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I 兩軸六速手動變速器設計 摘要 轎車作為一種最常用汽車 已在現(xiàn)代的社會中占有舉足輕重的地位 而變速器是汽車傳動 系統(tǒng)結構中最重要的部分之一 汽車的前進 后退 增速 減速都要靠變速器傳動來實現(xiàn) 而且 變速器在汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性上也有很重要的影響 本次設計的汽車變速箱主要是從強度方面來對齒輪的尺寸計算及校核 軸的尺寸計算和位置 的確定 選擇設計滿足其承載能力的同步器 另外 針對齒輪作用力的不同 在不同的軸上選擇 合適的軸承 利用軟件 AUTCAD 完成變速器總成圖 第一軸 第二軸 各個擋齒輪及同步器的 設計 隨著我國汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展 人們對汽車的需求也越來越高 通過對轎車車變速器的設計 我了解到變速器在汽車結構中具有著重要的作用 因此變速器結構的改進對汽車行業(yè)的發(fā)展與進 步具有著深遠的意義 關鍵詞 變速器 齒輪 同步器 設計 II Two six speed manual transmission shaft design Abstract As one of the most popular sedan car already occupies a pivotal position in modern society The transmission is a car transmission structure is one of the most important part of the car forward backward growth rate have to rely on the transmission gear drive to achieve And transmission also has a very important influence in the car s power and fuel economy The design of the car gearbox is mainly from strength to determine the size of the computing gear and checking the size and position of the axis is calculated select the design to meet their carrying capacity synchronizer In addition different force for the gear the shaft in a different choice of suitable bearings Transmission assembly is completed using software AUTCAD Figure the first shaft a second shaft and the respective speed gear synchronizer design With the rapid development of China s automobile industry the demand for cars is increasing By car vehicle transmission design I learned that the transmission has an important role in the automotive structure thus improving transmission structure of the automotive industry s development and progress have far reaching significance Keywords Transmission Gear Synchronizer Design III 目 錄 第 1 章 緒 論 1 1 1 變速器的概述 1 1 2 變速器的種類 2 1 3 設計要求 3 第 2 章 變速器傳動機構布置方案 4 2 1 變速器傳動方案分析與選擇 4 2 2 倒檔布置方案 4 2 3 零部件結構方案分析 5 2 3 1 齒輪形式 5 2 3 2 變速器軸 6 2 3 3 變速器軸承的選擇 6 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇與零件的設計 7 3 1 主要參數(shù)的選擇 7 3 1 1 檔數(shù) 7 3 1 2 傳動比范圍 7 3 1 3 變速器各檔傳動比的確定 7 3 1 4 中心距的選擇 9 3 1 5 變速器的外形尺寸 10 3 1 6 齒輪參數(shù)的選擇 10 3 2 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 11 3 3 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 14 第 4 章 變速器齒輪強度校核 16 4 1 齒輪材料的選擇原則 16 4 2 變速器齒輪彎曲強度校核 16 4 3 輪齒接觸應力校核 18 4 4 倒檔齒輪的校核 20 第 5 章 軸的及軸上零件的設計與選擇 21 5 1 初選軸的直徑 21 5 2 軸的強度驗算 22 5 2 1 軸的剛度計算 22 5 2 2 軸的強度計算 25 5 3 軸承選擇與壽命計算 28 IV 5 3 1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算 28 5 3 2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算 30 第 6 章 變速器同步器及結構元件設計 32 6 1 同步器設計 32 6 1 1 同步器的功用及分類 32 6 1 2 慣性式同步器 32 6 1 3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 33 6 1 4 主要參數(shù)的確定 34 6 2 速器的操縱機構 35 6 3 速器殼體 36 參考文獻 37 致 謝 38 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 1 第 1 章 緒 論 隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展 車型的多樣化 個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢 而變速器設計 是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一 它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速 目的是在各種 行駛工況下 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(nèi)工作 因此 它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標 對轎車而言 其設計意義更為明顯 在對汽車性能 要求越來越高的今天 車輛的舒適性也是評價汽車的一個重要指標 而變速器的設計不合理 將 會使汽車的舒適性下降 使汽車的運行噪聲增大 影響汽車的整體性 1 1 變速器的概述 變速器作為傳遞力和改變汽車車速的主要裝置 現(xiàn)在對其操縱的方便性和檔位數(shù)方面的要求 愈來愈高 目前 四 五檔特別是五檔的變速器的用量有日漸增加的趨勢 同時 六擋變速器的 裝車率也在上升 變速器是用于改變發(fā)動機的轉矩和轉速 以適應汽車在起步 加速 行駛以及克服各種路障 的不同條件下對驅動車輪牽引力級車速不同要求的汽車總成 設置變速器的目的是在各種行駛狀 況下 是汽車獲得不同的牽引力和速度 同時是發(fā)動機在最有利的工作范圍內(nèi)工作 因此它的性 能直接影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性 我們知道 汽車發(fā)動機在一定的轉速下能夠達到最好的狀態(tài) 此時發(fā)出的功率你較大 燃油 經(jīng)濟性也比較好 因此 我們希望發(fā)動機總能在其最佳狀態(tài)下工作 但是 汽車在實際使用中還 是需要有不同的速度 這樣就產(chǎn)生了矛盾 這個矛盾需要通過變速器來解決 變速器的作用用一句話來概括就是變速變扭 即減速增扭或增速減扭 為什么減速可以增扭 而增速又要減扭呢 在相同情況下 發(fā)動機輸出的功率是不變的 功率可以表示為 N T 其中 是傳動角速度 T 是扭矩 當 N 固定的時候 和 T 是成反比的 所以減速必增扭 反之亦 然 汽車變速器的就是根據(jù)變速器變速變扭的原理 分成各個檔位對應不同的傳動比 以適應不 同的運行狀況 對于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(jīng)濟性 2 設置空擋 用來切斷發(fā)動機向驅動輪的動力傳輸 3 設置倒檔 使汽車能倒退行駛 4 設置動力輸出裝置 需要時能進行功率輸出 5 換擋迅速 省力 方便 6 工作可靠 汽車在行駛過程中 變速器不得有跳擋 亂檔以及換擋沖擊等現(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 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 2 此外 變速器還要滿足輪廓尺寸和質量小 制造成本低 拆裝容易和維修方便等要求 1 2 變速器的種類 變速器有傳動機構和操縱機構組成 從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看 主要分為 手動變速器 MT 自動變速器 AT 手 自一體變速器 AMT 無級變速器 CVT 1 手動變速器 MT 手動變速器 Manual Transmission 采用齒輪組 每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的 所以各檔 的變速比是個定值 也就是所謂的 級 比如 一檔變速比是 3 85 二檔是 2 55 再到五檔的 0 75 這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比 總共只有 5 個值 即有 5 級 所以說它是有級變 速器 曾有人斷言 繁瑣的駕駛操作等缺點 阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐 手動變速器會在不久 下課 從事物發(fā)展的角度來說 這話確實有道理 但是從目前市場的需求和適用角度來看 筆者認為手動變速器不會過早的離開 2 自動變速器 AT 自動變速器 AutomaticTransmission 利用行星齒輪機構進行變速 它能根據(jù)油門踏板程度 和車速變化 自動地進行變速 而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可 雖說自動變速汽車沒 有離合器 但自動變速器中有很多離合器 這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉 從而達 到自動變速的目的 在中檔車的市場上 自動變速器有著一片自己的天空 使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車 的時候為了簡便操作 降低駕駛疲勞 盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺 在高速公路上 這 是個體現(xiàn)地非常完美 而且 以北京市來說 現(xiàn)在的交通狀況不好 堵車是經(jīng)常的事情 有時要 不停地起步停步數(shù)次 司機如果使用手動檔 則會反復地掛檔摘檔 操作十分煩瑣 尤其對于新 手來說更是苦不堪言 使用自動檔 就不會這樣麻煩了 3 手動 自動變速器 AMT 其實通過對一些車友的了解 他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器 而且在某些時候也需要 自動的感覺 這樣手動 自動變速器便由此誕生 這種變速器在德國保時捷車廠 911 車型上首先推 出 稱為 Tiptronic 它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛 讓駕駛者也能享受手動換 檔的樂趣 此型車在其檔位上設有 選擇檔位 在 D 檔時 可自由變換降檔 或加檔 如同手動檔一樣 自動 手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式 為了駕駛樂趣使用手動檔 而在交通擁擠時 使用自動檔 這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的 4 無級變速器 當今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展 是非常迅速的 用戶對于汽車性能的要求是越來越高的 汽車變速器 的發(fā)展也并不僅限于此 無級變速器便是人們追求的 最高境界 無級變速器最早由荷蘭人范 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 3 多尼斯 VanDoorne s 發(fā)明 無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速 而 是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速 其傳動比可以隨意變化 沒有換檔的突跳感覺 它能克服普通 自動變速器 突然換檔 油門反應慢 油耗高等缺點 通常有些朋友將自動變速器稱為無級變 速器 這是錯誤的 本次設計的變速器為手動變速器 1 3 設計要求 本次設計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設計 整車主要技術參數(shù)如下 大眾寶來 2014 款 1 6L 手動時尚型參數(shù) 車身尺寸 長 寬 高 4523 1775 1467 軸距 2610mm 最高車速 180km h 百公里加速時間 11 8s 整備質量 1265kg 最大功率 最大功率轉速 77kw 5600rpm 最大扭矩 最大扭矩轉速 155N m 3800rpm 輪胎尺寸 前輪 195 65 R15 后輪 195 65 R15 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 4 第 2 章 變速器傳動機構布置方案 2 1 變速器傳動方案分析與選擇 機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種 兩軸式變速器和中間軸式變速器 其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上 與中間軸式變速器相比 它具有軸 和軸承數(shù)少 結構簡單 輪廓尺寸小 易布置等優(yōu)點 此外 各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動 故傳動效率高 同時噪聲小 但兩軸式變速器不能設置直接檔 所以在工作時齒輪和軸承均承載 工作噪聲增大且易損壞 受結構限制其一檔速比不能設計的很大 其特點是 變速器輸出軸與主 減速器主動齒輪做成一體 發(fā)動機縱置時直接輸出動力 而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上 其特點 是 變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上 經(jīng)嚙 合套將它們連接后可得到直接檔 使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載 此時噪聲低 齒輪 軸承的磨損減少 傳動系的檔位數(shù)與汽車的動力性 燃油經(jīng)濟性有著密切的聯(lián)系 就動力性而言 檔位數(shù)多 增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會 提高了汽車的加速和爬坡能力 就燃油經(jīng)濟性而 言 檔位數(shù)多 增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力 降低了油耗 從而能提高汽車生產(chǎn) 率 降低運輸成木 不過 增加檔數(shù)會使變速器機構復雜和質量增加 軸向尺寸增大 成本提高 操縱復雜 綜上所述 由于此次設計的寶來 1 6L 手動變速器是中檔轎車變速器 驅動形式屬于發(fā)動機前 置前輪驅動 且可布置變速器的空間較小 對變速器的要求較高 要求運行噪聲小 設計車速高 故選用二軸式變速器作為傳動方案 選擇 6 檔變速器 并且六檔為超速檔 2 2 倒檔布置方案 常見的倒檔布置方案如圖 2 1 所示 圖 2 1b 方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪 縮短了中間 軸的長度 但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合 使換檔困難 圖 2 1c 方案能獲得較大的倒檔傳動 比 缺點是換檔程序不合理 圖 2 1d 方案對 2 1c 的缺點做了修改 圖 2 1e 所示方案是將一 倒 檔齒輪做成一體 將其齒寬加長 圖 2 1f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪 換檔換 更為輕便 綜合考慮以上因素 為了換檔輕便 減小噪聲 倒檔傳動采用圖 2 1f 所示方案 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 5 圖 2 1 倒檔布置方案 2 3 零部件結構方案分析 2 3 1 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 直齒圓柱齒輪主要用于一檔 倒檔齒輪 與直齒圓柱齒輪相比 斜齒圓柱齒輪有使用壽命長 運轉平穩(wěn) 工作噪聲低等優(yōu)點 所以本設計 全部選用斜齒輪 變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開 然后用花鍵 過盈配合或者滑動支承等方式之 一與軸連接 齒輪尺寸小又與軸分開 其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 圖 2 2 影響齒輪強度 6 要求b 尺寸 應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度 為了使齒輪裝在軸上以后 保持足夠大的穩(wěn)定性 b 齒輪輪轂部分的寬度尺寸 在結構允許條件下應盡可能取大些 至少滿足尺寸要求 C 2 1 2 4 1 d 式中 花鍵內(nèi)徑 2d 為了減小質量 輪輻處厚度 應在滿足強度條件下設計得薄些 圖 2 2 中的尺寸 可取為花 1D 鍵內(nèi)徑的 1 25 1 40 倍 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 6 圖 2 2 變速器齒輪尺寸控制圖 齒輪表面粗糙度數(shù)值降低 則噪聲減少 齒面磨損速度減慢 提高了齒輪壽命 變速器齒輪 齒面的表面粗糙度應在 m 范圍內(nèi)選用 要求齒輪制造精度不低于 7 級 40 8 aa R 2 3 2 變速器軸 變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi) 當變速器中心距小 在殼體的同一端面 布置兩個滾動軸承有困難時 輸出軸可以直接壓入殼體孔中 并固定不動 用移動齒輪方式實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間 應選用矩形花鍵連接 以保證良好的定心和滑動 靈活 而且定心外徑及矩形花鍵齒側的磨削比漸開線花鍵要容易 7 兩軸式變速器輸入軸和中間 軸式變速器中間軸上的高檔齒輪 通過軸與齒輪內(nèi)孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上 兩軸式變 速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間 常設置有滾針軸承 滑動軸承 少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上 此時 軸的表面粗糙度不應低與 m 硬度不8 0aR 低于 58 63HRC 因漸開線花鍵定位性能良好 承載能力大且漸開線花鍵的齒短 小徑相對增大 能提高軸的剛度 所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸 并由螺栓固定 由上述可知 變速器的軸上裝有軸承 齒輪 齒套等零件 有的軸上又有矩形或漸開線花鍵 所以設計時不僅要考慮裝配上的可能 而且應當可以順利拆裝軸上各零件 此外 還要注意工藝 上的有關問題 2 3 3 變速器軸承的選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承 球軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 滑動軸套等 滾針軸承 滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接 并要求兩者有相對運動的地方 8 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小 寬度較大因而容量大 可承受高負荷等優(yōu)點 但也有需要調(diào)整預緊 裝配麻煩 磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點 由于本設計的變速器為兩軸變速器 具有較大的軸向力 所以設計中變速器輸入軸 輸出軸 的前 后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 7 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇與零件的設計 3 1 主要參數(shù)的選擇 本次設計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設計 大眾寶來 2014 款 1 6L 手動時尚型整車 主要技術參數(shù)如下 車身尺寸 長 寬 高 4523 1775 1467 軸距 2610mm 最高車速 180km h 百公里加速時間 11 8s 整備質量 1265kg 最大功率 最大功率轉速 77kw 5600rpm 最大扭矩 最大扭矩轉速 155N m 3800rpm 輪胎尺寸 前輪 195 65 R15 后輪 195 65 R15 3 1 1 檔數(shù) 近年來 為了降低油耗 變速器的檔數(shù)有增加的趨勢 目前 乘用車一般用 4 5 個檔位的 變速器 發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5 個檔 商用車變速器采用 4 5 個檔或多檔 載質 量在 2 0 3 5t 的貨車采用五檔變速器 載質量在 4 0 8 0t 的貨車采用六檔變速器 多檔變速器 多用于總質量大些的貨車和越野汽車上 檔數(shù)選擇的要求 1 相鄰檔位之間的傳動比比值在 1 8 以下 2 高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小 因此 本次設計的轎車變速器為 6 檔變速器 3 1 2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值 最高檔通常是直接檔 傳動比 為 1 0 有的變速器最高檔是超速檔 傳動比為 0 7 0 8 影響最低檔傳動比選取的因素有 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 驅動輪與路面間的附著力 主減速比 和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等 目前乘用車的傳動比范圍在 3 0 4 5 之間 總質量輕些的商用車在 5 0 8 0 之間 其它商用車則更大 本設計最高檔傳動比為 0 78 3 1 3 變速器各檔傳動比的確定 1 主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為 12 3 1 0 37 irnuga 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 8 式中 汽車行駛速度 km h au 發(fā)動機轉速 r min n 車輪滾動半徑 m r 變速器傳動比 gi 主減速器傳動比 0 已知 最高車速 180 km h 最高檔為超速檔 傳動比 0 78 車輪滾動半徑maxuv gi 由所選用的輪胎規(guī)格 195 65 R15 得到 mr 25 317 619524 發(fā)動機轉速 5600 r min 由公式 3 1 得到主減速器傳動比計算公式 np 7 41807 3 07 30 aguinri 2 最抵檔傳動比計算 按最大爬坡度設計 滿足最大通過能力條件 即用一檔通過要求的最大坡道角 坡道時 max 驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力 加速阻力為零 空氣阻力忽略不計 13 用 公式表示如下 3 2 maxmax 0max sinco GfriTtge 式中 G 車輛總重量 N 坡道面滾動阻力系數(shù) 對瀝青路面 0 01 0 02 f 發(fā)動機最大扭矩 N m maxeT 主減速器傳動比 0i 變速器傳動比 g 為傳動效率 0 85 0 9 t R 車輪滾動半徑 最大爬坡度 一般轎車要求能爬上 30 的坡 大約 max 7 16 由公式 3 2 得 3 3 te giTrGi 0maxax1 snco 已知 m 1265kg r 0 317m g 9 8m s205 f 7 6max Ne 15ax7 40 i 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 9 把以上數(shù)據(jù)代入 3 3 式 864 0 t 856 1864 071537 0 1sin92 cos0 89125 gi 滿足不產(chǎn)生滑轉條件 即用一檔發(fā)出最大驅動力時 驅動輪不產(chǎn)生滑轉現(xiàn)象 公式表示如下 ntgeFriT 10max 3 4 te ngii0max1 式中 驅動輪的地面法向反力 nFFn1 驅動輪與地面間的附著系數(shù) 對干燥凝土或瀝青路面 可取 0 7 0 8 之間 已知 前輪軸荷 kg 取 0 6 把數(shù)據(jù)代入 3 4 式得 2658 01 m 93 4 757 9261 gi 所以 一檔轉動比的選擇范圍是 5 211 gi 初選一檔傳動比為 2 9 3 變速器各檔速比的配置 按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比 即 qiii 654321 30 178 92541 i015 3 2 761 3 2 0 954312 qiqi 3 1 4 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 14 3 5 31maxgeAiTK 式中 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 10 A 變速器中心距 mm 中心距系數(shù) 乘用車 8 9 9 3 KAK 發(fā)動機最大輸出轉距為 155 N m maxeT 變速器一檔傳動比為 2 9 1i 變速器傳動效率 取 96 g 8 9 9 3 8 9 9 3 7 557 67 255 70 278mm A396 0215 轎車變速器的中心距在 60 80mm 范圍內(nèi)變化 初取 A 68mm 3 1 5 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸 可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定 影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù) 換檔機構形式以及齒輪形式 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用 2 31 0468 3 0 4 3 0 AL mm 初選長度為 230mm 3 1 6 齒輪參數(shù)的選擇 1 模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是 為了減少噪聲應合理減小模數(shù) 同時增加齒寬 為使 質量小些 應該增加模數(shù) 同時減少齒寬 從工藝方面考慮 各檔齒輪應該選用一種模數(shù) 從強 度方面考慮 各檔齒輪應有不同的模數(shù) 對于轎車 減少工作噪聲較為重要 因此模數(shù)應選得小 些 對于貨車 減小質量比減小噪聲更重要 因此模數(shù)應選得大些 表 3 2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù) 由表 3 2 選取各檔模數(shù)為 由于轎車對75 2 nm 降低噪聲和振動的水平要求較高 所以各檔均采用斜齒輪 2 壓力角 壓力角較小時 重合度較大 傳動平穩(wěn) 噪聲較低 壓力角較大時 可提高輪齒的抗彎強度 和表面接觸強度 對于轎車 為了降低噪聲 應選用 14 5 15 16 16 5 等小些的壓力角 對貨車 為提高齒輪強度 應選用 22 5 或 25 等大些的壓力角 15 國家規(guī)定的標準壓力角為 20 所以普遍采用的壓力角為 20 嚙合套或同步器的壓力角 有 20 25 30 等 普遍采用 30 壓力角 乘用車的發(fā)動機排量 V L 貨車的最大總質量 ta 車 型 1 0 V 1 6 1 6 V 2 5 6 0 14 模數(shù) mmnm2 25 2 75 2 75 3 00 3 50 4 50 4 50 6 00 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 11 本變速器為了加工方便 故全部選用標準壓力角 20 3 螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲 輪齒的強度和軸向力有影響 選用大些的螺旋角時 使齒輪 嚙合的重合度增加 因而工作平穩(wěn) 噪聲降低 試驗證明 隨著螺旋角的增大 齒的強度相應提高 但當螺旋角大于 30 時 其抗彎強度驟 然下降 而接觸強度仍繼續(xù)上升 因此 從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā) 并不希望用過大的螺 旋角 而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼 應當選用較大的螺旋角 本設計初選螺旋角全部為 22 4 齒寬 b 齒寬對變速器的軸向尺寸 質量 齒輪工作平穩(wěn)性 齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度 等均有影響 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量 應該選用較小的齒寬 另一方面 齒寬減 小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱 此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償 但這時軸 承承受的軸向力增大 使其壽命降低 齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加 選用較大的齒寬 工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜 使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載 導致承載能力降低 并在齒寬方向磨損不均勻 通常根據(jù)齒輪模數(shù) 的大小來選定齒寬 nm 斜齒 取為 6 0 8 5 取 7 8nckb c mm45 217 8 5 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度 輪齒強度 工作噪聲 輪齒相對滑動速度 輪齒根切和齒頂厚度等有 影響 若齒頂高系數(shù)小 則齒輪重合度小 工作噪聲大 但因輪齒受到的彎矩減小 輪齒的彎曲 應力也減少 因此 從前因齒輪加工精度不高 并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上 所以曾采 用過齒頂高系數(shù)為 0 75 0 80 的短齒制齒輪 在齒輪加工精度提高以后 包括我國在內(nèi) 規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1 00 為了增加齒輪嚙合的 重合度 降低噪聲和提高齒根強度 有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1 00 的細高齒 本設計取為 1 00 3 2 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在初選中心距 齒輪模數(shù)和螺旋角以后 可根據(jù)變速器的檔數(shù) 傳動比和傳動方案來分配各 檔齒輪的齒數(shù) 應該注意的是 各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù) 以使齒面磨損均勻 16 根據(jù)圖 3 1 確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比 1 一檔齒數(shù)及傳動比的確定 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 12 一檔傳動比為 9 21 zi85 47 2cos685 cos2 hnnhzmAz 取整得 46 轎車 可在 12 17 之間選取 取 12 則 1z 342 z 則一檔傳動比為 3 212i 2 對中心距 A 進行修正 coshnzm 2 682475 取整得 mm 為標準中心距 0A0 中心距調(diào)整后取 則35 12 z 6 2 3 二檔齒數(shù)及傳動比的確定 3 6 31 42zi 3 7 cos 430mAn 已知 70mm 2 231 2 75 將數(shù)據(jù)代入 3 6 3 7 兩式 齒數(shù)0A2in 2 取整得 143 z3 所以二檔傳動比為 13 54z 4 計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 3 8 76 563 zi 3 9 cos2 60mAn 已知 70mm 1 716 2 75 將數(shù)據(jù)代入 3 8 3 9 兩式 齒數(shù)0A3in 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 13 取整得 所以三檔傳動比為 175 z306 765 130563 zi 5 計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 3 10 2 1784 zi 3 11 cos 80zmAn 已知 70mm 1 32 2 75 將數(shù)據(jù)代入 3 10 3 11 兩式 齒數(shù)0A4in 2 取整得 所以四檔傳動比為 27 z78z 35 10784 zi 6 計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比 3 10 015 94 zi 3 11 cos2 1090zmAn 已知 70mm 1 015 2 75 將數(shù)據(jù)代入 3 10 3 11 兩式 齒0A4in 數(shù)取整得 所以五檔傳動比為 239 z10 043 129104 zi 7 計算六檔齒輪齒數(shù)及傳動比 3 12 78 0125 zi 3 13 cos 120zmAn 已知 70mm 0 78 2 75 將數(shù)據(jù)代入 3 12 3 13 兩式 齒數(shù)0A5in 取整得 所以六檔傳動比為 261 z1z 80 2615 zi 8 計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比 初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為 23 輸入軸齒輪齒數(shù) 11 為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運14 13 動干涉齒輪 13 和齒輪 15 的齒頂圓之間應保持有 0 5mm 以上的間隙 即滿足以下公式 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 14 3 14 01355 2cos Amzn 已知 把數(shù)據(jù)代入 3 14 式 齒數(shù)取整 解得 213 7 nm0 A 則倒檔傳動比為 51z 182 3513ziR 輸入軸與倒檔軸之間的距離 mm 取 0 52cos 7 cos2 134 zmAn 50 A 輸出軸與倒檔軸之間的距離 mm 取 42 81cs 3 5 cs 1345 zn 8 3 3 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 采用變位齒輪的原因 配湊中心距 提高齒輪的強度和使用壽命 降低齒輪的嚙合噪聲 17 為了降低噪聲 對于變速器中除去一 二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一 些的數(shù)值 一般情況下 隨著檔位的降低 總變位系數(shù)應該逐檔增大 本次設計螺旋角定為 一檔至五檔 倒檔 2 1 根據(jù)設計手冊及相關圖表得 一檔齒輪的變位 當 A0 70 Z1 12 Z2 35 時 查得總變位系數(shù) X 0 522 變位系數(shù)分 2 配為 X1 0 324 X2 0 198 二檔齒輪的變位 當 A0 70 Z3 14 Z4 33 時 查得總變位系數(shù) X 0 522 變位系數(shù) 分配為 X3 0 311 X4 0 211 三檔齒輪的變位 當 A0 70 Z5 17 Z6 30 時 查得總變位系數(shù) X 0 522 2 變位系數(shù)分配為 X5 0 296 X6 0 226 四檔齒輪的變位 當 A0 70 Z7 20 Z8 27 時 查得總變位系數(shù) X 0 522 變位系數(shù)分配為 X7 0 270 X8 0 252 五檔齒輪的變位 當 A0 70 Z9 23 Z10 24 時 查得總變位系數(shù) X 0 522 2 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 15 變位系數(shù)分配為 X9 0 234 X10 0 288 六檔齒輪的變位 當 A0 70 Z11 26 Z12 21 時 查得總變位系數(shù) X 0 522 2 變位系數(shù)分配為 X11 0 234 X12 0 288 倒檔齒輪的變位 輸入軸與倒檔軸之間 當 A0 46 Z13 11 Z15 35 時 查得總變位系數(shù) X 0 200 21 變位系數(shù)分配為 X13 0 17 X15 0 03 輸出軸與倒檔軸之間 當 A0 80 Z14 23 Z15 35 時 查得總變位系數(shù) X 0 12 變位系數(shù)分配為 X14 0 03 X15 0 15 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 16 第 4 章 變速器齒輪強度校核 4 1 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 對齒輪傳動有不同的要求 故對齒輪材料亦 有不同的要求 但是對于一般動力傳輸齒輪 要求其材料具有足夠的強度和耐磨性 而且齒面硬 齒芯軟 2 合理選擇材料配對 如對硬度 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 采用不同鋼號材料 3 考慮加工工藝及熱處理工藝 大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯 可選用鑄鋼或鑄鐵 中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯 可選擇鍛鋼制作 尺寸較小而又要求不高 時 可選用圓鋼作毛坯 軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼 經(jīng)正火或調(diào)質處理后 再進行切 削加工即可 硬齒面齒輪 硬度 350HBS 常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼 或中碳合金鋼 切齒后表面淬火 以獲得齒面 齒芯韌的金相組織 為消除熱處理對已切輪齒 造成的齒面變形需進行磨齒 但若采用滲氮處理 其齒面變形小 可不磨齒 故可適用于內(nèi)齒輪 等無法磨齒的齒輪 18 由于一對齒輪一直參與傳動 磨損較大 齒輪所受沖擊載荷作用也大 抗彎強度要求比較高 應選用硬齒面齒輪組合 所有齒輪均選用 20CrMnTi 滲碳后表面淬火處理 硬度為 58 62HRC 4 2 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核 斜齒輪 3 15 btyKFw1 式中 圓周力 N 1Fd Tg21 計算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm 為法向模數(shù) mm d cos zmdn n 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 17 斜齒輪螺旋角 應力集中系數(shù) 1 50 K K 齒面寬 mm b 法向齒距 t nmt 齒形系數(shù) 可按當量齒數(shù) 在齒形系數(shù)圖 3 2 中查得 y 3coszn 重合度影響系數(shù) 2 0 K K 圖 3 2 齒形系數(shù)圖 將上述有關參數(shù)據(jù)代入公式 3 15 整理得到 3 16 KyzmTcngw3os2 1 一檔齒輪校核 已知 3105 gT N mm mm X1 0 324 2 K75 2 n0 7 c 0 2 K 查齒形系數(shù)圖 3 2 得 y 0 153 把以上數(shù)據(jù)代入 3 16 式 得 30 16cos33 zn MPa 04 2857153 07 214 3 cos52331 KymzTcngw 2 二檔齒輪校核 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 18 已知 3105 gT N mm mm X3 0 311 2 K75 2 nm0 7 cK0 2 K 查齒形系數(shù)圖 3 2 得 y 0 157 把以上數(shù)據(jù)代入 3 16 式 得 0 cos433 zn MPa 69 25715 07 214 3 cos52333 KymzTcngw 其他各檔位齒輪的校核同理 此處不再一一復述 對于轎車當計算載荷取變速器輸入軸最大轉距時 其許用應力不超過 180 350MPa 以上各 檔均合適 4 3 輪齒接觸應力校核 3 17 1 418 0bzjFE 式中 輪齒接觸應力 MPa j 齒面上的法向力 N F cos 1F 圓周力 N 1 d TFg21 計算載荷 N mm 為節(jié)圓直徑 mm gT 節(jié)點處壓力角 為齒輪螺旋角 齒輪材料的彈性模量 MPa E510 2 齒輪接觸的實際寬度 mm b 主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm 直齒輪 斜z sinzr sinbr 齒輪 2cosinzr 2cosinbr 主從動齒輪節(jié)圓半徑 mm zb 表 3 3 變速器齒輪許用接觸應力 齒輪 MPaj 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 19 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300 1400 650 700 將作用在變速器第一軸上的載荷 作為作用載荷時 變速器齒輪的許用接觸應力 見2 maxeT j 表 3 3 1 一檔齒輪接觸應力校核 已知 N mm MPa 3105 gT 0 5106 2 E mm 69 5472201hzAd mm 31 0102 h mm 87 2cos5 7 ncmKb N 5 9042cos069 3131 dTFg 7 20cos2in31 04cos2insi i5sisi 2212 drbz 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力 故只計算一個齒輪的接觸應力即可 將作用 在變速器第一軸上的載荷 作為計算載荷 將以上數(shù)據(jù)代入 3 17 可得 maxeT MPa 4 1802 7 87 10625904 521 j 2 二檔齒輪接觸應力校核 已知 N mm MPa 3 gT 20 56 E mm 9 4712303 hzAd mm 08 63404 h 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 20 mm 87 12cos5 7 ncmKb N 18 732cos09 43533 dTFg incos2insi 2 rz 1 9cos0i8 96ii 2242 db 同一檔 將以上數(shù)據(jù)代入 3 17 可得 MPa 94 527 1 7 8 7 1834 053 j 其他各檔位校核同理此處不再一一復述 以上各檔變速器齒輪的接觸應力均小于齒輪的許用接觸應力 所以各檔均合格 j 4 4 倒檔齒輪的校核 由于采用斜齒故與前六檔校核相同 1 齒根彎曲疲勞許用應力計算 倒檔輸入齒輪 已知 N mm mm X11 0 17 305 gT 21 5 K7 2 nm0 7 cK 查齒形系數(shù)圖 3 2 得 y 0 132 把以上數(shù)據(jù)代入 2 K 3cos33 zn 3 16 式 得 MPa 35721 075 214 3 coss337 KymzTcngw 2 齒面接觸疲勞許用應力的計算 19 已知 N mm MPa 3015 g 5106 E86 14cos2insi 7ss10292 drbz 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 21 N 09 87cos29 dTFg 同一檔 將以上數(shù)據(jù)代入 3 17 可得 MPa 150389 1 78 4 87 1062904 51 j 所以倒檔齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均合格 第 5 章 軸的及軸上零件的設計與選擇 變速器在工作時 由于齒輪上有圓周力 徑向力和軸向力作用 變速器的軸要承受轉矩和彎 矩 要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度 因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形 結果破壞了齒輪的 正確嚙合 對齒輪的強度 耐磨性等均有不利影響 5 1 初選軸的直徑 在已知兩軸式變速器中心距 時 軸的最大直徑 和支承距離 的比值可在以下范圍內(nèi)選取 AdL 對輸入軸 0 16 0 18 對輸出軸 0 18 0 21 Ld L 輸入軸花鍵部分直徑 mm 可按下式初選取 3maxeTKd 式中 經(jīng)驗系數(shù) 4 0 4 6 K 發(fā)動機最大轉矩 N m maxeT 輸入軸花鍵部分直徑 21 49 24 71mm 31156 40 d 初選輸入 輸出軸支承之間的長度 270mm L 按扭轉強度條件確定軸的最小直徑 3 22 33 2 0195nPd 式中 d 軸的最小直徑 mm 軸的許用剪應力 MPa P 發(fā)動機的最大功率 kw n 發(fā)動機的轉速 r min 將有關數(shù)據(jù)代入 3 22 式 得 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 22 mm 3 2056702 19 2 01953333 nPd 所以 選擇軸的最小直徑為 22mm 根據(jù)軸的制造工藝性要求 20 將軸的各部分尺寸初步設計如圖 3 3 3 4 所示 圖 3 3 輸入軸各部分尺寸 圖 3 4 輸出軸各部分尺寸 5 2 軸的強度驗算 5 2 1 軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉角 前者使齒輪中心 距發(fā)生變化 破壞了齒輪的正確嚙合 后者使齒輪相互歪斜 致使沿齒長方向的壓力分布不均勻 初步確定軸的尺寸以后 可對軸進行剛度和強度驗算 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 23 圖 3 5 變速器軸的撓度和轉角 軸的撓度和轉角如圖 3 5 所示 若軸在垂直面內(nèi)撓度為 在水平面內(nèi)撓度為 和轉角為cf sf 可分別用下式計算 3 23 EIL baFfc321 3 24 I fs2 3 25 EILabF31 式中 齒輪齒寬中間平面上的徑向力 N 1F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力 N 2 彈性模量 MPa 2 1 105 MPa EE 慣性矩 mm4 對于實心軸 I 64dI 軸的直徑 mm 花鍵處按平均直徑計算 d 齒輪上的作用力距支座 的距離 mm abAB 支座間的距離 mm L 軸的全撓度為 mm 2 0 2 scff 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為 0 05 0 10mm 0 10 0 15mm 齒輪所在 cf sf 平面的轉角不應超過 0 002rad 1 變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核 1 軸上受力分析 一檔工作時 N 046 7981375 2cos0cos211 zmTdFngt 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 24 N 74 3152cos0tan46 798costan11 rF N8 t t1 a 輸入軸的撓度和轉角的計算 已知 a 23mm b 231 24mm L 254 24mm d 35 5mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 LdEbaFIfrrc 4212136 mm 10 5 071 2 5 0 237542 cf mm 5 8 245 3 10 3669864541 sts fLdEbaFf mm 0197 222 scff rad 02 78 24 5 34 10 36 453 451 EILabr 輸出軸的撓度和轉角的計算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 25 25mm b 231 24mm L 256 49mm d 43mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 LdEbaFIfrrc 4212136 mm 10 5 04 9 25 0 2357442 cf mm 1 631 69845 ss ff mm2 08970 222 scff rad 02 14 4 56314 3 5743 1 EILabFr 二檔工作時 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 25 N 29 64015 2cos04cos233232 zmTdFngt N 7 cstan9 60costa22 r N25 6t 4tn2 aF 輸入軸的撓度和轉角的計算 已知 a 76 74mm b 177 5mm L 254 24mm d 43 5mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 24 5 314 0 236767953644222 LdEbaFILfrrc mm1 0 5 0168 cf mm 15 0 04279 5 43 23676945222 srs fILbaf mm 0180 22 scff ra 02 14 024 5 314 36 7 769573 452 EILabFr d 輸出軸的撓度和轉角的計算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 79mm b 177 5mm L 256 49mm d 40mm 把有關數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 49 256014 3 23 795364222 LdEbaFILfrrc mm10 5 0468 cf mm 15 0 0628 495 3 2 794352242 sts fLdbaf mm 06806 22 scff rad 02 17 49 2514 3 36 7 79543 52 EILabFr 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 26 其他各檔位工作時剛度校核計算同理 此處不再一一復述 由以上可知道 變速器在各檔工作時均滿足剛度要求 5 2 2 軸的強度計算 變速器在一檔工作時 對輸入軸校核 計算輸入軸的支反力 N 046 7981275 cos02cos2311 zmTdFngt N cstan046 798costa1 r N38 27t tn1 aF 已知 a 23mm b 231 24mm L 254 24mm d 35 5mm 1 垂直面內(nèi)支反力 對 B 點取距 FAY a b Fa1 r1 Fr1 b 0 代入得 FAY 2623 567N 對 A 點取距 FBY a b Fa1 r1 Fr1 a 0 代入得 FBY 512 173N 2 水平面內(nèi)的支反力 對 B 點取距 FAX a b Ft1 b 0 代入得 FAX 7265 402N 對 A 點取距 FBX a b Ft1 b 0 代入得 FBX 722 644N 3 計算垂直面內(nèi)的彎矩 軸上各點彎矩如圖 3 6 所示 作用在齒輪上的徑向力和軸向力 使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形 而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲 變形 在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后 計算相應的彎矩 軸在轉矩BMH 和彎矩的同時作用下 其應力為T 3 29 3 2dWM 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 27 式中 N m 22TMBH 軸的直徑 mm 花鍵處取內(nèi)徑 d 抗彎截面系數(shù) mm3 W 將數(shù)據(jù)代入 3 29 式 得 MPa 04 57 314 295032maxinmax d 在低檔工作時 400MPa 符合要求 圖 3 6 輸入軸的彎矩圖 對輸出軸校核 計算輸出軸的支反力 齒輪受力如下 N 05 7981275 cos02cos23112 zmTdFngt 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 28 N 74 3152cos0tan46 798costan12 rF N8 t ta 已知 a 25 25mm b 231 24mm L 256 49mm d 43mm 軸上各點彎矩如圖 3 7 所示 1 垂直面內(nèi)支反力 對 B 點取距 FAY a b Fa2 r2 Fr2 b 0 代入得 FAY 3097 58N 對 A 點取距 FBY a b Fa2 r2 Fr2 a 0 代入得 FBY 38 16N 2 水平面內(nèi)的支反力 對 B 點取距 FAX a b Ft2 b 0 代入得 FAX 786 69N 對 A 點取距 FBX a b Ft2 b 0 代入得 FBX 7357 39N 圖 3 7 輸出軸彎矩圖 把以上數(shù)據(jù)代入 3 29 得 MPa 0 213 dMWAXAXM 在低檔工作時 400MPa 符合要求 5 3 軸承選擇與壽命計算 軸承的使用壽命可按汽車以平均速度 行駛至大修前的總行駛里程 S 來計算 對于汽車軸amv 承壽命的要求是轎車 30 萬公里 貨車和大客車 25 萬公里 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 29 amvSL 式中 h160 6 0max av 312560 4 5 3 1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算 初選軸承型號根據(jù)機械設計手冊選擇 30205 型號軸承 KN KN 7 orC2 3r 1 變速器一檔工作時 N N74 35 rF38 271 aF 軸承的徑向載荷 2852 063N NA6 2 B 軸承內(nèi)部軸向力 查機械設計手冊得 Y 1 6 N 7 8916 20351 YsA N 2FB N65 865 41832789121 ssa 所以 N 1aF N 12as 計算軸承當量動載荷 p 查機械設計手冊得到 3 0 e 查機械設計手冊得到 FA a 125 6 285791 6 140 yx 查機械設計手冊得到 eBa 4 3 當量動載荷 arpyFxfP 2 1 N29 308 7 916 03 854 N4547 2 為支反力 rF h 82 6 973 80412 361 01026 PCnLh 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 30 表 3 4 變速器各檔的相對工作時間或使用率 gif i 變速器檔位 車型 檔 位 數(shù) 最高檔 傳動比 3 1 1 30 69 4 1 0 5 3 20 76 5 普通 級 以下 4 1 1 8 23 68 3 1 1 22 77 4 1 0 5 2 10 5 87 4 1 0 5 3 20 76 5 5 1 0 5 2 4 18 5 75 轎 車 中 級 以 上 5 1 0 5 2 15 57 5 25 查表 3 4 可得到該檔的使用率 所以 h6 15 018 56 所以軸承壽命滿足要求 5 3 2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算 1 初選軸承型號 根據(jù)機械設計手冊選擇軸承型號為 右軸承采用 30205 型號 KN KN37 orC2 3r 左軸承采用 30208 型號 KN KN46 變速器一檔工作時 一檔齒輪上力為 N N74 315 rF38 27 aF 軸承的徑向載荷 2825 063N NA67 23 BF 軸承內(nèi)部軸向力 查機械設計手冊得 Y 1 6 N 7 8916 20351 YsA N 2FB 所以 N7 891 a N65 4183 27 2 aFs 2 計算軸承當量動載荷 p 查機械設計手冊得到 0e 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 31 查機械設計手冊得到 eFAa 3125 06 285791 01 yx 查機械設計手冊得到 B a 4 6 14 當量動載荷 2 1 parfyFxP N4756 32 891063 85 N938040 2 h 624 973 804 36 1126 PCnLh 查表 3 4 可得到該檔的使用率 于是 h 15 038 64 所以軸承壽命滿足要求 湖州師范學院本科畢業(yè)論文 32 第 6 章 變速器同步器及結構元件設計 6 1 同步器設計 6 1 1 同步器的功用及分類 目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器 它的功用