第三章機械式變速器設計第三章機械式變速器設計本章主要學習（1）變速器的基本設計要求；（2）各種形式變速器的特點；（3）變速器主要參數的選擇；（4）齒輪變位系數的選擇原則；（5）各擋齒輪齒數的分配；（6）變速器操縱機構。第三章機械式變速器設計

第一節概述

第二節變速器傳動機構布置方案

第三節變速器主要參數的選擇第四節變速器的設計與計算第五節同步器設計第六節變速器操縱機械第七節變速器結構元件第八節機械式無級變速器第一節概述變速器用來改變發動機傳到驅輪上的轉矩和轉速，目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發動機在最有利的工況范圍內工作。變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。變速器的基本設計要求：1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。2）設置空擋，用來切斷發動機的動力傳輸。3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛。4）設置動力輸出裝置。5）換擋迅速、省力、方便。6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現象發生。7）變速器應有高的工作效率。8）變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發動機前置后輪驅動的汽車上。旋轉軸式主要用于液力機械式變速器。根據前進擋數三擋變速器四擋變速器五擋變速器多擋變速器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根據軸的形式固定軸式旋轉軸式變速器變速器傳動機構有兩種分類方法

機械式變速器因具有結構簡單，傳動效率高，制造成本低和工作可靠等優點，在不同形式的汽車上得到廣泛應用。第二節變速器傳動機構布置方案一、傳動機構布置方案分析1.固定軸式變速器（1）兩軸式變速器的特點兩軸式變速器有結構簡單、輪廓尺寸小、布置方便、中間擋位傳動效率高和噪聲低等優點。兩軸式變速器不能設置直接擋，一擋速比不可能設計得很大。圖3-1兩軸式變速器傳動方案圖3-1為發動機前置前輪驅動轎車的兩軸式變速器傳動方案。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體；多數方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪傳動。圖3-1f中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換擋；圖3-1d所示方案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。兩軸式變速器傳動動畫演示（2）中間軸式變速器中間軸式變速器傳動方案的共同特點是：(1)設有直接擋；(2)一擋有較大的傳動比；(3)擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；(4)除一擋以外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋；(5)除直接擋以外，其他擋位工作時的傳動效率略低。圖3-2中間軸式四擋變速器傳動方案圖3-2中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區別為圖3-2a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動齒輪換擋，圖3-2c所示傳動方案的二、三、四擋用常嚙合齒輪傳動，而一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋。

圖3-3中間軸式五擋變速器傳動方案圖3-3為中間軸式五擋變速器傳動方案。圖3-3a所示方案，除一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖3-3b、c、d所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖3-3d所示方案中的倒擋和超速擋安裝在副箱體內，可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲。

凡采有常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現。同一變速器中，擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。圖3-4中間軸式六擋變速器傳動方案圖3-4為中間軸式六擋變速器傳動方案。圖3-4a所示方案中的一擋、倒擋和圖3-4b所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋，其余各擋均勻常嚙合齒輪。常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現。同一變速器中，一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。2.倒擋布置方案圖3-5為常見的倒擋布置方案。圖3-5b方案的優點是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖3-5c方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖3-5d方案對3-5c的缺點做了修改。圖3-5e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖3-5f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。圖3-5倒擋布置方案為了縮短變速器軸向長度，倒擋傳動采用圖3-5g所示方案。缺點是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。變速器變速桿方向布置方案倒擋設置在變速器的左側或右側在結構上均能實現，不同之處是掛倒擋時駕駛員移動變速桿的方向改變了。為防止意外掛入倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需克服彈簧所產生的力，用來提醒駕駛員注意。從這一點來考慮，圖3-6a，b的換擋方案比圖3-6c更合理。圖3-6c所示方案在掛一擋時也需克服用來防止誤掛倒擋所產生的力，這對換擋技術不熟練的駕駛員是不利的。圖3-6變速桿抵擋位置與順序除此以外，倒擋的中間齒輪位于變速器的左側或右側對倒擋軸的受力狀況有影響，見圖3-7。二、零、部件結構方案分析1．齒輪形式齒輪形式：直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低的優點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。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低擋和倒擋。2．換擋機構形式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。采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一擋、倒擋外已很少使用。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。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。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應用。但結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大。利用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。3．自動脫檔自動脫檔是變速器的主要故障之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，目前在結構上采取措施比較有效的方案有以下幾種：1）將兩接合齒的嚙合位置錯開，見圖3-13。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約1~3MM。使用中接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，用來阻止接合齒自動脫檔。2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.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，從而減少自動脫檔，見圖3-14。3）將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°~3°），使接合齒面產生阻止自動脫檔的軸向力，見圖3-11。這種方案比較有效，應用較多。見圖3-13防止自動脫擋的結構措施Ⅰ見圖3-15防止自動脫擋的結構措施Ⅱ見圖3-13防止自動脫擋的結構措施Ⅲ4．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。第一軸常嚙合齒輪的內腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。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，并要求兩者有相對運動的地方。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、可承受高負荷等優點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。第三節變速器主要參數的選擇

一、擋數增加變速器的擋數能夠改善汽車的動力性和經濟性。擋數越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋數會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。擋數選擇的要求：相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。高擋區相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區相鄰擋位之間的比值小。目前，轎車一般用4～5個擋位變速器，貨車變速器采用4～5個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。

二、傳動比范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動傳動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發動機參數、汽車的最高車速和使用條件等因素有關。目前轎車的傳動比范圍在3～4.5之間，輕型貨車在5～8之間，其它貨車則更大。三、中心距A對中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數，對變速器的外形尺寸、體積和質量大小、輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。初選中心距A時，可根據下面的經驗公式計算

式中，KA為中心距系數，轎車：KA=8.9～9.3，貨車：KA=8.6～9.6，多擋變速器：KA=9.5～11.0。轎車變速器的中心距在65～80mm范圍內變化，而貨車的變速器中心距在80～170mm范圍內變化。四、外形尺寸

轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數有關，可參考下列數據選用：四擋（2.2～2.7）A五擋（2.7～3.0）A六擋（3.2～3.5）A當變速器選用的常嚙合齒輪對數和同步器多時，應取給出范圍的上限。五、齒輪參數

1．模數的選取齒輪模數選取的一般原則：

1）為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；

2）為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；

3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數；

4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數應選得大些。所選模數值應符合國家標準的規定。變速器齒輪模數范圍大致如下：

微型、普通級轎車中級轎車中型貨車重型貨車

2.25～2.752.75～3.003.5～4.54.5～6.0

2．壓力角α

壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規定的標準壓力角為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。3．螺旋角β齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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、噪聲降低。試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡。根據圖3-7可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：

Fa1=Fn1tanβ1

Fa2=Fn2tanβ2

由于，為使兩軸向力平衡，必須滿足

式中，Fa1、Fa2為作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；Fn1、Fn2為作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；r1、r2為齒輪1、2的節圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。圖3-7中間軸軸向力的平衡

斜齒輪螺旋角選用范圍：轎車變速器：

兩軸式為20°～25°中間軸式為22°～34°貨車變速器：18°～26°4．齒寬b齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩性、齒輪強度和齒輪工作時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量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩的優點被削弱，齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據齒輪模數m（mn）的大小來選定齒寬b：直齒：b=Kcm，Kc為齒寬系數，取為4.5～8.0

斜齒：b=Kcmn，Kc取為6.0～

8.5

嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為（2～4）mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數Kc可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩性和齒輪壽命。5．齒輪變位系數的選擇原則

采用變位齒輪的原因：1）配湊中心距；2）提高齒輪的強度和使用壽命；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嚙合齒輪的變位系數之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。變位系數的選擇原則：1）對于高擋齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數。2）對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數。3）總變位系數越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數應該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值。六、各擋齒輪齒數的分配在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的擋數、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。下面以圖3-18所示四擋變速器為例，說明分配齒數的方法。1．確定一擋齒輪的齒數

一擋傳動比

（3-1）

如果z7和z8的齒數確定了，則z2與z1的傳動比可求出。為了求z7、z8的齒數，先求其齒數和zh（3-2）計算后取zh為整數，然后進行大、小齒輪齒數的分配。圖3-18四擋變速器傳動方案

轎車中間軸式變速器一擋齒輪齒數z8可在15～17之間選??；貨車z8可在12～17之間選取。一擋大齒輪齒數用z7=zh-z8計算求得。2．對中心距A進行修正

因為計算齒數和zh后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的zh和齒輪變位系數重新計算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數分配的依據。3．確定常嚙合傳動齒輪副的齒數

由式（3-1）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比

（3-3）常嚙合傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即

（3-4）解方程式（3-3）和式（3-4）求z1與z2，求出的z1、z2都應取整數；然后核算一擋傳動比與原傳動比相差多少，如相差較大，只要調整一下齒數即可；最后根據所確定的齒數，按式（3-4）算出精確的螺旋角值。4．確定其它各擋的齒數

若二擋齒輪是直齒輪，模數與一擋齒輪相同時，則得（3-5）解兩方程式求出z5、z6。用取整數后的z5、z6計算中心距，若與中心距A有偏差，通過齒輪變位來調整。

（3-6）二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合輪的不同時，由式（3-5）得（3-7）

（3-8）

此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發，還必須滿足下列關系式（3-9）聯解上述三個方程式，可求出z5、z6和三個參數。但解此方程組比較麻煩，可采用比較方便的試湊法。其它各擋齒輪的齒數用同一方法確定。

5．確定倒擋齒輪齒數圖3-8所示的倒擋齒輪z10的齒數，一般在21～23之間，初選z10后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距A’為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應保持0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑De9應為（3-10）根據求得的De9

，再選擇適當的齒數及采用變位齒輪，使齒頂圓De9符合式（3-10）。最后計算倒擋軸與第二軸的中心距。第四節變速器的設計與計算一、齒輪的損壞形式輪齒折斷齒面疲勞剝落(點蝕)移動換擋齒輪端部破壞齒面膠合二、輪齒強度計算汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JB179一83，6級和7級。因此，用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算1.輪齒彎曲強度計算（1）直齒彎曲強度計算（2）斜齒輪彎曲應力計算2.輪齒接觸應力計算國內汽車變速器齒輪材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，芯部硬度為33～48HRC。三、軸的強度計算變速器工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉矩和彎矩。對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。（一）初選軸的直徑第一軸花鍵部分直徑可按下式初選（二）軸的強度計算1.軸的剛度計算軸的全撓度為2.軸的強度計算第五節同步器設計同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。一、慣性式同步器慣性式同步器能做到換檔時兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前，不允許換擋，因而能完善地完成同步器的功能和實現對同步器的基本要求。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環式、多片式和多錐式幾種。雖然它們的結構不同，但都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。摩擦元件：在慣性轉矩作用下，產生摩擦力矩，使被結合的兩部分逐漸同步；鎖止元件：用于阻止同步前強行掛擋；彈性元件：使嚙合套等在空擋時保持中間位置，又不妨礙整個結合和分離過程。（一）鎖銷式同步器圖3-22所示鎖銷式同步器的摩擦元件是同步環2和齒輪3上的凸肩部分，分別在它們的內圈和外圈設計有相互接觸的錐形摩擦面。（二）鎖環式同步器圖3-24鎖環式同步器（三）多錐式同步器圖3-30多錐式同步器鎖銷式同步器的優點是零件數量少，摩擦錐面平均半徑較大，使轉矩容量增加。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中。多錐式同步器的鎖止面仍在同步環的接合齒上，只是在原有的兩個錐面之間再插入兩個輔助同步錐，（四）慣性增力式同步器慣性增力式同步器又稱為波舍(Porsehe)式同步器，見圖3-19。它能可靠地保證只在同步狀態下實現換檔。只要嚙合套和換擋齒輪之間存在轉速差，彈簧片的支承力就阻止同步環縮小，從而也就阻止了嚙合套移動。只有在轉速差為零時，彈簧片才卸除載荷，于是對同步環直徑的縮小失去阻力，這樣才可能實現換擋。波舍式同步器的摩擦力矩大、結構簡單、工作可靠、軸向尺寸短，適用于貨車變速器。（四）慣性增力式同步器圖3-31波舍式同步器二、同步器工作原理同步器換擋過程由三個階段組成。第一階段：同步器離開中間位置，做軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，如圖3-22所示，由于齒輪3的角速度ω3，和滑動齒套1的角速度ωl不同，在摩擦力矩作用下鎖銷4相對滑動齒套1轉動一個不大的角度，并占據圖上所示的鎖止位置。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。第二階段：來自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動齒套上的力F，經過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于，ω3和ωl不等，在上述表面產生摩擦力?；瑒育X套1和齒輪3分別與整車和變速器輸入軸轉動零件相連接。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉速逐漸接近，其角速度差Δω=|ω1-ω3|減小了。在Δω=0瞬間同步過程結束。第三階段：Δω=0，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態，此時滑動齒套和鎖銷上的斜面相對移動，從而使滑動齒套占據了換擋位置。圖3-22鎖銷式同步器結構方案圖3-25鎖環式同步器工作原理圖3-25鎖環式同步器工作原理三、主要參數的確定1.摩擦因數f2.同步環主要尺寸的確定3.鎖止角β4.步時間t5.轉動慣量的計算

1.摩擦系數f同步環常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環因使用壽命短，已遭淘汰。由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數f取為0.1。摩擦因數f對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數大，換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數。2.同步環主要尺寸的確定

(1)同步環錐面上的螺紋槽

圖3-32a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖3-32b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。圖3-32同步環螺紋槽形式

(2)錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產生自鎖現象，避免自鎖的條件是tana≥。一般取=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現咬住現象。(3)摩擦錐面平均半徑R(4)錐面工作長度b(5)同步環徑向厚度

3.鎖止角β鎖止角β選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角β選取的因素主要有摩擦因數f擦錐面的平均半徑R,鎖止面平均半徑和錐面半錐角α。已有結構的鎖止角在26?~46?范圍內變化。4.同步時間t同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬范圍內選?。簩I車變速器高檔取0.15~0.30s,低檔取0~0.80s;對貨車變速器高檔取0.30~0.80s，低檔取1.00~1.50s。5.轉動慣量的計算換檔過程中依靠同步器改變轉速的零件統稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動盤，中間軸及其上的齒輪，與中間軸上齒輪相嚙合的第二周上的常嚙合齒輪。其轉動慣量的計算：首先求得各零件的轉動慣量，然后按不同檔位轉換到被同步的零件上。對已有的零件，其轉動慣量值通常用扭擺法測出;若零件未制成,可將這些零件分解為標準的幾何體,并按數學公式合成求出轉動慣量。四、同步器的計算同步器的計算目的是確定摩擦錐面和鎖止面的角度，這些角度是用來保證在滿足連接件角速度完全相等以前不能進行換擋時所應滿足的條件，以及計算摩擦力矩和同步時間。第六節操縱機構

變速器操縱機構應當滿足如下主要要求:

（1）換擋時只能掛入一個擋位；（2）換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合；（3）防止自動脫擋或自動掛擋；（4）防止誤掛倒擋；（6）換擋輕便。變速操縱機構的組成：用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。1．直接操縱手動換擋變速器當變速器布置在駕駛員座椅附近，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擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來，單軌式操縱機構應用較多，其優點是減少了變速叉軸，各擋同用一組自鎖裝置，