三軸六檔變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計【直接操縱手動換擋變速器】【說明書+CAD】

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設(shè)計方案力求實現(xiàn)：（1）變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊、合理，承載能力較大，滿足匹配發(fā)動機(jī)之所需；（2）選擋、換擋輕便、靈活、可靠；（3）同步器結(jié)構(gòu)合理，性能穩(wěn)定，有利于換擋；（4）齒輪承載能力高，運轉(zhuǎn)噪音低，傳遞運動平穩(wěn)。1.2課題研究的現(xiàn)狀目前，國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展十分迅速，普遍研究和采用電控自動變速器，這種變速器具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能、以及更高的行車安全性。但是駕駛員失去了駕駛樂趣，不能更好的體驗駕駛所帶來的樂趣。機(jī)械式手動變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。在檔位的設(shè)置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同時，6檔變速器的裝車率也在日益上升。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機(jī)的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。汽車變速器是汽車的重要部件之一，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、加速等各種行使工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空檔，可在起動發(fā)動機(jī)、汽車滑行或停車時使發(fā)動機(jī)的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行使能力。汽車變速器技術(shù)的發(fā)展歷史：手動變速器（MT：Manual Transmisson）主要采用了齒輪傳動的降速原理。變速器內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作，也就是通過操縱機(jī)構(gòu)使變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。自動變速器（AT：Automatic Transmisson）是由液力變矩器，行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力變矩器和齒輪組合的方式來達(dá)到變速變矩。AMT是在傳統(tǒng)干式離合器和手動齒輪變速器的基礎(chǔ)上改造而成，主要改變了手動換擋操縱部分。即在MT總體結(jié)構(gòu)不變的情況下改用電子控制來實現(xiàn)自動換擋。無級變速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又稱為連續(xù)變速式機(jī)械變速器。金屬帶式無級變速器主要包括主動輪組，從動輪組，金屬帶和液壓泵等基本部件。主要靠主動輪，從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化，傳動帶一般用橡膠帶，金屬帶和金屬鏈等。無限變速式機(jī)械無級變速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用的是一種摩擦板式變速原理。IVT的核心部分由輸入傳動盤，輸出傳動盤和Variator傳動盤組成。它們之間的接觸點以潤滑油作介質(zhì)，金屬之間不接觸，通過改變Variator裝置的角度變化而實現(xiàn)傳動比的連續(xù)而無限的變化。1.3 變速器的設(shè)計思想根據(jù)發(fā)動機(jī)匹配的轎車的基本參數(shù)，及發(fā)動機(jī)的基本參數(shù)，設(shè)計能夠匹配各項的新型后驅(qū)動變速器。新型后驅(qū)動變速器應(yīng)滿足：（1）發(fā)動機(jī)排量2.0升；（2）六個前進(jìn)擋，一個倒檔；（3）輸入、輸出軸保證兩點支承；（4）采用同步器，保證可靠平穩(wěn)換擋；（5）齒輪、軸及軸承滿足使用要求。1.4 研究的主要工作內(nèi)容中間軸式變速器主要用于后輪驅(qū)動變速器，所以，根據(jù)實際汽車發(fā)動機(jī)匹配所需，本文計劃對適用于后驅(qū)動發(fā)動機(jī)固定中間軸式變速器作為總的布置方案。1.確定合適的布置結(jié)構(gòu)變速器中各檔齒輪按照檔位先后順序在軸上排列；各檔的換擋方式；齒輪與軸的配套方案；軸承支承位置等結(jié)構(gòu)。2.進(jìn)行主要參數(shù)的選擇確定變速器的檔位數(shù)；各檔傳動比；中心距；軸向長度等。3.進(jìn)行主要零部件及其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計齒輪參數(shù)；各檔齒輪齒數(shù)分配；輪齒強(qiáng)度計算；軸的設(shè)計及校核；軸承的設(shè)計及校核；同步器主要參數(shù)的選?。徊倏v機(jī)構(gòu)的設(shè)計等。4.繪制圖紙 根據(jù)設(shè)計方案，通過CAD完成裝配圖及零件圖的繪制。第2章 變速器設(shè)計的總體方案變速器是汽車傳動系的重要組成部分，是連接發(fā)動機(jī)和整車之間的一個動力總成，起到將發(fā)動機(jī)的動力通過轉(zhuǎn)換傳到整車，以滿足整車在不同工況的需求。所以整車和發(fā)動機(jī)的主要參數(shù)對變速器的總體方案均產(chǎn)生較大影響。2.1 設(shè)計依據(jù)隨著消費者對汽車安全性、舒適性、經(jīng)濟(jì)性和動力性需求的提高，汽車的技術(shù)含量不斷提高，機(jī)械式手動變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。在檔位的設(shè)置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同時，6檔變速器的裝車率也在日益上升。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機(jī)的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。設(shè)計新型后驅(qū)動變速器以使變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊、合理、承載能力強(qiáng)。選擇車型為BMW 320i 2.0 典雅型轎車進(jìn)行設(shè)計，基本性能參數(shù)如表2.1。表2.1 基本性能參數(shù)發(fā)動機(jī)參數(shù)排量(L)2.0最大功率(km)110(6200r/min)最大扭矩(Nm)200(3600r/min)底盤參數(shù)驅(qū)動方式后輪驅(qū)動輪胎規(guī)格205/55 R16整車尺寸及質(zhì)量長*寬*高(mm)4520*1817*1421軸距(mm)2760總質(zhì)量(kg)3000整備質(zhì)量(kg)1425整車性能參數(shù)最高車速(km/h)220最大爬坡度30%注：其中，205/55 R16表示輪胎斷面寬B=205，扁平比H/B=55,輪輞直徑16in=406.4mm。故車輪滾動半徑近似等于輪胎半徑，為r=(406.4+205*0.55)/2=315.95mm。2.2傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析變速器由變速器傳動機(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)檔數(shù)或軸的不同分類，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類，而前者又分為兩軸式，中間軸式和多中間軸式變速器等。2.2.1兩軸式和中間軸式變速器現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用固定軸式變速器，而兩軸式和中間軸式應(yīng)用最為廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的汽車上。中間軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的汽車和發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動的客車上。在設(shè)計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，還要考慮以下幾個方面：與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在高檔工作是齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設(shè)計的很大。對于前進(jìn)檔，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相同。中間軸式變速器可以設(shè)置直接檔，在使用直接檔時，變速器的齒輪和軸承及軸承均不承載，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。因為直接檔的利用率高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命。在除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。對于本設(shè)計，采用如圖2.1所示的傳動方案。圖2.1中間軸式變速器傳動方案2.2.2倒檔的形式和布置方案圖2.2為常見的布置方案。圖2.2（a）方案廣泛用于前進(jìn)檔都是同步器換檔的四檔轎車和輕型貨車變速器中；圖2.2（b）方案的優(yōu)點是可以利用中間軸上的1檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換檔時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換檔困難，某些輕型貨車四檔變速器采用這種方案；圖2.2（c）方案能獲得較大的倒檔速比，突出的缺點是換檔程序不合理；圖2.2（d）方案針對前者的缺點作了修改，因而在貨車變速器中取代了圖2.2（c）方案；圖2.2（e）方案中，將中間軸上的一檔和倒檔齒輪做成一體，其齒寬加大，因而縮短了一些長度；圖2.2（f）方案采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便；為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車采用圖2.2（g）方案，其缺點是一檔和倒檔得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。后述五種方案可供五檔變速器的選擇：本次設(shè)計中采用中間軸式變速器，圖2.2（f）瑣事得到當(dāng)布置方案。圖2.2倒檔布置方案2.3 變速器基本參數(shù)的確定2.3.1 擋數(shù)的確定 擋數(shù)的設(shè)置與整車的動力性和經(jīng)濟(jì)性有關(guān)。就動力性而言，增加變速器的擋數(shù)，能夠增加發(fā)動機(jī)發(fā)揮最大功率附近高功率的機(jī)會，提高了整車的加速與爬坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言，擋數(shù)多，增加了發(fā)動機(jī)在低油耗區(qū)工作的可能性，降低油耗。所以擋數(shù)設(shè)置為六檔。2.3.2 傳動比的確定1、主減速器傳動比的確定發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為： （2.1）式中：汽車行駛速度（km/h）； 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）； 車輪滾動半徑（m）； 變速器直接檔傳動比； 主減速器傳動比。已知：最高車速=220km/h；最高檔為超速檔，傳動比=1；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格205/55R16得到=315.95(mm)；發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速=6200（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比： I0=3.352、最低檔傳動比計算按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）13。用公式表示如下： （2.2）式中：G 車輛總重量(N)； 坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面=0.010.02)；發(fā)動機(jī)最大扭矩(Nm)； 主減速器傳動比； 變速器傳動比； 為傳動效率（0.850.9）；R 車輪滾動半徑；最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）由公式（3.2）得： （2.3）已知：m=3000kg；r=0.32m； Nm； g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：ig4.76滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： （2.4）式中：驅(qū)動輪的地面法向反力，； 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面可取0.50.6之間。已知：kg；取0.55，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：所以，初選一檔傳動比為5.0。 3、變速器各檔速比的配置按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比，即：2.3.3 中心距的選擇初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算： （2.5）式中：A 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，乘用車=8.99.3；發(fā)動機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為200（Nm）； 變速器一檔傳動比為5.0； 變速器傳動效率，取96%。8.9=87.79mm取A=90mm。2.3.4 變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：；第3章 主要零部件的設(shè)計及計算3.1 齒輪的設(shè)計及校核3.1.1 齒輪參數(shù)確定及各擋齒輪齒數(shù)分配1.模數(shù)m齒輪模數(shù)是一個重要參數(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。對于乘用車為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，乘用車和總質(zhì)量在的貨車為，取。2.壓力角國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為。3.螺旋角選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。螺旋角應(yīng)選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。轎車變速器齒輪應(yīng)采用較大螺旋角以提高運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性，降低噪聲。乘用車中間軸式變速器為，選。4.齒寬b齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強(qiáng)度及工作平穩(wěn)性的要求，通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b。，其中為齒寬系數(shù)。變速器中一般倒擋采用直齒圓柱齒輪；常嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪。5.齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。一般齒輪的齒頂高系數(shù)，為一般汽車變速器齒輪所采用。6.各擋齒輪齒數(shù)的分配分配齒數(shù)時應(yīng)注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。（1）確定一擋齒輪的齒數(shù)齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)，采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和湊配中心距以外，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。一擋齒輪參數(shù)如表3.1。表3.1 一擋齒輪基本參數(shù)序號計算項目計算公式1端面壓力角2分度圓直徑3齒頂高4齒根高5齒頂圓直徑6齒根圓直徑7當(dāng)量齒數(shù)8齒寬 由于一擋采用斜齒輪傳動，所以齒數(shù)和，圓整后得齒數(shù)和為66，修正后得。湊配中心距；斜齒端面模數(shù)；嚙合角，；故總變位系數(shù)，即為高度變位。 查得：。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。（2）對中心距進(jìn)行修正因為計算齒輪和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的重新計算中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。由一擋傳動比求出常嚙合傳動齒輪的齒數(shù)比： （3.1）而常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即： （3.2） 由公式（3.1）（3.2）得：。核算=3.27，與前相差較小，故由（3.2）式得：齒輪1、2精確的螺旋角。湊配中心距；斜齒端面模數(shù)；嚙合角，故，角度變位。查得。（3）確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)見表3.2表3.2 常嚙合齒輪基本參數(shù)序號計算項目計算公式1分度圓直徑2齒頂高3齒根高4齒頂圓直徑5齒根圓直徑6當(dāng)量齒數(shù)7齒寬（4）確定其他各擋的齒數(shù)二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪不同，由得： （3.3）而 （3.4）此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式： （3.5）聯(lián)解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.3）（3.4）求出。湊配中心距；斜齒端面模數(shù)；嚙合角，故，正角度變位。查得。二擋齒輪基本參數(shù)見表3.3表3.3 二擋齒輪基本參數(shù)序號計算項目計算公式1理論中心距2中心距變動系數(shù)3齒頂降低系數(shù)4分度圓直徑5齒頂高6齒根高7齒頂圓直徑8齒根圓直徑9當(dāng)量齒數(shù)10齒寬同理：三擋齒輪，近似滿足軸向力平衡關(guān)系。 湊配中心距；斜齒端面模數(shù)；嚙合角，故，正角度變位。查得。三擋齒輪基本參數(shù)見表3.4表3.4 三擋齒輪基本參數(shù)序號計算項目計算公式1理論中心距2中心距變動系數(shù)3齒頂降低系數(shù)4分度圓直徑5齒頂高6齒根高7齒頂圓直徑8齒根圓直徑9當(dāng)量齒數(shù)10齒寬同理：四擋齒輪，近似滿足軸向力平衡關(guān)系。 湊配中心距；斜齒端面模數(shù)；嚙合角，故，負(fù)角度變位。查得。四擋齒輪基本參數(shù)見表3.5表3.5 四擋齒輪基本參數(shù)序號計算項目計算公式1理論中心距2中心距變動系數(shù)3齒頂降數(shù)4分度圓直徑5齒頂高6齒根高7齒頂圓直徑8齒根圓直徑9當(dāng)量齒數(shù)10齒寬五擋齒輪基本參數(shù)見表3.6表3.6 五擋齒輪基本參數(shù)序號計算項目計算公式1理論中心距2中心距變動系數(shù)3齒頂降低系數(shù)4分度圓直徑5齒頂高6齒根高7齒頂圓直徑8齒根圓直徑9當(dāng)量齒數(shù)10齒寬同理：五擋齒輪，近似滿足軸向力平衡關(guān)系。 湊配中心距；斜齒端面模數(shù)；嚙合角，故。查得。（5）。倒擋齒輪基本參數(shù)見表3.6表3.6倒擋齒輪基本參數(shù)序號計算項目計算公式1分度圓直徑2齒頂高3齒根高4齒頂圓直徑5齒根圓直徑6基圓直徑7齒寬序號計算項目計算公式1分度圓直徑2齒頂高3齒根高4齒頂圓直徑5齒根圓直徑6基圓直徑7齒寬確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)往往與一擋相近。倒擋齒輪的齒數(shù)，一般在2123之間，初選，計算出輸入軸與倒擋軸的中心距。設(shè)為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪13和14的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，故取，滿足輸入軸與中間軸的距離。假設(shè)當(dāng)齒輪13和14嚙合時，中心距，且。故倒擋軸與中間軸的中心距，。根據(jù)中心距求嚙合角：，故，高度變位。查得 3.1.2 輪齒強(qiáng)度計算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些3。變速器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少，齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。點蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴(yán)重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴(yán)重。1.輪齒彎曲強(qiáng)度計算（1）直齒輪彎曲應(yīng)力 （3.6）式中：計算載荷（Nmm）；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；齒寬系數(shù)；y齒形系數(shù)。倒擋主動輪14，查手冊得y=0.172，代（3.6）得；倒擋傳動齒輪15，查手冊得y=0.176，代入（3.6）得；倒擋從動輪13，查手冊得y=0.174，代入（3.6）得；當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850Mpa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。故 ，彎曲強(qiáng)度足夠。（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 （3.7）式中：計算載荷（Nmm）；斜齒輪螺旋角；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.50；Z齒數(shù)；法向模數(shù)（mm）；y齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)；重合度影響系數(shù)，=2.0。一擋齒輪12，查圖得y=0.162，代入（3.7）得=291.81Mpa；一擋齒輪11，查圖得y=0.138，代入（3.7）得=118.85Mpa；二擋齒輪10，查圖得y=0.191，代入（3.7）得=158.26Mpa；二擋齒輪9，查圖得y=0.175，代入（3.7）得=101.91Mpa；三擋齒輪8，查圖得y=0.182，代入（3.7）得=166.27Mpa；三擋齒輪7，查圖得y=0.174，代入（3.7）得=115.94Mpa；四擋齒輪6，查圖得y=0.178，代入（3.7）得=142.76Mpa；四擋齒輪5，查圖得y=0.173，代入（3.7）得=131.01Mpa；五擋齒輪4，查圖得y=0.176，代入（3.7）得=120.16Mpa；五擋齒輪3，查圖得y=0.172，代入（3.7）得=157.27Mpa；常嚙合齒輪2，查圖得y=0.142，代入（3.7）得=136.21Mpa；常嚙合齒輪1，查圖得y=0.148，代入（3.7）得=219.56Mpa；當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350Mpa范圍，所有斜齒輪滿足 ，故彎曲強(qiáng)度足夠。2.輪齒接觸應(yīng)力計算 （3.8）式中：輪齒的接觸應(yīng)力（Mpa）；F齒面上的法向力（N）， ；圓周力（N），；計算載荷（Nmm）；d節(jié)圓直徑（mm）；節(jié)點處壓力角；齒輪螺旋角；E齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=；b齒輪接觸的實際寬度（mm）；、主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；、為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.8），并將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷時，得出：一擋接觸應(yīng)力；二擋接觸應(yīng)力；三擋接觸應(yīng)力；四擋接觸應(yīng)力；五擋接觸應(yīng)力常嚙合接觸應(yīng)力；倒擋接觸應(yīng)力（齒輪14主動，15從動）； （齒輪15主動，13從動）；對于滲碳齒輪變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力，一擋和倒擋 =19002000Mpa，常嚙合齒輪和高擋=13001400Mpa。故所有齒輪滿足 ，接觸強(qiáng)度足夠。3.1.3 變速器齒輪的材料及熱處理變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi,滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為5863HRC，心部硬度為3348HRC。淬火的目的是大幅度提高鋼的強(qiáng)度、硬度、耐磨性、疲勞強(qiáng)度以及韌性等，從而滿足各種機(jī)械零件和工具的不同使用要求?；鼗鸬淖饔迷谟谔岣呓M織穩(wěn)定性，使工件在使用過程中不再發(fā)生組織轉(zhuǎn)變，從而使工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定；消除內(nèi)應(yīng)力，以改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸；調(diào)整鋼鐵的力學(xué)性能以滿足使用要求。3.2 軸的設(shè)計及校核3.2.1初選軸的直徑軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào)，變速器軸的最大直徑與支承間的距離可按下列關(guān)系式初選對于二軸式: = 0.180.21 （3.9）中間軸式變速器第二軸與中間軸的最大直徑d=可根據(jù)中心距A(mm)按下式初選: d(0.450.60)A （3.10）第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式初選 d(44.6) （3.11）初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵，彈性檔圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸的剛度與強(qiáng)度驗算結(jié)果進(jìn)行修正2。經(jīng)過計算得：第一軸花鍵部分直徑： d=26mm中間軸的最大直徑： =40mm 支承間的距離： =224mm第二軸的的最大直徑： =40mm 支承間的距離： =192mm3.2.2軸的剛度計算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖3.1所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 (a)軸在垂直面內(nèi)的變形 (b)軸在水平面內(nèi)的變形圖3.1變速器軸的變形示意簡圖軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)的有關(guān)公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖3.2所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計算 （3.12） （3.13） （3.14）式中 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；為齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.1105 MPa；慣性矩（mm4），對于實心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。圖3.2變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角軸的全撓度為 mm （3.15）軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad3。1、第一軸的剛度=17101.33N=6765.36 N變速器工作時，=0.02mm=0.05mm=0.05mm=0.00003rad2、中間軸的剛度（1）一檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力及軸向力，可按下式求出：=52631.58N=20821.28N =24736.84N一檔工作時， =0.08mm =0.003 mm =0.08mm =0.0005rad（2）二檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：=33000N=13054.95N二檔工作時， =0.037mm =0.094mm =0.10mm =0.00002rad（3）三檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：=26300N=3422.3N三檔工作時， =0.023mm =0.073mm =0.077mm =0.00027rad（4）四檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：=19000N=7516.48N四檔工作時， =0.030mm =0.074mm =0.080mm =0.00009rad（5）五檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力及軸向力，可按下式求出：=14526.32N=5746.68N =6827.37N一檔工作時， =0.017mm =0.043 mm =0.05mm =0.0002rad（6）倒檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：=65866.66N=26057.14N倒檔工作時， =0.090mm =0.032mm =0.09mm =0.00002rad3、第二軸的剛度（1）一檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力及軸向力，可按下式求出：=71428.57N=28257.46N =33571.43N一檔工作時， =0.06mm =0.041 mm =0.072mm =0.0015rad（2）二檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：=41485.71N=16411.93N二檔工作時， =0.05mm =0.13mm =0.14mm =0.0001rad（3）三檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：=30057.14N=11890.74N三檔工作時， =0.047mm =0.10mm =0.11mm =0.00048rad（4）四檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：=25333.33N=10021.98N四檔工作時，=0.036mm=0.028mm=0.046mm=0.00043rad（5）五檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力及軸向力，可按下式求出：=19714.29N=7799.06N =9265.72N一檔工作時， =0.01mm =0.026 mm =0.028mm =0.00036rad（6）倒檔工作時的剛度計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出：=89818.18N=35532.47N倒檔工作時，=0.075mm=0.14mm=0.16mm=0.0036rad3.2.3 軸的強(qiáng)度計算作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的水平垂直面內(nèi)的支反力之后，計算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，其應(yīng)力為 = （3.16）式中 M合成彎矩，（Nmm）；d軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；W抗彎截面系數(shù)（mm)。在低檔工作時，400MPa。除此之外，對軸上的花鍵，應(yīng)驗算齒面的擠壓應(yīng)力。變速器的軸用與齒輪相同的材料制造。1、第一軸強(qiáng)度校核第一軸一檔工作時強(qiáng)度校核：=22045.5N，=8716.8N， =9357.7N, ,.求H面內(nèi)支反力、和彎矩輸出軸受力如圖3.3（a）所示，則 += （3.17） = （3.18）由式（3.17）和式（3.18）可得：=-960.8N，=6966.1N，=-192.16Nm。 （a）第一軸水平方向受力圖 （b）第一軸垂直方向受力圖 圖3.3第一軸受力圖求V面內(nèi)支反力、和彎矩輸出軸受力如圖3.4（b）所示，則 += （3.19） += （3.20）由式（3.19）和式（3.20）可得：=96.5N，=2384.7N，=93.21Nm （3.21）=281.9Nm=106.4 （3.22） （a）第一軸水平彎矩圖 （b）第一軸垂直彎矩圖圖3.4第一軸彎矩圖2、中間軸強(qiáng)度校核中間軸一檔工作時強(qiáng)度校核：=22045.5N，=8716.8N， =9357.7N,求H面內(nèi)支反力、和彎矩輸出軸受力如圖3.5（a）所示，則 += （3.23） = （3.24）由式（3.23）和式（3.24）可得：=6298.7N，=15746.8N，=1007.79Nm求V面內(nèi)支反力、和彎矩輸出軸受力如圖3.5（b）所示，則 += （3.25） =+ （3.26）由式（3.25）和式（3.26）可得：=3648.1N，=5068.7N，=583.70Nm=1179.07Nm=181.88 （a）中間軸水平方向受力圖 （b）中間軸垂直方向受力圖圖3.5中間軸受力圖彎矩圖如圖3.6所示： （a）中間軸水平彎矩圖 （b）中間軸垂直彎矩圖圖3.6中間軸彎矩圖3、第二軸強(qiáng)度校核第二軸一檔工作時強(qiáng)度校核：=11713.9N，=4631.7N， =4972.2N，求H面內(nèi)支反力、和彎矩輸出軸受力如圖3.8（a）所示，則 += （3.27） = （3.28）由式（4.23）和式（4.24）可得：=3904.6N，=7809.3N，=499.79Nm求V面內(nèi)支反力、和彎矩輸出軸受力如圖4.8（b）所示，則 += （3.29） =+ （3.30）由式（3.29）和式（3.30）可得：=2894.4N，=1737.3N，=370.48Nm=648.77Nm=120.5 （a）第二軸水平方向 （b）第二軸垂直方向受力圖圖3.7第二軸受力圖（a）第二軸水平彎矩圖 （b）第二軸垂直彎矩圖圖3.8第二軸彎矩圖第4章 同步器的選擇同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。4.1 慣性式同步器慣性式同步器能做到換擋時，在兩換擋元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換擋，因而能很好地完成同步器的功能和實現(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。雖然它們結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。4.1.1 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)如圖4.1所示，鎖環(huán)示同步器的結(jié)構(gòu)特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側(cè)的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑快壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑快凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換擋的零件保持在中立位置上?；靸啥松烊腈i環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的尺寸要比滑快寬一個接合齒。圖4.1鎖環(huán)式同步器1、4-鎖環(huán)；2-滑塊；3-彈簧圈；5、8-齒輪；6-嚙合套座；7-嚙合套4.1.2鎖環(huán)式同步器的工作原理換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑快和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并由滑快予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止?fàn)顟B(tài)，換檔的第一階段工作至此已完成。換檔哪個力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成了換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成換檔。鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，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，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。4.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定接近尺寸，同步器換擋第一階段中間，在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離，稱為接近尺寸。尺寸應(yīng)大于零，取=0.20.3mm。分度尺寸，滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離，稱為分度尺寸。尺寸應(yīng)等于1/4接合齒齒距。尺寸和是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應(yīng)予以控制。滑塊轉(zhuǎn)動距離，滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)的轉(zhuǎn)動距離影響分度尺寸?；瑝K寬度、滑塊轉(zhuǎn)動距離與缺口寬度尺寸之間的關(guān)系如下 （4.1）滑塊轉(zhuǎn)動距離與接合齒齒距的關(guān)系如下 （4.2）式中 滑塊軸向移動后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）；接合齒分度圓半徑?；瑝K端隙，滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，同時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面之間的間隙為，要求。若，則換擋時，在摩擦錐面尚未接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸0，此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證0，應(yīng)使，通常取=0.5mm左右。鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應(yīng)留有間隙，并可稱之為后備行程。預(yù)留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，并在下來的換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導(dǎo)致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達(dá)到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設(shè)計不當(dāng)而影響同步器壽命。一般應(yīng)去=1.22.0mm。在空擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應(yīng)保持在0.20.5mm。4.2主要參數(shù)的確定4.2.1摩擦因數(shù)f 汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。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。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設(shè)計工作帶來困難。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、潤滑油種類和溫度等因數(shù)有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強(qiáng)度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短已遭淘汰。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。摩擦因數(shù)對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，則換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。4.2.2同步環(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)計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。實驗還證明：螺紋的齒頂寬對的影響很大，隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計得大些，可使被刮下來的油存在于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為612個，槽寬34mm。2、錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是。一般取=68。=6時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時，則有粘著和咬住的傾向；在=7時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。3、摩擦錐面平均半徑設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大。往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后還會影響同步器徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將取大些。4、錐面工作長度b縮短錐面長度，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定 （4.3）式中 摩擦面的許用壓力，對黃銅與鋼的摩擦副，=1.01.5MPa；Mm摩擦力矩；摩擦因數(shù)；摩擦錐面的平均半徑。上式中面積是假定在沒有螺紋槽的條件下進(jìn)行計算的。 5、同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結(jié)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。乘用車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。鍛造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.30.5），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金的摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔表面噴上厚0.070.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的23倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強(qiáng)度。4.2.3鎖止角鎖止角選取得正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在2642。 4.2.4同步時間同步器工作時，要連接的兩個部分達(dá)到同步的時間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸、轉(zhuǎn)動慣量對同步時間有影響。軸向力大、則同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關(guān)，計算時可在下述范圍選?。簩Τ擞密囎兯倨?，高檔取0.150.30s，低檔取0.500.80s；對貨車變速器，高檔取0.300.80s，低檔取1.000.50s。4.2.5轉(zhuǎn)動慣量的計算換擋過程中依據(jù)同步器改變轉(zhuǎn)速的零件，統(tǒng)稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動盤、中間軸及其上的齒輪、與中間軸上齒輪向嚙合的第二軸上的常嚙合齒輪。其轉(zhuǎn)動慣量的計算是：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)公式合成求出轉(zhuǎn)動慣量值3。第5章 變速器操縱機(jī)構(gòu)的選擇和箱體設(shè)計原則5.1變速器操縱機(jī)構(gòu)的選擇根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機(jī)構(gòu)完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔。變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應(yīng)使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或推到空擋工作，稱為手動換擋變速器。變速器操縱機(jī)構(gòu)可分為直接操縱手動換檔變速器，遠(yuǎn)距離操縱手動換檔變速器和電控自動換檔變速器。當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時，可