HGC1050輕型商用車變速器設(shè)計(jì)【中間軸式五擋手動(dòng)五檔變速器】,中間軸式五擋手動(dòng)五檔變速器,HGC1050,輕型,商用,變速器,設(shè)計(jì),中間,軸式五擋,手動(dòng),五檔 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第1章 緒 論 1.1汽車變速器概述 變速器用于改變發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下，滿足驅(qū)動(dòng)車輪牽引力及車速不同要求的需要。隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，今后要求汽車車型的多樣化、個(gè)性化、智能化已成為汽車的發(fā)展趨勢(shì)。但變速器設(shè)計(jì)一直是汽車設(shè)計(jì)中最重要的環(huán)節(jié)之一，它是用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。因此它的性能影響到汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠?jī)?nèi)燃機(jī)的最低穩(wěn)定車速是難以達(dá)到的。變速器的倒擋使汽車能倒退行駛；其空擋使汽車在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、停車和滑行時(shí)能長(zhǎng)時(shí)間將發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系分離。 變速器的結(jié)構(gòu)除了對(duì)汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性有影響同時(shí)對(duì)汽車操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，其他結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不產(chǎn)生跳擋、亂擋、自動(dòng)脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋輕便，無(wú)沖擊及噪聲；采用斜齒輪、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)、噪聲低，不同的傳動(dòng)比還可以使在其不同路面提高汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性，使汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)有良好的匹配性。 1.2 課題研究現(xiàn)狀、設(shè)計(jì)的目的和意義 1.2.1 研究現(xiàn)狀 汽車變速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中的主要變速機(jī)構(gòu)，它的發(fā)展經(jīng)歷了100多年，隨著汽車技術(shù)日新月異的發(fā)展，汽車變速器技術(shù)的發(fā)展也發(fā)生了很大的變化。它通過(guò)改變轉(zhuǎn)速比，從而改變傳動(dòng)扭矩比，與發(fā)動(dòng)機(jī)配合工作。鑒于變速器重要的變速功能，其結(jié)構(gòu)對(duì)汽車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性、換擋操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響，所以它也是影響整車性能的重要因素之一，因此變速器的質(zhì)量一直也是汽車行業(yè)競(jìng)爭(zhēng)的焦點(diǎn)，對(duì)變速器的研究開(kāi)發(fā)也越來(lái)越顯得舉足輕重。 隨著生活水平的提高，現(xiàn)在很多農(nóng)戶和小企業(yè)會(huì)根據(jù)自身需要和經(jīng)濟(jì)狀況選擇購(gòu)買一輛經(jīng)濟(jì)適用的輕型貨車作為運(yùn)輸車，機(jī)械式變速器以其自身的性價(jià)比配套于經(jīng)濟(jì)性貨車廠家，而且經(jīng)濟(jì)實(shí)用型輕型貨車的銷量在貨車市場(chǎng)一直都不錯(cuò)，輕型貨車基本上都是5檔機(jī)械式變速器。由此可見(jiàn)對(duì)輕型貨車的變速器的研究還是很有必要的。 眾所周知，傳統(tǒng)機(jī)械式變速器有很多缺點(diǎn)，比如換擋沖擊大，體積大，振動(dòng)噪聲大和操縱復(fù)雜沉重等。但是它也有很多優(yōu)點(diǎn)，例如傳動(dòng)效率高，工作可靠，使用壽命長(zhǎng)，制造工藝成熟和成本低廉等。就目前市場(chǎng)希求和適用角度來(lái)看，作為在中國(guó)適用性最為廣泛的汽車變速器，依然會(huì)較長(zhǎng)一段時(shí)間內(nèi)發(fā)揮其不可替代的作用，因此有必要對(duì)其作進(jìn)一步的研究。 1.2.2 設(shè)計(jì)目的意義 汽車變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)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(shí)是發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。手動(dòng)變速器在我國(guó)應(yīng)用十分廣泛，通過(guò)對(duì)手動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)，讓我充分了解變速器的構(gòu)造和設(shè)計(jì)過(guò)程，鍛煉本人的動(dòng)手能力、獨(dú)立思考能力和繪圖能力，使其變速器的學(xué)習(xí)具有一定的實(shí)際意義。 在汽車開(kāi)發(fā)過(guò)程中變速器參數(shù)的選擇十分重要，因?yàn)樗鼈冴P(guān)系到車輛的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。如不同車速時(shí)驅(qū)動(dòng)力和行駛阻力之間的關(guān)系，當(dāng)車速低于最高車速時(shí)，驅(qū)動(dòng)力大于行駛阻力，這樣汽車就可以利用剩余的驅(qū)動(dòng)力加速或爬坡，這些都與變速器的參數(shù)有關(guān)。通過(guò)對(duì)手動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)讓我更加的了解變速器參數(shù)的選擇過(guò)程和優(yōu)化過(guò)程。汽車變速器的設(shè)計(jì)是一個(gè)復(fù)雜的系統(tǒng)工程。其設(shè)計(jì)的關(guān)鍵是綜合考慮車輛的平順性、動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性等多方面的設(shè)計(jì)要求，這就對(duì)變速器設(shè)計(jì)人員提出較高的要求。采用AutoCAD 繪制二維平面圖，對(duì)變速器參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，能夠大大提高設(shè)計(jì)的效率和質(zhì)量。 1.3 汽車變速器現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì) 現(xiàn)代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對(duì)汽車的要求不斷的變化，機(jī)械式變速器不能滿足人們的需要。而自動(dòng)變速器技術(shù)得到了迅速發(fā)展。目前，國(guó)內(nèi)變速器廠商都向著無(wú)級(jí)變速器和自動(dòng)變速器方向發(fā)展，國(guó)內(nèi)現(xiàn)已有好幾款轎車已經(jīng)應(yīng)用上無(wú)級(jí)變速器，而輕型多擋位汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開(kāi)。 無(wú)級(jí)變速器又稱為連續(xù)變速式無(wú)級(jí)變速器(Continuously Variable Transmission簡(jiǎn)稱"CVT") 。這種變速器與一般齒輪式自動(dòng)變速器的最大區(qū)別，是它省去了復(fù)雜而又笨重的齒輪組合變速傳動(dòng)，而只用了兩組帶輪進(jìn)行變速傳動(dòng)。無(wú)級(jí)變速器結(jié)構(gòu)比傳統(tǒng)變速器簡(jiǎn)單，體積更小，它既沒(méi)有手動(dòng)變速器的眾多齒輪副，也沒(méi)有自動(dòng)變速器復(fù)雜的行星齒輪組，主要靠主動(dòng)輪、從動(dòng)輪和傳動(dòng)帶來(lái)實(shí)現(xiàn)速比的無(wú)級(jí)變化。 幾乎所有的自主整車企業(yè)都在對(duì)自動(dòng)變速器進(jìn)行研發(fā)，也有企業(yè)推出了產(chǎn)品，但結(jié)構(gòu)都比較簡(jiǎn)單，技術(shù)很落后，換檔平順性和經(jīng)濟(jì)性都讓人難以滿意。以AT(液力自動(dòng)變速器)為例，國(guó)內(nèi)汽車企業(yè)研究時(shí)間較長(zhǎng)的是4擋AT，因?yàn)椴贾梅桨傅燃夹g(shù)困難，以及AT對(duì)生產(chǎn)設(shè)備和工藝控制的要求也是難以具備的，至今尚做不出成熟產(chǎn)品。這些因素同樣體現(xiàn)在構(gòu)造特殊的CVT(機(jī)械無(wú)級(jí)自動(dòng)變速器)上面。而對(duì)于AMT(電控機(jī)械自動(dòng)變速器)、DCT(雙離合變速器)，最大的技術(shù)難點(diǎn)是在于軟體發(fā)展和控制。在制造方面，部分可以延續(xù)手動(dòng)變速器的齒軸生產(chǎn)設(shè)備，但加工精度仍需要大幅提高。目前國(guó)內(nèi)，自動(dòng)變速箱基本依靠國(guó)際廠商提供產(chǎn)品或者技術(shù)，市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)還處在手動(dòng)變速器和自動(dòng)變速器之間，中國(guó)的變速箱發(fā)展同國(guó)際水平差距很大，尚處在初級(jí)階段。國(guó)內(nèi)手動(dòng)變速器的技術(shù)在國(guó)際上也較為落后，雖然目前大部分廠商都擁有生產(chǎn)手動(dòng)變速器的設(shè)備和能力，但普遍以5檔手動(dòng)變速箱為主，對(duì)于5 檔以上的產(chǎn)品，還得借助一些國(guó)外技術(shù)進(jìn)行研究，并且生產(chǎn)出來(lái)的產(chǎn)品或多或少還存在齒輪敲擊嘯叫噪音、換檔性能低下等問(wèn)題。 從國(guó)際變速器市場(chǎng)看，不同區(qū)域的變速器裝配情況也不一樣。幾年前出現(xiàn)的雙離合變速器（DCT），結(jié)合了手動(dòng)變速器的燃油經(jīng)濟(jì)性、運(yùn)動(dòng)性和自動(dòng)變速器的方便舒適性。世界范圍內(nèi)在對(duì)其進(jìn)行大規(guī)模研究和制造，北美已經(jīng)開(kāi)始在注重舒適性的同時(shí)，尋求可以降低油耗的方案，DCT便是很好解決方案之一，而且4擋AT已經(jīng)成為落后技術(shù)，其將被6擋AT或者是更多檔位的AT或者是DCT代替。 由于DCT比AT節(jié)約大約10%油耗，今后其會(huì)逐漸占據(jù)一部分原有的手動(dòng)變速器和AT的市場(chǎng)。可見(jiàn)DCT的出現(xiàn)在一定程度上改變了目前的市場(chǎng)格局。未來(lái)短期，全球的變速箱市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)主要會(huì)在各種自動(dòng)變速器（AT、CVT、和DCT）間展開(kāi)。 目前全球汽車產(chǎn)量平均以每年3.5％的速度遞增，預(yù)計(jì)至2015 年全球輕型汽車產(chǎn)量將至少達(dá)到8900萬(wàn)輛。隨著輕型汽車的產(chǎn)量增加，手動(dòng)變速器和行星齒輪自動(dòng)變速器的產(chǎn)量預(yù)計(jì)也將隨之增加，但都將會(huì)被AMT(自動(dòng)變速器) 和CVT(無(wú)極變速器) 侵占一部分市場(chǎng)份額。 從商用車的特性上來(lái)說(shuō)，機(jī)械式變速器的功用是其他變速器所不能替代的。其載貨量大，需要大功率的發(fā)動(dòng)機(jī)和大轉(zhuǎn)矩變速器，采用一檔或二檔起步，在起步時(shí)才會(huì)有足夠的牽引力量將車帶動(dòng)。特別是在滿載爬坡時(shí)，機(jī)械式變速器的特點(diǎn)就非常明顯。 1.4 變速器的特點(diǎn)和設(shè)計(jì)要求及內(nèi)容 在本次設(shè)計(jì)中，由于是對(duì)傳統(tǒng)的變速器進(jìn)行改進(jìn)性設(shè)計(jì),在給定的發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定功率等條件下，主要完成變速器機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。 對(duì)于變速器的要求： （1）保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性； （2）設(shè)置空擋，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸； （3）設(shè)置倒檔，使汽車能到推行駛； （4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要時(shí)能進(jìn)行功率輸出； （5）換擋迅速、省力、方便、工作可靠； （6）汽車行駛過(guò)程中，變速器不得有跳檔、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生； （7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率； （8）變速器的工作噪聲要低。除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求，滿足汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。 變速器設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容： 1、變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)方案的選擇； 2、變速器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)； 3、各檔齒輪參數(shù)計(jì)算及其強(qiáng)度校核。參數(shù)計(jì)算包括變速器傳動(dòng)比計(jì)算、中心距計(jì)算、各檔齒輪齒數(shù)的分配、齒輪參數(shù)等，強(qiáng)度校核包括齒輪的彎曲應(yīng)力的校核、接觸應(yīng)力的校核以及計(jì)算齒輪所受的圓周力、徑向力、軸向力； 4、變速器軸及軸上支撐的計(jì)算及其校核。包括格擋齒輪滾針軸承的選擇及其壽命驗(yàn)算、第二軸和中間軸上圓錐滾子的選擇及其壽命驗(yàn)算、軸的加工工藝分析、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、各軸直徑及長(zhǎng)度計(jì)算、軸的強(qiáng)度和剛度計(jì)算； 5、同步器的設(shè)計(jì)選用和參數(shù)選擇； 6、變速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)。 第2章 變速器的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 2.1.1有級(jí)與無(wú)級(jí)變速器 有級(jí)變速器與無(wú)級(jí)的相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉，具有高的傳動(dòng)效率，因此在各種類型的汽車上得到了廣泛的應(yīng)用。 通常，有級(jí)變速器具有3個(gè)、4個(gè)、5個(gè)前進(jìn)擋；重型載貨汽車和重型越野車則采用多黨變速器，其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá)6-16個(gè)甚至20個(gè)。 有級(jí)變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)，包括傳遞動(dòng)力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤(rùn)滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 2.1.2兩軸式與三軸式變速器 三軸式變速器如圖2.1所示。 1-中間軸；2-第一軸；3-第二軸；4-換擋撥叉；5-定位鋼球 圖2.1 載貨汽車的三軸式五檔變速器 其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來(lái)傳遞轉(zhuǎn)矩則稱為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳動(dòng)效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)擋需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所降低。 兩軸式變速器如圖2.2所示。 1-第一軸；2-第二軸；3,4-同步器 圖2.2 轎車具有縱置發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí)的兩軸式變速器 與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高、噪聲低。兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪（見(jiàn)圖2.2）或雙曲面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡(jiǎn)化了制造工藝，降低了成本。兩軸式變速器沒(méi)有直接檔，因此在高檔工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損，這是它的缺點(diǎn)。另外，低檔傳動(dòng)比取值的上限（）也受到較大限制，但這這一缺點(diǎn)可通過(guò)減小各高檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來(lái)消除。 2.1.3支承方案分析 有些貨車變速器采用多支承方案（見(jiàn)圖2.3（a））以提高第二軸與中間軸的剛度，這時(shí)可采用以該兩軸所決定的平面作為殼體的分界面，以解決軸和齒輪等零部件的拆裝問(wèn)題。傳統(tǒng)的三軸式變速器的第二軸長(zhǎng)且支承剛度差，而各換擋部件多裝在第二軸上，低檔同步條件較差，近年來(lái)有些貨車變速器采用短的第二軸方案。如圖2.3（b）所示，其常嚙合傳動(dòng)齒輪加大，故除了后置嚙合傳動(dòng)齒輪較大外，各檔齒輪均可設(shè)計(jì)得緊湊輕巧；另外，低檔同步器安裝在中間軸上，同步慣量減小，這樣既可縮短同步時(shí)間又可減輕換擋力；中間軸的支承剛度較大，低檔同步器裝于其上既可減少換擋零部件的磨損，又可減少自動(dòng)脫檔的可能性。 （a）變速器的多支承方案；（b）變速器的短第二軸方案 圖2.3 變速器的多支承方案與短第二軸方案 2.2變速器零、部件的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 2.2.1齒輪型式 斜齒圓柱齒輪雖然工作時(shí)有軸向力且加工稍復(fù)雜些，但仍以其運(yùn)動(dòng)平衡、噪聲低、壽命長(zhǎng)的突出優(yōu)點(diǎn)而受到變速器的普遍采用。直齒圓柱齒輪僅用于一些變速器的一檔和倒檔。 2.2.2軸的結(jié)構(gòu)與分析 變速器軸在工作時(shí)承受轉(zhuǎn)矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合，產(chǎn)生較大的噪聲，降低使用壽命。軸的結(jié)構(gòu)形狀除應(yīng)保證其強(qiáng)度與剛度外，還應(yīng)考慮齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有密切關(guān)系。 第一軸通常與齒輪做成一體，其長(zhǎng)度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花鍵尺寸與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動(dòng)配合。 第二軸制成階梯式的以便于安裝，從受力及合理利用材料來(lái)看，也是需要的。各截面尺寸不應(yīng)相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處得應(yīng)力集中會(huì)引起軸斷裂。用彈性擋圈定位各檔齒輪雖簡(jiǎn)單，但拆裝不方便，且與旋轉(zhuǎn)件端面有滑摩，同時(shí)彈性擋圈也不能承受大的軸向力，故這種結(jié)構(gòu)僅用于輕型及以下的汽車變速器上。第二軸安裝同步器齒座的花鍵采用漸開(kāi)線花鍵且以大徑定心更宜。漸開(kāi)線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應(yīng)增大，可增強(qiáng)軸的剛度。 變速器中間軸分為旋轉(zhuǎn)式及固定式兩種。 旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個(gè)滾動(dòng)軸承上。其上的一檔齒輪常與軸做成一體，而高檔齒輪則用鍵或過(guò)盈配合與軸連接以便于更換。如結(jié)構(gòu)尺寸允許，應(yīng)盡量采用旋轉(zhuǎn)式中間軸。 固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，與殼體呈輕壓配合并用鎖片等作轉(zhuǎn)向定位。剛度主要由支承于其他的連體齒輪（寶塔齒輪）的結(jié)構(gòu)保證。僅用于當(dāng)殼體上無(wú)足夠位置設(shè)置滾動(dòng)軸承和支承蓋時(shí)。 2.2.3軸承型式 變速器多采用滾動(dòng)軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗(yàn)算其壽命。 第一軸前軸承（安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪內(nèi)腔中）采用向心球軸承；后軸承為外圈帶止動(dòng)槽的向心球軸承，因?yàn)樗粌H受徑向負(fù)荷而且承受向外的軸向負(fù)荷。 第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動(dòng)槽的單列向心球軸承，因?yàn)樗惨惺芟蛲獾妮S向力。 旋轉(zhuǎn)式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，此軸承不承受軸向力，因?yàn)樵谠撎幉贾幂S承困難；后軸承為帶止動(dòng)槽的向心球軸承。中間軸的軸向力應(yīng)力求相互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受。 為適應(yīng)汽車變速器向著增大其單位質(zhì)量的傳遞功率、增強(qiáng)其承載能力、具有更高的可靠性。更長(zhǎng)的壽命和更好的性能等方向發(fā)展，變速器采用圓錐滾子軸承日益增多。因?yàn)榕c其他軸承此昂比，圓錐滾子軸承的直徑小、寬度大、接觸線長(zhǎng)，因而容量大，可以承受高負(fù)荷；在承受同樣載荷的情況下其徑向尺寸可以減小，從而縮小中心距，減小變速器的尺寸和質(zhì)量；圓錐滾子軸承可通過(guò)預(yù)緊消除軸向間隙和軸向竄動(dòng)。由于上述優(yōu)點(diǎn)，圓錐滾子軸承已在國(guó)外一些轎車、客車和載貨汽車及重型汽車的變速器上得到應(yīng)用。 2.2.4換擋機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式與分析 換擋機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式有同步器、嚙合套和直齒滑動(dòng)齒輪等三種。 同步器雖然結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜、制造成本高、精度要求嚴(yán)、軸向尺寸大以及存在同步環(huán)的使用壽命有待提高等問(wèn)題，但由于它能保證輕便、迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲換擋，且對(duì)操作技術(shù)無(wú)要求，從而有利于提高汽車的加速性、燃料經(jīng)濟(jì)性與行駛安全性，也可延長(zhǎng)齒輪壽命，故在現(xiàn)代轎車上得到了最普遍的應(yīng)用，在現(xiàn)代其他種類的汽車上采用的也日益增多。 嚙合套換擋用于常嚙合斜齒輪，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造容易，維修方便，換擋時(shí)行程較短且由于同時(shí)承受沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，故沖擊及磨損較輕，噪聲低，而齒輪又不參與換擋，因而它們都不會(huì)過(guò)早損壞。目前它僅用于某些要求不高的檔位和重型汽車變速器上。 2.2.5變速器的操縱機(jī)構(gòu) 變速器操縱機(jī)構(gòu)由變速桿、撥叉軸、撥叉、自鎖與互鎖裝置、倒檔安全裝置等組合于變速器蓋上（圖2.4）。應(yīng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，操縱輕便，檔位清晰，變變速桿的換擋位置（見(jiàn)圖2.5）合理，掛檔準(zhǔn)確、迅速、安全可靠（每次只能掛入一個(gè)檔，不誤掛倒檔，不自動(dòng)脫檔）。 （a）變速桿由蓋得上方裝入 （b）變速桿由蓋的下方裝入 1-互鎖銷；2,5-換擋撥叉；3-自鎖用鋼球；4-掛一檔倒檔用的中間桿；6-互鎖鋼球 圖2.4 組合于變速器蓋上的操縱機(jī)構(gòu) 圖2.5 換擋位置圖 自鎖裝置為檔位定位裝置，通過(guò)彈簧、鋼球及撥叉軸上的凹槽定位（見(jiàn)圖2.4），以防止自動(dòng)脫檔并保證接合齒的全長(zhǎng)嚙合。 互鎖裝置防止兩檔同掛，保證當(dāng)移動(dòng)某一撥叉軸時(shí)，其他撥叉軸互被鎖住。銷、球式（見(jiàn)圖2.4）簡(jiǎn)單可靠，另有擺動(dòng)鎖塊式（圖2.6，其中擺動(dòng)的鎖塊裝在變速器蓋上）、轉(zhuǎn)動(dòng)鎖塊式互鎖裝置（圖2.7）及三向鎖銷式（圖2.8）等。 圖2.6 擺動(dòng)鎖塊式互鎖裝置 圖2.7 轉(zhuǎn)動(dòng)鎖塊式互鎖裝置 圖2.8 三向鎖銷式互鎖裝置 圖2.9 倒檔安全裝置 倒檔安全裝置又稱倒檔鎖或選檔阻力裝置（圖2.9）。當(dāng)變速器桿頭接觸到倒檔鎖銷開(kāi)始掛倒檔時(shí)，要克服鋼球和彈簧的較大阻力，從而產(chǎn)生明顯手感而引起注意。 2.3變速器倒檔布置方案的選擇與分析 倒擋布置應(yīng)注意以下幾點(diǎn)： （1）倒擋齒輪在非工作位置時(shí)，不得與第二軸的齒輪有嚙合現(xiàn)象； （2）換入倒擋時(shí)不得與其他齒輪發(fā)生干涉； （3）倒擋軸在變速器殼體上的支承不得與中間軸的齒輪相碰。 圖2.1為常見(jiàn)的倒擋布置方案。 圖2.1a方案主要用于小客車上。 圖2.1b方案用于四擋直齒滑動(dòng)齒輪的變速器上。 (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) (a) 小客車常用；(b) 直齒滑動(dòng)嚙合四擋；(c) 多數(shù)五擋采用；(d) c方案的改進(jìn) ； (e) 前進(jìn)擋常嚙合；(f) 前進(jìn)擋常嚙合；(g) 一、倒擋各用一跟撥叉軸 圖2.10 擋布置方案 圖2.1（d）方案是對(duì)（c）的修改；圖2.1（e）用于所有前進(jìn)檔都是常嚙合的變速器上；圖2.1（f）也是用于所有前進(jìn)檔都是常嚙合的變速器上。 為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長(zhǎng)度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2.1（g）方案；缺點(diǎn)是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 倒檔結(jié)構(gòu)方案的選擇，應(yīng)根據(jù)其它檔布置情況。力求位置合理并縮短變速器的軸向長(zhǎng)度。綜合以上幾種變速器倒擋布置方案，選擇圖2.1（f）為變速器的倒擋布置方案[7]。 2.4 本章小結(jié) 本章首先對(duì)比了兩軸式和中間軸式的優(yōu)、缺點(diǎn)，由于中間軸式變速器的結(jié)構(gòu)工藝性、變速器徑向尺寸、變速器齒輪的壽命、變速器傳動(dòng)效率好于兩軸式,因此設(shè)計(jì)的變速器選擇中間軸式；接著本章確定了倒擋布置方案；然后對(duì)零部件的結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了分析，即對(duì)齒輪及換擋機(jī)構(gòu)的形式進(jìn)行了分析；最后對(duì)倒擋的布置方案以及防止自動(dòng)脫擋進(jìn)行了設(shè)計(jì)。 第3章 變速器主要參數(shù)的計(jì)算及校核 3.1設(shè)計(jì)的初始數(shù)據(jù) 表3.1已知基本數(shù)據(jù) 最高車速 （Km/h） 發(fā)動(dòng)機(jī)率 （Kw） 額定轉(zhuǎn)矩 總質(zhì)量 （Kg） 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 （r/min） 主減速器傳動(dòng)比 車輪半徑 （mm） 90 88.04 300.67 5455 3200 5.24 393.22 車輪：R16（選205/55R16） 3.2變速器傳動(dòng)比的確定 確定Ι檔傳動(dòng)比： 汽車爬坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有： = （3.1） 式中：----作用在汽車上的重力，； ----汽車質(zhì)量； ----重力加速度，； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，； —主減速器傳動(dòng)比，； —傳動(dòng)系效率，； —車輪半徑，； —滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于貨車取； —爬坡度，30%換算為。 則由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動(dòng)比為： = （3.2） 驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著條件： （3.3） ----汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷； 取 綜上可知： 取 其他各檔傳動(dòng)比的確定： 按等比級(jí)數(shù)分配原則： （3.4） 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為： ，，， = 高檔使用率比較高，低檔使用率比較低，所以可使高檔傳動(dòng)比較小，所以取其他各擋傳動(dòng)比分別為： =；； 3.3中心距A 3.3.1初選中心距 可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式 （3.5） 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，商用車：； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）； —變速器一擋傳動(dòng)比，； —變速器傳動(dòng)效率，取96% ； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，。 則， 初選中心距。 3.3.2變速器的軸向尺寸 貨車變速器殼體的軸向尺寸:mm。 3.4齒輪參數(shù)及齒輪材料的選擇 3.4.1齒輪模數(shù) 同步器與嚙合套的接合齒多采用漸開(kāi)線齒形。出于工藝性考慮，同一變速器的接合齒采用同一模數(shù)。輕中型貨車為2-3.5，選取較小的模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋。 變速器一檔及倒檔模數(shù)為3.5mm，其他檔位為3.0。 3.4.2齒形、壓力角及螺旋角 根據(jù)劉維信的《汽車設(shè)計(jì)》表6-3汽車變速器齒輪的齒形，壓力角及螺旋角分別為： 表3.2 齒形 壓力角 螺旋角 GB1356 78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上的軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一，第二軸上的斜齒輪一律取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 3.4.3齒寬 通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來(lái)確定齒寬b 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.4～8.0，取 8 .0； 斜齒，取為7.0～8.6，取8.0。 一檔及倒檔齒輪齒寬mm;其他檔位齒輪齒寬mm。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪的壽命。 采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為2～4mm，取4mm。 3.4.4齒頂高系數(shù) 一般規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。 3.4.5齒輪材料的選擇原則 1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對(duì) 如對(duì)硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： 時(shí)滲碳層深度0.8～1.2 時(shí)滲碳層深度0.9～1.3 時(shí)滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。 對(duì)于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶面粒[13]。 3.5一檔齒輪參數(shù)的計(jì)算、齒輪校核、受力計(jì)算 圖3.1 中間軸式五檔變速器簡(jiǎn)圖 3.5.1一擋齒輪參數(shù)的計(jì)算 中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12~17之間選用，最小為12-14，取，一擋齒輪為斜齒輪。 一擋傳動(dòng)比為 （3.6） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， （3.7） ==55 即=-=55-13=42 對(duì)中心距進(jìn)行修正 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 理論中心距：==102.427mm （3.8） 對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位： 端面壓力角： tan=tan/cos （3.9） =21.17° 端面嚙合角： cos= （3.10） =23.3° 由表14-1-21查得： 齒輪齒數(shù)之比 變位系數(shù)之和 （3.11） =0.47067 查圖14-1-4選擇變位系數(shù)線圖（，），可知，則 計(jì)算精確值：A= （3.12） 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)齒形系數(shù)圖可知 一擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =3.5×42/cos22.26°=158.82mm =3.5×13/cos22.26°=49.16mm 中心距變動(dòng)系數(shù) =（92-91.25）/3.5=0.214 齒頂變動(dòng)系數(shù) =0.145-0.214=0.0688 齒頂高 =3.4279mm =5.07055mm 齒根高 =4.52mm =4.01mm 齒高 =7.64mm 齒頂圓直徑 =141.56mm =56.07mm 齒根圓直徑 =126.15mm =40.81mm 3.5.2一擋齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 1.齒輪彎曲應(yīng)力的計(jì)算 圖3.2 齒形系數(shù)圖 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （3.13） 式中： —計(jì)算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角； —應(yīng)力集中系數(shù)，； —齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖2.1中查得； —齒寬系數(shù)； —重合度影響系數(shù)，。 （1）計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 ， 。 2齒輪接觸應(yīng)力的計(jì)算 （3.14） 式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； —計(jì)算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）； —齒輪材料的彈性模量（MPa）； —齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)； 、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、； 、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×4=28mm 表3.3　變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 齒輪類型 一擋和倒擋 常嚙合齒輪和高擋 滲碳齒輪 1900～2000 1300～1400 液體碳氮共滲齒輪 950～1000 650～700 （1）計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力 mm mm = = 3.5.3一擋齒輪受力的計(jì)算 N 3.6常嚙合齒輪參數(shù)的計(jì)算、齒輪校核、受力計(jì)算 3.6.1常嚙合齒輪參數(shù)的計(jì)算 求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 （3.15） = 因常嚙合傳動(dòng)齒輪副的中心距與一擋齒輪副以及其他各檔齒輪副的中心距相等，初選=，即 （3.16） （3.17） = 由式（3.15）、（3.17）得，，則： = 表3.4對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位 理論中心距（mm） 端面壓力角（） 端面嚙合角（） 變位系數(shù) 精確值（） 當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù) 102.66 21.57 23.37 0.43 0.035 24.68 32 52 0.17 0.158 表3.5 常嚙合齒輪參數(shù) （mm） 分度圓直徑 中心距變動(dòng) 系數(shù) 齒頂高變動(dòng) 系數(shù) 齒頂高 齒根高 79.23 128.75 0.446 0.0186 4.23 3.05 2.46 3.64 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 6.69 87.70 134.85 74.31 121.46 3.6.2常嚙合齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 表3.6 常嚙合齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力 彎曲應(yīng)力（） 接觸應(yīng)力（） （） （） （mm） （mm） （） （） 140.76 143.94 31.69 9.81 1297.47 1330.89 3.6.3常嚙合齒輪受力的計(jì)算 表3.7 常嚙合齒輪的受力 圓周力（N） 徑向力（N） 軸向力（N） 7213.42 6855.58 2887.58 2744.28 3312.84 3148.50 3.7二檔齒輪參數(shù)的計(jì)算、齒輪校核、受力計(jì)算 3.7.1二檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選 （3.18） = （3.19） = 由式（3.18）、（3.19）得， 則，= 表3.8 對(duì)二檔齒輪進(jìn)行角度變位 理論中心距（mm） 端面壓力角（） 端面嚙合角（） 變位系數(shù) 精確值（） 當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù) 102.83 21.3 22.9 -0.0549 0.46 22.62 57 24 0.15 0.17 表3.9 二檔齒輪參數(shù) （mm） 分度圓直徑 中心距變動(dòng) 系數(shù) 齒頂高變動(dòng) 系數(shù) 齒頂高 齒根高 146.24 61.74 0.39 0.0151 2.79 4.33 3.91 2.37 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 6.70 151.82 70.41 138.41 57.00 3.7.2常嚙合齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 表3.10 二檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力 彎曲應(yīng)力（） 接觸應(yīng)力（） （） （） （mm） （mm） （） （） 300.47 278.96 29.33 12.38 1161.30 1191.22 3.7.3二擋齒輪受力的計(jì)算 表3.11 二檔齒輪的受力 圓周力（N） 徑向力（N） 軸向力（N） 13586.15 14295.19 5353.64 5633.04 5657.74 5953.01 3.8三檔齒輪參數(shù)的計(jì)算、齒輪校核、受力計(jì)算 3.8.1三檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 （1）三擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選 （3.20） （3.21） = 由式（3.20）、（3.21）得，則，= 表3-12 對(duì)三檔齒輪進(jìn)行角度變位 理論中心距（mm） 端面壓力角（） 端面嚙合角（） 變位系數(shù) 精確值（） 當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù) 103.54 21.43 22.068 -0.1053 0.26 22.62 50 32 0.149 0.162 表3.13 三檔齒輪參數(shù) （mm） 分度圓直徑 中心距變動(dòng) 系數(shù) 齒頂高變動(dòng) 系數(shù) 齒頂高 齒根高 126.74 81.24 0.15 0.011 2.68 3.78 4.07 2.97 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 6.75 132.10 88.80 118.61 75.30 3.8.2三檔齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 表3.14三檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力 彎曲應(yīng)力（） 接觸應(yīng)力（） （） （） （mm） （mm） （） （） 229.89 222.48 25.42 16.29 948.05 972.48 3.8.3三擋齒輪受力的計(jì)算 表3.15 三檔齒輪的受力 圓周力（N） 徑向力（N） 軸向力（N） 10325.47 10864.35 4068.77 4281.11 3312.84 3148.50 3.9四檔齒輪參數(shù)的計(jì)算、齒輪校核、受力計(jì)算 3.9.1四檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 （1）四擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選 （3-22） = （3-23） = 由（3-22）和（3-23）得，， 則： 表3.16 對(duì)四檔齒輪進(jìn)行角度變位 理論中心距（mm） 端面壓力角（） 端面嚙合角（） 變位系數(shù) 精確值（） 當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù) 102.661 21.57 23.365 0.5 -0.034 24.68 42 43 0.176 0.144 表3.17 四檔齒輪參數(shù) （mm） 分度圓直徑 中心距變動(dòng) 系數(shù) 齒頂高變動(dòng) 系數(shù) 齒頂高 齒根高 102.34 105.64 0.446 0.019 4.44 2.84 2.25 3.85 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 6.69 111.22 111.32 97.84 97.93 3.9.2四檔齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 表3.18四檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力 彎曲應(yīng)力（） 接觸應(yīng)力（） （） （） （mm） （mm） （） （） 149.67 192.48 21.18 21.86 805.02 825.76 3.9.3四擋齒輪受力的計(jì)算 表3.19 四檔齒輪的受力 圓周力（N） 徑向力（N） 軸向力（N） 7940.88 8355.30 43178.73 3344.62 3646.94 3837.26 3.10倒檔齒輪參數(shù)的計(jì)算、齒輪校核、受力計(jì)算 3.10.1倒檔齒輪參數(shù)的計(jì)算 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21-23之間，初選后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選，則： =mm （3-24） 取整mm 端面壓力角： tan=tan/cos （3-25） 端面嚙合角： cos= （3-26） 由表14-1-21查得： 變位系數(shù)之和 （3-27） 則 當(dāng)量齒數(shù) （3-28） 根據(jù)齒形系數(shù)圖可知 倒擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =3.5×22/cos20.36°=82.1311mm 中心距變動(dòng)系數(shù) =（66-65.33）/3.5=0.1914 齒頂高變動(dòng)系數(shù) =0.19759-0.1914=0.00619 齒頂高 =2.6999mm 齒根高 =5.5134mm 齒高 =7.8533mm 齒頂圓直徑 =87.5309mm 齒根圓直徑 =71.8243mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和9的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取間隙為5mm： （3-29） 初選， 由得 取整為 表3.20 對(duì)倒檔齒輪進(jìn)行角度變位 理論中心距（mm） 端面壓力角（） 端面嚙合角（） 變位系數(shù) 精確值（） 當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù) 130.36 21.17 20.75 -0.323 0.22 19.56 51 32 0.144 0.157 表3.21 倒檔齒輪參數(shù) （mm） 分度圓直徑 中心距變動(dòng) 系數(shù) 齒頂高變動(dòng) 系數(shù) 齒頂高 齒根高 159.71 100.28 0.468 -0.57 4.37 6.27 5.50 3.60 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 9.87 168.44 112.82 148.70 93.07 3.10.2倒檔齒輪強(qiáng)度的計(jì)算 1彎曲應(yīng)力 2接觸應(yīng)力 mm mm = 表3.22 倒檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力 彎曲應(yīng)力（） 接觸應(yīng)力（） （） （） （mm） （mm） （） （） 136.60 239.61 30.74 12.15 820.08 1368.78 3.10.3倒擋齒輪受力的計(jì)算 表3.23 倒檔齒輪的受力 圓周力（N） 徑向力（N） 軸向力（N） 8070.77 22483.92 3115.52 8679.34 2865.95 7984.10 3.11本章小結(jié) 本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R(shí)計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比，然后計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比；并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù)，同時(shí)對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位，接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)，最后計(jì)算出各擋齒輪所受的力，為下章對(duì)軸及軸承進(jìn)行校核做準(zhǔn)備。 第四章 軸及軸上支承的計(jì)算及其校核 4.1軸承的選擇及壽命驗(yàn)算 4.1.1滾針軸承的選擇及壽命驗(yàn)算 1.輸出軸五檔齒輪滾針軸承的選擇 對(duì)貨車軸承壽命要求是25萬(wàn)km，由劉維信汽車設(shè)計(jì)表6-9變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率可知h h 由 r/min KN 根據(jù)式（7-2-1） 查表7-2-31~表7-2-26可知 KN 根據(jù)式（7-2-6） 查表（7-2-29）KN 查表（7-2-31）KN 查表（7-2-85）選擇滾針軸承： 表4.1五檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸 脂 油 K型 38 46 30 44.0 82.5 6700 9500  30.14 2.7 軸承壽命驗(yàn)算： 由h 故所選軸承合格。 根據(jù)速比極差計(jì)算各檔轉(zhuǎn)速： ==== ==== 即r/min r/min r/min r/min 2.輸出軸四檔齒輪滾針軸承的選擇 由劉維信汽車設(shè)計(jì)表6-9變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率可知h KN 根據(jù)式（7-2-1） 查表7-2-31~表7-2-26可知 KN 根據(jù)式（7-2-6） 查表（7-2-29）KN 查表（7-2-31）KN 查表（7-2-85）選擇滾針軸承： 表4.2四檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸 脂 油 K型 48 56 30 49.8 105 5300 7500  30.14 2.7 軸承壽命驗(yàn)算： 由 故所選軸承合格。 3.輸出軸三檔齒輪滾針軸承的選擇 由劉維信汽車設(shè)計(jì)表6-9變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率可知h KN 根據(jù)式（7-2-1） 查表7-2-31~表7-2-26可知 KN 根據(jù)式（7-2-6） 查表（7-2-29）KN 查表（7-2-31）KN 查表（7-2-85）選擇滾針軸承： 表4.3三檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸 脂 油 K型 52 60 30 52.0 112 4800 6700 --- 30.14 2.7 軸承壽命驗(yàn)算： 由h 故所選軸承合格。 4.輸出軸二檔齒輪滾針軸承的選擇 由劉維信汽車設(shè)計(jì)表6-9變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率可知h KN 根據(jù)式（7-2-1） 查表7-2-31~表7-2-26可知 KN 根據(jù)式（7-2-6） 查表（7-2-29）KN 查表（7-2-31）KN 查表（7-2-85）選擇滾針軸承： 表4.4二檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸 脂 油 K型 55 62 40 62.5 160 4800 6700 73 40.17 2.3 軸承壽命驗(yàn)算： 由h 故所選軸承合格。 5.輸出軸一檔齒輪滾針軸承的選擇 由劉維信汽車設(shè)計(jì)表6-9變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率可知h KN 根據(jù)式（7-2-1） 查表7-2-31~表7-2-26可知 KN 根據(jù)式（7-2-6） 查表（7-2-29）KN 查表（7-2-31）KN 查表（7-2-85）選擇滾針軸承： 表4.5一檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸 脂 油 K型 75 83 30 72.5 98.2 3600 5000 --- 30.14 2.7 軸承壽命驗(yàn)算： 由h 故所選軸承合格。 6.倒檔齒輪滾針軸承的選擇 h KN 根據(jù)式（7-2-1） 查表7-2-31~表7-2-26可知 根據(jù)式（7-2-6） 查表（7-2-29）KN 查表（7-2-31）KN 查表（7-2-85）選擇滾針軸承： 表4.6倒檔滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸 脂 油 K型 40 48 30 45.2 86.8 6300 9000  30.14 2.7 軸承壽命驗(yàn)算： 由h 故所選軸承合格。 倒檔軸齒輪11，,12 表4.7倒檔雙聯(lián)齒輪滾針軸承參數(shù) 基本尺寸 基本額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 軸承代號(hào) 安裝尺寸 脂 油 K型 42 50 20 31.0 54.2 6000 85000 --- 20.14 2.7 4.1.2圓錐滾子軸承的選擇及壽命驗(yàn)算 1.第二軸兩端軸承的選擇 初選軸承型號(hào) 30208 和323088 因?yàn)閽霫檔時(shí)齒輪所受圓周力，軸向力，徑向力最大，所以兩個(gè)圓錐滾子軸承在掛I檔時(shí)所受力最大。軸向載荷分析圖如下 圖4.1第二軸圓錐滾子軸承受力分析 N N 根據(jù)力的徑向平衡條件有： N N 軸承的轉(zhuǎn)速為352r/min 計(jì)算兩軸承壽命： 附加軸向力： N N 因?yàn)? 所以軸承I被“壓緊”，軸承II被“放松”。 所以被“壓緊”的軸承工作所受的總軸向力必須與相平衡，即 軸承I： N KN 軸承II： N KN 軸承的名義壽命L（以轉(zhuǎn)為單位） 由h 故所選軸承合格。 中間軸兩端圓錐滾子軸承的選擇： 初選軸承型號(hào) 33228 和32308 因?yàn)閽霫檔時(shí)齒輪所受圓周力，軸向力，徑向力最大，所以兩個(gè)圓錐滾子軸承在掛I檔時(shí)所受力最大。軸向載荷分析圖如下 圖4.2中間軸圓錐滾子軸承受力分析 N N 根據(jù)力的徑向平衡條件有： N N 軸承的轉(zhuǎn)速為1137r/min 計(jì)算兩軸承壽命： 附加軸向力： N N 因?yàn)? 所以軸承I被“壓緊”，軸承II被“放松”。 所以被“壓緊”的軸承工作所受的總軸向力必須與相平衡，即 軸承I： N KN 軸承II： N N 軸承的名義壽命L（以轉(zhuǎn)為單位） 由h 故所選軸承合格。 故所選軸承合格。 4.2軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8[15]。 對(duì)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度[16]。 對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少[17]。 4.3軸的校核計(jì)算 4.3.1初選軸的直徑 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A按下式初選：= 第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式初選： （4.1） 式中：—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵，彈性擋圈等標(biāo)準(zhǔn)件以及軸的剛度，強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正。 第一軸花鍵部分直徑；第二軸最大直徑mm；中間軸