第三章機械式變速器設(shè)計§3-1

概述

一、變速器的功用1.

變速與變矩汽車能倒退行駛、使發(fā)動機和傳動系分離。改變變速器的傳動比→不同的牽引力和速度、發(fā)動機在最有利工況內(nèi)工作。

3.有動力輸出

2.設(shè)置倒擋和空擋二、基本要求1.性能要求3.操縱簡單、方便、迅速、省力，縮短換擋時間，提高加速性能和動力性能2.設(shè)置倒擋和空擋正確選擇變速器的擋位正確選擇變速器的傳動比保證汽車有良好的動力性和經(jīng)濟性影響效率的因素4.傳動效率要高，盡可能設(shè)置直接擋5.變速器工作可靠、平穩(wěn)、無噪聲6.設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出8.制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長7.貫徹“三化”設(shè)計要求，遵守有關(guān)標準規(guī)定1）傳動方案兩軸式中間軸式3）潤滑狀況1）工作時無跳擋現(xiàn)象2）汽車行駛中無亂擋3）換擋時無沖擊發(fā)展方向：機械操縱機構(gòu)→自動、半自動和電子操縱2）齒輪制造精度§3-2

變速器傳動機構(gòu)布置方案

變

速

器

三擋變速器

五擋變速器

中間軸式

兩軸式

旋轉(zhuǎn)軸式

固定軸式

四擋變速器

多擋變速器

多中間軸式

雙中間軸式

一、分類：1.兩軸式變速器1）d圖方案有輔助支承，可提高軸的剛度，減少齒輪磨損和噪聲。2）倒擋傳動常用滑動齒輪，f圖為常嚙合齒輪；3）因為一擋主動齒輪尺寸小，同步器多裝在輸出軸上，高擋的同步器可以裝在輸入軸后端（圖d、e）；兩軸式特點：除倒擋外，其他擋均用常嚙合齒輪傳動同步器多數(shù)裝在輸出軸上輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，結(jié)構(gòu)緊湊，操縱性好,汽車質(zhì)量↓(6%~10%)各前進擋均經(jīng)一對齒輪傳遞動力只有兩根軸兩軸式與中間軸式比較：兩軸式中間軸式結(jié)構(gòu)簡單復(fù)雜工作噪聲低高中間擋傳遞效率高低傳動比范圍小大直接擋沒有有多用于FF車。返回a、c方案：第二軸為三點支承；有四對常嚙合齒輪；倒擋用直齒滑動齒輪換擋；

a方案能提高中間軸和第二軸剛度。b方案：第二軸為兩點支承。高擋用常嚙合齒輪傳動；一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋；倒擋齒輪是雙聯(lián)齒輪。可獲得較大的傳動比2、中間軸式變速器——四檔中間軸式變速器——五檔中間軸式變速器——六檔第一軸與第二軸的軸線處在同一直線上

除直接擋外，其余擋均經(jīng)兩對齒輪傳動在中心距A不大的條件下，傳動比i可以↑可布置直接擋中間軸式特點：中間軸式變速器——總結(jié)1）軸的支承形式不一樣；2）常嚙合齒輪對數(shù)不一樣，換檔方式不一樣；3）倒檔傳動方案不一樣；4）檔位布置位置順序不一樣。嚙合套同步器滑動齒輪換擋3.多軸式變速器4、倒擋布置方案1)滑動二軸一檔齒輪進行換擋,換檔容易；

2)換檔的方向不同。右圖符合換檔習(xí)慣。1）中間軸上一、倒擋齒輪做成一體，齒寬加長；2）全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更輕便。1)倒擋齒輪同時與兩個齒輪進入嚙合；齒輪應(yīng)力狀態(tài)差。

2)倒擋雙聯(lián)齒輪同時與兩個齒輪進入嚙合；齒輪應(yīng)力狀態(tài)得到改善；能夠獲得較大的倒擋傳動比；但兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。5、倒擋位置與受力倒擋齒輪位于一二軸中心線右側(cè)，倒擋軸受力較?。?、ig

范圍及擋數(shù)ig:轎車：（4~5）擋貨、大客：1~（5.0~8.0）越野、牽引：1~（10~20）超速擋：ig=0.7~0.8擋位數(shù):行駛道路愈復(fù)雜，比功率愈小，變速器傳動比范圍愈寬確定原則：轎車：1~（3.0~4.5）輕、中貨：（4~5）擋重、牽引車：>5擋比功率:汽車發(fā)動機最大功率與汽車總質(zhì)量之比。對同類型汽車而言，比功率越大，汽車的動力性越好。7、檔位的布置方案倒擋齒輪應(yīng)布置在靠近軸的支承處；齒輪作用力大，軸的變形大，齒輪嚙合狀態(tài)變差，磨損加快且工作噪聲增加；按順序布置各擋齒輪，既能保證軸的剛度，又便于裝配；倒擋使用的少，常將一擋布置在最靠近軸的支承處；可以設(shè)置附加殼體，將一、倒擋布置在支承的兩側(cè)。高擋齒輪布置在支承中部區(qū)域較為合理；常用擋位的輪齒常因接觸應(yīng)力過高而造成表面點蝕損壞。軸變形的偏轉(zhuǎn)角小，齒輪嚙合狀態(tài)較好。超速擋的傳動比小于1，僅在好路或空載時使用；充分利用發(fā)動機功率，減少發(fā)動機轉(zhuǎn)數(shù)，磨損小，燃料消耗低；與直接擋比較，傳動效率低、工作噪聲大。

二、零、部件結(jié)構(gòu)方案分析1.齒輪型式2.換擋機構(gòu)型式防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施將接合齒座上前齒圈的齒厚切薄(0.3~0.6mm)接合齒端磨損軸的剛度不足振動采用較多將嚙合套齒做長一些或?qū)Ш衔恢缅e開(1~3mm)超越法自動脫擋原因結(jié)構(gòu)措施

a)越程接合b)錯位接合c)齒厚減薄d)倒錐齒側(cè)e)臺階齒側(cè)切齒法斜面法將接合齒齒面做成斜的(2°~3°)3.軸承的型式2）第二軸：前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽的向心球軸承滾動軸承1）第一軸：前軸承（裝于飛輪內(nèi)腔中）采用向心球軸承；后軸承為外圈帶止動槽的向心球軸承

要求:后軸承座孔徑應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑分類：滑動軸套3）中間軸：要求:中間軸的軸向力力求相互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受前端多采用向心短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽的向心球軸承旋轉(zhuǎn)式固定式采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承連體齒輪（塔輪、寶塔齒輪）——向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承圓錐滾子軸承特點:滾針軸承、滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方返回1)直徑小、寬度大，負荷高，容量大；2)需要調(diào)整預(yù)緊度，裝配麻煩，且磨損后軸易歪斜；3)不適合用在線膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體上?！?-3

變速器主要參數(shù)的選擇

一、擋數(shù)增加擋位數(shù)→改善汽車的動力性和經(jīng)濟性擋位數(shù)愈多→結(jié)構(gòu)愈復(fù)雜，尺寸↑、質(zhì)量↑換擋頻率↑轎車：（4~5）擋影響因素輕、中貨：（4~5）擋重、牽引車：>5擋擋位數(shù)：二、傳動比范圍:傳動比范圍：轎車：3~4.5

輕貨：5~8

中、重貨：>8變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。影響因素發(fā)動機參數(shù)、Vamax、使用條件返回1.初選A——經(jīng)驗公式式中：轎車：KA=8.9~9.3，65~80mm三、中心矩A影響因素齒輪輪齒接觸強度，齒輪壽命——變速器特征尺寸A—變速器中心距（mm)；KA—中心距系數(shù)貨車：KA=8.6~9.6，80~170mm多擋變速器：KA=9.5~11Temax—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m)；i1—變速器一擋傳動比；ηg—變速器傳動效率，取ηg=0.96。選取原則：1）ma較小，路面較好，KA取小值。2）保證傳遞Temax、保證強度及i1下，盡量減小A值。三、中心矩A變速器外形尺寸、體積、質(zhì)量四、外形尺寸轎車：四擋：L=(3.0~3.4)A貨車：四擋：L=(2.2~2.7)A五擋：L=(2.7~3.0)A六擋：L=(3.2~3.5)A1)軸向尺寸L確定

(1)

齒輪直徑(2)殼體壁厚及其與齒輪之間的間隙(3)倒檔齒輪的布置(4)換檔機構(gòu)形式和尺寸2)橫向尺寸根據(jù)下列因素確定中間軸式變速器:五、軸的直徑要求：足夠的強度和剛度第二軸、中間軸中部直徑第一軸花鍵處直徑（初選經(jīng)驗公式）K—經(jīng)驗系數(shù)，取K=4~4.6式中：二軸中間軸一軸1.模數(shù)的選取六、齒輪參數(shù)影響因素：選取原則：齒輪強度（彎曲疲勞強度、最大載荷下靜強度）質(zhì)量、傳動噪聲、工藝要求減小模數(shù)→噪聲↓、質(zhì)量↑工藝考慮→一種模數(shù)強度考慮→不同模數(shù)：低檔位選大些模數(shù),↑齒輪強度。其他擋位選另一種模數(shù)

m模數(shù)選取的一般原則：1)對于轎車減少噪聲有較大意義，應(yīng)選用小模數(shù)；2)對于貨車減少質(zhì)量有較大意義，應(yīng)選用大模數(shù)；3)低檔齒輪用大模數(shù)，而高檔選用小模數(shù)；4)應(yīng)符合國家標準（GB/T1357—1987）的規(guī)定。

接合齒模數(shù)選取的原則：從工藝方面考慮，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。選取較小的模數(shù)可使齒數(shù)增多，有利于換擋。mn2.壓力角α影響因素↓α→齒輪嚙合重合度↑，傳動平穩(wěn)，噪聲↓↑α→輪齒抗彎強度↑，表面接觸強度↑推薦：轎車：貨車：接合齒（嚙合套或同步器）：1)轎車要加大重合度以降低噪聲，因此應(yīng)選用小壓力角；2)貨車要增大齒輪承載能力，因此應(yīng)選用大壓力角；3)直齒輪28°時強度最佳；斜齒輪25°時強度最高。

選取α的一般原則：4)符合國家標準的要求。齒輪α=20°，接合齒α=30°。3.斜齒輪螺旋角β影響因素↑β→齒輪嚙合重合度↑，工作平穩(wěn)，噪聲↓，齒輪強度↑，表面接觸強度↑β旋轉(zhuǎn)方向應(yīng)盡量使中間軸上的軸向力平衡要求：中間軸齒輪β一律右旋；第一、二軸上齒輪β一律左旋1)

轎車變速器齒輪的螺旋角應(yīng)大于貨車的；2)大于30°時，輪齒抗彎強度下降，因此,低檔齒輪β應(yīng)小些，

以15°～25°為宜；3)β增大時，接觸強度持續(xù)提高，因此,高檔齒輪β應(yīng)大些；4)中間軸上的軸向力應(yīng)盡量抵消，以減輕軸承負荷。螺旋角選取的一般原則：

斜齒輪螺旋角β的選擇：

車型

β范圍

兩軸式

200～250

轎車

中間軸式

220～340

貨

車

180～260

軸向力平衡條件：中間軸上軸向力的平衡

1)為了抵消中間軸上兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力，以減少軸承負荷，提高軸承壽命，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的；2)為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的；3)中間軸上全部齒輪一律取為右旋，第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋；4.齒寬b

影響因素↓b→輪齒接觸應(yīng)力↑、彎曲應(yīng)力↑，斜齒輪傳動平穩(wěn)性↓影響因素

要求b

變速器的軸向尺寸

窄

變速器的質(zhì)量

窄

輪齒磨損均勻性

窄

斜齒輪工作平穩(wěn)性

寬

減小工作應(yīng)力

寬

選擇原則1)第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)

可取大些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命；2)若模數(shù)相同，則擋位低的齒輪齒寬系數(shù)可取的稍大一些。齒輪形式

b

齒寬系數(shù)

kc直

齒

kcm4.5~8.0

齒輪

斜

齒

kcmn6.0~8.5

接合齒

（2~4）m

5.齒輪變位系數(shù)(1)消除齒輪根切現(xiàn)象，提高抗彎強度；(2)配湊中心距A；要求中間軸、第二軸上各對齒輪的中心距必須相同。在模數(shù)已確定的情況下，為滿足傳動比的需要，各對齒輪的中心距（齒數(shù)和）可能不相同，所以要配湊中心距。1)齒輪變位的目的高度變位:齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零?？稍黾有↓X輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。但不能同時增加一對齒輪的強度，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，又避免了其缺點。2)齒輪變位的分類21xxx+=c總變位系數(shù)(3)改善接觸強度，使傳動平穩(wěn)、耐磨損，并降低嚙合噪聲。1）對齒數(shù)和多的齒輪副，采用標準齒輪傳動或高度變位；2）對齒數(shù)和少的齒輪副應(yīng)該采用正角度變位；3）對高檔齒輪，為保證接觸應(yīng)力低，應(yīng)使變位系數(shù)和盡可能稍取大些；為減少傳動噪聲，變位系數(shù)和c可以取得少一些；4）對低檔齒輪，應(yīng)從保證大、小輪齒危險斷面齒厚相等條件來選

1和

2，其中小齒輪的1

>0，c可以取大些；6）齒數(shù)少、有根切時應(yīng)選取正變位修正。3）選取原則：21xxx+=c總變位系數(shù)齒輪主要損壞形式：高擋齒輪：提高接觸強度、耐磨性、低噪聲（c均選用較小值）低擋齒輪：小齒輪主要損壞形式：齒根彎曲斷裂保證彎曲強度（檔位愈低，c應(yīng)該逐漸加大，以獲得高強度.）提高接觸強度、耐磨性。齒面剝落：疲勞斷裂：提高抗彎強度推薦：最高擋～一擋齒輪副：ξc=－0.2~0.2推薦：小齒輪正變位，一擋齒輪副：ξc>1.0措施措施四擋變速器傳動方案1.確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比1）先確定I擋的齒數(shù)和Zh式中：m—端面模數(shù)；且z=d分度圓/mmn—法面模數(shù)；而m=mn/cosb依據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案進行七、各擋齒輪齒數(shù)的分配要求：zh圓整原則：i78較大，（Z8少些）；推薦：車型Z8轎車貨車15~1712~172.修正中心距A：步驟：zh圓整后→A（取小數(shù)點后兩位）3.確定常嚙合傳動齒輪的齒數(shù)要求：1）z1、Z2圓整2）核算i13）計算精確β值4.確定其他各擋的齒數(shù)當二擋為直齒輪、且模數(shù)與一擋相同時要求：1）z5、Z6

圓整2）核算A值，若有偏差，用齒輪變位調(diào)整當二擋為斜齒輪、螺旋角β6與常嚙合齒輪的β2不同時其他各擋齒輪的齒數(shù)用同此方法確定！5.確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪常選用相同的模數(shù)!要求：倒擋齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動干涉，齒輪8與9的齒頂圓間隙>0.5mm齒輪9的齒頂圓直徑De9：1)初選：Z10=21~23中間軸與倒擋軸的中心距2)由求得的De9，選擇適當?shù)凝X數(shù)和采用變位齒輪使De9符合（3-10）。最后計算倒擋軸與第二軸的中心距A”!齒頂圓直徑：De=Z×m+2×m（）

齒頂高系數(shù)ha*=1.0

+

§3-4

變速器的設(shè)計計算

一、齒輪的損壞形式輪齒折斷：沖擊載荷→彎曲折斷；疲勞載荷→裂斷端部破壞：轉(zhuǎn)速不同步→沖擊載荷點蝕：齒面相互嚙合擠壓損壞形態(tài)：損壞原因：二、輪齒強度計算1)直齒輪彎曲應(yīng)力σw：式中：F1—圓周力（N)：

1.輪齒彎曲強度計算齒輪端部破壞齒面疲勞剝落(點蝕)硬—壓碎按接觸強度計算輪齒折斷脈動彎曲下，齒根疲勞折斷軟—壓潰變形短時過載沖擊過載下，齒根折斷按彎曲強度計算按彎曲強度計算yZn,Zy—齒型系數(shù)；b—齒寬(mm)；b=Kc·mt—端面齒距(mm)t

=pm，m為模數(shù)(mm)；當齒頂高系數(shù)相同、壓力角ａ≠20°時，可按下式計算：y14.5°＝0.79y20°；y17.5°＝0.89y20°y22.5°＝1.1y20°；y25°＝1.23y20°Ks

—應(yīng)力集中系數(shù)：取Ks

=1.65；Kf—摩擦力影響系數(shù)：主動齒輪

Kf

=1.1，從動齒輪Kf

=0.90節(jié)圓(分度圓)直徑d=mz；z—齒數(shù)。斜齒輪按當量齒數(shù)Zn=Z/cos3β2)斜齒輪彎曲應(yīng)力σw：式中：F1—圓周力（N)：Ks

—應(yīng)力集中系數(shù)：取Ks

=1.5；Ke

—重合度影響系數(shù)：Ke

=2d=mnz/cosb；mn—法面模數(shù)(mm)；z—齒數(shù)；b—斜齒輪螺旋角(°)。y—齒型系數(shù)；b—齒寬(mm)；b=Kc·mn

；t—法面齒距(mm):t

=pmn；sw—彎曲應(yīng)力(N/mm2)，當Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距為Temax時，[sw]I、R=400~850N/mm2,貨車可取下限sw—彎曲應(yīng)力(N/mm2)，當Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距為Temax時，對轎車常嚙合齒輪和高擋齒輪取[sw]

=180~350N/mm2，對貨車可取[sw]

=100~250N/mm2。

2.齒輪接觸強度計算式中：F—齒面上法向力(N)：F=F1/(cosa·cosb)E

—材料的彈性模量(N/mm2)

；a—節(jié)點處壓力角(°)；b—斜齒輪螺旋角(°)。b—齒寬(mm)；F1

—圓周力(N)：齒輪接觸應(yīng)力:當計算載荷按Tg=Temax/2計算時，變速器齒輪的[sj]見下表齒輪sj/(N·mm-2)滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪I、R擋齒輪1900~2000950~1000常嚙合和高擋齒輪1300~1400650~700rZ、rb—主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑(mm):rz、rb—主、從動齒輪節(jié)圓(分度圓)半徑(mm);討論：r∝r，r↑,r↑,→sj↓，但r↑

則A↑(∵A=rz+rb),使體積↑、質(zhì)量↑，故不宜加大r。材料：20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5表面硬度：58~63HRC33~48HRC心部硬度：三、軸的強度、剛度計算對軸的要求：足夠的強度與剛度

1.初選軸徑變速器軸的變形簡圖中間軸式變速器第二軸、中間軸中部直徑第一軸花鍵處直徑（初選經(jīng)驗公式）K—經(jīng)驗系數(shù)，取K=4~4.6式中：返回

2.軸的強度驗算

1)強度驗算注意：計算各點支反力（從第二軸開始）擋位所有各擋位均計算載荷取作用在第一軸上的載荷Temax垂直面：徑、軸向力→支反力→Mc水平面：圓周力→支反力→Ms應(yīng)力計算公式：采用第三強度理論對圓軸：三強：應(yīng)力為：低擋時：s≤400MPa變速器軸材料：采用與齒輪相同的材料制造，常用18CrMnTi，20Mn2TiB或20MnVB；第二軸常用40Cr表面處理：常用氰化或高頻淬火返回彎矩扭矩3、軸的剛度驗算要求：撓度：轉(zhuǎn)角：e.g.1求撓度與轉(zhuǎn)角Solution:式中：I—轉(zhuǎn)動慣量d—軸徑花鍵處取平均直徑擠壓：4.花鍵及平鍵的校核計算：式中：K—系數(shù)，取K=0.75Z—花鍵齒數(shù)T—轉(zhuǎn)矩：T=Temax×ih—鍵齒高：h=(D-d)/2L—鍵齒長（工作長度）dz—鍵軸直徑:dz=(D+d)/2許用應(yīng)力：返回花鍵平鍵許用應(yīng)力：d—軸徑,h—鍵的高度,l—鍵的工作長度§3-5

同步器設(shè)計

一、慣性式同步器1.主要元件：能實現(xiàn)迅速、無噪聲換擋，操縱輕便常壓式、※慣性式、慣性增力式避免嚙合套端部受沖擊損壞功用：特點：換擋時兩換擋元件之間的角速度未完全相同時不允許換擋型式：用以使兩個轉(zhuǎn)速不同的元件經(jīng)過摩擦的作用后達到轉(zhuǎn)速相同摩擦元件鎖止元件彈性元件（定中元件）2.型式：a)鎖銷式慣性式特點：零件數(shù)量少，摩擦錐面半徑大，轉(zhuǎn)矩容量大多用于中、重型貨車同步轉(zhuǎn)矩大，轉(zhuǎn)矩容量較大，低熱負荷，可靠性好特點：工作可靠，零件耐用，但轉(zhuǎn)矩容量不大多用于轎車、輕貨多用于重型車b)鎖環(huán)式c)鎖環(huán)式d)多錐式（Porsehe式）自行增力式（Porsehe式）摩擦力矩大，換檔迅速方便，結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，軸向尺寸短多用于貨車返回二、同步器工作原理滑動齒輪有無軸向移動摩擦力矩兩個摩擦鎖止元件之間的角速度差Δω鎖止元件第一階段(同步前鎖止)第二階段(同步過程)第三階段(換擋過程)有從零↑Δω≠0且最大從不起作用到開始工作沒有有Δω≠0經(jīng)Δt后Δω=0工作,當Δω=0時不鎖止有(換擋)消失Δω=0不起作用（三個階段）第一階段：同步前鎖止過程第二階段：同步過程第三階段：換擋過程（Dw=0瞬間同步）（Dw=0時，摩擦力矩=0，在軸向力作用下解除鎖止，完成換擋）0(同步器鎖止條件的建立)三、同步器計算1.同步器摩擦力矩Mm：動量矩定理2.同步時摩擦力矩方程：作用載荷變速桿手柄上法向力：作用在同步器齒套上的上力：結(jié)構(gòu)上：——同步時摩擦力矩方程式aaFasin/Fr

拔環(huán)力矩：

M撥環(huán)=F2×r=F×ｔβ×r

an

摩擦力矩：αFαRM摩擦

＞M撥環(huán)鎖止條件:同步后:M摩擦

=03.同步器鎖止條件：r—鎖止面平均半徑β—鎖止面鎖止角asin/FF——同步器鎖止條件F影響因素：選用的材料，工作面的表面粗糙度，潤滑油種類，溫度錳黃銅，鋁黃銅，錫黃銅材料：接觸面壓強，摩擦因數(shù)f四、同步器主要參數(shù)的確定1.摩擦因數(shù)f黃銅合金—鋼摩擦副：f=0.12.同步環(huán)主要尺寸的確定1）同步環(huán)錐面上的螺紋槽影響因素：a)b)保證f的措施：2）錐面半錐角αα愈小，Mm愈大。避免自鎖tanα≥f討論：取α=6°~8°常用α=7°影響因素：↑R，摩擦力矩↑，零件尺寸↑在可能的條件下，盡可能將R取大些

p—摩擦面許用壓力(MPa)3.鎖止角b選取原則：4）錐面工作長度b3）摩擦錐面平均半徑R式中：作用：黃銅—鋼摩擦副：p=1.0~1.5MPa常用b=26°~42°↓b，軸向尺寸↓，單位壓力↑，磨損↑影響因素：

R—摩擦錐面平均半徑(mm)保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差為零時才能進行換擋影響因素：摩擦因數(shù)f，摩擦錐面平均半徑R，鎖止面平均半徑和錐面半錐角a計算公式：計算公式：5.轉(zhuǎn)動慣量的計算4.同步時間t推薦：輸入端零件換擋作用力F，角速度差，結(jié)構(gòu)尺寸車型擋位同步時間貨車轎車高擋0.15~0.3s低擋0.5~0.8s高擋0.3~0.8s低擋1.0~1.5s影響因素：—依靠同步器改變轉(zhuǎn)速的零件包括：1.第一軸及其上的離合器從動盤3.與中間軸上齒輪相嚙合的第二軸上常嚙合齒輪2.中間軸及齒輪步驟：計算各零件Jr

→按不同擋位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上返回直接擋情況：轉(zhuǎn)換公式：其他擋情況：式中：

Zz—轉(zhuǎn)換軸上的齒輪齒數(shù)；

Zb—被轉(zhuǎn)換軸上的齒輪齒數(shù)式中：

J1—第一軸及離合器從動盤轉(zhuǎn)動慣量∑Jzn1—轉(zhuǎn)換到第一軸上的中間軸的轉(zhuǎn)動慣量和：∑Jz1—中間軸上的轉(zhuǎn)動慣量和：∑Jz—中間軸的轉(zhuǎn)動慣量J’t

、J”t…—與中間軸齒輪常嚙合第二軸上齒輪的轉(zhuǎn)動慣量式中：

Jt—第二軸上某擋齒輪的轉(zhuǎn)動慣量∑Jzn2—轉(zhuǎn)換到第二軸上的中間軸的轉(zhuǎn)動慣量和：∑Jz2—中間軸上的轉(zhuǎn)