課程設計(二軸五檔變速器 )

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1、黑龍江工程學院 目錄 1方案的選擇 1 1.1設計任務書 1 1.2總體方案論證 1 1.3零部件結構方案分析 2 1.3.1齒輪形式 2 1.3.2換擋機構形式 2 1.3.3變速器軸承 2 2變速器主要參數的選擇 2 2.1傳動比范圍的選擇 2 2.2.1功率轉速 2 2.2.2主減速器傳動比的初選 3 2.2.3最小傳動比的選擇 4 2.2.4最大傳動比的選擇 4 2.2擋數 5 2.3分配各擋傳動比 5 2.4傳動路線圖 6 3變速器參數的計算與校核 6 3.1初定中心距 6 3.2初定齒輪參數（斜齒輪齒形參數） 7 3.2.1模數 7 3.

2、2.2壓力角 8 3.2.3齒寬 8 3.2.4螺旋角 9 3.2.5齒頂高系數與頂隙系數 10 3.3分配各擋齒數 10 3.3.1確定一擋齒輪的齒數 11 3.3.2對中心距及一擋齒輪螺旋角進行修正 11 3.3.3確定二擋齒輪的齒數 12 3.3.4確定三擋齒輪的齒數 12 3.3.5確定四擋齒輪的齒數 12 3.3.6確定五擋齒輪的齒數 13 3.3.7確定倒擋齒輪的齒數 13 3.3.8變位系數 13 3.4齒輪的校核 16 3.4.1齒輪的損壞形式 16 3.4.2齒輪的強度計算 16 3.4.3齒輪的材料 21 3.5軸的設計與校核 21 3.

3、5.1初選軸的直徑 21 3.5.2軸的可靠性分析 21 3.6軸承的計算與校核 27 3.6.1軸承形式的選擇 27 3.6.2軸承尺寸的選擇 27 3.6.3軸承壽命的計算 29 4設計參數匯總（優(yōu)化后） 34 4.1汽車主要參數 34 4.2變速器主要設計參數 34 參考文獻 37  37 黑龍江工程學院 1方案的選擇 1.1設計任務書 根據給定的汽車性能參數，進行汽車變速箱傳動方案設計，計算各部件的設計參數，繪出指定總成的裝配圖和部分零件圖 表 1-1 乘用車傳動系統(tǒng)的主要參數 發(fā)動機功率 轉矩 轉矩轉速 最高車速 總質量 車輪

4、80 145.5 3150 165 1658 185/60R14S 1.2總體方案論證 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、爬坡、轉彎、加速等各種形式工況下，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，可在啟動發(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。 對變速器提出如下基本要求： 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）設置倒擋，使汽車能倒退行駛。 4）設置動力輸出裝

5、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(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應當有高的工作效率。 8）變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數、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。 1.3零部件結構方案分析 1.3.1齒輪形式 變速器兩周傳動齒輪采用斜齒常嚙合齒輪，優(yōu)點是使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低。倒擋齒輪采用支持常嚙合圓柱齒輪，主減速

6、器采用斜齒圓柱齒輪。 1.3.2換擋機構形式 變速器采用同步器換擋，其優(yōu)點是換擋迅速、無沖擊、換擋噪聲小，提高了汽車加速性、燃油經濟性和行駛安全性。 1.3.3變速器軸承 初選輸出端為短圓柱滾子軸承其余為向心球軸承，具體選型與計算在軸承的壽命計算軸詳細分析。 2變速器主要參數的選擇 2.1傳動比范圍的選擇 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常為直接當，而本次設計為了提高汽車的燃油經濟性，將最高擋設為超速擋，擋位數為五擋。 超速擋的傳動比一般為0.7~0.8。最低擋的傳動比則要求考慮發(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、驅動橋

7、與地面的附著率、主減速器比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低行駛車速等而對于乘用車，其范圍一般在3.0~4.5之間。 2.2.1功率轉速 發(fā)動機最大轉矩用下式計算確定： 式中，為最大轉矩（）；為轉矩適應性系數，一般在1.1~1.3之間選?。粸榘l(fā)動機最大功率（）；為最大功率轉速（）。 要求與之間有一定差值，如果它們很接近，將導致直接當的最低穩(wěn)定車速偏高，使汽車通過十字路口時換擋次數增多。因此，要求在1.4~2.0之間選取。 由上式得： ， 在1.4~2.0范圍內，符合要求。 2.2.2主減速器傳動比的初選 主減速比對主減速器的結構形式、輪廓尺寸、質量大小記憶當變速器

8、處于最高擋位是汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響，可通過燃油經濟性——加速時間曲線來確定。 而在設計計算中，的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶鈭D來研究對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃油經濟性。 對于具有大功率儲備的轎車、長途公共汽車油漆是賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速，這時值應按下式來確定： 式中：r——車輪的滾動半徑 ——最高擋傳動比，即 對于其它汽車來說，為了得到足夠的功率儲

9、備而使最高車速稍有下降，一般選擇比上式求得的大10%~20%，即按下式選擇： 式中：，，， 最后取主減速器傳動比 2.2.3最小傳動比的選擇 整車傳動系統(tǒng)的最小傳動比可根據最高車速及其功率平衡圖來確定，且在選擇是要注意有利于汽車的燃油經濟性。 選擇結果為。 2.2.4最大傳動比的選擇 汽車變速器最大傳動比的選擇需要考慮三方面的因素：最大爬坡度、附著率、汽車的最低穩(wěn)定車速。得： 式中為汽車的最大爬坡度，取 為滾動阻力系數，取。 （其他參數與最小傳動比選擇時相同。） 式中為地面提供給驅動輪的法向作用力（取平均前軸負荷61.5%） 為地面附著系數，對于路面

10、潮濕時，取0.6 式中為發(fā)動機最低穩(wěn)定轉速，取 為汽車最低穩(wěn)定車速 已知，，， 綜上述要求，可得，根據設計要求，取 2.2擋數 按設計要求，變速器擋位數為5擋，其中最高擋為超速擋。 2.3分配各擋傳動比 在已知擋位數為5與、的情況下，可知，若傳動比分配為等比級數（現(xiàn)實中高擋傳動比間隔可以比抵擋稍?。瑒t 各擋傳動比的初選結果如下所示： 表 2-1 汽車變速器傳動比（初選） 擋數 1 2 3 4 5 R 傳動比 3.5 2.38 1.62 1 0.75 3.4 2.4傳動路線圖 圖 2-1 變速器傳動路線示意圖 圖 2-2 倒擋齒

11、輪位置示意圖 3變速器參數的計算與校核 3.1初定中心距 變速器的中心距A系指變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離。其主要由傳遞的扭矩、結構和工藝情況決定，而其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量有影響，還關系到齒輪的接觸強度：中心距過大將使變速器的質量增加較多；中心距過小則會使齒輪的接觸強度變大，壽命變短，且影響變速器殼體的性能。 因此最小允許的中心距應當由保證齒輪油必要的接觸強度來確定，而且最小中心距要同時滿足最低擋的傳動比要求。 而對于發(fā)動機前置前輪驅動（FF）的乘用車，其中心距A也可以根據發(fā)動機排量與中心距的統(tǒng)計數據初選。統(tǒng)計數據表明，乘用車變速器的中心距一般在60~80mm

12、范圍內變化。原則上來說，車越輕，中心距也越小。 設計中用下屬經驗公式初選中心距A 式中為變速器中心距（mm） 為中心距系數，對于轎車，取 為變速器傳動效率，取 已知，，最后取 3.2初定齒輪參數（斜齒輪齒形參數） 3.2.1模數 齒輪模數與齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等因素有關，而在設計中主要考慮對齒輪強度的影響。齒輪模數大則其彎曲應力小，但齒輪齒數會隨之減少，并減小齒輪嚙合的重合度，增加嚙合噪聲。因此，在彎曲強度允許的條件下應使齒輪模數盡量小。 設計中已確定變速器齒輪均為圓柱斜齒輪，即斜齒輪應滿足一下的強度要求： 在選擇模數時，若從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選

13、擇同一種模數，而從強度方面考慮，各擋齒輪應選用不同的模數。一般來說，變速器抵擋齒輪應選用較大的模數，其他擋位選用另一種模數。 變速器齒輪所選的模數應符合國家標準，見表3-1。 表 3-1 汽車變速器常用的齒輪模數（摘自GB/T1357-1987) 第一系列 1.00 1.25 1.5 — 2.00 — 2.50 — 3.00 — — — 4.00 — 5.00 — 6.00 第二系列 — — — 1.75 — 2.25 — 2.75 — （3.25） 3.50 （3.75） — 4.50 — 5.50 — 根據以

14、上要求，初選 1、3、5擋齒輪法向模數， 2、4擋齒輪法向模數， 倒擋齒輪模數 3.2.2壓力角 齒輪壓力角有，，，，，等多種。壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪度，有利于降低齒輪傳動的噪聲；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。 對于斜齒輪，壓力角為時強度最高，而對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲，理論上應取較小的壓力角。 本次設計各擋齒輪壓力角選為 3.2.3齒寬 在變速器齒輪的設計中，齒寬的選擇應滿足既能減輕變速器質量，同時又能保證齒輪工作平穩(wěn)的要求。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 直齒：，其中取齒寬系數； 斜齒：，其中取齒寬系數； 同步器，

15、b=2~4mm。 對于嚙合的一對齒輪，小齒輪的齒寬應比大齒輪的稍大，一般為5~10mm；對于采用統(tǒng)一模數的各擋齒輪，抵擋齒輪的齒寬也應比高擋齒輪稍大一些。 齒寬的選取結果見表3-2 表 3-2 汽車變速器齒輪的模數選擇結果 擋位 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 倒擋 法向模數（mm） 2.25 2.50 2.25 2.50 2.25 2.25 齒寬（mm） 輸入軸齒輪 20 20 18 15 14 18 輸出軸齒輪 18 18 16 17 16 16 3.2.4螺旋角 由于變速器的設計中（不包括主減速器）的齒輪均采用了斜齒輪

16、，故存在螺旋角。采用具有螺旋角的斜齒輪可以加大重合度，提高強度，降低噪聲，但有軸向力作用在軸承上，需要計算確認。 螺旋角確定根據以下原則： （1）使齒輪的縱向重合度這樣在運轉的過程中，齒面螺旋線上始終有齒接觸，可以保證運轉平穩(wěn)。具體設計時，螺旋角可按下式確定： （2）由于斜齒輪工作時會產生軸向力，為此在設計時應自在理論上使螺旋角的選擇正好能使一根軸上的齒輪產生的軸向力相互抵消，如圖3-1所示。 圖 3-1 中間軸軸向力的平衡 滿足下式： 對于兩軸式變速器，由于軸向力較難抵消，也可參考同種車型的數據。 （3）斜齒輪的齒輪強度會隨著螺旋角的增大而提高，且螺旋角的增大會使齒

17、輪的接觸強度與重合度增大，但當螺旋角大于時其彎曲強度將明顯的下降。因此，對于轎車來說，為求傳動平穩(wěn)，往往將螺旋角取得稍大。 螺旋角的初選結果見表3-3。 表 3-3 汽車變速器齒輪螺旋角的初選結果 擋位 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 倒擋 3.2.5齒頂高系數與頂隙系數 本次設計取斜齒輪的法向齒頂高系數，法向頂隙系數。 3.3分配各擋齒數 在以上參數確定后即可確定傳動齒輪的具體分配齒數。在確定齒數時，為了使齒輪齒面磨損均勻，各擋齒輪的齒數比一般不取整數。 如圖3-2所示，五擋變速器外加倒擋共13個齒輪，齒數分別記為。 圖 3-2

18、 變速器齒輪齒數的分配 3.3.1確定一擋齒輪的齒數 一擋傳動比為 且有 已知，，，，將數據帶入上式，得： ，取 ，取 則修正后的=3.538，滿足要求。 3.3.2對中心距及一擋齒輪螺旋角進行修正 1）根據一擋齒輪齒數的分配，修正后有，取整為。 修正后的A可作為各擋齒輪的分配依據。 2）已知，由已知條件取修正后的一擋齒輪螺旋角。 3.3.3確定二擋齒輪的齒數 同理于一擋，已知，，，，得： ，??； ，取。 則有，滿足要求。 修正后取二擋齒輪螺旋角。 3.3.4確定三擋齒輪的齒數 同理于一擋，已知，，，，得： ，??； ，取。 則有，滿足要求。 修

19、正后取三擋齒輪螺旋角。 3.3.5確定四擋齒輪的齒數 同理于一擋，已知，，，，得： ，取， 則有，滿足要求。 修正后取四擋齒輪螺旋角。 3.3.6確定五擋齒輪的齒數 同理于一擋，已知，，，，得： ，??； ，取。 則有，滿足要求。 修正后取五擋齒輪螺旋角 3.3.7確定倒擋齒輪的齒數 同理與以上分析，最后取，，修正后取倒擋齒輪螺旋角，傳動比。 3.3.8變位系數 為了避免齒輪產生根切、更好的與中心距匹配，以及調整齒輪的各種屬性，需要使齒輪變位。 變位齒輪有兩種：高（度）變位和角（度）變位。其中高變?yōu)辇X輪副的一對嚙合齒輪的變位系數和為零，角變位則不為零。設計師選取角

20、度變位。 變位系數的選擇一般考慮一下幾點： 1）避免根切 避免根切的最小變位系數可由下式確定 式中為齒頂高系數，已知； 為未變位又不發(fā)生根切的最小齒數，可取。 由此可得： 對一擋齒輪有 對二擋齒輪有 對三擋齒輪有 對四擋齒輪有 對五擋齒輪有 對倒擋齒輪有 2）防止齒頂變尖 齒頂法面弦齒厚大于等于?？捎上率酱_定： 式中為齒頂螺旋角，； 為齒頂端面弦齒厚，。 上述公式中，為齒頂圓直徑，。 3）齒根壁厚不要小魚1.2倍全齒高。 4）主、從動齒的彎曲應力應當平衡，以保證二者的彎曲疲勞壽命相等。 變位系數的選擇由以上幾點考慮，而為了

21、降低噪聲，一對嚙合齒輪的變位系數之和可適度取小。精確的計算，可由計算機編程來完成。一擋齒輪的程序計算截圖如圖3-3所示 圖 3-3 齒輪的程序計算截圖 齒輪角（度）變位系數結果如下表所示。 表 3-4 齒輪變位系數選擇結果 擋 位 變 位 系 數 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 倒擋 輸入軸齒輪 0.200 0.050 -0.294 -0.588 -0.941 0.177 輸出軸齒輪 -0.199 -0.051 0.295 0.588 0.941 0.414 3.4齒輪的校核 3.4.1齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞形式主

22、要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞（本次設計時無需考慮）以及齒面膠合。 3.4.2齒輪的強度計算 與其他機械行業(yè)比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支撐方式也基本一致。因此，用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結果。 1）齒輪彎曲強度計算（斜齒輪） 假定載荷作用在齒頂，，齒形系數的選擇如圖3-4所示。 圖 3-4 齒形系數圖 已知斜齒輪彎曲應力為 式中，為圓周力（N），；為計算載荷（）；d為節(jié)圓直徑（mm），，為法向模數（mm）；

23、z為齒數；為斜齒輪螺旋角（）；為應力集中系數，；b為齒面寬（mm）；t為法向齒距（mm），；y為齒形系數，可按當量齒數在圖4-4中查得；為重合度影響系數，。 將上述有關參數帶入上式，整理后得到斜齒輪彎曲應力為 在已知發(fā)動機輸出最大轉矩和其他相關參數的情況下，由許用應力可得： 對一擋小齒輪，根據=15.98查圖3-4得，則有 ，滿足強度要求。 對一擋大齒輪，根據查圖3-4得，則有 ，滿足強度要求。 對二擋小齒輪，根據查圖3-4得，則有 ，滿足強度要求。 對二擋大齒輪，根據查圖3-4得，則有 ，滿足強度要求。 對于各擋齒輪的強度計算，由斜齒輪彎曲應力的公式宇齒輪參數易知，

24、在同等條件下，一擋小齒輪所受的彎曲應力比其它擋位（不包括倒擋）均要大，即在一擋小齒輪滿足輪齒彎曲應力要求的情況下，其它各擋齒輪也能滿足要求。 同理對于倒擋小齒輪，有，滿足強度要求。綜上所述，變速器傳動齒輪滿足彎曲強度要求。 2）齒輪接觸強度計算（斜齒輪） 已知斜齒輪接觸應力為 式中，F(xiàn)為齒面上的法向力（N），：為圓周力（N），；為計算載荷（）；d為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)點處壓力角（），為齒輪螺旋角（）；E為齒輪磁療的彈性模量（MPa）；b為齒輪接觸的實際寬度（mm）；、為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪、，斜齒輪、；、為主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 將作用在變速器第

25、一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的需用接觸應力見表3-5 表 3-5 變速器齒輪的需用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高擋 1300~1400 650~700 根據上述分析可知，對變速器一擋齒輪，有， ， ， ， 對一擋小齒輪（輸入軸），有圓周力 ， 法向力， 齒寬， 對于一擋大齒輪（輸出軸），有圓周力 ， 法向力， 齒寬， 由以上數據可得，對于一擋小齒輪，有： ， 對于一擋大齒輪，有： 。 故一擋齒輪接觸強度滿足要求。 同理于一擋，可知對變速器二擋齒輪，

26、有 ， ， ， 對二擋小齒輪（輸入軸），有圓周力， 法向力， 齒寬， 對于一擋大齒輪（輸出軸），有圓周力 ， 法向力， 齒寬， 由以上數據可得，對于二擋小齒輪，有： ， 對于二擋大齒輪，有： 。 故二擋齒輪接觸強度滿足要求。 同理與彎曲強度的分析，易知變速器其他擋位齒輪（不包括倒檔）也能符合接觸強度的要求。 。 。 。 綜上所述，變速器齒輪滿足接觸強度要求。 3.4.3齒輪的材料 變速器齒輪選用滲碳合金鋼，20CrMnTi、、15MnCr5等常用材料均可。選擇20CrMnTi。 3.5軸的設計與校核 變速器工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向

27、力作用，其軸要承受轉矩和彎矩。變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足的軸會產生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。所以設計變速器軸時，其剛度大小應以保證齒輪能實現(xiàn)正確地嚙合為前提條件。設計階段可根據經驗和已知條件先初選軸的直徑，然后再進行可靠性分析。 3.5.1初選軸的直徑 在已知變速器中心距A=71時可根據經驗公式取變速器兩軸中部直徑，取支承間距離L=200mm，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值。 3.5.2軸的可靠性分析 1）軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸的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，

28、破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖3-5所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 軸的撓度和轉角可按《材料力學》有關共識計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。 變速器齒輪在軸上的位置如圖3-6所示時，若軸在垂直面內的撓度，在水平面內的撓度和轉角，可分別用下式計算： 式中為齒輪齒寬中間平面上的徑向力， 為齒輪齒寬之間平面上的圓周力， E為彈性模量，對于滲碳鋼，取E=210GPa， I為慣性矩，對于實心軸，， 為軸的直徑，花鍵初按平均直徑計算， 、為齒輪上的作用力矩支座A、B的距離， L為支座距離。 軸的全撓度為。 軸在垂直面和水平面內的撓度允

29、許值為，。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 圖 3-5 變速器軸的變形簡圖（a為軸在垂直面內的變形，b為軸在水平面內的變形） 圖 3-6 變速器軸的撓度與轉角 已知E=210GPa，計算時令兩周，兩支撐A、B之間的距離L=200mm，，為方便計算，齒輪的分布初選如圖3-7所示。 圖 3-7 齒輪在軸上的分布 根據以上參數，具體剛度校核過程如下： 對一擋齒輪處，有， ， 取a=22mm，b=178mm，得： 同理，對于二擋齒輪處，有 取a=64mm，b=136mm，得： 同理，對于三擋齒輪處，有 取a

30、=86mm，b=114mm，得： 同理，對于四擋齒輪處，有 取a=118mm，b=82mm，得： 同理，對于五擋齒輪處，有 取a=140mm，b=60mm，得： 由以上分析可知，軸在五檔齒輪處均能滿足剛度要求。 而由一擋齒輪的剛度分析易知，由于離支撐點的距離近，故事機上在已知高擋齒輪的剛度時可以不用校核，同理可確定，倒檔齒輪能滿足齒輪的剛度要求。 在實際的二軸式變速器中，與輸入軸常嚙合的輸出軸上的齒輪常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，這樣也恩能增加軸的剛度。 2）軸的強度計算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在

31、垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力和之后，計算相應的彎矩、。軸在轉矩和彎矩同時作用下，其應力為 式中，（）， W為抗彎截面系數，，取， 在低擋工作時，去。 由軸的剛度校核中已知，對一檔齒輪處，有， ， , a=25mm,b=200mm ， ， ， 由以上數據可知在一擋齒輪處有 說明軸在一擋齒輪處滿足強度要求，同理與剛度分析，易知軸在其他齒輪處亦能滿足強度要求。 而在事機制造時，由于輸出軸上的齒輪通過青銅襯套裝在軸上，所以軸頸要比上述設計的小。 3.6軸承的計算與校核 3.6.1軸承形式的選擇 變速器軸承

32、多采用向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承。 對于本次設計的兩軸變速器，輸入軸的前軸承可采用向心球軸承，對于一般汽車，此軸承都安置在發(fā)動機飛輪內腔中。輸入軸后端軸承選用外座圈上有止動槽的向心球軸承，用來承受徑向負荷以及輸入軸上的軸向負荷，為方便輸入軸的拆裝，后端軸承的外圈直徑應比輸入軸齒輪的齒頂圓直徑大。 輸出軸前端可采用短圓柱滾子軸承，后端采用帶止動槽的單列向心球軸承。軸上的軸向力由后端軸承承受。 向心球軸承除了徑向載荷，也能承受雙向的軸向載荷，而且由于摩擦力矩較低，能適用于高速旋轉場合以及低噪音、地震動的場合。并能滿足高精度的應用要求。 3.6.2軸承尺寸的選擇 1）輸入軸前

33、端的向心球軸承 圖 3-8 向心球軸承尺寸示意圖 根據變速器軸的直徑與中心距要求，根據軸承手冊，如圖，初選內徑d=22mm，外徑D=56mm，寬B=16mm的軸承，軸承代號為63/22NR。 2）輸入軸后端外座圈上有止動槽的向心球軸承 圖 3-9 外圈上有止動槽的向心球軸承尺寸示意圖 初選內徑d=25mm，外徑D=62mm，寬B=17mm的軸承，軸承代號為6305-N。 3）輸出軸前端的圓柱滾子軸承 圖 3-10 圓柱滾子軸承尺寸示意圖 同理與輸入軸軸承，初選內徑d=30mm,外徑D=55mm，寬B=12mm的軸承，代號為NU 1006 4）輸出軸后端外座圈上有止

34、動槽的向心球軸承 輸出軸后端外座圈上有止動槽的向心球軸承，初選內徑d=28mm，外徑D=52mm，寬B=12mm的軸承，代號為60/28-N。 3.6.3軸承壽命的計算 變速器軸承一般是根據結構布置并與同類型汽車對比后，按軸承標準選用。最后進行軸承壽命的驗算。 對于使用五檔變速器的轎車，相對于四擋轎車，由于沒有了直接當而多了超速檔，軸承承載的時間明顯增加，具體比較如表3-6所示。 表 3-6 軸承承載時間的比較 由于軸承的實際使用壽命受到許多條件的影響，例如制造精度、鋼材質量、潤滑條件工作情況等，都極大地影響軸承的使用壽命。即使同一批生產的軸承，其使用壽命往往相差幾倍，甚至幾十

35、倍，上百倍。而計算卻是以10%損壞率為基礎的，所以計算結果與實際情況相差很大。在計算軸承壽命是，必須結合實際使用經驗參考目前同類產品中通部位的軸承使用壽命加以調整。 軸承的壽命公式為： 式中C為軸承基本額定動載荷，P為軸承當量動載荷，為指數，對于球軸承，，對于滾子軸承。 汽車行駛里程數公式為： 式中為輪胎滾動半徑，已知，為汽車傳動比，。 對于實際工況，軸承能夠保證的總行駛立場公式為： 式中為汽車各檔行駛里程百分數，為汽車各檔的行駛里程數。 對于滾動軸承的壽命計算參數如表4-7所示。 表 3-7- 動載荷系數表 以下的計算暫時不考慮軸承的溫度系數與載荷系數，但由

36、結果可知不影響校核。 比較變速器中已選擇的壽命，壽命校核時可選額定載荷最小的軸承，即輸出軸后端軸承校核，即單列的向心球軸承，軸承代號為60/28NR，由軸承手冊可知，對其有基本額定靜載荷，基本額定動載荷。 1） 由軸的強度分析已知，變速器處于一擋時有 ， ， ， 得， 易知， 由軸承的徑向動載荷系數與軸向動載荷系數表可知，對其有徑向動載荷系數X=0.56，軸向動載荷系數Y=1.43。 其當量動載荷為 軸承壽命， 汽車行駛里程數。 2） 變速器處于二擋時有 ， ， ， 得， 易知， 由軸承的徑向動載荷系數與軸向動載荷系數表可知，對其有徑向動載荷系數X=0.56

37、，軸向動載荷系數Y=1.28。 其當量動載荷為 軸承壽命， 汽車行駛里程數。 3） 變速器處于三擋時有 ， ， ， 得， 易知， 由軸承的徑向動載荷系數與軸向動載荷系數表可知，對其有徑向動載荷系數X=0.56，軸向動載荷系數Y=1.20。 其當量動載荷為 軸承壽命， 汽車行駛里程數。 4） 變速器處于四擋時有 ， ， ， 得， 易知， 由軸承的徑向動載荷系數與軸向動載荷系數表可知，對其有徑向動載荷系數X=0.56，軸向動載荷系數Y=1.15。 其當量動載荷為 軸承壽命， 汽車行駛里程數。 5） 變速器處于五擋時有 ， ， ， 得， 易知

38、， 由軸承的徑向動載荷系數與軸向動載荷系數表可知，對其有徑向動載荷系數X=0.56，軸向動載荷系數Y=1.09。 其當量動載荷為 軸承壽命， 汽車行駛里程數。 6） 由于變速器處于倒檔的行駛里程百分數只占0.1%，故可按齒輪參數近似取 7) 表 3-8 各擋行駛里程百分數表 擋位 (%) 四擋變速器 五擋變速器 六擋變速器 倒擋 0.1 0.1 0.1 一擋 0.5 0.5 0.5 二擋 3 3 3 三擋 7 7 7 四擋 其余 30 30 五擋 — 其余 35 六擋 — — 其余 根據表3-8可知，軸承能夠

39、保證的總行駛里程數為： 即軸承能夠保證的總行駛里程數約為280萬公里，對于一般轎車，抽成所能保證的總行駛里程應大于30萬公里，所以所選軸承滿足壽命要求。 4設計參數匯總（優(yōu)化后） 4.1汽車主要參數 表 4-1 汽車主要參數表 發(fā)動機功率 轉矩 轉矩轉速 最高車速 總質量 車輪 80 145.5 3150 165 1658 185/60R14S 4.2變速器主要設計參數 中心距：71mm 橫向尺寸：250mm 變速器擋位數：五擋 換擋形式：同步器換擋 變速器齒輪：斜齒輪 齒輪材料：20CrMnTi 軸材料：20CrMnTi 變速器軸承：輸出

40、軸前端為短圓柱棍子軸承，其余為向心球軸承 具體參數如下表（均為標準值） 表 4-2 變速器參數表 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 倒檔 傳動比 3.538 2.313 1.591 0.963 0.758 3.429 輸入軸齒輪齒數 13 16 22 27 33 14 輸出軸齒輪齒數 46 37 35 26 25 48 螺旋角 20.79 21.08 25.42 21.08 23.22 0 法向壓力角 20 20 20 20 20 20 法向模數 2.25 2.50 2.25 2.50 2.25

41、 2.25 法向頂隙系數 0.25 法面齒頂高 1 輸入軸齒輪齒寬 20 20 18 15 14 18 輸出軸齒輪齒寬 18 18 16 17 16 16 輸入軸齒輪分度圓直徑 31.29 42.87 54.81 72.34 80.80 31.5 輸出軸齒輪分度圓直徑 110.71 99.13 87.19 69.66 61.21 108 輸入軸齒輪齒頂圓直徑 35.79 47.87 59.31 77.34 85.30 36 輸出軸齒輪齒頂圓直徑 115.21 104.13 91.69 74.66 65.7

42、1 112.5 輸入軸齒輪齒根圓直徑 25.66 36.62 49.18 66.09 75.17 25.25 輸出軸齒輪齒根圓直徑 105.08 92.88 81.57 63.41 55.58 101.75 輸入軸齒輪變位系數 0.235 0.050 -0.294 -0.588 -0.941 0.177 輸出軸齒輪變位系- 35 -數 -0.234 -0.051 0.295 0.588 0.941 0.414 圖 4-1 變速器傳動路線簡圖 圖 4-2 倒檔齒輪位置示意圖 參考文獻 [1]王望予.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，2004.8。 [2]臧杰，閻巖.北京：機械工業(yè)出版社，2010.8。 [3]于志生.汽車理論. 北京：機械工業(yè)出版社，2009.3。 [4]《機械設計手冊》編委會.機械設計手冊.機械工業(yè)出版社，2007.3。 [5]馬秋生.機械設計基礎.北京：機械工業(yè)出版社，2005.12。