一擋齒輪的εc可在1.0以上。七、各檔齒輪齒數(shù)的分配

1、確定一檔齒輪的齒數(shù)已知：ig、A、m(mn)、βi1=（1）首先計(jì)算Zh=Z7+Z8取整數(shù)

其次分配Z7、Z8。

1)

考慮到Z8減小，則Z7/Z8比值增大，在i1已定的條件下，Z2/Z1就小，于是Z1可多取些齒，便于在Z1內(nèi)裝第二軸的前支承軸承，并使齒輪輪輻有足夠的厚度。2)要求Z1齒輪的外徑<軸承孔直徑，以便于裝配。根據(jù)上表選定Z8后，計(jì)算Z7=Zh-Z8

2、修正中心距A修正A的原因：Zh被圓整過；受變位系數(shù)影響。

→精確到小數(shù)點(diǎn)后兩位。3、確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)Z1、Z2

(2)(3)

(2)與(3)聯(lián)立，得Z1、Z24、確定Z5、Z6等

1）設(shè)二檔齒輪為直齒，且m與一檔齒輪相同，則：

(4)與(5)聯(lián)立，得Z5、Z62）設(shè)二檔為斜齒輪，且螺旋角為β6（未知）

考慮到中間軸上斜齒輪軸向力相互抵消，還要滿足：

聯(lián)立(4)、(6)、(7)，得Z5、Z6、β6回目錄5、確定倒檔Z9、Z10與上述確定方法相似，但要檢查運(yùn)動(dòng)干涉問題。1)一、倒擋齒輪常選用相同的模數(shù)，一般倒擋齒輪Z10=21~23，初選Z10后，計(jì)算出中間軸和倒擋軸之間中心距A′=1/2m(Z8+Z10)；2)要檢查掛倒擋時(shí)的運(yùn)動(dòng)干涉問題：Z8和Z9的齒頂圓間隙應(yīng)大于0.5mm，則Z9的頂圓直徑應(yīng)滿足：De9/2+0.5+De8/2=A′即：De9＝2A′－De8－1

通過選取適當(dāng)?shù)凝X輪變位系數(shù)和齒數(shù)，使De9滿足上式?；啬夸浀谒墓?jié)變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算一齒輪損壞形式

1輪齒折斷

輪齒折斷的原因：1）沖擊載荷作用2）重復(fù)載荷作用，根部出現(xiàn)疲勞裂紋，逐漸加深擴(kuò)展，最后折斷。

第一種情況發(fā)生較少，第二種情況出現(xiàn)較多。2齒面疲勞點(diǎn)蝕剝落

齒面疲勞點(diǎn)蝕剝落產(chǎn)生的原因：工作時(shí)齒面相互擠壓，使存在于齒面細(xì)小裂縫中 的潤滑油升壓→裂縫擴(kuò)大→齒面表層有塊狀剝落形 成麻點(diǎn)。麻點(diǎn)破壞了齒形，使之誤差加大，工作時(shí)又出現(xiàn)動(dòng)載荷→輪齒折斷。3滑動(dòng)換檔齒輪端部破壞滑動(dòng)換擋齒輪（一、倒擋）的端部在沖擊載荷作用下受到破壞。二、

輪齒強(qiáng)度計(jì)算公式齒輪形式

彎曲應(yīng)力計(jì)算公式許用應(yīng)力N/mm2

式中符號說明

直齒斜齒

直齒輪

400～850Tg-計(jì)算載荷。取第一軸上Temax；z—齒數(shù)；Kc—齒寬系數(shù)；y—齒形系數(shù)；Kσ-應(yīng)力集中系數(shù)

斜齒輪轎車180~350貨車100~250Kσ=1.65m—模數(shù)；Kf—摩擦力影響系數(shù)Kf主=1.1Kf從=0.9Kσ=1.5mn為法面模數(shù)；β為螺旋角；Kε—重合度影響系數(shù)，Kε=2.02、輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算F～齒面上的法向力（N），F(xiàn)=F1/(coscos)；F1～圓周力(N)，F(xiàn)1=2Tg/d；～節(jié)點(diǎn)處的壓力角，度；～齒輪的螺旋角，度；E～彈性模量，N/mm2；b～齒輪接觸實(shí)際寬度，mm(斜齒輪用b/cosβ代入）；ρz、ρb～主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，計(jì)算如下：分析可知：當(dāng)α和β不變條件下，↑rz和rb，則ρz、ρb↑，即ρz∝rz，ρb∝rb。結(jié)合計(jì)算σj公式，能判斷ρz、ρb↑后，σj↓?！遰z+rb=A，∴只有↑A才能↑ρz和ρb。

計(jì)算F時(shí)取作用到第一軸上的載荷為Temax/2。

許用應(yīng)力見表3-1。

3、齒輪用材料熱處理后采用磨齒工藝，來消除熱處理后的變形和應(yīng)力。磨齒的優(yōu)點(diǎn)：1齒輪精度得到提高→傳動(dòng)平穩(wěn)性↑、效率↑2彎曲疲勞壽命比剃齒高（剃齒在熱處理前進(jìn)行）主要用材料：20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5

表面硬度滲碳后達(dá)到58～63HRC；芯部硬度33～48HRC。

三、軸的強(qiáng)度計(jì)算1）強(qiáng)度要求

軸具有足夠強(qiáng)度要求的同時(shí)，還應(yīng)有足夠的剛度。軸的剛度不足影響：（1）齒輪的正確嚙合使之強(qiáng)度↓（2）齒輪的耐磨損性能↓（3）齒輪的工作噪聲↑2）垂直面內(nèi)軸的撓度fc

（1）fc=f1c+f2c，說明中心距A↑，嚙合變壞。（2）如果齒輪在支承點(diǎn)附近，齒輪還會像圖示那樣偏斜，而且越靠近支承點(diǎn)處這種偏斜越嚴(yán)重，齒輪嚙合遭受嚴(yán)重破壞。3）軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角，使相互嚙合的一對齒輪歪斜如圖所示：δ1、2s=δ1s+δ2s,會導(dǎo)致齒輪相互歪斜，使其沿齒長方向壓力分布不均勻，影響齒輪的強(qiáng)度和耐磨性。4)剛度驗(yàn)算(1)求取支點(diǎn)反力，確定計(jì)算載荷

求取支點(diǎn)反力的特點(diǎn):

i.對于中間軸式變速器，按下述順序求支點(diǎn)反力：第二軸支點(diǎn)反力→第一軸支點(diǎn)反力、中間軸支點(diǎn)反力。ii.計(jì)算檔位，全部檔位的支反力都要計(jì)算?！卟煌瑱n位的圓周力、徑向力、軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也不相同。

計(jì)算載荷：

取作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩為Temax.(2)驗(yàn)算舉例(如圖)全撓度f：≤0.2mm分析：

由計(jì)算公式可知，fc、fs與δ三項(xiàng)均與I成反比，即與d4成反比。故少許↑d，能較明顯↓fc、fs與δ。通常fmax在L/2處附近，δmax在靠近支座處附近。

5）強(qiáng)度驗(yàn)算

d—軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑W—抗彎截面系數(shù)

低檔時(shí)[σ]≤400N/mm26）材料：與齒輪用材料相同或用中碳鋼制造?；啬夸浀谖骞?jié)同步器設(shè)計(jì)一、同步器分類常壓式————結(jié)構(gòu)簡單，不能保證在同步狀態(tài)下?lián)Q檔，已淘汰。慣性式————結(jié)構(gòu)復(fù)雜，保證在同步狀態(tài)下?lián)Q檔， 應(yīng)用廣泛。慣性增力式——結(jié)構(gòu)復(fù)雜，保證在同步狀態(tài)下?lián)Q檔， 轉(zhuǎn)矩容量大。

二、慣性式同步器

共同特點(diǎn)是都有：1.摩擦元件—用來使兩個(gè)轉(zhuǎn)速不同的元件，通過摩擦作用達(dá)到n1=n22.鎖止元件—用來防止同步前換入檔位3.彈性元件—不換檔時(shí)使同步環(huán)保持在中立位置

摩擦元件、鎖止元件、彈性元件鎖銷式鎖環(huán)式（滑塊式）

鎖銷式和鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)

多維式同步器鎖止面仍在同步環(huán)的接合齒上，只是在原有的兩個(gè)錐面之間再插入兩個(gè)輔助同步錐；錐表面的有效摩擦面積成倍增加，同步轉(zhuǎn)矩也相應(yīng)增加，因而具有較大的轉(zhuǎn)矩容量和低的熱負(fù)荷；改善了同步效能，增加了可靠性，并使換檔力大為減少；若保持換檔力不變，則可縮短同步時(shí)間。

三、慣性增力式同步器稱為波舍(Porsehe)式同步器Fig.3-19；能可靠地保證只在同步狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換檔；只要嚙合套和換檔齒輪之間存在轉(zhuǎn)速差，彈簧片的支承力就阻止同步環(huán)縮小，從而阻止嚙合套移動(dòng)；只有在轉(zhuǎn)速差為零時(shí)，彈簧片卸除載荷，對同步環(huán)的縮小失去了阻力，才能實(shí)現(xiàn)換檔。四、同步器工作原理

五、主要參數(shù)的確定

1.摩擦因數(shù)f

(1)同步器的工作特點(diǎn)

汽車是行駛中換檔，換檔瞬間同步器工作換入檔位前，兩結(jié)合齒角速度差別大高檔區(qū)換檔頻繁程度>低檔區(qū)油中工作，使f↓要求換檔時(shí)間盡可能短綜上所述，得到如下結(jié)論：同步器工作條件繁重，要求摩擦元件耐磨，有足夠的壽命；為得到較大的摩擦力矩，又要求摩擦元件有較大的摩擦因數(shù)f。2）影響f的因素材料；工作表面粗糙度；潤滑油種類；潤滑油的工作溫度。材料：齒輪摩擦錐面上的材料與齒輪材料相同，要求該錐面上的表面粗糙度要高，保證使用中f變化小，并防止損壞同步環(huán)錐面；同步環(huán)材料有黃銅合金，如錳黃銅、鋁黃銅、錫黃銅。2、同步環(huán)主要尺寸的確定1）同步環(huán)錐面上的螺紋槽

同步環(huán)錐面上設(shè)計(jì)有用來破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽和與螺紋槽垂直的泄油槽，目的是增大f→保證換檔省力，或縮短換檔時(shí)間。如圖螺紋槽有四個(gè)尺寸，其中主要尺寸是螺距和槽的寬度。

設(shè)計(jì)時(shí)如果取較小的螺距和較寬的槽，結(jié)果如下：1、螺線的頂部尺寸（圖中尺寸0.60—0.75或 0.45—0.70）?。ㄕ斡托Ч谩蜗聛淼?油存于槽內(nèi)→f↑2、接觸面面積減小→壓強(qiáng)↑→磨損速度 ↑→f↓→換檔費(fèi)力圖a)尺寸適用于輕、中型汽車，圖b)尺寸適用于重型汽車軸向泄油槽數(shù)6～12個(gè)槽寬3～4mm2）錐面半錐角α（1）影響α的選取因素有：1摩擦力矩；α越小，摩擦力矩越大；2摩擦錐面自鎖；α越小，摩擦錐面容易自鎖，要求tgα≥f。（2）α的取值范圍α=60～80，最好取70～80

3）摩擦錐面平均半徑R（1）影響R的選取因素有：

摩擦力矩Mm，R越大，Mm越大，故R宜取大些。結(jié)構(gòu)限制，R不宜取大。（2）選取R的原則：在結(jié)構(gòu)允許的條件下，R盡可能取大些。

4）錐面工作長度b（1）影響b的選取因素有：

1）b值越小，變速器軸向尺寸縮短，質(zhì)量↓2）b值小，工作面積↓，單位壓力↑，磨損↑。（2）計(jì)算確定b

Mm—摩擦力矩p—摩擦面的許用壓力，[p]≈1.0~1.5Mpa式中沒有考慮螺紋槽的影響。因螺紋槽的存在會減少部分摩擦面積。分析：

1）p、f設(shè)計(jì)中變化不大，Mm的設(shè)計(jì)要求值不可以增加或減少2）b∝1/R2，∴↑△R，則b↓↓5）同步環(huán)厚度（1）影響同步環(huán)徑向厚度的因素I結(jié)構(gòu)布置限制：A、R等II同步環(huán)的強(qiáng)度要求足夠大（2）同步環(huán)材料

I錳黃銅，鍛造同步環(huán)可↑材料屈服強(qiáng)度，疲勞壽命，適用于轎車；

II鋁黃銅，鑄造；

III鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)錐面上噴鍍鉬，↑耐磨性↑強(qiáng)度，壽命是銅環(huán)的2～3倍。3、鎖止角β(1)影響鎖止角β的選取因素If

IIR

III鎖止面平均半徑r

IV錐面半錐角α(2)β的取值范圍260～420由同步器的鎖止條件得：4、同步時(shí)間t

1)

要求同步時(shí)間越短越好2)影響t的因素(1)同步器結(jié)構(gòu)尺寸(2)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(3)變速器輸入軸、輸出軸角速度差(4)作用到摩擦錐面上的軸向力大小3)t的取值范圍

如右圖車型檔位t(s)轎車高檔區(qū)低檔區(qū)0.15～0.300.50～0.80貨車高檔區(qū)低檔區(qū)0.30～0.801.00～1.50六、同步器的計(jì)算

1、計(jì)算內(nèi)容

1）確定摩擦錐面半錐角2）確定鎖止面鎖止角3）計(jì)算Mm4）計(jì)算t

2、工作原理

能可靠地保證只在同步狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換檔。只要嚙合套和換檔齒輪之間存在轉(zhuǎn)速差，鎖止元件就阻止嚙合套進(jìn)一步移動(dòng)。只有在轉(zhuǎn)速差為零時(shí)，摩擦錐面的摩擦力矩消失，載荷卸除，在換檔手力的作用下嚙合套進(jìn)一步移動(dòng)實(shí)現(xiàn)換檔。1）力學(xué)模型

需要的摩擦力矩Mm（Mm1）按換檔時(shí)通過摩擦錐面上的摩擦作用，使被同步的兩連接元件角速度達(dá)到相同，此時(shí)所需要的摩擦力矩Mm用下式計(jì)算：

Jr——離合器從動(dòng)盤、第一軸和與第二軸常嚙合齒輪連接在一起轉(zhuǎn)動(dòng)的齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；ωe——發(fā)動(dòng)機(jī)的角速度；ωa——在第k檔工作時(shí)變速器輸出軸角速度；ωb——第k+1檔工作時(shí)輸出軸上齒輪角速度；ik、ik+1——變速器第k和k+1檔的傳動(dòng)比。

（2）

同步器結(jié)構(gòu)能實(shí)現(xiàn)的摩擦力矩Mm（Mm2）設(shè)：I.作用在變速桿手柄上的法向力為Fs

其中，轎車、大客車法向力取60N;貨車法向力取100NII.手柄到嚙合套的傳動(dòng)比為igs作用到摩擦錐面上的軸向力F：F=Fsigsηη——效率∴其中F/sin為正壓力。同步時(shí)摩擦力矩的平衡方程式為（Mm1=Mm2）：

3、同步器的鎖止條件要防止連接元件在角速度相等前換入檔位，必須滿足：F1>F2(8)F1——由摩擦力矩Mm產(chǎn)生的，用來防止過早換檔的力。I.F2力的產(chǎn)生過程說明如下：

來自手柄的法向力Fs經(jīng)傳動(dòng)桿系作用到嚙合齒套凹槽→經(jīng)彈 性元件帶動(dòng)套環(huán)軸向移動(dòng)→錐面接觸→套環(huán)相對嚙合齒套轉(zhuǎn) 動(dòng)→鎖銷進(jìn)入鎖止位置，則力F作用到摩擦面上的同時(shí)，也 作用到鎖銷與套環(huán)之間的斜面處。

∴F力在鎖銷斜面處產(chǎn)生的分力F2:

(9)II.F1力的產(chǎn)生過程如下

F力作用到摩擦錐面上，產(chǎn)生正壓力F/ sinα→摩擦力Ff/sinα→ Mm=FfR/sinα→Mm也作用在套環(huán)上，即作用到套環(huán)與鎖銷接觸的斜面上，斜面到軸中心的平均距離為