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（独家原创）东风EQ1092轻型货车变速器设计（全套CAD图纸）

的变形简图计算时，仅计算齿轮所在位置处的挠度和转角。第轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图.所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别按下式计算图.变速器轴的挠度和转角.式中为齿轮齿宽中间平面上的径向力为齿轮齿宽中间平面上的圆周力为弹性模量，为惯性矩，对于实心轴，为轴的直径，花键处按平均直径计算，为齿轮上的作用力到支座的距离为支座间的距离。轴的全挠度为。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为，。齿轮所在平面的转角不应超过.。第二轴的挠度和角的计算第二轴挠度的计算由式.得第二轴在垂直平面内的挠度为而惯性矩为.故在垂直面内的挠度为由式.得在水平面内的挠度为故轴的合成挠度为所以第二轴的挠度符合要求。第二轴转角的校核由式.得所以第二轴转角符合要求。中间轴刚度的校核中间轴挠度的计算和校核由式.得中间轴在垂直面内的挠度为由式.得中间轴在水平面内的挠度为故轴的全挠度为所以中间轴的挠度合格。中间轴转角的校核由式.得中间轴的转角为故中间轴的转角合格。.变速器轴承的选择和校核般是根据布置并参考同类车型的相应轴承以后，按国家规定的相应轴承标准选定，再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据，承受动载荷是其工作的基本特征。第轴轴承的选择和校核第轴装轴承处的直径为，按的规定，选择轴承，其基本额定动载荷，极限转速为。滚动轴承的实际的载荷条件常与确定基本额定动载荷时不同。在进行轴承寿命计算时，必须将实际载荷转换为与确定基本额定动载荷时的载荷条件相致的假想载荷，在其作用下的轴承寿命与其实际载荷作用下的相同，这假想载荷成为当量动载荷，用表示，因此，轴承的寿命计算必须想求出当量动载荷。当量动载荷的计算公式为.式中，为径向轴向载荷系数，。为考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取，在此取.。则.对汽车轴承寿命的要求是轿车万，货车和大客车万。则轴承的使用预期使用寿命可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程来计算.式中的汽车平均车速可取。所以轴承失效前汽车行驶的时间为.而轴承寿命的计算公式为.式中为寿命系数，对滚子轴承，为轴承转速。将参数代入公式后得.所以第轴轴承的使用寿命符合要求。第二轴轴承的选择和校核第二轴装轴承处的直径为，由得，选择轴承的型号为，其基本额定动载荷，极限转速为。求第二轴轴承的当量动载荷则第二轴轴承的寿命为所以第二轴轴承的寿命符合要求。中间轴轴承的选择和校核中间轴装轴承处的直径为，由得，选择轴承的型号为，其基本额定动载荷为，极限转速为。求中间轴轴承的当量动载荷而而径向轴向载荷系数为故中间轴轴承的当量动载荷为.中间轴轴承的寿命为所以中间轴轴承的寿命符合要求。.本章小结本章主要对变速器轴和轴承进行了计算和校核。根据变速器装配图上轴的最后尺寸和结构以及变速器齿轮在轴上的位置，进行轴上各部分的受力分析。轴的计算包括轴的刚度和强度的计算，根据受力分析确定轴上各部分的受力后，对轴的刚度和强度进行了校核，经过计算，轴的刚度和强度满足设计要求。在轴承的选择和计算部分，根据轴的结构布置，按国家标准选择了各部分的轴承，并依据汽车的使用要求计算了轴承的使用寿命，计算后证明，所选轴承的使用寿命合格。第章同步器和操纵机构的选择.锁销式同步器同步器有常压式惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下即角速度相等换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。惯性式同步器中有锁销式锁环式滑块式多片式和多锥式几种。锁销式同步器结构图所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环和齿轮上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中在中部位置处有相同角度的斜面锁销。锁销与同步环刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套圆盘部分径向孔中的弹簧。在空挡位置，钢球在弹簧压力作用下处在销的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。图.锁销式同步器结构方案注滑动齿套同步环齿轮锁销钢球销弹簧在惯性式同步器中，弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止解除锁止和完成换挡的进行。锁销式同步器工作原理同步器换挡过程由三个阶段组成。第阶段，同步器离开中间位置，作轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬间，如图所示，由于齿轮的角速度和滑动齿套的角速度不同，在摩擦力矩作用下琐销相对滑动齿套转动个不大的角度