汽車變速器計(jì)算參考

1、文檔來(lái)源為：從網(wǎng)絡(luò)收集整理.word版本可編輯.歡迎下載支持§ 2.1變速器主要參數(shù)的選擇一、檔數(shù)和傳動(dòng)比近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用 45個(gè)檔位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用 5個(gè)檔位。選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽 車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路 面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有則由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動(dòng)比為mgrrmax igT emaxi O(2-1)式中m-汽車總質(zhì)量；g重力加速度；Max-道路最大阻力

2、系數(shù)；rr-驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑；Temax-發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；i0王減速比；T- 汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件求得的變速器I檔傳動(dòng)比為：(2-2)式中G2-汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷； &-路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取(|=0.50.6。由已知條件：滿載質(zhì)量1800kg;rr=337.25mm；Te max=170Nm； i0=4.782;t=0.95o根據(jù)公式(2-2)可得：igI =3.85。超速檔的的傳動(dòng)比一般為0.70.8,本設(shè)計(jì)去五檔傳動(dòng)比igv=0.75中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為：(2-3)的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常

3、用檔位間的公比宜小 些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出： q=l.5l。故有：二、中疝距2.55中心配則變?cè)?9的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸ic變立舲和制) A (mm)可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng) 驗(yàn)公式初定：A Ka3 不(2-4)式中Ka-中心距系數(shù)。對(duì)轎車，Ka =8.99.3;對(duì)貨車，Ka =8.69.6;對(duì)多 檔主變速器，K a =9.511;Tl max -變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩：TI max=Te max igI .=628.3N m故可得出初始中心距A= 77.08mm。三、軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒

4、輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的 布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.03.4 A貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：四檔(2.2 2.7) A五檔(2.7 3.0) A六檔(3.2 3.5) A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù)Ka應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便，A取整。本次設(shè)計(jì)采用5+1手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3 77.08mm=231.24mm變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。四、齒輪參數(shù)(1)齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合JB111-60規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mnmn 0.473

5、 Temaxmm(2-5)其中 Temax=170Nm,可得出 mn=2.5。 ei max一檔直齒輪的模數(shù)mm 0.333 不 mm(2-6)通過(guò)計(jì)算m=3o同步器和嚙合套的接合大都采用漸開(kāi)線齒形。由于制造工藝上的原因，同一 變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取23.5。本設(shè)計(jì)取2.5。(2)齒形、壓力角 外螺旋角B和齒寬b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 2-1選取。表2-1汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角、一_冊(cè)目車型壓力角a螺旋角3轎車高齒并修形的齒形14.5° , 15° , 16° 16.5 °25° 45&

6、#176;一般貨車GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形20°20° 30°重型車同上低檔、倒檔齒輪22.5° , 25°小螺旋角壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎 強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車，為 提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角a取20。，嚙合套或同步器取30° ;斜齒輪螺旋角B取30°。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。 為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋， 其軸向力經(jīng)軸承

7、蓋由殼體承受。齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。 但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承 載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于 減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：直齒 b=(4.58.0)m, mm斜齒 b=(6.08.5)m, mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng) 力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。§ 2.2 檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、 傳動(dòng)比和結(jié)

8、構(gòu)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各檔齒數(shù) 的方法。1 .確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動(dòng)比igiZ2 2(2-7)為了確定Z9和ZloZ1 齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Z :(2-8)其中 A =77.08mm m =3;故有 Z 51.4。圖2-1五檔變速器示意圖3.53.9時(shí)，則Z10可在1517范圍內(nèi)選擇，此處當(dāng)轎車三軸式的變速器igI 取Zi0=16,則可得出Z9=35。上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的Z可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式(2-8)看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從 Z及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距 A, 再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)這里Z修正為51,則根據(jù)式

9、(2-8)反推出A=76.5mm2 .確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)Z2由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定Z2 1.76Z1i gIzioZ9(2-9)由式(2-7)求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等(2-10)由此可得:mn(Z1 Z2)2 cosZ22Acosmn(2-11)而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出：乙Z2 與聯(lián)立可得：乙=19、Z2=34o則根據(jù)式(2-7)可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為：igI 3.91。3 .確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動(dòng)比igZ2Z7乙Z8(2-12)而ig 2.55，故有:對(duì)于斜齒輪,ZZ8 Z1.4252 Acos(2-13)故有：Z7 Z8 53mn5聯(lián)立得

10、：Z731、Z822。按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪Z5 26、Z6 27；四檔齒輪Z3 16、Z4 37 04 .確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比i gr取3.7。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪10略小，取乙2 13。而通常情況下，倒檔軸齒輪 Z13取2123,此處取Zi3=23。i 互 Z13gr Z13 Z12Z2(2-14)可計(jì)算出乙127 0故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A MV Z13)(2-15)=50mm而倒檔軸與第二軸的中心：a 1，r r 、 A(Z11 乙3)(2-16)2=72.5mm。§ 2.3

11、 輪變位系數(shù)的選擇齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避 免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、 抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合 齒輪的變位系數(shù)的和為零。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。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度， 也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高 度變位的優(yōu)點(diǎn)，有避免了其缺點(diǎn)。有幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各檔傳 動(dòng)比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒

12、數(shù)和不同。 為保證各對(duì)齒輪有相同的中心 距，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位 時(shí)，則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。 由于角度變位可獲得良好的嚙 合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過(guò)選擇合適的螺 旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高 檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)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 劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能 取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開(kāi)線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對(duì)于低檔齒輪，由于小齒

13、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?？傋兾幌禂?shù)越小，一對(duì)齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但 是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔 齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。其中，一檔主 動(dòng)齒輪10的齒數(shù)Z10 <17,因此一檔齒輪需要變位。文檔來(lái)源為：從網(wǎng)絡(luò)收集整理.word版本可編輯.歡迎下載支持.變位系數(shù)17 Z(2-17)式中Z為要變位的齒輪齒數(shù)。第三章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇§ 3.1 輪的損壞原因及形式齒輪的損壞

14、形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒 再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋， 裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折 斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時(shí)，一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn) 滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。 他 使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的 齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。§ 3.2 輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核與

15、其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍 是相似的。止匕外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等 級(jí)、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒 輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級(jí)。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車齒輪，同樣、可 以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。1.齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算(1)直齒輪彎曲應(yīng)力FroW力”口網(wǎng) % inn式中，W-彎曲應(yīng)力(MPa；Ft10一檔齒輪10的圓周力(N) F10 2Tg/d;其護(hù) 為計(jì)算載荷(NJ- mm, d

16、為節(jié)圓直徑。-K應(yīng)力集中系數(shù)，可近c(diǎn)m似取1.65 ;Kf -摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1 ,從動(dòng)齒輪取0.9;b-齒寬（mm,取 20t -端面齒距（mrm;y齒形系數(shù)，如圖3-1所小。圖3-1齒形系數(shù)圖當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為：(3-2)=659668Nm故由F102Tg可以得出Ft10；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（3-1）可得d當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩Temax時(shí)，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在400850MPa之間。（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力(3-3)F1KbtyK式中K為重合度影響系數(shù)，取2.0;其他參數(shù)均與式（3-1）注釋相同，K 1.50,選擇齒形系數(shù)y時(shí)，按當(dāng)量模

17、數(shù)z z/cos3在圖（3-1）中查得。二檔齒輪圓周力：F F2Tg（3-4）Ft8 Ft7根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出：d8 Ft8 Ft7=6798.8N齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)Znz/cos3 =47.7 ,可查表（3-1 ）得：y 0.153同理可得： w7 231.99MPa。依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如三檔:四檔:五檔:4計(jì)篁下：w5 276.2MPaw6 第5Mw? 298咄腌枷121698MPa勺最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。FE 11b z bj 0.4182.齒輪接

18、觸應(yīng)力 j (3-5)式中，j -齒輪的接觸應(yīng)力(MPa；F -齒面上的法向力(N),Fi -圓周力在(N) , Fi-節(jié)點(diǎn)處的壓力角(° )-齒輪螺旋角(° )；E-齒輪材料的彈性模量( b 齒輪接觸的實(shí)際寬度，F(xiàn)F1 /(cos cos );2Tg/d ;MPa,查資料可取E 190 103MPa ; 20mmz、 b-主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mrm;直齒輪：z rzSin(3-6)b rb sin(3-7)斜齒輪：zrzsin/cos2(3-8)brb sincos2(3-9)其中，rz、rb分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mrm。將作用在變速器第一軸上的載荷Tema

19、x作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力j見(jiàn)下表：表3-1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪j /MPa滲詼的輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔13001400650700通過(guò)計(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下:一怕：j11998.61MPa二檔：j21325.17MPa三檔：j31233.1MPa四檔：j41208.5MPaj51015.78MPajR1904.32MP a五檔：倒檔：對(duì)照上表可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。第四章變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核§ 4.1 速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸1 .軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體，前端大

20、都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根 據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和 軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定， 而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng) 盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖4-1所示：圖4-1變速器第一軸別用限,定，中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳網(wǎng)方案。W生軸倒檔齒輪配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列 經(jīng)驗(yàn)公式初步選定:第一軸和中間軸:d (0.40.5)A,mm(4-1)第二軸：d 1.073/TemLmm(4-2)式中Tem

21、ax-發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，N。m為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長(zhǎng)度L的關(guān)系可按下式選取：第一軸和中間軸:第二軸：d/L = ；d/L =§ 4.2 的校核由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來(lái)說(shuō)強(qiáng)度是 足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對(duì)于本設(shè)計(jì)的變速器來(lái)說(shuō)，在設(shè)計(jì)的 過(guò)程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核 一檔處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過(guò)程中，一檔所傳動(dòng)的扭矩最大，即軸所承受 的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對(duì)象。下面對(duì)第 一軸和第二軸進(jìn)行校核。1 .第一軸的強(qiáng)度與剛度

22、校核因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只 受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為式中:T-扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPaT-軸所受的扭矩，NJ- mmW -軸的抗扭截面系數(shù)，P-軸傳遞的功率，kw；3mm ；(4-3)一計(jì)算截面處軸的直徑, T 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，mmMPa其中 p =95kw, n =5750r/min, d =24mm 代入上式得：由查表可知t=55MP4故t t,符合強(qiáng)度要求。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)表示。其計(jì)算公式為:5.73(4-4)式中，T -軸所受的扭矩，NI - mmG -軸的材料的剪切彈性模量,104 GI pI p -軸截面的極慣性矩

23、, 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得：5.73MPa對(duì)于鋼材，G =8.11P d4/32;104170 1000io4 MPa0.9 。4 3.14 25對(duì)于一般傳動(dòng)軸可取0.51()/m；故也容d剛度要求。322 .第二軸的校核計(jì)算1)軸的強(qiáng)度校核計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa可按下式求出:FtFrFa2T i二'emax'd2Temaxi tand cos2Temaxi tanemax(4-5)(4-6)(4-7)式中i-至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為三檔傳動(dòng)比 3.85;d -計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm為105mm-節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為16° ;-螺旋角，

24、為30° ；Temax-發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為170000N mm代入上式可得：Ft 12466.7N ，F(xiàn)r4127機(jī), 7197.6N危險(xiǎn)截面的受力圖為：圖4-1危險(xiǎn)截面受力分析水平面：FA (160+75) =Fr 75=>FA=1317.4N;r 一 r 一 ，一3水平面內(nèi)所受力矩：Mc 160 Fa 10210.78N m垂直面:dFa Ft 160a 2 t160 75(4-8)=6879.9N垂直面所受力矩： Ms 160 Fa 103 1100.78N m。 該軸所受扭矩為：Tj 170 3.85 654.5N。(4-9)故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為：,(210.78

25、 1000)2 (110.78 1000)2 (654.5 1000)則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下軸應(yīng)05N mm( MPa(4-10)吟將M代入上式可得：136.16MPa ,在低檔工作時(shí)=400MPa,因此有:;符合要求。文檔來(lái)源為：從網(wǎng)絡(luò)收集整理.word版本可編輯.歡迎下載支持2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度 力和在水平面內(nèi)的撓度f(wàn)s可分別按下式計(jì)算: cs（4-11）（4-12）式中，F(xiàn)i -齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N，這里等于Ft；F2 -齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）,這里等于Fr；E-彈性模量（MPa, E 2.1 105 （MPa, E =2,1 105 MPaI-慣

26、性矩（mm4）, I d4 / 64 , d為軸的直徑（mm）;a 、b-為齒輪坐上的作用力距支座 A、B的距離（mm）;L -支座之間的距離（mm）。將數(shù)值代入式（4-11）和（4-12）得：2Vfc 0.13故軸的全撓度為fJfc2 fs20.198mm 0.2mm,符合剛度要求。Ts 0.15第五章 變速器同步器的設(shè)計(jì)1 .同步器的結(jié)構(gòu)在前面已經(jīng)說(shuō)明，本設(shè)計(jì)所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，具結(jié)構(gòu)如下圖所示:,圖5-的換檔力，推嚙合套并1法向力與兩錐面之間1、9-變速器齒輪2-滾針軸承35-彈舔6-定耳南4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 陀111-必套如圖（5-1 ）,此類同步幽頂砂1 Xx X

27、ZI&Fxwtf作用在嚙合套上ME至鎖環(huán)錐面石成合齒輪上的錐面接觸為止。之后，,致使在錐面上作用有修擦角速度差相對(duì)嚙仆套和滑塊轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)角度,并滑塊予以定位。接下來(lái)，嚙徐使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器在鎖止?fàn)畛?網(wǎng)檔N鎖上面接觸（圖5-2b）,階段結(jié)束。換|當(dāng)力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大詡速度相等的瞬間，同止蜩時(shí)在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的用逑度逐漸靠近,步過(guò)程結(jié)束，完成換檔過(guò)程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥 環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開(kāi)，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過(guò)鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合 (圖5-2d),

28、完成同步換檔。 圖5-2鎖環(huán)同步器工作原理2 .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(jì)得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果 好。但頂部寬度過(guò)窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。試驗(yàn)還證明：螺紋的齒頂 寬對(duì)摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費(fèi)力，故齒頂寬 不易過(guò)大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些，可使被刮下來(lái)的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會(huì)使接觸面減少，增加磨損速度。圖 5-3a中給出的尺寸適用于輕、中 型汽車；圖5-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為612個(gè)，槽寬34mm 圖5-3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。但 過(guò)小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn) 象，避免自鎖的條件是tan f。一般 =6°8°。 =6°時(shí)，摩擦力矩較大， 但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí)， 則有粘著和咬住的傾向；在 =7°時(shí)就很少 出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計(jì)中采用的錐角均為取 7°。(3)摩擦錐面平均半徑RR設(shè)計(jì)得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及 相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還