【正文】 （425） 式中，T ——軸所受的扭矩，Nmm； G ——軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =； ——軸截面的極慣性矩，； 將已知數據代入上式可得： 對于一般傳動軸可??；故也符合剛度要求。2. 第二軸的校核計算1）軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （426） （427） （428） 式中 ——至計算齒輪的傳動比，； d ——計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為168mm； ——節(jié)點處的壓力角，為20176。； ——螺旋角，為25176。； ——發(fā)動機最大轉矩，為300000Nmm。代入上式可得： 。危險截面的受力圖為： 210100 圖48 危險截面受力分析水平面：（210+100）=100 =3146N；水平面內所受力矩： 垂直面： =15392N垂直面所受力矩：該軸所受扭矩為：故危險截面所受的合成彎矩為： 則在彎矩和轉矩聯合作用下的軸應力（MPa）: 將代入上式可得：，在低檔工作時[]=400，因此有： []；符合要求。2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內的撓度和在水平面內的撓度可分別按下式計算： （429） （430）式中, ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E——彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I——慣性矩（），d為軸的直徑（mm）； a、b——為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（mm）； L——支座之間的距離（）。將數值代入式（429）和（430）得： 故軸的全撓度為，符合剛度要求。3. 中間軸的校核計算1）軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： 式中 ——至計算齒輪的傳動比，； d ——計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，； ——節(jié)點處的壓力角，為20176。； ——螺旋角，為25176。； ——發(fā)動機最大轉矩，為300000Nmm。代入上式可得： 。危險截面的受力圖為： 230108 圖49 危險截面受力分析水平面：（230+108）=108 =；水平面內所受力矩： 垂直面： 垂直面所受力矩：該軸所受扭矩為：故危險截面所受的合成彎矩為： 則在彎矩和轉矩聯合作用下的軸應力（MPa） 將代入上式可得：，在低檔工作時[]=400，因此有： []；符合要求。2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內的撓度和在水平面內的撓度可分別按下式計算： 式中, ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E——彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I——慣性矩（），d為軸的直徑（）； a、b——為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L——支座之間的距離（）。將數值代上式得： 故軸的全撓度為，符合剛度要求。 變速器同步器的設計1. 同步器的結構在前面已經說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖所示：圖410 鎖環(huán)式同步器9變速器齒輪 2滾針軸承 8結合齒圈 7鎖環(huán)（同步環(huán)） 5彈簧 6定位銷 10花鍵轂 11結合套 如圖410，此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。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411b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結束。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，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖411d），完成同步換檔。圖411 鎖環(huán)同步器工作原理2．同步環(huán)主要參數的確定 (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：螺紋的齒頂寬對摩擦因數的影響很大，摩擦因數隨齒頂的磨損而降低，換擋費力，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。圖412a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖412b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。圖412 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生自鎖現象，避免自鎖的條件是tan。一般=6176?！?176。=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=7176。時就很少出現咬住現象。本次設計中采用的錐角均為取7176。(3)摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，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，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。設計時可根據下式計算確定 設計中考慮到降低成本取相同的b取7mm。（6）同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，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。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（～），使其摩擦因數在鋼與銅合金摩擦副范圍內，而耐磨性和強度有顯著提高?！?。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。本設計中同步器徑向寬度取12mm。（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到零值才能進行換檔。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26176。～46176。范圍內變化。本次設計鎖止角取。（7）同步時間t同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸，轉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，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，計算時可在下屬范圍內選?。骸?，～。 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。第一軸常嚙合齒輪的內腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓錐滾子軸承。 滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 5 驅動橋設計 在選擇驅動橋總成的結構型式時，應當從所設計汽車的類型及使用、生產條件出發(fā)，并和所設計汽車的其他部件，尤其是懸架的結構型式與特性相適應，以共同保證整個汽車預期使用性能的實現。驅動橋的總成的結構型式，按其總體布置來說有三種：普通的非斷開式驅動橋、帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅動橋應為非斷開式（或稱為整體式），即驅動橋是一根連接左右驅動車輪的剛性空心梁，而主減速器、差速器及車輪傳動裝置（由左、右半軸組成）都裝在它里面。當采用獨立懸架時，為保證運動協調，驅動橋應為斷開式。這種驅動橋無剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側驅動車輪則與車架或車身作彈性聯系，并可彼此獨立地分別相對于車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝