畢業(yè)論文--電動(dòng)轎車(chē)二級(jí)手動(dòng)減速器的設(shè)計(jì)

1、<p><b>　　濰坊科技學(xué)院</b></p><p><b>　　機(jī)械工程學(xué)院</b></p><p><b>　　學(xué)士學(xué)位論文</b></p><p>　　論文題目： 電動(dòng)轎車(chē)二級(jí)齒輪變速器 </p><p>　　指導(dǎo)教師： 456

2、</p><p>　　姓 名： 123 </p><p>　　專(zhuān) 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 </p><p>　　班　　級(jí)： 2009級(jí)本科二班 </p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　變速器作為電動(dòng)轎車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)

3、的重要組成部分，對(duì)整車(chē)的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性、操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率都有著較為直接的影響。雖然傳統(tǒng)機(jī)械式的手動(dòng)變速器具有換檔沖擊大，體積大，操縱麻煩等諸多缺點(diǎn)，但仍以其傳動(dòng)效率高、生產(chǎn)制造工藝成熟以及成本低等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代電動(dòng)轎車(chē)上。</p><p>　　本文在深入了解和學(xué)習(xí)變速器開(kāi)發(fā)流程和相關(guān)設(shè)計(jì)理論知識(shí)的前提下，首先確定該電動(dòng)轎車(chē)手動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)方案，包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機(jī)構(gòu)及

4、檔位布置形式等；其次根據(jù)所配發(fā)動(dòng)機(jī)的基本參數(shù)以及考慮到整車(chē)動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性要求下的傳動(dòng)比，設(shè)計(jì)計(jì)算出變速器主要零件的相關(guān)參數(shù)，通過(guò)對(duì)設(shè)計(jì)參數(shù)的分析，找到影響手動(dòng)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(guò)程的分析。同時(shí)針對(duì)各影響因素結(jié)合變速器的結(jié)構(gòu)和目標(biāo)性能進(jìn)行優(yōu)化。在提高傳動(dòng)效率，換檔舒適性，輕量化等方面進(jìn)行研究。</p><p>　　關(guān)鍵詞：手動(dòng)變速器 電動(dòng)汽車(chē) 舒適性 </

5、p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　As an important part of automobile transmission, gearbox not only has a direct i-mpact on the vehicle’s power and economy, also affects the operation re

6、liability andease, transmission stability and efficiency．Although the traditional mechanical manual transmission has many disadvantages，such as large shift shock, huge volumeand complicated control，it is still widely use

7、d in modem cars for its advantages ofhigh transmission efficiency, mature production technique and more importantly lowcost．</p><p>　　This thesis firmly confirms the design plan of manual gearbox of micro ca

8、r, basing on the comprehension and study on gearbox development process as well asrelevant theories．The design plan includes the layout of gear and shaft, layout of gearshifting operation mechanism，etc．Secondly based on

9、the essential parameter offurnished engine and the required transmission ratio of the vehicle’s powerperformance，the related parameters on main components of gearbox are worked out．Via analysis to design par</p>&

10、lt;p>　　Key word: manual transmission transmission efficiency lightweight</p><p><b>　　目　　錄</b></p><p><b>　　摘　　要</b></p><p><b>　　ABSTRACT</b&g

11、t;</p><p>　　1 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)1</p><p>　　1.1 傳動(dòng)簡(jiǎn)圖1</p><p>　　1.2 擬定傳動(dòng)方案1</p><p>　　1.5計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)2</p><p>　　2 設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件4</p><p>　　2.1 高速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度

12、校核4</p><p>　　2.2 高速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)7</p><p>　　2.3 低速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核7</p><p>　　2.4 低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)11</p><p>　　2.5低速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核11</p><p>　　2.4 低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)15</p>&

13、lt;p>　　2.5 校驗(yàn)傳動(dòng)比15</p><p>　　3 設(shè)計(jì)計(jì)算軸17</p><p>　　3.1 低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算17</p><p>　　3.2 中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算23</p><p>　　3.3 高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算24</p><p>　　4 鍵聯(lián)接，潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑牌號(hào)及密封件的選擇2

14、6</p><p>　　4．1選擇和校驗(yàn)鍵聯(lián)接26</p><p>　　4．2齒輪的潤(rùn)滑26</p><p>　　4．3滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑26</p><p>　　4．4 潤(rùn)滑油的選擇26</p><p>　　4．5密封方法的選取27</p><p>　　5 同步器的設(shè)計(jì).........

15、........................................................................28</p><p>　　5.1同步器的工作原理28</p><p>　　5.2同步器的功用同步器的種類(lèi)29</p><p>　　5.3.2同步環(huán)主要尺寸確定29</p><p>　　6 變速器

16、操作機(jī)構(gòu)................................................................................................................31</p><p>　　6.1變速器操作機(jī)構(gòu)的要求.......................................... .....................31

17、 </p><p>　　6.2直接操作手動(dòng)換擋變速器.............................................................31 </p><p>　　6.3 遠(yuǎn)距離操作手動(dòng)換擋變速器.........................................................31</p><p

18、>　　6.4 變速器自鎖，互鎖，倒檔鎖裝置...................................................32</p><p>　　7 變速器軸承.................................................................................................................

19、............33</p><p><b>　　結(jié)　　論34</b></p><p><b>　　致　　謝35</b></p><p>　　附 錄 ...............................................................................

20、.................36</p><p>　　參考文獻(xiàn)...............................................................................................................................37</p><p>　　1 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)</p>

21、<p><b>　　1.1 傳動(dòng)簡(jiǎn)圖</b></p><p><b>　　繪制傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如下：</b></p><p>　　1.2 擬定傳動(dòng)方案</p><p>　　采用二級(jí)圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長(zhǎng)期工作，使用與維護(hù)方便。（缺點(diǎn)：結(jié)構(gòu)尺寸稍大）。</p><p>　　高速級(jí)常

22、用斜齒，低速級(jí)可用直齒或斜齒。由于相對(duì)于軸承不對(duì)稱(chēng)，要求軸具有較大的剛度。高速級(jí)齒輪在遠(yuǎn)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(chǎng)合，應(yīng)用廣泛。傳動(dòng)比范圍：i = 8～40</p><p>　　已知 =3.22 ；=3.21；3=1.678</p><p>　　各軸轉(zhuǎn)速： = </p><p><b>

23、;　　= </b></p><p><b>　　= </b></p><p>　　各軸輸入功率： </p><p><b>　　電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩：</b></p><p><b>　　各軸輸入轉(zhuǎn)矩： </b></p><p><b

24、>　　同理 ：</b></p><p>　　2 設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件</p><p>　　標(biāo)準(zhǔn)減速器中齒輪的齒寬系數(shù)=b/a（其中a為中心距）</p><p>　　對(duì)于一般減速器取齒寬系數(shù) =0.2 </p><p>　　2.1 高速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核</p><p>　　2.1.

25、1選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)</p><p>　　(1)如上圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，四個(gè)齒輪均為斜齒，有利于保障傳動(dòng)的平穩(wěn)性；</p><p>　　(2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB10095—88）；</p><p>　　(3)材料選擇。由文獻(xiàn)[2]表10.1,選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45

26、鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　(4)初選小齒齒數(shù)=9，大齒輪齒數(shù)為=3.22×=28.98，取=29。</p><p>　　2.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　2.1.3 確定公式內(nèi)的數(shù)值</p><p>　　(1)試選 載荷系數(shù)=1.6，由文獻(xiàn)[2]圖10.3

27、0選取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) =2.433</p><p>　　(2)由文獻(xiàn)[2]圖10.26查得 =0.771 、 =0.820 所以 =1.591</p><p>　　(3)外嚙合齒輪傳動(dòng)的齒寬系數(shù) =0.5×(1+u)× =0.5(1+3.22)×0.4=0.844</p><p>　　(4)查表材料的彈性影響系數(shù) =189.8&l

28、t;/p><p>　　(5)由表按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 =600；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 =</p><p>　　(6)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　=60nj=60×2800×1×(2×8×300×10)=8.064×</p><p>　　同理

29、=2.5X </p><p>　　由文獻(xiàn)[2]圖10.19查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.9 、=0.97</p><p>　　(7)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1.05 ，則</p><p>　　= /S=514.2</p><p><b>　　= /S=5

30、08</b></p><p>　　所以 =（514.2+508）/2=511.1</p><p>　　2.1.4 基本數(shù)據(jù)計(jì)算</p><p>　　(1)由小齒輪分度圓直徑</p><p>　　=36.1mm 圓整為36mm</p><p><b>　　(2)計(jì)算圓周

31、速度</b></p><p><b>　　v==5.3m/s</b></p><p>　　(3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)</p><p><b>　　b==30.4mm</b></p><p>　　= 圓整為=3.8 h=2.25×

32、;=8.55mm</p><p><b>　　b/h=3.6</b></p><p>　　(4)計(jì)算縱向重合度</p><p>　　=0.318tanβ=0.88</p><p>　　(5)計(jì)算載荷系數(shù) K</p><p>　　已知使用系數(shù)=1，根據(jù)v=5.3m/s ，7級(jí)精度，由由文獻(xiàn)[3]圖1

33、0.8查得動(dòng)載系數(shù)=1.054；由文獻(xiàn)[3]表10.4查得</p><p>　　查文獻(xiàn)[3]圖10.13得；查文獻(xiàn)[3]表10.3得</p><p>　　所以 載花系數(shù) K ==1.764</p><p>　　(6)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑</p><p><b>　　mm</b></p>&l

34、t;p><b>　　計(jì)算模數(shù)</b></p><p>　　mm 圓整為3.9mm</p><p>　　2.1.5 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　2.1.6 確定計(jì)算參數(shù)</p><p><b>　　(1)計(jì)算載荷系數(shù)</b></p><p>&

35、lt;b>　　K ==2.021</b></p><p>　　(2)由縱向重合度=2.397，查文獻(xiàn)[3]圖10.28得螺旋角影響系數(shù)=0.8846</p><p><b>　　(3)查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　由文獻(xiàn)[3]表10.5查得齒形系數(shù)； </p><p>　　應(yīng)力校正系數(shù)； =

36、1.822</p><p>　　(4)由文獻(xiàn)[3]圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限</p><p><b>　??； </b></p><p>　　(5)由文獻(xiàn)[3]圖10.18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；</p><p>　　(6)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取彎

37、曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則</p><p>　?。?同理=244.285</p><p>　　(7)計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較</p><p>　　=0.01365 =0.01602</p><p>　　所以,大齒輪的數(shù)值大</p><p>　　2.1.7 計(jì)算中心距</p><

38、p>　　a=mm 圓整為 70 mm</p><p>　　2.1.8 按圓整的中心距修正螺旋角</p><p>　　因β值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。</p><p>　　2.1.9 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　mm 同理 =119.05mm</p><p>　

39、　2.1.10 計(jì)算齒輪寬度</p><p>　　b==31.2mm 圓整后取mm =36m</p><p>　　2.2 高速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　齒根圓直徑為 36.95-2×(1+0.25)×3.9=27.2mm</p><p><b>　　mm</b>&l

40、t;/p><p><b>　　齒頂圓直徑為 mm</b></p><p>　　2.3 低速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核 </p><p>　　2.3.1 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)</p><p>　　(1)所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，四個(gè)齒輪均為斜齒，有利于保障傳動(dòng)的平穩(wěn)性；</p><p>　

41、　(2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB10095—88）；</p><p>　　(3)材料選擇。由文獻(xiàn)[2]表10.1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。</p><p>　　(4)初選小齒齒數(shù)=14，大齒輪齒數(shù)為=3.21 =45。</p><p>　　

42、2.3.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p><b>　　確定公式內(nèi)的數(shù)值</b></p><p>　　(1)試選 載荷系數(shù)=1.6，由文獻(xiàn)[2]圖10.30選取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) =2.433</p><p>　　(2)由文獻(xiàn)[2]圖10.26查得 =0.771 =0.980 所以 =1.751</p><p>

43、;　　(3)外嚙合齒輪傳動(dòng)的齒寬系數(shù) =0.5×(1+u)× =0.5(1+3.21)×0.4=0.842</p><p>　　(4)查文獻(xiàn)[2]表10.6得材料的彈性影響系數(shù) =189.8 </p><p>　　(5)由文獻(xiàn)[2]圖10.21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 =600；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 =550</p>&

44、lt;p>　　(6)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　=60nj=60×869.6×1×(2×8×300×10)=2.504×</p><p>　　同理 =7.8× </p><p>　　查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.97 =1.096</p>

45、<p>　　(7)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1.05 ，則</p><p>　　= /S=554.3</p><p><b>　　= /S=574</b></p><p>　　所以 ==564.15</p><p>　　2.3.3

46、 齒輪數(shù)據(jù)計(jì)算</p><p>　　(1)小齒輪分度圓直徑</p><p>　　所以 =48.7mm 圓整為48mm</p><p><b>　　(2)計(jì)算圓周速度</b></p><p><b>　　v==2.2m/s</b></p><p>　　(3)計(jì)算齒

47、寬b及模數(shù)</p><p><b>　　b==41mm</b></p><p><b>　　=mm</b></p><p>　　h=2.25×=7.245mm</p><p><b>　　b/h=5.66</b></p><p>　　(4)計(jì)算

48、縱向重合度</p><p>　　=0.318tanβ=1.36</p><p>　　(5)計(jì)算載荷系數(shù) K</p><p>　　已知使用系數(shù)=1，根據(jù)v=2.2m/s ，7級(jí)精度，由文獻(xiàn)[2]圖10.8查得動(dòng)載系數(shù)=1.042；由文獻(xiàn)[2]表10.4查得</p><p>　　查文獻(xiàn)[2]圖10.13得；查文獻(xiàn)[2]表10.3得</p&g

49、t;<p>　　所以 載荷系數(shù) K ==2.198</p><p>　　(6)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　(7)計(jì)算模數(shù)</b></p><p>　　mm 圓整為3.5mm</p>

50、<p>　　2.3.4 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　2.3.5 確定計(jì)算參數(shù)</p><p><b>　　(1)計(jì)算載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　K ==1.774</b></p><p>　　(2)由縱向重合度=1.36，查得螺旋角影響系數(shù)=0.8846

51、</p><p><b>　　(3)查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　由文獻(xiàn)[2]表10.5查得齒形系數(shù)； </p><p>　　應(yīng)力校正系數(shù)； =1.779</p><p>　　(4)由文獻(xiàn)[2]圖10.20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；</p><p>　　(5)由文獻(xiàn)[2]圖10.

52、18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；</p><p>　　(6)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則</p><p>　??； 同理=257.86</p><p>　　(7)計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較</p><p>　　=0.012927 =0.015192</p&

53、gt;<p><b>　　大齒輪的數(shù)值大</b></p><p>　　2.3.6 法面模數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p><b>　　=2.98mm</b></p><p>　　對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=3.5mm，已可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿(mǎn)足接觸

54、疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有</p><p>　　=14.33 取=14 則=u=45</p><p>　　2.3.7 幾何尺寸計(jì)算</p><p><b>　　(1)計(jì)算中心距</b></p><p>　　a=mm 圓整為 110 mm</p>&

55、lt;p>　　(2)按圓整的中心距修正螺旋角</p><p>　　因β值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。</p><p>　　(3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　mm 同理 =167.8mm</p><p><b>　　(4)計(jì)算齒輪寬度</b></p><p>

56、　　b==43.95mm 圓整后取mm </p><p>　　2.4 低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　齒根圓直徑為 43.45mm</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　齒頂圓直徑為 mm</b></p><p&g

57、t;<b>　　mm</b></p><p>　　2.5低速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核 </p><p>　　2.5.1 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)</p><p>　　(1)所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，四個(gè)齒輪均為斜齒，有利于保障傳動(dòng)的平穩(wěn)性；</p><p>　　(2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)

58、精度（GB10095—88）；</p><p>　　(3)材料選擇。由文獻(xiàn)[2]表10.1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。</p><p>　　(4)初選小齒齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為=1.678 =47。</p><p>　　2.5.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p>

59、<p><b>　　確定公式內(nèi)的數(shù)值</b></p><p>　　(1)試選 載荷系數(shù)=1.6，由文獻(xiàn)[2]圖10.30選取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) =2.433</p><p>　　(2)由文獻(xiàn)[2]圖10.26查得 =0.771 =0.980 所以 =1.751</p><p>　　(3)外嚙合齒輪傳動(dòng)的齒寬系數(shù) =0.5

60、5;(1+u)× =0.5(1+1.678)×0.4=0.5356</p><p>　　(4)查文獻(xiàn)[2]表10.6得材料的彈性影響系數(shù) =189.8 </p><p>　　(5)由文獻(xiàn)[2]圖10.21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 =600；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 =550</p><p>　　(6)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)<

61、/p><p>　　=60nj=60×270.9×1×(2×8×300×10)=7.8×</p><p>　　同理 =2.504× </p><p>　　查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.97 =1.096</p><p>　　(7)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力</

62、p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1.05 ，則</p><p>　　= /S=554.3</p><p><b>　　= /S=574</b></p><p>　　所以 ==564.15</p><p>　　2.5.3 齒輪數(shù)據(jù)計(jì)算</p><p>

63、　　(1)小齒輪分度圓直徑</p><p>　　所以 =81.4mm 圓整為81mm</p><p><b>　　(2)計(jì)算圓周速度</b></p><p>　　v==1.15m/s</p><p>　　(3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)</p><p><b>　　b==43mm<

64、;/b></p><p><b>　　=mm</b></p><p>　　h=2.25×=6.12mm</p><p><b>　　b/h=7.03</b></p><p>　　(4)計(jì)算縱向重合度</p><p>　　=0.318tanβ=1.73</

65、p><p>　　(5)計(jì)算載荷系數(shù) K</p><p>　　已知使用系數(shù)=1，根據(jù)v=1.15m/s ，7級(jí)精度，由文獻(xiàn)[2]圖10.8查得動(dòng)載系數(shù)=1.042；由文獻(xiàn)[2]表10.4查得</p><p>　　查文獻(xiàn)[2]圖10.13得；查文獻(xiàn)[2]表10.3得</p><p>　　所以 載荷系數(shù) K ==1.72</p><

66、p>　　(6)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　(7)計(jì)算模數(shù)</b></p><p>　　mm 圓整為2.79mm</p><p>　　2.5.4 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>

67、;　　2.5.5 確定計(jì)算參數(shù)</p><p><b>　　(1)計(jì)算載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　K ==1.72</b></p><p>　　(2)由縱向重合度=1.73，查得螺旋角影響系數(shù)=0.8846</p><p><b>　　(3)查取齒形系數(shù)</b&

68、gt;</p><p>　　由文獻(xiàn)[2]表10.5查得齒形系數(shù)； </p><p>　　應(yīng)力校正系數(shù)； =1.779</p><p>　　(4)由文獻(xiàn)[2]圖10.20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；</p><p>　　(5)由文獻(xiàn)[2]圖10.18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；</p><p>　　(6)計(jì)算彎曲疲勞許用

69、應(yīng)力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則</p><p>　??； 同理=257.86</p><p>　　(7)計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較</p><p>　　=0.012927 =0.015192</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大</b></p

70、><p>　　2.5.6 法面模數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p><b>　　=2.71mm</b></p><p>　　對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=2.75mm，已可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有</p>&

71、lt;p>　　=27.75 取=28 則=u=47</p><p>　　2.5.7 幾何尺寸計(jì)算</p><p><b>　　(1)計(jì)算中心距</b></p><p>　　a=mm 圓整為 110 mm</p><p>　　(2)按圓整的中心距修正螺旋角</p><p>　

72、　因β值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。</p><p>　　(3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　mm 同理 =137.9mm</p><p><b>　　(4)計(jì)算齒輪寬度</b></p><p>　　b==43.92mm 圓整后取mm B6=74</p>

73、<p>　　2.6 低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　齒根圓直徑為 75.125mm</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　齒頂圓直徑為 mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><

74、p><b>　　2.7 校驗(yàn)傳動(dòng)比</b></p><p><b>　　實(shí)際傳動(dòng)比為 </b></p><p><b>　　總傳動(dòng)比 </b></p><p>　　所以傳動(dòng)比相對(duì)誤差為 (10.36-10.34)/10.36=0.19%</p><p><b&

75、gt;　　3 設(shè)計(jì)計(jì)算軸</b></p><p>　　3.1 低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算</p><p>　　3.1.1 軸的基本設(shè)計(jì)</p><p>　　（1）列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　= </b></p><p>　?。?）求作用在齒輪上的力</p&g

76、t;<p>　　因已知的低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為</p><p><b>　　=167.8mm</b></p><p><b>　　而圓周力</b></p><p><b>　　徑向力896.3N</b></p><p><b>　　軸向力</b

77、></p><p>　?。?）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)[5]表15.3，取=110，則</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　圖3.1低速軸</b></p><p>　　輸入軸的最小

78、直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如圖3.1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(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。</p><p>　　查文獻(xiàn)[5]表14.1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取=1.5，則：</p><p>　　聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 </p><p>　　3.1.2 擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各

79、段直徑和長(zhǎng)度</p><p>　　為滿(mǎn)足聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ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D =40mm（GB891-892—1986）。</p><p>　　(2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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/T297-1994，選擇30212型號(hào)，其尺寸為d×

80、D×T=60mm×110mm×23.75mm，a=22.4mm。故,而=23.75mm。</p><p>　　(3)取安裝齒輪處的軸段Ⅵ-Ⅶ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h>0.07d，取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑為=50mm，軸

81、環(huán)寬度b≥1.4h，取=12mm。</p><p>　　(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(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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。</p><p>　　(5)取中間軸上兩齒輪間距為20mm，，則=23.75mm；=15+45+（20-12）=68mm。</p><p>　

82、　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。</p><p>　　(6)軸向零件的周向定位</p><p>　　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：b ×h = 20mm ×12mm (GB/T 1096—1979)，長(zhǎng)度為50mm；同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好 的對(duì)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)

83、接處，選用平鍵16mm×10mm×70mm，聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。</p><p>　　(7)確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　取軸端倒角為2 ×。</p><p>　　3.1.3 求軸上的載荷</p><p>　　首先作

84、軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。由軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作軸的彎矩圖和扭矩圖如下：</p><p><b>　　圖3.2受力簡(jiǎn)圖</b></p><p>　　3.1.4 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p><p>　　進(jìn)行彎鈕校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力為：</p><p><b>　

85、　16.104</b></p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)[5]表15.1查得 =60MPa，因此是安全的。</p><p>　　3.1.5 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度</p><p><b>　　(1)判斷危險(xiǎn)截面</b></p><p>　　截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用，雖然鍵槽

86、、軸肩及過(guò)渡配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以這幾個(gè)截面均不需要校核。</p><p>　　從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅵ和Ⅶ處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)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(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），

87、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(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅵ的左右兩側(cè)即可。</p><p><b>　　(2)截面Ⅵ左側(cè)</b></p><p>　　抗彎截面系數(shù)W=0.1=27463</p><p>　　抗扭截面系數(shù)=0.2=54925</p>

88、<p>　　截面Ⅵ左側(cè)的彎矩M為M=254928.86×（144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm</p><p>　　截面Ⅵ上的扭矩 </p><p>　　截面Ⅵ上的彎曲應(yīng)力 =7.20</p><p>　　截面Ⅵ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =10.97</p><p>　　軸的材料為45鋼，

89、調(diào)質(zhì)處理。查得=640，=275，=155。</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及取。因?yàn)閞/d=2/65=0.031；D/d=77/65=1.185</p><p>　　以=2.56，=1.98</p><p>　　又可得軸的材料敏感系數(shù)為</p><p>　　=0.82，=0.85</p><p

90、>　　所以有效應(yīng)力集中系數(shù)為</p><p><b>　　=2.279</b></p><p><b>　　1.833</b></p><p>　　由附文獻(xiàn)[5]圖3.2得尺寸系數(shù)，得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.82。</p><p>　　軸按磨削加,表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p&g

91、t;　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即=1，則綜合系數(shù)值為</p><p><b>　　==3.438</b></p><p><b>　　=2.322</b></p><p>　　取碳鋼的特性系數(shù) ，</p><p><b>　　求安全系數(shù)</b></p><p

92、><b>　　=16.76</b></p><p><b>　　=11.91</b></p><p>　　=9.708 >> S=1.5</p><p><b>　　故可知其安全</b></p><p><b>　　(3)截面Ⅵ右側(cè)</b>

93、;</p><p>　　抗彎截面系數(shù)W公式計(jì)算，</p><p>　　W=0.1=45653.3</p><p>　　抗扭截面系數(shù)=0.2=91306.6</p><p>　　彎矩M及彎曲應(yīng)力為M=254928.86X（144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm</p><p><b>　　

94、=4.33</b></p><p><b>　　截面Ⅵ上的扭矩</b></p><p>　　截面Ⅵ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=6.597</p><p>　　用插入法求出=3.20；=0.8 X 3.20 = 2.56</p><p>　　軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù) </p><p>　　故綜合

95、系數(shù)=3.287</p><p><b>　　=2.647</b></p><p>　　求安全系數(shù)=19.32</p><p><b>　　=17.423</b></p><p>　　=12.94 >> S=1.5</p><p><b>　　故可知其安

96、全</b></p><p>　　3.2 中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算</p><p>　?。?） 列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　= </b></p><p>　?。?）求作用在齒輪上的力</p><p>　　因已知高速軸小齒輪的分度圓直徑為</p>&l

97、t;p><b>　　mm</b></p><p><b>　　而圓周力 </b></p><p>　　徑向力 897.5N</p><p><b>　　軸向力 </b></p><p>　?。?）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　

98、選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=110，則</p><p>　　輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如圖1.5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(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。又因?yàn)樗x取電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-4，其軸徑D=mm，所以必須選取軸孔直徑系列包括D=38mm的聯(lián)軸器。查表得，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取=1.5，則：</p><p>　　聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 <

99、/p><p>　　所以，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-1985，選用HL3型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為630 000Nmm。半聯(lián)軸器長(zhǎng)L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=60mm。</p><p>　　3.3 高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算</p><p>　?。?）列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　=</b>

100、</p><p>　　（2） 求作用在齒輪上的力</p><p>　　因已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　而圓周力</b></p><p><b>　　徑向力385.6N</b><

101、/p><p><b>　　軸向力</b></p><p>　?。?）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=70，則</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　圖3.4高速軸</b></

102、p><p>　　輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如圖3.4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(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。又因?yàn)樗x取電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-4，其軸徑D=mm，所以必須選取軸孔直徑系列包括D=38mm的聯(lián)軸器。</p><p>　　查文獻(xiàn)[5]表3.1得，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取=1.5，則：</p><p>　　聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 &l

103、t;/p><p>　　所以，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-1985，選用HL3型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為630 000Nmm。半聯(lián)軸器長(zhǎng)L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=60mm。</p><p>　　4 鍵聯(lián)接，潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑牌號(hào)及密封件的選擇</p><p>　　4．1選擇和校驗(yàn)鍵聯(lián)接</p><p>　　表4.1鍵的選擇和校核&l

104、t;/p><p><b>　　4．2齒輪的潤(rùn)滑</b></p><p>　　采用浸油潤(rùn)滑，由于低速級(jí)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。</p><p>　　4．3滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑</p><p>　　如果減速器用的是滾動(dòng)軸承，則軸承的潤(rùn)滑方法可以根據(jù)齒輪或蝸桿的圓周速度來(lái)選擇：</p>

105、<p>　　圓周速度在2m／s～3m／s以上時(shí)，可以采用飛濺潤(rùn)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(jìn)軸承進(jìn)行潤(rùn)滑。飛濺潤(rùn)滑最簡(jiǎn)單，在減速器中應(yīng)用最廣。這時(shí)，箱內(nèi)的潤(rùn)滑油粘度完全由齒輪傳動(dòng)決定。</p><p>　　圓周速度在2m/s～3m/s以下時(shí)，由于飛濺的油量不能滿(mǎn)足軸承的需要，所以最好采用刮油潤(rùn)滑，或根據(jù)軸承轉(zhuǎn)動(dòng)座圈速度的大小選用脂潤(rùn)滑或滴油潤(rùn)滑。利用刮板刮下齒輪或蝸輪端面

106、的油，并導(dǎo)入油溝和流入軸承進(jìn)行潤(rùn)滑的方法稱(chēng)為刮油潤(rùn)滑。</p><p>　　4．4 潤(rùn)滑油的選擇</p><p>　　采用脂潤(rùn)滑時(shí)，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(jìn)入軸承稀釋潤(rùn)滑脂。滴油潤(rùn)滑有間歇滴油潤(rùn)滑和連續(xù)滴油潤(rùn)滑兩種方式。為保證機(jī)器起動(dòng)時(shí)軸承能得到一定量的潤(rùn)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(guò)最低滾珠(柱)的中心。經(jīng)常

107、運(yùn)轉(zhuǎn)的減速器可以不設(shè)這種擋板。</p><p>　　轉(zhuǎn)速很高的軸承需要采用壓力噴油潤(rùn)滑。</p><p>　　如果減速器用的是滑動(dòng)軸承，由于傳動(dòng)用油的粘度太高不能在軸承中使用，所以軸承潤(rùn)滑就需要采用獨(dú)自的潤(rùn)滑系統(tǒng)。這時(shí)應(yīng)根據(jù)軸承的受載情況和滑動(dòng)速度等工作條件選擇合適的潤(rùn)滑方法和油的粘度。 </p><p>　　齒輪與軸承用同種潤(rùn)滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備

108、，選用L-AN15潤(rùn)滑油。</p><p>　　4．5密封方法的選取</p><p>　　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(shí)現(xiàn)密封。</p><p>　　密封圈型號(hào)按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。</p><p><

109、;b>　　5同步器的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　圖5.1同步器的結(jié)構(gòu)及安裝圖示</p><p>　　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(jiǎn)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(diǎn)，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(shí)現(xiàn)同步的，在其上面設(shè)有專(zhuān)設(shè)機(jī)構(gòu)保證接合套與待接合的花鍵齒圈存在達(dá)到同步之前不

110、可能接觸，從而避免齒問(wèn)沖擊。</p><p>　　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(shí)存在一個(gè)“同步”問(wèn)題。兩個(gè)旋轉(zhuǎn)速度不一樣齒輪強(qiáng)行嚙合必然會(huì)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(mén)，以減少齒輪的轉(zhuǎn)速差。但這個(gè)操作比較復(fù)雜，難以掌握精確．因此設(shè)計(jì)師創(chuàng)造出同步器，通過(guò)同步器使將要嚙合的齒輪達(dá)到一致的轉(zhuǎn)速而順利嚙合。<

111、;/p><p>　　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(fù)雜，而且很容易產(chǎn)生輪齒或花鍵齒間的沖擊。為了簡(jiǎn)化操作，并避免齒間沖擊，可以在換檔裝置中設(shè)置同步器。</p><p>　　5.1同步器的工作原理</p><p>　　同步器換檔過(guò)程由三個(gè)階段組成。第一階段：同步器離開(kāi)中間位置，做軸向移動(dòng)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(dòng)

112、齒套1的角速度ωl不同，在摩擦力矩作用下鎖銷(xiāo)相對(duì)滑動(dòng)齒套1轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)不大的角度，并占據(jù)鎖止位置。此時(shí)鎖止面接觸，阻止了滑動(dòng)齒套向換檔方向移動(dòng)。第二階段：來(lái)自手柄傳至換檔撥叉并作用在滑動(dòng)齒套上的力F，經(jīng)過(guò)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。滑動(dòng)齒套1和齒輪3分別與整車(chē)和變速器輸入軸轉(zhuǎn)動(dòng)零件相連接。于是，在摩擦力矩作用下，滑動(dòng)齒套l和齒輪3的轉(zhuǎn)速逐漸接近，其角速度差Δω=︱ω1-ω3︱減小了。在Δω=0瞬間同步

113、過(guò)程結(jié)束。</p><p>　　第三階段：Δω=0，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?fàn)顟B(tài)，此時(shí)滑動(dòng)齒套和鎖銷(xiāo)上的斜面相對(duì)移動(dòng)，從而使滑動(dòng)齒套占據(jù)了換檔位置．相鄰檔位相互轉(zhuǎn)換時(shí)，應(yīng)該采取不同操作步驟的道理同樣適用于移動(dòng)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(dòng)角速度要求一致，而后者的待接合齒輪嚙合點(diǎn)的線(xiàn)速度要求一致，但所依掘的速度分析原理是一樣的。</p><p&

114、gt;　　5.2同步器的功用同步器的種類(lèi)</p><p>　　同步器有常壓式和慣性式。</p><p>　　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(tái)套、同步鎖環(huán)等組成，它的特點(diǎn)是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步。</p><p>　　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(jì)時(shí)已作

115、了適當(dāng)選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時(shí)又會(huì)產(chǎn)生一種鎖止作用，防止齒輪存同步前進(jìn)行嚙合。</p><p>　　當(dāng)同步鎖環(huán)內(nèi)錐面與待接合齒輪圈外錐面接觸后，在摩擦力矩的作用下齒輪轉(zhuǎn)速迅速降低（或升高）到與同步鎖環(huán)轉(zhuǎn)速相等，兩者同步旋轉(zhuǎn)。齒輪相對(duì)于同步鎖環(huán)的轉(zhuǎn)速為零，因而慣性力矩也同時(shí)消失，這是在作用力的推動(dòng)下，接合套不受阻礙地與同步鎖環(huán)齒圈嚙合，并進(jìn)一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換檔過(guò)程。<

116、/p><p>　　5.3同步器的參數(shù)的確定</p><p><b>　　5.3.1摩擦因數(shù)</b></p><p>　　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(rùn)滑油種類(lèi)和溫度等因素有關(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(duì)錐面的表面粗糙度要求較高，用來(lái)保證在使用過(guò)程中摩擦因數(shù)變化小。若惟面的表面

117、粗糙度差，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。由黃銅合金與銅材構(gòu)成的磨擦副，存油中工作的摩擦因數(shù)取為0.1。摩擦因數(shù)對(duì)換檔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，換檔省力或縮短同步時(shí)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

118、油槽，用來(lái)保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。</p><p>　　5.3.2同步環(huán)主要尺寸確定</p><p>　　同步環(huán)錐面上的螺紋槽</p><p>　　如果螺紋槽螺線(xiàn)的頂部設(shè)計(jì)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(guò)窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。試驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂寬對(duì)的影響很大， 隨齒頂?shù)哪p而降低，換檔費(fèi)力，故齒頂寬不易過(guò)大，螺紋槽設(shè)

119、計(jì)得大些，可使被刮下來(lái)的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會(huì)使接觸面減少．增加磨損速度．通常軸向灌油槽為6～l2個(gè)，槽寬3～4mm。</p><p>　　錐面半錐角口α </p><p>　　摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過(guò)小則磨擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tanα>．一般取60～80。 取60時(shí)，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí)，則有粘著和咬住

120、的傾向；在70時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。</p><p><b>　　鎖止角</b></p><p>　　領(lǐng)止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個(gè)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敏擦錐面的平均半徑R，鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在260—460范圍內(nèi)變化。</p><p><b>　

121、　摩擦錐面平均半徑R</b></p><p>　　R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，盡可能將R取大些。</p><p><b>　　同步時(shí)間</b></p><p>　　同步器工作時(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(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度

122、差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，均對(duì)同步時(shí)間有影響。軸向力大，同步時(shí)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(chē)型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時(shí)間與車(chē)型有關(guān)，計(jì)算時(shí)可存下屬范圍內(nèi)選?。簩?duì)轎車(chē)變速器高檔取0.l5-0.30s，低檔取1.00~1.5s;對(duì)貨車(chē)變速器高檔取0.30～0.80s．低檔取1.00~1.50s。</p><p><b>　　轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算</b>

123、</p><p>　　換檔過(guò)程中依靠同步器改變轉(zhuǎn)速的零件統(tǒng)稱(chēng)為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動(dòng)盤(pán)，中間軸及其上的齒輪，與中間軸上齒輪相嚙合的第二周上的常嚙合齒輪。其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算：首先求得各零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，然后按不同檔位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上，對(duì)已有的零件，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量值通常用扭擺法測(cè)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(dòng)慣量。</p><p><

124、;b>　　6變速器操縱機(jī)構(gòu)</b></p><p>　　變速器操縱機(jī)構(gòu)能讓駕駛員使變速器掛上或摘下某一檔．從而改變變速器的工作狀態(tài)。根據(jù)電動(dòng)轎車(chē)使用條件的需要．駕駛員利用變速器的操縱機(jī)構(gòu)完成選檔和實(shí)現(xiàn)換檔或退到空檔的工作。變速器操縱機(jī)構(gòu)按照變速操縱桿（變速桿）位置的不同，可分為直接操縱式和遠(yuǎn)距離操縱式兩種類(lèi)型。</p><p>　　變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿(mǎn)足如下主要要求：換擋

125、時(shí)只能掛入一個(gè)檔位，換檔后應(yīng)使齒輪在全齒長(zhǎng)上嚙合，防止自動(dòng)脫檔或自動(dòng)掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。</p><p>　　用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見(jiàn)的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或退到空檔工作，稱(chēng)為手動(dòng)換檔變速器。</p><p>　　6.1 對(duì)變速器操縱機(jī)構(gòu)的要求</p><p>　　為了保證變速器

126、的可靠工作，變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)能滿(mǎn)足以下要求：</p><p>　　(1)掛檔后應(yīng)保證結(jié)合套于與結(jié)合齒圈的全部套合（或滑動(dòng)齒輪換檔時(shí)，全齒長(zhǎng)都進(jìn)入嚙合）。在振動(dòng)等條件影響下，操級(jí)機(jī)構(gòu)應(yīng)保證變速器不自行掛檔或自行脫檔。為此在操縱機(jī)構(gòu)中設(shè)有自鎖裝置；</p><p>　　(2)為了防止同時(shí)掛上兩個(gè)檔而使變速器卡死或損壞，在操縱機(jī)構(gòu)中設(shè)有互鎖裝置；</p><p>　　(3