【畢業(yè)論文】輕型貨車變速器設(shè)計(jì)【2014年汽車機(jī)械專業(yè)答辯資料】

I 輕型貨車變速器設(shè)計(jì) 摘要 汽車變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的主要組成部分，主要作用是將發(fā)動(dòng)機(jī)的矩經(jīng)過改變后傳遞給主減速器。改變傳動(dòng)比擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速范圍，來適應(yīng)不同的行駛條件。設(shè)置空檔用來中斷動(dòng)力傳遞，設(shè)置倒檔，使汽車能夠倒退行駛。 文中闡述輕型貨車 HD1050 的變速器設(shè)計(jì)，是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的變速器作為設(shè)原型，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容是根據(jù)已知參數(shù)進(jìn)行各檔位傳動(dòng)比的選擇確定、齒輪參數(shù)的選擇、二軸及中間軸的選擇計(jì)算、軸承的選擇等。 文中對(duì)變速器的主要參數(shù)進(jìn)行了驗(yàn)證，包括齒輪強(qiáng)度的校核、變速器軸度和剛度的校核、軸承壽命的驗(yàn)算等。計(jì)算結(jié)果表明整體性能滿足要求。 關(guān)鍵詞 : 變速器；中間軸；設(shè)計(jì)；傳動(dòng)比；齒輪 II LGV transmission design Author Tutor Abstract Auto transmission is the main component of the transmission agent, its main effect is to transfer the torque from engine to the primary retarder, and in which process the torque is changed, is to expand the scope and speed to adapt different driving conditions by changing gear ratio. We set up the neutral position to interrupt the power transmission, set up the reverse position, so the vehicle can drive back. This paper elaborates on the transmission design of Light Truck CA1050, Which use the existing production as a design prototype. It have finished an independent design to meet the requirements of the three-axle five positioned transmission, in the condition of given engine output torque and rotate speed.,vehicle maximum speed and highest gradient. In the design, the major content is the choice and determine of every position ratio, the choice of gear parameters, the choice and the calculate of the intermediate axle and the output axle, the choice of bearings, basing on the known parameters. The main parameters of transmission have been checked, including the strength of geares, the transmission shafts strength and stiffness , bearing life. The results show that the whole performance meet the requirement Key words Transmission； Intermediate Axle； Design ；Gear ratio； Gear 全套 資料 ， 扣扣 414951605 目 錄 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 緒論 . 1 1.1 概述 . 1 1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況和發(fā)展方向 . 1 第 2 章 傳動(dòng)方案及零部件結(jié)構(gòu)分析 . 4 2.1 變速器的基本設(shè)計(jì)要求 . 4 2.2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 . 4 2.2.1 倒檔布置方案 . 4 2.2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 . 5 2.3 本章小結(jié) . 8 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算 . 9 3.1 擋數(shù)的選擇 . 9 3.2 傳動(dòng)比的確定 . 9 3.3 中心距 A 的確定 . 11 3.4 外形尺寸的初選 . 11 3.5 齒輪參數(shù)選擇 . 12 3.5.1 模數(shù) . 12 3.5.2 壓力角 . 12 3.5.3 螺旋角 . 13 3.5.4 尺寬 b . 14 3.6 各擋齒輪齒數(shù)分配 . 14 3.7 變速器齒輪的變位 . 19 3.8 本章小結(jié) . 20 第 4 章 齒輪與軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 . 21 4.1 齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)算 . 21 4.1.1 齒輪材料的選擇原則 . 21 4.1.2 各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 . 21 4.1.3 齒輪強(qiáng)度計(jì)算 . 22 4.2 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 . 27 4.2.1 軸的工藝要求 . 28 4.2.2 初選軸的直徑 . 28 4.2.3 軸最小直徑的確定 . 29 4.2.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算 . 30 4.3 軸承的選擇與校核 . 33 4.3.1 一軸軸承的選擇與校核 . 33 4.3.2 中間軸軸承的選擇與校核 . 35 4.4 本章小結(jié) . 36 第 5 章 變速器同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇 . 37 5.1 同步器 . 37 5.1.1 同步器工作原理 . 37 5.1.2 慣性同步器 . 37 5.2 操縱機(jī)構(gòu)的選擇 . 39 5.2.1 概述 . 39 5.2.2 典型操縱換檔機(jī)構(gòu) . 40 5.3 變速器殼體的設(shè)計(jì) . 41 5.4 本章小結(jié) . 42 結(jié) 論 . 43 致 謝 . 44 參考文獻(xiàn) . 45 1 第 1 章 緒論 1.1 概述 輕型貨車主要從事城市市區(qū)或農(nóng)村間中短途距離運(yùn)輸?shù)慕煌üぞ?，具有機(jī)動(dòng)靈活、快捷方便的優(yōu)勢(shì)，特別是在運(yùn)輸噸位不大且距離又比較近時(shí)，輕型貨車便發(fā)揮出巨大優(yōu)勢(shì)。近幾年來隨著我國(guó)城市規(guī)模的不斷擴(kuò)大，城市市區(qū)間越來越需要輕型貨車。變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中重要的組成部分，它直接影響汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，是汽車的重要部件之一。 本設(shè)計(jì)是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的變速器作為設(shè)計(jì)原型，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計(jì)的重點(diǎn)部分 是檔位傳動(dòng)比的選擇及計(jì)算依據(jù)、齒輪參數(shù)的選擇計(jì)算及校核、二軸及中間軸的強(qiáng)度校核等。 通過查閱圖書館電子資源和館藏圖書，了解變速器研究領(lǐng)域的最新發(fā)展動(dòng)向；閱讀關(guān)于變速器設(shè)計(jì)方面的書籍，學(xué)習(xí)變速器設(shè)計(jì)的過程、步驟、方法和經(jīng)驗(yàn)教訓(xùn)，解決設(shè)計(jì)過程中遇到的自己不能解決的問題；去實(shí)驗(yàn)室動(dòng)手拆裝此類型的變速器，了解變速器的結(jié)構(gòu)與工作原理進(jìn)行變速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算。 此次輕型貨車的變速器設(shè)計(jì)將基本滿足輕型貨車的使用要求，通過對(duì)變速器的分析、方案選擇、設(shè)計(jì)計(jì)算和整理，能達(dá)到了預(yù)期的效果，完成此次畢業(yè)設(shè)計(jì)。畢業(yè)設(shè)計(jì) 是對(duì)自己大學(xué)四年所學(xué)知識(shí)進(jìn)行系統(tǒng)的綜合運(yùn)用，通過此次設(shè)計(jì)，了解了變速器設(shè)計(jì)的基本過程和在設(shè)計(jì)過程中應(yīng)該注意的問題，學(xué)會(huì)了設(shè)計(jì)的過程和方法。 1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況和發(fā)展方向 變速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)。 21 世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域 1 ，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器技術(shù)的發(fā)展。目前國(guó)內(nèi)外的變速器主要向 著自動(dòng)變速器方向 2 發(fā)展，自動(dòng)變速器在實(shí)際中所占的比例越來越大，目前有一半以上的轎車和部分重型載貨汽車上使用的是自動(dòng)變速器。變速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)。 21 世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學(xué)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器技術(shù)的發(fā)展。 根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。 根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器 ，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。目前自動(dòng)變速器得到廣泛的應(yīng)用。 變速器技術(shù)的發(fā)展動(dòng)向如下： （ 1）節(jié)能與環(huán)境保護(hù)。變速器的節(jié)能與環(huán)境保護(hù)既包括傳動(dòng)系本身的節(jié)能與環(huán)境保護(hù)，也包括發(fā)動(dòng)機(jī)的節(jié)能與保護(hù)。因此研究高效率的傳動(dòng)副來節(jié)約能源，采用零污染的工作介質(zhì)或潤(rùn)滑油來避免環(huán)境污染，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的特性和行駛工況來設(shè)計(jì)變速器，使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在最佳狀態(tài)，以 保證汽車在最高傳動(dòng)效率和最低污染物排放區(qū)運(yùn)行； （ 2）應(yīng)用新型材料。材料科學(xué)與技術(shù)是 21 世紀(jì)重點(diǎn)發(fā)展的科學(xué)技術(shù)領(lǐng)域。各種新型材料在變速器中的應(yīng)用已經(jīng)推動(dòng)了汽車技術(shù)的發(fā)展和性能的提高。 （ 3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪聲、長(zhǎng)壽命、重量輕、體積小、低成本一直以來是變速器的發(fā)展方向； （ 4）智能化、集成化。變速器智能化、集成化是信息、電子集成技術(shù)和控制技術(shù)與變速器技術(shù)的結(jié)合。其特點(diǎn)是根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的特性和汽車的行駛工況，通過計(jì)算機(jī)智能控制，實(shí)現(xiàn)對(duì)變速器傳動(dòng)比的實(shí)時(shí)控制，使 發(fā)動(dòng)機(jī)工作 3 在最佳狀態(tài)。將變速器智能化，并且普及到大眾化的汽車上 2 。這樣的汽車可以依據(jù)駕車者的性情、路面的狀況、車身的負(fù)荷乃至周邊環(huán)境等多種因素，挑選最適合的功能，實(shí)現(xiàn)智能化駕駛，以充分發(fā)揮車輛的性能，降低油耗，確保安全。變速器的發(fā)展使汽車好像有了人的智慧它根據(jù)外界路面的變化，經(jīng)過計(jì)算，代替人作出準(zhǔn)確聰明的決斷。 隨著科技的發(fā)展和汽車工業(yè)的不斷向前進(jìn)步，汽車自動(dòng)變速器會(huì)越來越多的得到使用。 4 第 2 章 傳動(dòng)方案及零部件結(jié)構(gòu)分析 變速器用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。變速器設(shè)有空檔，可在發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)、汽車滑行或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪工作。 2.1 變速器的基本設(shè)計(jì)要求 變速器在汽車底盤中具有很重要的作用，它的好壞直接決定汽車的使用壽命和經(jīng)濟(jì)性，因此變速器的設(shè)計(jì)必須滿足以下要求： （ 1）保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性； （ 2）設(shè)置空檔，用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸 ； （ 3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛； （ 4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置； （ 5）換檔迅速、省力、方便； （ 6）工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生； （ 7）變速器應(yīng)有高的工作效率； （ 8）變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 2.2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 2.2.1 倒檔布置方案 圖 2.1 為常見的倒檔布置方案。圖 2.1b 方案的優(yōu)點(diǎn)是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難。圖 2.1c 方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理。圖 2.1d 方案對(duì) 2.1c 的缺點(diǎn)做了修改。圖 2.1e 所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其 5 齒寬加長(zhǎng)。圖 2.1f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為輕便。為了縮短變速器軸向長(zhǎng)度，倒檔傳動(dòng)采用圖 2.1g 所示方案。缺點(diǎn)是一、倒檔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。 本設(shè)計(jì)結(jié)合實(shí)際車型，在給定的任務(wù)書中已經(jīng)確定是中間軸式變速器，全部齒輪為常嚙合齒輪，所以綜合考慮，本身設(shè)計(jì)選擇圖 2.1（ b）形式進(jìn)行設(shè)計(jì) 。 圖 2.1 倒檔布置方案 2.2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 1、齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 3 。直齒圓柱齒輪僅用于一檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)倒擋選用直齒輪，其他擋選用斜齒輪。 2、換擋機(jī)構(gòu) 變速器換檔機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換檔，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早 損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。 常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會(huì)過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些 6 要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。 使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用同步器或嚙合套換擋，其換檔行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程小。 通過比較本設(shè)計(jì)所有擋選用同步器換檔。 3、典型的操縱機(jī)構(gòu)及其互鎖裝置 圖 2.5 為典型的操縱機(jī)構(gòu)圖 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動(dòng)嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機(jī)構(gòu)。 互鎖裝置是保證移動(dòng)某一變速叉軸時(shí)，其他變速叉軸互被鎖住，下面介紹幾種常見的機(jī)構(gòu)： （ 1）互鎖銷式 圖 2.7 是汽車上用得最廣泛的一種機(jī)構(gòu)，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長(zhǎng)度和凹槽來保證互鎖。 圖 2.6， a 為空檔位置，此時(shí)任一叉軸可自由移動(dòng)。圖 2.6， b,c,d 為某一 叉軸在工作位置，而其他叉軸被鎖住。 7 圖 2.6 互鎖銷式工作原理 （ 2）擺動(dòng)鎖塊式 圖 2.7 為擺動(dòng)鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu)工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動(dòng)，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時(shí)，鎖塊的一個(gè)或兩個(gè)突起部分 A 檔住其他兩個(gè)變速叉軸槽，保證換檔時(shí)不能同時(shí)掛入兩檔。 （ 3）轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式 圖 2.9 為與上述鎖塊機(jī)構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞 A 軸轉(zhuǎn)動(dòng)。選檔時(shí)操縱桿轉(zhuǎn)動(dòng)鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時(shí)鉗形板的一個(gè)或兩個(gè)鉗爪抓住其它兩個(gè)變速叉，保證 互鎖作用。上海 SH-130 型載重汽車的變速器互鎖機(jī)構(gòu)就采用這種型式。 圖 2.7 擺動(dòng)鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu) 圖 2.8 轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式互鎖機(jī)構(gòu) 上述操縱機(jī)構(gòu)用于長(zhǎng)頭駕駛室時(shí)期車上，為操縱桿由駕駛一室底板伸出的直接操縱機(jī)構(gòu)。 對(duì)于平頭駕駛室汽車，輕型載重汽車或小客車所采用的遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)（操縱桿在方向盤下），要加上一套聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)。這種機(jī)構(gòu)應(yīng)有足夠的剛性，并保證各連接件在靈活轉(zhuǎn)動(dòng)情況下，其間隙不能過大，否則會(huì)使換檔手感不明顯。 8 為改善操縱輕便性，在小客車或重型載重汽車上的采用電磁、電力和液力控制，因其結(jié)構(gòu)復(fù)雜并需要?dú)庠椿蛞簤涸?，在載重汽車上一般很少采用。 本次設(shè)計(jì)采用互鎖銷式互鎖裝置。 4、變速器軸承的選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。 第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承 4 。 變速器第一軸、第二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。 滾針軸承、滑動(dòng)軸承 套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。 本設(shè)計(jì)中間軸選用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾針軸承，二軸右側(cè)用圓錐滾子軸承，一軸用球軸承。 2.3 本章小結(jié) 本章主要是對(duì)變速器傳動(dòng)方案進(jìn)行選取和分析，選擇中間軸式變速器為設(shè)計(jì)對(duì)象并且對(duì)零部件的結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析和選取，選擇合適的齒輪形式、換檔機(jī)構(gòu)和軸承進(jìn)行變速器的設(shè)計(jì)。本章主要是 從總體上進(jìn)行變速器傳動(dòng)方案及零部件結(jié)構(gòu)分析確定。 9 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算 本次設(shè)計(jì)是在已知主要整車參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，已知的CA1051K26L4 整車主要技術(shù)參數(shù)如表 3.1 所示。 表 3.1 CA1051K26L4 整車主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 88kw 車輪型號(hào) 7.50-R16 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 300N.m 主減速器傳動(dòng)比 5.43 最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速 2100r/min 最高車速 90km/h 總質(zhì)量 5000kg 后軸載荷 3255kg 3.1 擋數(shù)的選擇 增 加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換檔頻率也增高。 在最低檔傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動(dòng)比比值減小，使換檔工作容易進(jìn)行。 檔數(shù)選擇的要求： （ 1）相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在 1.8 以下； （ 2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 目前，轎車一般用 4 5 個(gè)檔位變速器，貨車變速器采用 4 5 個(gè)檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野 汽車 5 。 傳動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。目前轎車的傳動(dòng)比范圍在 3 4 之間，輕型貨車在 5 6 之間，其它貨車則更大。 文中設(shè)計(jì)結(jié)合實(shí)際，變速器選用 5 檔變速器，最高檔傳動(dòng)比為 1。 3.2 傳動(dòng)比的確定 速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低檔傳動(dòng)比與最高檔傳動(dòng)傳動(dòng)比的比值。 10 1、最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 一檔傳動(dòng)比應(yīng)該滿足最大驅(qū)動(dòng)力能夠克服汽車輪胎與路面的滾動(dòng)阻力及最大爬坡 阻力， m a x0m a x mgriiTrtge （ 3.1） terg iT rmgi 0maxmax1 （ 3.2） 式中： 最大轉(zhuǎn)矩 ， mmNTe .10300 3m a x 車輪半徑 ,由已知輪胎規(guī)格 R16（ 8 級(jí)）可知道為 320.47mm； 主減速器傳動(dòng)比， 43.50 i 傳動(dòng)系傳動(dòng)效率 8 9 3.0%98%96%95 t mg 汽車重力， mg=5455 9.8； 代入公式（ 3.2）得到 ： 83.043.510300 47.3203.08.95455 3 gi=3.103 根據(jù)車輪與路面的附著條件則 ： 201m ax GriiTrtge （ 3.3） Terg iT Gi 0max21 （ 3.4） 在 0,50.6 之間取 0.55， 2G =31899N 代入式（ 3.3）得到 ：83.043.510300 47.32055.031899 31 gi=4.5298 所以 5298.4103.31 gi 由于本車為輕型車且無超速檔，一檔初選傳動(dòng)比取 4.2。 2、 其他各擋傳動(dòng)比初選 各檔傳動(dòng)比為等比分配 6 ， 則： qiiiiiiii 54433221 43.12.44451 iiq 11 43.1,05.2,93.2432 iii 3.3 中心距 A 的確定 由于變速器為中間軸式變速器，初選中心距可根據(jù)以下的經(jīng)驗(yàn)公 式（ 3.5）計(jì)算 7 。 31m a x geA iTKA （ 3.5） 式中 ： A 變速器中心距（ mm）； AK 中心距系數(shù)， AK =8.6-9.6； maxeT 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距 =300（ N.m） ； 1i 變速器一檔傳動(dòng)比為 4.2； g 變速器傳動(dòng)效率，取 96%。 將各參數(shù)代入式（ 3.4）得到 ： A （ 8.69.6） 3 96.02.4300 =（ 8.69.6） 10.7=92.02102.7mm 貨車的變速器中心距在 92 102.7mm 范圍內(nèi)變化，初取 A=96mm。 3.4 外形尺寸的初選 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒 輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 影響變速器的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。 變速器殼體的軸向尺寸可參考表 3.2 數(shù)據(jù)選用： 12 表 3.2 變速器殼體的軸向尺寸 四檔 （ 2.2 2.7） A 五檔 （ 2.7 3.0） A 六檔 （ 3.2 3.5） A 為了減小變速器的尺寸，取外形尺寸初選為 2.9=278.4mm。 3.5 齒輪參數(shù)選擇 3.5.1 模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則： （ 1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬； （ 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬； （ 3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)； （ 4）從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。 對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表 3.3： 表 3.3 變速器齒輪 的法向 模數(shù) 微型、普通級(jí)轎車 中級(jí)轎車 中型貨車 重型貨車 2.25 2.75 2.75 3.00 3.5 4.5 4.5 6.0 選用時(shí)，優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的盡量不要用，表 3.4 為國(guó)標(biāo)GB/T1357 1987，可參考表 3.4 進(jìn)行變速器模數(shù)的選擇。 表 3.4 變速器常用的齒輪模數(shù) 第一系列 1 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 第二系列 1.75 2.25 2.75 （ 3.25） 3.5 表中數(shù)據(jù)摘自（ GB/T1357 1987） 綜合考慮文中設(shè)計(jì)由于是輕型車，變速器倒檔模數(shù)取 3.5mm；其他各檔為3.0mm。 3.5.2 壓力角 13 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用 14.5、 15、 16、 16.5等小些的壓力角。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用 22.5或 25等大些的壓力角。 國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20，所以普遍采用的壓力角為 20。嚙合套或同步器的壓力角有 20、 25、 30等， 普遍采用 30壓力角。 本變速器是采取了重要輕型汽車變速器的新技術(shù)主要內(nèi)容是，在保證齒輪的強(qiáng)度要求之下，盡量將模數(shù)減小。這樣就明顯提高了齒輪的重合度，從而減小了沖擊載荷和噪聲。 3.5.3 螺旋角 齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低 8 。 試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于 30時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然 下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強(qiáng)度來著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角值。 斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖 3.1 所示： 圖 3.1 中間軸軸向力的平衡 14 欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： 111 tan na FF （ 3.6） 222 tanAa FF （ 3.7） 為使兩軸向力平衡，必須滿足： 2121tantan rr （ 3.8） 式中 ： 21 aa FF 作用在中間軸承齒輪 1、 2 上的軸向力； 21 nn FF 作用在中間軸上齒輪 1、 2 上的圓周力； 21rr 齒輪 1、 2 的節(jié)圓半徑； T 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 貨車變速器的螺旋角為： 18 26，一檔齒輪的螺旋角取下限 3.5.4 尺寬 b 齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。 選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù) m（nm）的大小來選定齒寬 b,nc mkb 式中： ck 齒寬系數(shù)，斜齒為 6.0 8.5。 3.6 各擋齒輪齒數(shù)分配 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動(dòng)及各部件如圖 3.2 所示： 15 圖 3.2 CA10501K26L4 變速器傳動(dòng)示意 圖 1 一軸常嚙合齒輪 2 中間軸常嚙合齒輪 3 第二軸四擋齒輪 4 中間軸四擋齒輪 5 第二軸三擋齒輪 6 中間軸三擋齒輪 7 第二軸二擋齒輪 8 中間軸二擋齒輪 9 第二軸一擋齒輪 10 中間軸一擋齒輪 11 第二軸倒擋齒輪 12 中間軸倒擋齒輪 13 惰輪 1、最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 一檔傳動(dòng)比為： 2.4101921 zz zzi g 如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動(dòng)比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒輪和hz， hz 一檔齒數(shù)和，直齒mAzh 2 斜齒 nh mAz 2 （ 3.9） 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時(shí)，對(duì)軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。貨車10z可在 12 17 16 之間選取，本設(shè)計(jì)取10z=16，初選 2312 ， 0.3nm， 代入公式（ 3.6）得到： 43.580.3 13.9623c os2 hz 取整得 58，則 4216589 z。 2、對(duì)中心距 A 進(jìn)行修正 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整使中心距有了變化，所以要根據(jù)取定的齒數(shù)和和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距 A，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù) 9 。 cos2 hnzmA （ 3.10） 將各已知條件代入式（ 3.10）得到： 13.9623c o s2 583 A mm， 取整為 96mm。 3、常嚙合齒輪傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)確定 101921 zz zzig （ 3.11） 而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即 ： 2121cos2 )(zzmA n （ 3.12） 已知各參數(shù)如下 ： 96,16,42,23,3 109109 Azzm n 代入式 （ 3.12） 得到 ： 13.231 z 取整 ： 37,23 21 zz ， 19.416372342102191 zzzzi g 4、二檔齒數(shù)的確定 已知 ： 93.2,96,32 gn iAm 17 由式子 ： 18272 zzzzig （ 3.13） 21287 zzizz g （ 3.14） 8787cos2 )( zzmA n （ 3.15） 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： )1(ta nta n8782212 zzzz z （ 3.16） 聯(lián)解上述（ 3.13），（ 3.14），（ 3.15）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法。解得結(jié)果如下： 21,39,36.208787 zz， 89.22139233787122 zzzzi g 5、三檔齒數(shù)的確定 已知： 05.2,96,3 3 gn iAm 由式子 21365 zzizz g （ 3.17） 8765cos2 )( zzmA n （ 3.18） )1(t a nt a n 6562 212 zzzz z （ 3.19） 聯(lián)解上式（ 3.17），（ 3.18），（ 3.19）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法，解得： 26,34,36.206565 zz 1 0 3.22634233765123 zzzzi g 6、 四檔齒 數(shù)的確定 已知： 18 43.1,96,3 4 gn iAm 由式子 21443 zzizz g （ 3.20） 4343cos2 )( zzmA n （ 3.21） )1(ta nta n 4342 212 zzzz z （ 3.22） 聯(lián)解上述（ 3.20），（ 3.21），（ 3.22）三個(gè)式子，可采用比較方便的試湊法，解得： 322836.204343zz 4 0 8.13228233743124 zzzzi g 7、 倒檔齒數(shù)的確定 5.3m 初選 2213 z （ 22-23）之間， 12z 小于10z取為 14， 09.4Ri 中間軸與倒檔軸之間的距離的確定 ： 63)2214(5.321)(21 1312 zzmA n 取整 63mm。 為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉，齒輪 11 和齒輪頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm 以上的間隙。則齒輪 11 的齒頂圓直徑 De11 為： ADeDe 2125.02 11 De11=129.92mm Z11=35.12 取整為 Z11=35 二軸與倒檔軸之間的距離確定 ： 75.99)2235(5.321)(21 1311 zzmA n mm 取整 100mm。 19 3.7 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因： （ 1）配湊中心距； （ 2）提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命； （ 3）降低齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不 等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多 10 。 變位系數(shù)的選擇原則： （ 1）對(duì)于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)； （ 2）對(duì)于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)； （ 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其 它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。本設(shè)計(jì)采用角度變位來調(diào)整中心距。 1、一檔齒輪的變位 已知條件： 96 a ， 5.1012 5.3)1642( a 由計(jì)算公式nt maay ，Htz zyy 2 代入得到： 0 6 2 9.05025 7 1 4.125 7 1 4.15.35.10196Htzntzyymaay 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到 ： 20 31.021.1109 zzxx 1、 其余齒輪的變位，計(jì)算過程同上，計(jì)算結(jié)果見表 3.5 表 3.5 變速器各齒輪的變位系數(shù) 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 倒檔齒輪 變位系數(shù) 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 11Z 12Z 13Z 0.1 0.13 0.023 0.009 0.021 0.011 -0.103 -0.083 0.046 0.309 -0.22 3.8 本章小結(jié) 本章主要是對(duì) 變速器齒輪各參數(shù)進(jìn)行選取，包括模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬等。在選定合適的參數(shù)條件下進(jìn)行變速器齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算，計(jì)算出常嚙合齒輪的齒數(shù)、中心距、各前進(jìn)檔的齒輪齒數(shù)及倒檔齒數(shù)等，使其達(dá)到本次設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)要求。對(duì)變速器齒輪進(jìn)行變位計(jì)算以便為下一步的變速器齒輪強(qiáng)度校核提供數(shù)據(jù)。 21 第 4 章 齒輪與軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)算 變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、移動(dòng)換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核。 4.1.1 齒輪材料的選擇原則 1、滿足工作 條件的要求 不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對(duì) 如對(duì)硬度 350HBS 的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在 30 50HBS 左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料 。 3、考慮加工、工藝及熱處理工藝 常嚙合齒輪因其傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，并且一直參與傳動(dòng)，所以磨損較大，應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用 20GrMnTi 材料滲碳后淬火，硬度為 5862HRC 12 。大齒輪用 40Gr 調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 48 55HRC。一檔傳動(dòng)比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強(qiáng)度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi 滲碳后淬火，硬度為 56 62HRC，大齒輪 40Gr 調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 46 55HRC；其余各檔小齒輪均采用 40Gr 調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 4855HRC，大齒輪用 45 鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 40 50HRC。 4.1.2 各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 一軸轉(zhuǎn)距 mTTe N2.12 8 56.908.903 0 0m a x1 軸承離合 中間軸轉(zhuǎn)矩 mNiTT 92.435233798.096.012.285121 齒輪軸承中 22 二軸各檔轉(zhuǎn)距： 一檔齒輪 53.108712 T Nm； 二檔齒輪 41.76912 T Nm； 三檔齒輪 77.54132 TNm； 四檔齒輪 51.36242 T Nm； 倒檔軸： mNiT 46.644142298.096.092.435T 1312齒輪軸承中倒 二軸倒檔齒輪： mNiT 37.984223598.096.046.644T 1211齒輪軸承倒倒擋二軸 4.1.3 齒輪強(qiáng)度計(jì)算 1、 斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 btyKKFIw （ 4.1） 式中： IF 圓周力（ N），dTF g21 ； gT 計(jì)算載荷（ N mm）； 節(jié)圓直徑（ mm）cos zmd n； nm 法向模 數(shù)（ mm） ； 為斜齒輪螺旋角 )( ； K 應(yīng)力集中系數(shù)， 50.1K； b 齒面寬（ mm）； t 法向齒距，nmt ； y 齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)3coszz n 在齒形系數(shù)圖（圖 4.1）中查得； K 重合 度影響系數(shù)， 0.2K 23 將上述有關(guān)參數(shù)代入 （ 4.1） ，整理得到 ： KyKzmKTcngw3c o s2 （ 4.2） 圖 4.1 齒型系數(shù)圖 當(dāng)計(jì)算載荷gT取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩maxeT時(shí)，倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在 400 850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。斜齒輪對(duì)貨車為 100 200MPa 13 。 （ 1） 一檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核 已知參數(shù)： 7,3 cn Km 8 1 5.0,16,42 109 zz 24.2821 T Nm, 84.283中T Nm 查齒形 系數(shù)圖 4.1 得 ：186.0195.0109 yy ； 代入公式（ 4.2）得： 39.1 9 41 9 5.0275.31614.3 5.11012.2 8 52 3 31 w MPa 75.2 0 91 8 6.0275.34214.3 5.11012.2 8 52 3 32 w MPa 對(duì)于貨車當(dāng)計(jì)算載荷取變速器第一軸最大轉(zhuǎn)距時(shí)，其許用應(yīng)力應(yīng)該小于 250Mpa，1w，2w均小于 250Mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 24 （ 2） 常嚙合齒輪、二檔齒輪、 三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核方法與一檔齒輪相同其計(jì)算結(jié)果見表 4.1： 表 4.1 各檔齒輪的彎曲強(qiáng)度校核 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 彎曲應(yīng)力 MPa 218.58 198.71 232.1 233.48 221.90 222.00 228.19 230.00 各齒輪的彎曲應(yīng)力均小于 250MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 2、倒檔齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 yzKmKKTcfgw32 （ 4.3） 式中 ： w 彎 曲應(yīng)力； K 應(yīng)力集中系數(shù)，為 1.5； gT 計(jì)算載荷（ Nmm）； d 節(jié)圓直徑（ mm）； fK 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪為 1.1，從動(dòng)齒輪為 0.9； b 齒寬（ mm）； t 端面齒數(shù)（ mm）， mt ， m 為模數(shù)； y 齒形系數(shù)； 查齒形系數(shù)圖 4.1 得 ： 18.012 y ； 代入公式 （ 4.3） 得： 48.68518.08225.314.3 65.11.137.9852 311 w MPa 當(dāng)計(jì)算載荷gT取作用在變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，倒檔直齒輪的許用彎曲應(yīng)力在 400-850 之間， 11w 在許用范圍內(nèi)，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 3、斜齒齒輪輪齒接觸應(yīng)力 25 )11(418.0bzj bFE （ 4.4） 式中 ： j 輪齒接觸應(yīng)力（ MPa）； F 齒面上的法向力（ N），)cos(cos1 FF ； F1 圓周力（ N）， dTF g21 ； gT 計(jì)算載荷（ Nmm）； d 節(jié)圓直徑（ mm）； 節(jié)點(diǎn)處壓力角； 齒輪螺旋角； E 齒輪材料的彈性模量 5101.2 （ MPa）； b 齒輪接觸的實(shí)際寬度（ mm）； bz , 主 從 動(dòng) 齒 輪 節(jié) 點(diǎn) 處 的 曲 率 半 徑 （ mm ）， 直 齒 輪 s in,s in bbzz rr ，斜齒輪 22 c o s)s in(,c o s)s in( bbzz rr ； zr br 主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷 2maxeT 作 為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力j見下表 4.2 14 ： 表 4.2 變速器的許用接觸應(yīng)力 齒輪 jMPa 滲碳齒輪 液體滲氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高檔 1300 1400 650 700 （ 1） 一檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知條件： 7,3,17 cn Km ， 16,42 109 zz 26 2.41030 0 39 gT Nmm, 1642103 0 0 310 gT Nmm c os2c os2zmTdTFngg 86.2 0 9 1 217c o s420.3 2.4103 0 02 310 F N, 48.3431117c o s160.3 1642103002 39 F N 09.2623co s 37co s nc mKb mm 358.2423c o s217s i n420.3c o s2s i nc o s2s i nc o ss i n439.1023c o s217s i n160.3c o s2s i nc o s2s i nc o ss i n331723332923zmdrzmdrnbbnzz 1 3 6 8 5.0358.24 1439.10 111 bz 將已知數(shù)據(jù)代入公式（ 4.4）得： )(74.12241 3 6 8 5.009.262101.248.3 4 3 1 1418.0)11(418.059M P abFEbzj )(5.12141 3 6 8 5.009.262101.286.2 0 9 1 2418.0)11(418.0510M P abFEbzj 9j，10j均小于 1900 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 （ 2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔 齒輪接觸應(yīng)力校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核的方法同上，校核計(jì)算結(jié)果見表 4.3： 表 4.3 各齒輪的接觸應(yīng)力 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 27 各齒輪的接觸應(yīng)力均小于 1300 1400 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 4、直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知條件： 14,7,17,5.3 12 zKm c 92.435中T Nm 將已知數(shù)據(jù)代入公式（ 4.4）得到： 207.1860517c o s145.3 92.4352c o s2c o s21212 mz Tmz TF g 中N 22.1183917c o s225.3 92.4352c o s2c o s21313 mz Tmz TF g 中N 43.215 1117c os355.3 2.4103002c os2c os2 3111111 mzTmzTF gg N 5.245.37 mKb c1266.005063.007594.0752.191168.1311119524.007594.01193.0168.131379.8111752.1917s i n2355.317s i n2s i n2168.1317s i n2225.317s i n2s i n2379.817s i n2145.317s i n2s i n222111121312121bzbzbbzzmzdmzdmzd 99.156119524.0242 101.2207.18605418.0)11(418.0 513 bzj bFEMPa72.12571266.0242 101.222.11839418.0)11(418.0 513 bzj bFEMPa99.156119524.0242 101.243.21511418.0)11(418.0 511 bzj bFEMPa 12j，13j，11j均小于 1900 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 4.2 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 接觸應(yīng)力（ MPa） 894.05 894.05 1073.67 1072.13 983.55 999.785 915.157 922.77 28 變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)該有足夠強(qiáng)的剛度和強(qiáng)度 15 。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì) 齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，其剛度的大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。 4.2.1 軸的工藝要求 第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面粗糙度，硬度應(yīng)在 HRC58 63，表面光粗糙度不能過低。 對(duì)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(duì)于階梯軸來說，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。 本設(shè)計(jì)經(jīng) 過綜合考慮中間軸選用齒輪軸 ,材料與齒輪一樣為 20CrMnTi。 4.2.2 初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器中心距 A時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑 d為 0.45A，軸的最大直徑 d 和支承間距離 l 的比值：對(duì)中間軸， 18.016.0 ld 對(duì)第二軸，21.018.0 ld 。第一軸花鍵部分直徑 d 可按下式初選： 3maxeTKd （ 4.5） 式中 ： K 經(jīng)驗(yàn)系數(shù) K=4.0-4.6； maxeT 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距（ N mm）。 第二軸和中間軸中部直徑 Ad 45.0 =0.45 2.4396 mm l 的取值： 中間軸長(zhǎng)度初選： 18.016.0 ld 2 7 02 4 018.016.0 2.43 l mm 260l mm 29 第二軸長(zhǎng)度初選： 21.018.0 ld 24071.20521.018.0 dl mm 240l mm 第一軸長(zhǎng)度初選： 774.3078.2669.6)6.40.4(3006.40.4 33 m a x eTKd mm 27d mm 18.016.0 ld mm 75.1 681 5018.016.0 dl mm l 取 160mm。 4.2.3 軸最小直徑的確定 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算 16 ，對(duì)實(shí)心軸，其強(qiáng)度條件為： 2.0109 5 5 033 d nPWTT （ 4.6） T 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 N mm， T =300N m； TW 軸的抗扭截面模量 (mm3)； P 軸傳遞的功率（ kw）， P =88kw； n 軸的轉(zhuǎn)速 )min(r ， n =3600 )min(r ； 軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（ MPa），見 4.3 表 ： 30 表 4.3 軸常用集中材料的 及 A 值 軸的材料 Q235-A， 20 Q237， 35 （ 1C,18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn,38SiMnMo, 3Cr12,20CrMnTi /MPa 15-25 20-35 25-45 35-55 A 149-126 135-112 126-103 112-97 由式 4.5 得到軸直徑的計(jì)算公式： 33332.0109 55 0nPAnPd （ 4.7） 對(duì)中間軸為合金鋼 CrMnTi20 則 A 查表得為 100； P 為 88kw；。 代入式（ 4.7）得 mmd 36.34 取為 35mm。 二軸為 CrMnTi20 查表得為 110； P 為 88kw；代入式（ 4.6）得 mm 取為 45mm。 4.2.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算 軸的受力如圖 4.2所示： 圖 4.2 變速器受力圖 1、 軸的撓度驗(yàn)算 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)，僅計(jì)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，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖 4-3 31 所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓 度為cf，在水平面內(nèi)撓度為sf和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計(jì)算： EILbaFf c 3221 （ 4.8） EILbaFf s 3222 （ 4.9） EIL ababF 31 （ 4.10） 式中 ： 1F 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）； 2F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N）； E 彈性模量（ MPa）， E =2.1105 MPa； I 慣性矩（ mm4），對(duì)于實(shí)心軸， 644dI ； d 軸的直徑（ mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算； a 、 b 為齒輪上的作用 力距支座 A、 B 的距離（ mm）； L 支座間的距離（ mm）。 軸的全撓度為 mmfffsc 2.022 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為 cf=0.05 0.10mm， sf=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過 0.002rad 18 。 與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上， 也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上，這就能增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。 第二軸軸上受力分析如圖 4.5 所示。 32 圖 4.5 變速器的撓度和轉(zhuǎn)角 （ 1） 變速器在一檔工作時(shí)二軸和中間軸的剛度 第一軸軸上受力分析如圖 4.5 所示。 52.6863160.323c o s103002c o s22 31111 zmTd TFngt N 42.2 7 7 923c o s 17t a n52.6 8 6 3c o st a n11 ntr FFN 56.3 3 4 723t an52.6 8 6 3t an11 ta FFN 中間軸軸上受力分析如圖 4.5 所示。 52.6863420.3164223c o s103002c o s22 32222 zmTdTFngtN 42.2 7 7 9c o st a n 122 rntr FFF N 56.3 3 4 7t a n 122 ata FFF N 58.1 5 9 0 8160.323c o s16421030022 3333 dTFtN 59.6 0 8 823co s 17t an58.1 5 9 0 8co st an33 ntr FF N 01.5 1 6 923t an58.1 5 9 0 8t an33 ta FF N 27.1590837350.3 2337164223c o s103002c o s22 34444 zmTdTFngtN 82.6 0 8 8c o st a n 344 rntr FFF N 24.5 1 3 9t a n 344 ata FFF N 二軸軸剛度校核： 將各已知參數(shù)代入公式 （ 4.8） 得到： LdE baFE IL baFf rrc 42242243 643 85.60884 rF N, 189a mm, 97b mm, 286L mm, 50d mm 10.005.00 3 7.02 8 65014.3101.23 64971 8 985.6 0 8 8 45 22 cc ff 各已知參數(shù)代入公式（ 4.9），（ 4.10）得到： 33 0 9 6 7 8.02865014.3101.23 649718972.1 5 9 0 93 643 45 224224224 LdE baFE I L baFf tts 15.01.00 9 6 7 8.0 sf mm 2.01036.00 9 6 78.0037.0 2222 sc fff mm 002.000000290 4.02865014.3101.23 64)97189(9718985.60883 )( 454 E I L ababF r rad 所以變速器二軸在一檔工作時(shí)滿足剛度要求。 同理：變速器在一檔時(shí)中間軸符合剛度要求 變速器二軸在二檔工作時(shí)滿足剛度要求。 變速器在二檔時(shí)中間軸符合剛度要求。 變速器二軸在三檔工作時(shí)滿足剛度要求。 變速器在三檔時(shí)中間軸符合剛度要求。 變速器二軸在四檔工作時(shí)滿足剛度要求。 4.3 軸承的選擇與校核 軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里 程 S 來計(jì)算，對(duì)于汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬公里，貨車和大客車 25 萬公里。 amvSL ，式子中 1 1 06.06.0 m a x aam vv ， 3 7 8 81 1 06.0 1025 4 L h 4.3.1 一軸軸承的選擇與校核 （ 1）初選軸承型號(hào)根據(jù)軸承處直徑選擇 6208 型號(hào)軸承 15 ，查得： 5.29rC KN， 18orC KN （ 2） 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 P 當(dāng)變速器在一檔工作時(shí)軸承受到的力分別為： 42.27791 rF N， 56.33471 aF N， 23.3278BC N， 1 8 5.01 8 0 0 0 56.3 3 4 7 oraCF 查機(jī)械原理與設(shè)計(jì)得到 36.0e ， eFFra 55.0 ，查機(jī)械原理與設(shè)計(jì)得到 21.1y ， 56.0x ， 當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算 )(arp yFxFfP （ 4.12） 34 將各已知參數(shù)代入式 （ 4.12）： )( arp yFxFfP pf在 1.2 到 1.8 之間取，取pf為 1.3， 9 6 7 53 6 7)56.334721.165.605756.0(3.1 p 軸承壽命計(jì)算公式為： )(60106PCnL h （ 4.13） 將個(gè)已知參數(shù)代入式 （ 4.13） 得到： 14.326)67.9 6 7 5 105.29(2 1 0 060 10)(6010 310366 PCnL h h 對(duì)于汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬公里，貨車和大客車 25 萬公里。 amvSL ，式子中 1 1 06.06.0 m a x aam vv ， 37881106.0 1025 4 L h 17 。 如表 4.14 所示，變速器各檔位相對(duì)工作使用率為： 表 4.14 五檔變速器各檔位相對(duì)工作使用率 車型 檔 位 數(shù) 最高檔 傳動(dòng)比 gif/% 變速器檔位 貨車 5 1 1 3 5 16 75 5 1 1 3 12 64 20 ,88.37%137 8814.32 6 h 所以所選軸承滿足設(shè)計(jì)要求。 當(dāng)變速器在四檔工作時(shí)軸承受到的力分別為： 65.6057rF N， 56.3347aF N 185.01018 56.3347 30raCF 查機(jī)械原理與設(shè)計(jì)得到 36.0e ， eFFba 55.0，查表機(jī)械原理與設(shè)計(jì)得到 21.1,56.0 yx 當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算代入式（ 4.12）： )( arp yFxFfP 35 pf在 1.2 到 1.8 之間取，取pf為 1.3， 58.7488)56.334721.183.304956.0(3.1 p 將個(gè)已知參數(shù)代入式（ 4.13）得到： hPCnL h 3 6 6.7 6 6)58.7 4 8 8 105.29(2 1 0 060 10)(6010 310366 對(duì)于汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬公里，貨車和大客車 25 萬公里。本設(shè)計(jì)為貨車，amvsL ，式子中 11 06.06.0 amam vv ， 37881106.0 1025 4 L h。 %163 7 8 83 6 6.7 6 6 =606.08 所以軸承符合要求。 4.3.2 中間軸軸承的選擇與校核 （ 1） 初選軸承型號(hào)根據(jù)中間軸裝軸承處軸直徑選擇 32207 型號(hào)軸承，查得 5.89orC KN， 5.70rC KN， 37.0e ， 6.1Y 軸承受力為 ： 37.31182 rF N， 42.27791 rF N， 79.589737.311842.2779 rF N， 08.1 3 248.3 2 0 956.3 3 4 1 AF N 軸承內(nèi)部軸向力為： 49.9 7 46.12 37.3 1 1 82 22 YFS r N， 56.86 86.12 42.27 792 11 YFS r N， 假設(shè)左側(cè)為 1，右側(cè)為 2， 65.100009.13256.8681 AFS N， 49.9742 S N， 21 SFS A 所以： 56.86811 SF a N， 65.1 0 0 008.1 3 256.8 6 812 Aa FSF N 左側(cè) 6.179.5 8 9 756.8 6 81 eFFra，則01yx 代入式 （ 4.12） 得： )( arp yFxFfP pf在 1.2 到 1.8 之間取，取pf為 1.3， 1 2 7.7 6 6 779.5 8 9 713.1 p 代入式 （ 4.13） 得到： 36 2 7 0 0 0 0)1 2 7.7 6 6 7 102.75(46222 1 0 06010)(6010 310366 PCnL hh 00163 78 82 70 00 0 h =606.08 所以滿足使用要求。 同理：中間軸右側(cè)和二軸軸承同樣 滿足使用要求。 4.4 本章小結(jié) 本章主要是對(duì)變速器 的齒輪和軸進(jìn)行材料的選擇。據(jù)不同檔位，不同扭矩的條件下進(jìn)行齒輪的接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度的校核，以及各軸在不同扭矩作用下剛度和強(qiáng)度的校核，次還對(duì)各軸的軸承進(jìn)行了選取和壽命計(jì)算，使齒輪，軸和軸承滿足使用要求。本章設(shè)計(jì)是變速器設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)中計(jì)算量最大的一部分，涉及到許多的專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)，而且變速器的能不能滿足許用要求也必修進(jìn)行強(qiáng)度校核這一關(guān)鍵步驟。 37 第 5 章 變速器同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇 5.1 同步器 同步器是變速器換檔機(jī)構(gòu)的主要部件，能保證汽車穩(wěn)定換檔，防止齒輪的撞擊損壞。同步器有常壓式、慣性式和增力式 三種?，F(xiàn)在得到最廣泛的是慣性式同步器。 5.1.1 同步器工作原理 目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的工作原理是使工作表面產(chǎn)生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時(shí)間內(nèi)達(dá)到同步狀態(tài)。 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，但有不能保嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點(diǎn)，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。 慣性式同步器能做到換檔時(shí)，在兩換檔元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對(duì)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。本設(shè)計(jì)考慮到所設(shè)計(jì)的為輕型貨車選用鎖環(huán)式同步器作為設(shè)計(jì)對(duì)象 22 。 5.1.2 慣性同步器 慣性式同步器能做到換檔時(shí)，在兩換檔元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對(duì)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。 本設(shè)計(jì)選擇鎖環(huán)式同步器。 38 1、鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu) 如圖 5-1 所示，鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán) 4或 7 和齒輪 1 或 9 凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán) 4 或 7 上的齒和做在嚙合套 10 上齒的端部，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塊壓向嚙合套。在不換檔的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上 ?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的餓尺寸要比滑塊寬一個(gè)接合齒。 2、 鎖環(huán)式同步器工作原理 換檔時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動(dòng)滑塊和鎖環(huán)移動(dòng)，直至鎖環(huán)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速度差 w ，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個(gè)角度，并由滑塊予以確定。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖 5-2a），使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器處于鎖 止?fàn)顟B(tài)，換檔的第一階段工作至此已完成。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時(shí)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作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 5-2b），完成同步換檔。 鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點(diǎn)，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(huì)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。 39 4、 7 鎖環(huán) ； 3、 8 接合齒圈； 2 滾針軸承； 6 滑塊 ； 5 彈簧圈 ； 1、 9 齒輪 ； 10 嚙合套座 ； 11 嚙合套 圖 5.1 鎖環(huán)式同步器 a)同步器鎖止位置 b)同步器換檔位置 1 鎖環(huán) ； 2 嚙合套 ； 3 嚙合套上的接合齒 ； 4 滑快 圖 5.2 鎖環(huán)式同步器工作原理 5.2 操縱機(jī)構(gòu)的選擇 5.2.1 概述 根據(jù)汽車使用條件，駕駛員需要利用操縱機(jī)構(gòu)完成選檔和實(shí)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：換檔十只能掛入一個(gè)檔位，換 40 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。 變速器操縱機(jī)構(gòu)通常裝在頂蓋或側(cè)蓋內(nèi)，也有少數(shù)是分開的。 變速器操縱機(jī)構(gòu)操縱第二軸上的滑動(dòng)齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。 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、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動(dòng)換檔變速器。 5.2.2 典型操縱換檔機(jī)構(gòu) 1、直接操縱式手動(dòng)換檔變速器 當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時(shí)，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動(dòng)換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單，已得到廣泛應(yīng)用。近年來 ，單軌式操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點(diǎn)是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化，但它要求各檔換檔行程相等