馬路保潔車總體設計說明書

1、<p>　　畢業(yè)設計說明書(論文)</p><p>　　作 者： 學 號： </p><p>　　院(系)部： 機 械 工 程 學 院 </p><p>　　專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化（機械電子工程）</p><p>　　題 目： 保潔車

2、（發(fā)動機、車架、車輪、總裝） </p><p>　　指導者： 講師 </p><p>　　評閱者： </p><p>　　2007 年 6 月 南 京</p><p>　　畢業(yè)設計說明書（論文）中文摘要</p><p&

3、gt;　　畢業(yè)設計說明書（論文）外文摘要</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　第一章緒論1</b></p><p><b>　　1.1課題背景1</b></p><p>　　1.1.1保潔車簡介1</p><p>

4、;　　1.1.2保潔車的組成1</p><p>　　1.2課題相關研究1</p><p>　　1.3課題意義及本文主要工作2</p><p>　　1.3.1選題的意義2</p><p>　　1.3.2本文主要工作及結構2</p><p>　　第二章 汽車草圖布置3</p><p>

5、　　2.1搜集和繪制有關總成部件的外形圖3</p><p>　　2.2基準線的選擇及其畫法3</p><p>　　2.2.1車架上平線3</p><p>　　2.2.2前輪中心線3</p><p>　　2.2.3汽車中心線3</p><p>　　2.2.4地面線3</p><p>　

6、　2.2.5前輪鉛垂線3</p><p>　　2.3車廂及駕駛室的布置4</p><p>　　2.4垃圾箱布置5</p><p>　　第三章 汽車主要參數的選擇6</p><p>　　3.1汽車主要尺寸參數的選擇6</p><p>　　3.1.1軸距L6</p><p>　　3.

7、1.2 前、后輪距B與B6</p><p>　　3.1.3汽車外輪廓尺寸6</p><p>　　3.1.4汽車的前懸和后懸7</p><p>　　3.2汽車質量參數的確定7</p><p>　　3.2.1汽車的裝載量7</p><p>　　3.2.2汽車的整備質量7</p><p>

8、　　3.2.3汽車的總質量7</p><p>　　3.2.4汽車的整備質量利用系數7</p><p>　　3.2.5汽車的軸荷分配7</p><p>　　3.3汽車主要性能參數的選擇8</p><p>　　3.3.1汽車的動力性參數8</p><p>　　3.3.2汽車的燃料經濟性參數9</p>

9、<p>　　3.3.3汽車的機動性參數9</p><p>　　3.3.4汽車操縱穩(wěn)定性參數9</p><p>　　第四章 發(fā)動機的選型11</p><p>　　4.1 發(fā)動機基本型式的選擇11</p><p>　　4.2 發(fā)動機主要性能指標的選擇11</p><p>　　4.2.1發(fā)動機最大功率

10、及其相應轉速11</p><p>　　4.2.2發(fā)動機最大轉矩及其相應轉速12</p><p>　　4.2.3發(fā)動機適應性系數12</p><p>　　第五章 傳動系設計13</p><p>　　5.1傳動系的結構布置13</p><p>　　5.2傳動系靜強度計算的載荷工況13</p>&

11、lt;p>　　5.3傳動系零件的疲勞強度計算14</p><p>　　第六章 離合器設計16</p><p>　　6.1離合器的基本功用16</p><p>　　6.2 摩擦離合器的結構型式16</p><p>　　6.2.1中央彈簧離合器16</p><p>　　6.2.2壓盤的驅動方式16&l

12、t;/p><p>　　6.2.3壓盤與飛輪的連接方式或其驅動方式16</p><p>　　6.2.4分離杠桿的結構型式17</p><p>　　6.3 離合器基本參數的確定17</p><p>　　6.4 離合器操縱機構設計19</p><p>　　6.4.1設計要求19</p><p>

13、　　6.4.2離合器操縱機構的結構型式選擇19</p><p>　　6.4.3離合器操縱機構的設計計算19</p><p>　　第七章 變速器設計21</p><p>　　7.1 變速器的基本結構21</p><p>　　7.1.1變速器結構分析21</p><p>　　7.1.2 變速器零部件的結構分析與

14、型式選擇22</p><p>　　7.1.3變速器的操縱機構22</p><p>　　7.2變速器基本參數的確定23</p><p>　　7.2.1變速器的檔位數和傳動比23</p><p>　　7.2.2中心距23</p><p>　　7.2.3各檔齒輪齒數的分配25</p><p&g

15、t;　　7.2.4確定常嚙合傳動齒輪副的齒數25</p><p>　　7.2.5確定II檔位的齒輪齒數26</p><p>　　7.2.6確定倒檔齒輪副的齒數26</p><p>　　7.3 同步器26</p><p>　　7.3.1慣性同步器的結構類型26</p><p>　　7.3.2慣性同步器的工作原理

16、27</p><p>　　7.3.3慣性鎖止式同步器的主要結構參數29</p><p>　　7.3.4轉動慣量的計算30</p><p>　　7.3.5同步器摩擦副的材料31</p><p>　　7.4 變速器軸與軸承31</p><p>　　7.4.1變速器軸31</p><p>

17、　　7.4.2變速器軸承34</p><p>　　7.5 變速器檔位齒輪的設計37</p><p>　　7.5.1 I檔齒輪設計計算37</p><p>　　7.5.2 II檔齒輪設計計算39</p><p>　　7.6 變速器軸的設計42</p><p>　　7.6.1軸的材料及其選擇42</p&

18、gt;<p>　　7.6.2軸的概略計算42</p><p>　　7.6.3軸的結構設計44</p><p>　　7.6.4按復合強度進行計算45</p><p>　　7.6.5變速器中軸的設計47</p><p>　　7.6.6中軸的強度計算48</p><p>　　7.6.7軸的內力分析，作

19、彎矩圖、扭矩圖49</p><p>　　7.6.8軸的彎扭合成強度計算50</p><p>　　7.6.9軸的疲勞強度安全系數校核計算50</p><p>　　第八章 差速器的設計52</p><p>　　8.1 差速器的結構型式52</p><p>　　8.2對稱式圓錐行星齒輪差速器55</p&

20、gt;<p>　　8.2.1差速器齒輪數目的選擇56</p><p>　　8.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算57</p><p>　　8.2.3輪胎的選定58</p><p>　　第九章 車架設計60</p><p>　　9.1 車架的概述60</p><p>　　9.1.1作用在承載系統(tǒng)上

21、的載荷60</p><p>　　9.1.2承載系統(tǒng)的扭轉和彎曲剛度61</p><p>　　9.2 車架的結構設計62</p><p>　　9.2.1車架的結構型式62</p><p>　　9.2.2縱梁、橫梁及其聯接62</p><p>　　9.2.3車架的制造工藝及材料62</p>&l

22、t;p><b>　　結論64</b></p><p><b>　　致謝65</b></p><p><b>　　參考文獻66</b></p><p><b>　　緒論</b></p><p><b>　　1.1課題背景</b

23、></p><p>　　1.1.1保潔車簡介</p><p>　　隨著中國經濟以及高等級公路的發(fā)展，高等級公路的養(yǎng)護作業(yè)現在化問題已經提上了議事日程。高等級公路取得最佳的經濟效益和社會效益，就必須保證交通暢順、路容美觀和路線環(huán)境良好。清掃養(yǎng)護作業(yè)是高等級公路養(yǎng)護作業(yè)中作業(yè)量大且頻繁的作業(yè)之一。在高等級公路上作業(yè)的掃路車應具有足夠的行駛速度和作業(yè)速度，以便在前往作業(yè)地點和返回駐地的過程

24、中能符合高等級公路對車輛行駛速度的要求，并在盡可能短的時間內完成養(yǎng)護作業(yè)，以盡量減少對交通的妨礙。以小型底盤或為基礎發(fā)展的各種懸掛式小型保潔車作為一般公路或市政街道清掃的機械，對于提高我國公路養(yǎng)護機械化和環(huán)衛(wèi)機械化程度，是不可缺少的。保潔車要在技術性能和品種規(guī)格上形成系列，對我國公路養(yǎng)護機械化具有重要的意義。</p><p>　　1.1.2保潔車的組成</p><p>　　保潔車的結構主要

25、是汽車部分和保潔部分的總成。汽車部分主要包括發(fā)動機、離合器、變速器、差速器、車輪、轉向器、制動裝置。保潔部分主要包括掃盤機構、垃圾儲備箱、風機吸嘴機構。</p><p><b>　　1.2課題相關研究</b></p><p>　　保潔車按其工作原理可分為：吸掃式保潔車、純掃式保潔車。吸掃式保潔車又分為開發(fā)吸掃式保潔車和循環(huán)吸掃式保潔車。</p><

26、p>　　吸掃式保潔車通常具有可伸到基礎車體外的盤刷以及吸口。盤刷用于將路緣、邊角、護欄下的垃圾輸送、集中到吸口前方，利用空氣動力通過吸口將垃圾吸入到垃圾箱中。細掃式掃路車具有清掃范圍寬、適應性好，多輸送垃圾的效果好等特點。</p><p>　　保潔車按其行走系統(tǒng)的動力來源，可以分為自行式保潔車和牽引拖掛式保潔車。牽引拖掛式保潔車是利用其它行走機械或人力推動、牽引行走的掃路車，所以其整體性、獨立性和機動性都相

27、對較差，行駛速度較慢，工作范圍小，效率低。但其結構簡單，通常在最易的機架上安裝必需的工作裝置即可，制造成本和價格都較低。這種保潔車適用于一般公路的清掃養(yǎng)護以及廠、礦、院校道路的環(huán)境清掃。</p><p>　　1.3課題意義及本文主要工作</p><p>　　1.3.1選題的意義</p><p>　　雖然國內的保潔車的技術有了長足的進步，性能價格比大大優(yōu)于進口產品，隨

28、著社會的發(fā)展，進步，不再滿足于單純意義上的掃路車，還有待于改進提高，開發(fā)新產品，以滿足市場的各種需求。</p><p>　　1.3.2本文主要工作及結構</p><p>　　本設計主要介紹了保潔車的工作原理，著重對發(fā)動機的選型、離合器、變速器、差速器等汽車部件進行設計。主要特色是汽車驅動部分與保潔驅動部分分開控制。</p><p>　　由于作者設計水平和時間有限，設

29、計中有不足之處敬請諒解！</p><p><b>　　設計者</b></p><p><b>　　2007-5-29</b></p><p>　　第二章 汽車草圖布置</p><p>　　繪制汽車總布置草圖是汽車總體設計和總布置的重要內容。</p><p>　　2.1搜集和

30、繪制有關總成部件的外形圖</p><p>　　2.2基準線的選擇及其畫法</p><p>　　在繪制總布置草圖時，首先要選擇繪圖的基準線，通常選擇車架上平面線，前輪中心線，汽車中心線，地面線，前輪鉛垂線作為基準線。</p><p>　　2.2.1車架上平線</p><p>　　車架縱梁較長的一段上平面在汽車側視圖和仰視圖上的投影線定義為車架上

31、平面線，它是作為標注汽車各垂向尺寸的基準線或零線，而對于具有承載式車身的汽車，則以車身中部底板下表面或中部邊梁的下翼面在側視圖或前視圖上的投影線作為標注垂向尺寸的基準線或零線。</p><p>　　2.2.2前輪中心線</p><p>　　通過左右前輪的中心并垂直于車架上平面線的平面在汽車側視圖和俯視圖上的投影線定義為前輪中心線，它是標注汽車各縱向尺寸的基準或零線。</p>

32、<p>　　2.2.3汽車中心線</p><p>　　汽車縱向垂直對稱平面在俯視圖和前視圖上的投影定義為汽車的中心線，它是標注汽車各側向尺寸的基準線。</p><p><b>　　2.2.4地面線</b></p><p>　　地平面在汽車側視圖和前視圖上的投影線定義為地面線，它是標注汽車高度，垃圾箱高度，離地間隙，接近角和離去角等尺寸

33、的基準線。</p><p>　　2.2.5前輪鉛垂線</p><p>　　如圖2-1所示，通過左右前輪的中心并垂直于地面的平面在側視圖上的投影線定義為前輪鉛垂線，它是標注汽車軸距和前懸的基準線。</p><p>　　當車架上平面線與地面線平行時，前輪中心線即與前輪鉛垂線相重合。清掃車滿載靜止時的車架上平面線一般設計成與地面相傾斜，且前低后高地傾斜的小角度，以便汽車驅

34、動時車廂能趨于水平。</p><p>　　圖2-1 總布置圖基準線</p><p>　　汽車總布置草圖多由側視圖開始，而側試圖則由繪制基準線開始。首先畫出地面線，然后在該線上找出相距為軸距L的A，B兩點，過A，B點做垂直于地面線的垂直線，即得前后輪的鉛垂線。沿鉛垂線以輪胎的滾動半徑，找出前后輪中心，再以，為圓心，以輪胎的自由半徑，為半徑畫出輪胎外圓。為了畫出車架上平面線先要找出車架上平面線

35、與前后輪鉛垂線之交點，的離地高度a,b。它們可分別由滿載靜止的汽車前后輪鉛垂線處的各相關零部件的安裝尺寸鏈求得，且a,b尺寸間具有關系式：，連接，兩點即繪得車架上平面線。過點作車架上平面線的垂線，即為前輪中心線，它與車架上平面線交于點，在繪制汽車總布置尺寸控制圖時，前輪中心線和車架上平面線應取為主圖板的方格線的零件。</p><p>　　2.3車廂及駕駛室的布置</p><p>　　總布置

36、應由車廂或駕駛室的內部布置開始，其內部主要是解決司機與座椅，駕駛操縱機構以及車廂或駕駛室之間的空間尺寸布置，人的尺寸是布置的關鍵因數，駕駛員的身高選在1800mm左右，人體主要結構尺寸如圖2-2所示。</p><p>　　為了布置司機座處的空間，首先應確定該處的地板高度，地板傾斜部分的尺寸及發(fā)動機機艙后隔板的前后位置，這時還應考慮到地毯內飾件及隔音、隔熱材料對相關部分尺寸的影響。司機坐墊在司機重力壓縮下后部最低處

37、的最小離地板高度應大于200mm，通常操縱踏板處地板傾斜部分的寬度。</p><p>　　座椅調節(jié)形式，現代的汽車座椅，必須滿足調整便利性和舒適性兩大要求。也就是說駕駛者通過調節(jié)操縱，可以將座椅調整到最佳的位置上，以獲得最好視野，得到易于操縱方向盤、踏板、變速桿等操縱件的便利，還可以獲得最舒適和最習慣的乘坐角度。保潔車采用手動調節(jié)方式需要駕駛員先通過手柄放松座椅的鎖止機構，之后通過改變身體的座姿和位置來帶動座椅移

38、動，最后將鎖止機構的手柄放松，將座椅固定在所選擇的位置上。座椅表面材料指駕駛座座椅所用的材料，清掃車采用</p><p>　　織物作為駕駛座座椅。舒適，手感、透氣性比較好。</p><p><b>　　2.4垃圾箱布置</b></p><p>　　為防止緊急制動時垃圾箱向前竄動，通常垃圾箱與駕駛室之間應有距離。</p><p

39、>　　第三章 汽車主要參數的選擇</p><p>　　3.1汽車主要尺寸參數的選擇</p><p>　　汽車主要尺寸包括：軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后懸、接近角、離去角、最小離地間隙等。</p><p><b>　　3.1.1軸距L</b></p><p>　　軸距L的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數，

40、質量參數和使用性能的影響。軸距短一些，汽車總長、質量、最小轉彎半徑和縱向通過半徑就小一些。但軸距過短也會帶來一系列問題，因此，在選擇軸距時應綜合考慮對有關方面的影響。當然在滿足所設計汽車的車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下將軸距設計得短一些為好。</p><p>　　保潔車要求制造成本低，使用經濟性好，機動靈活。因此汽車應輕而短，故軸距應取短一些，軸距約為總長的，軸距與總長之比約大，對改善汽車縱

41、向角振動也有利。選取，軸距L=m.</p><p>　　3.1.2 前、后輪距B與B</p><p>　　汽車輪距B對汽車的總寬，總質量，橫向穩(wěn)定性和機動性都有較大的影響。輪距越大，則懸架的角剛度愈大，汽車的橫向空間也愈大。但輪距也不宜過大，否則會使汽車的總寬和質量過大，輪距必須與汽車的總寬相適應。保潔車與輕卡相近。</p><p><b>　　輪距B初選

42、：</b></p><p>　　或 （3-1）</p><p>　　式中：B——輕卡的輪距，mm</p><p>　　W——輕卡的總寬，mm</p><p>　　L——輕卡的軸距，mm</p><p><b>　　k——系數</b>&l

43、t;/p><p>　　選L=m k=1.12 則 mm</p><p>　　3.1.3汽車外輪廓尺寸</p><p>　　汽車外輪廓尺寸包括其總長、總寬、總高，在滿足使用要求的前提下，應力求減小汽車外輪廓尺寸，以減小汽車的質量，降低制造成本，提高汽車的動力性、經濟性和機動性。</p><p>　　3.1.4汽車的前懸和后懸</p

44、><p>　　汽車的前懸和后懸尺寸是由總布置最后確定的，前置處要布置發(fā)動機、風扇、彈簧前支架、車身前部或駕駛室的前支點、保險杠、轉向器等。要有足夠的布置空間，其長度與汽車的類型、驅動形式、發(fā)動機的布置形式和駕駛室的形式及布置密切相關。汽車后懸長度主要與垃圾箱長度，軸距及軸荷分配有關，后懸也不宜過長，以免使汽車的離去角過小而引起上下坡時刮地，同時轉彎也不靈活。保潔車各參數結果如下表3-1</p><

45、p><b>　　數據參數表3-1</b></p><p>　　3.2汽車質量參數的確定</p><p>　　3.2.1汽車的裝載量</p><p>　　保潔車的裝載量即駕駛座和垃圾箱整裝后的質量，駕駛員按70kg,垃圾箱按100kg計。</p><p>　　3.2.2汽車的整備質量</p><p

46、>　　汽車的整備質量就是汽車經整備后在完備狀態(tài)下的自身質量。由于在設計方法，產品材料，制造工藝以及道路狀況等方面的不斷完善，汽車的整備質量這一設計指標有不斷減小的趨勢，趨勢量為，汽車的整備質量取。</p><p>　　3.2.3汽車的總質量</p><p>　　汽車的總質量指已裝備好，裝備齊全并按規(guī)定滿載的汽車質量， </p><p>　　3.2.4汽車的整備

47、質量利用系數</p><p>　　3.2.5汽車的軸荷分配</p><p>　　汽車的軸荷分配是汽車的重要質量參數，它對汽車的牽引性、通用性、制動性、操縱性和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大影響。</p><p>　　根據前置發(fā)動機前輪驅動的汽車滿載時的前軸負荷最好在55%以上，以保證爬坡時有足夠的附著力，軸荷分配對前后輪胎的磨損有直接影響，為使其磨損

48、均勻，要求其滿載時的前后軸荷分配均為50%。前置發(fā)動機前輪驅動軸荷分配如表3-2所示。</p><p>　　表3-2前置發(fā)動機前輪驅動軸荷分配</p><p>　　3.3汽車主要性能參數的選擇</p><p>　　3.3.1汽車的動力性參數</p><p>　　汽車的動力性參數主要有直接檔和I檔最大動力因數、最高車速、加速時間、汽車的比功率和

49、比轉矩等。</p><p>　　1．直接檔最大動力因數</p><p>　　的選擇主要是根據對汽車加速性與燃料經濟性的要求，以及汽車類型，用途和道路條件而異，清掃車的值較小。</p><p>　　2. I檔的最大動力因數</p><p>　　直接影響汽車的最大爬坡能力和通過困難路段的能力及起步并連續(xù)換檔時的加速能力，在之間。</p>

50、;<p><b>　　3. 最高車速</b></p><p>　　考慮汽車的類型、用途、道路條件、具備的安全條件和發(fā)動機功率的大小，并以汽車行駛的功率平衡為依據來確定保潔車的最高車速。要求保潔車7.5km/t。</p><p>　　4．汽車的比功率和比轉矩</p><p>　　兩個參數分別表示發(fā)動機最大功率和最大轉矩與汽車總質量之

51、比。比功率是評價汽車動力性能和加速性能的綜合指標。比轉矩則反映了汽車的比牽引力或牽引力。</p><p>　　保潔車的發(fā)動機參數查表3-3。發(fā)動機性能參數查表3-4。</p><p>　　表3-3 發(fā)動機參數表</p><p>　　3.3.2汽車的燃料經濟性參數</p><p>　　表3-4 發(fā)動機性能參數表</p><p

52、>　　3.3.3汽車的機動性參數</p><p>　　汽車的最小轉彎半徑是汽車機動性主要參數。是指當轉向盤轉至極限位置時，由轉向中心至前外輪接地中心的距離，它反映了汽車通過小曲率半徑彎曲道路的能力和在狹窄路面上或場地上掉頭能力。其值與汽車的軸距，輪距及轉向車輪的最大轉角等有關，并根據汽車的類型、用途、道路條件、結構特點及軸距等尺寸選取。/m取。</p><p>　　3.3.4汽車操縱

53、穩(wěn)定性參數</p><p><b>　　1．轉向特性參數</b></p><p>　　當汽車轉彎或受側向風力作用時，由于輪胎的側偏，使前、后軸產生相應的側偏角和。其角度差（-）為正、負、零時使汽車分別獲得不足轉向、過渡轉向和中性轉向等特性。為保證良好的操縱穩(wěn)定性，希望得到不足轉向特性。汽車以0.4g的向心加速度作定圓等速行駛時前后軸的側偏角之差（-）作為評價轉向特性的

54、參數以為宜。</p><p><b>　　2．車身側傾角</b></p><p>　　當汽車以0.4g的向心加速度作定圓等速行駛時，車身側傾角在之內為好，最大不超過。</p><p><b>　　3．制動點頭角</b></p><p>　　汽車以 0.4g的減速度制動時的車身點頭角應不大于，否則影響

55、駕駛員舒適性。</p><p>　　4．汽車的行駛平順性參數</p><p>　　汽車的行駛平順性通常以車身的垂向振動參數來評價。在總體設計時。通常應給出前后懸架的偏頻或靜撓度，動撓度以及車身振動加速度等參數作為設計要求。</p><p>　?。?） 汽車的制動性參數</p><p>　　常以制動距離，制動減速度和制動踏板作為汽車制動性能的主

56、要設計指標和評價參數。的制動距離為/m。</p><p>　?。?） 汽車的通用性參數如表3-4</p><p>　　表3-4 最小離地間隙、接近角、離去角及縱向通過半徑</p><p>　　第四章 發(fā)動機的選型</p><p>　　4.1 發(fā)動機基本型式的選擇</p><p>　　保潔車的發(fā)動機采用直列四缸發(fā)動機，其

57、結構簡單、維修方便、造價低廉、工作可靠、寬度小、易布置。直列四缸發(fā)動機冷卻方式通常采用風冷，系統(tǒng)簡單、維修簡便。</p><p>　　4.2 發(fā)動機主要性能指標的選擇</p><p>　　4.2.1發(fā)動機最大功率及其相應轉速</p><p>　　發(fā)動機功率越大則汽車的動力性愈好，但功率過大會使發(fā)動機功率利用率降低，燃料經濟性下降，動力傳動系的質量也要加大，應合理選擇

58、發(fā)動機功率。</p><p>　　可根據所要求的最高車速計算出：</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中：——發(fā)動機最大功率，kw</p><p>　　——傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅動橋的式汽車取</p><p>　　——汽車總質量，kg</p>

59、;<p>　　g ——重力加速度，</p><p>　　f ——滾動阻力系數，</p><p><b>　　——最高車速，</b></p><p><b>　　——空氣阻力系數，</b></p><p>　　A——汽車正面投影面積，</p><p>　　按式求出

60、的應為發(fā)動機在裝有全部附件下測定的最大有效功率或凈輸出功率，它比一般發(fā)動機外特性的最大功率值低。</p><p>　　汽車汽油機的大多為，根據汽車與發(fā)動機的類型，最高車速、最大功率，選用的活塞平均速度、活塞沖程、缸徑、缸數、工藝水平等因數來確定 （，單位為）</p><p>　　4.2.2發(fā)動機最大轉矩及其相應轉速</p><p>　　發(fā)動機的最大轉矩及其相應轉速

61、對汽車的動力因數，加速性能及爬坡性能等動力特性都有直接的影響，而其轉矩適應系數，即最大轉矩與最大功率下的轉矩之比值，標志著汽車行駛阻力增加時發(fā)動機沿著外特性曲線自動增加轉矩的能力，汽油機值多為，也有低至。</p><p>　　發(fā)動機最大功率及相應轉速確定后，求發(fā)動機最大轉矩，單位（）</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p&g

62、t;　　式中：——發(fā)動機的轉矩適應系數</p><p><b>　　——最大功率時轉矩</b></p><p><b>　　——最大功率kw</b></p><p>　　——最大功率的相應轉速，</p><p>　　稱為轉矩適應系數的與之比不宜小于1.4，通常取</p><p&g

63、t;　　4.2.3發(fā)動機適應性系數</p><p>　　轉矩適應系數與轉速適應系數之乘積，表明發(fā)動機適應汽車行駛工況的程度，稱為發(fā)動機適應性系數</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　越大，發(fā)動機的適應性愈好，現代發(fā)動機適應性系數值對汽油機。</p><p>　　選擇的發(fā)動機主要參數如表4-

64、1所示</p><p>　　表 4-1 選擇發(fā)動機類型</p><p>　　第五章 傳動系設計</p><p>　　5.1傳動系的結構布置</p><p>　　傳動系的結構布置形式取決于汽車的類型，使用條件及要求，總體結構與其它總成的匹配，發(fā)動機的與傳動系的結構型式以及生產條件。</p><p>　　前置后驅動是傳統(tǒng)

65、的布置型式，應用最普遍，為多數汽車所采用。</p><p>　　5.2傳動系靜強度計算的載荷工況</p><p>　　汽車在行駛中傳動系的載荷是多變的，應選擇其中最能表征傳動系零件靜強度的載荷作為計算載荷。</p><p>　　取發(fā)動機最大轉矩作為傳動系的第一種計算載荷：</p><p><b>　?。?-1）</b>&

66、lt;/p><p>　　式中：——傳動系軸上的計算轉矩</p><p>　　——傳動系在所計算零件之前的總傳動比</p><p>　　——傳動系在所計算零件之前的傳動效率</p><p>　　上式用于半軸之前的傳動系零件</p><p><b>　　半軸的計算轉矩為</b></p>&l

67、t;p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中：——差速器的轉矩分配系數，圓錐行星齒輪差速器可取</p><p>　　按上述計算載荷計算所得的應力值比按傳動系峰值載荷計算所得的應力值要小，但比汽車在通常使用中產生的應力值要大。這種計算載荷常用于傳動系零件的靜強度校核計算和同類車型傳動系零件的靜強度比較計算，無確切傳動效率時。</p>

68、<p>　　按上述計算轉矩求得的零件應力為，屈服極限為，安全系數為</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　式中：——標準試件（）的屈服極限</p><p><b>　　——尺寸系數</b></p><p><b>　　——應力集中系數，</

69、b></p><p>　　5.3傳動系零件的疲勞強度計算</p><p>　　汽車的大部分零件在運行中承受著隨時間而改變的變應力，會產生損傷和疲勞破壞。</p><p>　　為表征應力的循環(huán)特性，引進所謂“應力循環(huán)不對稱系數r”，它是循環(huán)應力最小值與最大值之比：。應力如圖5-1</p><p><b>　　圖 5-1應力圖&l

70、t;/b></p><p>　　（b）（c）圖給出了對稱循環(huán)應力下的疲勞曲線，應力幅表示在該值下在循環(huán)基數之前零件不會破壞；稱為對稱循環(huán)時的疲勞極限，汽車承受非對稱循環(huán)的交變載荷，和值不能直接作為汽車零件疲勞強度計算的依據，必須轉換為非對稱時零件的疲勞極限和。</p><p>　?。╠）圖比較了對數坐標的對稱循環(huán)（），脈動循環(huán)（）和非對稱循環(huán)（）的疲勞曲線，對稱循環(huán)下材料試件的應力值

71、與非對稱循環(huán)下零件應力值之間聯系可由極限應力圖確定</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　式中：，對于滲碳淬火零件取，</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p><b>　　——當時的疲勞極限</b></p>&

72、lt;p>　　，——分別為考慮零件表面粗糙度和表面強化的系數</p><p>　　——有效應力集中系數</p><p>　　——考慮零件絕對尺寸的系數</p><p>　　應力與試件破壞時載荷循環(huán)次數N之間存在如下關系</p><p><b>　?。?-6）</b></p><p><

73、b>　　式中：——常數</b></p><p>　　——無應力集中光滑試件的疲勞極限</p><p>　　——對稱載荷循環(huán)，對數坐標系中疲勞曲線的角系數或斜率值</p><p>　　對于計算零件的非對稱載荷循環(huán)，疲勞曲線則可表達為</p><p><b>　?。?-7）</b></p>&

74、lt;p>　　式中：——已計入零件尺寸、應力集中、表面粗糙度及表面強化處理等影響的零件疲勞極限 </p><p><b>　　——常數</b></p><p>　　非對稱循環(huán)下的指數與對稱循環(huán)下的存在如下關系；</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p>　　第六章

75、離合器設計</p><p>　　6.1離合器的基本功用</p><p>　　1．在汽車起步時，通過離合器主動部分和從動部分之間的劃磨，轉速的逐漸接近，使旋轉著的發(fā)動機和原為靜止的傳動系平穩(wěn)地結合，以保證汽車平穩(wěn)起步。</p><p>　　2. 當變速器換檔時，通過離合器主、從動部分的迅速分離來切斷動力傳遞，以減輕換檔時輪齒間的沖擊，便于換檔。</p>

76、<p>　　3. 當傳動給離合器的轉矩超過其所能傳遞的最大力矩時，其主，從動部分將產生相對劃磨，這樣離合器起著保護傳動系防止其過載的作用。</p><p>　　6.2 摩擦離合器的結構型式</p><p>　　保潔車采用單片摩擦式離合器，其結構簡單、調整方便、軸向尺寸緊湊、分離徹底、從動件轉動慣量小、散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能結合平順。</p><

77、p>　　6.2.1中央彈簧離合器</p><p>　　采用一個矩形斷面的圓錐螺旋彈簧式用個圓柱螺旋彈簧做壓簧，并布置在離合器中心的結構型式，壓簧的壓緊力是經杠桿系統(tǒng)作用于壓盤，并按杠桿比放大，因此可用力量較小的彈簧得到足夠的壓盤壓緊力，操縱較輕便，壓盤的壓緊力可通過調整墊片或螺旋調整。</p><p>　　6.2.2壓盤的驅動方式</p><p>　　壓盤是離

78、合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一同帶動從動盤轉動，所以它應與飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由地做軸向移動。</p><p>　　6.2.3壓盤與飛輪的連接方式或其驅動方式</p><p>　　彈性傳動片是由薄彈簧鋼帶沖壓制成，其一端鉚接在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，且多用組，（每組片）沿圓周做切向布置以改善傳動片的受力狀況，這時當發(fā)動機驅動

79、傳動片受拉，當拖動發(fā)動機時受壓。</p><p>　　6.2.4分離杠桿的結構型式</p><p>　　在周置彈簧離合器中一般采用個分離杠桿或簡稱分離杠，在膜片離合器中分離杠桿的作用由膜片彈簧本身形成的彈性杠桿來形成。在中央彈簧離合器中則只有彈性壓桿而沒有分離杠桿，在斜置彈簧離合器中也只有壓桿。</p><p>　　6.3 離合器基本參數的確定</p>

80、<p>　　摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數，它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響，并根據離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩，離合器的靜摩擦力矩應大于發(fā)動機最大轉矩。而離合器傳遞的摩擦力矩又決定于其摩擦面數Z，摩擦系數，作用在摩擦面上的總壓緊力與摩擦片平均半徑。摩擦片尺寸查表6-1。</p><p><b>　?。?-1）</b></

81、p><p>　　式中：——離合器的后備系數，</p><p><b>　　——摩擦系數，</b></p><p>　　摩擦片平均摩擦半徑為： </p><p>　　式中：D——摩擦片外半徑，</p><p><b>　　——摩擦片內徑，</b></p><

82、;p>　　當時，可足夠精確地由下式求得：</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　設為摩擦表面所承受的單位面積上的壓力，則單元摩擦面積上產生單元摩擦力，如圖6-1所示</p><p><b>　　（6-3）</b></p><p><b>　　而單元摩擦力

83、矩為：</b></p><p>　　整個摩擦片上產生的摩擦力矩則 （6-4）</p><p><b>　　而單位壓力為</b></p><p>　　對于具有Z對摩擦表面的離合器，其摩擦力矩則為： </p><p><b>　　（6-5）</b></p>&

84、lt;p><b>　?。?-6）</b></p><p>　　離合器按轉矩容量及熱容量設計、摩擦片或從動片外徑D是其基本尺寸。它關系到結構尺寸及質量的大小和使用壽命的長短。設計時通常首先確定D值，決定離合器輪廓尺寸及其摩擦表面耐磨性的因數之一是作用在其摩擦表面上的單位面積壓力，摩擦片尺寸查表6-2。</p><p><b>　?。?-7）</b&

85、gt;</p><p>　　通常取，若以，經整理則可得到摩擦片或從動片半徑</p><p><b>　　（6-8）</b></p><p>　　當發(fā)動機最大轉矩已知，離合器的結構型式和摩擦片材料已定，和便已定，上式便成了離合器的三參數的關系式。</p><p>　　離合器摩擦片外徑 根據初選</p>

86、<p>　　式中：——發(fā)動機最大轉矩，</p><p><b>　　A——系數，取47</b></p><p>　　表 6-1 離合器尺寸選擇參數表</p><p>　　表 6-2離合器摩擦片尺寸系列和參數</p><p>　　6.4 離合器操縱機構設計</p><p><b&

87、gt;　　6.4.1設計要求</b></p><p>　　離合器的操縱比較頻繁，除自動離合外，離合器都啊由司機左腳踩踏板操縱，清掃車要求踏板力盡可能小，在80N左右。應具有踏板自由行程的調整裝置以便在離合器摩擦片磨損后用來調整和恢復分離軸承與分離杠桿間的正常間隙量。操縱機構的傳動效率高、具有足夠的剛度，不會應發(fā)動機的振動以及車架和駕駛室的變形而干涉其正常工作，工作可靠性高，維修保養(yǎng)簡易，方便。<

88、/p><p>　　6.4.2離合器操縱機構的結構型式選擇</p><p>　　保潔車采用機械式操縱機構，桿系傳動結構簡單、制造容易、工作可靠，廣泛用于各種類型的汽車。但質量及摩擦損耗都比較大，傳動效率低，不能采用宜于司機操作的吊掛式踏板機構。踏板處的地板密封困難。由于發(fā)動機和離合器是經彈性支撐安裝在車架或車身上，而后者又剛性地支撐著踏板軸，因此機構復雜、布置困難。踏板的自由行程將加大，剛度及可

89、靠性也會變差。</p><p>　　6.4.3離合器操縱機構的設計計算</p><p>　　總傳動比和行程的計算</p><p>　　踏板總行程由自由行程和工作行程兩部分組成，即</p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　機械式操縱機構的總傳動比和總行程</p>

90、;<p><b>　?。?-10）</b></p><p><b>　?。?-11）</b></p><p>　　式中：——分離軸承的自由行程，，一般為。</p><p><b>　　S ——壓盤行程 </b></p><p>　　——離合器的摩擦表面數 <

91、;/p><p>　　——離合器在分離狀態(tài)下對偶摩擦面 間的間隙</p><p>　　——離合器在接合狀態(tài)下從動盤的變形量，有軸向彈性的從動盤，非彈性從動盤取</p><p><b>　　踏板總行程不應大于</b></p><p>　　離合器徹底分離時的踏板力Q

92、 圖6-2離合器踏板機構</p><p><b>　　（6-12）</b></p><p>　　式中：——離合器徹底分離時壓緊彈簧的總壓力</p><p>　　——操縱機構的總傳動比</p><p>　　——操縱機構的總傳動效率，</p><p>　　——克服各回位彈簧拉力所需的踏板力<

93、/p><p>　　分離離合器所做的功為 </p><p>　　式中：P——離合器接合狀態(tài)下每個彈簧的壓緊力</p><p>　　——離合器徹底分離時每個彈簧的壓緊力</p><p><b>　　——彈簧數</b></p><p><b>　　——壓盤行程</b></p&g

94、t;<p><b>　　——傳動效率</b></p><p>　　司機分離離合器所做的功不應大于30J，為了降低W值可減小S值及增大來達到。</p><p>　　第七章 變速器設計</p><p>　　7.1 變速器的基本結構</p><p>　　汽車上廣泛使用活塞式內燃機，其扭矩和轉速變化較小，而復雜的

95、使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內變化。為解決這一矛盾，在傳動系中設置了變速器。它的功用是:(1)改變傳動比，擴大驅動輪扭矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作;(2)在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下,使汽車能倒向行駛;(3)利用空檔,中斷動力傳遞,以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。</p><p>　　有級變速器的應用最廣泛，它采用齒輪傳

96、動，具有若干個定值傳動比。按所有輪系型式不同，有軸線固定式變速器和軸線旋轉式變速器兩種。</p><p>　　7.1.1變速器結構分析</p><p>　　變速器使汽車能以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內燃機的穩(wěn)定轉速是難以達到的。變速器的倒檔使汽車可以倒退行駛，其空檔可以使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機與傳動系分離。其主要結構如圖7-1所示。</p>

97、<p>　　1．輸入齒輪 2.輸出軸3.I檔從動齒輪 4.同步器 </p><p>　　5.II檔從動輪 6.退檔撥叉 7.退檔從動齒輪 8.退檔中間齒輪 </p><p>　　9.II檔主動輪 10.退檔主動齒輪 11.I檔主動齒輪 12.中軸13. 常嚙合從動齒輪</p><p>　　圖7-1 變速器簡圖</p><p>

98、　　采用有級變速器，其結構簡單、造價低廉，具有較高的傳動效率（），設計時，首先應根據汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比之比值，取，采用兩個前進檔和一個倒檔的三軸式變速器，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齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。</p><p>　　7.1.2 變速器零部件的結構分析與型式選擇</p><p><b>　　1. 齒輪型式</

99、b></p><p>　　直齒圓柱齒輪用于一些變速器的一檔、二檔和倒檔。</p><p><b>　　2. 軸的結構分析</b></p><p>　　軸的結構形狀除應保證其強度和剛度外，還應考慮齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。</p><p>　　第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸，齒側定

100、心的矩形花鍵、鍵齒之間的配合。</p><p>　　第二軸制成直軸式，便于齒輪安裝，安裝同步器齒座的花鍵采用漸開線花鍵以大徑定心更宜。</p><p>　　變速器中間軸采用旋轉式。</p><p><b>　　3．軸承型式</b></p><p>　　變速器多采用滾動軸承：</p><p>　　第

101、一軸前軸承采用深溝球軸承，后軸承外圈帶齒動槽的深溝球軸承，便于第一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。</p><p>　　第二軸前端滾針軸承或短圓柱滾子軸承，后端帶止動槽的單列角接觸球軸承。</p><p>　　旋轉式中心軸前端采用向心短圓柱滾子軸承，后軸承采用帶止動槽的深溝球軸承。</p><p>　　4．換擋機構的結構型式與分析</p

102、><p>　　換檔機構型式采用嚙合套，其結構簡單、制造容易、維修方便，換檔時行程較短且由于同時承受沖擊載荷的接合齒齒數多，沖擊及磨損較輕、噪聲低。</p><p>　　7.1.3變速器的操縱機構</p><p>　　變速器操縱機構由變速桿、撥叉軸、撥叉、自鎖與互鎖裝置、倒檔安全裝置等組合于變速器蓋上。變速器操縱機構采用機械式直接操縱，將變速桿安裝在變速器蓋上并由駕駛座椅

103、旁的地板伸出，以便司機直接用于操縱變速桿進行換檔。</p><p>　　7.2變速器基本參數的確定</p><p>　　7.2.1變速器的檔位數和傳動比</p><p>　　汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。</p><p><b>　　（7-1）</b></

104、p><p>　　由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動比為</p><p>　　式中：——汽車總質量</p><p><b>　　——重力加速度</b></p><p>　　——道路最大阻力系數</p><p>　　——驅動車輪的滾動半徑</p><p><b>　　——發(fā)

105、動機最大轉矩</b></p><p><b>　　——主減速比</b></p><p>　　——汽車傳動系的傳動效率</p><p>　　驅動車輪與路面的附著條件 （7-2）</p><p>　　求得的變速器I檔傳動比為

106、 （7-3）</p><p>　　式中：——汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷</p><p>　　——道路的附著系數，</p><p><b>　　7.2.2中心距</b></p><p>　　中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選中心距應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據對已有變速器

107、的統(tǒng)計而得出的經驗公式初選：</p><p><b>　　（7-4）</b></p><p>　　式中：——中心距系數，</p><p>　　——變速器處于I檔時的輸出轉矩，</p><p>　　——發(fā)動機最大轉矩，</p><p>　　——變速器的I檔傳動比</p><p&g

108、t;　　——變速器的傳動效率，取</p><p>　　初選中心距可由發(fā)動機的最大轉矩直接求出</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　式中：——中心距系數，取</p><p>　　最小許用中心距A應在保證輪齒有必要的接觸強度，輪齒接觸應力可查表7-1或按簡化方程法計算

109、 （7-6）</p><p>　　式中：F——法面內圓周切向力即齒面法向力N</p><p>　　——端面內分度圓切向力即圓周力N</p><p><b>　　——計算載荷</b></p><p><b>　　——節(jié)圓直徑</b></p><p><b>　　

110、——節(jié)點處壓力角</b></p><p><b>　　——螺旋角</b></p><p>　　E——齒輪材料的彈性模量，鋼材，當一對齒輪材料不同時</p><p>　　——齒輪接觸實際寬度</p><p>　　——主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑</p><p><b>　　

111、直齒： </b></p><p>　　表7-1當計算載荷為，許用接觸應力</p><p>　　增大或的增大將降低接觸應力。</p><p><b>　　齒輪參數</b></p><p>　　直齒輪模數 （7-7）</p>

112、<p><b>　　式中：——計算載荷</b></p><p>　　——應力集中系數，直齒輪取</p><p>　　——摩擦力影響系數，主動齒輪，被動齒輪</p><p><b>　　——齒輪的齒數</b></p><p>　　——齒寬系數，直齒輪取</p><p>

113、;　　——齒形系數，當齒高系數相同而節(jié)點處壓力不同時，可按下式換并非壓力角的齒形系數：，，當相同，時，</p><p>　　——輪齒彎曲應力，當時，直齒輪許用應力</p><p>　　齒寬 （7-8）</p><p>　　式中：——齒寬系數，直齒輪取，斜齒輪取</p>

114、<p><b>　　——法面模數</b></p><p>　　7.2.3各檔齒輪齒數的分配</p><p>　　確定I檔齒輪的齒數 </p><p>　　已知I檔傳動比，且 （7-9）</p><p>　　為了確定，的齒數，先求其齒數和： （

115、7-10）</p><p>　　應取為整數，然后將分配給，。三軸式變速器的時，則可在范圍內選擇。選定后則可求得I檔大齒輪的齒數：。選擇齒輪的齒數時應注意最好不使相配齒輪的齒數和為偶數，以減少大、小齒輪的齒數間有共約數的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。</p><p><b>　　修正中心矩A</b></p><p>　　若按式（7-10）計算

116、所得的不是整數，則取為整數后需按該式反算中心距A，修正后的中心距則是各檔齒輪齒數分配的依據。</p><p>　　7.2.4確定常嚙合傳動齒輪副的齒數</p><p>　　由式（6-9）得 （7-11）</p><p>　　因常嚙合傳動齒輪副與I檔齒輪副以及其他各檔齒輪副的中心距相同，

117、故由式（7-10） 得</p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>　　將式（7-11） 、式（7-12）聯立求解，且將求出的，都取整數。然后代入式（7-9）核算。</p><p>　　7.2.5確定II檔位的齒輪齒數</p><p>　　II檔齒輪也為直齒輪且模數與I檔相同時，則有</p

118、><p><b>　?。?-13）</b></p><p><b>　　（7-14）</b></p><p>　　聯立求解后將求出的，取整數，用式（6-14）反算中心距，若與前面確定的中心距有偏差，則可通過齒輪的角度變位來調整。</p><p>　　7.2.6確定倒檔齒輪副的齒數</p>

119、<p>　　通常I檔與倒檔選用同一模數，且通常倒檔齒輪10的齒數。初選后計算中間軸與倒檔軸的中心距：</p><p><b>　?。?-15）</b></p><p>　　為避免干涉，齒輪8與齒輪9 的齒頂圓（直徑為，）之間應有不小于的間隙，則有</p><p><b>　　（7-16）</b></p>

120、;<p>　　求出后，再以為根據選擇齒數及變位系數，使?jié)M足式（7-16）。最后計算倒檔軸于第二軸的中心距。</p><p><b>　　7.3 同步器</b></p><p>　　同步器使變速器換檔輕便、迅速，無沖擊，無噪聲，且可延長齒輪壽命，提高汽車的加速性能并節(jié)油，故轎車變速器除倒檔、貨車除I檔、倒檔外，其它檔位多裝用。要求其轉矩容量較大，性能穩(wěn)定、

121、耐用。</p><p>　　7.3.1慣性同步器的結構類型</p><p>　　慣性同步器能確保同步嚙合換檔，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現代汽車變速器中得到了最廣泛的應用。它又分為慣性鎖止式和慣性增力式。用得最廣泛的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性鎖止式同步器，它們雖結構有別，但工作原理無異，都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。掛檔時，在軸向力作用下摩擦元件相靠，在慣性轉矩作用下產生摩擦力矩，使被結合的兩

122、部分逐漸同步；鎖止元件用于阻止同步前強行掛檔；彈性元件使嚙合套等在空檔時保持中間位置，又不妨礙整個結合和分離過程。</p><p>　　保潔車的變速器采用鎖環(huán)式同步器，其工作可靠、耐用，應摩擦錐面半徑受限，轉矩容量不大，適于輕型以下汽車。在其嚙合套座外花鍵上的三個軸向槽中放著可沿槽移動的滑塊，它們由兩個彈簧圈壓向嚙合套并以其中部的凸起定位于嚙合套中間的內環(huán)槽中。滑塊兩端伸入鎖環(huán)缺口，缺口比滑塊寬一個接合齒寬。掛檔

123、時，嚙合套帶動滑塊推動鎖環(huán)與被嚙合齒輪的錐面相靠，轉速差產生的摩擦力矩使鎖環(huán)相對于嚙合套及滑塊轉過一個角度并由滑塊定位，恰使嚙合套齒端與鎖環(huán)齒端以鎖止斜面相抵，此時換檔力經鎖止斜面將鎖環(huán)進一步壓緊，錐面間的摩擦力矩進一步增大，產生滑磨。選擇適當的參數，使在換檔力作用下鎖止面上產生的迫使鎖環(huán)回正的脫鎖力矩小于錐面間的摩擦力矩，可阻止同步前掛檔。當錐面摩擦力矩克服了被結合部分的慣性力矩后，轉速差及摩擦力矩消失，脫鎖力矩迫使鎖環(huán)回正，鎖止斜面

124、脫開，嚙合套克服滑塊的彈簧力而越過鎖環(huán)與齒輪的結合齒同步嚙合，保證無沖擊換檔。</p><p>　　7.3.2慣性同步器的工作原理</p><p>　　慣性同步器的結構型式雖各有不同，但工作原理都是一樣的，其實質是利用被結合件的慣性防止同步前掛檔。分析鎖環(huán)式同步器掛檔過程可知，同步器的掛檔過程可分為三個階段。第一階段，在換檔撥叉的推動下，同步器離開中間位置作軸向移動，使摩擦元件的兩摩擦表面

125、相接觸，慣性力矩引起的轉速差產生的摩擦力矩使鎖止元件轉至鎖止位置，完成鎖止過程，以阻止同步前掛檔，這時摩擦力矩大于脫鎖力矩，使鎖止可靠。第二階段，在繼續(xù)施加的軸向力作用下，經鎖止面?zhèn)髦聊Σ帘砻娴恼龎毫Σ粩嗉哟螅鼓Σ粮痹诨ミ^程中的兩摩擦表面的角速度逐漸接近，當摩擦力矩克服了被結合部分的慣性力矩后，兩摩擦表面間的轉速差及摩擦力矩均消失，完成同步過程。第三階段，摩擦力矩消失后，軸向仍作用在鎖止元件上，鎖止面正壓力的切向分力產生的脫鎖力矩使