商用車變速器設(shè)計【CAD圖紙+說明書】

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裝配圖要求表達(dá)清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標(biāo)注出總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標(biāo)注的尺寸，在技術(shù)要求部分應(yīng)寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。 2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。 要求零件形狀表達(dá)清楚、尺寸標(biāo)注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標(biāo)明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標(biāo)明處理方法及其它特殊要求。 3． 編寫設(shè)計說明書。 五．設(shè)計進(jìn)度與時間安排（本課程設(shè)計為3周） １．明確任務(wù)，分析有關(guān)原始資料，復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設(shè)計計算 1.0周 ３．繪圖 1.0周 ４．編寫說明書、答辯 0.5周 六、主要參考文獻(xiàn) 1．成大先 機(jī)械設(shè)計手冊（第三版） 2．汽車工程手冊???? 機(jī)械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構(gòu)造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設(shè)計?????機(jī)械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車?yán)碚???? 機(jī)械工業(yè)出版社 七．注意事項(xiàng) （1）為保證設(shè)計進(jìn)度及質(zhì)量，設(shè)計方案的確定、設(shè)計計算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認(rèn)可，尤其在繪制裝配圖前，設(shè)計方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標(biāo)注正確。 （2）編寫設(shè)計說明書時，必須條理清楚，語言通達(dá)，圖表、公式及其標(biāo)注要清晰明確，對重點(diǎn)部分，應(yīng)有分析論證，要能反應(yīng)出學(xué)生獨(dú)立工作和解決問題的能力。 （3）獨(dú)立完成圖紙的設(shè)計和設(shè)計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。 八．成績評定 出勤情況（20%） 設(shè)計方案與性能計算（40%） 圖紙質(zhì)量（20%） 說明書質(zhì)量（20%） 評 語 總 成 績 指導(dǎo)教師 注意：此任務(wù)書要妥善保管，最后要裝訂在設(shè)計說明書的第一頁。 目錄 附錄 1 一、基本數(shù)據(jù)選擇 4 1.1 傳動方案和零部件方案的確定 4 1.1.1傳動方案初步確定 4 1.1.2 零部件結(jié)構(gòu)方案 4 1.2 主要參數(shù)的選擇和計算 4 1.2.1 確定最小傳動比 5 1.2.2確定最大傳動比 5 1.2.3 擋位數(shù)確定 6 1.2.4初選中心距A 6 1.2.5 外形尺寸(初選) 7 1.2.6 齒輪參數(shù) 7 1.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及齒輪變位 7 1.3.1 確定1擋齒輪的齒數(shù) 8 1.3.2 確定其他各擋的齒數(shù) 9 二、齒輪校核 13 2.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計算 13 2.2輪齒接觸應(yīng)力σj 15 三、軸及軸上支承的校核 17 3.1 軸的工藝要求 17 3.2 軸的強(qiáng)度與剛度計算 17 3.2.1 初選軸的直徑 17 3.2.2軸的強(qiáng)度校核 18 四 同步器的選擇 21 4.1 選用慣性式同步器中的鎖環(huán)式同步器 21 五、操縱機(jī)構(gòu) 21 5.1 直接操縱式 22 六、變速器箱體 22 6.1變速箱結(jié)構(gòu) 22 6.2 箱體軸向尺寸 22 一、基本數(shù)據(jù)選擇 1.1 傳動方案和零部件方案的確定 根據(jù)題目給定參數(shù)和總體設(shè)計結(jié)果可以確定，作為一輛前置后驅(qū)的貨車，毫無疑問應(yīng)該選用中間軸式多擋位機(jī)械式變速器。其特點(diǎn)是：（1）設(shè)有直接擋（2）1擋有較大的傳動比（3）擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動（4）除1擋以外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋（5）除直接擋以外，其他擋位工作時，傳動效率略低（6）適用于前置后驅(qū)的汽車。 1.1.1 傳動方案初步確定 （1）變速器第1軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)軸承支承在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，1擋采用滑動直齒齒輪傳動。 （2）倒擋利用率不高，而且都是在停車后在掛入倒擋，因此可以采用支持滑動齒輪作為換擋方式。 （3）傳動方案采用的2、3、5擋用常嚙合齒輪傳動，4擋為直接擋，而1、倒擋用直齒滑動齒輪換擋。 1.1.2 零部件結(jié)構(gòu)方案 （1）齒輪形式 齒輪形式為直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于1擋和倒擋。 （2）換擋機(jī)構(gòu)形式 此變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。1擋和倒擋采用結(jié)構(gòu)簡單的直齒滑動齒輪換擋，使用率高的其他擋位采用同步器換擋。 （3）變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承。 1.2 主要參數(shù)的選擇和計算 由給定主要參數(shù) 額定裝載質(zhì)量(Kg) 最大總質(zhì)量(Kg) 最大車速（Km/h） 縱梁尺寸 背角與臀角 組號 3000 6000 120 180*6 α=15°β=95° 6 及總體設(shè)計中設(shè)計參數(shù)，有 最大轉(zhuǎn)矩： 發(fā)動機(jī)最大功率：Pmax=127.8Kw 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速： 車輪：后輪選擇7.50R16LT ； 前輪選擇8.25R16LT 傳動系機(jī)械效率 1.2.1 確定最小傳動比 為了滿足足夠的動力性能，需要校核最高擋動力因數(shù)。由于我們選定設(shè)計的是中型貨車，因此最高擋動力因數(shù)取值范圍為，此處我們?nèi)?，最小傳動比與最高擋動力因數(shù)有如下關(guān)系 式中：為最高擋時，發(fā)動機(jī)發(fā)出最大扭矩時的最大車速，。 其他參數(shù)如下表。 最大總質(zhì)量(Kg) 空氣阻力系數(shù) 迎風(fēng)面積 A（） 0.90 418.8 6000 0.85 3.5 根據(jù)式子可得，。由主減速器傳動比得， 1.2.2確定最大傳動比 傳動系最大傳動比，需要滿足滿載最大爬坡度及滿足附著條件。 （1）滿足最大爬坡度。 其中，取一般貨車最大爬坡度16.7° （2）滿足附著條件。 即 取 因此，變速器傳動比范圍是0.88～5.14，傳動系最大傳動比 1.2.3 擋位數(shù)確定 經(jīng)計算按照等比級數(shù)分配，對3擋、4擋間速比根據(jù)情況調(diào)整。 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系： 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ，， 則各擋速比為 ，，，， (注意，本方案并不是嚴(yán)格按照等比分配傳動比) 1.2.4初選中心距A 初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，貨車：=8.6～9.6，取8.6 ； —發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）； —變速器1擋傳動比， ； —變速器傳動效率，取96% ； —發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，。 則， 1.2.5 外形尺寸(初選) 貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，5擋為（2.7～3.0）A，在此取3A。 軸向尺寸，取整數(shù)為325mm。 1.2.6 齒輪參數(shù) （1）模數(shù)。 一般同一變速器齒輪模數(shù)不相等，對于貨車減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，變速器低擋齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。根據(jù)國家規(guī)定，GB/T 1357—1987《漸開線圓柱齒輪模數(shù)》的規(guī)定，考慮貨車的最大質(zhì)量為， 而小于14t。因此1擋直齒齒輪，其他擋位為4mm（）。 嚙合套和同步器的結(jié)合齒多數(shù)采用漸開線齒形，由于工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合齒模數(shù)相同。總質(zhì)量在（1.8～14）t的貨車模數(shù)為2.0～3.5mm，選取較小的模數(shù)可使齒數(shù)增多，有利于換擋。在此取2.5mm。 （2）壓力角 遵照國家規(guī)定取標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，嚙合套或同步器的壓力角為30°。 （3）螺旋角 斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器：18°～26°,初選24°。 （4）齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取8.0； 斜齒，取為6.0～8.5，取8.5。 采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取3mm。 斜齒輪寬度取，滑動直齒齒輪寬度取。 （5）齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.0。 1.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及齒輪變位 在初選中心距A、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。5擋變速器傳動方案如右圖所示。 1.3. 1 確定1擋齒輪的齒數(shù) 1擋傳動比 1擋采用常嚙合斜齒輪傳動，取螺旋角為11.7.模數(shù)m為4，中心距，代入計算后得，取為整數(shù)52，然后進(jìn)行大、小齒輪齒數(shù)的分配。經(jīng)驗(yàn)算，中間軸上的1擋齒輪取 ，因此1擋大齒輪齒數(shù)為 2)對中心距A進(jìn)行修正 通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為。 3）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式子求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 而常嚙合傳動齒輪的中心距與1擋齒輪的中心距相等，即 其中，常嚙合齒輪、采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)，初選螺旋角，代入上兩式子，求得 ，取整為49 ，求得并取整 ， 。 核算1擋傳動，齒數(shù)分配合理。 根據(jù)所確定的齒數(shù)，由式子，根據(jù)圓整后的齒數(shù)，精算出螺旋角β=24o。 變位： 理論中心距 端面壓力角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 因= 1.3.2 確定其他各擋的齒數(shù) ①2擋齒輪齒數(shù)。 由于2擋為斜齒輪，模數(shù)與1擋齒輪相同。 此外，從抵消或減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式 取，進(jìn)行試湊 取已是極限，代入式子，聯(lián)立，可求出，和三個參數(shù)。求得取整為24，取整為27，驗(yàn)證傳動比，齒數(shù)分配合適。根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子算出精確的螺旋角值為19.2°。 對2擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 端面壓力角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =0 ②3擋齒輪齒數(shù)。 3擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)大小和2擋一樣。 由，得 此外，從抵消或減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式 進(jìn)行試湊，求得2=20.7o，代入得Z5=19.93,圓整為20；Z6=30.58，圓整為31。驗(yàn)證傳動比，傳動比變化不大，齒數(shù)分配合適。根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子算出精確的螺旋角值為19.2°。 對3擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 端面壓力角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 ③4擋為直接擋 ④5擋齒輪齒數(shù) 5擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)大小和3擋一樣。 ， 此外，從抵消或減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式 進(jìn)行試湊， 求得 ，代入式子，聯(lián)立，可求出，和三個參數(shù)。求得取整為36，取整為13，驗(yàn)證傳動比，齒數(shù)分配合適。根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子算出精確的螺旋角值為24.85°。 對5擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 端面壓力角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 0 5)確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪有直齒輪副、和。初選、后，螺旋角選，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選，，，則： 由可求出。 確定倒擋軸與第二軸的中心距 二、齒輪校核 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點(diǎn)蝕；換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。 所以需要對齒輪進(jìn)行計算和校荷。 注：本課程設(shè)計只進(jìn)行低擋位的齒輪彎曲強(qiáng)度校核與高擋位的齒輪疲勞接觸強(qiáng)度校核以及常嚙合齒輪的彎曲強(qiáng)度與接觸疲勞強(qiáng)度校核。 2.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計算 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力 齒形系數(shù)圖 式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —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(diǎn)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（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如上圖。 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，1、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，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。 計算1擋主動齒輪10的彎曲應(yīng)力 計算倒擋齒輪12的彎曲應(yīng)力 （2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 （2.2） 式中：—計算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（°）； —應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)=8.0 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 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，對貨車為100～250MPa。 1）計算2擋齒輪8的彎曲應(yīng)力 2）計算常嚙合齒輪1的彎曲應(yīng)力 2.2輪齒接觸應(yīng)力σj 式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； —齒面上的法向力（N），；為圓周力； —斜齒輪螺旋角( °)； —齒輪材料的彈性模量（MPa）, —齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm) ，齒寬； —主動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪， 斜齒輪； —從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪， 斜齒輪 ； 、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表。 　變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 1）計算第5擋的齒輪4的接觸應(yīng)力 2）計算常嚙合齒輪的接觸應(yīng)力 3）計算3檔直齒齒輪接觸應(yīng)力 3）計算2檔直齒齒輪接觸應(yīng)力 4）計算1檔直齒齒輪接觸應(yīng)力 4）計算倒檔直齒齒輪接觸應(yīng)力 因此，本設(shè)計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進(jìn)行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 三、軸及軸上支承的校核 3.1 軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8[15]。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度[16]。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少[17]。 3.2 軸的強(qiáng)度與剛度計算 3.2.1 初選軸的直徑 已知中間軸式變速器中心距=108mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值： 對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選 式中：—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑；第二軸和中間軸最大直徑 最大軸支承之間的長度，第二軸支承之間的長度； 中間軸支承之間長度，取，代入上述設(shè)計公式，均符合要求。 第二軸：；中間軸： 均符合要求。 3.2.2軸的強(qiáng)度校核 （1）軸的剛度驗(yàn)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。 初步確定軸的尺寸以后，可對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對每個擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時將軸看做鏈接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取。 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》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(diǎn)近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖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δ，則可分別用下式計算 全撓度 式中： —齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； —齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N；） —彈性模量（MPa）, —慣性矩(mm)，對于實(shí)心軸，； —軸的直徑，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）。 由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗(yàn)算常嚙合齒輪的強(qiáng)度和剛度即可，變速器軸向尺寸L=325mm，取a=35mm，則b=L-a=290mm 取該處d=54， 代入上式得： 滿足設(shè)計要求。 （2）軸的強(qiáng)度驗(yàn)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(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計算相應(yīng)的彎矩Mc，Ms。軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩的共同作用下，其應(yīng)力為： 式中： —計算轉(zhuǎn)矩，N·mm; —軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm； —彎曲截面系數(shù)，mm； —在計算斷面處軸的水平彎矩，N·mm； —在計算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm； —許用應(yīng)力。 變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。 對于本例支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為： 強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。 四 同步器的選擇 4.1 選用慣性式同步器中的鎖環(huán)式同步器 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)如圖五（A）所示。變速時，換擋機(jī)構(gòu)通過撥叉推動嚙合套，由于同步器推塊一起移動，當(dāng)同步器推塊與同步環(huán)接觸時遍推動同步環(huán)向齒輪上的齒環(huán)移動，使兩錐面相接觸見圖五（C）。由于嚙合套上有推力，兩錐面間存在正壓力，且二者存在轉(zhuǎn)速差，故二者一經(jīng)接觸便產(chǎn)生摩擦力矩，此力矩帶動同步環(huán)相對于嚙合套轉(zhuǎn)動，直至同步環(huán)推塊槽靠在推塊的一側(cè)為止見圖五（D），此時嚙合套與同步環(huán)同步旋轉(zhuǎn)，嚙合套齒端倒角與同步環(huán)齒端倒角正好相抵觸（設(shè)計上使推塊槽比推塊寬半個齒距），而不能進(jìn)入接合，起到了鎖止作用。同步環(huán)齒端倒角上的正壓力分解為軸向力和切向力兩個分力，軸向力使兩錐面間存在正壓力，而產(chǎn)生摩擦力矩，切向力產(chǎn)生撥環(huán)力矩,撥環(huán)力矩力圖使同步環(huán)反轉(zhuǎn),而同步環(huán)上的摩擦力矩又阻止同步環(huán)反轉(zhuǎn)，只要設(shè)計上保證摩擦力矩大于撥環(huán)力矩，不管換擋力有多大，嚙合套與同步環(huán)齒端倒角總是相抵觸而不能接合，起到了鎖止作用見圖五（E）。 由于換擋力的繼續(xù)作用和增大，摩擦力矩增大，使齒輪的速度降低或升高，當(dāng)摩擦力矩等于慣性力矩時，齒輪、同步環(huán)和嚙合套三者達(dá)到了同步運(yùn)轉(zhuǎn)。這樣，齒輪和同步環(huán)間無相對運(yùn)動，慣性力矩消失，撥環(huán)力矩將使同步環(huán)相對嚙合套反向轉(zhuǎn)過一個角度，花鍵齒不再相抵觸，使嚙合套越過同步環(huán)與齒輪上的齒環(huán)嚙合，而完成換擋見圖五（B）。 4.2同步器主要尺寸的確定 詳細(xì)見負(fù)責(zé)同步器設(shè)計的林偉鋒同學(xué)。 五、操縱機(jī)構(gòu) 5.1 直接操縱式 這種形式的變速器布置在駕駛員座椅附近，變速桿由駕駛室底板伸出，駕駛員可以直接操縱。如圖所示，多用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的車輛。 撥叉軸7、8、9和10的兩端均支承于變速器蓋的相應(yīng)孔中，可以軸向滑動。所有的撥叉和撥塊都以彈性銷固定于相應(yīng)的撥叉軸上。三、四擋撥叉2的上端具有撥塊。撥叉2和撥塊3、4、14的頂部制有凹槽。變速器處于空擋時，各凹槽在橫向平面內(nèi)對齊，叉形撥桿13下端的球頭即伸入這些凹槽中。選擋時可使變速桿繞其中部球形支點(diǎn)橫向擺動，則其下端推動叉形撥桿13繞換擋軸11的軸線擺動，從而使叉形撥桿下端球頭對準(zhǔn)與所選擋位對應(yīng)的撥塊凹槽，然后使變速桿縱向擺動，帶動撥叉軸及撥叉向前或向后移動，即可實(shí)現(xiàn)掛擋。例如，橫向擺動變速桿使叉形撥桿下端球頭深入撥塊3頂部凹槽中，撥塊3連同撥叉軸9和撥叉5即沿縱向向前移動一定距離，便可掛入二擋；若向后移動一段距離，則掛入一擋。當(dāng)使叉形撥桿下端球頭深入撥塊14的凹槽中，并使其向前移動一段距離時，便掛入倒擋。 各種變速器由于擋位數(shù)及擋位排列位置不同，其撥叉和撥叉軸的數(shù)量及排列位置也不相同。例如，上述的變速器的前進(jìn)擋用了三根撥叉軸，倒擋獨(dú)立使用了一根撥叉軸，共有四根撥叉軸。 六、變速器箱體 6.1變速箱結(jié)構(gòu) 五擋系列變速箱為三軸式。單中間軸定軸傳動，有五個前進(jìn)擋，一個倒擋，二到五擋齒輪為斜齒輪，一倒擋為直齒輪。二軸上的各擋齒輪均裝在雙列滾針軸承上，二、三擋裝有鎖銷式慣性同步器，四、五擋裝有鎖環(huán)式慣性同步器，一、倒擋為直齒滑動齒輪傳動。可實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)距離雙桿或單桿手動操作，變速箱殼體是整體式箱型，呈“立式”安裝，與發(fā)動機(jī)——離合器總成直接連接。變速箱的潤滑采用“飛濺式”。 6.2 箱體軸向尺寸 箱體軸向尺寸初選為325mm，最終確定330.5mm 第 I 條 參考文獻(xiàn) 【1】 陳家瑞主編 汽車構(gòu)造（第三版）北京：機(jī)械工業(yè)出版社2009.2 【2】 朱文堅 黃平 劉小康主編 機(jī)械設(shè)計（第二版）北京：高等教育出版社 2008.10 【3】 王望予主編 汽車設(shè)計（第四版）北京：機(jī)械工業(yè)出版社 2004.8 【4】 余志生主編 汽車?yán)碚摚ǖ谖灏妫┍本簷C(jī)械工業(yè)出版社2009.3 【5】 林學(xué)東主編 發(fā)動機(jī)原理 北京：機(jī)械工業(yè)出版社 2008.5 24