分動器設計說明書11

1、中華人民共和國教育部東北林業(yè)大學業(yè)設計設計題目：分時四驅(qū)分動器設計學 生：指導教師：學 院：交通學院專業(yè)班級：交通運輸類（車輛工程）2005級7班2009 年 6 月東北林業(yè)大學畢業(yè)設計任務書設計題目 分時四驅(qū)分動器設計指導教師李宏剛講師專 業(yè)交通運輸類（車輛工程）2005級7班學 生管延才2009年1月3日題目名稱：分時四驅(qū)分動器設計 任務內(nèi)容（包括內(nèi)容、計劃、時間安排、完成工作量與水平具體要求）在對分時四驅(qū)分動器的結(jié)構(gòu)特點進行具體分析的基礎上，根據(jù)某車型的相關參數(shù)進 行分時四驅(qū)分動器的具體設計，完成具體尺寸的計算和相關校核，撰寫設計說明書，并 按要求繪制相關零件圖和裝配圖。要求設計合理，結(jié)

2、構(gòu)緊湊。時間安排：2009年1月1日2009年3月1日：調(diào)研、查閱參考資料，了解分動器的功能、主 要結(jié)構(gòu)形式。確定研究方法，撰寫開題報告。根據(jù)設計內(nèi)容自找相關單位進行畢業(yè)實習, 填寫實習日志2009年3月16日2009年3月20日：開題。上交實習報告實習日志2009年3月21 日 2009年4月10日：查找相關設計資料或手冊，分析并確定分時 四驅(qū)分動器的具體結(jié)構(gòu)形式，主要零部件及相互位置關系，繪制分時四驅(qū)分動器結(jié)構(gòu)草 圖。2009年4月11 日2009年4月19日：根據(jù)給定的設計參數(shù)，按照有關的設計要求 和順序進行具體結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)計算及其他有關參數(shù)的選配，繪制部分零件圖及總成草圖。 要求設計完

3、整正確，圖紙能夠完整表達所設計總成或零部件的結(jié)構(gòu)特點。2009年4月20 日2009年4月25日：接受中期檢查。2009年4月26日2009年5月15日：對設計草圖進行修改，進行相關校核，完成 設計圖紙及說明書初稿。2009年5月16日2009年5月25日：說明書及圖紙送審，根據(jù)審閱老師意見進行 修改。準備預答辯。2009年5月25 日 2009年5月31日：預答辯2009年6月1日2009年6月7日：修改預答辯中發(fā)現(xiàn)的問題，包括圖紙、說明書 格式、中英文摘要等。要求完全符合學校制定的撰寫規(guī)范。準備答辯。其中：參考文獻篇數(shù)：10篇以上圖紙張數(shù)：折合0#圖紙3張以上，其中至少含1張0#圖紙說明書

4、字數(shù)：6000字以上專業(yè)負責人意見簽名：年 月 日分時四驅(qū)分動器設計摘要本設計主要根據(jù)現(xiàn)代獅跑 2.0L 手動四驅(qū) SUV 汽車的相關技術參數(shù)進行分動器的設 計。根據(jù)匹配車型的使用條件和車輛參數(shù)選擇分動器的結(jié)構(gòu)形式，并按照分動器系統(tǒng)的設 計步驟和要求，具體進行了分動器軸、齒輪等零部件的相關設計工作和校核工作，最后繪 制了二維圖紙。關鍵詞： 分動器；分時；設計Design Of Time Four-wheel ActuatorAbstractThe design is based mainly on the modern lion run manually 2.0L four-wheel-dri

5、ve SUV vehicle-related parameters at the design of the actuator. In accordance with the conditions of vehicles and vehicle parameters, in accordance with the actuator sub-system design steps and requirements, mainly related to design work, including the sub-center distance of actuators, bevel gear a

6、nd other parameters. And a sub-axis actuators, gears and other parts of the design and verification of the relevant work.Keywords: Sub-actuator; center distance; design目錄摘要Abstract1 緒論 1分動器簡介 1分動器的構(gòu)造及原理 1分動器的類型 22 分動器主要參數(shù)的選擇 4檔數(shù)及傳動比 4中心距的確定 5齒輪參數(shù)的確定5高低檔傳動比及其齒數(shù)的確定 63 分動器齒輪強度計算及材料選擇 8齒輪失效形式與原因 8齒輪強度計算

7、與校核 8分動器軸的計算與校核 10分動器軸的失效形式 10分動器軸的初選 10分動器軸承的選擇 11鍵的選擇與計算 11同步器 13同步器的結(jié)構(gòu)類型 13鎖環(huán)式同步器的工作原理 13慣性鎖止式同步器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù) 15總結(jié) 17 參考文獻致謝分時四驅(qū)分動器設計11 緒論1.1 分動器簡介裝于多橋驅(qū)動汽車的變速器后，用于傳遞和分配動力至各驅(qū)動橋，兼作副變速器之 用。常設兩個檔，低檔又稱為加力檔。為了不使后驅(qū)動橋超載常設聯(lián)鎖機構(gòu)，使只有結(jié)合 前驅(qū)動橋以后才能掛上加力檔，并用于克服汽車在壞路面上和無路地區(qū)的較大行程阻力及 獲得最低穩(wěn)定車速（在發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩下一般為2.55km/h）。高檔為直接檔或

8、亦為減速 檔。（ 1）帶軸間差速器的分動器 各輸出軸可以以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，而轉(zhuǎn)矩分配則由差速器傳動比決定。據(jù)此，可將轉(zhuǎn) 矩按軸荷分配到各驅(qū)動橋。裝有這種分動器的汽車，不僅掛加力檔時可使全輪驅(qū)動，以克 服壞路面和無路地區(qū)地面的較大阻力，而且掛分動器的高檔時也可使全輪驅(qū)動，以充分利 用附著重量及附著力，提高汽車在好路面上的牽引性能。（ 2）不帶軸間差速器的分動器 各輸出軸可以以相同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，而轉(zhuǎn)矩分配則與該驅(qū)動輪的阻力及其傳動機構(gòu)的剛 度有關。這種結(jié)構(gòu)的分動器在掛低檔時同時將接通前驅(qū)動橋；而掛高檔時前驅(qū)動橋則一定 與傳動系分離，使變?yōu)閺膭訕蛞员苊獍l(fā)生功率循環(huán)并降低汽車在好路面上行駛時的動力消 耗

9、及輪胎等的磨損。（ 3）裝有超越離合器的分動器 利用前后輪的轉(zhuǎn)速差使當后輪滑轉(zhuǎn)時自動接上前驅(qū)動橋，倒檔時則用另一超越離合器 工作。分動器的功用就是將變速器輸出的動力分配到各驅(qū)動橋，并且進一步增大扭矩，是 4x4 越野車汽車傳動系中不可缺少的傳動部件，它的前部與汽車變速箱聯(lián)接，將其輸出的 動力經(jīng)適當變速后同時傳給汽車的前橋和后橋，此時汽車全輪驅(qū)動，可在冰雪、泥沙和無 路的地區(qū)地面行駛。大多數(shù)分動器由于要起到降速增矩的作用而比變速箱的負荷大，所以 分動器中的常嚙齒輪均為斜齒輪，軸承也采用圓錐滾子軸承支承。分動器的構(gòu)造及原理分動器的輸入軸與變速器的第二軸相連，輸出軸有兩個或兩個以上，通過萬向傳動裝

10、置分別與各驅(qū)動橋相連。北耳吉冊切諾耳汽車行里機構(gòu)她2 口型分動器圖1-1北京吉普切諾基汽車行星機構(gòu)AMC207型分動器分動器內(nèi)除了具有高低兩檔及相應的換檔機構(gòu)外，還有前橋接合套及相應的控制機 構(gòu)。當越野車在良好路面上行駛時，只需后輪驅(qū)動，可以用操縱手柄控制前橋接合套，切 斷前驅(qū)動橋輸出軸的動力。分動器的工作要求(1)先接前橋，后掛低速檔；(2)先退出低速檔，再摘下前橋；上述要求可以通過操縱機構(gòu)加以保證。1.3分動器類型分時四驅(qū)(Parttime 4WD)這是一種駕駛者可以在兩驅(qū)和四驅(qū)之間手動選擇的四輪驅(qū)動系統(tǒng)，由駕駛員根據(jù)路面 情況，通過接通或斷開分動器來變化兩輪驅(qū)動或四輪驅(qū)動模式，這也是一般

11、越野車或四驅(qū) SUV最常見的驅(qū)動模式。最顯著的優(yōu)點是可根據(jù)實際情況來選取驅(qū)動模式，比較經(jīng)濟。全時四驅(qū)(Fulltime 4WD)這種傳動系統(tǒng)不需要駕駛?cè)诉x擇操作，前后車輪永遠維持四輪驅(qū)動模式，行駛時將發(fā) 動機輸出扭矩按50： 50設定在前后輪上，使前后排車輪保持等量的扭矩。全時驅(qū)動系統(tǒng) 具有良好的駕駛操控性和行駛循跡性，有了全時四驅(qū)系統(tǒng)，就可以在鋪覆路面上順利駕駛。 但其缺點也很明顯，那就是比較廢油，經(jīng)濟性不夠好。而且，車輛沒有任何裝置來控制輪 胎轉(zhuǎn)速的差異，一旦一個輪胎離開地面，往往會使車輛停滯在那里，不能前進。適時驅(qū)動(Realtime 4WD)采用適時驅(qū)動系統(tǒng)的車輛可以通過電腦來控制選擇

12、適合當下情況的驅(qū)動模式。在正常 的路面，車輛一般會采用后輪驅(qū)動的方式。而一旦遇到路面不良或驅(qū)動輪打滑的情況，電 腦會自動檢測并立即將發(fā)動機輸出扭矩分配給前排的兩個車輪，自然切換到四輪驅(qū)動狀 態(tài)，免除了駕駛?cè)说呐袛嗪褪謩硬僮?，應用更加簡單。不過，電腦與人腦相比，反應畢竟 較慢，而且這樣一來，也缺少了那種一切盡在掌握的征服感和駕駛樂趣。本設計是根據(jù)起亞獅跑手動四驅(qū)SUV而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)均來源于 此種車型，具體參數(shù)如下表所示：表 1-1 分動器設計參數(shù)項目參數(shù)最高時速171km/h輪胎型號235/60 R16發(fā)動機型號CVVT最大扭矩184/4500最大功率104/6000最高轉(zhuǎn)速6

13、000r/min主減速比4.625整車整備質(zhì)量2090Kg分動器主要參數(shù)的選擇2.1 擋數(shù)及傳動比根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件，檔數(shù)和傳動比T i耳e max gI T mg (f cos a+ sin a )二 mgrmaxmaxmaxr則由最大爬坡度要求的分動器低檔傳動比為式中， m 汽車總質(zhì)量式中， m 汽車總質(zhì)量g 重力加速度；.、mg屮ri max rg Ti ne max 02-1)屮-道路最大阻力系數(shù)； maxr 驅(qū)動輪的滾動半徑；rT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；emaxi 主減速比；on 汽車傳動系的傳求得的分動器低檔傳動比為：G r2-2)G Q r2-2)I 2_rg/ T i n

14、e max 0 T 式中， G2汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷葉一路面的附著系數(shù)，計算時取殲0.50.6。由已知條件：m =2090kg；r =334mm；T=184N.m ；emaxi =4.625o耳=0.85根據(jù)公式(3-1)可得:i =1.5低本設計取高檔傳動比 i =0.8.口.高2.2 中心距中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局A (mm )可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定：A = K 3T(2-3) I max式中，KA-中心距系數(shù)。對轎車，KA =8.99.3；對貨車，KA =8.69.6TI ma

15、x 變速器處于一檔時的輸出扭矩JL /f LkAJTI =T i I n=670.96N mI max e max gl 1故可得出初始中心距A=80mm。2.3 齒輪參數(shù)( 1 )齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合JB111-60規(guī)定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mnm = 0.47* (2-4)ne max其中,T =184Nm,可得出 m =2.67。emaxn同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一分動器中 的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取23.5。本設計取3。(2)齒形、壓力角a、螺旋角0和齒寬b壓力角較小時，重合度大

16、，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面 接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取 大些。在本設計中變速器齒輪壓力角取20，嚙合套或同步器取30。；斜齒輪螺旋角25。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使軸上是軸向力相互抵消。為此，第二軸 上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸的斜齒輪左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度的大小直接影響著齒輪的承載能力，加大，齒的承載能力增高。但試驗表明， 在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在 保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸

17、向 尺寸。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：直齒b = Km , K為齒寬系數(shù)，取為4.58.0cc斜齒K = Km , K為齒寬系數(shù)，取為6.08.5c c c本設計b =3x8=24b為齒寬(mm)。采用接合套或同步器換檔時，其接合套的工作寬度初選時可取為2 4mm。第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加 ,接觸應力降低， 以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。2.4 各檔傳動比及各檔齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。1)確定低檔齒輪的齒數(shù)低檔傳動比=1.5，

18、其中A =80mm、m =3；由2-5)2 A cos p2-5)mn有Z工=48此處取z =29，則可得出Z =19.12上面根據(jù)初選的A及m計算出的ZE可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式(2-5) 看出中心距有了變化，這時應從ZE及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A=80，再以這個 修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。(2)確定高檔的齒數(shù)高檔傳動比=0.8同理，由2A cos pZ乙mn( 2-6)得Z工=48取 Z =26， Z =2234齒輪參數(shù)計算結(jié)果如表 2-1 所示。表 2-1 齒輪參數(shù)計算結(jié)果螺旋角25低檔齒輪高檔齒輪法面膜數(shù)mn3333m端面模數(shù)m n3.33.33.33.3t

19、cos B法面壓力角an20202020法面齒距p =兀mnn9.429.429.429.42端面齒距p =兀mtt10.3710.3710.3710.37標準中心距A80808080齒根圓直徑d = d 一 2hff58.291.281.367.1齒頂高h = m h *an an3333齒根高h = m (h * + c *) fn an3.753.753.753.75齒厚4.724.724.724.72分動器齒輪的強度計算與材料的選擇3.1 齒輪的失效形式及原因齒輪的失效形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷

20、；輪齒再重復載 荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器 中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓 升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大， 產(chǎn)生動載荷，導致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在 角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。齒輪強度的計算與校核與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。 此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支

21、撐方式也基本 一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳 淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一 些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材 料為 40Cr。(1) .斜齒輪彎曲應力3-1)FK3-1)C = 1_ w btyKz式中，為k重合度影響系數(shù)，取1.0；注釋相同，k=1.50。低檔齒輪圓周力：2低檔齒輪圓周力：2TF = j = 5111.11 N t1dZ齒輪1的當量齒數(shù)=-=20.97,可查表的：y = 0.153齒輪1的當量齒數(shù)=n cosB15111.11X

22、1.524 x 7.85 x5111.11X 1.524 x 7.85 x 0.153 x 1 = 265.97 MPaC = 1C w1 btyKs同理得： C =206.7MPaw2依據(jù)計算二擋齒輪的方法可以得到其他檔位的彎曲應力，其計算結(jié)果如下 C = 230.57MPaw3b 二 250.65MPaw4 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪180350MPa范圍內(nèi)，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強度要求.斜齒圓柱齒輪：mn=3Z =29, Z =19,E=2.04x10512d =72, d d2=10012 2T=0.5,T =0.5x184=92Njemax

23、2T斜齒圓柱齒輪：mn=3Z =29, Z =19,E=2.04x10512d =72, d d2=10012 2T=0.5,T =0.5x184=92Njemax2TF = j 二 5111.11Nmmt1 d1許用應力在3-2)F1cos a cos P115111.11cos 20。cos 25。二 6.21 x 103 MPa3-3)=r sin 20。=幺 sin 20。= 12.311 2=r sin 20。= d2sin 20。= 17.12 2c iFEr 11 )b = 0.418 + j bJ 2P1丿P 2=0.41J21 X103 X 2.04 X1051同理得：249

24、55 x 106 dmin955 x 106 P0.2卜nT=27.1mm4-1)來確定。式中，p 功率（104KW）；n 一轉(zhuǎn)速（6000r/min）；t 3許用扭應力（2545MP取40MP）T故本設計中取 d =30 符合強度要求。最小段符合要求，其它各段一定符合要求。 min（2）輸出軸的初選與校核從動軸的最小直徑同前可得：dmin955 x 10dmin955 x 106 P0.2t nT=40.6mm4-2)-功率(100KW)； -功率(100KW)； 轉(zhuǎn)速(6000r/min)；L 許用扭應力(2545MP取40MP)；T同樣在這里取 d =42mm 符合要求。 min4.3

25、軸承的選擇軸承分兩類：滾動軸承和滑動軸承。磁流變液離合器所需的軸承，主要承受因主機 重力而產(chǎn)生的徑向負荷，同時考慮軸向定位。但磁流變液離合器主要受徑向負荷，因此根 據(jù)尺寸要求選用深溝球軸承。根據(jù)其內(nèi)徑為 45，選取深溝球軸承 6008。根據(jù)軸徑d=45mm,查機械設計手冊選取單列深溝球軸承,D =68mm, B =15mm。軸承的當量動負荷為：P二九R式中，P 軸承的當量動負荷(N)；R 軸承徑向負荷(N)；九一動負荷系數(shù)，平穩(wěn)或微沖擊Q1.0-1.2，中等沖擊九=1.21.8。軸承壽命為：4-3)(C 34-3)L = 一 x106 /60nIP丿式中，L 軸承壽命(h)；N 一軸承轉(zhuǎn)速(r

26、/min)；P 當量動載荷(N)；C 軸承的額定動負荷(N)； 由手冊查出，根據(jù)計算，選擇軸承的型號為 6208。軸承的壽命由工作需要而定，一般不 得小于 10000h8。4.4 鍵的計算平鍵聯(lián)接受額定轉(zhuǎn)距T作用時，鍵的側(cè)面受擠壓，主截面受剪切力，可能的失效形式o 是工作面壓潰或鍵剪斷。對于實際采用的材料和按標準選用的平鍵來說，壓潰是主要的失 效形式。因而平鍵聯(lián)接的強度常按鍵側(cè)的擠壓應力來計算。軸與半聯(lián)軸器用單鍵聯(lián)接，其擠壓應力為：4-4)a = L4-4)kld式中，L 鍵聯(lián)接的擠壓應力(Pa)；hK鍵與聯(lián)軸器的接觸高度，對平鍵可取鍵高的一半,k =-2T 額定轉(zhuǎn)距(Nm)；d 軸的直徑 (

27、m) ；T 鍵的工作長度 (m), 對于圓頭普通平鍵可取為鍵全長與鍵寬之差；L 鍵聯(lián)接許用擠壓應力(MPa)；在第一段軸上選用圓頭普通平鍵，根據(jù)d =35mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度 b =10mm，高度h =8mm。取鍵長L =26mm。鍵的工作長度1= L -b =40-10=16mm。鍵與 鍵槽的接觸高度k =0.5 h =4mm。其擠壓應力為：a = 2T %103 V la=110MPakld所以所選鍵符合強度要求。同理第二周選用圓頭普通平鍵的擠壓應力為：a = 2T %103 V a=110MPakld所以所選鍵符合強度要求。5同步器同步器使變速器換擋輕便、迅速，無沖擊，無噪聲，

28、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1 檔，倒檔外，其它檔位多裝用。要求其轉(zhuǎn) 矩容量較大，性能穩(wěn)定、耐用。5.1 同步器的結(jié)構(gòu)類型慣性同步器能確保同步嚙合換擋，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現(xiàn)代汽車變速器中得到了 最廣泛的應用。它又分為慣性鎖止器和慣性增力式。用得最廣的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性 鎖止式同步器，它們雖結(jié)構(gòu)有別，但工作原理無異，都有摩擦原件、鎖止原件和彈性原件。 掛擋時，在軸向力作用下摩擦原件相靠，在慣性轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生摩擦力矩，使被結(jié)合的兩 部分逐漸同步；鎖止原件用于阻止同步前強行掛擋；彈性原件使嚙合套等在空擋時保持中 間位置，又不妨礙整個結(jié)合和分離過程。本

29、設計采用鎖環(huán)式同步器又稱鎖止式、齒環(huán)式或滑塊式，其工作可靠、耐用，因摩擦 半面受限，轉(zhuǎn)矩容量不大，適于輕型以下汽車，廣泛用于轎車及輕型客、貨車。鎖環(huán)式同步器的工作原理在分析與計算中考慮到常溫條件下潤滑油阻力對齒輪轉(zhuǎn)速的影響可以忽略不計，并假設在同步過程中車速保持不變，這一假設在道路阻力系數(shù)0.15同步器時間時tTt，則可建立同步器的鎖止條件：fRtan P _R sin a慣性鎖止式同步器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)摩擦錐面的半錐角a和摩擦系數(shù)fa愈小則摩擦力矩T愈大，故為增大同步器容量0值應取小一些，但為了避免摩擦f面的自鎖應使a大于摩擦角P，后者與摩擦系數(shù)有關，即tan P = f。推薦，a =(7。8

30、。) 的上限允許到12。當取a =6。時摩擦力矩較大，但當錐面粗糙度、潤滑油種類及溫度等 因素的不同而異。一般，在油中工作的青銅-鋼同步器摩擦副，可按 f=0.1 計算。通常，在內(nèi)錐面上制有破壞油膜的細牙螺紋槽，以提高摩擦系數(shù)f的值。螺紋槽的齒頂寬要窄一 些以利刮油，可取 0.1mm 左右或更小些，齒頂越尖則接觸面上的壓強和磨損就越大。螺距可取0.60.75mm,螺紋角一般取50。60。再者，齒頂所在的錐表面的加工精度及粗 糙度要求高，不允許有切削刀痕，最后進行研磨。軸向泄油槽一般為6個，槽寬約3mm，槽深要剛好達到螺紋槽深。摩擦錐面的平均半徑R和同步錐環(huán)的徑向厚度WR和W都受到變速器齒輪中心

31、距及有關零部件的尺寸和布置上的限制。當結(jié)構(gòu)布置 允許時，R和w應盡量取大些。摩擦錐面的工作面寬b同步錐環(huán)的工作面寬b，受到變速器總長的尺寸限制，也要為散熱和耐磨損提供足夠 大的摩擦面積?？筛鶕?jù)摩擦表面的許用壓力來確定：F F fR r 1T r ，Ip 1 1 1.5MPa(5-7)f sin a對于鎖銷式同步器b =(0.140.2)F =100N, f =0.1, a =8。aF fRab 宀sina (0.25 0.4 )R(5 8)2兀 f Lp1 R2兀 fl.5R2(5-8)得 R =14mm b =6mm(4)鎖止角0 由公式(5-10)得出，通常在26。40。范圍內(nèi)。o fR0.1 x 14 f ,tan 0 , tan 26。得出 R 21mmR sin aR sin 8（5）同步時間tT與軸向推力fTat和F是一對相互影響的可變參數(shù)。應按以最短時間達到同步狀態(tài)來考慮軸向力的TaF 大小。而為使換擋輕便值又不能過大，一般在 100350N 范圍內(nèi)，轎車或輕型客、貨 a車取下限，重型車取上限。（6）同步器摩擦副的材料同步錐環(huán)多用銅基合金制造，轎車同步錐環(huán)較薄，亦用鍛、精鍛或冷擠壓工藝加工； 貨車的同步錐環(huán)較厚，亦可采用壓鑄工藝。