山地自走履带式运输车.docx

华南农业大学
毕业设计说明书

题 目： 山地自走履带式运输车传动系统和转向系统的设计
专业名称：
班 级：
姓 名：
指导老师：
日 期：2012.

前 言

农业机械是指在作物种植业和畜牧业生产过程中，以及农、畜产品初加工和处理过程中所使用的各种机械。农业机械包括农用运输机械、农用动力机械、农田建设机械、土壤耕作机械、种植和施肥机械、植物保护机械、农田排灌机械、作物收获机械、农产品加工机械、畜牧业机械和农业运输机械等。广义的农业机械还包括林业机械、渔业机械和蚕桑、养蜂、食用菌类培植等农村副业机械。
　　农业机械的发展，与国家和农村的经济条件有直接的联系。在经济发达国家，特别是在农业劳动力很少的美国，农业机械继续向大型、宽幅、高速和高生产率的方向发展，并在实现机械化的基础上逐步向生产过程的自动化过渡。电子技术、微型电子计算机技术等各种先进科学技术，在农业机械产品及其设计制造中得到日益广泛的应用。
促进农业机械化装备及技术的推广应用，加快农业机械化更快更好地发展，是全面实现农业可持续协调发展，深入贯彻落实科学发展观的必要要求，是转变农业发展方式，促进结构升级优化的重要任务，是增强可持续发展能力，加快生态环境建设的有力保证；是促进建设社会主义新农村的重要手段，科学，高效加强农业机械技术的推广工作，对于推进现代农业建设，加快发展农机化，实现农业现代化、全面实现小康社会具有非常关键的战略意义。
然而我国的农业机械化还相对落后，由于我国地域辽阔，各地域间气候环境等相差极大，要建立适合我国的农业机械任重而道远。农业机械化能够降低农业成本，节约资源，保护环境，节约劳动力，提高农产品质量，有助于实现大规模生产，在我国农业现代化中占据核心地位，具有极其重要的作用，具有广阔的发展前景和巨大的发展前途。但是由于农业机械工作于恶劣的环境中，因此在某种程度上其所需要的技术要求甚至高于工业机械，因此需要加大对农业机械方面的研究以及投入，需要更多的农业机械方面的人才。
　　我国近期农业发展规划仍以发展中小型农业机械为主。重点发展的项目是经济效益高、能提高抗御自然灾害能力、保证稳产高产和增产增收的农业机械品种，如运输、排灌、植物保护和施肥等机械。用于农村多种经营的机械品种将得到较大的发展，例如各种农副产品加工机械和禽畜饲养机械，以及养蜂、养蚕、池塘养鱼和食用菌类培植等机械设备。
然而，随着我国的经济不断发展，人民生活水平不断提高，人民追求的生活质量要求也越来越高，农林果园业的发展需求就越来越大。虽然我国现代农林果园业发展时间短，但速度却非常瞬速，在需要进一步发展时就遇到了机械化严重滞后的问题。尤其微型农林果园山地自走履带式运输车的发展在我国目前基本是一片空白。因为我国农林果园主要分布在南方的坡陡道窄的复杂地形丘陵山地。受到地形的限制，农林果园的机械化发展受到了阻碍。因此，设计一款适应复杂地形要求，操纵方便，安全性高的微型山地自走履带式运输车成为发展农林果园业的迫切要求，以便使更多的农村剩余劳动力解放出来，促进农村、农民、农业的发展，实现我国农业的现代化。
在本次微型山地自走履带式运输车设计中，本人承担了传动系统和转向系统的设计。
长期以来，人们一直都没有停止对车辆和行走作业机械操作的舒适性、整体性能的完善以及可靠性等方面的研究和探索，使人们从繁杂的噪音和复杂而繁重的劳动中解放出来。目前，动力传动系统和转向系统作为车辆两大重要的部件，越来越引起人们对它的探索和研究。
变速箱作为动力传动系统中最重要的部件，变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使车辆获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在起动发动机、车辆滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使车辆获得倒退行驶能力。
在工程机械传动系统中，其变速箱分为机械式和自动换挡式两大类。在科学技术日新月异的今天和对机械性能要求越来越高，越来越多机械动力传动系统采用了自动换挡的变速箱。然而，对那些作业速度和强度都比较低，成本受到限制，结构要求简单微型农业机械，采用人力操纵换挡的机械式变速箱是符合实用性和经济性的选择。
车辆在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向，使车辆能围绕中旋转中心旋转来改变车辆的行驶方向，即所谓车辆转向。
就轮式车辆而言，车辆的转向是转向系统使转向桥（一般是前桥）上的车轮（即转向轮）相对车辆纵轴线偏转一定角度，来保证车辆能按驾驶员的意志而进行转向行驶，同时，能路面对车轮的干扰力，自动恢复车辆的直线行驶。该转向系统依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转，有些汽车还安装了动力助力转向系统。
而履带式车辆的转向系统与轮式车辆的转向系统不同，由于履带式车辆没有转向轮，转向时必须使两边履带产生差速来实现。其转向时，需要切断行走系一边履带的动力输入，并对该边履带驱动轴进行制动，靠另一边履带的工作来实习车辆的转向。随着技术发展，目前的履带式车辆开始采用了具有差速器的的新型转向系统。然而新型的转向系统结构复杂，质量大，成本高等缺点，在微型的农用履带式行走机械中，还是采用离合式的转向系统。

目 录

1 设计任务书
（1） 设计任务
设计山地履带式运输车的传动系统和转向系统。
（2） 设计要求
（3） 设计工作量
（1）工程图纸；（2）设计说明书1份

采用的发动机基本配置参数
品牌
本田
型号
HONDA-GX160
燃料
汽油
旋向
逆时针
冲程数
四冲程
汽缸数
单缸
冷却介质
风冷
标定转速
3600（rpm）
应用范围
工程机械
产品类型
全新
启动方式
手动

产品编号:361160 品名: 本田HONDA-GX160水平轴通用汽油机 技术参数
汽油机型号 GX160K1(S型)-5.5HP
汽油机型式 单缸,四冲程,顶置气门
净功率输出 4.8马力（3.6kw)@3600rpm
气缸直径（mm） 68
活塞行程（mm） 45
排量（mL） 163
旋转方向 逆时针(面向输出端)
化油器型式 横置蝶阀式
点火方式 晶体管磁体点火
火花塞编号 BP6ES(NGK) BPR6ES(NGK)
起动方式 反冲起动
尺寸（长×宽×高）（mm） 305×365×335
调速器型式 离心重锤式
净重（kg） 14.0
一.传动系统分析与设计
1 变速器的概述与方案的选取
1.1 变速器的功用与要求概述
变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。
对变速器提出的基本要求如下：
1.应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器挡数及传动比，来满足这一要求。
2.工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳挡、乱挡、换挡冲击等现象的发生。设置有空挡用来切断发动机动力向驱动轮的传输，设置倒挡使汽车能倒退行驶。
3.重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。
4.传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接挡。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。
5.工作噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。
1.2 变速器的结构方案选取

变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式不同分类。对于一般车辆的手动变速器，有四挡、五挡和六挡变速器之分，而在轴的形式上主要有中间轴式和两轴式两种。中间轴式变速器保持输入与输出轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得直接挡，使用直接挡，此时变速器的传动效率更高，噪声小，齿轮与轴承的磨损减少；由于直接挡的利用率要高于其他挡位，从而提高了变速器的使用寿命；在其他前进挡位工作时，变速器传递的动力需经两队齿轮传递，在中间轴与第二轴间的距离不大条件下，一挡仍然有较大传动比。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构更加简单，轮廓尺寸小，容易布置等优点。
1.2.1 传动机构布置方案分析
考虑到本设计车辆的低速、小负荷等工作特点以及结构要求，采用四挡或五挡显然不符合实际，因此根据设计要求：山地自走式履带运输车具有速度变化范围小，前置前驱等特点，而且需要结构简单，易于布置等要求，此设计采取了两轴式变速器。
本设计采用图2-b的类似方案，其传动机构布置图（图3）如下：

变速器整体结构图

1.2.2 倒挡布置方案
图4为常见的倒挡布置方案。图4-b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图4-c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图4-d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图4-c所示方案。图4-e所示方案是将中间轴上的一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图4-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图4-g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图4-f所示的传动方案。

图4 变速器倒挡传动方案

因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。
1.2.3 零部件结构方案分析
变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。
1.齿轮型式
斜齿圆柱齿轮虽然有使用寿命长，工作时噪声低等优点；但是制造时工艺复杂，成本高，工作时有轴向力，这对轴承不利。
但考虑到选择的发动机功率很小，载荷低，挡位少以及成本要求，本设计采用直齿圆柱齿轮更符合，但变速器中的常啮合齿轮依然均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。
2.换挡结构型式
换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。
直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因，初一挡、倒挡外很少采用。
啮合套换挡型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的挡位上常被使用。
采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。
虽然直齿滑动齿轮换挡结构换挡不轻便，噪音大，冲击大等缺点，但由于采用的发动机功率小，车辆载荷低，这些缺点影响不大，且能满足设计的工作各项要求，反而结构简单，紧凑，成本低的特点更加能满足设计的要求。因此，本设计一挡和倒挡采用直齿滑动齿轮换挡机构，而二挡采用斜齿滑动齿轮换挡机构。
2 变速器主要参数的选取与主要零件的设计
2.1 变速器主要参数的选取
2.1.1 挡位与传动比
考虑到发动机转速和工作速度要求，本变速器采用了两个前进挡一个倒挡。

一档传动路线图

二挡传动路线图

倒挡传动路线图
选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。
汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：
（1）

则由最大爬坡度要求的变速器1挡传动比为：
（2）

式中：汽车总质量；
：重力加速度；
：道路最大阻力系数；
：驱动轮的滚动半径；
：发动机最大转矩；
：主减速比；
：汽车传动系的传动效率，这里取0.96。
根据驱动车轮与路面的附着条件：
（3）

求得的变速器1挡传动比为：
（4）

式中：汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；
：路面的附着系数。

典型地面条件下履带行走器的附着系数
地面条件
附着系数
地面条件
附着系数

沥青路面
0.9~1.0
休闲的耕地
0.9~1.1
干土路
0.9~1.1
已耕地
0.6~0.8
湿土路
1.0~1.1
砂壤土地
0.7~0.9
荒地
1.0~1.2
沼泥地
0.3~0.5
草地
0.9~1.1
砂土地
0.4~0.6

由已知条件：满载质量=；
=；
=；
=；
=0.96。
根据公式（4）可得：ig1 =
由于该山地自走式履带运输车的挡位只要求2个，前进速度为1.4--3.5km/h，属于缓行和爬行要求的履带运输车，根据实践经验，合理分配其挡位的传动比主要根据作业要求、道路条件来确定，再由速度确定传动比。

ig2 =
2.1.2 中心距
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定。
式中：中心距系数，对轿车一般取8.9-9.3
：变速器处于一挡时的输出扭矩，即为 Nm
故得出初始中心距A= 。
2.1.3 轴向尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。
2挡履带式手动变速器壳体的轴向尺寸（1.0-1.3）A。故本次设计采用2+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是1.2× = mm。变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。
2.1.4 齿轮参数
对于第一轴常啮合齿轮的法向模数可用公式，即得；一挡直齿轮的模数可用公式，即得。
同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同。本设计取1。
对于变速器常啮合齿轮的压力角、螺旋角和齿形等要进行合适的选取。压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。本设计取国家规定的标准压力角，变速器齿轮压力角取20°，啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角取30°。
应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。
通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：
直齿：b=(4.5-8.0)m，mm
斜齿：b=(6.0-8.5)m，mm
第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。
2.2 变速器齿轮的设计
2.2.1 各挡传动比及其齿轮齿数的确定
在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计（图3）来说明分配各挡齿数的方法。齿数确定原则：各挡齿轮齿数比应尽可能不是整数，且各挡齿数无公约数。
1.确定一挡齿轮的齿数
（1）直齿=2××，选取＝20°，
=2×81×cos20°/3=50.74，取=51
由进行大小齿轮齿数分配，为使的传动比更大些，取=35，=16；
（2）=×(+)/(2×cos)=3×(35＋16)/(2 ×cos20°)=81.40mm，取＝81mm；
（3）/＝/=4.098×16/35=1.873；
（4）由=×(+)/(2×cos)
+＝2×81×cos20°/3=53，取=19，=34（圆整）；
（5）修正
=×/(×)=34×35/（19×16）=3.914
%=|3.914-4.098|/4.098=4.5%<5% (合格)；
（6）修正
由＝×(+)/（2×cos）
得＝arccos［×(+)/（2×A）］= 25.842°
同理＝arccos［×(+)/（2×A）］= 21.039°
按同样的方法可分别计算出：二挡齿轮齿数：；三挡齿轮齿数：；四挡齿轮齿数：；五挡齿轮齿数：。
2.2.2 齿轮变位系数的选择
齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。
变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。
有几对齿轮安装在输入轴和输出轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。
变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高挡齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。
总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。
根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一挡主动齿轮10和五挡从动齿轮3的齿数，因此一挡齿轮需要变位。变位系数公式为（式中Z为要变位的齿轮齿数）：
（5）

3 变速器齿轮的强度校核与材料选取
3.1 齿轮损坏原因及形式
齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。
轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。
齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。
用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。
3.2 齿轮强度校核计算与材料选取
与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。
1. 齿轮弯曲强度校核
（1） 直齿轮弯曲应力
（6）

式中：直齿轮圆周力，有，T：计算载荷；d：节圆直径；
：应力集中系数，可近似取1.65；
：摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；
：齿宽；
：端面齿距；
：齿形系数。
当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为：
（7）

联合公式（6）和（7）即可得：，。
当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一挡直齿轮的弯曲应力在400-850MPa之间。
（2） 斜齿轮弯曲应力
（8）

式中：重合度影响系数，取2.0；其他参数如公式（6）。
根据公式（8）可得：
二挡：，
三挡：，
四挡：，
五挡：，
当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180-350MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。
2. 齿轮接触应力校核
（9）

式中：齿轮的接触应力；
：齿面上的法向力，；
：齿轮材料的弹性模量，查资料可取190×103MPa；
：齿轮接触的实际宽度，20mm；
：主、从动齿轮节点处的曲率半径。
根据公式（9）可得：
一挡：
二挡：
三挡：
四挡：
五挡：
倒挡：
将作用在变速器第一轴上的载荷 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力在1300-2000MPa范围内，因此，上述计算结果均符合要求。
4 变速器同步器的设计
1. 同步器的结构
在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：

图8 锁环式同步器
如图8，此类同步器的工作原理是：换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差 ，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图9-b），使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第一阶段结束。换挡力将锁环继续压靠在锥面上，
并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换挡过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图9-d），完成同步换挡。

图9 锁环式同步器工作原理
2. 同步环主要参数的确定
（1）同步环锥面上的螺纹槽
如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图10-a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图10-b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6-12个，槽宽3-4mm。

图10 同步器螺纹槽形式
（2）锥面半锥角
摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般半锥角取6°-8°。为6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在半锥角为7°时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7°。
（3）摩擦锥面平均半径
R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为50-60mm。
（4）锥面工作长度
缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计中考虑到降低成本取相同的锥面工作长度为5mm。
（5）同步环径向厚度
与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。
轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3-0.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.07-0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2-3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取10.5mm。
（6）锁止角
锁止角选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26°-46°范围内变化。本次设计锁止角取30°。
（7）同步时间t
同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高挡取0.15-0.30s，低挡取0.50-0.80s；对货车变速器高挡取0.30-0.80s，低挡取1.00-1.50s。
5 变速器的操纵机构分析与设计
设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：
1. 换挡时只允许挂一个挡。这通常靠互锁装置来保证；
2. 在挂挡的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置；
3. 汽车行进中若误挂倒挡，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒挡，则容易出现安全事故。为此，应设置倒挡锁。
操纵机构的功能需求：
（1） 挡位变速操纵机构：通过一个操纵手柄控制机械变速箱的变速齿轮从而控制车辆的高、低挡位以及倒挡。
（2） 转向以及制动操纵机构：通过两个操纵手柄分别控制机械变速箱的转向离合器从而控制车辆的左、右转及制动。
1、 挡位变速操纵机构
挡位变速操纵机构主要由操纵杆、关节球轴承、左右旋螺杆、变速手柄等组成、如下图

操纵杆安装在发动机后端，手动扳动操纵杆，操纵杆通过关节球轴承以及左右旋螺杆带动变速手柄的旋转从而控制机械变速箱的变速齿轮的位置，按操纵杆从后到前的操纵分别实现车辆的低挡、空挡、高挡、倒挡的操纵。
二、转向系统分析与设计
1、履带式车辆的转向原理：
履带式车辆转向是利用转向机构来调节传至两侧履带上的驱动力，使左、右驱动轮上的驱动力不等来实现的。
2、双履带式车辆转向运动学
履带车辆不带负荷时，在水平地段上绕转向轴线O作稳定转向的简图，如图7-12所示。从转向轴线O到车辆纵向对称平面的距离R，称为履带式车辆的转向半径。
以代表轴线O在车辆纵向对称平面上的投影，的运动速度代表车辆转向时的平均速度。则车辆的转向角速度为：

　 (7-37)

图7－12 履带式车辆转向运动简图                           
转向时，机体上任一点都绕转向轴线O作回转，其速度为该点到轴线O的距离和角速度的乘积。所以慢、快速侧履带的速度和分别为：
                (7-38)
式中：B—履带车辆的轨距。
根据相对运动原理，可以将机体上任一点的运动分解成两种运动的合成：(1)牵连运动，；(2)相对运动。
由上可得：

3、双履带式车辆转向动力学
3.1牵引平衡和力矩平衡
图7-13给出了带有牵引负荷的履带式车辆，在水平地段上以转向半径R作低速稳定转向时的受力情况(离心力可略去不计)。
转向行驶时的牵引平衡可作两点假设：
(1)  在相同地面条件下，转向行驶阻力等于直线行驶阻
力，且两侧履带行驶阻力相等，即：

(2) 在相同的地面条件和负荷情况下，相当于直线行驶的有效牵引力，即：

图7－13 转向时作用在履带车辆上的外力          
所以回转行驶的牵引平衡关系为：
                (7-39)
设履带车辆回转行驶时，地面对车辆作用的阻力矩为，在负荷作用下总的转向阻力矩为：
                      (7-40)
式中：—牵引点到轴线的水平距离。
如前所述履带车辆转向是靠内、外侧履带产生的驱动力不等来实现的，所以回转行驶时的转向力矩为：
                      (7-41)
稳定转向时的力矩平衡关系为：

为了进一步研究回转行驶特性，有必要对内、外侧驱动力分别加以讨论。由上可得：
                     (7-43)

式中：为在作用下，土壤对履带行驶所增加的反力，亦即转向力，作用方向与驱动力方向相同，以表示。
变形得式：
                    (7-44)
令所以。υ称为转向参数，其意义为转向力与车辆切线牵引力之比。显然υ大表示转向阻力矩大，υ小表示转向阻力矩小。υ可以综合反映转向特性。将υ代入得：
                    (7-45)
下面就值得变化来讨论一下履带车辆转向情况。
1.当ν=0时，转向阻力矩，。表明车辆作直线行驶。
2.当ν=0.5时，内侧履带的驱动力，，外侧履带的驱动力。说明内侧转向离合器彻底分离，但制动器没有制动，牵引负荷完全由外侧履带承担。
3.当ν＜0.5时，内侧履带的驱动力，，外侧履带驱动力。说明内侧离合器处于半分离状态，内外侧履带都提供驱动力。
4.当ν＞0.5时，内侧履带的驱动力，，外侧履带驱动力。说明内侧离合器不仅完全分离，而且对驱动链轮施加了制动力矩，履带产生了制动力。
4、目前履带式车辆转向机构有转向离合器式和差速器行星机构式。

图7-15 装有转向离合器的履带            图7-16  具有差速器行星机构的履带式车辆的后桥简图
1-行星机构制动器；2-停车制动器 a)齿圈主动；b)太阳轮主动

转向离合器式转向系统结构简单，制造成本较低，适用于载荷小的微型履带式车辆，而差速器行星机构式转向系统结构复杂，制造成本高，适用于大功率的大型履带式车辆。而本设计是用于微型的山地自走履带式运输车，就采用了转向离合器式转向系统。
4.1、下面仅以具有转向离合器的履带式车辆为例，进行讨论。
假定发动机的转速不变，具有转向离合器的履带式车辆稳定转向时由于快速侧离合器未分离，故该侧履带的速度就等于车辆直线行驶时的速度v。
转向时车辆的平均速度：
                         (7-56)
这表明，具有转向离合器的履带式稳定转向时，其平均速度比等速直线行驶时的速度要低。
当车辆作直线运动时，两侧离合器是结合的，而制动器则是完全松开的。此时两侧驱动轮以相同的角速度旋转，其转向参数ν=0。
车辆需要转向时，可以有下列两种情况。
第一种转向情况是：将两侧制动器完全松开，部分地或全部分离慢速侧离合器。此时两侧履带上的驱动力为正值，因此两侧半轴都传递驱动力，在这种情况下转向参数ν0.5。
当车辆在第一种情况下(