【正文】 本次設計依據(jù)長城哈弗 H3 為原型，與之匹配的發(fā)動機型號為 4G63S4M。為此應該注意以下三點：㈠ 據(jù)換檔次序來安排位置 ； ㈡ 常用的檔一般放在中間，其它檔放在兩邊位置； ㈢ 為了防止誤掛倒檔，通常把倒檔放置在最邊上。倒檔鎖使駕駛員掛倒檔時產生強烈反饋，防止誤掛倒檔。，避免受到一點的作用力或者晃動而脫檔，確保嚙合齒輪以全齒長嚙合，駕駛員也會得到相應的換擋反饋。，另外的變速桿叉軸不能移動，該裝置一般有如下幾種：互鎖銷式、擺動鎖塊式、轉動鎖止式、三向鎖銷式。56圖 45 同步器57 變速器操縱機構作用是確保換擋時同步器和齒輪能夠按照要求的距離移動，從而達到需要檔位，堅決避免同時掛兩個檔。r為50，R為，F(xiàn)=60N，r=500， ， ，計算公式得t=，符合低檔同步時306??w間。一擋（）換入二檔（）， 已知α為7176。根據(jù)車型相應檔位的同步時間要求。 同步器校核對乘用車和客車 F t=60N， （42）???gssiFF式中 η 位換擋的傳動效率。軸向力越大大，同步時間越少。??30(7)同步時間 t 同步器工作時，同步的時間小才是最好的?！?6176。鎖止角 受?到諸多要素影響，如摩擦因數(shù) 、摩擦錐面、鎖止面的半徑以及錐面半錐角等。 此次同步器徑向寬度取 。54(5)同步環(huán)徑向厚度徑向方向的厚度同樣受到其他零件和布局的約束，不應過大，但前提是要求同步環(huán)具有足夠的強度。本次取 R 為 50～60mm。(3)摩擦錐面平均半徑 R R 受到其他零件的尺寸，以及整體結構布局的極大限制，R 不能取大，否則限制同步環(huán)厚度。時極少產生。 =6176。通常??f=6176。一般泄油槽數(shù)為 6～12，寬度為 3～4mm。53圖 43 同步器裝配尺寸確定 同步鎖環(huán)主要尺寸確定(1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 螺紋槽螺線的頂部寬窄，影響它的油膜潤滑效果和磨損情況。通常取 δ1=，δ2=～2 mm。滑塊端隙δ1不能太大，如果δ1δ2，就會使得換檔時摩擦錐面還沒有與嚙合套接觸，就與同步環(huán)齒端鎖止面相貼合，接近尺寸 Z0，此時同步環(huán)卻是浮動的，就不會產生摩擦力矩，嚙合套迅速通過同步環(huán)，同步器就沒有鎖止作用。確定h后，因為H=E: 2???Ehc圖 42 滑塊與缺口的轉動間隙 同步器設計中Ru= Rf=；本文計算得：c=； 當取h=9mm，此時可得E=。: ???f uu fRaRcac式中：Rf接合齒分度圓半徑。 ?ta圖 41 分度尺寸 a 與接近尺寸 b1．嚙合套齒 本設計中同步器：a=；b=。通常接近尺寸 b=～ m。a 就是滑塊的側邊與鎖環(huán)缺口側面接觸時，二者中心線間的距離。綜合衡量，本次設計選擇鎖環(huán)式同步器。外錐式同步器更大的摩擦力，同步過程可以極快的被完成?；瑝K式同步器運轉可靠，機構結實，布置會受到很大的限制，承載能力小，鎖止面容易磨損，所以通常用于輕型車。初選軸承型號通過機械設計手冊：右邊的軸承選用型號 30205 KN， KN37??r左邊的軸承選用型號 30206 KN， KN74orC63?r變速器一檔工作時：一檔齒輪上力為：N， ??aF軸承的徑向載荷： =； ?BF內部軸向力： 查得：Y=所以 ?aF ??as計算軸承當量動載荷 p查機械設計手冊得到 .e???49，查機械設計手冊得到： ；eFAa?? 01?yx，查機械設計手冊得到：eBa?7..8392 4yx當量動載荷： )(??parfyFxP)(????)(36)(11026???PCnLh根據(jù)表 37，于是 h 所以軸承壽命滿足要求。37?變速器一檔工作時N， ??aF軸承的徑向載荷： =； ?BF軸承內部軸向力： 查得：Y=???YsAN872FB. 21 ????ssa所以47?aF ???as計算軸承當量動載荷 p查機械設計手冊得到 ，通過機械設計手冊得到 ；FAa?? 40?yx，通過機械設計手冊得到eBa7..82 .yx當量動載荷： )(arpyFxfP??).( ?????p為支反力。軸承壽命的要求按下式計算。?????Pa一檔二軸垂直方向彎矩計算：圖 38 一檔二軸垂直方向受力圖、剪力圖、彎矩圖N, N, N ,???CA)20)(()(102422 ????xxxMrC一檔二軸水平方向彎矩計算：圖 39 一檔二軸水平方向受力圖、剪力圖、彎矩圖N, N, N,???SA)210)(5()(24221 ????xxxMtS4622NSCTM??232323 )1407()()( ????N一檔中間軸垂直方向彎矩計算44圖 36 一檔中間軸垂直方向受力、剪力圖、彎矩圖N, N, ???rFmm, mm, mm0AB15CD一檔中間軸垂直方向彎矩如圖：AB 段 )3( ??xxMCXBC 段 1402222 ??FErCD 段 )230)(()(333 ?xxxrrCX一檔中間軸水平方向彎矩計算：圖 37 一檔中間軸水平方向受力圖、剪力圖、彎矩圖N, N, N, N,????tFmm mm, mm,ABC95DCD 段 )0(11?xMsXBC 段 )21095(7232 ????xFtsAB 段 )230(86)(33 ???xxttsX 22nSCTM??45N其應力為：cs cMs （） 32dWM???式中： （N?m） ； 2nSCT??——軸的直徑（ mm）d 花鍵處取內徑；——抗彎截面系數(shù)（mm3） ；.W在低檔工作時， 400MPa。（1）各軸的支反力一檔：第二軸垂直平面內支反力如圖 35：圖 35 第二軸垂直平面內支反力由 得：0??AM02)(444????dFbaBFacrmm, mm, mm,951575237??mzd42 ????????badFBrc 4??rcFBA?crcF第二軸水平面內的支反力如圖 ：由 得：0?AM0)(44???baBFst???baBts由 得：?0Z 04??tSFBA??StSFA第一軸垂直方向支反力如圖 35： ???????CrC第一軸水平方向支反力如圖 35： sttsAF14 ???????sttsAF中間軸垂直方向支反力由 得：0?FM02)()( 3232323 ??????dFbcaEbcaaCrr 32323cFaarrC?mm, mm, mm,953b7d40?43 ????????CE由 得：?0Z 32rCFE?? ?????CrCF中間軸水平方向支反力由 得：0?FM0)()(32323 ????cbFcaEbtSt)(32 ?????caEttS由 得：??0Y 032??SttSEF ????tStSEF（2）各軸的彎曲變形計算齒輪受到徑向力和軸向力，受到這些力會產生彎曲變形，受到圓周力影響水平面內產生彎曲變形。（4）變速器在五檔工作時二軸和中間軸的剛度中間軸軸上受力分析：?tFN439r0cos10723 ????dTFt ???r ???aF第二軸軸上受力分析：0cos702cos244 ??????zmTdFngt ??rnr FF?N58093?at?二軸剛度校核各已知參數(shù)代入公式（）得到： LdEbaFIfrrc 422436???41N, mm, mm, mm, mm,?rF50?a16b210?L4dmm,10.~5.][..52 ???cc ff各已知參數(shù)代入公式（） ， （）得到：24224 ????LdEbaFIftts? mm 所以滿足要求。 ????scff)5(5783)(4 ??????EILabFr?3）變速器在三檔工作時二軸和中間軸的剛度中間軸軸上受力分析：?tFN439r0cos140723 ????dTFt ???r39 ?????aF第二軸軸上受力分析：cos17cos244 ??????zmTdFngtN8913?a二軸軸剛度校核各已知參數(shù)代入公式（）得到： LdEbaFIfrrc 422436???N, mm, mm, mm, ?rF0a1104?d.][.. 652 ?????cc ff各已知參數(shù)代入公式（） ， （）得到：24224 ???LdEbaFIftts?mm][09.???sf..222 ???scff)(763)(54 ???????EILabFr? 所以變速器二軸在三檔工作時滿足剛度要求。（2）變速器在二檔工作時二軸和中間軸的剛度第一軸軸上受力分析：?tFN4329r37?aF中間軸軸上受力分析：N4396?rFcos423 ????dTFt ???r ???aF第二軸軸上受力分析：cos072cos244 ??????zmTdFngt ??rnr FF?N0613?at?二軸軸剛度校核：各已知參數(shù)代入公式（）得到： LdEbaFIfrrc 422436???N, mm, mm, mm, ?rF15a9104?d.][ ?????cc ff各已知參數(shù)代入公式（） ， （）得到：24224 ???LdEbaFIftts?mm0][076.???sf38 ?????scff. )9(79483)(54 ??????EILabFr?所以變速器二軸在二檔工作時滿足剛度要求。中間軸一檔處軸剛度校核：各已知參數(shù)代入公式（）得到： LdEbaFIfrrc 423236???36N, mm, mm, mm, ?rF15?a2b40?.][.. 652 ????cc ff各已知參數(shù)代入公式（） ， （）得到： ????LdEbaFIftts ?mfs][01.??ffsc .. ????? radEILabFr .)5(568)(4 ??????所以變速器中間軸在一檔工作時滿足剛度要求。轉角小于 。L軸的全撓度為 mm。軸的受力如圖 33 所。emxT軸的撓度和轉角的計算，按《材料力學》的相關公式計算。驗算時，軸可以作為鉸接支承的梁。為了得到輸入軸的支點反力，需要先求輸出軸的支點反力。m/6531460n??代入式（）得 取為 35mm。mm， =102Nmm） 。??ld 。 綜合考慮軸選用材料為 20 CrMnTi。31 如果軸選用高頻或滲碳鋼，螺紋部分不要淬硬，防止過脆產生裂紋。如果剛度不足，軸會由于彎曲作用而變形， 直接影響齒輪能否正確嚙合。2j13jj MPa 軸是用來傳遞扭距的關鍵部件，它也關系著整個變速器的使用壽命，變速器運轉時，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。3j?4j MPa直齒倒檔齒輪接觸應力校核已知條件： 24,7,20,31??zKmc??Nm， N??gT???cos2cso2zdFng????Ncos67.36?F????? 393 312??? ??bzbz zdr?????? ??將已知數(shù)據(jù)代入公式得到： )( ???bzjFE? MPa...148.)(.6 ??bzj ?， 小于 13001400 , 所以合格。7j?8j MPa4）三檔齒輪已知條件：，7,3,0,2??Km????26,05?zNmm, Nmm317??gT???coscso2zdFng27N, ????F ????F????nmKb 331??? ??bzbz zmdr?????? ??將已知數(shù)據(jù)代入公式 得到： .)1( ???bzjFE? MPa...)(.2 ??bzj ?， 都小于 1300MPa，所以合格。10j?1j MPa9（2）常嚙合齒輪接觸應力校核已知條件：，7,3,0,2??Km????14,32?zNmm, Nmm） ； ——節(jié)圓直徑（mm） ；d ——節(jié)點處壓力角；? ——齒輪螺旋角；?E ——齒輪材料的彈性模量 （ ） ；?MPa ——齒輪接觸寬度（mm） ；b， ——曲率半徑（mm ） ，z?直齒 ，斜齒 ， ； ??sin,sinbzrr????2cos)in(zr????2cos)in(br?——節(jié)圓半徑（mm） 。???gTbtyKFfw?1?25查齒形系數(shù)圖 得： ；?y代入公式得 . 6569 ???w?MPa 在 400850 范圍內，所以合格。3w?4直齒齒輪輪齒彎曲強度計算本設計中僅倒檔為直齒輪傳 式中： ——彎曲應力；w? ——圓周力（ N） ， ；1FdTFg21? ——應力集中系數(shù)，為 ；?K ——計算載荷（ Nmm, N??gT 查齒形系數(shù)圖得：y=??zn 查齒形系數(shù)圖得：y=；???zn代入公式得 ????w?MPa6..??， 滿足 180~35