KD1150型載貨汽車設(shè)計(jì)（變速器總成設(shè)計(jì)）
KD1150型載貨汽車設(shè)計(jì)（變速器總成設(shè)計(jì)）,kd1150,載貨,汽車,設(shè)計(jì),變速器,總成
KD1150型載貨汽車設(shè)計(jì)（變速器總成設(shè)計(jì)）
摘 要
汽車誕生于19世紀(jì)末，至今已有100多年的歷史,在這期間汽車工業(yè)以驚人的速度發(fā)展,寫下了人類近代文明史的重要篇章. 汽車已為世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和人類進(jìn)入現(xiàn)代化生活產(chǎn)生了無法估量的巨大影響.目前,全世界有幾億輛汽車在陸地上行駛,并且以每年幾千萬輛的速度增長.可以斷言,沒有哪種機(jī)械產(chǎn)品像汽車那樣對人類社會產(chǎn)生如此廣泛而深遠(yuǎn)的影響.為人類社會的進(jìn)步作出了不可磨滅的貢獻(xiàn)。
變速器作為汽車的一個(gè)重要組成部分，是用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下使汽車獲得不同的牽引力和速度。
變速器有機(jī)械式手動變速器和機(jī)械式無級變速器兩種，如果變速器擋位多其動力性和經(jīng)濟(jì)性得到保證，擋位少其操縱方便，本次設(shè)計(jì)我設(shè)計(jì)的是重型貨車變速器，本次設(shè)計(jì)中我對其傳動比作了仔細(xì)的分析計(jì)算并參考相關(guān)車型最終確定了各擋的傳動比，針對變速器的傳動機(jī)構(gòu)方案的布置作了詳細(xì)的分析最終選用5+1擋中間軸式變速器，換擋形式采用同步器換擋。結(jié)合總體的要求操縱機(jī)構(gòu)形式選用直接操縱機(jī)構(gòu)形式。本次設(shè)計(jì)的變速器即滿足了汽車必要的動力性也滿足了其經(jīng)濟(jì)性的指標(biāo)。最后通過對齒輪、軸、鍵、軸承等的校核，其變速器的尺寸及其部件的強(qiáng)度都滿足設(shè)計(jì)要求。
變速器的發(fā)展趨勢是越來越復(fù)雜，自動化程度也越來越高，自動變速器將是未來的主流。
關(guān)鍵詞：變速器，設(shè)計(jì)，重型貨車，傳動比
KD1150 TRUCK DESIGN
(THE GENERAL DESIGHN OF TRANSMISSION)
ABSTRACT
Car birthed in 19th century, and today it has a history of more than 100 years, during the period, the automobile industry has developed with amazing speed, and written an important chapter in the modern human civilization. Car for the development of the world economy and human life have access to modern Immeasurable tremendous impact. At present, there are hundreds of millions of cars on land in the world, and grow in a speed of ten millions per year. We can assert that there are no mechanical products more than cars so extensive and profound influence to the human. Have made an indelible contribution for the progress of human society.
Transmission as an important component of car is used to change the engine reached the powerwheele’s torque and rotational speed, in order to get different power and speed in start, climbing, turning, accelerating, and other case of travel.
Transmission has two styles of mechanical manule transmission and mechanical devices continues transmission, if the transmission’s shift more its power and economic was guaranteed, if fewer its manipulation is convenience, this design I design an heavy truck transmission, this design I determined the peed ratio after careful analys of peed ratio and ultimately the relevant type of the car, I made a careful analysis of the layout of the drive agency programmers against the transmission and finally use the 5+1 block intermediate transmission, the form of shift use a synchronous device. After requested the overall the form of agencies use direct manipulation institutional forms. This designed of transmission meet the dynamic of the necessary power also meet its economic targets. Final adoption the degree of gear, axle, keys, bearings, etc. the size of transmission and strength of components are designed to meet the requirements.
The development trend of the transmission is more complex, more and more is also high automation degree, automatic transmission is the mainstream of the future.
KEY WORDS: Transmission, Design, Heavy truck, Speed ratio.
目錄
第一章 概述 ······················································1
第二章 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置 ···································· 2
§2.1 傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析 ··································· 2
§2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 ··································· 8
第三章 變速器主要參數(shù)的選擇 ·································11
§3.1 中心距A ················································· 11
§3.2 齒輪參數(shù)的選取 ········································· 12
§3.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比計(jì)算······················ 14
第四章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 ·································· 18
§4.1 軸的計(jì)算與校核 ········································· 18
§4.2 齒輪的計(jì)算與校核 ······································ 21
§4.3 軸承的計(jì)算與校核 ······································ 24
§4.4 鍵的校核計(jì)算 ··········································· 25
第五章 同步器的設(shè)計(jì) ·········································· 27
第六章 變速器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) ···································29
結(jié) 論 ····························································30
參考文獻(xiàn) ························································ 31
致 謝 ····························································32
英文資料 ························································ 00
英文資料譯文 ··················································· 00
第一章 概述
變速器是用來改變改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，，可在啟動發(fā)動機(jī)，汽車滑行或停車時(shí)使發(fā)動機(jī)的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設(shè)有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時(shí)，變速器還有動力輸出功能。
對變速器提出如下要求：
1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性。
2)設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機(jī)動力向驅(qū)動輪的傳輸。
3)設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛。
4)設(shè)置動力輸出裝置，需要是能進(jìn)行功率輸出。
5)換檔迅速、省力、方便。
6)工作可靠。汽車行使過程中，變速器不得跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。
7)變速器應(yīng)有高的工作效率。
8)變速器的工作燥聲低。
除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。
滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。
變速器由變速傳動機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。變速傳動機(jī)構(gòu)可按前進(jìn)擋數(shù)或軸的形式分類。
在原有變速傳動機(jī)構(gòu)基礎(chǔ)上，再附加一個(gè)副箱體，這就在結(jié)構(gòu)變化不大的基礎(chǔ)上，達(dá)到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機(jī)構(gòu)有向自動操作方向發(fā)展的趨勢。
第二章 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置
機(jī)械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車上得到廣泛的應(yīng)用。
§2.1 傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析
設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因?yàn)樗鼈儗ζ嚨膭恿π耘c燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。
傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0；越野車與牽引車為10.0~20.0。
通常，有級變速器具有3、4、5個(gè)前進(jìn)檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá)6~16個(gè)甚至20個(gè)。
變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機(jī)的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速，從而可提高汽車的運(yùn)輸效率，降低運(yùn)輸成本。但采用手動的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，要實(shí)現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于5個(gè)前進(jìn)檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為5檔。多于5個(gè)前進(jìn)檔將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。
某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速檔。采用傳動比小于1（0.7~0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機(jī)的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。
有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。
三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。
三軸式變速器如圖2-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。
圖2-1 轎車中間軸式四檔變速器
1— 第一軸；2—第二軸；3—中間軸
兩軸式變速器如圖2-2所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個(gè)檔的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。
兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點(diǎn)。另外，低檔傳動比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點(diǎn)可通過減小各檔傳動比同時(shí)增大主減速比來取消。
圖2-2 兩軸式變速器
1— 第一軸；2—第二軸；3—同步器
有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。
本次設(shè)計(jì)采用中間軸式變速器。
圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。它們的共同特點(diǎn)是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動效率高，可達(dá)90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因?yàn)橹苯訖n的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)檔位工作時(shí)，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時(shí)，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。
圖2-3 中間軸式四檔變速器傳動方案
如圖2-3中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖2-3a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖2-3c所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。
圖2-4a所示方案，除一、倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2-4b、c、d所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-4d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。
圖2-4 中間軸式五檔變速器傳動方案
圖2-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖b所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。
圖2-5 中間軸式六檔變速器傳動方案
以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。
轎車的變速器常采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，如圖2-3a、b所示。伸長后的第二軸有時(shí)裝在三個(gè)支承上，其最后一個(gè)支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。
變速器用圖2-4c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時(shí)，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖2-4c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時(shí)一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。
1． 倒檔傳動方案
圖2-6為常見的倒擋布置方案。圖2-6b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時(shí)有兩對齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖2-6d所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖2-6c所示方案。圖2-6e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-6f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-6g所示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。
本設(shè)計(jì)采用圖2-6f所示的傳動方案。
圖2-6 變速器倒檔傳動方案
因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。
本次設(shè)計(jì)采用中間軸式方案如圖2-4b，但倒檔傳動方案有所改動，采用
2-6f的常嚙合倒檔傳動方案。
§2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析
一、齒輪形式
變速器用齒輪有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(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對軸承不利。在變速器中，除倒檔和低檔齒輪其余的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪齒數(shù)增加，導(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。本次設(shè)計(jì)除倒檔和一檔采用直齒圓柱齒輪其余均采用斜齒圓柱齒輪。
二、換擋機(jī)構(gòu)形式
變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪，嚙合套，和同步器換擋三種形式。
汽車行駛時(shí)，因變速器內(nèi)各轉(zhuǎn)動齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅是齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時(shí)使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使承坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術(shù)才能使換擋時(shí)齒輪無沖擊，并克服上述缺點(diǎn)；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采用直齒滑動齒輪換擋時(shí)，換擋行程長也是它的缺點(diǎn)。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡單，制造，拆裝與維修工作容易，并能減少變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩，但除一擋，倒擋外已很少使用。
當(dāng)變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時(shí)，可以用移動嚙合套換擋。這時(shí)，不僅換擋行程短，同時(shí)因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員又熟練的操作技術(shù)。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。這是因?yàn)橹匦拓涇嚀跷婚g的公比較小，則換擋機(jī)構(gòu)連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器換擋比較還有結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，能降低制造成本及減少變速器長度等有點(diǎn)。
使用同步器能保證迅速，無沖擊，無噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性，燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它油結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向 尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛的應(yīng)用。
利用同步器或嚙合套換擋，其擋位行程要比滑動齒輪換擋行程短。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，要求換入不同擋位的變速桿行程應(yīng)盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實(shí)現(xiàn)這一點(diǎn)。
本次設(shè)計(jì)采用的換擋機(jī)構(gòu)形式是所有擋均采用同步器換擋。
三、變速器軸承
作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的變速器軸支撐在殼體或其它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應(yīng)安置軸承。變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種類型的軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。
汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小的特點(diǎn)，采用尺寸大寫的軸承受結(jié)構(gòu)限制，常在布置上油困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間，常采用一端有密封圈的球軸承來承受徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后不軸承傳給變速器殼體，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。由于變速器向輕量化方向發(fā)展的需要，要求減少變速器中心距，這就影響倒軸承外徑的尺寸。為了保證軸承有足夠的壽命，可選用能承受一定軸向力的無保持架的圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋由困難時(shí)，必須由后端軸承承受軸向力。前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力，而 后端采用外圈由擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。
圓錐滾子軸承因有直徑較小、寬度較寬，因而容量大，可承受高負(fù)荷和通過對軸承預(yù)緊能消除軸向竄動等優(yōu)點(diǎn)，故在一些變速器上得到應(yīng)用。圓錐滾子軸承也有裝配后需要調(diào)整預(yù)緊，使裝配麻煩且磨損后軸易歪斜，從而影響齒輪正確嚙合等一些缺點(diǎn)。當(dāng)采用錐軸承時(shí)，要注意軸承的預(yù)緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間隙而使中間軸歪斜。導(dǎo)致齒輪不能正確嚙合而損壞。因此。錐軸承不適合用在線性系數(shù)比較大的鋁合金殼體上。
變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6-20mm。
滾針軸承、滑動軸套主要用在用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運(yùn)動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、經(jīng)向配合間隙小、定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點(diǎn)?；瑒虞S套的經(jīng)向間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點(diǎn)是制造容易、成本低。
第一軸的后端采用深溝球軸承，第二軸中和齒輪配合的軸承采用滾針軸承，中間軸兩端采用圓錐滾子軸承。
第三章 變速器主要參數(shù)的選擇
§3.1中心距A
對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。它是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對齒輪的接觸強(qiáng)度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證齒輪必要的接觸強(qiáng)度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與反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(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。
對于中間軸式初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下述公式計(jì)算
A=K (3-1)
式中，A為中心距（mm）；K為中心距系數(shù)，商用車取K＝8.9－9.6；為發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；為變速器一擋傳動比；為變速器傳動效率，取96％。
分析該車發(fā)動機(jī)及相關(guān)參數(shù)：該車為15噸的重型載貨汽車，。
按下試計(jì)算輪胎半徑：
按最大爬坡度計(jì)算一 (3-2)
其中λ=0.10-0.12；
取λ=0.11代入數(shù)據(jù)得 50.2666 cm
其中K＝9.5 ， ＝786Nm ，＝7.64
擋傳動比：
參考同類車型：取主減速器傳動比為i。=4.89， 取ηT =0.85。
ig1≥ (3-3)
試中:m為汽車重質(zhì)量m=15000Kg,g為重力加速度g=9.8N/Kg,Tmax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax=786N.m,i。為主減速器傳動比等于4.89，Ψmax為道路最大阻力系數(shù)等于0.2745，rs為驅(qū)動輪滾動半徑，ηT 為汽車傳動系效率。
代入數(shù)據(jù)得≥5.525。
根據(jù)車輪與路面附著條件確定一檔傳動比：
(3-4)
為汽車滿載時(shí)靜止于水平路面驅(qū)動橋給路面的載荷，參考同類車型=12000Kg, 為道路附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取=0.5-0.8，在此取0.8。
代入數(shù)據(jù)得8.048
其他個(gè)檔傳動比按等比數(shù)列來分配：則II=4.27，III =2.60，IV=1.59 V=1 。
把一檔傳動比代入中心距公式計(jì)算變速器中心距：
A=170.34mm
圓整后取A=170mm 。
§3.2 齒輪參數(shù)的選取
一、 模數(shù)
齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。
在變速器中心距相同的的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲、所以為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲又較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選的小些；
表3－1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn
車 型
乘用車的發(fā)動機(jī)排量V/L
貨車的最大總質(zhì)量/t
1.014.0
模數(shù)/mm
2.25-2.75
2.75-3.0
3.5-4.5
4.5-6.0
第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn
(3-5)
其中=786Nm，可得出mn=4.34mm。
一檔直齒輪的模數(shù)m
mm (3-6)
通過計(jì)算m=5.92mm。
由于我們設(shè)計(jì)的貨車的總質(zhì)量為15000Kg，其>14.0，所以參照表3－1選取mn=4.5mm m=6.0mm 。
二、齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b
汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-2選取。
表3-2 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角
項(xiàng)目
車型
齒形
壓力角α
螺旋角β
轎車
高齒并修形的齒形
14.5°，15°，16°16.5°
25°~45°
一般貨車
GB1356-78規(guī)定的
標(biāo)準(zhǔn)齒形
20°
20°~30°
重型車
同上
低檔、倒檔齒輪22.5°，25°
小螺旋角
壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)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。在本設(shè)計(jì)中變速器一檔、倒檔齒輪壓力角α取25°其余齒輪取20°,同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取25°。
應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。
齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
直齒 b=(4.5~8.0)m，mm
斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm
第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。
本次設(shè)計(jì) 直齒輪 b=6x4.50=27mm
斜齒輪 b=6x6.00=36mm
五、齒輪變位系數(shù)的選擇原則
齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。
齒輪變位主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。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)使不能同時(shí)增加一對齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位即具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。
由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各擋傳動比的需要，使各相互嚙合的齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪由相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對齒輪進(jìn)行變位。對于斜齒輪傳動，可以通過選擇合適的螺旋角來達(dá)到中心距相同的要求。我在齒輪設(shè)計(jì)中,對需要變位的齒輪采用了角度變位的方法來保證中心距。
§3.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計(jì)算
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)盡量不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。
一檔和倒檔采用直齒輪，其余采用斜齒。
1.確定一檔齒輪參數(shù)及傳動比：
一檔傳動比
（3-7）
為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，
先求其齒數(shù)和:
（3-8）
其中 A =170mm、m =6；
故有=56.78
貨車變速器一檔直齒輪的最
小齒數(shù)為12-14，此處取=13，
則可得出=44。 圖3-1 五檔變速器示意圖
上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算
出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。
這里修正為57，則根據(jù)式（3-8）反推出A=171mm。
2.確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比
（3-9）
由已知數(shù)據(jù)可知 Z2/Z1=2.2573
而常嚙合齒輪的中心距與 一檔齒輪的中心距相等
(3-10)
由此可得：
(3-11)
而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)：β = 25°。
（3-10）與(3-11)聯(lián)立可得：
=21.146=21、=47.733=48。
根據(jù)式（3-7）可算出一檔實(shí)際傳動比為：=7.74
根據(jù)式（3-10）可算出：β=24.784°
3.確定其他檔位的齒數(shù)
二檔傳動比
(3-12）
而II=4.27
由已知數(shù)據(jù)可知:Z7/Z8 = 1.868
對于斜齒輪： (3-13）
故有：Z7 + Z8 = 69
（3-12）聯(lián)立（3-13）得：:Z7 = 45 , Z8 = 24。
按同樣的方法可分別計(jì)算出：
三檔齒輪: Z5 = 38 , Z6 = 31；
四檔齒輪: Z3 = 28 ， Z4 =41
4.確定倒檔齒輪的齒數(shù)
一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動比取5.95。取中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù) 。
而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。
由
(3-14)
可計(jì)算出Z11 = 34 。
故可得出中間軸與倒檔軸的中心距
A′= (3-15)
=108mm
而倒檔軸與第二軸的中心:
(3-16)
=171mm。
變速器齒輪參數(shù)表3-3
齒輪
齒輪模數(shù)
壓力角
螺旋角
齒數(shù)
1
4.5
20
24.784°
21
2
4.5
20
24.784°
48
3
4.5
20
24.784°
28
4
4.5
20
24.784°
41
5
4.5
20
24.784°
38
6
4.5
20
24.784°
31
7
4.5
20
24.784°
45
8
4.5
20
24.784°
24
9
6
25
44
10
6
25
13
11
6
25
34
12
6
25
13
13
6
25
23
第四章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算
§4.1 軸的計(jì)算與校核
當(dāng)變速器掛一擋時(shí)軸受力最大,所以只要一擋時(shí)軸的強(qiáng)度滿足要求,其就符合要求只,下面只校核一擋時(shí)中間軸的強(qiáng)度。
一． 中間軸的受力分析
中間軸的軸向力基本上已相互抵消可以不予考慮。
1. 786000 (N.mm)
=6605 (N)
=2648 (N)
=3050 (N)
2. =1796600 (N)
=46067 （N）
=21481 （Ｎ）
二．Ｘ－Ｚ面受力分析
1.
代入數(shù)據(jù)得： 2492 (N)
2.
代入數(shù)據(jù)得： 19489 （N）
三．Ｘ－Y面受力分析：
1.
代入數(shù)據(jù)得：443.8 （N）
2.
代入數(shù)據(jù)得： 39018（N）
四．作力矩圖
1.Ｘ－Ｚ面
1. Ｘ－Y面
3.合成
五．校核計(jì)算
；
；
軸的材料選用20GrMnTi,采用滲碳、淬火、回火處理。
；
驗(yàn)算合格。
§4.2齒輪的計(jì)算與校核
一擋齒輪因其承受載荷最大，所以只要它滿足要求，其它各擋都滿足要求，由于常嚙合齒輪一直處于工作狀態(tài)，因此也要對其進(jìn)行校核。下面對一擋齒輪和常嚙合齒輪進(jìn)行校核。
一、齒輪的計(jì)算校核公式：
1. 彎曲應(yīng)力： 直齒， (4-1)
斜齒， (4-2)
式中： ─ 圓周力；─應(yīng)力集中系數(shù)；
kC─齒面寬系數(shù)； t─法向齒距；
y─齒行系數(shù)； k─重合度影響系數(shù)；
─摩擦力影響系數(shù)。
2. 齒面接觸應(yīng)力： (4-3)
式中： ─齒面上的法向力；
E─齒輪材料的彈性模量E=210000；
b─齒輪接觸的實(shí)際寬度；
─主從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑。
二、校核中間軸一擋齒輪：
1.彎曲應(yīng)力：
其中： =1.65 =1.1 kC=8 y=0.16974 z=13 m=6
Tg = 1796600 Nmm
代入數(shù)據(jù)得：
= 544.4 Mpa
許用應(yīng)力在400-850 Mpa之間，所以合適。
2.接觸應(yīng)力：
=46067N
=50829N
b=36
直齒輪：
則 = 1994.4 Mpa
一檔和倒檔得許用接觸應(yīng)力在1900-2000Mpa之間，所以合適。
三、校核第二軸一擋齒輪：
1.彎曲應(yīng)力： 圖 4-1 齒形系數(shù)圖
其中： =1.65 =0.9 kC=8 y=0.16974 z=13 m=6
Tg = 1796600 Nmm
代入數(shù)據(jù)得： = 445.4 Mpa
許用應(yīng)力在400-850 Mpa之間，所以合適。
2.接觸應(yīng)力：
=13610N
=16540N
b=36
則 = 1137.7 Mpa
一檔和倒檔得許用接觸應(yīng)力在1900-2000Mpa之間，所以合適。
四、校核第一軸常嚙合齒輪：
1.彎曲應(yīng)力：
其中：Tg = 393000 Nmm , =1.65 , y=0.138 , =2 , kC=6.0,
mn=6 , z=21 。
代入數(shù)據(jù)得：
= 118.3 Mpa
對于貨車，當(dāng)計(jì)算載荷取Tg作變速器一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，常嚙合齒輪許用彎曲應(yīng)力為，所以合格。
2.接觸應(yīng)力：
=7557.7N
=8858.66N b=31
=20.04 ，=45.808 。
則 = 867.7 Mpa
當(dāng)取時(shí)，變速器常嚙合齒輪的許用接觸應(yīng)力為1300-1400Mpa,所以合格。
五、校核中間軸常嚙合齒輪：
1.彎曲應(yīng)力：
其中： Tg = 393000 Nmm , =1.65 , y=0.138 , =2 , kC=6.0 ,
mn=4.5, β=24.784°, z=48 。
代入數(shù)據(jù)得：
= 51.76 Mpa
對于貨車，當(dāng)計(jì)算載荷取Tg作變速器一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，常嚙合持論許用彎曲應(yīng)力為，所以合格。
2.接觸應(yīng)力：
=3302.5N
=3871N b=29
=20.04 ，=45.8.8 。
則 = 593 Mpa
當(dāng)取時(shí)，變速器常嚙合齒輪的許用接觸應(yīng)力為1300-1400Mpa,所以合格。
§4.3 軸承的計(jì)算與校核
校核中間軸右軸承，當(dāng)掛一擋時(shí)其承載最大，所以只要它滿足要求，其它的都滿足要求。
已知軸承：額定動載荷＝122 (KN)
額定靜載荷＝92.5 (KN)
= 3050 (N)
=39020 (N)
=0.078 , 0.04099 ,查表得：e=0.37
，所以=39020N ，
所以=20488
取=39020N
沖擊載荷系數(shù)
= 58530
, n=787.5,
代入數(shù)據(jù)得：=534444 (h) (4-4)
因?yàn)橐粨跏褂寐适?％所以應(yīng)如下驗(yàn)算其里程：
53444460787.53.14787.50.000001/1%=6247474 （km） 所以滿足要求
§4.4 鍵的校核計(jì)算
鍵主要用于軸和轂的聯(lián)結(jié)以實(shí)現(xiàn)周向固定并傳遞轉(zhuǎn)矩這次設(shè)計(jì)中間軸和第一軸一擋均采用鍵聯(lián)結(jié)，這里只校核第二軸一擋齒輪的花鍵。
一、花鍵的校核計(jì)算
花鍵應(yīng)滿足擠壓強(qiáng)度： (4-5)
式中Φ為載荷分配不均系數(shù)這里取0.8，Z為花鍵的齒數(shù)，L為齒的工作長度，h為花鍵側(cè)面工作高度，為花鍵平均直徑。
為花鍵許用擠壓應(yīng)力取70 Mpa。
第一軸花鍵規(guī)格：為 8485220，工作長度L為20mm 。
61 Mpa，適合。
所以鍵的規(guī)格滿足設(shè)計(jì)要求。
二、平鍵的校核計(jì)算
普通平鍵連接的強(qiáng)度條件為：，； （4-6）
式中：
T—為傳遞的轉(zhuǎn)矩，；
—鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處為鍵的高度，；
—鍵的工作長度，，圓頭平鍵，這里的為鍵的公稱長度，；為鍵的寬度，；
—軸的直徑，；
—鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，此處。
鍵18X90GB1096-79:
T=393，k=5.5，=72，d=62。
=32.01Mpa。
同理：鍵20X90GB1096-79:
T=393, k=6，=70，d=72。
=26Mpa。
第五章 同步器的設(shè)計(jì)
同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種，目前得到廣泛應(yīng)用的是慣性增力式同步器。慣性增力式同步器能做到換擋時(shí)，在兩換擋元件之間的角速度完全相等之前不允許換擋，因而能很好的完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對同步器的基本要求。
按結(jié)構(gòu)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。因鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點(diǎn)，但因結(jié)構(gòu)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，因而主要用于承用車和總質(zhì)量不大的火車變速器中，這次設(shè)計(jì)我采用的都是鎖銷式同步器。
同步過程與鎖銷式類似，但鎖止元件是式個(gè)鎖銷及相配的鎖銷孔倒角，另有三個(gè)以彈簧及鋼球定位的定位銷，作為彈性元件的三個(gè)彈簧及相應(yīng)的定位鋼球是裝在配合套的鉆孔中，使嚙合套等在空擋時(shí)保持中間位置。摩擦元件是鉚在鎖銷兩端的同步錐環(huán)及與之相配并固定在齒輪上的內(nèi)錐面，其摩擦錐面徑向尺寸大，轉(zhuǎn)矩容量大，廣泛用于中、重型貨車。
一． 環(huán)式同步器主要尺寸的確定
1. 接近尺寸b: 同步器換擋第一階段中間，摩擦環(huán)向摩擦盤作軸向移動，摩擦盤與摩擦環(huán)之間的軸向距離b，稱為接近尺寸。尺寸b應(yīng)大于零，取。
2. 滑塊轉(zhuǎn)動距離c c=8mm
二．主要參數(shù)的確定
1. 摩擦因數(shù)f 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(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油類型和溫度等因素有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪山的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。
2. 摩擦環(huán)主要尺寸的確定
（1） 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)德窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間德油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強(qiáng)。使磨損加快。通常軸向泄油槽為6－12個(gè)，槽寬3－4mm。
（2）錐面半錐角α 摩擦錐面半錐角α越小，摩擦力矩就越大。但α過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖。通常取α＝6°－8°。一般?。?°。
（3）摩擦錐面平均半徑R R設(shè)計(jì)德越大，則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件德尺寸和布置的限制，原則上是在可能的條件下，盡可能使R取大些。
（4）錐面工作長度b 縮短錐面工作長度b，可使變速器的軸向長度縮短，但同時(shí)也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。
3. 鎖止角β
鎖止角β選的正確，可以保證只有在換擋的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換擋。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°－42°范圍內(nèi)變化。
4. 同步時(shí)間t
同步起器工作時(shí)，要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸、轉(zhuǎn)動慣量對同步時(shí)間有影響以外，變速器輸入軸、輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，均對同步時(shí)間有影響。對于承用車變速器，高擋取0.15－0.30s，低擋取0.50－0.80s。
5. 轉(zhuǎn)動慣量的計(jì)算
其轉(zhuǎn)動慣量的的計(jì)算是：首先求得各零件的轉(zhuǎn)動慣量，然后按不同擋位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上。對已有的零件，其轉(zhuǎn)動慣量值通常用扭擺法測出；若零件未制成，可將這些零件分解為標(biāo)準(zhǔn)的幾何體，并按數(shù)學(xué)公式合成并求出轉(zhuǎn)動慣量值。
第六章 變速器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
根據(jù)汽車的使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機(jī)構(gòu)完成選擋和實(shí)現(xiàn)換擋或退到空擋。
變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求：換擋時(shí)只能掛入一個(gè)擋位，換擋后應(yīng)使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，輕便換擋。
用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見的是有變
收藏