【毕业论文】汽车变速器设计【2014年汽车机械专业答辩资料】

编号 无锡 太湖学院 毕业设计（论文） 题目： 汽车变速器设计 信机 系 机 械 工 程 及 自 动 化 专业 学 号： 0923180 学生姓名： 李 超 指导教师： 黄敏 （ 职称 ： 副教授 ） 2012 年 5 月 25 日 无锡太湖学院本科毕业设计（论文） 诚 信 承 诺 书 本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文） 汽车变速器设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级： 机械 94 学 号： 0923180 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 I 无锡太湖学院 信 机 系 机械工程及自动化 专业 毕 业 设 计论 文 任 务 书 一、题目及专题： 1、题目 汽车变速器设计 2、专题 二、课题来源及选题依据 现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内 变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。它的功用是：改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。随着科技的高速发展，人们对汽车的要求越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能的设计和研发。变速器技术的发展是衡量汽车技术水平的一项主要依据。 II 三、本设计 （论文或其他）应达到的要求： 了解汽车变速器的组成原理，设计发展动态和国内外的发展现状； 完成汽车变速器的设计工作； 完成汽车变速器的装配图及其有关零件图； 四、接受任务学生： 机械 94 班 姓名 李 超 五、开始及完成日期： 自 2012 年 11 月 12 日 至 2013 年 5 月 25 日 六、设计（论文）指导（或顾问）： 指导教师 签名 签名 签名 教研室主任 学科组组长研究所所长 签名 系主任 签名 2012 年 11 月 12 日 III 全套图纸， 扣扣 414951605 摘 要 现代汽车的动力装置几乎都是采用往复活塞式内燃机，它具有体积小、质量轻、工作可靠、使用方便等优点，但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。 汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。汽车变速器和主减速器 ，它们可以使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，又可以使其转速减小到发动机转速的若干分之一。 传动系有两个功能：传送发动机到驱动轮之间的动力和改变转矩的大小。 由此可见传动系统是汽车非常重要的组成部分，从而对汽车传动系的结构分析与设计计算也就显非常重要了。 主要设计内容有变速器的布置方案与设计，齿轮的强度计算与校核；主减速器主、从动锥齿轮的支承方案选择，主减速器主要参数选择与计算；差速器的设计。并且用 AutoCAD 绘出变速器和差速器的装配图还有部分零件图。 通过对微型轿车变速器的设计，不仅满足了现代汽车的 动力性，也提高了其经济性，满足了市场现有的需求。 关键词： 传动系；变速器；主减速器；差速器 IV IV Abstract The Reciprocating Engine are almost used as the power plant of modern motor, which is advanced in the small volume, light weight, reliability and convenience. However, there is contradiction between the performance and the dynamic and economy of the vehicle. As to start and drive smoothly, the vehicle has to come over the resistance. The torque of the wheels could be increased as several times of the engine or be decreased one of a number of points of the engine speed by the transmission and the main reducer. The transmission has two function transmit the engine power to the wheels and change the torque. So the transmission is one of the most important parts of the vehicle. The Analysis and design of the transmission are also vital. The design is consisted of Layout and design of the programme of the transmission, the strength calculation and checking of the gear, the support programme of the final drive active bevel gear and driven bevel gear, the main parameters choosing and calculation of the main reducer and the Differential design. The assembly of the main reducer and the differential and the parts must be drawn with the software AUTOCAD. According to the transmission design of the mini vehicle, the dynamic ,economy and the market of the modern vehicle are satisfied. Key words: Power train； Transmission； Final drive； Differential V 目 录 摘 要 . III Abstract . IV 目 录 . V 1 绪论 . 1 1.1 本课题的研究内容和意义 . 1 1.2 国内外的发展概况 . 1 1.3 本课题应达到的要求 . 2 2 变速器传动机构布置方案 . 3 2.1 传动机构布置方案分析 . 3 2.1.1 两轴式和中间轴式变速器 . 3 2.1.2 三轴式 . 3 2.1.3 倒挡的形式和布置方案 . 4 2.2 零部件布置方案分析 . 4 2.2.1 齿轮形式 . 4 2.2.2 换挡的结构形式 . 4 2.2.3 防止自动脱档的措施 . 5 2.2.4 轴承形式 . 5 2.3 本章小结 . 5 3 变速器主要参数的选择及设计计算 . 6 3.1 挡位数确定 . 6 3.2 传动比 . 6 3.3 中心距 . 8 3.4 齿轮参数 . 8 3.5 各档齿轮齿数的分配 . 9 3.6 齿轮的设计计算 . 11 3.7 本章小结 . 12 4 变速器主要结构元件的校核 . 13 4.1 齿轮损坏的原因及形式 . 13 4.2 齿轮材料的选择原则 . 13 4.3 轮齿强度校核 . 14 4.3.1 齿轮的接触强度 . 14 4.3.2 齿轮的接触强度 . 15 4.4 轴的强度校核 . 18 4.5 轴承的校核 . 22 4.5.1 输入轴轴承校核 . 22 4.5.2 输出轴轴承校核 . 23 VI 4.6 本章小结 . 24 5 结论与 展望 . 25 致 谢 . 26 参考文献 . 26 附 录 . 28 汽车变速器设计 1 1 绪论 1.1 本课题的研究内容和意义 变速器的功能是在不相同的条件下，改变发动机传在驱动轮上的转矩和转速，使汽 车得到不一样的牵引力以及速度，同时是发动机在最佳的工况范围内工作。此外，应保证汽车能倒退行驶和停车时使发动机和传动系保持分离。需要时还应有动力输出的功能。 随着我国千人汽车保有量的大副上升，高速公路，高级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活中的一部分。与此同时带来了燃料的大量需求，所以汽车的燃油经济性应给予重视。汽车的动力性、经济性能是车辆的重要性能，影响汽车的动力性、经济性能的因素很多，其中汽车的动力装置参数（发动机的参数；变速器的挡位及传动比）对上述性能的影响较大。因此对汽车变速器的研究有非 常重要的社会意义和经济意义。 1.2 国内外的发展概况 手动变速器（ MT： Manual Transmission）主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。 自动变速器（ AT： Automatic Transmission）是由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。 AMT 是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在 MT 总体结构不变 的情况下改用电子控制来实现自动换挡。 无级变速器（ CVT： Continuously Variable Transmission） ,又称为连续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组，从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带和金属链等。 无限变速式机械无级变速器（ IVT： Infinitely Variable Transmission）采用的是一种摩擦板式变速原理。 IVT 的核心部分由输入传动盘，输出传动盘和 Variator 传动 盘组成。它们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变 Variator 装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化 1。 汽车的发展经历了三大革命，动力革命（内燃机的使用），传动革命（机械传动的完善和液体传动的使用）和控制革命（用传感器、微机和电液阀进行信息处理）。 从先进国家来看，动力革命和传动革命已经完成，目前正处于控制革命阶段，要解决的主要是机械太 “机械 ”，没有灵性的问题，过去机械全靠人来操纵控制，然而人的生理和心理能力（感觉器官的功能、头脑分析的能力和体能）是有限的，操纵汽车这样复杂的机械对于人来说体力和脑力负担是很重要的，更主要的是单靠人力操纵将阻碍汽车的发展和其性能的提高。因此必须对汽车各部分（发动机、变速器、悬架、制动和转向机构等）进行自动控制并从各部分的单独控制向整车一体化控制发展，从一般控制向智能控制发展 2。 与 AT 产品、 CVT 产品相比， AMT 产品的显著优势是工艺技术难度小，可以充分利用现有 MT 车型离合器、变速器生产企业的产品技术、生产能力，减少产业化投资，降低产无锡太湖学院学士学位论文 2 品成本 50%以上。 AMT 产品传动效率高，汽车燃油消耗量比 AT 车型降低 10% 20%，与CVT 车型基本一致。 AMT 产 品的自动换档功能与 AT 产品、 CVT 产品基本一致，起步平顺性略有突兀。 AMT 产品的关键技术是换档时动力传输间断过程控制，在离合器操纵实现自动控制的基础上，协调运用节气门调整技术，快速、平稳地完成自动换挡操纵，解决了AMT 产品电控单元与发动机燃油喷射电控单元之间无法通讯的技术限制，保证 AMT 产品换档平顺性与 AT 产品、 CVT 产品基本一致 3。 AMT 产品通过加装微计算机控制、电动机驱动的操纵机构，自动取代原车人工完成的离合器分离与接合、变速器选档和 换 档等操作，最终使汽车起步、变速全过程序列操作的自动化。汽车的自 动变速简化了驾驶动作，使得汽车易于驾驶，减轻了驾驶员的劳动强度，提高了行车安全性，大大降低了驾驶员的操纵技术水平对汽车的动力性、经济性、平顺性和尾气排放的影响，保证了车辆驾驶过程中处于良好的工作状态。它特别适应改革开放以来， 随着 生活水平的提高，人们对汽车品 位 要求的不断提高，以及非职业汽车驾驶员急速增加形成对自动变速器的迫切需求，有利于轿车早日进入普通家庭。 1.3 本课题应达到的要求 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下基本要求 ： （ 1）应正确选择变速器的档位和传动比，保证汽车有必要的动力性和经济性指标； （ 2）设置空挡和倒档，保证发动机与驱动轮能长期分离，使汽车能进行倒退行驶； （ 3）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳挡，乱档，换档冲击等现象发生。为减轻驾驶员的劳动强度，提高行驶安全性，操作轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动或自动，半自动换档来实现； （ 4）重量轻，体积小。影响这个指标的主要参数是变数器中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴 承可减小中心距； （ 5） 传动效率高。为减少齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造和装配质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率； 满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数、传动比范围和各档传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。 汽车变速器设计 3 2 变速器传动机构布置方案 2.1 传动机构布置方案分析 变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多轴式变速 器 4。 2.1.1 两轴式和中间轴式变速器 现代汽车大多数都采用三轴式变速器，而发动机前置前轮驱动的轿车，若变速器传动比小，则常用两轴式变速器。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面： （ 1） 结构工艺性 两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮；而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。 （ 2） 变速器的径向尺寸 两轴式变速器输出轴的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有两对齿轮副。因此， 对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。 （ 3） 变速器齿轮的寿命 两轴式变速器的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多。因此，小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速器的各前进挡均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因而寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转，不影响齿轮寿命。 2.1.2 三轴式 三轴式变速器的第一轴常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此 时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小 , 其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩 5。因此，在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，但除了直接档外其他各档的传动效率有所降低，适用于传统的发动机前置、后轮驱动的布置形式。现选用三轴式变速器（见图 2.1）。 12345678910 图 2.1 三轴式变速器 简图 无锡太湖学院学士学位论文 4 2.1.3 倒挡的形式和布置方案 图 2.1 为常见的布置方案。图 a 方案广泛用于前进挡都是同步器换挡的四挡轿车和轻型货车 变速器中； b 方案的优点是可以利用中间轴上的 1 挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度，某些轻型货车四挡变速器采用这种方案； c 方案能获得较大的倒挡速比，突出的缺点是换挡程序不合理； d 方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了 c 方案；e 方案中，将中间轴上的一挡和倒挡齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度； f方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便；为了充分利用空间，有的货车采用 g 方案，其缺点是一挡和倒挡得各用拨叉轴，使 其 上盖中的操纵机构 变的更复杂 。后述五种方案可供五挡变速器的选择 ， 本次设计采用图 2.2（ b）所示的倒挡布置方案。 图 2.2 倒挡布置方案 2.2 零部件布置方案分析 2.2.1 齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与 前者相比 ， 后者 有使用 的 寿命更 长、运转 性能 平稳、工作 时的 噪声低等 等 优点； 但是相对的 缺点是制造 的 时 候会变得 复杂，工作时 会 有轴向力， 这样 这对轴承 很 不利。变速器中的常啮合齿轮 通常 采用 的是 斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡 6。 2.2.2 换挡的结构形式 变速器换挡机构形式分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。 （ 1） 滑动齿轮换挡 通常采用滑动直齿轮换挡，也有采用斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用于一挡和倒挡。 （ 2） 啮合套换挡 用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操纵技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增 大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用 7。 汽车变速器设计 5 （ 3） 同步器换挡 现代大多数汽车的变速器都采用同步器能保证迅速，无冲击，无噪声换挡，而与操纵技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。同上述两种换挡方法相比，虽然它有结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸大。同步环使用寿命短缺等缺点，但仍然得到广泛应用。由于同步器的广泛应用，寿命问题已得到基本解决。如瑞典的萨伯-斯堪尼亚（ SAAB-Scania）公司，用球墨铸铁制造同步器的关键部件，并在其工作表面上镀上一层钼， 不仅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系数，这种同步器试验表明，它的寿命不低于齿轮寿命，法国的贝利埃（ Berliet）。德国择孚（ ZF）等公司的同步器均采用了这种工艺。 上述三种换挡方案，可同时用在一变速器中的不同挡位上，一般倒挡和一挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式；对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套。 2.2.3 防止自动脱档的措施 自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。除 了在 工艺上采取 相应的 措施以外，目前在结构上采取措施且 相对 有效的方案有以下几种： （ 1） 把 两 个 接合齿的啮合位置 相互 错开。这样 它们 在啮合时， 会 使接合齿 的顶 部超过被接合齿的 1 3mm。使用 时 两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿 顶 部形成凸肩，可用来 防止 接合齿 的 自动脱挡。 （ 2） 把 啮合齿套齿座上 面的 前齿圈的齿厚切薄，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而 防止 自动脱挡。 （ 3） 把 接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 2 3），使接合齿面产生 防止 自动脱挡的轴向力。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也 具有相同的阻止自动脱挡的效果 8。 2.2.4 轴承形式 变速器多采用滚动轴承 ， 通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。过去，变速器轴的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承，近年来，变速器的设计趋势是增大其传递功率与质量之比，并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述轴承形式已不能满足对变速器可靠性和寿命提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的增多。其主要优点如下：滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮沿纵向平面分开或沿中心线所在平面分开，这样可使装拆和调整轴承方便。由于上述特点，滚锥 轴承已在欧洲一些轿车、货车和重型货车变速器上得到应用。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮（塔轮，宝塔齿轮）。 2.3 本章小结 本章对变速器传动机构的布置方案和零、部件结构方案进行了系统的分析，并给出了此次设计的具体方案，即设计两轴式变速器，倒挡布置方案如图 2-2（ b）所示，前进挡皆为斜齿圆柱齿轮，倒挡为直齿圆柱齿轮，采用全同步器式换挡形式，轴承选取深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。 无锡太湖学院学士学位论文 6 3 变速器主要参数的选择及设计计算 3.1 挡位数确定 变速器的挡数可在 3 20 个挡位范围 内变化，通常变速器的挡数在 6 挡以下，当挡数超过 6 挡以后，可在 6 挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。 增加变速器的挡数，能够改变汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。 在最低挡传动比不变的条件 下 ，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比值在 1.8 以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁 ，所以又要求高档区相邻挡位之间的传动比比值，要比低档区相邻挡位之间的传动比比值小。 近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 4 5 个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个挡。商用车变速器采用 4 5 个挡或多挡。载质量在 2.0 3.5t 的货车多采用 5 个挡，载质量在 4.0 8.0t 的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。 本次设计的变速器采用 4 个前进挡位， 1 个倒挡位。 3.2 传动比 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最 高挡通常是1.0，有的变速器最高挡是超速挡 ,传动比为 0.7 0.8。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在 3.0 4.5 之间，总质量轻的商用车在 5.0 8.0 之间，其他商用车则更大。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有： m a xm a xm a x0m a x )s i nc os( mgfmgr iiTrtg e （ 3.1） 由最大 爬坡度要求的变速器 档传动比为： temaxrg iTmgri0max （ 3.2） 式中 m 汽车总质量； g 重力加速度； f 道路阻力系数； max道路最大阻力系数； max最大爬坡要求； r 驱动车轮的滚动半径 ； 汽车变速器设计 7 maxeT发动机最大转矩； 0i主减速比； t汽车传动系的传动效率。 主减速比 i0的确定： ghaprivnrim a x0 )472.0377.0( （ 3.3） 式中 r 车轮的滚动半径， m； pn发动机转速， r/min； gni变速器最高档传动比； maxva最高车速， km/h。 本课题变速器gni=1，一般 汽 车的最大爬坡度约为 30%7，即max=16.7， f=0.02 由公式（ 3.3）得： 3.62425.0)472.0377.0( m a x0prghapr nrivnri 由公式（ 3.2）得： 306.07.16s in7.16c o s02.0m a x 48.59.03 0 0 04 2 5.01 0 43.623 0 6.08.93 5 0 00m a x tem a xrg iTm g ri 根据驱动车轮与路面的附着条件确定 变速器 档传动比为： terg iT rGi 0max2 （ 3.4） 式中 2G 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 道路的附着系数，计算时取 =0.5 0.6。 因为 汽车 后轴的轴荷分配范围为 60% 68%，所以 G2=35009.868 =23324N 由公式（ 3.3）和公式（ 3.4）得： 31.71 1 9 3 4 0 3.626.02 3 3 2 40m a x2 terg iT rGi 综合 a 和 b 条件得： 5.48gi7.31，取gi=（ 5.48+7.31） /26.40 变速器的 档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为1 1 n gng iiq （其中 n 为档位数）的几何级数排列。 无锡太湖学院学士学位论文 8 因为 875.1140.631 1 ngng iiq ，所以 gi =q=1.875, gi = gi q=3.516。 实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。 3.3 中心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距 A（ mm）可根据对已有变 速器的统计而得出的经验公式初选： 3maxA TKA （ 3.5） 式中 AK 中心距系数 。 对轿车取 8.9 9.3；对货车取 8.6 9.6； 对多档主变速器，取 9.5 11； maxT变速器处于 档时的输出转矩， gge iTT m a xm a x （ 3.6） maxeT发动机最大转矩， Nm； gi变速器的 档传动比； g变速器的传动效率，取 0.96。 由公式（ 3.6）得： gge iTT m a xm a x=1046.40.96=638.976Nm 由公式（ 3.5）得 : 686.8207.74976.638)6.96.8( 33m a x TKA A mm 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出： 3m axeAe TKA （ 3.7） 式中 AeK按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取 14.5 16.0，对货车取 17.0 19.5。 由公式（ 3.7）得 : 7.9195.79104)5.190.17( 33m a x TKA eAe mm 一般汽 车变速器 的中心距约在 80 170mm 范围内变化 ,初选 A=100mm。 3.4 齿轮参数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。应该指出，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是： （ 1)在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模 数；减少乘用车汽车变速器设计 9 齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选得小些；对货车，减少质量不减少噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数；变速器低档齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数，变速器用齿轮模数的范围如表 3.29。 (2)所选模数值应符合国家标准 GB/T13571987 的规定。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。 (3)啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总 质量am在 1.8 14.0t 的货车为 2.0 3.5mm；总质量am大于 14.0t 的货车为 3.5 5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 3.5 各档齿轮齿数的分配 在初选变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配 ，如图 3.1 所示 。 12345678910 图 3.1 本课题变速器结构简图 （ 1） 确定 档齿轮的齿数 已知 档传动比gi，且 8172 zz zzig （ 3.8） 为了确定 z7、 z8的齿数，先求其齿数和 z ： 直齿齿轮： mAz 2 （ 3.9） 先取齿数和为整数，然后分配给 z7、 z8。为 了使 z7/z8尽量大一些，应将 z8取得尽量小一些，这样，在gi已定的条件下 z2/z1的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。 z8 的最少齿数受到中间轴轴径的限制，因此z8 的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的 档直齿轮的最小齿数为12 14，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大、小齿轮无锡太湖学院学士学位论文 10 的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。 由公式 （ 3.9）得： 14.575.3 1 0 022 mAz 取 z =60，考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于 17），故取 z8=17，得出7z=60-17=43 （ 2） 修正中心距 A 若计算所得的 z7、 z8不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距 A，修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。 由公式（ 3.9）得： A=（ 3.560） /2=105mm （ 3） 确定常啮合传动齿轮副的齿数 7812 zzizz g （ 3.10） 确定了 z7、 z8后由公式（ 3.9）和（ 3.10）联立方程求解 z1、 z2 605.31 0 522)(53.243174.6217812mAzzzzizzg , 故 z1=17 ； z2=43 （ 4） 确定其他档位的齿轮齿数 档齿轮副： 6152 zz zzig （ 3.11） 由公式（ 3.9）和（ 3.11）联立方程求解 z5、 z6。 因为 gi= giq=3.516 ，所以先试凑 z5、 z6。 试凑出 z5=33、 z6=27，此时gi=3.09。 档齿轮副： 4132 zz zzig （ 3.12） 由公式（ 3.9）和（ 3.12）联立方程求解 z5、 z6。 因为 gi=q=1.875 ，所以先试凑 z3、 z4。 汽车变速器设计 11 605.310522174343434132mAzzzzzzzzig 试凑出 z3=24、 z4=36，此时gi=1.69。 （ 5） 确定倒档齿轮副的齿数 通常 档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数 z10=21 23。则中间轴与 倒档轴之间的中心距为： 2/)(108 zzmA （ 3.13） 初选 z10=22,由公式（ 3.13）得 : 25.682/)2217(5.32/)(108 zzmAmm 为了避免干涉，齿轮 8 与齿轮 9 的齿顶圆之间应有不小于 0.5mm 的间隙，则 : 5.02/2/ 98 Add aa （ 3.14） 由公式（ 3.14）得 : 69125.35.31725.68212 89 aa dAd mm mmhdaa 625.32692d 99 根据 d9选择齿数，取 z9=17。 最后计算倒档与第二轴的中心距： 2/)( 97 zzmA （ 3.15） 由公式（ 3.15）得 : 1052/17435.32/)( 97 ）（zzmA mm 171717 432243981 7102 zzz zzzi g 倒档8.28 综合上述计算修正一下各档的传动比（见表 3-1）。 表 3-1 各档速比 档位 倒档 速比 6.40:1 3.09:1 1.69:1 1:1 8.28:1 3.6 齿轮的设计计算 常啮合齿轮副： 171 Z 5.59175.3d mz 5.662.325.592 aa hdd 75.5025.15.325.592d hd 431 Z 5.150435.3d mz 5.1 5 75.325.1 5 02 aa hdd 75.1 4 125.15.325.1 5 02 hdd 档齿轮副： 178 Z 5.59175.3d mz 无锡太湖学院学士学位论文 12 5.662.325.592 aa hdd 75.5025.15.325.592d hd 437 Z 5.150435.3d mz 5.1 5 75.325.1 5 02 aa hdd 75.1 4 125.15.325.1 5 02 hdd 档齿轮副： 276 Z 5.94275.3 mzd 5.1015.325.942d aa hd 75.8525.15.325.942 hdd 335 Z 5.115335.3 mzd 5.1 2 25.325.1 1 52d aa hd 75.1 0 625.15.325.1 1 52 hdd 档齿轮副： 364 Z 126365.3 mzd 1 3 35.321 2 62d aa hd 25.11725.15.321262 hdd 243 Z 84245.3 mzd 915.32842d aa hd 25.7525.15.32842 hdd 倒档齿轮： 2210 Z 77225.3 mzd 845.32772 aa hdd 25.6825.15.32772 hdd 179 Z 5.59175.3 mzd 5.665.325.592 aa hdd 75.5025.15.325.592 hdd 3.7 本章小结 本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定挡数、传动比范围，根据最大爬坡度和驱动轮与地面的附着力确定一挡传动比和 倒档 传动比，进而确定其它各挡传动比，选择中心距、外形尺寸以及齿轮参数 。 根据变速器的传动示意图确定各挡齿轮齿数，进行各挡齿轮的分配。 汽车变速器设计 13 4 变速器主要结构元件的 校核 4.1 齿轮损坏的原因及形式 变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、齿面胶合以及移动换挡齿轮端部破坏 10。 轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷的作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些。 轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在与齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点， 称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换挡的低档齿轮和倒档齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间澡轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏 11。 负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力打且家畜处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现较少。 4.2 齿轮材料的选择原则 （ 1） 满足工作条件的要求 不同的工作 条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 （ 2） 合理选择材料配对 如对硬度 350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 30 50HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。 （ 3） 考虑加工工艺及热处理工艺 大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时 ，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度 350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮 12。 现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热 处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。 国产汽车变速器齿轮的常用材料是 20CrMnTi（过去的钢号是 18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB， 20MnVB， 20MnMOB 的。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO， 20CrNiMO， 12Cr3A 等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以无锡太湖学院学士学位论文 14 提高表面硬度，细化材料晶面粒。为消除内应力还要进行回火。 变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐范围如下： nm3.5，渗碳深度 0.8 1.2mm； 3.5nm 5，渗碳深度 0.9 1.3mm； nm5，渗碳深度 1.0 1.6mm。 渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 HRC58 63，心部硬度为 HRC3348。 某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数（nm3.0 3.75）齿轮采用了 40Cr或 35Cr 钢并进行表面氰化处理。这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标，氰化钢热处理后变形小也是其优点。但由于氰化层 较薄且钢的含碳量又高，故接触强度和承载能力均受到限制。对于氰化齿轮，氰化层的深度一般为 0.2 0.4mm，不应小于 0.2 mm，表面硬度为 HRC48 5313。 4.3 轮齿强度 校核 4.3.1 齿轮的接触强度 直齿齿轮弯曲应力w： yzKmKKTcfjw32 （ 4.1） 式中 jT计算载荷， Nmm； K应力集中系数，直齿齿轮取 1.65； fK摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9； m 齿轮模数； z 齿轮齿数； cK齿宽系数，直齿齿轮取 4.4 7.0； y 齿形系数，齿高系数 f 相同、节点处压力角不同时： 205.14 79.0 yy ，205.17 89.0 yy ，205.22 1.1 yy ，2025 23.1 yy ；压力角相同、齿高系数为 0.8 时，18.0 14.1 ff yy； w轮齿弯曲应力，当maxej TT 时，直齿齿轮的许用应力 850400 w MPa。 因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险的档位齿轮。故分别计算 档、倒档齿轮的 弯曲强度。 档齿轮副：主动齿轮 z8=17,从动齿轮 z7=43 汽车变速器设计 15 档主动齿轮的计算载荷 mNiTTej 06.263174310412m a x 由公式（ 4.1）得 : 主动齿轮 z8的弯曲强度 ： M P ayzKm KKTcfjw 2.7907.49612.0)74.4(175.314.3 10001.165.106.2632233 档从动齿轮的计算载荷 m6.6 6 540.61 0 4m a x NiTT gej 从动齿轮 z7的弯曲强度： M P ayzKm KKTcfjw 75.64653.40612.0)74.4(435.314.3 10009.065.16.6652233 倒档齿轮副 :因为倒档齿轮相当于一个惰轮 ,所以主动齿轮是 Z8=17，从动齿轮是Z10=22。通过惰轮后主动齿轮是 Z9=17，从动轮是 Z7=43。 惰轮的计算载荷 m43.340)1722()1743(10481012m a xj NiiTT e 通过惰轮前， Z10=22 的弯曲强度由公式得 : M P ayzKm KKTcfjw 54.64640.40612.0)74.4(225.314.3 10009.065.143.3402233 通过惰轮后主动轮是 Z9=17，从动轮是 Z7=43。 Z9的计算载荷 m43.340)1722()1743(10481012m a xj NiiTT e M P ayzKmKKTcfjw 63.102279.64212.0)74.4(175.314.310001.165.143.3402233 Z7的计算载荷 m12.86128.8104m a xe NiTT J 倒档 M P ayzKm KKTcfjw 73.83694.52512.0)74.4(435.314.310009.065.112.8612233 以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。 4.3.2 齿轮的接触强度 齿轮的接触应力按下式计算： )11(418.021 bFEj （ 4.2） 式中 F法向内基圆周切向力即齿面法向力， N； 无锡太湖学院学士学位论文 16 coscos tFF （ 4.3） Ft端面内分度圆切向力即圆周力， N； dTF jt2 （ 4.4） jT计算载荷， mmN ； d节圆直径， mm ； 节点处压力角； 螺旋角； E齿轮材料的弹性模量，钢取 2.1105MPa； b齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为cosb代替， mm ； 21, 主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径， mm；直齿齿轮： sin11 r ， sin22 r ；斜齿齿轮： 211 c os/sinr ， 222 c os/s inr ； r1， r2分别为主、被动齿轮的节圆半径， mm。 当计算载荷为max5.0 ej TT 许用接触应力见表 4-1。 常啮合齿轮副：当计算载荷为 m521 0 45.05.0m a x NTT ej, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 9.1 7 4 75.317 1 0 0 05222 NFF t 01.1 8 6 020co s 9.1 7 4 7co sco s mmr 2.102/)20s in5.317(s in11 mmr 7.252/)20s in5.343(s in22 由公式（ 4.2）得 : MPabFEj 40.764)7.25 12.10 1(16 101.201.1860418.0)11(418.0 521 档 : 计算载荷为 mNTTej 8.3 3 240.61 0 45.0i5.0 m a x, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 6.4 4 2 25.343 1 0 0 08.3 3 222 NFFt 4.4 7 0 620c o s 6.4 4 2 2c o sc o s mmr 2.102/)20s in5.317(s in11 汽车变速器设计 17 mm7.252/)20s in5.343(s in22 r 由公式（ 4.2）得 : M P abFEj 4.1061)7.25 12.10 1(21 101.24.4706418.0)11(418.0 521 档：计算载荷为 m68.1 6 009.31 0 45.0i5.0m a x NTT ej, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 34.2 7 8 25.333 1 0 0 068.16022 NFFt 94.2 9 5 920c o s 34.2 7 8 2c o sc o s mmr 16.162/)20s in5.327(s in11 mm75.192/)20s in5.333(s in22 r 由公式（ 4.2）得 : M P abFEj 69.803)75.19 116.16 1(19 101.294.2959418.0)11(418.0 521 档：计算载荷为 mNiTTj 88.8769.11045.05.0 m a xe 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 38.2 0 9 25.3241 0 0 088.8722 NFFt 94.2 2 2 520c o s 38.2 0 9 2c o sc o s mm55.212/)20s in5.336(s in11 r mm36.142/)20s i n5.324(s i n22 r 由公式（ 4.2）得 : MPabFEj 78.671)36.14 155.21 1(21 101.294.2225418.0)11(418.0 521 倒档 :计算载荷为 mNiTTej 5305.0 12m a x, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 18.4 4 2 15.3171 0 0 053.1 3 122 NFFt 88.4 7 0 420c o s 18.4 4 2 1c o sc o s 无锡太湖学院学士学位论文 18 mm2.102/)20s in5.317(s in11 r mm17.132/)20s i n5.322(s i n22 r 由公式（ 4.2）得 : MPabFEj 74.1195)17.13 12.10 1(21 101.288.4704418.0)11(418.0 521 计算载荷为 m56.4 3 028.81 0 45.0i5.0m a x NTT ej 倒档, 由公式（ 4.4）和（ 4.3）得 : NdTF jt 73.5 7 2 15.3431 0 0 056.4 3 022 NFF t 89.6 0 8 820c o s 73.5 7 2 1c o sc o s mmr 17.102/)20s in5.317(s in11 mm7.252/)20s in5.343(s in22 r 由公式（ 4.2）得 : M P abFEj 88.1206)7.25 117.10 1(21 101.289.6088418.0)11(418.0 521 以上档位的齿轮副都满足接触强度的要求（见表 4-1）。 表 4-1 变速器齿轮的许用接触应力 齿 轮 渗碳齿轮 氰化齿轮 一档及倒档 1900 2000 aj MP 950 1000 aj MP 常啮合及高档 1300 1400 aj MP 650 700 aj MP 4.4 轴的 强度校核 变速器在工作时，由于齿轮 上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响 14。因此，在设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。 轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调，变速器轴的最大直径d 与支承间的距离 l 可按下列关系式初选： 对第一轴及中间轴： 18.016.0ld 对第二轴： 21.018.0ld （ 4.5） 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径 d 可根据中心距 A（ mm）按下式初选： mm6325.4710560.045.0)60.045.0( ）（Ad 由公式（ 4.5）得： 汽车变速器设计 19 第二轴： l=d/（ 0.18 0.21） =225 350mm； 中间轴： l=d/（ 0.16 0.18） =262.5 393.75mm； 第一轴： l=d/（ 0.16 0.18） =104.4 135.13mm。 第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩 Temax （ Nm）按下式初选： 3 m a x)6.44( eTd （ 4.6） 由公式（ 4.6）得： mmTd e 62.218.18104)6.44()6.44( 33 m a x 初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴 的刚度与强度验算结果进行修正。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算 15。验算时，将轴看作铰接支承的梁，作用在第 一轴上的转矩应取maxeT。 齿轮啮合的圆周力 Ft、径向力 Fr、及轴向力 Fa可按下式求出： diTFdiTFdiTFeaeret/t a n2)c o s/(t a n2/2m a xm a xm a x （ 4.7） 式中 i至计算齿轮的传动比； d计算齿轮的节圆直径， mm ； 节点处压力角； 螺旋角； maxeT发动机最大转矩， mmN 。 在弯矩和转矩联合作用下的轴应力 （ MPa）为： 32 3 dMWM （ 4.8） 222jsc TMMM （ 4.9） 式中 W 弯曲截面系数， 5mm ； D轴在计算断面处的直径，花键处取内径， mm； cM在计算断面处轴的垂向弯矩， Nmm； sM 在计算断面处轴的水平弯矩， Nmm； 许用应力，在低档工作时取 400MPa。 变速器轴与齿轮的制造材料相同，计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和 转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算 16。若轴在垂直面内挠度为 fc,在水平面内挠度为 fs和转角为 ，可分别用下式计算： 无锡太湖学院学士学位论文 20 E ILababFE ILbaFfE ILbaFfrtSrc3)(332222 （ 4.10） 式中 E弹性模量， MPa， MpaE 5101.2 ； I惯性矩，对实心轴 644dI ， 4mm ； d轴的直径， mm ，花键处按平均直径来计算； a,b齿轮上的作用力矩支座 A、 B 的距离， mm ； L支座间的距离， mm 。 在上述计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的 1.1 倍。轴断面的转角不应大于 0.002rad（弧度）。轴的垂向挠度的容许值 fc 0.05 0.10mm；轴的水平挠度的容许值 fs 0.10 0.15mm。轴的合成挠度应小于 0.20mm。 4.4.1 校核第二轴的强度与刚度 档：此时第二轴受到齿轮 Z7的作用力 由公式（ 4.5）得： NdiTFNdiTFer et 27.3184435.3/20t a n40.6101042/t a n218.8845435.3/40.6101042/23m a x3m a x）（）（ 由公式（ 4.9）得： m6.6 6 540.61 0 4i 1e m a x1 NTT 232524222 106.665104.2105.8 ）（）（）（ jsc TMMM mmN 51012.7 由公式（ 4.7）得 : M P ad MWM 57.2 4 33114.3 1012.73232 3 53 刚度校核：花键轴的计算直径取其花键内径的 1.1 倍 ,dh=1.131=34.1mm， 444 7.66338644.3114.364 mmdI n 由公式（ 4.10）得： 汽车变速器设计 21 r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc455222252222106.219374.66338101.23129323219327.31843)(029.019374.66338101.23323219318.8845301.019374.66338101.23323219327.31843）（）（）（ 轴的合成挠度 mm03.0029.001.0 2222 sc fff 。以上数据满足要求。 4.4.2 校核中间轴在强度与刚度 档：此时中间轴受到齿轮 Z8的作用力，因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二轴上齿轮所受的力可以得到中间轴上齿轮所受的力。 Ft =8845.18N； Fr =3184.27N 由公式（ 4-10）得： mNiTT e 263174310412m a x1 mmNTMMM jsc 5232524222 1066.310263104.21058.8 ）（）（）（ 由公式（ 4-9）得 : M P ad MWM 72.2 3 82514.3 1066.33232 3 53 刚度校核： 444 04.1 9 1 6 5642514.364 mmdI 由公式（ 4-11）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc455222252222108.920304.1 9 1 6 5101.23139)32203(3227.31843)(11.020304.1 9 1 6 5101.23)32203(3218.88453039.020304.1 9 1 6 5101.23)32203(3227.31843 轴的合成挠度 mm12.011.0039.0 2222 sc fff 。 4.4.3 校核倒档轴的强度与刚度 当 Z7和 Z9啮合时： NdiTFNdiTFeret33m a x43m a x101.4435.3/20t an28.8101042/t an21014.1435.3/28.8101042/2）（）（倒档倒档 由公式（ 4-10）得： mNiTT 43.340)1722()1743(104m a xe1 m1043.41043.3401066.2106.9 5232524222 NTMMM jsc ）（）（）（ 由公式（ 4.8）得 : 无锡太湖学院学士学位论文 22 M P ad MWM 94.2 8 82514.3 1043.43232 3 53 刚度校核： 444 04.1 9 1 6 5642514.364 mmdI 公式（ 4.9）得： r a dE I LababFmmE I LbaFfmmE I LbaFfrtSrc4552242252222104.210204.1 9 1 6 5101.2330666610241003)(05.010204.1 9 1 6 5101.2366661021014.13019.010204.1 9 1 6 5101.23666610241003）（）（）（ 轴的合成挠度 mm053.005.0019.0 2222 sc fff 长的轴应进行扭转刚度的验算，使轴的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为 0.250 0.350 度。在转矩 T 的作 用下，长为 L 的轴的扭转角为 4： pGJTL3.57 （ 4.11） 式中 T转矩， Nmm； L轴长， mm； pJ轴横截面的极惯性矩， 4mm ：对实心轴324dJp ； 对空心轴 )(132 44 dddJ ip ； G轴材料的剪切弹性模量，对于钢材 G=8104MPa。 对第一轴进行扭转刚度的验算 : 已知 L=170mm， T=104Nmm， 52.1 0 2 8 9 132 3214.33244 dJp 。 由公式（ 4.11）得 : 12.052.102 891108 170101043.573.5743 pGJTL 故第一轴满足使用条件。 4.5 轴承的 校核 4.5.1 输 入 轴轴承校核 （ 1） 初选轴承型号 由工作条件和轴颈直径初选输入轴轴承型号 6004， N1004， N20213。 1n =3500r/min,轴承的orC=4450N， rC =7220N；orC=5500N， rC =10000N；orC=3500N， rC =7500N11。预汽车变速器设计 23 期寿命 /hL = 7.41666.0 m a x aam vSv Sh （ 2） 计算轴承当量动载荷 P ora CF1=1711.12/4450=0.385，ora CF1在 0.352 0.469 之间。 426.0352.0469.0 352.0385.042.044.042.0 e 4 2 6.09 5 1.01 7 9 9 . 1 81 7 1 1 . 1 211 eFF ra 则 X=0.56,Y 在 1.00 1.04。 03.1352.0469.0 352.0385.004.1104.1 Y pf为考虑载荷性质引入的载荷系数，pf（ 1.2 1.8）取pf=1.2。 11 arp YFXFfP =1.2（ 0.561799.18+1.031711.12） =3262.39N （ 3） 计算轴承的基本额定寿命hL PCnLh 166010 , 为寿命系数，对球轴承 =3；对滚 子轴承 =10/3 361639.32627220350060106010 PCnL h=51h /hL =4166.71%=41.67h 合格 圆柱滚子轴承1rp FfP =1.21799.18=2159.02N 31061602.2 1 5 91 0 0 0 03 5 0 060106010 PCnL h=788.75h /hL =4166.71%=41.67h 31061602.2 1 5 97 5 0 03 5 0 060106010 PCnL h=302.33 h /hL =4166.71%=41.67h 4.5.2 输出轴轴承校核 （ 1） 初选轴承型号 由 工 作 条 件 和 轴 颈 直 径 初 选 中 间 轴 轴 承 型 号 30304 ， 32009 。转速7.9 7 643 123 5 0 02112 z znnr/min,轴承的oC=20800N， rC =31500N；oC=34800N， rC =37200 N。预期寿命 /hL =4166.7h。 （ 2） 计算轴承当量动载荷 P ora CF 2=1694.01/20800=0.081，ora CF 2在 0.070 0.094