【正文】 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(zhuǎn)過一個角度，并滑塊予以定位?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口，缺口比滑塊寬一個接合齒寬。 鎖環(huán)式同步器 4鎖環(huán)（同步錐環(huán)）； 2滑塊 3彈簧圈； 8齒輪； 6嚙合套座； 7嚙合套 圖 鎖環(huán)式同步器 如圖 所示，鎖環(huán)式同步器工作可靠、耐用，因摩擦錐面半徑受限，其轉(zhuǎn)矩容量不大，適于輕型以下汽車，廣泛應(yīng)用于轎車及輕型客、貨汽車。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。 在慣性式同步器中 b 彈性元件的重要性僅次于摩擦元件和鎖止元件，它用來使有關(guān)部分保持在中立位置的同時，又不妨礙鎖止、解除鎖止和完成換擋的進(jìn)行?；瑒育X套與同步環(huán)之間為彈性連接。彈性元件是位于滑動齒套 1 圓盤部分徑向孔中的彈簧 7。鎖止元件位于滑動齒套 3 的圓盤部分孔中做出的錐形肩角和裝在上述孔中、 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 34 在中部位置處有相同角度的斜面鎖銷 4。掛擋時，在軸向力作用下摩擦元件相靠，在慣性轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生摩擦力矩，使被結(jié)合的兩部分逐漸同步 ；鎖止元件用于阻止同步前強(qiáng)行掛擋；彈性元件使嚙合套等在空擋時保持中間位置，又不妨礙整個結(jié)合和分離過程。 它又可分為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。慣性式同步器能做到換檔時兩換檔元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前，不允許換檔，因而能 確保 完成 同步嚙合換擋，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現(xiàn)代汽車變速器中得到了最廣泛的應(yīng)用。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但又不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相同）換檔的缺點，現(xiàn)已很少使用。 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 33 第 5 章 同步器和操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計 及格 選用 同步器的設(shè)計 同步器使變速器換擋輕便、迅速，無沖擊，無噪聲，且可延長齒輪使用壽命，提高汽車的加速性能并節(jié)省燃油 。據(jù)不同檔 位 ，不同扭矩的條件下進(jìn)行齒輪的接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度的校核，以及各軸在不同扭矩作用下剛度和強(qiáng)度的校核， 本 章 還對各軸的軸承進(jìn)行了選取和壽命計算，使齒輪軸和軸承滿足使用要求。 右側(cè) 2 1 0 0 0 .6 5 0 .1 6 1 .65 8 9 7 .7 9arF eF ? ? ? ?，則 x=1， y=0 代入式（ ）得： ? ?p r aP f xF yF?? pf 在 到 之間取，取 pf 為 ， p= 1 = 代入式 ()得 到 ： 61060h CL nP???? ????= 1063310 1060 2100 ?????? ??=270000h 270000h＞ 3788 16%= 所以滿足使用要求。 二軸軸承的選擇與校核 (l)初選軸承型號根據(jù)軸處直徑選擇 6208 型號軸承 查得： Cr=， orC =18 KN (2)計算軸承當(dāng)量動載荷 p 軸承受力為 Fr=, aF = aorFC = ? = 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 31 查《機(jī)械原理與設(shè)計》得到 e= aorFC =＞ e，查表《機(jī)械原理與設(shè)計》得到： x=， y= 將已知參數(shù)代入式（ ）： p=（ + ） = 將個已知參數(shù)代入式 ()得到： 61060h CL nP???? ????= 本設(shè)計為貨車，所以合格。 amSL v? ，式子中 avv? = 110， L= ?? =3788h 3788??1%=，所以所選軸承滿足設(shè)計要求。 軸承的選擇與校核 軸承的使用壽命可按汽車以平均速度 amv 行駛至大修前的總行駛坐程 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。 轉(zhuǎn)角 ? 的計算 中間軸 ? ?4 3rF ab b aEIL? ?? ? ?542 4 4 1 3 8 4 0 0 4 0 0 3 8 6 4 0 . 0 0 0 0 4 1 3 0 . 0 0 23 2 . 1 1 0 3 . 1 4 7 0 4 3 8 r a d? ? ? ? ???? ? ? ? ? 故中間軸的轉(zhuǎn)角合格。 所以只需計算中間軸的撓度。 軸的全撓度為 f = 22 f mm?? 。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近 ，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。 所以 2 3720tFN? 2 1399rFN? 4 6781tFN? 4 2441rFN? 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 27 軸的撓度 校核 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計算。 第二軸 ax2 ～　ld ? 416 ~ 357l ? mm 故第二軸的長度可初選為 416mm 軸徑 的選擇 還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸的剛度和強(qiáng)度驗算結(jié)果進(jìn)行修正。m) 按下式初選 ： ? ?3 m eT～d ? 則 ? ?? ?3 m ax34 ~ 4 .64 ~ 4 .6 6 4 6edT?? =～ 故可取第一軸花鍵部分的直徑為 38mm。 變速器第二軸與中間軸的最大直徑 d 可根據(jù)中心距按以下公式初選 ? ?A～d ? 則 ? ?? ?~ ~ ?? ? Ad =～ 故可取第二軸的最大直徑 max2d =70mm， 中間軸的最大直徑 max中d =70mm。設(shè)計變速器軸時，其剛度大小應(yīng)以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。 變速器軸的軸徑和軸長 設(shè)計計算 變速器在工作時承受著轉(zhuǎn)矩及來 自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。 輪齒強(qiáng)度 校核 一檔 輪齒彎曲強(qiáng)度 校核 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 23 本設(shè)計中均選用直齒輪傳動 w? = 1 fFKKbty? 整理得： w? =32 gfcTK KmzKy?? （ ） 式中： w? — 彎曲應(yīng)力； 1F — 圓周力（ N）； K? — 應(yīng)力集中系數(shù)，為 ； gT — 計算載荷（ ）； d — 節(jié)圓直徑（ mm）； fK — 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪為 ,從動齒輪為 ； b— 齒寬（ mm）； 圖 齒形系數(shù)圖 t— 端面齒數(shù)（ mm）， t=? m， m為模數(shù)； 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 24 y— 齒形系數(shù)； 將上述有關(guān)參數(shù)代入（ ） 1w? =32 1 5 2 9 1 .1 1 .5 4 1 5 .73 .1 4 6 1 6 8 0 .1 4 aMP? ? ? ?? ? ? ? 二檔 輪齒彎曲強(qiáng)度 校核 2w? = 32 1 1 7 0 1 . 1 1 . 5 5233 . 1 4 5 2 3 8 0 . 1 5 aMP? ? ? ?? ? ? ? 隨著檔數(shù)增加，齒數(shù)增加，轉(zhuǎn)矩減小，載荷下降，所以無需計算。 一 檔傳動比大，齒輪所受沖 擊 載荷作 用力大 ，所以抗彎強(qiáng)度要求比較高。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒， 故 可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪。尺寸較小而又 要 求不高時，可選用圓鋼作為毛坯。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用小同鋼號材料。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。為防止齒輪損壞需要對齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核。 為 后續(xù)章節(jié)的 設(shè)計打下基礎(chǔ)。 本章小結(jié) 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 21 本章主要是對變速器齒輪各參數(shù)進(jìn)行選取，包括模數(shù)、壓力角 、 齒寬等。t aay m??， 2ztHyyz??代入得到： 39。 長嚙合齒輪的變位 已知 條件 ： A=170， 39。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選剛較 大 的值。 為 了 降低噪聲，對于變速器中除去 一、二 檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小 一 些的數(shù)值。 變位系數(shù)的選擇原則： (l)對 于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù) ； (2)對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險斷面齒厚 相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù) ； (3)總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。角度變位系數(shù)之和不等于零。高度變位齒輪 副 的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等 于 零。 同理確定其他齒數(shù)為 7 40z ? 8 27z ? 5 36z ? 6 31z ? 3 28z ? 4 39z ? 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原 因 ： 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 20 (1)配湊中心距 ； (2)提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命 ； (3)降低齒輪的嚙合噪聲。 確定 二 擋齒輪的齒數(shù) 9 1 6 1 7221 1 0 1 5 1 8 9 .4 1gz z zzi z z z z?? 921 10 zzzz?? 將各已知條件代入式 ()得到 9 10()2m z zA ?? ? 9 44z ? 10 23z ? 39。 圖 33中間軸式六檔變速器傳動方案 確定一擋齒輪的齒數(shù) 已知一擋傳動比 1gi =， 1 6 1 72 1 111 1 2 1 5 1 8 1 2 .1gzzzzi z z z z?? 為了 確定 的齒數(shù)，先求齒數(shù)和 ?z mAz 2?? （ ） 代入數(shù)據(jù)后得 mAz 2??=56 試湊法得 11 40z ? 12 16z ? 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 19 所以 21 zz ? 2 1 2()2m z zA ?? （ ） 1 32z? 2 35z ? 39。 變速器各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選了變速器的擋位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結(jié)構(gòu)方案簡圖后，即可對各擋齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分配。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。對于高 檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達(dá)到中心距相同的要求。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。角度變位齒輪副的 變位系數(shù)之和不等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。 齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。 齒 輪的修正 為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進(jìn)行修正。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。 通常根據(jù)齒輪模數(shù) m的大小來選定齒寬 b， b= cK m 式中： cK —— 齒寬系數(shù)，為 ～ 。 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。 本變速器全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角 20o 。 國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20o ．所以普遍采用的壓力角為 20o 。 對于轎車，為了降 低噪聲，應(yīng)選用小些的壓力角。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量 比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 3A e m ax 1 gA = K T i ??? （ ） 式中： A —— 變速器中心距（ mm）； AK —— 中心距系數(shù)，（多檔 ～ ） maxeT —— 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 =646（ ）；