【導讀】用已經(jīng)遍布全國。而隨著我國人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高。級消費品已進入平常家庭。在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨的是機遇和挑戰(zhàn)。作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題。發(fā)動機的輸出轉(zhuǎn)速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉(zhuǎn)速區(qū)出現(xiàn)。本次設計對轎車變速器的結(jié)構(gòu)進行了。主要參數(shù)，在變速器的壽命方面以及與變速器相關的操縱機構(gòu)也進行了介紹。因此在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器，以達。汽車行駛的速度是不斷變化的，即要求汽車?？傻玫搅己玫膭恿π耘c經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒檔安全裝置可使操縱可靠，手動變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結(jié)構(gòu)簡。AT的結(jié)構(gòu)與手動變速器相比，液力自動變速器在結(jié)構(gòu)和使用上有很大不。手動變速器主要由齒輪和軸組成，通過不同的齒輪組合產(chǎn)生變速變矩；而自動變

　　

【正文】 （ ） 圖 軸的示意圖 35 軸的 剛 度計算 若軸在垂直面內(nèi)撓度為 cf ，在水平面內(nèi)撓度為 sf 和轉(zhuǎn)角為 δ ，可分別用式計算 422r22r 3 aF643 E LdbE ILbaFfc ??? （ ） 42222 3 aF643 E LdbE ILbaFf tts ??? （ ） ? ? ? ?43 aF643 E L d abbE IL ababF rr ?? ???? （ ） 式中： rF — 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）； tF — 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N）； E — 彈性模量（ MPa）， E =10 5MPa； I — 慣性矩（ mm4），對于實心軸， 644dI ?? ； d — 軸的直徑（ mm），花鍵處按平均直徑計算； a 、 b — 齒輪上的作用力距支座 A 、 B 的距離（ mm）； L — 支座間的距離（ mm）。 軸的全撓度為 ??? sc fff mm。 （ ） 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為 ??cf =～ ， ??sf =～ 。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過 。 變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與 強 度 軸 的 剛度 圖 輸入軸受力分析圖 一擋齒輪所受力 36 os22 1 111 11 ???? zmTdTF ngt ?N 5 2111 2112 ???? dTF t N 31 6c ost a n 111 ?? ?? ntr FF N 23 7c ost a n 222 ?? ?? ntr FF 281?d mm， 281?d ? ， ?b mm 233?L mm 輸入軸 412121r11 3 aF64 ELdbfc ?? （ ） = ～? ELd bFf t 4121211s 3a64 ?? （ ） = ～? ???? sc fff ? ?411111r11 3 aF64 E L d abb?? ??? =? （ ） 輸出軸 422222r22 3 aF64 ELd bfc ?? = ～? ELd bFf t 42222222s 3 a64 ?? = ～? ? ?422222r2 3 aF64 E L d abb?? ??? = rad? ???? sc fff 軸的強度計算 一擋 時撓度最大，最危險，因此校核 。 37 輸入軸的強度校核 圖 輸入軸的強度分析圖 NFt ? NFr ? 1)豎直平面面上 bFLF rA ? 得 AF = 豎直力矩 CM = 2)水平面內(nèi)上 38 233 ??? ? taAFdFF = 由以上 式可得SM= 按第三強度理論得： 2222122 ??????? TMMM SC ? ? M P a4 0 0M P 1 632 31 ???? ??? dM 輸出軸強度校核 mmd 1112? ?2tF ?2rF ?2Fa 1)豎直平面面上 bFLF rA 2? 得 AF = 豎直力矩 CM = 2)水平面內(nèi)上彎矩 SM 2 3 3 ???? taAFdFF 由上式可得SM= 按第三強度理論得： 22222122 ??????? TMMM SC ? ? M P a4 0 0M P 31 ???? ??? dM 因此該軸符合強度要求 軸承的選擇及校核 輸入軸的軸承選擇與校核 39 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號， 30205（左右），由《機械設計手冊》查得代號為 30205 的圓錐滾子軸承 NCr 32200? ， NCro 37000? ， e=,Y=。軸承的預期壽命： hL =103008=24000h 校核軸承壽命 Ⅰ ）、 求水平面內(nèi)支反力 1HR 、 2HR 1HR + 2HR = 1tF 11LFt LRH1? 由以上兩式可得 1HR =， 2HR = Ⅱ ）、內(nèi)部附加力 1SF 、 2SF ，由機械設計手冊查得 Y= NYRF HS ?? NYRF HS ?? () Ⅲ ）、軸向力 1aF 和 2aF 由于 NFNFF SSa 0 6 1 5 5 4 121 ?????? 所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊 NFFF Saa 6 0 6 1 86 7 5 5 421139。 ????? NFF Sa 39。 ?? Ⅳ ）、求當量動載荷 查機械設計課程設計得 NCr 32200? NC r 370000 ? ,1139。 eFFra ?? ,1239。 eFFra ? 故右側(cè)軸承 X= 左側(cè)軸承 X= 徑向當量動載荷 )( 21 arpr YFXFfP ?? () = （ + ） = 校核軸承壽命 預期壽命 hlh 2 4 0 0 0183 0 0101 ????? 40 ???????? PCnLh 60106 ， ? 為壽命系數(shù)，對球軸承 ? =3；對滾子軸承 ? =10/3。 () 3/1066 7 8 83 2 2 0 01 4 4 360 106010 ??????????????????rrh PCnL =＞ ,hL =24000h 合格 輸出軸軸承校核 初選輸出軸的軸承型號， 30206（左右），由《機械設計手冊》查得代號為 30206的圓錐滾子軸承 NCr 43200? ， NCro 50500? ， e=,Y=。軸承的預期壽命：hL =103008=24000h 校核軸承壽命 Ⅰ ）、 求水平面內(nèi)支反力 1HR 、 2HR 和彎矩 HM 1HR + 2HR = 2tF 12LFt LRH1? 由以上兩式可得 1HR =， 2HR = Ⅱ ）、內(nèi)部附加力 1SF 、 2SF ，由機械設計手冊查得 Y= NYRF HS ?? NYRF HS 4 92/22 ?? Ⅲ ）、軸向力 1aF 和 2aF 由于 122 5 0 4 5 5 4 SSa FNFF ????? 所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊 NFFF Saa ??? NFF Sa ?? Ⅳ ）、求當量動載荷 查機械設計課程設計得 NCr 43200? NCor 50500? ,21 eFFra ? ,22 eFFra ? 故右側(cè)軸承 X= 左側(cè)軸承 X= 41 徑向當量動載荷 )( 21 arpr YFXFfP ?? = 校核軸承壽命 預期壽命 hlh 2 4 0 0 0183 0 0101 ????? ???????? PCnLh 60106 ， ? 為壽命系數(shù)，對球軸承 ? =3；對滾子軸承 ? =10/3； 3/1066 106010 ??????????????????rrh PCnL =＞ ,hL =24000h 故該軸承合格 本章小結(jié) 本章首先簡要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過計算，確定軸的最小軸頸，通過軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長度，然后對軸進行剛度和強度的驗算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對軸承進行壽命計算。 42 第六章 變速器同步器與操縱機構(gòu)的選擇 同步器的選擇 同步器的工作原理 本次設計采用鎖環(huán)式同步器，此類同步器的工作原理是 :換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套 并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與 被結(jié)合齒輪上的錐面接觸位置。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。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換擋的第一段結(jié)束。換擋力將 鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相同的瞬間，同步過程結(jié)束，完成換擋的第二階段 工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換擋離得作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成同步換檔。 （ 1）同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試 驗還證明：螺紋的齒頂寬對 的影響很大， 隨齒頂?shù)哪p而降低，換檔費力，故齒頂寬不易過大。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。 （ 2）錐面半錐角 α 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(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是 tana≥ f。一般取 α =6176。～ 8176。 α =6176。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 α =7176。時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。 本次設計中采用的錐角均為 7176。 。 （ 3）摩擦錐面平均半徑 R設計得越 大則摩擦力矩越大。 R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及 R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束， 43 故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將 R取大些。 （ 4） 錐面工作長度 b b=22fRMm? （ ） （ 5）同步環(huán)徑向厚度 同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制 ，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。 鍛造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的剛配合的摩擦副，即在 鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約 ～ ），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚 ～ 的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的 2～ 3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可 以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。 （ 6）鎖止角 β 鎖止角 β 選取的正確，可以保證只有在換檔得兩個部分之間角速度差達到零值能進行換檔。影響鎖止角 β 選取的因素，主要有摩擦因數(shù) f、摩擦錐面的平均半徑 R、鎖止面平均半徑和最面半錐角 α 。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在 26? 46? 變速器的操縱機構(gòu) 變速器操縱機構(gòu)的功用 變速器操縱機構(gòu)的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛兩個檔 位。 變速器應滿足以下要求： ，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。 1）互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸 時，其他變速桿叉軸互被鎖止，互鎖裝置的結(jié)構(gòu)主要有以下幾種：互鎖銷式、擺動鎖塊式、轉(zhuǎn)動鎖止式、三向鎖銷式。