【正文】 承的當(dāng)量動載荷； ——軸承壽命指數(shù)，對球軸承??；對圓錐滾子，圓柱滾子軸承取。變速器軸承是在由傳動系轉(zhuǎn)矩變化曲線所決定的非穩(wěn)定工況下工作，因此也像齒輪計算那樣，作為變速器第一軸的計算轉(zhuǎn)矩，應(yīng)取發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和驅(qū)動車輪與地面的最大附著力矩的換算值兩者中的較小者。一般是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置并參考同類車型的相應(yīng)軸承以后，按國家規(guī)定的軸承標(biāo)準(zhǔn)選定，再進(jìn)行其使用壽命的驗算。在軸的支撐處及軸與齒輪支撐間的摩擦表面處應(yīng)有沿油孔或油槽自由暢通的潤滑油不斷供應(yīng)。為了保證工作可靠，對摩擦表面應(yīng)可靠潤滑。在轉(zhuǎn)矩的作用下，長為的軸的扭轉(zhuǎn)角為 （632）則單位長度的轉(zhuǎn)角為 （633）式中：——轉(zhuǎn)矩，； ——軸長，； ——軸橫截面的極慣性矩，： 對實心軸；對空心軸； ——軸材料的剪切彈性模量，對于鋼材。軸的合成撓度 （631）長的軸應(yīng)進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗算，使軸的扭轉(zhuǎn)角不超過許用值。軸斷面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)大于（弧度）。在垂直面內(nèi)第二軸的撓度及斷面轉(zhuǎn)角分別為 （629）在垂直面內(nèi)第二軸的撓度及斷面轉(zhuǎn)角分別為 （630）式中：——相應(yīng)齒輪的節(jié)圓半徑； ——相應(yīng)處軸斷面的慣性矩。對齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度和軸斷面在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角，前者改變了齒輪的中心距并破壞了齒輪的正確嚙合；后者使大小齒輪相互歪斜導(dǎo)致沿齒長方向壓力分布不均勻。在實際運行中尚未發(fā)現(xiàn)過變速器軸的疲勞破壞情況。則彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力為 （628）式中： ——計算轉(zhuǎn)矩，； ——軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，； ——彎曲截面系數(shù)，； ——在計算斷面處軸的垂向彎矩，； ——在計算斷面處軸的水平彎矩，； ——許用應(yīng)力，在低檔工作時取。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；而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度。驗算時可將軸看作是鉸接支撐的梁，第一軸的計算轉(zhuǎn)矩為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。在進(jìn)行軸的剛度和強(qiáng)度驗算時，欲求三軸式變速器第一軸的支撐反力，必須先求出第二軸的支撐反力。軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸頸應(yīng)協(xié)調(diào)。變速器軸在工作中承受著轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力。為計算其轉(zhuǎn)動慣量，首先要求出各零件的轉(zhuǎn)動慣量，然后換算到被同步的零件上。設(shè)計時應(yīng)控制在以下。應(yīng)按最短時間達(dá)到同步狀態(tài)來考慮軸向力的大小。3. 摩擦錐面的工作面寬同步錐環(huán)的工作面寬，受到變速器總長的尺寸限制，也要為散熱和耐磨損提供足夠大的摩擦面積。2. 摩擦錐面的平均半徑和同步器錐環(huán)的徑向厚度和都受到變速器齒輪中心距及有關(guān)零件的尺寸和布置上的限制。再者，齒頂所在的錐表面的加工精度及粗糙度要求高，不允許有切削刀痕，最好進(jìn)行研磨。螺紋槽的齒頂寬要窄一些以利刮油，可取為左右或更小些，齒頂越尖則接觸面上的壓強(qiáng)和磨損就越大。一般，在油中工作的青銅鋼同步器摩擦副，可按計算。當(dāng)取時摩擦力矩較大，但當(dāng)錐面粗糙度控制不嚴(yán)時會有粘著和咬住現(xiàn)象。愈小則摩擦力矩愈大，故為增大同步器容量值應(yīng)取小一些，但為了避免摩擦面的自鎖應(yīng)使大于摩擦角，后者與摩擦系數(shù)有關(guān)，即。對高檔同步器值應(yīng)不大于；而對低檔同步器則應(yīng)不大于。將上式中的以摩擦面所受的軸向力代替，為司機(jī)在換檔時所施加的換檔力，則 (620)式中：——發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，當(dāng)由較低檔換至較高檔時，取為發(fā)動機(jī)最大功率下的轉(zhuǎn)速，否則取為最大轉(zhuǎn)矩下的轉(zhuǎn)速。由于變速器輸出端所連的是整車，具有相當(dāng)大的轉(zhuǎn)動慣量，這意味著變速器輸出端的轉(zhuǎn)速在換檔瞬間保持不變，而輸入端靠摩擦作用達(dá)到與輸出端同步。第三階段，摩擦力矩消失后，軸向仍作用在鎖止元件上，鎖止面正壓力的切向分力產(chǎn)生的脫鎖力矩使鎖止元件倒轉(zhuǎn)某個角度，使兩鎖止面脫離接觸，完成脫離過程，讓同步器順利地同步掛檔。第一階段，在換檔撥叉的推動下，同步器離開中間位置作軸向移動，使摩擦元件的兩摩擦表面相接觸，慣性力矩引起的轉(zhuǎn)速差產(chǎn)生的摩擦力矩使鎖止元件轉(zhuǎn)至鎖止位置，完成鎖止過程，以阻止同步前掛檔，這時摩擦力矩大于脫鎖力矩，使鎖止可靠。慣性同步器的結(jié)構(gòu)型式雖各有不同，但工作原理都是一樣的，其實質(zhì)是利用被結(jié)合件的慣性防止同步前掛檔。選擇適當(dāng)?shù)膮?shù)，使在換檔力作用下鎖止面上產(chǎn)生的迫使鎖環(huán)回正的脫鎖力矩小于錐面間的摩擦力矩，可阻止同步前掛檔?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口，缺口比滑塊寬一個接合齒寬。清掃車的變速器采用鎖環(huán)式同步器，其工作可靠、耐用，應(yīng)摩擦錐面半徑受限，轉(zhuǎn)矩容量不大，適于輕型以下汽車。用得最廣泛的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性鎖止式同步器，它們雖結(jié)構(gòu)有別，但工作原理無異，都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。慣性同步器能確保同步嚙合換檔，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。同步器使變速器換檔輕便、迅速，無沖擊，無噪聲，且可延長齒輪壽命，提高汽車的加速性能并節(jié)油，故轎車變速器除倒檔、貨車除I檔、倒檔外，其它檔位多裝用。初選后計算中間軸與倒檔軸的中心距： （616）為避免干涉，齒輪8與齒輪9 的齒頂圓（直徑為，）之間應(yīng)有不小于的間隙，則有 （617）求出后，再以為根據(jù)選擇齒數(shù)及變位系數(shù)，使?jié)M足式（716）。 II檔齒輪也為直齒輪且模數(shù)與I檔相同時，則有 （614） （615）聯(lián)立求解后將求出的，取整數(shù)，用式（614）反算中心距，若與前面確定的中心距有偏差，則可通過齒輪的角度變位來調(diào)整。由式（610）得 （612）因常嚙合傳動齒輪副與I檔齒輪副以及其他各檔齒輪副的中心距相同，故由式（611） 得 （613） 將式（612） 、式（613）聯(lián)立求解，且將求出的，都取整數(shù)。選擇齒輪的齒數(shù)時應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少大、小齒輪的齒數(shù)間有共約數(shù)的機(jī)會，否則會引起齒面的不均勻磨損。三軸式變速器的時，則可在范圍內(nèi)選擇。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選： （64）式中：——中心距系數(shù)， ——變速器處于I檔時的輸出轉(zhuǎn)矩，(65) ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， ——變速器的I檔傳動比 ——變速器的傳動效率，取初選中心距可由發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩直接求出 （66）式中：——中心距系數(shù)，取最小許用中心距A應(yīng)在保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度，輪齒接觸應(yīng)力可查表61或按簡化方程法計算 （67）式中：F——法面內(nèi)圓周切向力即齒面法向力N ——端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力N ——計算載荷 ——節(jié)圓直徑 ——節(jié)點處壓力角 ——螺旋角 E——齒輪材料的彈性模量，鋼材，當(dāng)一對齒輪材料不同時 ——齒輪接觸實際寬度 ——主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑直齒： 表61當(dāng)計算載荷為，許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪氰化齒輪一檔及倒檔190020009501000常嚙合及高檔13001400650700增大或的增大將降低接觸應(yīng)力。汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。變速器操縱機(jī)構(gòu)由變速桿、撥叉軸、撥叉、自鎖與互鎖裝置、倒檔安全裝置等組合于變速器蓋上。旋轉(zhuǎn)式中心軸前端采用向心短圓柱滾子軸承，后軸承采用帶止動槽的深溝球軸承。3．軸承型式變速器多采用滾動軸承：第一軸前軸承采用深溝球軸承，后軸承外圈帶齒動槽的深溝球軸承，便于第一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。第二軸制成直軸式，便于齒輪安裝，安裝同步器齒座的花鍵采用漸開線花鍵以大徑定心更宜。2. 軸的結(jié)構(gòu)分析軸的結(jié)構(gòu)形狀除應(yīng)保證其強(qiáng)度和剛度外，還應(yīng)考慮齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。1．輸入齒輪 . 常嚙合從動齒輪圖61 變速器簡圖采用有級變速器，其結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉，具有較高的傳動效率（），設(shè)計時，首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比之比值，取，采用兩個前進(jìn)檔和一個倒檔的三軸式變速器，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。變速器的倒檔使汽車可以倒退行駛，其空檔可以使汽車在啟動發(fā)動機(jī)、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機(jī)與傳動系分離。按所有輪系型式不同，有軸線固定式變速器和軸線旋轉(zhuǎn)式變速器兩種。(3)利用空檔,中斷動力傳遞,以使發(fā)動機(jī)能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進(jìn)行動力輸出。它的功用是:(1)改變傳動比，擴(kuò)大驅(qū)動輪扭矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機(jī)在有利的工況下工作。選擇的發(fā)動機(jī)主要參數(shù)如表51所示表 51 選擇發(fā)動機(jī)類型發(fā)動機(jī)類型直列四缸四沖程發(fā)動機(jī)排量缸徑排量5075壓縮比:1氣門配置/氣門數(shù)頂置/8最大功率 轉(zhuǎn)速4kw 2300r/m最大轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速20Nm 1500r/m6變速器設(shè)計現(xiàn)代汽車上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機(jī)作為動力源，其扭矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。汽車汽油機(jī)的大多為，根據(jù)汽車與發(fā)動機(jī)的類型，最高車速、最大功率，選用的活塞平均速度、活塞沖程、缸徑、缸數(shù)、工藝水平等因數(shù)來確定 （，單位為）發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速對汽車的動力因數(shù)，加速性能及爬坡性能等動力特性都有直接的影響，而其轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)，即最大轉(zhuǎn)矩與最大功率下的轉(zhuǎn)矩之比值，標(biāo)志著汽車行駛阻力增加時發(fā)動機(jī)沿著外特性曲線自動增加轉(zhuǎn)矩的能力，汽油機(jī)值多為，也有低至。發(fā)動機(jī)功率越大則汽車的動力性愈好，但功率過大會使發(fā)動機(jī)功率利用率降低，燃料經(jīng)濟(jì)性下降，動力傳動系的質(zhì)量也要加大，應(yīng)合理選擇發(fā)動機(jī)功率。 （d）圖比較了對數(shù)坐標(biāo)的對稱循環(huán)（），脈動循環(huán)（）和非對稱循環(huán)（）的疲勞曲線，對稱循環(huán)下材料試件的應(yīng)力值與非對稱循環(huán)下零件應(yīng)力值之間聯(lián)系可由極限應(yīng)力圖確定 （44）式中：，對于滲碳淬火零件取， （45） ——當(dāng)時的疲勞極限 ，——分別為考慮零件表面粗糙度和表面強(qiáng)化的系數(shù) ——有效應(yīng)力集中系數(shù) ——考慮零件絕對尺寸的系數(shù)應(yīng)力與試件破壞時載荷循環(huán)次數(shù)N之間存在如下關(guān)系 （46）式中：——常數(shù) ——無應(yīng)力集中光滑試件的疲勞極限 ——對稱載荷循環(huán)，對數(shù)坐標(biāo)系中疲勞曲線的角系數(shù)或斜率值對于計算零件的非對稱載荷循環(huán)，疲勞曲線則可表達(dá)為 （47）式中：——已計入零件尺寸、應(yīng)力集中、表面粗糙度及表面強(qiáng)化處理等影響的零件疲勞極限 ——常數(shù)非對稱循環(huán)下的指數(shù)與對稱循環(huán)下的存在如下關(guān)系； （48）5發(fā)動機(jī)的選型清掃車的發(fā)動機(jī)采用直列四缸發(fā)動機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡單、維修方便、造價低廉、工作可靠、寬度小、易布置。為表征應(yīng)力的循環(huán)特性，引進(jìn)所謂“應(yīng)力循環(huán)不對稱系數(shù)r”，它是循環(huán)應(yīng)力最小值與最大值之比：。這種計算載荷常用于傳動系零件的靜強(qiáng)度校核計算和同類車型傳動系零件的靜強(qiáng)度比較計算，無確切傳動效率時。汽車在行駛中傳動系的載荷是多變的，應(yīng)選擇其中最能表征傳動系零件靜強(qiáng)度的載荷作為計算載荷。（2） 汽車的通用性參數(shù)如表34表34 最小離地間隙、接近角、離去角及縱向通過半徑最小離地間隙接近角離去角縱向通過半徑 4 傳動系設(shè)計傳動系的結(jié)構(gòu)布置形式取決于汽車的類型，使用條件及要求，總體結(jié)構(gòu)與其它總成的匹配，發(fā)動機(jī)的與傳動系的結(jié)構(gòu)型式以及生產(chǎn)條件。（1） 汽車的制動性參數(shù)常以制動距離，制動減速度和制動踏板作為汽車制動性能的主要設(shè)計指標(biāo)和評價參數(shù)。在總體設(shè)計時。3．制動點頭角汽車以 ，否則影響駕駛員舒適性。（）作為評價轉(zhuǎn)向特性的參數(shù)以為宜。其角度差（）為正、負(fù)、零時使汽車分別獲得不足轉(zhuǎn)向、過渡轉(zhuǎn)向和中性轉(zhuǎn)向等特性。/m取。是指當(dāng)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至極限位置時，由轉(zhuǎn)向中心至前外輪接地中心的距離，它反映了汽車通過小曲率半徑彎曲道路的能力和在狹窄路面上或場地上掉頭能力。發(fā)動機(jī)性能參數(shù)查表34。比轉(zhuǎn)矩則反映了汽車的比牽引力或牽引力。4．汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩兩個參數(shù)分別表示發(fā)動機(jī)最大功率和最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量之比。2. I檔的最大動力因數(shù)直接影響汽車的最大爬坡能力和通過困難路段的能力及起步并連續(xù)換檔時的加速能力，在之間。) 和I檔最大動力因數(shù)、最高車速、加速時間、汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩等。表32前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動軸荷分配前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動（FF） 空載 滿載 前軸 后軸 前軸 后軸