三轴六档变速器结构设计毕业论文.doc

第1章 绪　　论
1.1 课题的目的和意义
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，使汽车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。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。
为了近一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱轿车市场销售份额，应该建立一个适应发动机排量为2.0升的后驱动变速器新平台，以满足车厂和用户更高层次的要求。
设计方案力求实现：
（1）变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需；
（2）选挡、换挡轻便、灵活、可靠；
（3）同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡；
（4）齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。
1.2课题研究的现状
目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时，6档变速器的装车率也在日益上升。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。
汽车变速器是汽车的重要部件之一，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、加速等各种行使工况下，使汽车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。变速器设有空档，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行使能力。
汽车变速器技术的发展历史：
手动变速器（MT：Manual Transmisson）主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。
自动变速器（AT：Automatic Transmisson）是由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。
AMT是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在MT总体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。
无级变速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又称为连续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组，从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带和金属链等。
无限变速式机械无级变速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用的是一种摩擦板式变速原理。IVT的核心部分由输入传动盘，输出传动盘和Variator传动盘组成。它们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变Variator装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化。
1.3 变速器的设计思想
根据发动机匹配的轿车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。
新型后驱动变速器应满足：
（1）发动机排量2.0升；
（2）六个前进挡，一个倒档；
（3）输入、输出轴保证两点支承；
（4）采用同步器，保证可靠平稳换挡；
（5）齿轮、轴及轴承满足使用要求。
1.4 研究的主要工作内容
中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。
1.确定合适的布置结构
变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。
2.进行主要参数的选择
确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。
3.进行主要零部件及其他结构的设计
齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。
4.绘制图纸
根据设计方案，通过CAD完成装配图及零件图的绘制。

第2章 变速器设计的总体方案

变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。
2.1 设计依据
随着消费者对汽车安全性、舒适性、经济性和动力性需求的提高，汽车的技术含量不断提高，机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时，6档变速器的装车率也在日益上升。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。设计新型后驱动变速器以使变速器结构更加紧凑、合理、承载能力强。
选择车型为BMW 320i 2.0 典雅型轿车进行设计，基本性能参数如表2.1。
表2.1 基本性能参数
发动机参数
排量(L)
2.0
最大功率(km)
110(6200r/min)
最大扭矩(N·m)
200(3600r/min)
底盘参数
驱动方式
后轮驱动
轮胎规格
205/55 R16
整车尺寸及质量
长*宽*高(mm)
4520*1817*1421
轴距(mm)
2760
总质量(kg)
3000
整备质量(kg)
1425
整车性能参数
最高车速(km/h)
220
最大爬坡度
30%
注：其中，205/55 R16表示轮胎断面宽B=205，扁平比H/B=55,轮辋直径16in=406.4mm。
故车轮滚动半径近似等于轮胎半径，为r=(406.4+205*0.55)/2=315.95mm。
2.2传动机构布置方案分析
变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进档数或轴的不同分类，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多中间轴式变速器等。
2.2.1两轴式和中间轴式变速器
现代汽车大多数都采用固定轴式变速器，而两轴式和中间轴式应用最为广泛。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，还要考虑以下几个方面：
与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作是齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。还有，受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可能设计的很大。对于前进档，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。
中间轴式变速器可以设置直接档，在使用直接档时，变速器的齿轮和轴承及轴承均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90％以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。对于本设计，采用如图2.1所示的传动方案。

图2.1　中间轴式变速器传动方案
2.2.2倒档的形式和布置方案
图2.2为常见的布置方案。图2.2（a）方案广泛用于前进档都是同步器换档的四档轿车和轻型货车变速器中；图2.2（b）方案的优点是可以利用中间轴上的1档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难，某些轻型货车四档变速器采用这种方案；图2.2（c）方案能获得较大的倒档速比，突出的缺点是换档程序不合理；图2.2（d）方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了图2.2（c）方案；图2.2（e）方案中，将中间轴上的一档和倒档齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度；图2.2（f）方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便；为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车采用图2.2（g）方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。后述五种方案可供五档变速器的选择：本次设计中采用中间轴式变速器，图2.2（f）琐事得到当布置方案。

图2.2　倒档布置方案
2.3 变速器基本参数的确定
2.3.1 挡数的确定
挡数的设置与整车的动力性和经济性有关。就动力性而言，增加变速器的挡数，能够增加发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了整车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，挡数多，增加了发动机在低油耗区工作的可能性，降低油耗。所以挡数设置为六档。
2.3.2 传动比的确定
1、主减速器传动比的确定
发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：
（2.1）
式中：
——汽车行驶速度（km/h）；
——发动机转速（r/min）；
——车轮滚动半径（m）；
——变速器直接档传动比；
——主减速器传动比。
已知：最高车速==220km/h；最高档为超速档，传动比=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格205/55R16得到=315.95(mm)；发动机转速==6200（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比：

I0=3.35
2、最低档传动比计算
按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）[13]。用公式表示如下：
（2.2）
式中：
G ——车辆总重量(N)；
——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.01~0.02)；
——发动机最大扭矩(N·m)；
——主减速器传动比；
——变速器传动比；
——为传动效率（0.85~0.9）；
R ——车轮滚动半径；
——最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）
由公式（3.2）得：
（2.3）
已知：m=3000kg；；；r=0.32m； N·m；； g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：
ig≥4.76
满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下：

（2.4）
式中：
——驱动轮的地面法向反力，；
——驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.5~0.6之间。
已知：kg；取0.55，把数据代入（3.4）式得：

所以，初选一档传动比为5.0。
3、变速器各档速比的配置
按等比级数分配其它各档传动比，即：

2.3.3 中心距的选择
初选中心距可根据经验公式计算：
（2.5）
式中：
A ——变速器中心距（mm）；
——中心距系数，乘用车=8.9~9.3；
——发动机最大输出转距为200（N·m）；
——变速器一档传动比为5.0；
——变速器传动效率，取96%。
8.9=87.79mm
取A=90mm。
2.3.4 变速器的外形尺寸
变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。
乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：
；

第3章 主要零部件的设计及计算
3.1 齿轮的设计及校核
3.1.1 齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配
1.模数m
齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在的货车为，取。
2.压力角
国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为。
3.螺旋角
选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。
乘用车中间轴式变速器为，选。
4.齿宽b
齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽b。，其中为齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮；常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮。
5.齿顶高系数
齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。一般齿轮的齿顶高系数，为一般汽车变速器齿轮所采用。
6.各挡齿轮齿数的分配
分配齿数时应注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。
（1）确定一挡齿轮的齿数
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凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。
一挡齿轮参数如表3.1。
表3.1 一挡齿轮基本参数
序号
计算项目
计算公式
1
端面压力角

2
分度圆直径

3
齿顶高

4
齿根高

5
齿顶圆直径

6
齿根圆直径

7
当量齿数

8
齿宽

由于一挡采用斜齿轮传动，所以齿数和，圆整后得齿数和为66，修正后得。
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，；
故总变位系数，即为高度变位。
查得：。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。
（2）对中心距进行修正
因为计算齿轮和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的重新计算中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。。
由一挡传动比求出常啮合传动齿轮的齿数比：
（3.1）
而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即：
（3.2）
由公式（3.1）（3.2）得：。
核算=3.27，与前相差较小，故由（3.2）式得：齿轮1、2精确的螺旋角。
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，故，角度变位。
查得。

（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数见表3.2

表3.2 常啮合齿轮基本参数
序号
计算项目
计算公式
1
分度圆直径

2
齿顶高

3
齿根高

4
齿顶圆直径

5
齿根圆直径

6
当量齿数

7
齿宽

（4）确定其他各挡的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮不同，由得：
（3.3）
而 （3.4）此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：
（3.5）
联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式（3.3）（3.4）求出。
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，故，正角度变位。
查得。
二挡齿轮基本参数见表3.3
表3.3 二挡齿轮基本参数
序号
计算项目
计算公式
1
理论中心距

2
中心距变动系数

3
齿顶降低系数

4
分度圆直径

5
齿顶高

6
齿根高

7
齿顶圆直径

8
齿根圆直径

9
当量齿数

10
齿宽

同理：三挡齿轮，近似满足轴向力平衡关系。
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，故，正角度变位。
查得。
三挡齿轮基本参数见表3.4
表3.4 三挡齿轮基本参数
序号
计算项目
计算公式
1
理论中心距

2
中心距变动系数

3
齿顶降低系数

4
分度圆直径

5
齿顶高

6
齿根高

7
齿顶圆直径

8
齿根圆直径

9
当量齿数

10
齿宽

同理：四挡齿轮，近似满足轴向力平衡关系。
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，故，负角度变位。
查得。
四挡齿轮基本参数见表3.5

表3.5 四挡齿轮基本参数
序号
计算项目
计算公式
1
理论中心距

2
中心距变动系数

3
齿顶降数

4
分度圆直径

5
齿顶高

6
齿根高

7
齿顶圆直径

8
齿根圆直径

9
当量齿数

10
齿宽

五挡齿轮基本参数见表3.6
表3.6 五挡齿轮基本参数
序号
计算项目
计算公式
1
理论中心距

2
中心距变动系数

3
齿顶降低系数

4
分度圆直径

5
齿顶高

6
齿根高

7
齿顶圆直径

8
齿根圆直径

9
当量齿数

10
齿宽

同理：五挡齿轮，近似满足轴向力平衡关系。
凑配中心距；
斜齿端面模数；
啮合角，故。
查得。

（5）。倒挡齿轮基本参数见表3.6
表3.6倒挡齿轮基本参数
序号
计算项目
计算公式
1
分度圆直径

2
齿顶高

3
齿根高

4
齿顶圆直径

5
齿根圆直径

6
基圆直径

7
齿宽

序号
计算项目
计算公式
1
分度圆直径

2
齿顶高

3
齿根高

4
齿顶圆直径

5
齿根圆直径

6
基圆直径

7
齿宽

确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数往往与一挡相近。倒挡齿轮的齿数，一般在21~23之间，初选，计算出输入轴与倒挡轴的中心距。
设
为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮13和14的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，故取，满足输入轴与中间轴的距离。假设当齿轮13和14啮合时，中心距，且。故倒挡轴与中间轴的中心距，。
根据中心距求啮合角：，故，高度变位。查得
3.1.2 轮齿强度计算
变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。
轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，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极少，而后者出现的多些[3]。变速器抵挡小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。
齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。
1.轮齿弯曲强度计算
（1）直齿轮弯曲应力
（3.6）
式中：——计算载荷（N·mm）；
——应力集中系数，可近似取=1.65；
——摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；
——齿宽系数；
y——齿形系数。

==0.0001rad＜[]
（3）三档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：
===30057.14N
===11890.74N
三档工作时，，，
==0.047mm≤
==0.10mm≤
===0.11mm＜[]
==0.00048rad＜[]
（4）四档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：
===25333.33N
===10021.98N
四档工作时，，，
==0.036mm≤
==0.028mm≤
===0.046mm＜[]
==0.00043rad＜[]
（5）五档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力及轴向力，可按下式求出：
===19714.29N
===7799.06N
===9265.72N
一档工作时，，，
==0.01mm≤
==0.026 mm≤
===0.028mm＜[]
==0.00036rad＜[]
（6）倒档工作时的刚度
计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力，可按下式求出：
===89818.18N
===35532.47N
倒档工作时，，，
==0.075mm≤
==0.14mm≤
===0.16mm＜[]
==0.0036rad＜[]
3.2.3 轴的强度计算
作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的水平垂直面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为
== （3.16）
式中 M——合成弯矩，（N·mm）；
d——轴的直径（mm），花键处取内径；
W——抗弯截面系数（mm)。
在低档工作时，[]≤400MPa。
除此之外，对轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。
变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。
1、第一轴强度校核
第一轴一档工作时强度校核：
=22045.5N，=8716.8N， =9357.7N,
,,.
求H面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图3.3（a）所示，则
+= （3.17）
= （3.18）
由式（3.17）和式（3.18）可得：=-960.8N，=6966.1N，=-192.16N·m。

（a）第一轴水平方向受力图 （b）第一轴垂直方向受力图
图3.3　第一轴受力图
求V面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图3.4（b）所示，则
+= （3.19）
+= （3.20）
由式（3.19）和式（3.20）可得：=96.5N，=2384.7N，=93.21N·m
（3.21）
=
=281.9N·m
===106.4＜[] （3.22）

（a）第一轴水平弯矩图 （b）第一轴垂直弯矩图
图3.4　第一轴弯矩图
2、中间轴强度校核
中间轴一档工作时强度校核：
=22045.5N，=8716.8N， =9357.7N
,
求H面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图3.5（a）所示，则
+= （3.23）
= （3.24）
由式（3.23）和式（3.24）可得：=6298.7N，=15746.8N，=1007.79N·m
求V面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图3.5（b）所示，则
+= （3.25）
=+ （3.26）
由式（3.25）和式（3.26）可得：=3648.1N，=5068.7N，=583.70N·m

=
=1179.07N·m
===181.88＜[]

（a）中间轴水平方向受力图 （b）中间轴垂直方向受力图
图3.5中间轴受力图
弯矩图如图3.6所示：
（a）中间轴水平弯矩图 （b）中间轴垂直弯矩图
图3.6　中间轴弯矩图
3、第二轴强度校核
第二轴一档工作时强度校核：
=11713.9N，=4631.7N， =4972.2N，，
求H面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图3.8（a）所示，则
+= （3.27）
= （3.28）
由式（4.23）和式（4.24）可得：=3904.6N，=7809.3N，=499.79N·m
求V面内支反力、和弯矩
输出轴受力如图4.8（b）所示，则
+= （3.29）
=+ （3.30）
由式（3.29）和式（3.30）可得：=2894.4N，=1737.3N，=370.48N·m

=
=648.77N·m
===120.5＜[]

（a）第二轴水平方向 （b）第二轴垂直方向受力图
图3.7　第二轴受力图

（a）第二轴水平弯矩图 （b）第二轴垂直弯矩图
图3.8　第二轴弯矩图

第4章 同步器的选择
同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保啮合件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。
4.1 惯性式同步器
惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。
按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。
4.1.1 锁环式同步器的结构
如图4.1所示，锁环示同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑快压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑快凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换挡的零件保持在中立位置上。滑快两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑快宽一个接合齿。

图4.1　锁环式同步器
1、4-锁环；2-滑块；3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套
4.1.2锁环式同步器的工作原理
换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑快和锁环移动，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△，致使在锥面上有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑快予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器处在锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档哪个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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换档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，啮合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成换档。
锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。
4.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定
接近尺寸，同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离，称为接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.2～0.3mm。
分度尺寸，滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距离，称为分度尺寸。尺寸应等于1/4接合齿齿距。
尺寸和是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。
滑块转动距离，滑块在锁环缺口内的转动距离影响分度尺寸。滑块宽度、滑块转动距离与缺口宽度尺寸之间的关系如下
（4.1）
滑块转动距离与接合齿齿距的关系如下
（4.2）
式中 —滑块轴向移动后的外半径（即锁环缺口外半径）；
—接合齿分度圆半径。
滑块端隙，滑块端隙系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，同时，啮合套端面与锁环端面之间的间隙为，要求＞。若＜，则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸＜0，此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套可以通过同步环，而使同步器失去锁止作用。为保证＞0，应使＞，通常取=0.5mm左右。
锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，并可称之为后备行程。
预留后备行程的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在下来的换挡时，锁环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若锁环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现锁环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应去=1.2～2.0mm。
在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在0.2～0.5mm。
4.2主要参数的确定
4.2.1摩擦因数f
汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。
摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。
同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短已遭淘汰。
由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.1。
摩擦因数对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。
4.2.2同步环主要尺寸的确定
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。实验还证明：螺纹的齿顶宽对的影响很大，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在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。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。
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。一般取=6°～8°。=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=7°时就很少出现咬住现象。
3、摩擦锥面平均半径
设计得越大，则摩擦力矩越大。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，以及取大以后还会影响同步器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，尽可能将取大些。
4、锥面工作长度b
缩短锥面长度，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定
（4.3）
式中 ——摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副，=1.0～1.5MPa；
Mm——摩擦力矩；
——摩擦因数；
——摩擦锥面的平均半径。
上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。
5、同步环径向厚度
与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，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，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。
乘用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，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。锻造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5），使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，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孔表面喷上厚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。
4.2.3锁止角
锁止角选取得正确，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、摩擦锥面平均半径、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26°～42°。
4.2.4同步时间
同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时