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1、 . . . 五菱宏光手動變速器設(shè)計 系部名稱： 機械與車輛工程 專業(yè)班級： 汽服11403 學(xué)生： 海瑞 指導(dǎo)教師： 廣義 職 稱： 副教授 大學(xué) 二○一五年六月 50 / 58 前言 如果說發(fā)動機是車輛的心臟，那么我認(rèn)為變速器就是車輛的動脈。給予車輛動力與速度?？刂栖囕v的前進與后退。

2、 變速器能夠按其要求改變從發(fā)動機傳過來的轉(zhuǎn)矩和速度，使工作的驅(qū)動輪能正常行駛，變速器的主要目的是能使停駛的汽車平穩(wěn)地起步，運動的汽車能更好的爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速，減速等，使汽車在不同的工作環(huán)境中獲得不同的最佳牽引力和速度，變速器一定還要設(shè)有空擋和倒擋。 本設(shè)計過程得到了老師的一些我們院里的老師和同學(xué)的幫助，在此對他們表示十分的感。 最后，殷切的希望廣大的老師和同學(xué)對此次設(shè)計中誤漏和錯誤之處，予以批評改正。 大學(xué)汽服11403

3、 海瑞 Foreword If the engine is the heart of the vehicle, so I think that is the artery of the vehicle's transmission. Giving the vehicle power and speed. Forward and reverse control of the vehicle. Transmission can change according

4、to their requirements from the engine torque and speed to pass over, so that the work can be normal driving wheels, the main purpose is to make the suspended transmission car smooth start, sporty car better climbing, cornering, acceleration, deceleration, so that cars get a different optimal tractio

5、n and speed in different working environments, while the engine has a good range of working conditions. Transmission has to be neutral and reverse. ???? The design process has been helped Su l teacher some of our teachers and students courtyard in the center to express my gratitude to them. ???? F

6、inally, the ardent hope that the majority of teachers and students of the leak at the design mistake and wrong, criticize the correction. ???????????????????????????????????????????????????????? ???????????????????????????????????????????????????????? Changchun University of steam clothes 11403 ?

7、??????????????????????????????????????????????????????? Sun Hairui 目 錄 摘要I ABSTRACTII 第1章緒論1 1.1選題的背景1 1.2目的與意義1 第2章總體方案設(shè)計3 2.1汽車參數(shù)的選擇3 2.2變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求3 2.3傳動機構(gòu)布置方案分析3 2.3.1固定軸式變速器3 2.3.2倒檔布置方案4 2.4齒輪形式7 2.5換擋機構(gòu)形式7 2.6變速器軸承8 2.7本章小結(jié)9 第3章變速器設(shè)計和計算10 3.1檔數(shù)11 3.2傳動比圍11 3.

8、3各檔傳動比的確定11 3.3.1主減速器傳動比的確定11 3.3.2最低檔傳動比的確定12 3.3.3各檔傳動比的確定13 3.3.4中心距的選定13 3.3.5變速器的外形尺寸14 3.4齒輪參數(shù)14 3.4.1模數(shù)的選取14 3.4.2壓力角15 3.4.3螺旋角15 3.4.4齒寬16 3.4.5齒頂高系數(shù)17 3.4.6變位系數(shù)的選擇原則17 3.5各檔齒數(shù)的分配18 3.5.1確定一檔齒輪的齒數(shù)18 3.5.2對中心距進行修正20 3.5.3確定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)與變位系數(shù)20 3.5.4確定其他各檔齒數(shù)與變位系數(shù)21 3.5.5確定倒檔齒

9、輪齒數(shù)與變位系數(shù)26 3.6本章小結(jié)28 第4章變速器的校核29 4.1齒輪的損壞形式29 4.2 齒輪強度計算28 4.2.1齒輪彎曲強度計算28 4.2.2齒輪接觸應(yīng)力計算30 4.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計32 4.4軸的強度驗算33 4.4.1軸的剛度的計算33 4.4.2軸的強度的計算38 4.5軸承壽命計算41 4.6本章小結(jié)44 第5章同步器的設(shè)計45 5.1 鎖銷式同步器45 5.1.1鎖銷式同步器結(jié)構(gòu)45 5.1.2鎖銷式同步器工作原理45 5.2鎖環(huán)式同步器46 5.2.1鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)46 5.2.2鎖環(huán)式同步器的工作原理46 5.2.3鎖環(huán)

10、式同步器主要尺寸的確定47 5.3 本章小結(jié)49 第6章變速器操縱機構(gòu)50 6.1直接操縱手動換擋變速器50 6.2遠距離操縱手動換擋變速器50 6.3本章小結(jié)51 結(jié)論52 參考文獻53 致54 第1章 緒 論 1.1選題的背景 1886年，卡爾.苯茨(KartBenz)發(fā)明汽車已有120余年的歷史，但是第一臺變速器的問世是是在1894年，變速器的發(fā)展可謂是更改了汽車的整體使用性能，至今變速器已有100余年的發(fā)展歷史，可謂是發(fā)展的比較成熟了。 近幾年汽車行業(yè)一直是蓬勃發(fā)展的行業(yè)，汽車性能多樣化的增加一直促使著汽車各種零部件更行換代，汽車

11、變速器，一直是汽車傳動裝置中最最重要的環(huán)節(jié)，一直再不斷的發(fā)展進步，使汽車在各種不同的工況中具有優(yōu)越的性能，我相信在這迅速發(fā)展的汽車時代，未來的幾十年中變速器一定會將其作用發(fā)揮到極致，因此變速器做到‘0’功率損失不是夢，只是時間的問題！ 1.2目的與意義 我們一步步精心細致的計算，分析與校核只是想把變速器設(shè)計的最合理，使它的性能發(fā)揮到極致，功率損失降到最少，燃油經(jīng)濟性最好，噪音最低。 1.改變轉(zhuǎn)矩 ? 由于汽車會行駛在不同的路面中，驅(qū)動輪所需要的轉(zhuǎn)矩不同，所以變速器要能更大圍的改變汽車的傳動比。 2.實現(xiàn)倒車行駛 ? 汽車往往需要倒退行駛，所以，變速器中一定需要設(shè)置一個倒檔，滿足

12、其后退要求。 3.實現(xiàn)空檔 汽車不可能一直行駛，當(dāng)汽車停車時，踩離合后抬離腿時需要掛空檔， ? 第 2 章 總體方案設(shè)計 2.1汽車參數(shù)的選擇 變速器設(shè)計所需的汽車基本參數(shù)如下表: 表2.1 設(shè)計基本參數(shù)表 發(fā)動機最大功率 63kw 最高車速 140km/h 總質(zhì)量 2880kg 最大轉(zhuǎn)矩 108N·m 2.2變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求 對變速器如下基本要求: 1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。 3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設(shè)置動力輸出裝置，需要

13、時能進行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以與換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。 此外，變速器是滿足質(zhì)量分布和體積小，成本低，維護方便。以滿足性能和汽車的經(jīng)濟指標(biāo)，它是必要的，其數(shù)目是傳動齒輪，該傳動比，并為每個齒輪比。汽車行駛的道路條件越不好，變速比變化圍就要更大。 2.3 傳動機構(gòu)布置方案分析 2.3.1 固定軸式變速器 固定軸式變速器又分為三種，包括兩軸式，中間軸式，雙中間軸式。 兩軸式變速器優(yōu)缺點又喝多，優(yōu)點包括結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，中間檔效率高等。但是兩軸式變速器沒有直接擋，工作起來會有

14、較高的噪聲，且易損壞。此外，一檔的速比設(shè)計的要較小些，所以本設(shè)計采用中間軸式變速器。 2.3.2 倒擋布置方案 與前進擋位比較，倒擋使用的時候較少，但是是汽車必不可少的一個功能，而且都是在停車的時候才會使用搭檔，故采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。 圖2.1為中規(guī)中矩的倒擋布置方案。對軸的長度縮短的第一齒輪的倒車擋，優(yōu)點也2.1b中間軸中使用。優(yōu)點在圖2.2B方案示為當(dāng)使用中間軸，從而縮短了中間軸的長度的第一齒輪的倒檔。但移位兩個齒輪嚙合，以使在位移是困難的。圖所示的實施方案中的可2.2C得到較大的反向齒輪比，不足之處是不合理的切換程序。在圖2.2D所示的前一實施例的缺點已被修改，從而取代圖2

15、.2C所示的方案。圖2.2E所示的實施例是形成在中間軸齒輪一體倒檔，就會延長齒寬。圖2.2F所示的實施方式是不斷所有齒輪對齒齒輪，換檔更加便于攜帶。為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度和一些卡車反向齒輪傳動與圖2.2克所示的情況。不足之處是一個倒檔各設(shè)有一個轉(zhuǎn)印叉軸，由此在傳動罩復(fù)雜的操作機制。 因為在第一檔和倒檔的變速器具有一個較大的工作力，它仍然是在兩軸傳動軸傳動的中間低和倒擋，它應(yīng)位于支承軸附近，以減少軸的彎曲在一個地方，以確保做到這一點的過渡性覆蓋率減少了很多，并按照低速高速傳輸在每個塊的排列順序，所以無論是大軸的剛性不夠，還要保證安裝方便。雖然倒檔齒輪，該齒輪比在其附近的一齒輪比

16、，但因為使用了倒檔的很短??，從這個起點，某些節(jié)目被布置在支撐體的軸的附近的塊中，并隨后被置于倒檔。此時，當(dāng)?shù)箼n工作，工作齒輪磨損和齒輪噪聲期間減少了傳輸?shù)哪p并在很短的時間在噪聲略有增加，在一樣的時間。 另外，中間齒輪的倒檔可以用于倒檔有影響力狀態(tài)的傳動軸的左側(cè)或右側(cè)，見圖2.2。 圖2.1 倒擋布置方案 圖2.2 倒擋軸位置與受力分析 2.4 齒輪形式 斜齒圓柱齒輪與直齒圓柱齒輪比較，它的使用齒面重合度高壽命比較長，傳動平穩(wěn)，工作時噪聲較低，但直齒圓柱齒輪具有傳遞動效率高的特點，主要應(yīng)用在倒檔和一檔上面使用，所以設(shè)計中一擋和倒擋要用平凡的直圓柱齒輪，其他的擋都是用高性能的

17、斜齒圓柱輪。 2.5換擋機構(gòu)形式 直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種主要換擋機構(gòu)形式。當(dāng)汽車，每個塊不同的過渡角速度，使得軸向位移直徑齒輪的變化會影響牙齒表面和伴隨的噪聲。這使得通道結(jié)束過早磨損和損壞，而司機緊和通過移位和使乘坐舒適性降低產(chǎn)生的噪音。只用人工技術(shù)驅(qū)動程序（如離合器腳），當(dāng)換檔時，上述缺點克服沒有影響。但此刻駕駛員的注意力被分散，會影響行車安全。因此，雖然這種轉(zhuǎn)變的結(jié)構(gòu)，但很少用于以簡單的方式，除了一個塊，倒檔之外。 由于第二齒輪的透射軸和嚙合的副軸齒輪，它可以被用來移動離合器。此時，因為在同一時間通過與動力換檔齒打擊搞多。牙齒不參與移位，他們不會被過早損壞，但是，是不是

18、消除換擋沖擊，它仍然需要駕駛員資格的技術(shù)。由于加入的耦合和慣性常嚙合齒輪，變速器的轉(zhuǎn)動部分的總力矩的進一步增加。 因此，當(dāng)前移法只適用于一些不太復(fù)雜的設(shè)備和重型卡車變速器。這是因為，重型貨車之間的雄性齒輪相對較小，該切換機構(gòu)被連接到片小，減少之間的角速度差以使得離合器開關(guān)和制造成本，并減少傳輸距離。 使用同步器可以在技術(shù)要快，無沖擊，無噪聲移位，而不管控制的程度這一點。為了改進車輛加速，燃油經(jīng)濟性和駕駛安全比較這兩個位移的方法，盡管它有一個復(fù)雜的機制，以產(chǎn)生高精度的軸向尺寸等缺點，它仍然是普遍。 同步或離合器開關(guān)移動滑動開關(guān)圓通比小中風(fēng)。在超寬滑動齒輪的情況下，這種差別甚至更加明顯。為了

19、便于操控，到另一個變速桿旅游需求的變化盡可能地。 車出塊是傳播的主要故障之一。為了解決這個問題，在此過程，但是也實際程序更有效的措施，在結(jié)構(gòu)如下動作： 鎖定裝置，以確保移動換檔撥叉軸相互撥叉軸被鎖定時，是該機構(gòu)的作用，以防止在連接兩檔，竄擋，亂黨問題。 （1）鎖定銷型 圖2.4是使用最廣泛的一種機制，鎖銷和頂銷被安裝在換擋撥叉軸之間的汽車，銷和槽的長度，以確保鎖定。 圖2.4，中立位置時，可在此時或者叉軸自由移動。圖2.4，B，C，D為一個叉軸在工作位置，而另一叉軸被鎖定。 圖2.4 互鎖銷式互鎖機構(gòu) （2）塊樞軸鎖定 圖2.5是一個鎖定塊鎖定機構(gòu)概略擺動鎖定螺釘塊裝有殼體

20、上同心波和自由旋轉(zhuǎn)的螺桿的軸線轉(zhuǎn)動，杠桿鎖定放置塊選頭箱，此時，鎖緊塊的一個或兩個突起A文件住其它兩個換檔撥叉軸槽的，不能保證換擋時，她分兩批加入。 （3）將顎式 圖2.6是用類似的夾爪鎖緊裝置的旋轉(zhuǎn)的鎖定機構(gòu)的原理的塊。搖桿頭選入鉗口，夾板上軸旋轉(zhuǎn)的一個。轉(zhuǎn)動杠桿夾持板時在所選擇的換檔叉軸槽的選檔桿，然后夾具的一個或兩個顎采取其他兩個換檔撥叉以確保所述互鎖措施。 可以提供操作裝置，以確保該機構(gòu)不會被誤認(rèn)為相反。作為一項規(guī)則，在反向叉或U形夾裝有彈簧機構(gòu)，以允許駕駛員在位移時由于彈簧力，造成顯著的感覺。 該鎖定機構(gòu)還包括一自鎖，反向決定性兩個機構(gòu)。 的滑動的自鎖機構(gòu)的作用將鎖定全齒長

21、度，以確保參與的接合，并防止在該文件中的自動和在過渡。自鎖球形和棒狀鎖定機構(gòu)有兩種類型的鎖定機構(gòu)。 逆止器的作用，確保駕駛員有更多的力量杠桿，才接反提請注意的作用，防止其反向，導(dǎo)致安全事故適用。 使用自鎖的鎖定機構(gòu)的結(jié)構(gòu)，聯(lián)鎖，扭轉(zhuǎn)鎖。為了實現(xiàn)自鎖球自鎖，互鎖鎖銷。限制使用反向鎖彈簧來實現(xiàn)，所以駕駛員為了防止意外的感覺相反。 2.6變速器軸承 變速器軸承傳統(tǒng)圓柱滾子軸承，外球面軸承，滾針軸承，圓錐滾子和滑動軸承，軸套等。至于什么應(yīng)的結(jié)構(gòu)限制承重特性來使用。 圖2.5 擺動鎖塊式互鎖機構(gòu) 圖2. 6轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖機構(gòu) 緊湊汽車傳動結(jié)構(gòu)，體積小，使用較大尺寸的軸

22、承結(jié)構(gòu)是有限的，經(jīng)常有困難的結(jié)構(gòu)。作為第二軸支承在第一齒輪恒定腔軸傳輸以足夠的尺寸圓柱滾子軸承的腔的前端能如果空間是使用的滾針軸承不足進行安排。第一波的傳輸支持，因為滾珠軸承在飛輪空腔的前端時，有足夠的空間，以承受長力。經(jīng)常從事球推力傳輸，后軸軸承通過的第一變速箱殼體，在那里它共享第一軸軸承的軸承外圈。后端第二波通常用于球軸承，軸向和徑向力。產(chǎn)生中間軸齒輪的推力時，可在原理從前面或后軸承站的工作，但是，必須如所述殼體的前表面被布置成支撐軸承帽困難的時候是軸承的軸向力從與圓柱滾子軸承的徑向力的前端的后端， 的圓錐滾子軸承的轉(zhuǎn)移，盡管具有小直徑，大的寬度，因此有大容量，并且能夠產(chǎn)生高載荷承受等，

23、而且還必須的調(diào)整預(yù)緊，安裝工作，易后軸齒輪缺點斜攜帶不當(dāng)忙。 傳輸?shù)谝恢虚g軸后軸承和第二軸后軸承的第一軸，用于按照該系列的直徑一般在串聯(lián)球形或圓柱滾子軸承。由軸承從廣播中心和外殼套的后壁，的直徑，以確保兩個軸承孔之間的距離不小于6?20mm時，輕型卡車和汽車的下限。 滾針軸承，襯套，主要用于在傳動軸，不固定連接，并同時需要的地方的相對運動。滾針軸承具有滾動阻力小，傳動效率高，與徑向游隙，定位精度高，操作，齒輪和其他有用的好處。徑向滑動套筒與尺寸的間隙，便于攜帶，在間隙之后增加傳輸?shù)亩ㄎ缓筒僮鞯牟僮鬟^程中的精確度和增加的噪聲?；瑒犹淄驳膬?yōu)點是制造簡單，成本低。 在本次設(shè)計中，由于工作條件的

24、限制，所以要更加精準(zhǔn)的選選圓錐滾子軸承和深溝球軸承以與滾針軸承。 2.7 本章小結(jié) 本章通過首先為車輛變速箱的設(shè)計和傳輸?shù)闹饕獏?shù)的設(shè)計是必要滿足的基本要求開始，對自己的設(shè)計也有一定的規(guī)。然后變速器和齒輪組件的變速機構(gòu) 在簡短的介紹的形式，分析每個傳輸方案的優(yōu)點和缺點，選擇傳輸?shù)倪m當(dāng)和有效的傳輸方案和設(shè)計經(jīng)常會出現(xiàn)一些問題，為計算收益齒輪和軸奠定了良好的基礎(chǔ)。齒輪箱的最終形狀，做了介紹，并比較的優(yōu)點和上述變速器的缺點可以形成一個合理的選擇。提供多種形狀轉(zhuǎn)移分析和容易出現(xiàn)的問題和相應(yīng)的解決方案，最終使工作條件和工作條件的浪潮之后做出的選擇，而且在滾子軸承的形式。

25、 第3章 變速器設(shè)計和計算 3.1 擋數(shù) 增加對提高汽車的動力性和經(jīng)濟，齒輪的數(shù)量。記錄號，傳輸?shù)母鼜?fù)雜的結(jié)構(gòu)中，和輪廓和質(zhì)量的大小。與此同時復(fù)雜運行機制和移位在使用頻率增加。 在最低的等級，在一樣條件下，無疑將增加的傳動比之間的傳動比減小的低擋和相鄰高速，輪班工作很簡單。要求的1.8以下相鄰比率之間的比率，一小的移位的限制工作更容易。相鄰的變速比之間的高速圍比的傳動比之間的鄰接塊面積小于低得多。 在最近幾年中，為了減少燃料消耗，在上升的幀編號。目前，汽車通常是四個56檔，配合五速變速箱更卡車高級轎車采用四

26、個56齒輪或齒輪。店質(zhì)量卡車2?3.5T采用的是五速變速器，裝車4?6速變速箱8T質(zhì)量。多級變速器和卡車和越野車。設(shè)計為5速變速箱 3.2 傳動比圍 變速比是旋轉(zhuǎn)的最低和最高齒輪比的齒輪比的傳輸圍的比率。比率來確定周和所選擇的發(fā)動機參數(shù)，最大速度和車輛的使用，以與其他因素。汽車傳動比目前的3到4，光5-6，其他貨車的商用車更大。 3.3 各檔傳動比的確定 3.3.1主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車運動的速度的關(guān)系式為： （3.1） 式中 ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）； ——

27、車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 由上文可知最高車速==139km/h；最高檔為超速檔，傳動比=1；由于輪胎規(guī)格是170/70R14所以得到=296.8（mm）；發(fā)動機轉(zhuǎn)速==6684.5（r/min）；上式可以得到主減速器傳動比為： 3.3.2最低檔傳動比計算 按最大爬坡發(fā)達程度到最大容量的條件下，要求所用的斜最大斜坡角，驅(qū)動力應(yīng)滿足余下式： （3.2） 式中 G ——車輛總重量（N）； ——滾動阻力系數(shù)，對良好路面μ=0.01~0.02； ——發(fā)動機最大扭矩（N·m）； ——主減速器傳動比；

28、 ——變速器傳動比； ——為傳動效率（0.85~0.9）； R ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度本設(shè)計為能爬30%的坡，大約。 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：m=2880kg；；；r=0.2968m；N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 當(dāng)一檔輸出最大驅(qū)動力時，要驅(qū)動輪不可以產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)的現(xiàn)象。要產(chǎn)生不滑動的現(xiàn)象。公式要滿足下列條件： （3.4） 式中 ——驅(qū)動輪的地面法向反力，； ——驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面可取0.5~

29、0.6之間。 取0.55，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得： 所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇圍是： 初選一檔傳動比為5.1。 3.3.3 各檔傳動比的選定 Ⅰ中變速比是根據(jù)上述條件來確定。傳動齒輪頂部通常是直接的文件，有時有超速，這是在草案中，高端超速。理論上中間齒輪比的相互關(guān)系（其中n是項數(shù)）被布置成幾何級數(shù)，事實上，從理論值方便，因為的整數(shù)，用于齒輪公比之間的齒數(shù)要小，同時適當(dāng)調(diào)整機床參數(shù)。 3.3.4中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算： （3.5） 式中 ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，商用車=8.

30、6~9.6； ——發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為210（N·m）； ——變速器一檔傳動比為5.1； ——變速器傳動效率，取96%。 9.0=72.78mm 商用車變速器的中心距在80～170mm圍變化。所以根據(jù)計算結(jié)果，初取A=72mm。 3.3.5變速器的外形尺寸 變速器殼體的軸應(yīng)用公式； mm 頻繁選擇當(dāng)傳輸和同步數(shù)長時，中心距因子K應(yīng)當(dāng)采取最大給定系數(shù)。方便實現(xiàn)四舍五入。設(shè)計是一個五速手動變速箱，為300毫米的初始軸向外殼尺寸。 3.4 齒輪參數(shù) 3.4.1 模數(shù)的選取 一般原則：為了降低噪音應(yīng)該考慮合理增加減少模塊米寬，使小質(zhì)量，增加同時減少多少米寬，從流程的角度看，在同

31、一封相應(yīng)的操作應(yīng)用實力模塊，我們期待每顆牙齒必須是不同的模塊。自動變速器的降噪工作，有一個更重要的意義，因此模數(shù)齒輪應(yīng)選擇小的，卡車，更重要的是比減少噪音，質(zhì)量，那就應(yīng)該選擇大齒輪模塊。 應(yīng)選擇低速檔較大的模塊，其他選擇另一個齒輪模數(shù)。偶爾，汽車傳動齒輪是由每個塊一樣的模塊。 同步離合器和最引人入勝的漸開線齒形。由于原始應(yīng)該使用一樣的傳輸?shù)囊粯咏雍淆X模塊。你進入該地區(qū)：轎車和卡車的1.8的總質(zhì)量?2.0?3.5毫米14.0噸。較小的模數(shù)選擇的齒數(shù)來提高有利移位。初選齒輪模數(shù) =3.0mm 齒輪法向模數(shù) =3.0mm 3.4.2 壓力角 如果接觸角是小的，以提高匹配程度，傳動平穩(wěn)，

32、噪音低，高彎曲強度和齒面接觸的強度。對于商用車輛，重疊程度增加降噪，總是較小。 變速器齒輪壓力角為 20 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30° 3.4.3 螺旋角 螺旋齒輪用于傳輸。螺桿選擇坡角，要注意其對齒輪的強度和軸向傳輸操作聲音的影響。檔位選擇更大的傾斜角度，更接近比變速箱的增加，順風(fēng)順?biāo)?，降噪。實驗證明：與螺旋角增大，齒的強度需要增加。但是，當(dāng)傾斜角大于30，急劇下降的抗彎強度，并且接觸力繼續(xù)。因此，為了提高低速齒輪彎曲的視圖強度，不希望花15大傾角25是合適的，并且增加了高速傳輸?shù)慕佑|力和鑒于越來越接近應(yīng)處于使用大螺旋角。 當(dāng)螺旋齒輪傳動的扭矩和軸向力產(chǎn)生施加到軸承。設(shè)計應(yīng)

33、在中間軸齒輪工作時兩個軸向力平衡，減少軸承負(fù)荷，提高了軸承的使用壽命追捧。因此，螺旋角應(yīng)不同的傳輸中間軸齒輪不一樣。使這一過程容易，在軸的軸向力的中心不，它可以形成在一樣的槳距角，或者簡單的雙傾斜角。發(fā)現(xiàn)都應(yīng)該右手，第一和第二軸斜齒輪減速機所推崇的中間軸斜齒輪的方向，被視為左撇子。軸向力從軸承蓋到殼體上。齒輪和倒檔被設(shè)計為正齒輪，過渡到這項工作中，中間軸的軸向力不能平衡（但因為它們使用較少的齒輪，它也被允許的），但此時的第二軸沒有軸向力， 之后，圖3.1顯示了軸向力假裝兩個中間軸斜齒輪的平衡，必須滿足以下條件（3.6） （3.7）由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 （3.8） 式中，

34、Fa1，F(xiàn)a2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；r1，r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 圖3.1 中間軸軸向力的平衡 斜齒輪螺旋角可在下面提供的圍選用： 商用車中間軸式變速器為 20～30° 初選的螺旋角=25 3.4.4 齒寬b 需要注意的是的齒輪工作穩(wěn)定性，強度和齒輪的齒寬度的軸向尺寸的工作齒輪受到的力的均勻性。 考慮到質(zhì)量和縮短盡可能減小變速器的軸向尺寸，它應(yīng)該有較低的齒寬度。穩(wěn)步下降正齒輪齒寬的優(yōu)勢被削弱，而且工作量增大。因此，一些具有寬齒寬，工作開展齒輪由于變形軸線是傾斜的，沿著在齒寬方向的不連續(xù)

35、性和不均勻磨損的齒寬方向。通?；邶X輪模數(shù)m來選擇的齒寬尺寸。 直齒：b=m，為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0 取=6 斜齒：b=，取6.0~8.5 ，取=6 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，可取大些，使接觸線長度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 直齒 b==63=18mm 斜齒 b==63=18mm 3.4.5 齒頂高系數(shù) 齒強度的程度補遺系數(shù)，運行噪音，滑動速度相對牙，牙鉆蝕和增編厚度的影響。如補遺系數(shù)小，齒輪重疊小，噪音大的工作，但該齒被彎曲力矩減小，彎曲應(yīng)力也減小齒。因此，在過去是由于齒輪的加工精度不高，并且該負(fù)載被集中在梳子的齒，使用超過齒頂系數(shù)

36、取得0.75-0.80短齒齒輪。 經(jīng)過齒輪加工精度提高，包括我自己，1.00的規(guī)定編系數(shù)。為了提高合規(guī)性轉(zhuǎn)變的程度，以減少噪音和齒根的實力，擁有編系數(shù)和1.00細如火如荼的傳輸。 3.4.6 變位系數(shù)的選擇原則 移動速變速箱的設(shè)計是一個非常重要的組成部分。采用改性裝置以避免除非，削弱和齒輪中心距外刮，這樣會影響牙齒的強度，使用的流暢性，耐磨性，抗結(jié)合能力和嚙合噪聲。 有兩種類型的改性傳送方式：垂直偏移量和角度偏差。高程偏差齒輪副一對牙修正系數(shù)為零。增加的小齒輪齒根的移位量，所以它是在規(guī)模和強度中的大齒輪的附近。副缺點高度移位齒輪不同時增加一對齒輪的強度，是難以降低噪音。角位移齒輪對偏轉(zhuǎn)

37、和不為零。角位移，這兩個位移的高度的優(yōu)點有其缺點是可以避免的。 是有幾個中間齒輪安裝在傳動軸和第二軸組合和配置，以提供每一個齒輪比由于需要確保各齒輪彼此和具有不同數(shù)量的齒。為了確保每個齒輪具有一樣的中心的距離，這個時間與進料齒處理。如果牙齒并用標(biāo)準(zhǔn)齒輪或副高度偏轉(zhuǎn)的數(shù)量，然后齒和少齒輪對的數(shù)目應(yīng)為正角位移。自嚙合性能的角位移和良好的傳輸質(zhì)量的指標(biāo)，所以使用更。為螺旋齒輪，但也通過選擇適當(dāng)?shù)穆菪?，以達到一樣的要求的中心。 傳動齒輪循環(huán)荷載條件下工作，有時沖擊負(fù)荷。高端齒輪齒面疲勞剝落位置的主要損壞，因此，最大接觸粘合強度和耐磨損性的原則應(yīng)該是最有利的方式，以確保修正系數(shù)。為了改善接觸電阻，

38、應(yīng)使得總位移因數(shù)盡可能大，從而使兩嚙合漸開線基圓更遠，以提高齒廓的曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。為低速傳輸時，由于較低的小齒輪齒根強度，再加上較大的負(fù)荷傳遞小齒輪齒根彎曲現(xiàn)象可能會發(fā)生。 變異的總系數(shù)小，一對齒輪的齒總厚度更薄，弱齒根，下部彎曲強度。由于齒的剛度卻小，容易吸收沖擊和振動，噪音應(yīng)少。 根據(jù)上述和其他原因，為了，除了用于去除的齒輪傳動裝置，以減少噪聲，兩個齒輪和相互整體過渡倒檔修正系數(shù)使用值較小數(shù)量，以獲得低噪聲傳輸。 3.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在齒輪傳動裝置后初選中心距，模塊和螺旋角的齒輪可以是更多，這取決于齒輪比和傳輸方案的數(shù)量，分配的每個齒輪的齒數(shù)。 圖3.2 五擋

39、變速器傳動方案 3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 （3.9） 如果，齒數(shù)確定了，則與的傳動比可求出，為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 直齒=2A/m （3.10） 斜齒=2A/ （3.11） 因為一擋用的是直齒輪，所以=2A/m=272/3=48 后四舍五入計整數(shù)算。取中間軸的小齒輪齒盡可能小，因此/比被設(shè)定為在殼

40、體/傳動比較大與較小的相關(guān)聯(lián)，使得第一軸齒輪常數(shù)的詳細的齒數(shù)，以便定位在所述第二軸承車軸的前腔是，并確保足夠的厚度?？紤]到限制第一軸變速器的殼體的軸孔的尺寸和布置的可能性，應(yīng)該不多。 的中間軸鏈輪的齒數(shù)最少數(shù)目也受中間軸的尺寸，即通過限制剛度。若選擇，所述軸的大小和齒輪必須一起考慮。如果商業(yè)中間軸齒輪比= 5-6，中間軸第一齒輪數(shù)可在15至17的卡車在12到17應(yīng)用應(yīng)用。因為=5.1取中間軸上一擋齒輪=17 輸出軸上一擋齒輪=-=48-17=31 根據(jù)確定的中心距A求嚙合角： =0.9397 根據(jù)齒數(shù)比u= 參數(shù) 分度圓直徑d=zm=313=93mm 齒頂高

41、 =m=m=3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm 齒頂圓直徑=d+2=(z+2)m=99mm 齒根圓直徑=d-2=(z-2.5)m=85.5mm 中心距 A= =72mm 參數(shù) 分度圓直徑d=zm=173=51mm 齒頂高 =m=m=3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm 齒頂圓直徑=d+2=(z+2)m=57mm 齒根圓直徑=d-2=(z-2.5)m=43.5mm 中心距 A= =7

42、2mm 兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，合齒高度不變。 3.5.2 對中心距進行修正 并且由中央的距離計算，并改變了圓角，因此應(yīng)根據(jù)與從在該場的中心作為訂正齒輪到每個塊的基礎(chǔ)的新的數(shù)據(jù)中心相關(guān)聯(lián)的齒輪變化系數(shù)。修改后的中心距，以便采取72毫米 3.5.3確定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)與變位系數(shù) 求出傳動比（3.12） 而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即 A=/2 （3.13） 72=3（+）/2cos25 求得常嚙合齒輪齒數(shù)為 =12 =32 參數(shù) 分度圓直徑d=z=z/=39

43、.72mm 齒頂高 ===3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) 齒頂圓直徑=d+2=45.72mm 齒根圓直徑=d-2=33.72mm 中心距 A=72.82mm 參數(shù) 分度圓直徑d=z=z/=105.92mm 齒頂高 ===3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) 齒頂圓直徑=d+2=111.92mm 齒根圓直徑=d-2=-99.92mm 中心距 A=7

44、2.82mm 核算 =4.86 在誤差允許圍 3.5.4 確定其他各擋的齒數(shù)與變位系數(shù) 二擋齒輪是斜齒輪螺旋角與常嚙合齒輪不同 （3.14） （3.15） 還有，要抵消或減少中間軸上的軸向力，還應(yīng)該滿足下式： （3.16） 聯(lián)解上述三式，采用試湊法，當(dāng)螺旋角為時，解（3.14）、（3.15）得： 求得二擋齒輪齒數(shù)為 ： 代入上式近似滿足軸向力平衡 湊配中心距 所以需變位 = =0.387 參數(shù)

45、 分度圓直徑 =77.65mm 節(jié)圓直徑 == 60.25mm (u==1.39) 齒頂高 =1.793mm 齒根高 ==0.21mm 全齒高 =5.607mm 齒頂圓直徑 =88.408mm 齒根圓直徑 =77.23mm 參數(shù) 分度圓直徑 =55.90mm 節(jié)圓直徑 == u=83.75 (u==1.39) 齒頂高 =5.466mm 齒根高 ==0.15mm 全齒高 =5.607mm 齒頂圓直

46、徑 =66.778mm 齒根圓直徑 =55.6mm 圖3.3選擇變位系數(shù)線路圖 同理：三擋齒輪齒數(shù)時近似滿足軸向力平衡關(guān)系 湊配中心距 所以需變位 = 1.5923 =0.2923 參數(shù) 分度圓直徑 =63.457mm 節(jié)圓直徑 == 77mm (u==0.87) 齒頂高 =4.51mm 齒根高 ==1.362mm 全齒高 =5.87mm 齒頂圓直徑 =69.20mm 齒根圓直徑 =60.733mm 參數(shù)

47、 分度圓直徑 =72.98mm 節(jié)圓直徑 =u=66.99mm (u==0.87) 齒頂高 =4.51mm 齒根高 ==1.362mm 全齒高 =5.87mm 齒頂圓直徑 =82.00mm 齒根圓直徑 =70.256mm 四擋齒輪齒數(shù) 時近似滿足軸向力平衡關(guān)系 湊配中心距 所以需變位 = 1.157 =0.157 參數(shù) 分度圓直徑 =48.76mm 節(jié)圓直徑 == 93.51mm

48、 (u==0.54) 齒頂高 =4.239mm 齒根高 ==2.04mm 全齒高 =6.279mm 齒頂圓直徑 =57.238mm 齒根圓直徑 =44.68mm 參數(shù) 分度圓直徑 =91.03mm 節(jié)圓直徑 == 50.49mm (u==0.54) 齒頂高 =4.239mm 齒根高 ==2.04mm 全齒高 =6.279mm 齒頂圓直徑 =99.51mm 齒根圓直徑 =86.95mm 3.5.5

49、確定倒擋齒輪齒數(shù)與變位系數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近，倒檔齒輪的齒數(shù)一般在~23之間 初選 計算中間軸與倒檔軸的中心距 設(shè) 有中心距 圓整后取 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，故取滿足輸入軸與中間軸距離 假設(shè)當(dāng)齒輪11和齒輪12嚙合時中心距： ==70A且mm 湊配中心距 所以需變位 = =0.0128 =-0.6472 參數(shù) 分度圓直徑 d=m=96mm 節(jié)圓直徑 ==98.03 mm (u==0.469) 齒頂高 =

50、4.97mm 齒根高 ==3.72mm 全齒高 =8.69mm 齒頂圓直徑 =105.94mm 齒根圓直徑 =88.56mm 參數(shù) 分度圓直徑 d=m=45mm 節(jié)圓直徑 ==45.98 mm (u==0.469) 齒頂高 =4.95mm 齒根高 ==3.74mm 全齒高 =8.69mm 齒頂圓直徑 =54.9mm 齒根圓直徑 =37.52mm 3.6 本章小結(jié) 在這一章中，將文件數(shù)，根據(jù)它們的設(shè)計決定傳輸多個文件

51、時，計算在與相應(yīng)的車輛參數(shù)結(jié)合的傳動比的圍引入和所涉與的傳動比圍，也提出了傳輸?shù)膮?shù)的合理選擇和計算的中心距離的文件分配齒數(shù)具有校正后發(fā)生。 第4章變速器的校核 4.1 齒輪的損壞形式 牙齒分為兩種：牙齒足夠大的沖擊，這打破牙齒彎曲;重復(fù)荷載作用齒根疲勞裂紋，裂紋深度逐漸增加，然后彎曲和斷裂的發(fā)生。很少，對前者出現(xiàn)后者出現(xiàn)在傳輸。 壓步態(tài)一對互鎖齒面反對在牙齒表面的潤滑油上升小裂縫彼此，則存在的，然后對裂紋擴展和從牙齒表面的牙齒表面上形成點蝕的表面的方塊顯示。他提出了越來

52、越高的資料錯誤，導(dǎo)致動態(tài)加載，導(dǎo)致斷齒。 完成的方式來移動換檔，以抵抗和倒擋，因為齒輪變化引起兩個角速度差直接影響動力換檔變速箱端部和損傷的存在。 4.2 齒輪強度計算 4.2.1 齒輪彎曲強度計算 1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 （4.1） 式中，為彎曲應(yīng)力；為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；b為齒寬；t為端面齒距，，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖6-1所示。 因為齒輪節(jié)圓

53、直徑d=，z為齒數(shù)，帶入式（4-1）得 （4.2） 一擋從動齒輪 一擋主動齒輪 倒擋直齒輪作用彎曲應(yīng)力在400~850N/mm 故直齒輪彎曲應(yīng)力均符合要求 2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4.3） 式中，為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑，，為法向模數(shù)；z為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角；為應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；b為齒面寬；t為法向齒距，；y為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖6-1中查得；為重合度影響系數(shù)，=2.0。 將上

54、述有關(guān)參數(shù)代入式（4.3），整理后得斜齒輪彎曲應(yīng)力為 （4.4） 四擋齒輪彎曲應(yīng)力 主動齒輪 從動齒輪當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～250圍。 符合要求。 圖4.1 齒形系數(shù)圖 （假定載荷作用在齒頂，） 4.2.2輪齒接觸應(yīng)力計算 輪齒接觸應(yīng)力 δ=0.418 （4.5） 式中，為輪齒的接觸應(yīng)力；F為齒面上的法向力， ；為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；為節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角；E為齒輪材料的彈

55、性模量；b為齒輪接觸的實際寬度； 、為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，直齒輪 、，斜齒輪 ， ； 、為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。 一擋齒輪接觸應(yīng)力 δ=0.418 =1249.9 四擋齒輪接觸應(yīng)力 δ=0.418 =713.7 校核都在圍之，符合要求 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.1。 表4.1 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 齒 輪 ／ 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900--2000 950--1000 常嚙合齒輪和高擋 1300--1400 650--700 。 4.3

56、軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下圍選?。簩斎胼S，=0.16～0.18；對輸出軸，0.18～0.21。 輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。? （4. 6） 式中 ——經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 輸入軸花鍵部分直徑為 =23.78～27.34mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度=310mm。 按扭轉(zhuǎn)強度條件確定軸的最小直徑為 （4. 7） 式中 d——軸的最小直徑（mm）； ——軸的許用

57、剪應(yīng)力（MPa）； P——發(fā)動機的最大功率（kw）； n——發(fā)動機的轉(zhuǎn)速（r/min）。 得： mm 所以，選擇軸的最小直徑為21mm 4.4 軸的強度驗算 4.4.1 軸的剛度的計算 軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖4.2所示，若軸在垂直面撓度為，在水平面撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計算： 圖4.2 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 （4.8） （4.9） （4.10） 式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； ——彈性模量（MPa

58、），=2.1×105MPa； ——慣性矩（mm4），對于實心軸，； ——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、——齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。 1、 變速器上個齒輪的圓周力、切向力、軸向力的計算 一軸： 二軸： 中間軸： 2、 變速器輸入軸的剛度計算 （1）一檔工

59、作時的計算 已知：a=248mm；b=22mm；L=270mm；d=32mm，則有 mm mm mm （2）二檔工作時的計算 已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，則有 mm mmmm （3）三檔工作時的計算 已知a=77mm；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，則有 =mm mmmm 由于四、五檔距離支撐處只有20mm左右，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉(zhuǎn)角相對于一、二、檔可以忽略。 3、 變速器輸出軸的剛度計算 （1）一檔工作時的計算 已知：a=61m

60、m；b=162mm；L=223mm；d=40mm，則有 mm mm mm （2）二檔工作時的計算 已知：a=184mm；b=86mm；L=270mm；d=40mm，則有 mm mm （3）三檔工作時的計算 已知a=110mm；b=160mm；L=270mm；d=35mm，則有 =mm mmmm 由于四、五檔距離支撐處只有20mm左右，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉(zhuǎn)角相對于一、二、檔可以忽略。 4.4.2 軸的強度的計算 1、 中間軸校核 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩T=108 N.m 中間軸轉(zhuǎn)矩T=108

61、 圓周力N 徑向力N 軸向力N （1）繪制軸受力簡圖（圖a) （2）繪制垂直面彎矩圖（圖b) N N 截面C右側(cè)彎矩N.m 截面C左側(cè)彎矩N.m （3）繪制水平面彎矩圖（圖C） 軸承支反力N 截面C處的彎矩N.m （4）繪制合成彎矩圖（圖d） N.m N.m （5）繪制轉(zhuǎn)矩圖（圖e) (6)繪制當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖（圖f) 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力按動脈循環(huán)變化取a=0.6截面C處的當(dāng)量彎矩 N.m (7)校核危險截面C的強

62、度 圖abcdef 2，輸出軸的校核 輸出軸轉(zhuǎn)矩T=N.m N N (1) 繪制軸受力簡圖（圖a) (2) 繪制垂直面彎矩圖（圖b） 軸承支反力N N 截面C右側(cè)彎矩 N.m 截面C左面?zhèn)葟澗? N.m （3） 繪制水平彎矩圖（c） 軸承支反力 N 截面C處的彎矩N.m （4）繪制合成彎矩圖（圖d） N.m N.m （5）繪制轉(zhuǎn)矩圖（圖e) (6)繪制當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖（圖f) 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力按動脈循環(huán)變化取a=0.6截面C處的當(dāng)量彎矩 N.m (7)校核危險截面C的強度 圖abcdef 4.5軸承壽命計

63、算 軸承壽命可以以平均時速車行駛到計算S軸承壽命的要求，總里程以前超車的車，車上30萬公里的卡車和公共汽車250000公里。 （5.19） 其中，，h。 初選軸承型號根據(jù)機械設(shè)計手冊選擇30305型號軸承KN，KN；30306型號軸承KN，KN 1、變速器一檔工作時 N，N 軸承的徑向載荷 =1066N；N 查機械設(shè)計手冊得，Y=1.6。 N N N 所以軸承部軸向力 N N 計算軸承當(dāng)量動載荷 查機械設(shè)計手冊得到 ，查機械設(shè)計手冊得到 ，查機械設(shè)計手冊得到。 當(dāng)量動載荷 式中

64、 ——支反力。 N N 查表4.1可得到該檔的使用率，所以h h 所以軸承壽命滿足要求。 h 2、變速器四檔工作時 N N 表4.1 變速器各檔的相對工作時間或使用率 車型 檔位數(shù) 最高檔傳動比 變速器檔位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 貨 車 4 1 1 3 75 4 <1 1 4 60 5 1 1 3 16 75 5 <1 1 3 64 20 6 1 1 2 8 15 70 6 <1 1 2 8 70 15 8 <1 0.5 1 0

65、.5 10 15 N 軸承的徑向載荷：=198N；N 軸承部軸向力： 查機械設(shè)計手冊得：Y=2 N N 所以 N N 計算軸承當(dāng)量動載荷，查機械設(shè)計手冊得到。 當(dāng)量動載荷 N N 查表4.1可得到該檔的使用率，于是 h 所以軸承壽命滿足要求。 4.6 本章小結(jié) 本章首先在齒輪和齒輪的形式破壞引入強度計算，剛度和強度檢查，以驗證設(shè)備的強度會參與研究。最后，該軸的大小進行計算，并且其剛性和控制的強度。 第5章 同步器的計算 。 5.1 鎖銷式同步器 5.1.1 鎖銷式同步器結(jié)構(gòu)

66、圖5.1摩擦鎖銷同步環(huán)齒輪同步2和3上的肩部，分別在其部和外部彼此錐形摩擦面接觸的結(jié)構(gòu)。帶齒的盤孔蓋1的滑動部的鎖定元件制成錐形肩部和安裝在該孔中，有在中央鎖定銷4斜面的位置一樣的角度。表殼和同步器齒環(huán)2剛性連接。彈性構(gòu)件是在車輪的盤套的徑向滑動孔彈簧7.在球5的中立位置下彈簧壓在銷6的凹槽，使得它保持在滑動套筒和同步環(huán)齒之間沒有相對運動。 慣性式同步器中，彈性部件的摩擦部件和鎖定元件，其用于使保持的相關(guān)部分在空檔位置的重要性，但不妨礙鎖釋放鎖，并填寫在行為的位移。 5.1.2 鎖銷式同步器工作原理 同步器換擋過程由三個階段組成。 在第一階段中，同步離開中立位置時，軸向運動和對摩擦表面。摩擦面彼此接觸瞬間，如圖5.1所示，由于不同的齒輪角速度和所述角速度的換檔齒輪套筒3的旋轉(zhuǎn)4相移位齒輪套筒1的小摩擦轉(zhuǎn)矩銷的作用的小角度，并在所示的菜單鎖定位置。此時接觸鎖定表面，以防止在滑動運動來移動牙齒的套的方向。 第二階段是通過在滑動套筒齒力F由鎖定構(gòu)件和所述摩擦表面的把手，演戲換檔撥叉設(shè)置。因為不相等的，并且在上述表面的摩擦?；瑒育X輪組1和3，它們的每個與車輛和