PmD??PD1fu1?PD2fu2?PD3fu3fu1?fu2?fu3?fu4??? （3.51）
ε——轴承寿命指数 球轴承ε≈3 5、 计算一轴的后轴承的总当量动载荷
PB1fu1i1?PB2fu2i2?PB3fu3i3fu1i1?fu2i2?fu3i3?fu4i4???一轴的后轴承B的总当量动载荷为：PmB?? （3.52）
（三） 校核轴承寿命
第一轴前轴承在传递扭矩时，内外圈无相对运动，所承受的是静载荷，该轴承的选择与传动中其它部件的设计有关，本文不对其进行校核。其余轴承的校核步骤如下：
ε
1、 计算各轴承1~3档时寿命 计算公式： 其中 C ——轴承的额定动载荷。
L=(C/Pm) （3.53）
2、 计算各轴承在1~3档时所需寿命 汽车轴承一般以汽车大修里程Ls (km)作为其预期寿命。在此里程中第二轴总转数：ND总= LS×io/(2πRr) (Ls=2.5×10km) （3.54） i0为主减速, Rr为车轮滚动半径。
第二轴后轴承在1~3档所需寿命为：ND?ND总(1?fu4) （3.55） 第一轴后轴承在1~3档所需寿命为：NB?ND总?fu1i1?fu2i2?fu3i3? （3.56）
扭矩系数： fM1 fM2 fM3 fM4
50％ 60％ 70％ 80％
路程系数： fu1 5
fu2 fu3 fu4
1％ 3％ 13％ 80％
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根据上述公式计算结果如下： 1）、轴承在各档位时的当量动载荷Px：
二轴后轴承
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
Px：
3788 2766 2249 0
中间轴前轴承
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
Px： 844
885 1261 0
中间轴后轴承
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
Px： 811
741 905 0
一轴后轴承
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
Px：
2881 2515 2029 0 2）、各轴承总当量载荷Pm
表3.6
二轴后轴承 1400 中间轴前轴承 768
3）、各轴承寿命（10转）
表3.7
二轴后轴承 4737 中间轴前轴承 37846
4）、各轴承所需寿命（106转）
表3.8
二轴后轴承 129 中间轴轴承 68 6
中间轴后轴承 576 一轴后轴承 1551 中间轴后轴承 89718 一轴后轴承 1513 一轴后轴承 225 因为：各轴承寿命>各轴承所需寿命 所以：选用的轴承合格。
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第四节 同步器的设计
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）换档的缺点，现已不用。得到广泛使用的是惯性同步器。
一. 惯性式同步器
惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换档，因而能完善的完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁环式、锁销式、滑块式、多片式和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径的较大，使转矩容量增大。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。滑块式同步器本质上是锁环式同步器，它工作可靠、零件耐用；但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面再同步锥环的结合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于轿车和轻型货车变速器中。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器及分动器中。综合以上考虑，本次设计选择锁环式同步器。
二. 同步器工作原理
同步器的换档过程由三个阶段组成。第一阶段：同步器离开中间位置，作轴向移动并靠在摩擦面上；第二阶段：来自手柄传至换档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；第三阶段：角速度差为零，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，此时滑动齿套和锁止销上的斜面相对移动，从而使滑动套占据了换档位置。
三. 主要参数的确定
（一） 摩擦因数f
摩擦因数f对换档齿轮和轴的角速度能达到相同有重要作用，摩擦因数大，换档省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用，为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因素，但又因为螺纹垂直的泄油槽会削弱同步环，所以本次设计不予考虑。 （二） 同步器主要尺寸的确定
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1.同步环锥面上的螺纹槽
如果螺纹槽螺线的顶部设计的窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。 2.锥面半锥角α
摩擦锥面半角α越小，摸擦力矩越大，但α过小则摩擦锥面将产生自锁现象。避免自锁的条件是tanα≥f。一般取α=6o～8o, α=6o时，摩擦力矩较大，但锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在α=7o时就很少出现咬住现象。因此取α=7o
3.摩擦锥面平均半径R
R设计得越大，则摩擦力矩越大，R往往受结构的限制，包括变速器中心矩及相关零件的尺寸和布置的限制以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下尽可能将R 取大些。 4.锥面工作长度b
缩短锥面工作长度b，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。 设计时可根据下面公式计算确定b:
b=Mm/2πpfR （3.57） 式中：p——摩擦面的许用压力（MPa）,对黄铜与钢摩擦副，p≈1.0～1.5Mpa；
Mm——摩擦力矩（N·㎜）； f——为摩擦因数；
R——摩擦面平均半径（㎜）。
5.同步环径向厚度
同步环的径向厚度要受结构布置上的限制，包括变速器中心矩及相关零件，特别是锥面平均半径R和布置上的限制，不宜取厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。
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2
（三） 锁止角β
锁止角β选取得正确，可以保证只有在换档的两个部分之间的角速度差达到零值才能进行换档影响锁止角β选取的主要因素有摩擦因数f、摩擦锥面平均半径R、锁止面平均半径和锥面半角α。利用满足锁止条件的方程：
tan??fRrsin? （3.58）
所得结构锁止角在26 o～42o范围内变化。 （四） 同步时间t
同步器工作时，要连接的两部分达到同步的时间越短越好除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步器时间有影响以外。变速器输入轴、输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间少。轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关为此，同步时间与车型有关。对货车，变速器高档取0.30～0.80，低档取1.00s～1.50s。
四. 花键的校核
矩形花键定心精度高，定心的稳定性好，能用磨削的方法消除热处理引起的变形，容易加工，应用广泛。而渐开线花键工艺性较好，制造精度较高，传递转矩较大，但定位性没矩形花键稳定。综合考虑，由于花键传递载荷较小，本次设计故选用轻型列矩形花键。
平键联接传递扭矩时，对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在平键上的工作面均匀分布，普通平键联接的强度条件为
δp=2T×103 /（ψzhldm ） （3.59）
T=Te×i×η （3.60）
式中：T——传递的转矩，单位为N.m； Te——发动机最大扭矩，160N.M;
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