【正文】 這種表面鍍層不應(yīng)用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù) m≤5 時，為 ～。常用的鋼號 ， ，及CrMnorTi2,0MnVBrNio20,，在本設(shè)計中采用了 。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)。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。 =1750Mpa= =1750MPa jm?jm][?= =2800MPa，故符合要求、校核合理。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)。1w39。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。 ②輪齒的彎曲強度計算。 螺旋錐齒輪的強度計算：（1）主減速器螺旋錐齒輪的強度計算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。?在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。1f?=176。1a?=176。1f?=176。1?=176。9 節(jié)圓直徑 =dmz321d=203㎜210 節(jié)錐角 arctan?1?21=90176。.max)(?Pf38 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 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。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)。即 /n= （ ） （51） TTLej Ki????0max mN?=（ ） （52）LBrjiG??2 ?式中： maxeT——發(fā)動機最大扭矩 190 ；?——由發(fā)動機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荷，N ；但后橋來說2G37還應(yīng)考慮到汽車加速時負載增大量，可初?。?=%??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。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。 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，對變速器的其他機構(gòu)進行設(shè)計分析，這些結(jié)構(gòu)對變速器起著非常重要的作用。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。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。本次設(shè)計鎖止角 取 。～46176。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 。本設(shè)計中同步器徑向?qū)挾热?。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的 2～3 倍。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(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。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。（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(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)有足夠的強度。（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。原則上是在可能的條件下，盡可能將 R 取大些。?(3)摩擦錐面平均半徑 R R 設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大。時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。 =6176。一般 =6176。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。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。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。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。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。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。第四章 變速器同步器的設(shè)計32 同步器的結(jié)構(gòu)在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖所示圖 41 鎖環(huán)式同步器9變速器齒輪 2滾針軸承 8結(jié)合齒圈 7鎖環(huán)（同步環(huán)） 5彈簧 6定位銷 10花鍵轂 11結(jié)合套如圖（41） ，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。這些零件是變速器的基石，齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)，軸的設(shè)計是變速器傳遞動力的重要因素，軸承的定位及校核是設(shè)計的難點，這些計算的理論基礎(chǔ)是設(shè)計的關(guān)鍵。密封圈用皮革、塑料或耐油橡膠制成。脂潤滑因潤滑脂不易流失，?密封和維護，且一次充填潤滑脂可運轉(zhuǎn)較長時間。d 代表軸承內(nèi)徑，mm；n 代表軸承套圈的轉(zhuǎn)速，r/min，dn 值間接地反映了軸頸的圓周速度，當(dāng) 時，一般滾動軸承可采用潤滑脂潤5(1.~2)0/indr??滑，超過這一范圍宜采用潤滑油潤滑 [9]。?取 ， ，n=6000r/min ，代入（314）式得：,.tpf??， ，滿足使用要求。 6306根據(jù)軸承型號查手冊可知： ， 。取 =1， =， ， 代入（314）式得：tfpf60/minnr?103??；?平均車速 ；?行駛至大修前的總行駛里程 。 圖 35 軸承受力圖根據(jù)力矩平衡得出： ???? （311）52rr解（311 ）式得出： ； ? ；2r軸承內(nèi)部軸向力： ； ；?因為 ，所以軸承 1 為壓緊端： ???；? ；394因為 e=，故 ，所以 ；.,2XY?30，所以 ；??21,0XY?當(dāng)量動載荷： （3raPF?12）代入得： ；? 。齒輪內(nèi)孔與軸的配合采29用滾針軸承。通常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗算其壽命。 其中， ， ，n=6000r/min 代入（310）??142dm?得： ?查表可知：45 號鋼許用扭切應(yīng)力 ，故 符合強度要[]30~MPa?[]??求。軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： ??? （310）式中： ——軸的扭切應(yīng)力，MPa；?T——轉(zhuǎn)矩，N247MP?? 撓度 ， ，.[][]ssmf?? 轉(zhuǎn)角 ，故剛度足夠。[]MPa???? 撓度 ， ，[]ssf??28 轉(zhuǎn)角 ，故剛度足夠。238a?? 撓度 ， ，0.[][]ssmf?? 轉(zhuǎn)角 ，故剛度足夠。[]MPa???? 撓度 ， ，[]ssf?? 轉(zhuǎn)角 ，故剛度足夠。滿足[]~.5sfm?， ， ，故滿足剛度要求。計算得：一檔齒輪 a=，b=； , ；???? ；442dIm?由公式（39 ）得： ，.cf ，03s? ，.5rad?軸的全撓度為 。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。m； PTn? d=26mm，代入（37 ） （38 ）得： ，故滿足強度要求。m；27SBM? N[]?[]40Mpa??一檔受力圖如圖 33。mm；cM——在斷面處軸的水平彎矩，N作用在齒輪上的徑向力 和軸向力 使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度 ；而rFa cf圓周力 使軸在水平面內(nèi)t彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度 ，則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力sf為：()MPa? （38）32[]wMWd????? 22csjT?25（38）式中： ——計算轉(zhuǎn)矩，Nmm。mm。maxeT 、徑向力 及軸向力tFrF23 max2etTiFd? (36)atncoseri?? max2teaTid?式中：i——齒輪的傳動比；d——齒輪的節(jié)圓直徑，mm；——節(jié)圓處壓力角；?——螺旋角；?——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。應(yīng)當(dāng)對每個檔位下的軸的剛度和強度都進行驗算，因為檔位不同不僅齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點也有變化。 軸的校核變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩，要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)選普通螺紋 M186g（公稱直徑 18，螺距 的細牙右旋外螺紋，中徑和大徑的公差帶均為 6g，中等旋合長度） ，取 。??882,43d第九段：齒輪段，常嚙合主動輪通過花鍵與軸相連，選用矩形花鍵，則取 。71lm?第八段：過度軸段。根據(jù)軸徑，???進行軸向固定。??630679l第七段：軸承段。54,.dl?第六段：齒輪段，三檔從動輪和四檔從動輪與軸鑄成一體。根據(jù)第二段軸的結(jié)構(gòu)選用向心滾針和保持架組件 K ，取 ， 。根據(jù) ，選用矩形花鍵28dm?，則取 。選用向心滾針和保持架組件 K 。16lm?第二段：齒輪段。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)取 ，則查表選用圓錐滾子軸承1?30205， 。21圖 32 輸出軸圖 （1）最小直徑估算 3minPdC? （35）式中：C ——由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)，45 號鋼為 118~107，取C=108；P——傳遞的功率， ， 為發(fā)動機最大功率，60KW ； 為egP??e g?變速器傳動效率，取 96%；——軸的轉(zhuǎn)速，5600r/min。62145NdDB???11l第十二段：與輸出軸常嚙合齒輪相連，根據(jù)軸承標(biāo)準(zhǔn)取