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本科學生畢業(yè)設計 HLJIT8 1000 變速器設計 系部名稱 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級 車輛工程 BW07 8 班 學生姓名 趙陽 指導教師 崔宏耀 職 稱 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二 一一年六月 The Graduation Design for Bachelor s Degree Design Of HLJIT8 1000 Transmission Candidate ZhaoYang Specialty Vehicle Engineering Class BW07 8 Supervisor Associate Prof CuiHongYao Heilongjiang Institute of Technology 2011 06 Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 0 目 錄 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速 是汽車總成部件中的重要組 成部分 是主要的傳動系統(tǒng) 變速器的結構要求對汽車的動力性 燃料經(jīng)濟性 換檔 操縱的可靠性與輕便性 傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響 本文設計研究了中間軸式八擋手動變速器 其目的是基于機械原理 機械設計 AutoCAD 等知識的熟練運用和掌握 并利用 AutoCAD 軟件繪制裝配圖和零件圖等五項 內(nèi)容 同時運用汽車構造 汽車設計 材料力學 互換性測量等學科知識對中間軸式 八檔變速器進行設計 首先 本文將概述變速器的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 介紹變速器領域 的最新發(fā)展狀況 其次 對工作原理做了闡述 對不同的變速器傳動方案進行比較 選擇合理的結構方案進行設計 再次 對變速器的各擋齒輪和軸以及軸承做了詳細的 設計計算 并進行了受力分析 強度和剛度校核計算 并為為這些元件選擇合適的工 程材料及熱處理方法 對一些標準件進行了選型以及變速器的傳動方案設計 簡單講 述了變速器中各部件材料的選擇 最后 本文將對變速器換檔過程中的重要部件 同 步器以及操縱機構進行闡述 講述同步器的類型 工作原理 設計方法以及重要參數(shù) 關鍵詞 變速器 傳動比 參數(shù) 設計計算 校核 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system Transmission of the power structure of the vehicle economy manipulation of the reliability and portability the smooth drive and have a direct impact on efficiency This design study of the three axis 8 speed manual transmission the purpose is based on mechanical principles mechanical design AutoCAD and other knowledge and mastery of the use of skilled and using Auto CAD software drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements At the same time the use of vehicle construction automotive design material mechanics interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three axis gearbox design file 8 At first I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission and introduce the latest development state in the field of the transmission The second I will compare the transmitting scheme of different transmission and choose a better structure scheme Next I will do some mechanic analyses strength stiffness check of the shafts and gears which are the important parts of the transmission and choose appropriate materials and heat treatment At last I will introduce the operation mechanism and the synchronizer which plays an important role in changing gear I will give an account of the type operation design procedure and major parameter of the synchronizer At the supplement I will write some thing like formula tableau graph and so on It may be helpful for the future design Key words Transmission Transmission Ratio Parameters Design and Calculation Checking Shaft Gear 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I Abstract II 第 1 章 緒論 1 1 1 汽車變速器概述 1 1 2 課題研究現(xiàn)狀 設計的目的和意義 1 1 2 1 研究現(xiàn)狀 1 1 2 2 設計目的意義 2 1 3 汽車變速器現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 2 1 4 變速器的特點和設計要求及內(nèi)容 3 第 2 章 變速器傳動機構布置方案 5 2 1 變速器的選擇 5 2 1 1 結構工藝性 5 2 1 2 變速器的徑向尺寸 5 2 1 3 變速器齒輪的壽命 5 2 1 4 變速器的傳動效率 5 2 2 倒擋布置方案 5 2 3 零 部件結構方案分析 6 2 3 1 齒輪形式 6 2 3 2 換擋機構形式 7 2 3 3 自動脫擋 7 2 4 本章小結 8 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇及齒數(shù)的分配 9 3 1 概述 9 3 2 擋數(shù) 9 3 3 傳動比范圍 9 3 4 變速器各擋傳動比的確定 9 3 5 中心距 11 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 6 齒輪參數(shù) 12 3 6 1 模數(shù) 12 3 6 2 壓力角 13 3 6 3 螺旋角 13 3 6 4 齒寬 13 3 6 5 齒頂高系數(shù) 13 3 7 各擋齒輪齒數(shù)的分配 13 3 7 1 確定五檔擋齒輪的齒數(shù) 14 3 7 2 確定常嚙合傳動齒輪 16 3 7 3 確定其他各擋的齒數(shù) 18 3 8 本章小結 29 第 4 章 齒輪校核 30 4 1 齒輪材料的選擇原則 30 4 2 計算各軸的轉矩 30 4 3 輪齒強度計算 31 4 3 1 輪齒彎曲強度計算 31 4 3 2 輪齒接觸應力 35 4 4 本章小結 41 第 5 章 變速器軸和軸承的設計計算 42 5 1 軸的工藝要求 42 5 2 軸的強度計算 42 5 3 1 初選軸的直徑 42 5 2 2 軸的強度驗算 43 5 3 變速器軸承的選擇和校核 52 5 3 1 第二軸軸承的選擇和校核 52 5 3 2 中間軸軸承的選擇和校核 53 5 4 輸出軸 ANSYS 分析過程 54 5 4 1 前處理 54 5 4 2 網(wǎng)格劃分 55 5 4 3 有限元處理過程 55 5 4 4 進行求解 56 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 4 5 查看結果 57 5 4 6 結果分析 60 5 4 本章小結 60 第 6 章 同步器和操縱機構的設計及 選用 61 6 1 同步器的設計 61 6 1 1 鎖銷式同步器 61 6 1 2 鎖環(huán)式同步器 62 6 1 3 同步器主要尺寸的確定 63 6 1 4 同步器主要參數(shù)的確定 66 6 2 變速器操縱機構的設計 68 6 2 1 變速器操縱機構的要求及分類 68 6 2 2 變速器操縱機構分析 69 6 3 變速器箱體的設計 70 6 4 本章小結 71 結論 72 參考文獻 74 附錄 75 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 0 第 1 章 緒 論 1 1 汽車變速器概述 變速器用于改變發(fā)動機曲軸的轉矩和轉速 以適應汽車在起步 加速 行駛以及 克服各種道路障礙等不同行駛條件下 滿足驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要 隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展 今后要求汽車車型的多樣化 個性化 智能化已成為汽車 的發(fā)展趨勢 但變速器設計一直是汽車設計中最重要的環(huán)節(jié)之一 它是用來改變發(fā)動 機傳到驅動輪上的轉矩和轉速 同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作 因此它的 性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標 變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛 而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的 變速器的倒擋使汽車能倒 退行駛 其空擋使汽車在啟動發(fā)動機 停車和滑行時能長時間將發(fā)動機和傳動系分離 變速器的結構除了對汽車的動力性 經(jīng)濟性有影響同時對汽車操縱的可靠性與輕便性 傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響 變速器與主減速器及發(fā)動機的參數(shù)做優(yōu)化匹配 可得到良好的動力性與經(jīng)濟性 采用自鎖及互鎖裝置 倒擋安全裝置 其他結構措施 可使操縱可靠 不產(chǎn)生跳擋 亂擋 自動脫擋和誤掛倒擋 采用同步器可使換擋輕便 無沖擊及噪聲 采用斜齒輪 修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn) 噪聲低 不 同的傳動比還可以使在其不同路面提高汽車的動力性和經(jīng)濟性 使汽車和發(fā)動機有良 好的匹配性 1 2 課題研究現(xiàn)狀 設計的目的和意義 1 2 1 研究現(xiàn)狀 重型汽車的裝載質量大 使用條件復雜 欲保證重型汽車具有良好的動力性 經(jīng) 濟性和加速性 則必須擴大傳動比范圍并增多檔數(shù) 傳統(tǒng)結構三軸式變速器的最大容 量 檔位數(shù)一般最多蛤能布置到6個前進檔和一個倒檔 最大輸出扭矩約為8400Nm 近年來重型汽車需要更多檔位 8 16個 前進檔 需要爬行檔 最低檔 速比為10 17 顯然傳統(tǒng)結構變速器遠不能滿足需求 而組合式機械變速器則能滿足上述要求 而組合式機械變速器則能滿足上述要求 而組合機械變速器的組成是在傳統(tǒng)變速器 稱主箱 后部 或前部 加裝一個副變速器 稱副箱 一般為兩檔 將主箱的檔 位數(shù)增加一倍 所增加檔位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘積 而齒輪 對數(shù)小于檔位數(shù) 因此箱體尺寸大為縮小 軸的長度減短 剛度增大 并且增大了變 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 速器的容量 1 2 2 設計目的意義 重型貨車裝載數(shù)十噸的貨品 面對如此高的 壓力 除了發(fā)動機需要強勁的動 力之外 還需要變速器的全力協(xié)助 大家都知道一檔有 勁 這樣在起步的時候有 足夠的牽引力量將車帶動 特別是面對爬坡路段 它的特點顯露的非常明顯 而對于 其他新型的變速器 雖然具有操作簡便等特性 但這些特點尚不具備 從我國的具體情況來看 機械式變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史 資 歷郊深的司機都是用機械式變速器的 他們對機械式變速器的認識程度是非常深刻的 如果讓他們改變常規(guī)的做法 這是不現(xiàn)實的 1 3 汽車變速器現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 現(xiàn)代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化 機械式變速器不能 滿足人們的需要 而自動變速器技術得到了迅速發(fā)展 目前 國內(nèi)變速器廠商都向著 無級變速器和自動變速器方向發(fā)展 國內(nèi)現(xiàn)已有好幾款轎車已經(jīng)應用上無級變速器 而重型多擋位汽車則采用多中間軸的形式 將低速檔和高速檔區(qū)分開 無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器 Continuously Variable Transmission 簡稱 CVT 這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別 是它 省去了復雜而又笨重的齒輪組合變速傳動 而只用了兩組帶輪進行變速傳動 無級變 速器結構比傳統(tǒng)變速器簡單 體積更小 它既沒有手動變速器的眾多齒輪副 也沒有 自動變速器復雜的行星齒輪組 主要靠主動輪 從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變 化 在跨越了三個世紀的一百多年后的今天 汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱 這是汽車的無奈和缺憾 但是 人們始終沒有放棄尋找實現(xiàn)理想汽車變速器的努力 各 大汽車廠商對無級變速器 CVT 表現(xiàn)了極大的熱情 極度重視 CVT 在汽車領域的實用 化進程 這是世界范圍尚未根本解決的難題 也是汽車變速器的研究的終極目標 在 今后 摩擦傳動 CVT 液力傳動 電控機械式自動變速器 Automated Mechanical Transmission 簡稱 AMT 齒輪無級變速器 Gear Continuously Variable Transmission 是圍繞著汽車變速箱四個主要的研究方向 齒輪無級變速器 Gear Continuously Variable Transmission 這是一種全新 的設計思想 是利用齒輪傳動實現(xiàn)高效率 大功率的無級變速傳動 據(jù)最新消息 一種 齒輪無級變速裝置 Gear Continuously Variable Transmission 簡稱 G CVT 已經(jīng)試制成功 并已經(jīng)進行了多次樣機試驗 齒輪無級 變速裝置 結構相當簡單 只有不足 20 種非標零件 51 個零件 生產(chǎn)成本甚至低于 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 手動變速箱 預計今年進行裝車試驗 齒輪無級變速器的優(yōu)勢表現(xiàn)為 1 傳動功率大 200KW 的傳動功率是很容易達到的 2 傳動效率高 90 以上的傳動效率是很容易達到的 3 結構簡單 大幅度降低生產(chǎn)成本 相當于自動變速箱的 1 10 4 對汽車而言 提高傳動效率 節(jié)油 20 5 發(fā)動機在理想狀態(tài)下工作 燃料燃燒完全 排放干凈 極大的減少了對環(huán)境 的破壞 1 4 變速器的特點和設計要求及內(nèi)容 在本次設計中 由于是對傳統(tǒng)的變速器進行改進性設計 在給定的發(fā)動機最大轉 矩 轉速及最高車速 發(fā)動機標定功率等條件下 主要完成變速器機構的設計 并繪 制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖 在本設計中主要設計是帶有主副變速箱的中間軸式八檔變速器 主箱是中間軸式 四檔的變速器 采用鎖銷式同步器 最高檔位為直接檔 1 副箱采用一對直接檔齒輪 傳動和一對減速檔齒輪傳動并采用鎖銷式同步器來改變傳動比 從而使掛入副箱減 速檔時或得通過減速齒輪后的四個減速檔位 對于變速器的要求 1 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性 2 設置空擋 用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸 3 設置倒檔 使汽車能到推行駛 4 設置動力輸出裝置 需要時能進行功率輸出 5 換擋迅速 省力 方便 工作可靠 6 汽車行駛過程中 變速器不得有跳檔 亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生 7 變速器應當有高的工作效率 8 變速器的工作噪聲要低 除此以外 變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小 制造成本低 維修方便等要求 滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標 1 4 1 變速器設計的主要內(nèi)容 本次設計主要是依據(jù)給定的重型貨車有關參數(shù) 通過對變速器各部分參數(shù)的選擇 和計算 設計出一種基本符合要求的手動 8 檔變速器 本文主要完成下面一些主要工 作 1 參數(shù)計算 包括變速器傳動比計算 中心距計算 齒輪參數(shù)計算 各檔齒輪 齒數(shù)的分配 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 2 變速器齒輪設計計算 變速器齒輪幾何尺寸計算 變速器齒輪的強度計算及 材料選擇 計算各軸的扭矩和轉速 齒輪強度計算及檢驗 3 變速器軸設計計算 包括各軸直徑及長度計算 軸的結構設計 軸的強度計 算 軸的加工工藝分析 4 變速器軸承的選擇及校核 5 同步器的設計選用和參數(shù)選擇 6 變速器操縱機構的設計選用 7 變速器箱體的結構設計設計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 第 2 章 變速器傳動機構布置方案 2 1 變速器的選擇 2 1 1 結構工藝性 兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體 當發(fā)動機縱置時 主減速器 可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪 而當發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪 因而簡化了制造工 藝 2 1 2 變速器的徑向尺寸 兩軸式變速器的前進擋均為一對齒輪副 而中間軸式變速器則有二對齒輪副 因 此 對于相同的傳動比要求 中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多 2 1 3 變速器齒輪的壽命 兩軸式變速器的低擋齒輪副 大小相差懸殊 小齒輪工作次數(shù)比大齒輪要高的多 因此 小齒輪的壽命比大齒輪的短 中間軸式變速器的各前進擋 均為常嚙合斜齒輪 傳動 大小齒輪的徑向尺寸相差較小 因此壽命較接近 在直接擋時 齒輪只空轉 不影響齒輪壽命 2 1 4 變速器的傳動效率 兩軸式變速器 雖然可以有等于 1 的傳動比 但仍要有一對齒輪傳動 因而有功 率損失 而中間軸式變速器 可將輸入軸和輸出軸直接相連 得到直接擋 因而傳動 效率較高 磨損小 噪聲也較小 轎車 尤其是微型汽車 采用兩軸式變速器比較多 而中 重型載貨汽車則多采 用中間軸式變速器 因此設計的變速器采用中間軸式 6 2 2 倒擋布置方案 倒擋布置應注意以下幾點 1 倒擋齒輪在非工作位置時 不得與第二軸的齒輪有嚙合現(xiàn)象 2 換入倒擋時不得與其他齒輪發(fā)生干涉 3 倒擋軸在變速器殼體上的支承不得與與中間軸的齒輪相碰 圖 2 1 為常見的倒擋布置方案 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 圖 2 1a 方案主要用于小客車上 圖 2 1b 方案用于四擋直齒滑動齒輪的變速器上 a 小客車常用 b 直齒滑動嚙合四擋 c 多數(shù)五擋采用 d c 方案的改進 e 前進擋常嚙合 f 前進擋常嚙合 g 一 倒擋各用一跟撥叉軸 圖 2 1 擋布置方案 圖 2 1d 方案是對 c 的修改 圖 2 1e 用于所有前進檔都是常嚙合的變速器上 圖 2 1f 也是用于所有前進檔都 是常嚙合的變速器上 為了充分利用空間 縮短變速器的軸向長度 有的貨車倒擋傳動采用圖 2 1g 方 案 缺點是一 倒擋須各用一根變速器撥叉軸 致使變速器蓋中的操縱機構復雜一些 倒檔結構方案的選擇 應根據(jù)其它檔布置情況 力求位置合理并縮短變速器的軸 向長度 綜合以上幾種變速器倒擋布置方案 選擇圖 2 1f 為變速器的倒擋布置方案 7 2 3 零 部件結構方案分析 2 3 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 與直齒圓柱齒輪比較 斜齒圓柱齒輪有使用壽命長 運轉平穩(wěn) 工作噪聲低等優(yōu) 點 缺點是制造時稍有復雜 工作時有軸向力 這對軸承不利 變速器中的常嚙合齒 輪均采用斜齒圓柱齒輪 盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加 并導致變速器的質量和轉 動慣量增大 直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋 一擋 二擋和倒擋齒輪用直齒 其他 擋齒輪用斜齒輪 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 a 直齒滑動齒輪換擋 b 嚙合套換擋 c 同步器換擋 圖 2 2 換擋機構形式 2 3 2 換擋機構形式 如圖 2 2 變速器換擋機構有直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器換擋三種形式 直齒滑動齒輪換擋要求駕駛員有熟練的操作技術 如兩腳離合器 才能使換擋時 齒輪無沖擊 換擋行程長 換擋瞬間駕駛員注意力被分散 又影響行駛安全 因此 盡管這種換擋方式結構簡單 制造 拆裝與維修工作皆容易 并能減小變速器旋轉部 分的慣性力矩 但除一擋 倒擋已很少使用 嚙合套換擋不能消除換擋沖擊 而且要求駕駛員有熟練的操作技術 此外 因增 設了嚙合套和常嚙合齒輪 使變速器旋轉部分的總慣性力矩增大 因此 目前這種換 擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用 使用同步器能保證迅速 無沖擊 無噪聲換擋 而與操作技術的熟練程度無關 從而提高了汽車的加速性 燃油經(jīng)濟性和行駛安全性 同上述兩種換擋方法比較 雖 然它有結構復雜 制造精度要求高 軸向尺寸大等缺點 但仍然得到廣泛應用 2 3 3 自動脫擋 由于接合齒磨損 變速器剛度不足以及振動等原因 都會導致自動脫擋 為解決 這個問題 除工藝上采取措施以外 目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下 幾種 a 接合齒位置錯開 b 齒厚切薄 c 工作面加工成倒錐角 圖 2 3 防止自動脫擋的措施 1 將兩接合齒的嚙合位置錯開 如圖 2 3a 所示 這樣在嚙合時 使接合齒端 部超過被接合齒的 1 3mm 使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損 并在接合齒端 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 部形成凸肩 可用來阻止接合齒自動脫擋 2 將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切薄 切下 0 3 0 6mm 這樣 換擋后 嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住 從而阻止自動脫擋 如圖 2 3b 所示 3 將接合齒的工作面設計并加工成斜面 形成倒錐角 一般傾斜 2 3 使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力 如圖 2 3 c 所示 這種方案比較有效 應用較多 將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀 也具有相同的阻止自動脫擋的效 果 2 4 本章小結 本章首先對比了兩軸式和中間軸式的優(yōu) 缺點 由于中間軸式變速器的結構工藝 性 變速器徑向尺寸 變速器齒輪的壽命 變速器傳動效率好于兩軸式 因此設計的 變速器選擇中間軸式 接著本章確定了倒擋布置方案 然后對零部件的結構方案進行 了分析 即對齒輪及換擋機構的形式進行了分析 最后對倒擋的布置方案以及防止自 動脫擋進行了設計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇及齒數(shù)的分配 3 1 概述 滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標 這與變速器的擋數(shù) 傳動比范圍和各擋傳 動比有關 汽車工作的道路條件越復雜 比功率越小 變速器的傳動比范圍越大 表 3 1 基本參數(shù) 3 2 擋數(shù) 近年來 為了降低油耗 變速器的擋數(shù)有增加的趨勢 目前 乘用車一般用 4 5 個擋位的變速器 發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5 個擋 商用車變速器采 用 4 5 個擋或多擋 載質量在 2 0 3 5t 的貨車采用五擋變速器 載質量在 4 0 8 0t 的貨車采用六擋變速器 多擋變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車 上 本設計采用八擋變速器 3 3 傳動比范圍 變速器傳動比是指變速器最高擋與最低擋傳動比的比值 目前乘用車的傳動比范 圍在 3 0 4 5 之間 總質量輕些的商用車在 5 0 8 0 之間 其他商用車則更大 最大總質 量 最高 車速 最大爬坡 度 最大 功率 最大 扭矩 輪胎 變速器 擋數(shù) 16000kg 90km h 30 191 1000N m 10 00R20 8 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 3 4 變速器各擋傳動比的確定 初選傳動比 設 8 擋為直接擋 則 1min g 3 1 0inax37 rUgp 式中 最高車速maxU 發(fā)動機最大功率轉速pn 車輪半徑r 變速器最小傳動比ming 主減速器傳動比0 轉矩適應系數(shù) 1 1 1 3 取 1 2 peenPTmaxmax954 所以 min63 21809 rp 由上述兩兩式取 2200 r minpn68 437 0maxin guri 雙曲面主減速器 當 時 取 0 i90 重型商用車 在 10 0 20 0 范圍 1gi 96g 004 86 T 最大傳動比 的選擇 1i 滿足最大爬坡度 根據(jù)汽車行駛方程式 3 2 dt umGiuACfriTaDTg 20emax15 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 汽車以一擋在無風 瀝青混凝土干路面行駛 公式簡化為 3 3 sin co0emaxGfriTTg 即 3 4 TegifGi0max1s 式中 G 作用在汽車上的重力 汽車質量 重力加速度 g mg 發(fā)動機最大轉矩 1000N m maxeTmaxe 主減速器傳動比 4 680i 0i 傳動系效率 86 4 T T 車輪半徑 0 74 rr 滾動阻力系數(shù) 對于貨車取 0 0125 f f 爬坡度 取 16 7 計算得 5 949 1gi 滿足附著條件 201emaxZTgFri 在瀝青混凝土干路面 取8 0 7 75 即 62 10gi 得 945 gi 傳動比大于 10 取 10 401gi 其他各擋傳動比的確定 按等比級數(shù)原則 式中 常數(shù) 也就是各擋之間的公比 因此 各擋的傳動比為 q40 171n gi 所以其他各擋傳動比為 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 10 40 7 43 5 31 3 79 2 71 1 94 1 391gi2gi3gi4gi5gi6gi7gi 1 8 3 5 中心距 A 初選中心距時 可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 3 5 31maxgeAiTK 因為該變速器為主副箱變速器 需根據(jù)主變速器來確定中確定 則 3 6 37axgeAi 式中 A 變速器中心距 mm 中心距系數(shù) 多檔變速器 9 5 11 0 AKAK 變速器一擋傳動比 2 71 7gi 5gi 變速器傳動效率 取 96 發(fā)動機最大轉矩 1000N m maxeTmaxeT 則 25 1 6 3037ax geAiK 初選中心距 140mm 3 6 齒輪參數(shù) 3 6 1 模數(shù) 對貨車 減小質量比減小噪聲更重要 故齒輪應該選用大些的模數(shù) 從工藝方面 考慮 各擋齒輪應該選用一種模數(shù) 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線 由于工藝上的原因 同一變速器中的 接合齒模數(shù)相同 其取值范圍是 乘用車和總質量 在 1 8 14 0t 的貨車為am 2 0 3 5mm 總質量 大于 14 0t 的貨車為 3 5 5 0mm 選取較小的模數(shù)值可使am 齒數(shù)增多 有利于換擋 表 3 2 汽車變速器齒輪法向模數(shù) 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 乘用車的發(fā)動機排量 V L 貨車的最大總質量 tam 車型 1 0 V 1 6 1 6 V 2 5 6 0 14 0a 14 0 模數(shù) mmnm2 25 2 75 2 75 3 00 3 50 4 50 4 50 6 00 表 3 3 汽車變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1 00 1 25 1 5 2 00 2 50 3 00 4 00 5 00 6 00 二系列 1 75 2 25 2 75 3 25 3 50 3 75 4 50 5 50 根據(jù)表 3 2 及 3 3 齒輪的模數(shù)定為 5 0mm 3 6 2 壓力角 理論上對于乘用車 為加大重合度降低噪聲應取用 14 5 15 16 16 5 等小些的壓力角 對商用車 為提高齒輪承載能力應選用 22 5 或 25 等大 些的壓力角 國家規(guī)定的標準壓力角為 20 所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20 3 6 3 螺旋角 實驗證明 隨著螺旋角的增大 齒的強度也相應提高 在齒輪選用大些的螺旋角 時 使齒輪嚙合的重合度增加 因而工作平穩(wěn) 噪聲降低 斜齒輪傳遞轉矩時 要產(chǎn) 生軸向力并作用到軸承上 設計時 應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸 向力平衡 以減小軸承負荷 提高軸承壽命 因此 中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角 應該是不一樣的 為使工藝簡便 在中間軸軸向力不大時 可將螺旋角設計成一樣的 或者僅取為兩種螺旋角 貨車變速器螺旋角 18 26 初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為 24 其余擋斜齒輪螺旋角 24 3 6 4 齒寬 直齒 為齒寬系數(shù) 取為 4 5 8 0 mkbc c 斜齒 取為 6 0 8 5 n 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 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 3 6 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 00 3 7 各擋齒輪齒數(shù)的分配 圖 3 1 齒輪傳動方案 如圖 3 1 所示為主變速器的傳動示意圖 在初選中心距 齒輪模數(shù)和螺旋角以后 可根據(jù)變速器的擋數(shù) 傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù) 應該注意的是 各 擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù) 以使齒面磨損均勻 3 7 1 確定五檔擋齒輪的齒數(shù) 中間軸一擋齒輪齒數(shù) 貨車可在 12 17 之間選用 最小為 12 14 取 15 五8Z 擋齒輪為斜齒輪 五擋傳動比為 8172gZi 為了求 的齒數(shù) 先求其齒數(shù)和 7Z8 h 斜齒 nmA87cos2 取整為 5196 5041 即 36158h7 Z 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 對中心距 進行修正A 因為計算齒數(shù)和 后 經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化 所以應根據(jù)取定的 和hZ hZ 齒輪變位系數(shù)重新計算中心距 再以修正后的中心距 作為各擋齒輪齒數(shù)分配的AA 依據(jù) 取整為 A 141mm mZh1 402cos3615s2n0 對五擋齒輪進行角度變位 端面嚙合角 t 398 0cos tan7 1 2t 嚙合角 t 923 0cos ttA 6 t 變位系數(shù)之和 nt t87na2 iviz 1 0 查變位系數(shù)線圖得 4 8 2 08n7 計算精確值 87 8 7ncos2m hZA 84 257 計算五擋齒輪 7 8 參數(shù) 分度圓直徑 m06198425cos 36cos 8 7n7 zd 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 m94825cos 1cos zm8 78n d 齒頂高 3 yhn7an7 961212 式中 18 05 14 mAyn0n 382 齒根高 5 7hnan7 cf m2488 f 齒全高 1 hf7a 齒頂圓直徑 m6 207a7 ad 9488 h 齒根圓直徑 36 1277 ffd m5488ffh 3 7 2 確定常嚙合傳動齒輪 取 241 785g12Zi 13 6 常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 即 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 21cos ZmAnnZ21 524cos1 得 Z1 24 19 Z2 27 33 取整為 Z1 24 Z 2 27 則 71 8175g i 對常嚙合齒輪進行角度變位 理論中心距 21cos ZmAno m57 1394cos25 端面壓力角 8 0s tant21 7 t 端面嚙合角 totA cscs 1 2cos14 05 t 變位系數(shù)之和 nttiviz a2 1n 0t71 25 74ii 0 查變位系數(shù)線圖得 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 3 12 zu13 0 06 2 計算精確值 21 21ncosm hZA 31 251 常嚙合齒輪數(shù) 分度圓直徑 74 132cos1 nzdm 922n 齒頂高 m50 029 13 yhn1an1 4622m 式中 28 05 7 1394 Ayn0n 28605 齒根高 m6 5 13 hn1na1 mcf 0222f 齒全高 105 hfa1 齒頂圓直徑 m7 4321a1ad 582 h 齒根圓直徑 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 m54 121 ffhd 362ff 3 7 3 確定其他各擋的齒數(shù) 1 六擋齒輪為斜齒輪 模數(shù)與五擋齒輪相同 初選 20 65 6152Zig 265iZg74 9 65ncos ZmA n65652Z 9 2014 得 33 542 19 457 取整為 34 195Z656Z 則 61526Zi 94 103 29476 gi 對六擋齒輪進行角度變位 理論中心距 m03 14cos265 ZmAn 端面壓力角 tan 65cos tant 1 2 t 端面嚙合角 16 2cos403 coss ttA 9 21 t 變位系數(shù)之和 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 nt t65na2 iviz 073 查變位系數(shù)線圖得 789 165 zu n 25 6 32 06n 計算精確值 5 65cos2 ZmAn 95 165 六擋齒輪參數(shù) 分度圓直徑 m85 10cos655 nzd 656 n 齒頂高 m74 3yhn5an5 61266 式中 0 Ayn0n 724 齒根高 m865 hn5na5 cf 66 f 齒全高 12 h5fa9 齒頂圓直徑 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 m34 1825a5 ahd 66 齒根圓直徑 12 55 ffhd m06966ff 2 七擋齒輪為斜齒輪 模數(shù)與五擋齒輪相同 初選 22 43 41327Zig 2743iZg 9 43ncos ZmA n43432Z m19 521 得 28 95 23 24 取整為 29 233Z434Z 則 41327Zi 39 12 97 gi 對七擋齒輪進行角度變位 理論中心距 m21 40cos23 ZmAn 端面壓力角 43s tant 5 21 t 端面嚙合角 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 45 21cos 0coss ttA 57 t 變位系數(shù)之和 nt t43na2 iviz 0 0286 查變位系數(shù)線圖得 26 143 zu0286 n 19 3 4 16 03n 計算精確值 43 43cos2 ZmAn 78 243 七擋齒輪參數(shù) 分度圓直徑 m27 15cos433 nzd 434 n 齒頂高 m59 6yhn3an3 8444 式中 15 0 Ayn0n 29 齒根高 m3 5hn3na3 cf 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 m05 7hn4na4 cf 齒全高 89 13fa 齒頂圓直徑 m46 7023a3 ahd 14 齒根圓直徑 67 233 ffhd m1044ff 5 確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同 可計算出中間軸與倒擋軸的中心距 初選 A 22 14 則 1Z10 102ZmA 45 90mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉 齒輪 9 和 10 的齒頂圓之間應保持有 0 5mm 以上的間隙 則齒輪 9 的齒頂圓直徑 應為9eDAe 25 01 19 ee 64 m20 9n DZe 512 38 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 為了保證齒輪 9 和 10 的齒頂圓之間應保持有 0 5mm 以上的間隙 取 389Z 計算倒擋軸和第二軸的中心距 A 219 zm 385 150mm 計算倒擋傳動比 19012zi 倒 4387 3 05 0 40 19 查 表 得 分度圓直徑 m195389 zd 70410 2z 齒頂高 m3h9 a9 1010 7 a 齒根高 m25 8h9a9 cf 1010f 4a cf 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 齒全高 m25 1h9fa 齒頂圓直徑 69a9ad 721010 h m4aa 齒根圓直徑 5 173299 ffhd 010fff m 1fff 6 確定副變速箱低速擋齒輪的齒數(shù) 取 15 齒輪為斜齒輪 15Z 低速檔傳動比為 15243Zi 副 為了求 的齒數(shù) 先求其齒數(shù)和 初選 25 14Z5 h154 斜齒 nhmAZ154cos2 取整為 51 即 36151514 Zh 對齒輪進行角度變位 端面嚙合角 t tan 402 cos tant 15 21 89t 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 嚙合角 t 0 926totA css 22 18 t 變位系數(shù)之和 nt t154na2 iviz 0 07 查變位系數(shù)線圖得 4 215 zu3 015 27 015n14 計算精確值 15 4 A 15 4ncos2m hZ 31 2514 計算一擋齒輪 14 15 參數(shù) 分度圓直徑 m1 93 25cos 6cos 15 414n14 zd 68m 55 齒頂高 62 3yhn14an14 m755 式中 064 5 1 4 Ayn0n 0658 齒根高 m 7hn14an14 cf 555f 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 齒全高 m2 1h4fa1 齒頂圓直徑 918a18ad 3629 h 齒根圓直徑 m91 81414 ffd 673255 ffh 7 確定副變速箱常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 25 1 2 求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 145123Zi副 8 679 常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 即 132cos ZmAn nZ132 52cos4 1 得 取整為 則 81 912 Z3 20 Z3 1524gi 副 79 2 6 對常嚙合齒輪進行角度變位 理論中心距 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 m68 140cos231 ZmAn 端面壓力角 132s tant 89 t 端面嚙合角 totA cscs 18 2 t 變位系數(shù)之和 nt t132na iviz 20ta89 1 0iviv 7 查變位系數(shù)線圖得 21 03 14 02 7 012 計算精確值 3 512 常嚙合齒輪參數(shù) 分度圓直徑 m62 10cos3212 nzd 4 713213 n 齒頂高 m27 45 9 0 yhn12an12 m 62133 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 式中 064 mAyn0n 7 齒根高 m95 6 14 025 hn12na12 cf 233 mf 齒全高 2 1hfa12 齒頂圓直徑 m6 912a12ad 5833 h 齒根圓直徑 72 961212 ffd m033 ffh 3 8 本章小結 本章首先根據(jù)所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比 然后計算出變速器 的各擋傳動比 接著確定齒輪的參數(shù) 如齒輪的模數(shù) 壓力角 螺旋角 齒寬 齒頂 高系數(shù) 介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則 并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù) 根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比 同時對各擋齒輪進行變位 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 第 4 章 齒輪校核 4 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 對齒輪傳動有不同的要求 故對齒輪材料亦有不同的要求 但 是對于一般動力傳輸齒輪 要求其材料具有足夠的強度和耐磨性 而且齒面硬 齒芯 軟 2 合理選擇材料配對 如對硬度 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 小輪應采用 不同鋼號材料 3 考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值 時滲碳層深度 0 8 1 25 法m 時滲碳層深度 0 9 1 33 法 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 30 時滲碳層深度 1 0 1 35 法m 表面硬度 HRC58 63 心部硬度 HRC33 48 對于氰化齒輪 氰化層深度不應小于 0 2 表面硬度 HRC48 53 12 對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪 可采用 25CrMnMO 20CrNiMO 12Cr3A 等鋼 材 這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳 淬火處理 以提高表面硬度 細化材料晶面粒 4 2 計算各軸的轉矩 發(fā)動機最大扭矩為 1000N m 齒輪傳動效率 99 離合器傳動效率 98 軸承傳 動效率 96 第一軸 N m8940698100max1 承離 eT 中間軸 91527 4001212 i齒承 第二軸 35T N m4369 5872 i齒承 75 10406910656 齒承 2 43237 i齒承 Nm58 承 T 第二軸是主變速器輸出軸也是副變速器輸入軸 第二中間軸軸 N 96372019 604 2913351 iT齒承 m457562齒承 132375 i齒承 N31203960984 T齒承 第三軸 m56796 37154516 i齒承 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 31 N m345781369 014 2514526 iT齒承 073齒承 2 3 154564 i齒承 倒檔軸 N m301549 06 0127 iT齒承 4 3 輪齒強度計算 4 3 1 輪齒彎曲強度計算 1 倒檔直齒輪彎曲應力 w 圖 4 1 齒形系數(shù)圖 4 1 yzKmTcfgw32 式中 彎曲應力 MPa w 計算載荷 N mm gT 應力集中系數(shù) 可近似取 1 65 K K 摩擦力影響系數(shù) 主 從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同 對彎曲f 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 32 應 力的影響也不同 主動齒輪 1 1 從動齒輪fK 0 9 fK b 齒寬 mm 模數(shù) m y 齒形系數(shù) 如上圖 4 1 當計算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 時 一 倒擋直齒輪許用gT maxeT 彎曲應力在 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 用應力應取下限 計算倒擋齒輪 9 10 11 的彎曲應力 38 14 22 0 171 0 153 0 191 1502 30N m 9z101z9y10y1y倒T 1005 9N m2T 9392yKzmTcfw 倒 3107 81560 MPa5 4Pa 2 10310yKzmTcfw 35 742569 Pa8 Pa 6 130121 yKzmZTcfw 3109 75 654 9 MPa8 0Pa6 40 2 斜齒輪彎曲應力 w 4 2 KyzmTcng3os2 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 33 式中 計算載荷 N mm gT 法向模數(shù) mm nm 齒數(shù) z 斜齒輪螺旋角 應力集中系數(shù) 1 50 K K 齒形系數(shù) 可按當量齒數(shù) 在圖中查得 y 3coszn 齒寬系數(shù) 7 0cc 重合度影響系數(shù) 2 0 K K 當計算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 時 對乘用車常嚙合齒gT maxeT 輪和高擋齒輪 許用應力在 180 350MPa 范圍 對貨車為 100 250MPa 1 計算五擋齒輪 7 8 的彎曲應力 7w 8 36 15 0 14 0 158 2294 42N m 1005 9N m 7z87y835T2T87 25 84 7 0cK Kymzcnw73857os2 3310 214 0659 223 69MPa 100 250MPa KymzTcnw83728os 3310 215 049 208 55MPa 100 250MPa 2 計算六擋齒輪 5 6 的彎曲應力 5w 6 34 21 0 126 0 148 1710 75N m 1005 9N m 5z6y6y3T2T65 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 34 19 95 7 0cK KymzTcnw53665os2 3310 271 04597 204 93MPa 100 250MPa KymzTcnw63526os 3310 27148 0959 183 56MPa 100 250MPa 3 計算七擋齒輪 3 4 的彎曲應力 29 23 z4 0 154 0 118 1205 4N m 1005 9N m 22 78 3yy37T2T43 7 0cK Kymzcnw3476os2 3310 2715 0298 135 86MPa 100 250MPa KymzTcnw4324os 3310 2718 0559 186 56MPa 100 250MPa 6 計算常嚙合齒輪 1 2 的彎曲應力 24 27 1z2 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 35 0 142 0 149 964 8N m 1005 9N m 25 31 6 01y2y1T2T21 cK Kymzcnw13os 3310 264 0525896 142 19MPa 100 250MPa KymzTcnw2312os 3310 2649 0575 143 97MPa 100 250MPa 4 3 2 輪齒接觸應力 4 3 bzgjdbET 1cos418 0 式中 輪齒的接觸應力 MPa j 計算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm d 節(jié)點處壓力角 齒輪螺旋角 齒輪材料的彈性模量 MPa E 齒輪接觸的實際寬度 mm b 主 從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm 直齒輪 z sinzr 斜齒輪 sinbr 2cosinzr 2cosinbr 主 從動齒輪節(jié)圓半徑 mm z 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2 maxeT 觸應力 見表 4 1 j 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 36 彈性模量 206000N mm 2 齒寬EmKbc 表 4 1 變速器齒輪的許用接觸應力 MPaj 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 計算五擋齒輪 7 8 的接觸應力 2294 42N m 1005 9N m 37T2T367 z158z 84 251 m 4 25cos 1cos 8 nmzd 9367 5 17cos in228 dz m47b 787357 1 2cos418 0bzjdET 1059 95MPa 1900 2000MPa 78828 4 5cos41 0bzjdb 11087 28MPa 1900 2000MPa 2 計算六擋齒輪 5 6 的接觸應力 1710 75N m 1005 9N m 36T2T345 z196z 95 65 m0 cos 6 nmzd 7185 56 9 cs i226 z 023on5 db 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 37 565365 19 1cos418 0bzjdbET 56626 19 1cos418 0bzjdb 960 91MPa 1900 2000MPa 3 計算七擋齒輪 3 4 的接觸應力 1205 4N m 1005 9N m 37T2T293 z34z 78 24 m7 15cos 3 nmzd409 28 cs i224 z 64317on3 db 3433 2 8cs418 0bzj ET 806 3MPa 1900 2000MPa 34424 1 78cos18 0bzjdb 827 07MPa 1900 2000MPa 6 常嚙合齒輪 1 2 的接觸應力 946 8N m 1005 9N m 1T2T241 z7z 251 m7 3cos 1 nmzd928 21 5cs i21 z 3on2 db 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 38 2111cos25 348 0bzjdbET 960 91MPa 1300 1400MPa 2122 3 5cos48 0bzjdb 744 65MPa 1300 1400MPa 7 計算倒擋齒輪 9 10 11 的接觸應力 1502 30N m 1005 9N m 倒T2T389 z140z2 zm10d9 MZ mm710 mm1 49 32sin9 db m10i10b1 z 8 si2 9199co41 0bzjdbET 倒 809 41MPa 1900 2000MPa 1010210cos48 bzj db 1205 44MPa 1900 2000MPa 911021cos z48 bzj dbET 1326 30MPa 若 2 21 21 則換擋時 在摩擦錐面尚未接觸時 嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面位 于接觸位置 即接近尺寸b0 應 2 1 通常取 0 5mm左右 鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應留有間隙 圖6 6并1 3 稱之為后備行程 預留后備行程 的原因是鎖環(huán)的摩擦面會因摩擦而磨損 并在接下來的換擋時 3 鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動 隨著磨損的增加 這種移動量也逐漸增多 導致間 隙 逐漸減少 直至為零 此后 兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩3 擦力矩 而此刻 若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍 同步器也會因失去 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 65 摩擦力矩而不能實現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋 故屬于因設計不當而影響同步器 壽命 一般應取 1 2 2 0m