簡介：濰坊科技學院機械工程學院學士學位論文論文題目電動轎車二級齒輪變速器指導教師456姓名123專業(yè)機械設(shè)計制造及其自動化班級2009級本科二班摘要變速器作為電動轎車傳動系統(tǒng)的重要組成部分，對整車的動力性與經(jīng)濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率都有著較為直接的影響。雖然傳統(tǒng)機械式的手動變速器具有換檔沖擊大，體積大，操縱麻煩等諸多缺點，但仍以其傳動效率高、生產(chǎn)制造工藝成熟以及成本低等特點，廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代電動轎車上。本文在深入了解和學習變速器開發(fā)流程和相關(guān)設(shè)計理論知識的前提下，首先確定該電動轎車手動變速器的設(shè)計方案，包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機構(gòu)及檔位布置形式等；其次根據(jù)所配發(fā)動機的基本參數(shù)以及考慮到整車動力性和經(jīng)濟性要求下的傳動比，設(shè)計計算出變速器主要零件的相關(guān)參數(shù)，通過對設(shè)計參數(shù)的分析，找到影響手動變速器性能的因素，完成齒輪、軸和軸承等主要零件以及同步器同步過程的分析。同時針對各影響因素結(jié)合變速器的結(jié)構(gòu)和目標性能進行優(yōu)化。在提高傳動效率，換檔舒適性，輕量化等方面進行研究。關(guān)鍵詞手動變速器電動汽車舒適性ABSTRACTASANIMPORTANTPARTOFAUTOMOBILETRANSMISSION,GEARBOXNOTONLYHASADIRECTIMPACTONTHEVEHICLE’SPOWERANDECONOMY,ALSOAFFECTSTHEOPERATIONRELIABILITYANDEASE,TRANSMISSIONSTABILITYANDEFFICIENCY．ALTHOUGHTHETRADITIONALMECHANICALMANUALTRANSMISSIONHASMANYDISADVANTAGES，SUCHASLARGESHIFTSHOCK,HUGEVOLUMEANDCOMPLICATEDCONTROL，ITISSTILLWIDELYUSEDINMODEMCARSFORITSADVANTAGESOFHIGHTRANSMISSIONEFFICIENCY,MATUREPRODUCTIONTECHNIQUEANDMOREIMPORTANTLYLOWCOST．THISTHESISFIRMLYCONFIRMSTHEDESIGNPLANOFMANUALGEARBOXOFMICROCAR,BASINGONTHECOMPREHENSIONANDSTUDYONGEARBOXDEVELOPMENTPROCESSASWELLASRELEVANTTHEORIES．THEDESIGNPLANINCLUDESTHELAYOUTOFGEARANDSHAFT,LAYOUTOFGEARSHIFTINGOPERATIONMECHANISM，ETC．SECONDLYBASEDONTHEESSENTIALPARAMETEROFFURNISHEDENGINEANDTHEREQUIREDTRANSMISSIONRATIOOFTHEVEHICLE’SPOWERPERFORMANCE，THERELATEDPARAMETERSONMAINCOMPONENTSOFGEARBOXAREWORKEDOUT．VIAANALYSISTODESIGNPARKEYWORDMANUALTRANSMISSIONTRANSMISSIONEFFICIENCYLIGHTWEIGHT目錄摘要ABSTRACT1傳動裝置總體設(shè)計111傳動簡圖112擬定傳動方案115計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)22設(shè)計計算傳動零件421高速齒輪組的設(shè)計與強度校核422高速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計723低速齒輪組的設(shè)計與強度校核724低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計1125低速齒輪組的設(shè)計與強度校核1124低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計1525校驗傳動比153設(shè)計計算軸1731低速軸的設(shè)計與計算1732中間軸的設(shè)計與計算2333高速軸的設(shè)計與計算244鍵聯(lián)接，潤滑方式，潤滑劑牌號及密封件的選擇264．1選擇和校驗鍵聯(lián)接264．2齒輪的潤滑264．3滾動軸承的潤滑264．4潤滑油的選擇264．5密封方法的選取275同步器的設(shè)計2851同步器的工作原理2852同步器的功用同步器的種類29532同步環(huán)主要尺寸確定296變速器操作機構(gòu)3161變速器操作機構(gòu)的要求3162直接操作手動換擋變速器3163遠距離操作手動換擋變速器3164變速器自鎖，互鎖，倒檔鎖裝置327變速器軸承33結(jié)論34致謝35附錄36參考文獻371傳動裝置總體設(shè)計11傳動簡圖繪制傳動簡圖如下12擬定傳動方案采用二級圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長期工作，使用與維護方便。（缺點結(jié)構(gòu)尺寸稍大）。高速級常用斜齒，低速級可用直齒或斜齒。由于相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象。常用于載荷較平穩(wěn)的場合，應(yīng)用廣泛。傳動比范圍I8～40已知322；321；31678各軸轉(zhuǎn)速各軸輸入功率電動機的輸出轉(zhuǎn)矩各軸輸入轉(zhuǎn)矩同理2設(shè)計計算傳動零件標準減速器中齒輪的齒寬系數(shù)B/A（其中A為中心距）對于一般減速器取齒寬系數(shù)0221高速齒輪組的設(shè)計與強度校核211選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1如上圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；2運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588）；3材料選擇。由文獻2表101,選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4初選小齒齒數(shù)9，大齒輪齒數(shù)為3222898，取29。212按齒面接觸強度設(shè)計213確定公式內(nèi)的數(shù)值1試選載荷系數(shù)16，由文獻2圖1030選取節(jié)點區(qū)域系數(shù)24332由文獻2圖1026查得0771、0820所以15913外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù)051U0513220408444查表材料的彈性影響系數(shù)18985由表按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為600；大齒輪的接觸疲勞強度極限為6計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60NJ602800128300108064同理25X由文獻2圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)09、0977計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)為S105，則/S5142/S508所以（5142508）/25111214基本數(shù)據(jù)計算1由小齒輪分度圓直徑361MM圓整為36MM2計算圓周速度V53M/S3計算齒寬B及模數(shù)B304MM圓整為38H225855MMB/H364計算縱向重合度0318TANΒ0885計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)1，根據(jù)V53M/S，7級精度，由由文獻3圖108查得動載系數(shù)1054；由文獻3表104查得查文獻3圖1013得；查文獻3表103得所以載花系數(shù)K17646按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑MM計算模數(shù)MM圓整為39MM215按齒根彎曲強度設(shè)計216確定計算參數(shù)1計算載荷系數(shù)K20212由縱向重合度2397，查文獻3圖1028得螺旋角影響系數(shù)088463查取齒形系數(shù)由文獻3表105查得齒形系數(shù)；應(yīng)力校正系數(shù)；18224由文獻3圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；5由文獻3圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；6計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S14；則；同理2442857計算大、小齒輪的，并加以比較001365001602所以,大齒輪的數(shù)值大217計算中心距AMM圓整為70MM218按圓整的中心距修正螺旋角因Β值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。219計算大、小齒輪的分度圓直徑MM同理11905MM2110計算齒輪寬度B312MM圓整后取MM36M22高速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計齒根圓直徑為36952102539272MMMM齒頂圓直徑為MM23低速齒輪組的設(shè)計與強度校核231選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；2運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588）；3材料選擇。由文獻2表101選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4初選小齒齒數(shù)14，大齒輪齒數(shù)為32145。232按齒面接觸強度設(shè)計確定公式內(nèi)的數(shù)值1試選載荷系數(shù)16，由文獻2圖1030選取節(jié)點區(qū)域系數(shù)24332由文獻2圖1026查得07710980所以17513外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù)051U0513210408424查文獻2表106得材料的彈性影響系數(shù)18985由文獻2圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為600；大齒輪的接觸疲勞強度極限為5506計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60NJ608696128300102504同理78查得接觸疲勞壽命系數(shù)09710967計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)為S105，則/S5543/S574所以56415233齒輪數(shù)據(jù)計算1小齒輪分度圓直徑所以487MM圓整為48MM2計算圓周速度V22M/S3計算齒寬B及模數(shù)B41MMMMH2257245MMB/H5664計算縱向重合度0318TANΒ1365計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)1，根據(jù)V22M/S，7級精度，由文獻2圖108查得動載系數(shù)1042；由文獻2表104查得查文獻2圖1013得；查文獻2表103得所以載荷系數(shù)K21986按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑MM7計算模數(shù)MM圓整為35MM234按齒根彎曲強度設(shè)計235確定計算參數(shù)1計算載荷系數(shù)K17742由縱向重合度136，查得螺旋角影響系數(shù)088463查取齒形系數(shù)由文獻2表105查得齒形系數(shù)；應(yīng)力校正系數(shù)；17794由文獻2圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；5由文獻2圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；6計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S14；則；同理257867計算大、小齒輪的，并加以比較00129270015192大齒輪的數(shù)值大236法面模數(shù)設(shè)計計算298MM對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取35MM，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有1433取14則U45237幾何尺寸計算1計算中心距AMM圓整為110MM2按圓整的中心距修正螺旋角因Β值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。3計算大、小齒輪的分度圓直徑MM同理1678MM4計算齒輪寬度B4395MM圓整后取MM24低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計齒根圓直徑為4345MMMM齒頂圓直徑為MMMM25低速齒輪組的設(shè)計與強度校核251選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；2運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588）；3材料選擇。由文獻2表101選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4初選小齒齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為167847。252按齒面接觸強度設(shè)計確定公式內(nèi)的數(shù)值1試選載荷系數(shù)16，由文獻2圖1030選取節(jié)點區(qū)域系數(shù)24332由文獻2圖1026查得07710980所以17513外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù)051U051167804053564查文獻2表106得材料的彈性影響系數(shù)18985由文獻2圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為600；大齒輪的接觸疲勞強度極限為5506計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60NJ6027091283001078同理2504查得接觸疲勞壽命系數(shù)09710967計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)為S105，則/S5543/S574所以56415253齒輪數(shù)據(jù)計算1小齒輪分度圓直徑所以814MM圓整為81MM2計算圓周速度V115M/S3計算齒寬B及模數(shù)B43MMMMH225612MMB/H7034計算縱向重合度0318TANΒ1735計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)1，根據(jù)V115M/S，7級精度，由文獻2圖108查得動載系數(shù)1042；由文獻2表104查得查文獻2圖1013得；查文獻2表103得所以載荷系數(shù)K1726按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑MM7計算模數(shù)MM圓整為279MM254按齒根彎曲強度設(shè)計255確定計算參數(shù)1計算載荷系數(shù)K1722由縱向重合度173，查得螺旋角影響系數(shù)088463查取齒形系數(shù)由文獻2表105查得齒形系數(shù)；應(yīng)力校正系數(shù)；17794由文獻2圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；5由文獻2圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；6計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S14；則；同理257867計算大、小齒輪的，并加以比較00129270015192大齒輪的數(shù)值大256法面模數(shù)設(shè)計計算271MM對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取275MM，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有2775取28則U47257幾何尺寸計算1計算中心距AMM圓整為110MM2按圓整的中心距修正螺旋角因Β值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。3計算大、小齒輪的分度圓直徑MM同理1379MM4計算齒輪寬度B4392MM圓整后取MMB67426低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計齒根圓直徑為75125MMMM齒頂圓直徑為MMMM27校驗傳動比實際傳動比為總傳動比所以傳動比相對誤差為10361034/10360193設(shè)計計算軸31低速軸的設(shè)計與計算311軸的基本設(shè)計（1）列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（2）求作用在齒輪上的力因已知的低速級大齒輪的分度圓直徑為1678MM而圓周力徑向力8963N軸向力（3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻5表153，取110，則MM圖31低速軸輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如圖31所示。為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查文獻5表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取15，則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為312擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，ⅠⅡ軸段左端需制出一軸肩，所以取35MM，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D40MM（GB8918921986）。2初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。由工作要求及35MM，查GB/T2971994，選擇30212型號，其尺寸為DDT60MM110MM2375MM，A224MM。故,而2375MM。3取安裝齒輪處的軸段ⅥⅦ的直徑45MM，齒輪與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為45MM，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取42MM，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度H007D，取H6MM，則軸環(huán)處的直徑為50MM，軸環(huán)寬度B≥14H，取12MM。4軸承端蓋的總寬度為20MM，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離MM，故取。5取中間軸上兩齒輪間距為20MM，，則2375MM；1545（2012）68MM。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6軸向零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，齒輪處BH20MM12MMGB/T10961979，長度為50MM；同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/N6；同樣，在聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處，選用平鍵16MM10MM70MM，聯(lián)軸器與軸的配合為H7/K6。滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為M6。7確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2。313求軸上的載荷首先作軸的計算簡圖。由軸的計算簡圖作軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖32受力簡圖314按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取A06，軸的計算應(yīng)力為16104前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻5表151查得60MPA，因此是安全的。315精確校核軸的疲勞強度1判斷危險截面截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以這幾個截面均不需要校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅵ和Ⅶ的應(yīng)力集中的影響相近，但截面Ⅶ不受扭矩作用，故不必作強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面Ⅴ、Ⅳ更不必校核。由第三章可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅵ的左右兩側(cè)即可。2截面Ⅵ左側(cè)抗彎截面系數(shù)W0127463抗扭截面系數(shù)0254925截面Ⅵ左側(cè)的彎矩M為M25492886（1449325）/144919775020NMM截面Ⅵ上的扭矩截面Ⅵ上的彎曲應(yīng)力720截面Ⅵ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力1097軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得640，275，155。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及取。因為R/D2/650031；D/D77/651185以256，198又可得軸的材料敏感系數(shù)為082，085所以有效應(yīng)力集中系數(shù)為22791833由附文獻5圖32得尺寸系數(shù)，得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)082。軸按磨削加,表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即1，則綜合系數(shù)值為34382322取碳鋼的特性系數(shù)，求安全系數(shù)167611919708S15故可知其安全3截面Ⅵ右側(cè)抗彎截面系數(shù)W公式計算，W01456533抗扭截面系數(shù)02913066彎矩M及彎曲應(yīng)力為M25492886X（1449325）/144919775020NMM433截面Ⅵ上的扭矩截面Ⅵ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力6597用插入法求出320；08X320256軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)故綜合系數(shù)32872647求安全系數(shù)1932174231294S15故可知其安全32中間軸的設(shè)計與計算（1）列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（2）求作用在齒輪上的力因已知高速軸小齒輪的分度圓直徑為MM而圓周力徑向力8975N軸向力（3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取110，則輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如圖15所示。為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。又因為所選取電動機型號為Y132S4，其軸徑DMM，所以必須選取軸孔直徑系列包括D38MM的聯(lián)軸器。查表得，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取15，則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為所以，查標準GB/T50141985，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000NMM。半聯(lián)軸器長L82MM，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度60MM。33高速軸的設(shè)計與計算（1）列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（2）求作用在齒輪上的力因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為MM而圓周力徑向力3856N軸向力（3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取70，則MM圖34高速軸輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如圖34示。為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。又因為所選取電動機型號為Y132S4，其軸徑DMM，所以必須選取軸孔直徑系列包括D38MM的聯(lián)軸器。查文獻5表31得，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取15，則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為所以，查標準GB/T50141985，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000NMM。半聯(lián)軸器長L82MM，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度60MM。4鍵聯(lián)接，潤滑方式，潤滑劑牌號及密封件的選擇4．1選擇和校驗鍵聯(lián)接表41鍵的選擇和校核4．2齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度低，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35MM。4．3滾動軸承的潤滑如果減速器用的是滾動軸承，則軸承的潤滑方法可以根據(jù)齒輪或蝸桿的圓周速度來選擇圓周速度在2M／S～3M／S以上時，可以采用飛濺潤滑。把飛濺到箱蓋上的油，匯集到箱體剖分面上的油溝中，然后流進軸承進行潤滑。飛濺潤滑最簡單，在減速器中應(yīng)用最廣。這時，箱內(nèi)的潤滑油粘度完全由齒輪傳動決定。圓周速度在2M/S～3M/S以下時，由于飛濺的油量不能滿足軸承的需要，所以最好采用刮油潤滑，或根據(jù)軸承轉(zhuǎn)動座圈速度的大小選用脂潤滑或滴油潤滑。利用刮板刮下齒輪或蝸輪端面的油，并導入油溝和流入軸承進行潤滑的方法稱為刮油潤滑。4．4潤滑油的選擇采用脂潤滑時，應(yīng)在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置擋油環(huán)或其他內(nèi)部密封裝置，以免油池中的油進入軸承稀釋潤滑脂。滴油潤滑有間歇滴油潤滑和連續(xù)滴油潤滑兩種方式。為保證機器起動時軸承能得到一定量的潤滑油，最好在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置一圓缺形擋板，以便軸承能積存少量的油。擋板高度不超過最低滾珠柱的中心。經(jīng)常運轉(zhuǎn)的減速器可以不設(shè)這種擋板。轉(zhuǎn)速很高的軸承需要采用壓力噴油潤滑。如果減速器用的是滑動軸承，由于傳動用油的粘度太高不能在軸承中使用，所以軸承潤滑就需要采用獨自的潤滑系統(tǒng)。這時應(yīng)根據(jù)軸承的受載情況和滑動速度等工作條件選擇合適的潤滑方法和油的粘度。齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用LAN15潤滑油。4．5密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25427ACM，（F）B709010ACM。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。5同步器的設(shè)計圖51同步器的結(jié)構(gòu)及安裝圖示同步器有常壓式、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，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點，現(xiàn)己不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器．慣性式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，在其上面設(shè)有專設(shè)機構(gòu)保證接合套與待接合的花鍵齒圈存在達到同步之前不可能接觸，從而避免齒問沖擊。由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉(zhuǎn)，變換擋位時存在一個“同步”問題。兩個旋轉(zhuǎn)速度不一樣齒輪強行嚙合必然會發(fā)生沖擊碰撞，損壞齒輪，因此，舊式變速器的換擋要采用“兩腳離合”的方式，升檔在空檔位置停留片刻，減檔要在空檔位置加油門，以減少齒輪的轉(zhuǎn)速差。但這個操作比較復雜，難以掌握精確．因此設(shè)計師創(chuàng)造出同步器，通過同步器使將要嚙合的齒輪達到一致的轉(zhuǎn)速而順利嚙合。變速器的換檔操作，尤其是從高檔向低檔的換檔操作比較復雜，而且很容易產(chǎn)生輪齒或花鍵齒間的沖擊。為了簡化操作，并避免齒間沖擊，可以在換檔裝置中設(shè)置同步器。51同步器的工作原理同步器換檔過程由三個階段組成。第一階段同步器離開中間位置，做軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，假如齒輪3的角速度Ω3。和滑動齒套1的角速度ΩL不同，在摩擦力矩作用下鎖銷相對滑動齒套1轉(zhuǎn)動一個不大的角度，并占據(jù)鎖止位置。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換檔方向移動。第二階段來自手柄傳至換檔撥叉并作用在滑動齒套上的力F，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于Ω3和ΩL不等，存上述表面產(chǎn)生摩擦力?；瑒育X套1和齒輪3分別與整車和變速器輸入軸轉(zhuǎn)動零件相連接。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套L和齒輪3的轉(zhuǎn)速逐漸接近，其角速度差ΔΩ︱Ω1Ω3︱減小了。在ΔΩ0瞬間同步過程結(jié)束。第三階段ΔΩ0，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態(tài)，此時滑動齒套和鎖銷上的斜面相對移動，從而使滑動齒套占據(jù)了換檔位置．相鄰檔位相互轉(zhuǎn)換時，應(yīng)該采取不同操作步驟的道理同樣適用于移動齒輪換檔的情況，只是前者的待接合齒圈與技合套的轉(zhuǎn)動角速度要求一致，而后者的待接合齒輪嚙合點的線速度要求一致，但所依掘的速度分析原理是一樣的。52同步器的功用同步器的種類同步器有常壓式和慣性式。目前全部同步式變速器上采用的是慣性同步器．它主要由接臺套、同步鎖環(huán)等組成，它的特點是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步。接合套、同步鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均有倒角（鎖止角），同步鎖環(huán)的內(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產(chǎn)生摩擦。鎖止角與錐面存設(shè)計
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