变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的反力后，计算相应的垂向弯矩水平弯矩。则轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为式中为轴的直径，花键处取内径黑龙江工程学院本科生毕业设计Ⅰ为抗弯截面系数，在低档工作时，。下面计算各轴在弯矩和转矩作用下的轴应力。第轴的轴应力计算在垂直方向的弯矩为弯矩图为在水平方向的弯矩为弯矩图为则在弯矩和转矩的联合作用下故轴的轴应力为黑龙江工程学院本科生毕业设计Ⅰ所以第轴的强度合格。第二轴轴应力计算在垂直面内的弯矩为在水平面内的弯矩为弯矩图为则在弯矩和转矩的联合作用下故二轴的轴应力为所以第二轴的强度合格。中间轴的应力计算在垂直方向黑龙江工程学院本科生毕业设计Ⅰ在水平方向在弯矩和转矩的联合作用下故中间轴上的轴应力为所以中间轴强度合格。轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度和轴在水平面内的转角，前者改变了齿轮的中心距并破坏了齿轮的正确啮合后者使大小齿轮相互歪斜导致沿齿长方向压力分布不均匀，如图所示，其中是在垂直平面内的变形，为轴在水平面内的变形。图变速器轴的变形简图黑龙江工程学院本科生毕业设计Ⅰ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黑龙江工程学院本科生毕业设计Ⅰ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黑龙江工程学院本科生毕业设计Ⅰ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，。黑龙江工程学院本科生毕业设计Ⅰ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黑龙江工程学院本科生毕业设计Ⅰ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所以中间轴轴承的汽车设计第版北京机械工业出版社，于惠力冯新敏传动零部件设计实例精解北京机械工业出版社张展齿轮设计与实用数据速查北京机械工业出版社甘永立几何量工差与检测上海上海科学技术出版社唐大放冯小宁扬现卿机械设计工程学江苏中国矿业大学出版社，马超圣对汽车机械变速器齿轮设计中几个问题的探讨设计与计算付灵玲机械式汽车变速器的结构分析与优化广西大学蒋春明汽车机械式变速器变速传动机构可靠性优化设计南京航天航空大学潘玉清中型载货汽车变速器结构优化设计机械传动韩德斌手动变速器常见故障诊断与分析轻型汽车技术赵世琴黄宗益陈明惯性式同步器的结构分析同济大学机械系起重运输机械成崎同步器换挡冲量计算方法初探綦齿传动张惠力冯新敏轴系零部件设计与实用数据速查北京机械工业出版社，，,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。黑龙江工程学院本科生毕业设计Ⅰ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。摩擦面相互接触瞬黑龙江工程学院本科生毕业设计Ⅰ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，并占据图上所示的锁止位置。此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换挡方向移动。第二阶段，来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于和不等，在上述表面产生摩擦力。滑动齿套和齿轮分别与整车和变速器输入轴转动零件相连。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套和齿轮的转速逐渐接近，其角速度差减小了。在瞬间同步过程结束。第三阶段，，摩擦力矩消失，而轴向力仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁削上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中重型货车的变速器中。锁环式同步器锁环式同步器结构如图所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环或和齿轮或凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是做在锁环或上的齿轮和做在啮合套上的齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑块宽个接合齿。图锁环式同步器注锁环滑