重卡十擋手動變速器設計

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第1章 緒論 隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標。在對汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評價汽車的一個重要指標，而變速器的設計不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運行噪聲增大，影響汽車的整體性。 1.1汽車變速器概述 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬破、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 1.1.1汽車變速器的功用 現代汽車上廣泛采用活塞式內燃機作為動力源，其轉矩和轉速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的驅動力和車速能在相當大的范圍內變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器。 變速器的功用是： （1）改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作； （2）在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛； （3）利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進行動力輸出。 1.1.2汽車變速器的分類 汽車變速器按傳動比變化方式不同，可分為有級式、無級式和綜合式三種。 (1)有級式變速器應用最為廣泛，它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。按所用輪系形式不同，有級式變速器又可分為有軸線固定式變速器和軸線旋轉式變速器兩種。 目前，轎車和輕、中型貨車變速器的傳動比通常有3-5個前進擋和一個倒擋；在重型貨車用的組合式變速器中，則有更多擋位。所謂變速器擋數，均指前進擋位數。 (2)無級式變速器的傳動比在一定的范圍內可按無限多級變化，常見的有電力式和液力式兩種。 電力式變速器在傳動系統(tǒng)中也有廣泛采用的趨勢，其邊素傳動部件為直流串勵電動機。液力式變速器的傳動部件是液力變矩器。 (3)綜合式變速器是指由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液力機械式變速器，其傳動比可在最大值和最小值之間的幾個間斷范圍內作無級變化，目前應用較多。 1.2雙中間軸變速器概述 雙中間軸變速器是目前多級變速的一個重要的發(fā)展方向，是指在汽車的傳動系統(tǒng)中的變速器部分有兩個輸出軸或叫中間軸，這樣的變速器結構目的主要是為了縮短多擋定軸式變速器的軸向尺寸，以便于其在整車上的布置，同時也是為了多擋時共用輸入軸的主動齒輪，減少變速器零件，簡化變速器結構和降低成本等。 1.2.1雙中間軸變速器的原理 采用雙中間軸結構設計的變速器，每根中間軸和中間軸兩端的軸承以及中間軸上的齒輪只承受二分之一的傳動力，輸入軸及主軸上每個齒輪的輪齒受力也只有傳動力的二分之一。 1.2.2雙中間軸變速器的特點 對大噸位的重型汽車（輸入扭矩在800Nm以上）來說，車輛需要變速器的承載能力大、擋位多，雙中間軸變速器的優(yōu)勢在這里得到了有效發(fā)揮。雙中間軸變速器的比較優(yōu)勢主要體現在以下幾個方面： （1）雙中間軸變速器在中心距、殼體長度兩個重要設計參數上，明顯優(yōu)于單中間軸變速器。這兩個設計參數決定了雙中間軸變速器重量輕，軸向尺寸短，有利于減輕整車重量，提高承載能力，便于整車布置。 （2）雙中間軸變速器的速比范圍明顯大于單中間軸變速器，在發(fā)動機功率相同的情況下，將直接影響到整車的最大爬坡度和最高車速這兩個重要性能指標。 （3）由于雙中間軸變速器比單中間軸變速器前進擋多1～2個擋位，所以各擋之間的速比級差明顯小于單中間軸變速器，有利于提高整車的加速性，可以使發(fā)動機始終處于最佳工作狀態(tài)，大大降低整車的燃油消耗和污染排放。 （4）采用雙中間軸結構設計的變速器，每根中間軸和中間軸兩端的軸承以及中間軸上的齒輪只承受二分之一的力（與單中間軸相比），輸入軸及主軸上每個齒輪的輪齒受力也只有二分之一（與單中間軸相比）。 （5）由于采用了對稱布置的雙中間軸，中間軸上每個齒輪施加給輸入軸齒輪和主軸齒輪的徑向力大小相等而方向相反，正好相互抵消，因此，從結構上保證了雙中間軸變速器在設計時能夠減小中心距，從而使變速器的軸向尺寸變短、重量降低。 （6）由于每個齒輪及軸承受力的減小，進一步延長了變速器使用壽命，提高了工作可靠性和性價比。 近年來，以法士特為首自主研發(fā)的雙中間軸變速器，均采用了細高齒有限元設計，齒部為非標準漸開線K形齒修形設計，主、副箱均配有高性能的雙錐面同步器，使產品的可靠性及操控性有了提高。 雙中間軸變速器具有廣泛的適用性，良好的整車匹配性?？梢愿鶕脩舻氖褂脨酆眠x擇帶同步器或不帶同步器的產品；可匹配多種離合器殼體及離合器分離裝置，能夠適應整車選裝普通推式離合器、免調節(jié)推式離合器、拉式離合器、單片離合器、雙片離合器；還可以滿足整車安裝緩速器的需要。 同時雙中間軸變速器在設計時充分考慮了車輛多種功能的需要，取力形式多種多樣，能夠實現前取力、后下取力、后上取力、側取力等，最大限度地滿足了各行各業(yè)的特殊需求，廣泛匹配載重車、自卸車、牽引車及各種專用車輛和特種車輛，為重型汽車的升級換代提供較好優(yōu)化配置。 1.2.3汽車變速器國內外發(fā)展狀況 近年來，隨著市場對產品創(chuàng)新性要求的增長和大噸位變速器需求比重持續(xù)上升，雙中間軸變速器已成為引領市場需求的主導，備受國內外重型汽車廠家的青睞。 據統(tǒng)計，今年前4個月，重卡市場累計生產整車175559輛，同比增長65.7%；銷售整車159303輛，同比增長60.17%；產銷量再創(chuàng)歷史新高。前4個月，雙中間軸重型變速器產銷量雙雙突破16萬臺大關，同比增長高達103.67%，市場占有率已超過85%。 雙中間軸變速器和單中間軸變速器是目前國際上使用最廣泛的兩種變速器，但在性能上各有優(yōu)劣。歐洲等發(fā)達國家，由于路況較好、法規(guī)健全，重型汽車多選配單中間軸變速器。雙中間軸變速器則廣泛應用于美國、加拿大、澳大利亞這些使用超大功率、超長距離運輸車輛的國家。在亞洲、非洲等許多發(fā)展中國家和不發(fā)達地區(qū)，受路況、超載等各種因素影響，重型汽車更多選擇配套的也是雙中間軸變速器。同時從這兩種變速器產品在中國市場的應用情況看，雙中間軸變速器更適合中國國情，已顯示出了比較優(yōu)勢。法士特雙中間軸變速器在國內市場超過90萬臺的保有量，充分說明了這一點。 目前在國際上，重卡配裝的手動重型變速器主要有兩種結構，以德國采埃孚技術為代表的單中間軸結構和以美國伊頓技術為代表的雙中間軸結構。 上世紀80年代，法士特的前身陜西齒總廠和現綦江齒輪傳動有限公司的前身綦江齒輪廠，分別引進了伊頓和采埃孚的重型變速器技術。其后，經過二十多年發(fā)展，法士特雙中間軸變速器在重卡市場確立了領先地位，綦齒卻逐漸淡出重卡市場，成為國內最大的大中型客車變速器生產企業(yè)。 目前，具有自主知識產權和高技術含量雙中間軸變速器已達到20多個系列、數百個品種。在5～16擋變速器領域實現了全方位覆蓋，廣泛匹配于輸入扭矩500～2600Nm、載重量5～50噸之間的各種車型。尤其是近年推出的12擋和16擋兩款重型變速器，代表了國內最新技術和成果。其中，部分自主創(chuàng)新產品在關鍵技術和核心技術上的創(chuàng)造性，填補了我國多擋位機械式重型變速器空白，打破了跨國公司構筑的知識產權壁壘，而且形成了規(guī)模發(fā)展的競爭優(yōu)勢。 從雙中間軸變速器在設計參數、性能、結構、使用方便性及價格等方面的比較優(yōu)勢中可以看出，在大噸位重型汽車（輸入扭矩800Nm以上）上，雙中間軸變速器更符合我國對汽車工業(yè)發(fā)展提出的具有高可靠性、低能源消耗、低噪聲和低排放污染的總體要求。 1.3課題設計意義 隨著社會的快速發(fā)展和人們生活水平的迅速提高，汽車作為一種必不可少的交通運輸工具已走進千家萬戶?？傊?，汽車工業(yè)的發(fā)展水平直接代表著一個國家基礎工業(yè)和國民經濟的實力。中國未來10年，經濟型汽車至少應翻一番。因此設計一種適合我國國情的經濟型汽車的變速器具有十分重要的意義，而且也符合全球對環(huán)境保護的要求，低排放的經濟型汽車肯定是未來汽車的主力。 本設計的目的就是以我國現今發(fā)展情況探討開發(fā)一種適合我國國情、滿足家庭使用的中小型、經濟實用、發(fā)動機前置前驅動或前置后驅的一種變速器。 變速器是汽車最重要的系統(tǒng)之一，如果把作為動力源的發(fā)動機比作汽車的心臟，那么作為傳遞動力的變速器可謂汽車的動脈。汽車變速器作為汽車傳遞系中的一個主要總成。要求其結構簡單，操縱輕便，體積小，重量輕，傳遞效率高，承載能力大，維修方便，使用可靠。由于機械傳動變速器具備上述這些優(yōu)點。所以，機械變速器一直是汽車上用得最普遍的變速器。 變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。它的作用是： （1）在較大范圍內改變汽車行駛速度的大小和汽車驅動輪上扭矩的大小。 由于汽車行駛條件不同，要求汽車行駛速度和驅動扭矩能在很大范圍內變化。例如在高速路上車速應能達到100km/h，而在市區(qū)內，車速常在50km/h左右。空車在平直的公路上行駛時，行駛阻力很小，則當滿載上坡時，行駛阻力便很大。而汽車發(fā)動機的特性是轉速變化范圍較小，而轉矩變化范圍更不能滿足實際路況需要。 （2）實現倒車行駛 汽車發(fā)動機曲軸一般都是只能向一個方向轉動的，而汽車有時需要能倒退行駛，因此，往往利用變速箱中設置的倒檔來實現汽車倒車行駛。 （3）實現空檔 當離合器接合時，變速箱可以不輸出動力。例如可以保證駕駛員在發(fā)動機不熄火時松開離合器踏板離開駕駛員座位。 變速箱由變速傳動機構和變速操縱機構兩部分組成。變速傳動機構的主要作用是改變轉矩和轉速的數值和方向；操縱機構的主要作用是控制傳動機構，實現變速器傳動比的變換，即實現換檔，以達到變速變矩。 1.4課題設計內容和方案 1.4.1變速器設計應滿足的基本要求 對變速器如下基本要求. （1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。 （2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 （3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 （4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 （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，亂擋以及換擋沖擊等現象發(fā)生。 （7）變速器應當有高的工作效率。 除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的檔數，傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 1.4.2課題設計內容 課題要求對9檔雙中間軸變速器進行傳動方案的設計,對主要零件軸、齒輪進行結構設計，對其他零件進行結構和選型設計。進行齒輪的設計:包括材料選擇、參數計算、強度計算及校核；軸的設計：包括結構設計并作出軸的計算簡圖、強度校核；軸承的選用及其他零件的結構設計。 1．齒輪的設計 齒輪的設計從兩個方面來考慮： （1）按照齒面解除疲勞強度進行計算及核算： （2）按照齒根彎曲強度進行計算及核算。 可算得齒輪的模數及分度圓直徑，并對模數進行圓整，從而定出分度圓的具體直徑。完成這些后，也是從這兩方面入手對所設計的齒輪進行強度校核，最終得出合適且安全的直齒輪圓柱齒輪 2．軸的設計 軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構尺寸。軸的結構主要取決于以下的因素：軸在機器中的安裝位置及其形式；軸上安裝的零件的類型、尺寸、數量以及和軸聯(lián)接的方法；載荷的性質、大小、方向及其分布情況；軸的加工工藝等。 3．軸承的選用 選用軸承時，首先是選擇軸承的類型。由于該軸上的軸承所受載荷為徑向載荷，軸的中心線與軸承座中心線不重合而有角度誤差，軸承力可能發(fā)生彎曲或傾斜，所以選用調心滾子軸承。 4．其他零件的結構設計 其他零件部件包括一些標準件（螺栓，螺母，彈性擋圈和油氈封圈等）和非標準件，如軸套，軸承端蓋等，根據相關參考書的建議值和公式選取確定，然后進行強度校核。 1.4.3課題設計方案 變速器設計是一個重要的課題，因此要充分利用現有參考文獻，資料進行認識，不斷的分析增進對變速器的了解。 在對變速器有了較深的理解后開始對變速器的各個部分進行分步設計。 （1）確定檔數，這里選擇9檔。 （2）選定車型，確定基本參數。 （3）變速器主要參數的確定。其中包括軸數（4軸），傳動比范圍，中心距A，外形尺寸，齒輪參數的確定（模數，壓力角，螺旋角，齒輪寬度，齒輪變位系數，齒頂高系數），各檔齒輪齒數的分配：1.確定一檔齒輪齒數。2.對中心距A的修正。3.確定常嚙合傳動齒輪副的齒數。4.確定其他各擋的齒數。5.確定倒擋齒輪齒數。 （4）輪齒強度的計算。 （5）軸的強度計算。 （6）組裝配合。 第2章 九檔變速器總體方案設計 對本設計進行總體方案設計，即對變速器進行選型并對其相關結構和組成部分進行初步分析和設定，為后面的設計計算做準備。對總體方案進行設計，首先要確定的就是車型的選擇，即使用九檔雙中間軸變速器的車型，其次要對變速器的傳動機構布置和操縱機構型式進行分析和設定，為設計計算確定一個總體方案，從而在后面的設計計算中以此作為貫穿全文的主線，圖有2-1中機構2所示為變速器。 1-離合器 2-變速器 3-萬向節(jié) 4-驅動橋 5-差速器 6-半軸 7-主減速器 8-傳動軸 圖2-1 卡車傳動系統(tǒng)布置 2.1車型及基本參數的選擇 本文主要設計的是九檔變速器，而九檔變速器目前來說主要用于重卡及重型工程車，所以我們選擇的車型應該為重型卡車。 目前在國際上，重卡配裝的手動重型變速器主要有兩種結構，以德國采埃孚技術為代表的單中間軸結構和以美國伊頓技術為代表的雙中間軸結構。根據緒論中對兩種變速器優(yōu)缺點的比較，我們知道雙中間軸結構變速器擁有絕對的優(yōu)勢，所以我們選擇雙中間軸式變速器。 根據以上分析，我們選擇解放j6重卡作為研究車型，對其變速器進行設計和分析，車型的基本數據如表2-1所示。 表2-1 車型基本數據 產品型號 BJ1317VNPJJ-S5 發(fā)動機型號 SC8DK280Q3 驅動 84 軸距 1800+4700+1350(mm) 貨廂尺寸 94502316800 發(fā)動機功率(ps) 290A 發(fā)動機排量（L)/轉速(r/min) 8.8/2200 最高車速 130km/h 車身 ETX高/平 離合器 Φ430 車橋/速比 457/4.875 車架 320(mm) 輪胎 11.00R20 額定載質量（T) 16.800(t) 根據變速器設計所選擇的汽車相關數據，我們可知發(fā)動機的基本參數如下表2-2所示。 表2-2 發(fā)動機基本參數表 項目 參數 項目 參數 發(fā)動機型號 上柴SC8DK280Q3 系列 SC8DK 生產廠家 上柴 發(fā)動機形式 直噴，直列，六缸，水冷，四沖程 汽缸數 6 燃油種類 柴油 汽缸排列形式 直列 排量 8.8L 排放標準 歐III 最大輸出功率 290KW 最大馬力 280馬力 最大扭矩 1160Nm 最大扭矩轉速 2200 全負荷最低燃油耗率 200g/kW.h 發(fā)動機凈重 700KG 發(fā)動機尺寸 1363*890*982mm 壓縮比 18：1 一米外噪音 98dB 額定轉速 2200RPM 汽缸行程 135mm 汽缸缸徑 114mm 每缸氣門數 4 進氣形式 增壓中冷 發(fā)動機噴油系統(tǒng) 共軌 2.2變速器的基本要求及型號設定 2.2.1變速器的基本要求 作為汽車傳動系中最主要的部件之一，變速器有如下基本要求： （1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。 （2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 （3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 （4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 （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，亂擋以及換擋沖擊等現象發(fā)生。 （7）變速器應當有高的工作效率。 除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的檔數，傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 2.2.2變速器的型號設定 根據表2-2中解放重卡發(fā)動機相關參數，我們可以知道發(fā)動機最大扭矩為1160Nm，我們選擇發(fā)動機的名義輸入扭矩為119 Nm。 目前，重型卡車和工程機車傳動機構一般都采用機械式變速器作為調速機構。機械式變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用，所以，設計中我們選擇變速器的類型為機械式變速器。 由于雙中間軸結構變速器得絕對的優(yōu)勢，我們選擇雙中間軸式變速器作為所設計的變速器。 由于全同步器式變速器具有傳動平穩(wěn)，沖擊小，噪聲污染小等優(yōu)點，符合變速器發(fā)展的要求和趨勢，故設計中我們選擇變速器為全同步器式變速器。 綜合以上所述，本設計選擇的變速器為九檔雙中間軸全同步器式機械變速器 2.3 變速器傳動機構布置方案 2.3.1 變速器傳動方案分析與選擇 機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。 其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數少，結構簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結構限制其一檔速比不能設計的很大。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時直接輸出動力。 而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。 對大噸位的重型汽車（輸入扭矩在800Nm以上）來說，車輛需要變速器的承載能力大、擋位多，雙中間軸變速器的優(yōu)勢在這里得到了有效發(fā)揮。雙中間軸變速器的比較優(yōu)勢主要體現在以下幾個方面： （1）雙中間軸變速器在中心距、殼體長度兩個重要設計參數上，明顯優(yōu)于單中間軸變速器。這兩個設計參數決定了雙中間軸變速器重量輕，軸向尺寸短，有利于減輕整車重量，提高承載能力，便于整車布置。 （2）雙中間軸變速器的速比范圍明顯大于單中間軸變速器，在發(fā)動機功率相同的情況下，將直接影響到整車的最大爬坡度和最高車速這兩個重要性能指標。 （3）由于雙中間軸變速器比單中間軸變速器前進擋多1～2個擋位，所以各擋之間的速比級差明顯小于單中間軸變速器，有利于提高整車的加速性，可以使發(fā)動機始終處于最佳工作狀態(tài)，大大降低整車的燃油消耗和污染排放。 （4）采用雙中間軸結構設計的變速器，每根中間軸和中間軸兩端的軸承以及中間軸上的齒輪只承受二分之一的力（與單中間軸相比），輸入軸及主軸上每個齒輪的輪齒受力也只有二分之一（與單中間軸相比）。 （5）由于采用了對稱布置的雙中間軸，中間軸上每個齒輪施加給輸入軸齒輪和主軸齒輪的徑向力大小相等而方向相反，正好相互抵消，因此，從結構上保證了雙中間軸變速器在設計時能夠減小中心距，從而使變速器的軸向尺寸變短、重量降低。 （6）由于每個齒輪及軸承受力的減小，進一步延長了變速器使用壽命，提高了工作可靠性和性價比。 對不同類型的汽車，具有不同的傳動系檔位數，其原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同。而傳動系的檔位數與汽車的動力性、燃油經濟性有著密切的聯(lián)系。就動力性而言，檔位數多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經濟性而言，檔位數多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產率，降低運輸成本。不過，增加檔數會使變速器機構復雜和質量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。 重卡需要較大的轉矩和較高的功率，而且其對變速器的尺寸要求較小。綜上所述，解放J6重卡選擇九檔雙中間軸全同步器式機械變速器作為調速機構。 2.3.2 倒檔布置方案 常見的倒檔布置方案如圖2-2所示。圖2-2b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖2-2c方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖2-6d方案對2-2c的缺點做了修改；圖2-2e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖2-2f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-2g 所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用圖2-2f所示方案。 圖2-2 倒檔布置方案 2.3.3零部件結構方案分析 1．齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設計全部選用斜齒輪。 變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內徑直徑到齒根圓處的厚度（圖2-3）影響齒輪強度。要求尺寸應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸，在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸要求： 式中：——花鍵內徑。 為了減小質量，輪輻處厚度應在滿足強度條件下設計得薄些。圖2-7中的尺寸可取為花鍵內徑的1.25～1.40倍。 圖2-3 變速器齒輪尺寸控制圖 齒輪表面粗糙度數值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應在μm范圍內選用。要求齒輪制造精度不低于7級。 2．變速器軸 變速器軸多數情況下經軸承安裝在殼體的軸承孔內。當變速器中心距小，在殼體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動。 用移動齒輪方式實現換檔的齒輪與軸之間，應選用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側的磨削比漸開線花鍵要容易。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過軸與齒輪內孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設置有滾針軸承、滑動軸承，少數情況下齒輪直接裝在軸上。此時，軸的表面粗糙度不應低與μm，硬度不低于58～63HRC。因漸開線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸，并由螺栓固定。 由上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應當可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關問題。 3．變速器軸承的選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 由于本設計的變速器為三軸變速器，齒輪與軸不是固定連接，并且兩者有相對運動，所以設計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承，齒輪與軸之間使用滾針軸承。 2.4變速器操縱機構布置方案 2.4.1變速器操縱機構概述 根據汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構完成選檔和實現換檔或退到空檔。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求[9]：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。 變速器操縱機構通常裝在頂蓋或側蓋內，也有少數是分開的。變速器操縱機構操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。 1、直接操縱式手動換檔變速器 當變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來 ，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各檔換檔行程相等。 2、遠距離操縱手動換檔變速器 平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅動汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換檔手力經過這些轉換機構才能完成換檔功能。這種手動換檔變速器，稱為遠距離操縱手動換檔變速器。 3、電動自動換檔變速器 20世紀80年代以后，在固定軸式機械變速器基礎上，通過應用計算機和電子控制技術，使之實現自動換檔，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動完成換檔，這種變速器成為電動自動換檔變速器。 由于所設計的變速器為兩軸變速器，采用發(fā)動機前置前輪驅動，變速器離駕駛員座椅較近，所以采用直接操縱式手動換檔變速器。 2.4.2典型的操縱機構及其鎖定裝置 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機構。 1．換檔機構 變速器換檔機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用。 使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。 通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設計全部檔位均選用同步器換檔。 2．防脫檔設計 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速叉軸互被鎖住，該機構的作用是防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現重大故障。常見的互鎖機構有：互鎖式 轉動錢口試 操縱機構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產生明顯的手感。 鎖止機構還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構。 自鎖機構的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止自動脫檔和掛檔。自鎖機構有球形鎖定機構與桿形鎖定機構兩種類型。 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。 本次設計屬于前置后輪驅動的重卡，操縱機構采用直接操縱方式，鎖定機構全部采用，即設置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實現自鎖，通過互鎖銷實現互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來實現，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。 2.5換擋機構形式 變速器換擋機構有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種形式。汽車行駛時各擋齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋，會在輪齒端面產生沖擊，并伴隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術（如兩腳離合器），時齒輪換擋時無沖擊，才能克服上述缺點。但是該瞬間駕駛員注意力被分散，會影響行駛安全性。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，但除一擋，倒擋外已很少使用。 由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)，所以可用移動嚙合套換擋。這時，因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多。而輪齒又不參與換擋，它們都不會過早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉部分的總慣性矩增大。 因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且還能降低制造成本及減小變速器長度。 使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有機構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。 使用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，換入不同擋位的變速桿行程要求盡可能一樣。 自動脫擋是變速器的主要故障之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，目前在結構上采取措施比較有效的方案有以下幾種： （1）將兩接合齒的嚙合位置錯開。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約 1～3mm。使用中接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，用來阻止接合齒自動脫擋。 （2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（切下 0.3～0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋。 （3）將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜 2～3），使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力。這種方案比較有效，應用較多。 通過以上分析，我們可以看出使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，提高汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性等優(yōu)點，所以本次設計九檔變速器采用全同步器式變速器。 第3章 變速器主要參數的選取和計算 3.1檔數的選擇 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用4～5個檔或多檔。載質量在10t的貨車采用五檔變速器，載質量在4.0～8.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。 檔數選擇的要求： 1、相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。 2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 解放J6重卡為載重16.8t的大型卡車，需要較大的傳動扭矩和較高傳動比，所以本次設計所選的變速器為9檔變速器。 3.2傳動比的計算 3.2.1傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前重型卡車的傳動比范圍在10左右。 解放J6重卡采用九檔變速器，檔位較多，考慮到其在平直高速路上有較高車速的要求，我們采用一個超速檔，七個高速檔（包括一個直接檔），一個低速檔和一個倒檔布置。 3.2.2變速器各檔傳動比的選取 本文所設計的變速器為法士特9JS119T型減速器。通過查閱相關資料，我們可以得到法士特9JS119T具有三種類型，其各自參數如表3-1～表3-3所示。 表3-1法士特9JS119T-B（類型2）參數 項目 參數 項目 參數 型號 9JS119A 系列 9JS119 生產廠家 法士特 變速箱型號 法士特 9JS119B 變速箱形式 手動 變速箱檔位數 9個 變速箱油容量 12.5升 變速箱重量 270KG 倒檔1傳動比 11.52 9檔傳動比 0.73 8檔傳動比 1 7檔傳動比 1.38 6檔傳動比 1.95 5檔傳動比 2.46 4檔傳動比 3.36 3檔傳動比 4.64 2檔傳動比 6.55 1檔傳動比 11.02 換擋方式 手動 操縱形式 雙H操縱裝置,可單,雙桿操縱,左,右操縱或雙向操縱 最大輸入扭矩 1190NM 是否有同步器 是 倒檔檔位數 1 前進檔檔位數 9 根據上面的設計，我們選擇表3-1法士特9JS119T-A（類型2）參數作為所設計變速器的參數，下面對各傳動比進行計算校核。 3.2.3變速器各檔傳動比的計算校核 1．主減速器傳動比的確定 ； MPa； mm； mm； mm N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（4-3）可得： MPa 2）齒輪12和齒輪5嚙合 已知： Nmm；；；=220mm；mm；； MPa； mm； mm； mm N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器中間軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（4-3）可得： MPa 3）齒輪15和齒輪16嚙合： 已知： Nmm；；；=220mm；mm；； MPa； mm； mm； mm N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器第二軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（4-3）可得： MPa 4）齒輪17和齒輪18嚙合： 已知： Nmm；；；=220mm；mm；； MPa； mm； mm； mm N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器副箱中間軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（4-3）可得： MPa （2）二、六檔齒輪接觸應力校核 齒輪11和齒輪4嚙合： 已知： Nmm；；；=220mm；mm；； MPa； mm； mm； mm N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器中間軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（4-3）可得： MPa （3）三、七檔齒輪校核 齒輪10和齒輪3嚙合： 已知： Nmm；；；=220mm；mm；； MPa； mm； mm； mm N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器中間軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（4-3）可得： MPa （4）五、九檔齒輪的校核 齒輪9和齒輪2嚙合： 已知： Nmm；；；=220mm；mm；； MPa； mm； mm； mm N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器中間軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（4-3）可得： MPa （5）倒檔齒輪的校核 1）齒輪13和齒輪14嚙合： 已知： Nmm；；；=220mm；mm；； MPa； mm； mm； mm N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器中間軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（4-3）可得： MPa 2）齒輪14和齒輪6嚙合： 已知： Nmm；；；=220mm；mm；； MPa； mm； mm； mm N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器倒檔軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（4-3）可得： MPa 以上各檔變速器齒輪的接觸應力均小于齒輪的許用接觸應力[]，所以各檔均合格。 4.1.4變速器輪齒輪齒強度校核 在對變速器齒輪進行校核時，我們還需要對齒輪齒面接觸疲勞許用應力、齒根彎曲疲勞許用應力、接觸疲勞強度以及齒根彎曲疲勞強度進行校核。由于倒檔傳動比最大，所以倒檔齒輪所受扭矩最大，只要倒檔齒輪輪齒強度滿足要求，其余齒輪輪齒強度也可滿足要求。下面我們對倒檔齒輪輪齒強度進行校核。 （1）齒面接觸疲勞許用應力的計算 （4-4） 式中： ——齒輪的接觸疲勞極限應力（MPa）； 　——壽命系數； ——潤滑油膜影響系數； 　——工作硬化系數； 　——尺寸系數； ——最小安全系數。 查機械設計手冊得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1將這些數據代入（4-4）式，得： MPa （2）齒根彎曲疲勞許用應力計算 （4-5） 式中： ——齒根彎曲疲勞極限應力； 　——壽命系數； ——相對齒根圓角敏感系數； 　——尺寸系數； ——表面系數； ——最小安全系數。 查機械設計手冊得到：=920 MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25將這些數據代入（4-5）式，得： MPa （3）接觸疲勞強度校核 （4-6） 式中： ——節(jié)點區(qū)域系數； ——彈性系數； ——重合度系數； 　 ——齒輪上的圓周力（N）； ——表示齒寬（mm）； ——齒輪直徑； ——表示傳動比； ——使用系數。 查機械設計手冊得到： =2.33；=189.8；=0.73； 已知： mm ； N 將以上數據代入（4-6）式，得： MPaMPa。 （4）齒根彎曲疲勞強度校核 （4-7） 式中： ——齒形修正系數； ——重合度系數。 查機械設計手冊得到： =4.9；=0.64 將以上數據代入（4-7）式得： MPa 所以倒檔齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均合格。 4.2 軸的結構與尺寸設計 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性等均有不利影響。 4.2.1 初選軸的直徑 在已知變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內選?。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?。? （4-8） 式中： ——經驗系數，=4.0～4.6； ——發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 輸入軸花鍵部分直徑： =42.03～48.33mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度=400mm。 按扭轉強度條件確定軸的最小直徑： （4-9） 式中： d——軸的最小直徑（mm）； ——軸的許用剪應力（MPa）； P——發(fā)動機的最大功率（kw）； n——發(fā)動機的轉速（r/min）。 將有關數據代入（4-8）式，得： mm 所以，選擇軸的最小直徑為50mm。 4.3 軸的驗算 4.3.1 軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。 若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用下式計算： （4-10） （4-11） （4-12） 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），=2.1105 MPa； 　 ——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、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內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 由于本變速器采用雙中間軸對稱布置，故第一軸，第二軸和第三軸所受橫向力相互抵消，撓度可以忽略不計，只對中間軸強度進行校核。而中間軸上齒輪13齒數最少，分度圓直徑最小，受力最大，如果倒檔時中間軸剛度滿足要求，則其他檔位工作時均滿足要求。下面對倒檔時的中間軸進行剛度校核。 N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm，把有關數據代入（4-10）、（4-11）、（4-12）得到： mm mm mm rad 由以上可知道，變速器在各檔工作時均滿足剛度要求。 4.3.2軸的強度計算 由于本變速器采用雙中間軸對稱布置，故第一軸，第二軸和第三軸所受橫向力相互抵消，彎矩可以忽略不計，只對中間軸強度進行校核。而中間軸上齒輪13齒數最少，分度圓直徑最小，受力最大，如果倒檔時中間軸強度滿足要求，則其他檔位工作時均滿足要求。下面對倒檔時的中間軸進行強度校核。 計算中間軸的支反力： 齒輪受力如下： N N N 已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm，c=50mm 主動錐齒輪的受力分析： （4-13） 式中： ——發(fā)動機輸出的最大轉矩； ——錐齒輪齒寬中點處的直徑； ——傳動比，。 N N N （1）垂直面內支反力 對A點取矩，由力矩平衡可得到C點的支反力，即： （4-14） 將有關數據代入（4-14）式，解得：=3125.87N 同理，對C點取矩，由力矩平衡公式： ， 可解得：N （2）水平面內的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （4-15） （4-16） 將相應數據代入（4-15）、（4-16）兩式，得到： N，N （3）計算垂直面內的彎矩 A點的彎矩為： Nmm B點的彎矩為： Nmm Nmm Nmm D點彎矩為： Nmm （4）計算水平面內彎矩： A點的彎矩為： Nmm B點的彎矩為： Nmm Nmm （5）計算合成彎矩 Nmm Nmm Nmm 把以上數據代入（4-12），得： MPa MPa MPa 在倒檔工作時，400MPa，符合要求，故在其他檔位工作時均符合要求。 4.4 軸承選擇與壽命計算 軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計算，對于汽車軸承壽命的要求貨車和大客車25萬公里。 式中，，h 4.4.1軸承的選擇與壽命計算 由上文可知，中間軸在倒檔位工作時受力最大，即中間軸兩端軸承在倒檔位工作時所受力最大，破壞最嚴重，只要中間軸兩端軸承在倒檔位工作時滿足要求，其余各軸所用軸承也符合要求，故軸承的選擇與校核均對中間軸軸承進行。 N，N 軸承的徑向載荷：=13339 N；N 軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=2 N N N 所以 N N 計算軸承當量動載荷 查機械設計手冊得到 ，查機械設計手冊得到； ，查機械設計手冊得到 當量動載荷： N N 為支反力。 根據機械設計手冊選擇軸承為30505型號圓錐滾子軸承，其KN，KN。 第5章 同步器與操縱機構設計 5.1 同步器設計 5.1.1 同步器的功用及分類 目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面產生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時間內達到同步狀態(tài)。 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點，現已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。 按結構分，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。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。考慮到本設計為轎車變速器，故選用鎖環(huán)式同步器。 5.1.2 慣性式同步器 慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現對同步器的基本要求。 1．鎖環(huán)式同步器 （1）鎖環(huán)式同步器結構 鎖環(huán)式同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。在不換檔的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內，而缺口的餓尺寸要比滑塊寬一個接合齒[21]。 （2）鎖環(huán)式同步器工作原理 換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在速度差，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過一個角度，并由滑塊予以確定。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，使嚙合套的移動受阻，同步器處于鎖止狀態(tài)。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時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)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束。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，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成同步換檔。 鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結構布置上的限制，轉矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質量不大的貨車變速器中。 5.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 1．接近尺寸 本設計取為0.2。 2．分度尺寸 鎖銷中部倒角與銷孔的倒角互相抵觸時，滑動齒套接合齒與摩擦錐環(huán)接合齒中心線間的距離，稱為分度尺寸。尺寸應等于1/4接合齒齒距。尺寸和是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應予以控制。 3．鎖銷端隙 鎖銷端隙系指鎖銷端面與摩擦錐環(huán)端面之間的間隙，同時，滑動齒套端面與摩擦錐環(huán)端面之間的間隙為，要求＞。若＜，則換檔時，在摩擦錐面尚未接觸時，滑動齒套接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸＜0，此刻因摩擦錐