【正文】 止。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（圖 42b） ，使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換檔的第一階段結(jié)束。換檔力將鎖環(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，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成換檔過程的第二階段工作。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?fàn)顟B(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通33過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖 52d） ，完成同步換檔。圖 42 鎖環(huán)同步器工作原理 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)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(qiáng)，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)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(shè)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。圖43a 中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖 53b 則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為 6～12 個，槽寬 3～4mm。34圖 43 同步器螺紋槽形式(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(chǎn)生?自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan 。一般 =6176?！?176。 =6176。時，?f摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時，則有粘著和咬住的傾向；在 =7176。時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計中采用的錐角均為取7176。?(3)摩擦錐面平均半徑 R R 設(shè)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(guān)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，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將 R 取大些。本次設(shè)計中采用的 R 為 50～60mm。（4)錐面工作長度 b縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定 （41）2mMbpfR??設(shè)計中考慮到降低成本取相同的 b 取 5mm。（6）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(jī)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)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(qiáng)度。轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，35可提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，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(qiáng)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(qiáng)度。本設(shè)計中同步器徑向?qū)挾热?。（6）鎖止角 ?鎖止角 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(dá)到零值才能進(jìn)行換檔。影響鎖止角 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 。已有結(jié)構(gòu)的鎖止?角在26176?！?6176。范圍內(nèi)變化。本次設(shè)計鎖止角 取 。?30（7）同步時間t同步器工作時，要連接的兩個部分達(dá)到同步的時間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)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(guān)，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(guān)，計算時可在下屬范圍內(nèi)選取：～，低檔取～；～，～。 本章小結(jié)本章主要是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)及參數(shù)特點，對變速器的其他機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計分析，這些結(jié)構(gòu)對變速器起著非常重要的作用。其中包括：同步器的設(shè)計及計算，變速器采用同步器換36檔，保證了選檔、換檔的靈活、可靠；采用直接操縱方式換檔，保證了換檔的簡單、輕便。通過與上一章齒輪、軸、軸承等零部件設(shè)計的結(jié)合，完成變速器總體結(jié)構(gòu)的設(shè)計方案。第 5 章 主減速器和差速器設(shè)計 主減速齒輪計算載荷的確定通常是將發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（ ）的較小者，?jeT,作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。即 /n= （ ） （51） TTLej Ki????0max mN?=（ ） （52）LBrjiG??2 ?式中： maxeT——發(fā)動機(jī)最大扭矩 190 ；?——由發(fā)動機(jī)到所計算的為加速器從動齟輪之間的傳動系最低檔Li傳動比；= == ——上述傳動部分的效率，取 =；T?T? ——超載系數(shù)，取 =；0K0K ——滾動半徑，取 =（265 毫米 X 65%）+（17 X 毫米/2）r r=； n——驅(qū)動橋數(shù)目 2； ——汽車滿載時驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷，N ；但后橋來說2G37還應(yīng)考慮到汽車加速時負(fù)載增大量，可初取： =%??滿——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳LBi,?動效率和減速比，分別取 和 1。由式(),()求得的計算載荷，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車倆穩(wěn)定，其正常持轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉(zhuǎn)矩為 = =（ ） （5jmT)()(PHRLBrTaffniG????mN?3）式中： ——汽車滿載總重 1960=19208N；a ——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取 =0；TG TG ——道路滾動阻力系數(shù)，越野車通常取 ~，可初選Rf=； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。貨車通常取Hf~，可初選取 =；Hf ——汽車性能系數(shù)Pf （54） ])([maxeTGf ???當(dāng) =16 時，取 =。.max)(?Pf38 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強(qiáng)度計算 表 51 主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表序號項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果1 主動齒輪齒數(shù) 1z72 今動齒輪齒數(shù) 2 453 模數(shù) 4 齒面寬 b2b=355 工作齒高 Hhg1?7?gh6 全齒高 2 =87 法向壓力角 ?=20176。?8 軸交角 ??=90176。9 節(jié)圓直徑 =dmz321d=203㎜210 節(jié)錐角 arctan?1?21=90176。2 =176。1?=176。211 節(jié)錐距 A = 1sin?d=02iA =10302 周節(jié) t= mt=3 齒頂高 21agah??==39序號項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果mkha?214 齒根高 =f?==15 徑向間隙 c= g c=116 齒根角 0arctnAhff??=176。1f?=176。217 面錐角；21f??2fa =176。1a?=176。218 根錐角=1f?1f??=2f2f =176。1f?=176。219 齒頂圓直徑11cos?aahd??=22==20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離11sin?akA??2h==21 理論弧齒厚1stmSk2 ==22 齒側(cè)間隙 B=～ 23 螺旋角 ?=35176。?在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強(qiáng)度進(jìn)行計算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計算：（1）主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計算40①單位齒長上的圓周力 （56）FPp?式中： ——單位齒長上的圓周力，N/mm。p P——作用在齒輪上的圓周力， N，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 和最大maxeT附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計算；按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時：=893N/mm （57） FdiTpge??2103max——為一檔傳動比，取 = gi按最大附著力矩計算時：= （58）FdrGp??2103?/Nm 雖然附著力矩產(chǎn)生的 p 很大，但由于發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制 p 最大只有 893N/mm,可知，校核成功。 ②輪齒的彎曲強(qiáng)度計算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)力 為)/(2mNw? （59）JzFKTvmSj????2031式中： ——超載系數(shù) ；0 ——尺寸系數(shù) = =；s s ——載荷分配系數(shù)，取 =1；mKmK ——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好、節(jié)及v41徑向跳動精度高時，取 1；J——計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見圖 。作用下： 從動齒輪上的應(yīng)力 =700MPa；jeT2w?作用下： 從動齒輪上的應(yīng)力 =；jm 39。當(dāng)計算主動齒輪時， /Z 與從動相當(dāng)，而 ，故jT12J? ， 1w?239。1w39。2?綜上所述，故所計算的齒輪滿足彎曲強(qiáng)度的要求。汽車主減速器齒輪的損壞形式主要時疲勞損壞，而疲勞壽命主要與日常行駛轉(zhuǎn)矩即平均計算轉(zhuǎn)矩 有關(guān)， 只能用來檢驗最大應(yīng)力，不jmTjmjeT或能作為疲勞壽命的計算依據(jù)。（2）輪齒的接觸強(qiáng)度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應(yīng)力（MPa）為： （5j?JFKTdCvfmsjpj ????301102?10）式中： ——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 ；pC N/21=1， =1， =1， =1；0Ksmv相嚙合齒輪的齒數(shù)42 圖 51 彎曲計算用綜合系數(shù) J[1] ——表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取 1；fK J—— 計算應(yīng)力的綜合系數(shù)，見圖 所示。 =1750Mpa= =1750MPa jm?jm][?= =2800MPa，故符合要求、校核合理。je je大齒輪齒數(shù)求綜合系數(shù)J的齒輪齒數(shù)小齒輪齒數(shù)43圖 52 接觸強(qiáng)度計算綜合系數(shù) J 主減速器齒輪的材料及熱處理汽車驅(qū)動橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、工作時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落） 、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：（1）具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度；（2）輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；（3）鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產(chǎn)品質(zhì)量、減少制造成本并降低廢品率；（4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應(yīng)我國的情況。例如:為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結(jié)構(gòu)鋼系統(tǒng)。汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號 ， ，及CrMnorTi2,0MnVBrNio20,，在本設(shè)計中采用了 。TiBMn20 T0用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，齒輪表面硬度可高達(dá) HRC58～64 ，而芯部硬度較低，當(dāng) m≤8 時為 HRC32～45。對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù) m≤5 時，為 ～。由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副草熱處理及精加工后均予以厚度為 ～～ 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應(yīng)用于補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。對齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命