【正文】 公式：A1x=［C1xk Ftcxh］／g A2x=［FrcxhC2xk－Facx Rc］／gB1x=［C 1x (g＋k)－Ftcx(g＋h)］／g B2x=［Frcx(g＋h) C2x (g＋k)－FacxRc］／g 軸向載荷：B3x = Facx 計算掛入X檔（非直接檔）時各軸所受扭矩 發(fā)動機輸入的扭矩為Tx=Te*fMx，一軸所受扭矩為Tx，二軸所受扭矩為T2x=Tx*ix (ix為該檔位傳動比)。 計算各齒輪所受切向力、軸向力、徑向力常嚙合齒輪：切向力Ftcx=Ftcx=Ｔx／Rc；軸向力Facx=Facx=Ftcx／tgβc；徑向力Frcx=Frcx=Ftcxtgα／tgβc，（βc為齒輪螺旋角 ，α為齒輪法面嚙合角）。x 檔齒輪：切向力Ftx=Ftx=Ｔx／Rx；軸向力Fax=Fax=Ftx／tgβx； 徑向力 Frx=Frx=Ftx tgαnx／tgβx，（βx為x 檔齒輪螺旋角 ；αnx為x 檔齒輪法面嚙合角）。直接檔時各齒輪所受軸向力、徑向力、切向力均為零。 計算各軸承的載荷 代入式(1)～(3)，可求得各軸承在１～3檔時的載荷。（二） 計算各軸承的總當(dāng)量動載荷 計算各軸承在各檔位時的徑向載荷Pr及軸向載荷Pa 例如：一軸后軸承B在x檔時的徑向載荷 ： 軸向載荷： 計算軸承在各檔位時的當(dāng)量動載荷 根據(jù)所選軸承型號，查表得到徑向系數(shù)X、軸向系數(shù)Y。 計算公式： 計算軸承的總當(dāng)量動載荷 直接檔時各軸承的動載荷均為零，因此只計算１～3 檔的當(dāng)量動載荷，并以１～3檔所需轉(zhuǎn)數(shù)作為預(yù)期壽命進行校核。 計算二軸后軸承的總當(dāng)量動載荷 二軸后軸承Ｄ在１～3 檔的當(dāng)量動載荷分別為PDPDPD3，各檔轉(zhuǎn)數(shù)的分配比例為fufufufu4。根據(jù)損傷積累假說，軸承Ｄ的總當(dāng)量動載荷為： 　 （）ε——軸承壽命指數(shù)　球軸承ε≈3 計算一軸的后軸承的總當(dāng)量動載荷一軸的后軸承B的總當(dāng)量動載荷為： （）（三） 校核軸承壽命第一軸前軸承在傳遞扭矩時，內(nèi)外圈無相對運動，所承受的是靜載荷，該軸承的選擇與傳動中其它部件的設(shè)計有關(guān)，本文不對其進行校核。其余軸承的校核步驟如下： 計算各軸承1~3檔時壽命 計算公式： L=(C/Pm)ε （）其中 C ——軸承的額定動載荷。 計算各軸承在1~3檔時所需壽命 汽車軸承一般以汽車大修里程Ls (km)作為其預(yù)期壽命。在此里程中第二軸總轉(zhuǎn)數(shù)：ND總= LSio/(2πRr) (Ls=105km) （）i0為主減速, Rr為車輪滾動半徑。 第二軸后軸承在1~3檔所需壽命為： （）第一軸后軸承在1~3檔所需壽命為： （）扭矩系數(shù)：　fM1　　　　　 fM2　　　　　fM3　　　　　　fM4　　　　　　　　　　　　50％　　　　60％　　　　70％　　　　　80％路程系數(shù)：　　　　　　　fu2　　　　　fu3　　　　　　fu4　　　　　　　　　　　　　1％　　　　 3％　　　　13％　　　　 80％根據(jù)上述公式計算結(jié)果如下：1）、軸承在各檔位時的當(dāng)量動載荷：二軸后軸承　　　　?、瘛　　　　、颉　　　　、蟆　　　　、簦骸? 3788　　　　 2766　　　　2249　　　　 0中間軸前軸承　　　　?、瘛　　　　、颉　　　　、蟆　　　　、簦? 844　　　　885　　　 1261　　　 0中間軸后軸承　　　　?、瘛　　　　、颉　　　　、蟆　　　　、簦? 811　　　　741　　　　905　　　　 0一軸后軸承　　　　?、瘛　　　　、颉　　　　、蟆　　　　、簦骸　?2881　　　　2515　　　　2029　　　　 02）、各軸承總當(dāng)量載荷二軸后軸承中間軸前軸承中間軸后軸承一軸后軸承140076857615513）、各軸承壽命（106轉(zhuǎn)）二軸后軸承中間軸前軸承中間軸后軸承一軸后軸承4737378468971815134）、各軸承所需壽命（106轉(zhuǎn)）二軸后軸承中間軸軸承一軸后軸承12968225因為：各軸承壽命各軸承所需壽命所以：選用的軸承合格。第四節(jié) 同步器的設(shè)計同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛使用的是慣性同步器。一. 慣性式同步器慣性式同步器能做到換檔時兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前，不允許換檔，因而能完善的完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖環(huán)式、鎖銷式、滑塊式、多片式和多錐式幾種。雖然它們的結(jié)構(gòu)不同，但都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。鎖銷式同步器的優(yōu)點是零件數(shù)量少，摩擦錐面平均半徑的較大，使轉(zhuǎn)矩容量增大。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中?；瑝K式同步器本質(zhì)上是鎖環(huán)式同步器，它工作可靠、零件耐用；但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面再同步錐環(huán)的結(jié)合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于轎車和輕型貨車變速器中。多錐式同步器多用于重型貨車的主、副變速器及分動器中。綜合以上考慮，本次設(shè)計選擇鎖環(huán)式同步器。二. 同步器工作原理同步器的換檔過程由三個階段組成。第一階段：同步器離開中間位置，作軸向移動并靠在摩擦面上；第二階段：來自手柄傳至換檔撥叉并作用在滑動齒套上的力，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上；第三階段：角速度差為零，摩擦力矩消失，而軸向力仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止?fàn)顟B(tài)，此時滑動齒套和鎖止銷上的斜面相對移動，從而使滑動套占據(jù)了換檔位置。三. 主要參數(shù)的確定（一） 摩擦因數(shù)f摩擦因數(shù)f對換檔齒輪和軸的角速度能達到相同有重要作用，摩擦因數(shù)大，換檔省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用，為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因素，但又因為螺紋垂直的泄油槽會削弱同步環(huán)，所以本次設(shè)計不予考慮。（二） 同步器主要尺寸的確定如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計的窄些，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。 摩擦錐面半角α越小，摸擦力矩越大，但α過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象。避免自鎖的條件是tanα≥f。一般取α=6o～8o, α=6o時，摩擦力矩較大，但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α=7o時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。因此取α=7oR設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大，R往往受結(jié)構(gòu)的限制，包括變速器中心矩及相關(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?？s短錐面工作長度b，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)下面公式計算確定b: b=Mm/2πpfR2 （） 式中：p——摩擦面的許用壓力（MPa）,對黃銅與鋼摩擦副，p≈～；Mm——摩擦力矩（N㎜）；f——為摩擦因數(shù)；R——摩擦面平均半徑（㎜）。同步環(huán)的徑向厚度要受結(jié)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心矩及相關(guān)零件，特別是錐面平均半徑R和布置上的限制，不宜取厚，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。（三） 鎖止角β鎖止角β選取得正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間的角速度差達到零值才能進行換檔影響鎖止角β選取的主要因素有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半角α。利用滿足鎖止條件的方程： （） 所得結(jié)構(gòu)鎖止角在26 o～42o范圍內(nèi)變化。（四） 同步時間t同步器工作時，要連接的兩部分達到同步的時間越短越好除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸、轉(zhuǎn)動慣量對同步器時間有影響以外。變速器輸入軸、輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間少。軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)為此，同步時間與車型有關(guān)。對貨車，～，～。四. 花鍵的校核矩形花鍵定心精度高，定心的穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理引起的變形，容易加工，應(yīng)用廣泛。而漸開線花鍵工藝性較好，制造精度較高，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，但定位性沒矩形花鍵穩(wěn)定。綜合考慮，由于花鍵傳遞載荷較小，本次設(shè)計故選用輕型列矩形花鍵。平鍵聯(lián)接傳遞扭矩時，對于采用常見的材料組合和按標(biāo)準(zhǔn)選取尺寸的普通平鍵聯(lián)接（靜聯(lián)接），其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴(yán)重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷。因此，通常只按工作面上的擠壓應(yīng)力進行強度校核計算。假定載荷在平鍵上的工作面均勻分布，普通平鍵聯(lián)接的強度條件為δp=2T103 /（ψzhldm ） （）T=Teiη （） 式中：T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，； Te——發(fā)動機最大扭矩。 η——變速器傳動效率，；i——變速器傳動比ψ——載荷分配不均勻系數(shù)，與齒數(shù)多少有關(guān)，取ψ=—，齒數(shù)多時取偏小值；z——花鍵的齒數(shù)；l——鍵的工作長度，單位為mm；h——花鍵齒側(cè)面的工作高度，矩形花鍵，h=(Dd)/22C,此處D為外花鍵的大徑，d為內(nèi)花鍵的小徑，C為倒角尺寸，單位mm；dm——花鍵的平均直徑，dm=（D+d）/2；[δp ] ——鍵、軸、轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa 。一、III和IV檔處花鍵取ψ=。z=6。l=26。D=32。d=28。C=。i3=。代入上式，得Qp =27MP[δp ]=140MP滿足強度要求。二、I和II檔處花鍵取ψ=。z=6。l=24。D=40。d=36。C=。i1=。 Qp = [δp ]=140 MP滿足強度要求。 第四章 變速器總成的拆裝順序一、變速器的裝配順序 （一）領(lǐng)料(包括自制件、外購件和標(biāo)準(zhǔn)件)； （二）零件清洗； （三）部件總成裝配； 1）、將殼體內(nèi)腔朝上放好，將中間軸總成從殼體上裝入殼體內(nèi)； 2）、一手持安裝有限位卡片的倒檔軸對準(zhǔn)相應(yīng)孔從殼體外插入殼體，同時另一手將倒檔齒輪從殼體內(nèi)套在軸上，并將軸固定在殼體相應(yīng)孔中； 3）、將第二軸總成從一軸總成一軸軸泵孔內(nèi)插入殼體，同時另一只手將一、二、三擋齒輪在殼體內(nèi)套在第二軸上(或?qū)⒄麄€第二軸總成裝配后從殼體上方裝入)； 4）、將第一軸總成裝入殼體內(nèi)，并通過滾針軸承與第二軸相連； 5）、用壓力機將中間軸兩端軸承及第一、第二軸后端軸承壓入軸承孔中，并安好止動卡環(huán)； 6）、確定殼體前端蓋調(diào)整墊片厚度，并將其同變速器前端蓋(裝有油封)一起，用螺栓固定在變速器殼體上，注意在安裝前在殼體結(jié)合面上涂上密封膠；7）、整片厚度，并將其同變速器后端蓋(包括油封)一起，用螺栓固定在變速器殼體上，注意在安裝前在殼體上結(jié)合面涂上密封膠，然后將手制動背板總成用螺栓固定在后蓋上，然后將輸出軸凸緣套在二軸上，且用鎖緊螺母鎖緊； 8）、將里程表從動齒輪安在后蓋上； 9）、將選檔搖臂總成，換檔搖臂總成，叉壓軸及拔叉按順序安裝入變速器上蓋內(nèi)，然后安裝自鎖和互鎖零件，最后將整個上蓋通過定位鎖在殼體上定位，并用螺栓固好，堅固之前，應(yīng)在殼體結(jié)合面上涂上密封膠； 10）、在取力窗口結(jié)合面上放上墊片，再用墊片蓋板、螺栓封死； 11）、安裝上其它零部件，如：防油塞、通氣塞、離合器分離軸承等； 12）、變速器檢驗、氣離性檢驗、清潔度檢驗；13）、變速器總成殼體外表面涂漆，加工面上外露部分涂防銹漆； 14）、釘銘牌； 15）、掛出廠合格證，出廠。 二、變速器的拆卸 1）、把變速器掛入空檔位置，擰去放油塞，將油放干凈； 2）、拆下變速器前蓋； 3）、拆下變速器上蓋及取力窗蓋板； 4）、擰去變速器后端的鎖止螺母，拆下輸出軸突緣及手制動鼓； 5）、拆下變速器后蓋； 6）、拆下第一軸總成； 7）、拆下第二軸總成； 8）、拆下倒檔軸總成； 9）、將接合套打下，把第二軸連同它上面的零件依次拆下，首先應(yīng)拆下后端軸承； 10）、拆下中間軸總成； 11）、拆卸其它部件。 三、變速器總成裝配應(yīng)注意的問題 1）、注意裝配順序，不可顛倒，否則裝配困難，或不符合裝配要求； 2）、各檔齒輪、軸承在裝配時應(yīng)抹油，以防卡死； 3）、裝配過程中檢驗步驟要及時準(zhǔn)確，以保證精確要求，防止返工。致 謝這次設(shè)計得以順利完成，首先得感謝老師和同學(xué)的大力支持和幫助，尤其是老師的耐心教道，更讓我收獲頗豐，在此對她表示衷心的感謝。在做畢業(yè)設(shè)計的過程中，老師教給我的許多解決設(shè)計問題的思維方法，以及指出了我們畢業(yè)設(shè)計中的一些不足，我一一糾正得以提高，這必將對我以后走上工作崗位有很大的幫助，本人將銘記于心。在本次設(shè)計中，我盡心盡力