【正文】 3）在汽車行駛過程中，為了防止誤掛倒檔，以致造成安全事故和損壞傳動系，在操縱機構(gòu)中都設有倒檔鎖或倒檔安全裝置。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。影響鎖止角β選取的因素，主要有摩擦因數(shù)f、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角α。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。3. 摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。圖53 同步器螺紋槽形式2. 錐面半錐角α 摩擦錐面半錐角α越小，摩擦力矩越大。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成換檔過程的第二階段工作。故危險截面所受的合成彎矩為： =1486500N則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）； （4—10）將代入上式可得：，在低檔工作時=400Mpa，因此有： ；符合要求。mm； 軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，MPa； 軸截面的極慣性矩，；將已知數(shù)據(jù)代入上式可得：對于一般傳動軸可?。还室卜蟿偠纫?。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復雜，故作為重點的校核對象。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。）；β齒輪螺旋角（176。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。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；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。變位系數(shù)的選擇原則 ：1）對于高檔齒輪，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(shù)。上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（25）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。3. 初選斜齒輪的螺旋角β為減輕工作噪音和提高強度，汽車變速器齒輪多采用斜齒輪，因為它們傳動平穩(wěn)。取mn=則一檔直齒輪的模數(shù)mmm （2—3）其中，通過計算得m=，取m=同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。 傳動方案的最終設計通過對變速器型式、傳動機構(gòu)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設計任務與要求，最終確定的傳動方案如圖（24）所示。變速器輸出軸輸出端軸承按直徑系列圓錐滾子軸承，軸承的直徑根據(jù)變速器的中心距來確定，并且要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6—20mm，下限根據(jù)適用于輕型車和轎車。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。2 嚙合套換擋采用嚙合套換擋時，同時承受換擋沖擊載荷的結(jié)合齒輪的齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，它們都不會過早損壞，但卻不能消除換擋沖擊。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，并導致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。少數(shù)及其機構(gòu)的一檔也采用同步換擋。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。變速器按千金當屬不同，有三、四、五和多檔變速器。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接擋。2. 設置空擋，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系統(tǒng)長時間分離；設置倒檔，使汽車可以倒退行駛。3利用空擋，中斷動力的傳遞，以使發(fā)動機能夠發(fā)動，怠速，以便于變速器進行換擋和動力輸出。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。8. 需要時應設計動力輸出裝置。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%~10%。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承受載荷，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)第一軸和第二軸直接輸出。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖24g所示方案。只有駕駛員用熟練的操作技術(shù)，使齒輪換擋時無沖擊，才能克服上述缺點。但是缺點過多。其缺點是結(jié)構(gòu)復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。汽車變速器的結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大的軸承受結(jié)構(gòu)的限制，常在布置上有困難，如變速器的輸出軸輸出端支撐在殼體內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承， 若空間不夠則采用滾針軸承。因此在本設計中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。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。應當注意的是，斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力。下面結(jié)合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。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、支撐方式也基本一致。m）；y為齒形系數(shù)，d為節(jié)圓直徑（mm）；b為齒寬（mm）；t為法面齒距，；則二檔齒輪圓周力：計算得：8527N 齒輪8的當量齒數(shù)=，可查圖（32）得：。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： d/L=；第二軸： d/L=。其中，P= 53kw，n=5200r/min，d=28mm；代入上式得：Mpa,由查表可知=55MPa，故，符合強度要求。代入上式可得：=14752N=4885N=8517N危險截面的受力圖為：圖43 危險截面受力分析水平面：（160+75）=75 求得 =1559N；水平面內(nèi)所受力矩：垂直面： （4—8）=垂直面所受力矩：1456N之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并滑塊予以定位。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。時，摩擦