【正文】 面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為 (429)式中：（）；——軸的直徑（mm），花鍵處取內徑；——抗彎截面系數（mm3）。將數據代入（429）式，得：MPaMPa在低檔工作時，400MPa，符合要求。圖46 輸入軸的彎矩圖對輸出軸校核：計算輸出軸的支反力：齒輪受力如下：NNN已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm，c=50mm主動錐齒輪的受力分析： （430）式中： ——發(fā)動機輸出的最大轉矩； ——錐齒輪齒寬中點處的直徑； ——一檔傳動比。NNN垂直面內支反力對A點取矩，由力矩平衡可得到C點的支反力，即： （431）將有關數據代入（431）式，解得：=同理，對C點取矩，由力矩平衡公式：，可解得：N水平面內的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （432） （433）將相應數據代入（432）、（433）兩式，得到：N，N計算垂直面內的彎矩A點的彎矩為：NmmB點的彎矩為：NmmNmmNmmD點彎矩為：Nmm計算水平面內彎矩：A點的彎矩為：NmmB點的彎矩為：NmmNmm計算合成彎矩 Nmm Nmm Nmm軸上各點彎矩如圖47所示：圖47 輸出軸彎矩圖把以上數據代入（429），得：MPaMPaMPa在低檔工作時，400MPa，符合要求。 軸承選擇與壽命計算軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。式中，h 輸入軸軸承的選擇與壽命計算初選軸承型號根據機械設計手冊選擇30305型號軸承KN，KN。變速器一檔工作時N，N軸承的徑向載荷：=；N軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=2NNN所以NN計算軸承當量動載荷查機械設計手冊得到，查機械設計手冊得到；，查機械設計手冊得到當量動載荷：NN為支反力。h表43變速器各檔的相對工作時間或使用率車型檔位數最高檔傳動比/%變速器檔位ⅠⅡⅢⅣⅤ轎車普通級以下31130694132041182368中級以上311227741287413205124755121525查表43，所以：h所以軸承壽命滿足要求。變速器四檔工作時NNN軸承的徑向載荷：=；N軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=2NNN所以NN計算軸承當量動載荷查機械設計手冊得到，查機械設計手冊得到；，查機械設計手冊得到當量動載荷：——支反力。NNh查表44可得到該檔的使用率，于是h所以軸承壽命滿足要求。 輸出軸軸承的選擇與壽命計算 初選軸承型號根據機械設計手冊選擇軸承型號為：右軸承采用30305型號KN，KN左軸承采用30210型號KN，KN變速器一檔工作時：一檔齒輪上力為：N，N錐齒輪上的力：NN軸承的徑向載荷：=；N軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=2NNN所以NN計算軸承當量動載荷查機械設計手冊得到，查機械設計手冊得到：；，查機械設計手冊得到：當量動載荷：NNh查表43可得到該檔的使用率，于是h所以軸承壽命滿足要求。 本章小結本章主要對變速器的主要參數進行了選擇，基本上完成了變速器主要尺寸的計算；同時對變速器各檔齒輪進行彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度校核、對輸入軸、輸出軸的基本尺寸進行了設計；完成了軸的剛度和強度校核，以及完成了各軸軸承校核。第5章 變速器同步器及結構元件設計 同步器設計 同步器的功用及分類目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面產生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時間內達到同步狀態(tài)。同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，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，現已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。考慮到本設計為轎車變速器，故選用鎖環(huán)式同步器。 慣性式同步器慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現對同步器的基本要求。鎖環(huán)式同步器（1）鎖環(huán)式同步器結構如圖51所示，鎖環(huán)式同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。在不換檔的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上。滑塊兩端伸入鎖環(huán)缺口內，而缺口的餓尺寸要比滑塊寬一個接合齒。（2）鎖環(huán)式同步器工作原理換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)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，并由滑塊予以確定。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖52a），使嚙合套的移動受阻，同步器處于鎖止狀態(tài)。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)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束。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)，嚙合套上的接合齒在換檔力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖52b），完成同步換檔。4鎖環(huán)（同步環(huán)） 2滑塊 3彈簧圈 8齒輪 6嚙合套座 7嚙合套圖51 鎖環(huán)式同步器(a) 同步器鎖止位置 (b) 同步器換檔位置1鎖環(huán) 2嚙合套 3嚙合套上的接合套 4滑塊圖52 鎖環(huán)式同步器的工作原理鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結構布置上的限制，轉矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質量不大的貨車變速器中。 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定接近尺寸同步器換檔第一階段中間，在摩擦錐環(huán)側面壓在摩擦錐盤側邊的同時，且嚙合套相對鎖銷作軸向移動前，滑動齒套接合齒與錐環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離，稱為接近尺寸。尺寸應大于零，取=～。分度尺寸鎖銷中部倒角與銷孔的倒角互相抵觸時，滑動齒套接合齒與摩擦錐環(huán)接合齒中心線間的距離，稱為分度尺寸。尺寸應等于1/4接合齒齒距。尺寸和是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應予以控制。鎖銷端隙 鎖銷端隙系指鎖銷端面與摩擦錐環(huán)端面之間的間隙，同時，滑動齒套端面與摩擦錐環(huán)端面之間的間隙為，要求＞。若＜，則換檔時，在摩擦錐面尚未接觸時，滑動齒套接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸＜0，此刻因摩擦錐環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使同步器失去鎖止作用。為保證＞0，應使＞，通常取=。摩擦錐環(huán)端面與齒輪接合齒端面應留有間隙，并可稱之為后備行程。預留后備行程的原因是摩擦錐環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，在換檔時，摩擦錐環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦錐環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現摩擦錐環(huán)等零件與齒輪同步后換檔，故屬于因設計不當而影響同步器壽命。一般應取=～。在空檔位置，～。 主要參數的確定摩擦因數汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應當選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數減小，這就為設計工作帶來困難。摩擦因數除與選用的材料有關外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因數有關。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副。摩擦因數對換檔齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數大，則換檔省力或縮短同步時間；摩擦因數小則反之，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數。同步環(huán)主要尺寸的確定（1）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。一般取=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。市就很少出現咬住現象。本設計取=7176。（2）摩擦錐面平均半徑設計得越大，則摩擦力矩越大。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，以及取大以后還會影響同步器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，盡可能將取大些。（3）錐面工作長度縮短錐面長度，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。（4）同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結構布置上的限制，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，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。乘用車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強度和疲勞壽命。鍛造時選用錳黃銅等材料，鑄造時選用鋁黃銅等材料。有的變速器用高強度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，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的摩擦副范圍內，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。鎖止角 鎖止角選取得正確，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、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26176?！?2176。 變速器殼體變速器殼體的尺寸要盡可能小，同時質量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜。變速器橫向斷面尺寸應保證能布置下齒輪，而且設計時還應當注意到殼體側面的內壁與轉動齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導致產生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂到變速器底部之間要留有不小于15mm的間隙。為了加強變速器殼體的剛度，在殼體上應設計有加強肋。加強肋的方向與軸支承處的作用力方向有關。變速器殼壁不應該有不利于吸收齒輪振動和噪聲的大平面。采用壓鑄鋁合金殼體時，可以設計一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪聲。為了注油和放油，在變速器殼體上設計有注油孔和放油孔。注油孔位置應設計在潤滑油所在平面處，同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應設計在殼體的最低處。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞，可以吸住存留于潤滑油內的金屬顆粒。為了使從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤滑油再流回變速器殼體內，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設回油孔。為了保持變速器內部為大氣壓力，在變速器頂部裝有通氣塞。為了減小質量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，～4mm 。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5～6mm。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，但會使質量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。 本章小結本章主要介紹了同步器結構、分類和功用，并對其主要參數進行了選擇，最后簡單介紹了變速器殼體應該滿足的要求。并對一些變速器附件進行了選擇設計，使變速器的結構更加合理。結　　論變速器是汽車上的一個重要組成部分，它的技術參數直接影響整車的性能，其參數必須經過嚴格計算，有些部件還要進行試驗，以檢驗它的可靠性。以任務書給的主要技術指標，發(fā)動機功率轉速及車輛行駛環(huán)境為依據，通過計算已有的數據得出變速器的各項參數。從而設計一臺符合要求的汽車變速器。