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轻型 货车 自动变速器 设计

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PaperPass 检测报告简明打印版 比对结果（相似度） ：29.70% 编号：VIP20180525232820692 标题：轻型货车六档自动变速器设计说明书 长度：28427 字符(不计空格) 句子数：848 句 时间：2018-05-25 23:28:20 对比库：学术期刊、学位论文、会议论文、互联网资源 相似资源列表： 1.相似度：5.33%篇名： (6) 锁止角 2.相似度：3.77%篇名： (7) 同步时间 t 3.相似度：20.59%篇名： (a) (b) 4.相似度：74.42%篇名： (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置 5.相似度：8.71%篇名： 1-锁环；2-啮合套；3-啮合套上接合齿；4-滑块 6.相似度：6.57%篇名： 1.3.2 双离合式货车自动变速器的工作原理 7.相似度：7.92%篇名： 1.3.2 双离合式货车自动变速器的工作原理 7 8.相似度：8.98%篇名： 1.3 双离合式货车自动变速器的结构特点及工作原理 4 9.相似度：5.06%篇名： 1.4 课题研究的主要内容与技术路线 10.相似度：5.47%篇名： 1.4 课题研究的主要内容与技术路线 8 11.相似度：81.82%篇名： 13001400 12.相似度：5.47%篇名： 13001400Mpa 13.相似度：8.19%篇名： 1894 年，一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器至今，汽车变速器已 14.相似度：28.57%篇名： 1、4-锁环（同步锥环） ；2-滑块 3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套 15.相似度：67.61%篇名： 1将两接合齿的啮合位置错开，如图 2.2a 所示。这样在啮合时，使接合齿端部超 16.相似度：8.82%篇名： 1齿轮折断 17.相似度：8.13%篇名： 2.1.1 两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析 10 18.相似度：5.47%篇名： 2.1.2 变速器倒档布置方案分析 19.相似度：5.47%篇名： 2.1.2 变速器倒档布置方案分析 11 20.相似度：6.54%篇名： 2.2.1 齿轮形式 21.相似度：5.00%篇名： 2.2.1 齿轮形式 12 22.相似度：8.29%篇名： 2.2.2 变速器自动脱档机构形式分析 12 23.相似度：5.47%篇名： 2.3 本章小结 24.相似度：8.71%篇名： 2.3 本章小结 13 25.相似度：6.67%篇名： 2000，36. 26.相似度：73.21%篇名： 2003 年初率先在 GolfR32 和 AudiTT3.2 两款车型上使用。博格华纳 27.相似度： 74.63%篇名：2 将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄 （切下0.30.6mm） ，这样，换档后 28.相似度：5.47%篇名： 3.1.1 设计的给定参数 29.相似度：7.27%篇名： 3.1.1 设计的给定参数 14 30.相似度：5.47%篇名： 3.1.2 主减速比的确定 31.相似度：77.27%篇名： 3.1.2 主减速比的确定 14 32.相似度：8.14%篇名： 3.1.3 变速器一档传动比的确定 33.相似度：8.65%篇名： 3.1.3 变速器一档传动比的确定 15 34.相似度：5.47%篇名： 3.1.4 变速器各档传动比的确定 35.相似度：5.47%篇名： 3.1.4 变速器各档传动比的确定 16 36.相似度：6.57%篇名： 3.1 变速器各档传动比确定 37.相似度：8.46%篇名： 3.1 变速器各档传动比确定 14 38.相似度：5.47%篇名： 3.2 变速器中心距的确定 39.相似度：8.33%篇名： 3.2 变速器中心距的确定 17 40.相似度：3.77%篇名： 3.3.1 齿轮模数 41.相似度：4.75%篇名： 3.3.1 齿轮模数 18 42.相似度：7.68%篇名： 3.3.2 压力角及螺旋角 43.相似度：7.27%篇名： 3.3.2 压力角及螺旋角 18 44.相似度：5.56%篇名： 3.3.3 齿宽 45.相似度：4.67%篇名： 3.3.3 齿宽 19 46.相似度：6.67%篇名： 3.3.4 齿顶高系数 47.相似度：55.56%篇名： 3.3.4 齿顶高系数 19 48.相似度：4.67%篇名： 3.3.5 齿轮的修正 49.相似度：7.78%篇名： 3.3.5 齿轮的修正 20 50.相似度：5.47%篇名： 3.4.1 确定各档齿轮齿数及其参数 51.相似度：5.47%篇名： 3.4 变速器各档齿轮齿数的分配 52.相似度：5.47%篇名： 3.4 变速器各档齿轮齿数的分配 21 53.相似度：5.47%篇名： 3.5 本章小结 54.相似度：7.43%篇名： 3.5 本章小结 24 55.相似度：8.82%篇名： 3齿面胶合 56.相似度：5.56%篇名： 4.1 齿轮的材料选择 57.相似度：6.67%篇名： 4.1 齿轮的材料选择 25 58.相似度：7.00%篇名： 4.1.1 齿轮的失效形式 59.相似度：26.09%篇名： 4.1.1 齿轮的失效形式 25 60.相似度：5.25%篇名： 4.1.2 齿轮的常用材料及材料的选择 61.相似度：5.47%篇名： 4.2.1 轮齿的弯曲应力 62.相似度：86.36%篇名： 4.2.1 轮齿的弯曲应力 27 63.相似度：5.47%篇名： 4.2.2 轮齿接触应力 64.相似度：8.00%篇名： 4.2.2 轮齿接触应力 29 65.相似度：5.56%篇名： 4.2.3 各档齿轮的强度计算校核 66.相似度：8.67%篇名： 4.2.3 各档齿轮的强度计算校核 30 67.相似度：3.00%篇名： 4.2 齿轮的强度计算 68.相似度：5.47%篇名： 4.3 本章小结 69.相似度：85.71%篇名： 4.3 本章小结 33 70.相似度：5.47%篇名： 5.1.1 轴的功用及其设计要求 71.相似度：82.14%篇名： 5.1.1 轴的功用及其设计要求 34 72.相似度：3.46%篇名： 5.1.2 轴的尺寸 73.相似度：18.75%篇名： 5.1.2 轴的尺寸 34 74.相似度：9.09%篇名： 5.1 轴的设计 75.相似度：64.29%篇名： 5.1 轴的设计 34 76.相似度：5.47%篇名： 5.2.10 五档主动齿轮处轴的刚度计算 77.相似度：8.57%篇名： 5.2.10 五档主动齿轮处轴的刚度计算 48 78.相似度：5.47%篇名： 5.2.12 六档从动齿轮处轴的刚度计算 79.相似度：8.57%篇名： 5.2.12 六档从动齿轮处轴的刚度计算 51 80.相似度：5.47%篇名： 5.2.13 倒挡的刚度校核 81.相似度：82.61%篇名： 5.2.13 倒挡的刚度校核 53 82.相似度：42.11%篇名： 5.2.1 轴刚度计算公式 83.相似度：4.91%篇名： 5.2.1 轴刚度计算公式 35 84.相似度：8.24%篇名： 5.2.2 一档主动齿轮处轴的刚度计算 36 85.相似度：5.47%篇名： 5.2.4 二档主动齿轮处轴的刚度计算 86.相似度：5.47%篇名： 5.2.4 二档主动齿轮处轴的刚度计算 39 87.相似度：85.29%篇名： 5.2.5 二挡从动齿轮处轴的刚度校核 40 88.相似度：5.47%篇名： 5.2.8 四档主动齿轮处轴的刚度计算 89.相似度：8.24%篇名： 5.2.8 四档主动齿轮处轴的刚度计算 45 90.相似度：6.67%篇名： 5.2 轴的刚度验算 91.相似度：6.67%篇名： 5.2 轴的刚度验算 35 92.相似度：4.00%篇名： 5.3.1 实心输入轴的强度校核 93.相似度：8.29%篇名： 5.3.1 实心输入轴的强度校核 58 94.相似度：5.47%篇名： 5.3.2 一挡输出轴段的强度校核 95.相似度：5.47%篇名： 5.3.2 一挡输出轴段的强度校核 59 96.相似度：8.29%篇名： 5.3.3 空心输入轴的强度校核 61 97.相似度：61.90%篇名： 5.3.4 倒档轴的强度校核 98.相似度：87.50%篇名： 5.3.4 倒档轴的强度校核 63 99.相似度：5.47%篇名： 5.3.5 倒挡输出轴段的强度校核 100.相似度：86.67%篇名： 5.3.5 倒挡输出轴段的强度校核 64 101.相似度：8.00%篇名： 5.3 轴的强度计算 102.相似度：7.78%篇名： 5.3 轴的强度计算 57 103.相似度：5.47%篇名： 5.4.2 一挡输出轴承的校核 104.相似度：84.62%篇名： 5.4.2 一挡输出轴承的校核 68 105.相似度：5.47%篇名： 5.4.3 倒挡轴轴承的校核 106.相似度：8.33%篇名： 5.4.3 倒挡轴轴承的校核 69 107.相似度：5.47%篇名： 5.4.4 倒挡时输出轴承的校核 108.相似度：8.71%篇名： 5.4.4 倒挡时输出轴承的校核 70 109.相似度：6.16%篇名： 5.4 轴承的选择及校核 110.相似度：5.47%篇名： 5.4 轴承的选择及校核 66 111.相似度：5.47%篇名： 5.5 本章小结 112.相似度：71.43%篇名： 5.5 本章小结 71 113.相似度：80.00%篇名： 6.1 锁环式同步器 114.相似度：55.56%篇名： 6.1 锁环式同步器 72 115.相似度：5.47%篇名： 6.2 本章小结 116.相似度：71.43%篇名： 6.2 本章小结 76 117.相似度：5.47%篇名： 6.4.1 一挡时轴承的寿命校核 118.相似度：5.47%篇名： ;variable coefficient 119.相似度：5.09%篇名： =236.51MPa180350MPa 120.相似度：13.64%篇名： =242.24MPa100250MPa 121.相似度：84.00%篇名： =276.98MPa180350MPa 122.相似度：50.00%篇名： =279.52MPa180350MPa 123.相似度：31.82%篇名： =303.08MPa180350MPa 124.相似度：84.00%篇名： =347.71MPa180350MPa 125.相似度：9.09%篇名： Abstract II 126.相似度：54.29%篇名： DCT 主要包括带扭转减振器的湿式离合器系统、按 DCT 工作原理配置的变速器及换挡系统和相应的控制系统。 127.相似度：5.47%篇名： DCT 的液压控制系统主要负责接受电控系统的控制指令，对离合器和变速器的换挡机 128.相似度：49.32%篇名： DCT 的电子控制系统负责采集车辆运行信息、驾驶员的操作指令，实时在线的对车辆 129.相似度：77.14%篇名： 10吴光强，杨伟斌，秦大同双离合式货车自动变速器控制系统的关键技术J 130.相似度： 80.77%篇名： 11王望予主编.汽车设计.北京： 机械工业出版社， 2004 131.相似度：65.82%篇名： 12吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册M.3 版.北京: 高等教育出版社，2006. 132.相似度： 56.06%篇名： 13汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册： (设计篇) M .北京：人民交通出版 社，2001 133.相似度：5.47%篇名： 14 Crobpietsch,w.sudau,J.Dual Clutch 134.相似度：21.62%篇名： 15AUDI A G.Audi TT 3.2 quattro with 135.相似度：65.45%篇名： 16刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社，2004:685-711. 136.相似度：86.27%篇名： 17王望予.汽车设计M.北京:机械工业出版社，2004.8. 137.相似度：84.31%篇名： 18余志生.汽车理论M.北京:机械工业出版社，2006.5. 138.相似度：77.33%篇名： 19雷雨龙，李永军，葛安林等.机械式自动变速器起步过程控制.机械工程学报， 139.相似度：33.33%篇名： 1 陈勇,程秀生,崔爱乐等.六速轻型货车机械式自动变速 器开发 J. 汽车技术, 2010，(3). 140.相似度：81.69%篇名： 20刘振军，秦大同，叶明等车辆双离合器自动变速传动技术研究进展分析 141.相似度：32.35%篇名： 21 铭奎，程秀生，高炳钊等轻型货车机械式自动变速器换档特性研究 J 142.相似度：7.59%篇名： 23 铭奎双离合式货车自动变速器的开发与研究：D 长春：吉林大学，2003. 143.相似度：70.73%篇名： 2 吴天. 双离合器的设计与开发 D. 2007. 144.相似度：41.79%篇名： 3王传金.唐进元.李培军.武军轻型货车机械式自动变速器DCT 的结构特点与 145.相似度：20.00%篇名： 4牛铭奎，程秀生，高炳钊等轻型货车机械式自动变速器换档特性研究J汽车工程，2004，26(4). 146.相似度：41.79%篇名： 5王传金.唐进元.李培军.武军轻型货车机械式自动变速器DCT 的结构特点与 147.相似度：64.71%篇名： 6 康海涛. 双离合式货车自动变速器的研究 D. 2004. 148.相似度： 64.29%篇名：7牛铭奎， 葛安林， 等 双离合式货车自动变速器简介J 汽车工艺与材料2002(12) 149.相似度：76.00%篇名： 8 李柱国.机械设计与理论.北京：科学出版社，2003 150.相似度：41.27%篇名： 9 王江波. 轻型货车机械式自动变速器的发展及展望 J. 上海汽车, 2008，(1). 151.相似度：71.05%篇名： 机械工程学报，2007，43(2)：1321 152.相似度：35.29%篇名： 汽车工程 2004，26(4)：453457 153.相似度：11.11%篇名： a） b) 154.相似度：4.26%篇名： shift gear-box(直接换挡自动变速器)J Audi Word,2003(2:20-4). 155.相似度： 5.47%篇名： 。 高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位 156.相似度： 46.97%篇名： 一、 二、 三、 四挡中心距为 75mm,五、 六挡中心距为 74mm,倒挡输入轴与倒挡 157.相似度：5.47%篇名： 一挡主动齿轮受力位置图如 5.2，齿轮转角如图 5.3。 158.相似度：3.00%篇名： 一挡时轴的强度校核 159.相似度：56.52%篇名： 一挡轴承时受力最大。故用一挡时的受力对轴承校核 160.相似度：46.05%篇名： 上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换档 161.相似度：76.32%篇名： 与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件是相似的。此外， 162.相似度：5.47%篇名： 与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采 163.相似度： 80.26%篇名：中心距是一个基本参数， 其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而 164.相似度：38.16%篇名： 为三种结构形式，分别为单输出轴式、双输出轴式、三输出轴式。对于单输出轴式由于 165.相似度：86.11%篇名： 为汽车动力总成的重要组成部分，也得到了很大的发展，自动变速器，自从 1939 年 166.相似度：60.53%篇名： 人们所熟知的变速器一般有手动变速器和自动变速器。传统的变速器利用不同的齿轮搭 167.相似度：15.79%篇名： 以能顺利的完成设计任务，这与大学以来各位老师的细心教导密不可分，感谢各位老师多年的教导。 168.相似度：5.47%篇名： 但是，为了使整车实现更高的舒适性，可以将扭转减振系统设计为带有双质量飞轮式的 169.相似度：84.21%篇名： 作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂 170.相似度：64.00%篇名： 关键词：齿轮变速器；自动变速器；轴；齿轮；变位系数 171.相似度：47.83%篇名： 其余各齿轮参数见下表 3.4 172.相似度：66.67%篇名： 分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动 6挡变速器。本次设计的主要内容： 173.相似度：41.07%篇名： 分析齿轮的失效形式和原因，以及齿轮材料的选择 174.相似度：58.33%篇名： 到了 20 世纪 90 年代末期，轻型货车公司和博格华纳携手合作生产第一个适用于大批 175.相似度：5.47%篇名： 到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大 176.相似度： 78.57%篇名：半径为 43.96mm。 当 z7 与z8 啮合时， 节圆半径为 68.08mm。当 z7 与 177.相似度：89.74%篇名： 压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动 178.相似度：36.84%篇名： 原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算 179.相似度：5.47%篇名： 参考文献 78 180.相似度： 5.47%篇名：双离合器变速箱(DCT)的档位切换是由档位选择器来操作的，档位选择器实际上是 181.相似度：56.58%篇名： 双离合器变速箱使用两个离合器，但没有离合器踏板。最新的电子系统和液压系统控制 182.相似度：5.47%篇名： 双离合器控制部分是通过对离合器油缸充入和释放高压油来实现离合器的分离和接合的 183.相似度：87.50%篇名： 取 A=75mm 184.相似度：89.29%篇名： 取各挡的模数均为 2.75mm，压力角均为 20，螺旋角均为 20。 185.相似度：27.54%篇名： 变速器参数计算完成之后，利用 AutoCAD 绘制装配图和零件图，在画图过程中变 186.相似度：43.42%篇名： 变速器在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢的不足，在 187.相似度：5.47%篇名： 变速器的传动示意图见下图 3.1 188.相似度：5.47%篇名： 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其 189.相似度：48.00%篇名： 变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较,斜齿圆柱齿轮 190.相似度：82.89%篇名： 另外，干式离合器的结构尺寸较大，特别是轴向尺寸长，这样，在车上布置 2 个干式离 191.相似度：5.47%篇名： 可以根据相关传感器的信号判断即将进入工作的与另一个离合器相连的下一档位，因该 192.相似度：5.47%篇名： 可求得变速器一档传动比为： 193.相似度：5.47%篇名： 可知在三挡输出位置轴满足刚度要求 194.相似度：5.47%篇名： 可知在二挡输出位置轴满足刚度要求 195.相似度：5.47%篇名： 可知在五挡输出位置轴满足刚度要求 196.相似度：5.47%篇名： 可知在倒挡输出各轴段轴满足刚度要求 197.相似度：5.47%篇名： 可知在六挡输出位置轴满足刚度要求 198.相似度：5.47%篇名： 可知在四挡输出位置轴满足刚度要求 199.相似度：5.47%篇名： 可知输出轴在一挡位置时满足刚度要求 200.相似度：75.00%篇名： 合，对轴的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响，因此要对变速器的轴进行了强度 201.相似度：48.68%篇名： 同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮使用寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油。 202.相似度：55.56%篇名： 同步器各参数的选择 203.相似度：56.00%篇名： 同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸 204.相似度：76.92%篇名： 同步环的主要尺寸的确定17 205.相似度：71.05%篇名： 后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体。绝大多数方案 206.相似度：72.86%篇名： 困难。图 2.1c 所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图 2. 207.相似度： 86.84%篇名： 围， 确定主减速比， 选择最高挡传动比， 确定各挡传动比，初选中心距，按照中心距确 208.相似度：5.47%篇名： 图 1.1 变速器后端振动加速比较 209.相似度：65.71%篇名： 图 1.2 干式、湿式离合器产生的滑磨功 210.相似度：85.19%篇名： 图 1.3 DCT 电子控制系统框图 211.相似度：68.75%篇名： 图 1.4 DCT 变速器 212.相似度：5.47%篇名： 图 2.1 倒档布置方案 213.相似度：57.97%篇名： 图 2.1 为常见的倒档布置方案。图 2.1b 所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴 214.相似度：5.47%篇名： 图 2.2 防止自动脱挡的机构措施 215.相似度：5.47%篇名： 图 3.1 变速器传动示意图 216.相似度：5.47%篇名： 图 4-1 齿形系数图 217.相似度：5.47%篇名： 图 5-18 齿轮转角 218.相似度：5.47%篇名： 图 5.1 变速器输出轴的刚度变形简图 219.相似度：5.47%篇名： 图 5.10 轴的受力位置 220.相似度：5.47%篇名： 图 5.11 轴的受力 221.相似度：5.47%篇名： 图 5.12 轴的受力 222.相似度：5.47%篇名： 图 5.13 齿轮转角位置 223.相似度：5.47%篇名： 图 5.14 轴的受力 224.相似度：5.47%篇名： 图 5.15 齿轮转角 225.相似度：5.47%篇名： 图 5.16 轴的受力位置 226.相似度：5.47%篇名： 图 5.17 轴的受力位置 227.相似度：27.78%篇名： 图 5.19 轴的受力位置 228.相似度：5.47%篇名： 图 5.2 轴的受力位置 229.相似度：5.47%篇名： 图 5.20 齿轮转角 230.相似度：5.47%篇名： 图 5.21 轴的弯矩与扭矩图 231.相似度：5.47%篇名： 图 5.22 弯矩与扭矩图 232.相似度：5.47%篇名： 图 5.23 弯矩与扭矩图 233.相似度：5.47%篇名： 图 5.24 弯矩与扭矩图 234.相似度：5.47%篇名： 图 5.25 弯矩与扭矩图 235.相似度：5.47%篇名： 图 5.3 齿轮转角 236.相似度：5.47%篇名： 图 5.4 轴的受力位置 237.相似度：5.47%篇名： 图 5.5 齿轮的转角 238.相似度：5.47%篇名： 图 5.6 轴的受力位置 239.相似度：5.47%篇名： 图 5.7 轴的受力 240.相似度：5.47%篇名： 图 5.8 轴的受力位置 241.相似度：5.47%篇名： 图 5.9 轴的受力 242.相似度：5.47%篇名： 图 6.1 锁环式同步器 243.相似度：5.47%篇名： 图 6.2 锁环式同步器工作原理 244.相似度：5.47%篇名： 图 6.3 同步器螺纹槽形式 245.相似度：80.82%篇名： 在 DCT 中，必须实现换挡过程的自动化，这就要增加自动换挡机构来完成换挡任务。 246.相似度：82.05%篇名： 在 DCT 中，既可以采用干式离合器，也可以采用湿式离合器，但两者的工作特性存在较大的差别。 247.相似度：89.61%篇名： 在 DCT 系统中，可以采用普通的单级或多级扭转减振器，其安装位置在发动机飞轮与 248.相似度：89.47%篇名： 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分 249.相似度：5.47%篇名： 在本次课题设计中，前期工作主要是收集资料，了解双离合式自动变速器的大体分类、 250.相似度：5.47%篇名： 在设计过程中导师始终在关注着我的每一步进展，并且在这个过程中给我提出了很多宝 251.相似度：52.63%篇名： 在选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽车的最 252.相似度：88.16%篇名： 增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿 253.相似度：68.42%篇名： 大学的学习生活即将结束，我们都将以毕业设计的形式向学校、老师以及我们自己提交 254.相似度：66.04%篇名： 奥迪 TT V6 上。2003 年，其相继推广到高尔夫等其他车型上。 255.相似度：5.47%篇名： 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部 256.相似度：84.21%篇名： 宜等许多优点，而且实现了换档过程的动力换档，即在换档过程中不中断动力，在换档 257.相似度：5.47%篇名： 宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补 258.相似度：5.47%篇名： 对一档齿轮进行变位： 259.相似度：68.42%篇名： 对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了汽车设计、机械制图、机械设计、 260.相似度：83.33%篇名： 导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档17。 261.相似度：5.47%篇名： 将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为： 262.相似度：5.47%篇名： 将各数代入式(4.9)中得 263.相似度：66.67%篇名： 将各数据代入上述公式得： 264.相似度：66.67%篇名： 将各数据代入公式： 265.相似度：5.47%篇名： 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档的效果16。 266.相似度：5.47%篇名： 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 267.相似度：80.95%篇名： 工作原理 分析J农业机械学报，2008(6). 268.相似度：85.00%篇名： 工作原理 分析J农业机械学报，2008(6). 269.相似度：5.47%篇名： 干式离合器可以通过压板和飞轮吸收较大热量，对滑磨产生热量的速度不敏感，但因为 270.相似度： 86.84%篇名： 式、 锁销式等惯性锁止式同步器， 它们虽然结构有所区别，但工作原理无异，都有摩擦 271.相似度：44.44%篇名： 弯矩、扭矩图见 5.21 272.相似度：66.67%篇名： 弯矩、扭矩图见 5.22 273.相似度：44.44%篇名： 弯矩、扭矩图见 5.23 274.相似度：33.33%篇名： 弯矩、扭矩图见 5.24 275.相似度：44.44%篇名： 弯矩、扭矩图见 5.25 276.相似度：72.73%篇名： 强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚 0.070.12m 277.相似度：87.18%篇名： 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 278.相似度：24.64%篇名： 很强的变速器。2002 年，直接换挡自动变速器应用在德国轻型货车高尔夫 R32 和 279.相似度：73.68%篇名： 总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿 280.相似度：65.79%篇名： 惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥 式几种。用得最广泛的是锁环 281.相似度：5.47%篇名： 我国汽车工业起步较晚，现在的生产线也多以生产手动挡变速器为主，高档的自动变速 282.相似度：31.58%篇名： 我在设计中以江淮骏铃轻卡车型为参考，采用了锁环式同步器的换档。在设计中，除了 283.相似度：47.06%篇名： 所以右端轴承被放松，左端轴承被压紧 284.相似度：54.84%篇名： 所以轴承 1 被放松，轴承 2 被压紧 285.相似度：21.88%篇名： 所以轴承 2 被放松，轴承 1 被压紧 286.相似度：84.21%篇名： 折断。此外，在轮齿受到突然过载时，也可能出现过载折断或剪断；在轮齿经过严重磨 287.相似度：88.89%篇名： 按第三强度理论得： 288.相似度：74.32%篇名： 早在上世纪 80 年代，汽车工程界就弄出了一个双离合系统变速器，简称直接换挡自动 289.相似度：5.47%篇名： 是惯性式同步器。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 290.相似度：5.47%篇名： 最后一份答卷，毕业设计的过程是充实而忙碌的，在这个过程中我们学到了很多东西， 291.相似度：60.53%篇名： 最后，向所有在设计过程中给我提出意见和建议的老师、同学表示由衷的感谢。我之所 292.相似度： 5.47%篇名：有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要 293.相似度：43.84%篇名： 本次设计主要是依据参考的轻型货车系 02E 直接换挡变速器，通过对变速器各组成部 294.相似度：85.53%篇名： 本章主要针对变速器传动机构进行分析和布置方案方案的确定以及变速器零、部件的结构的确定，为总体设计提供必要依据。 295.相似度：71.05%篇名： 本题设计的自动变速器是基于机械式变速器的基础上设计的，既有中间轴式的结构特点 296.相似度：35.42%篇名： 查机械设计课程设计得 297.相似度：28.57%篇名： 查轴承手册可知 298.相似度：68.42%篇名： 根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的 299.相似度：5.47%篇名： 根据两齿轮间的角度关系 5.15，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 300.相似度：5.47%篇名： 根据两齿轮间的角度关系 5.20，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 301.相似度：64.38%篇名： 根据两齿轮间的角度关系 5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 302.相似度：5.47%篇名： 根据两齿轮间的角度关系图 5.13，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 303.相似度：5.47%篇名： 根据两齿轮间的角度关系见图 5.13，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 304.相似度：5.47%篇名： 根据两齿轮间的角度关系见图 5.15，可以求出力在水平方 向和垂直方向上的分力分别为： 305.相似度：5.47%篇名： 根据两齿轮间的角度关系见图 5.18，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 306.相似度：5.47%篇名： 根据两齿轮间的角度关系见图 5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上分力分别为： 307.相似度：5.47%篇名： 根据两齿轮间的角度关系见图 5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 308.相似度：5.47%篇名： 根据两齿轮间的角度关系见图 5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上分力分别为： 309.相似度：5.47%篇名： 根据两齿轮间的角度关系见图 5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 310.相似度：5.47%篇名： 根据现在任务书中提供的设计数据如表 3.1。 311.相似度：5.47%篇名： 汽车行驶方程式 312.相似度：55.00%篇名： 注：当 z1 与 z2 啮合时，节圆半径为 44.12mm。当 z1 与z13 啮合时，节圆 313.相似度：5.47%篇名： 湿式离合器用油冷却摩擦片，它受限于产生热量的速度，但不受产生的总热量的限制， 314.相似度：5.47%篇名： 现今的汽车变速器发展的十分迅速，各大公司纷纷推出新的产品，但是变速器技术的每 315.相似度：75.00%篇名： 用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时 316.相似度：5.47%篇名： 由于一挡及倒档受力最大，故只需考虑一挡及倒挡时的轴承受力情况 317.相似度：5.47%篇名： 由于倒挡的使用比率为 0.5%，所以 318.相似度：89.47%篇名： 由于其余齿轮计算过程如一挡计算过程，其余齿轮强度见表 4-2。 319.相似度：71.05%篇名： 由于直接换挡自动变速器实际是在传统的机械式变速器的基础上结合双离合技术实现自 320.相似度：64.71%篇名： 由公式（4.3）得： 321.相似度：55.26%篇名： 的变换，能够有效的缩短换档时间，有效提高换档品质。而且这种换档方式也可以方便 322.相似度：65.79%篇名： 的应用于小型货车车辆，具有优异的性能和广阔的应用前景，是一种很新的技术轻型货 323.相似度：50.00%篇名： 的结构、工作原理等都有的进一步的认识。在设计过程中有很多结构是参照同类车获取的。 324.相似度：56.16%篇名： 的运行状态进行综合处理和判断，并控制 DCT 的运行。同时，电控系统还要负责与发 325.相似度：89.04%篇名： 相对而言，在 DCT 中使用湿式离合器更具有优势：其传递扭矩大，可以通过增加摩擦 326.相似度：5.47%篇名： 着离合器，正如标准的自动变速箱中的一样。在双离合器变速箱中，离合器是独立工作 327.相似度：5.47%篇名： 种优点，但其动力传递通过两个离合器联结两根输入轴， 相邻各档的被动齿轮交错与两 328.相似度：73.68%篇名： 稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑确定。对于本设计任务书中已给出挡位数目为 6 挡变速器。 329.相似度：88.16%篇名： 突破技术界限，打造出了一款换档平顺动感，大幅度减少能耗，且能够配合于大扭矩， 330.相似度：44.44%篇名： 第 1 章 绪 论 331.相似度：50.00%篇名： 第 1 章 绪论 1 332.相似度：81.58%篇名： 第 2 章 双离合式货车变速器设计方案的选择 333.相似度：61.11%篇名： 第 2 章货车自动变速器设计方案的选择 10 334.相似度：83.33%篇名： 第 3 章 变速器主要参数的设计计算 335.相似度：5.47%篇名： 第 3 章 变速器主要参数的设计计算 14 336.相似度：5.47%篇名： 第 4 章 变速器齿轮的材料选择及校核计算 25 337.相似度：83.33%篇名： 第 5 章 变速器轴和轴承的设计及校核计算 338.相似度：5.47%篇名： 第 5 章 变速器轴和轴承的设计及校核计算 34 339.相似度：5.47%篇名： 第 6 章 同步器的确定 340.相似度：5.47%篇名： 第 6 章 同步器的确定 72 341.相似度：89.47%篇名： 等优点，此外，各中间挡位因为只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。 342.相似度：77.63%篇名： 等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小 343.相似度：5.47%篇名： 综上所述内容，本次设计的变速器换档方式采用锁环式同步器。 344.相似度：5.47%篇名： 背面的槽里有三个金属滑块和销，每个销的下部有相应的压簧，用来使定位销的球面突 345.相似度：36.84%篇名： 自动脱档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 346.相似度：76.92%篇名： 表 1.1 各种变速器市场占有率 347.相似度：5.47%篇名： 表 3.1 任务书给定参数 348.相似度：75.00%篇名： 表 3.2 汽车变速器齿轮的法向模数（mm） 349.相似度：87.88%篇名： 表 3.3 汽车变速器常用齿轮模数（mm） 350.相似度：60.00%篇名： 表 3.4 各齿轮基本参数 351.相似度：26.67%篇名： 表 4-2 各齿轮强度 352.相似度：5.47%篇名： 表 4.1 变速器齿轮的许用接触应力 353.相似度：16.67%篇名： 设计中考虑到降低成本取相同的 b 取 7mm。 354.相似度：68.42%篇名： 设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。 355.相似度：59.68%篇名： 设计时所选模数应符合国标 GB1357-78 规定（表 3.2）并满足强度要求。 356.相似度：68.42%篇名： 证啮合件在同步状态下（即角速度相同）换档的缺点，现已很少使用。得到广泛使用的 357.相似度： 88.16%篇名： 负荷作用下， 轴会产生过大的变形， 影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低 358.相似度：5.47%篇名： 距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。 359.相似度：48.68%篇名： 车机械式自动变速器既继承了手动变速箱传动效率高、安装空间紧凑、重量轻、价格便 360.相似度：5.47%篇名： 轴及倒挡轴与倒档输出轴中心距均为 63mm. 361.相似度：5.47%篇名： 轴向尺寸大，多用于后驱车上，对于双输出轴式和三输出轴式由于轴向尺寸小多用于发 362.相似度：61.84%篇名： 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 363.相似度：48.68%篇名： 轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。它的结构简单、轮廓尺寸小和容易布置 364.相似度：63.16%篇名： 轴的尺寸还与齿轮、轴承花键标准等有一定联系，需要根据具体情况，参照轴承、花键标准进行修正。 365.相似度：89.19%篇名： 轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。 366.相似度： 69.12%篇名：轻型货车机械式自动变速器(DCT)是一种机械式自动变速器，它保持了 AMT 的各 367.相似度：71.05%篇名： 轻型货车机械式自动变速器具有高效率和舒适性，自从问世以来，已经取得了巨大的市 368.相似度：65.79%篇名： 轻型货车机械式自动变速器是一种机械式自动变速器，采用液压以及电子系统控制档位 369.相似度：78.95%篇名： 过高，互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。在汽车变速器齿轮中，胶合损坏情况不多。 370.相似度：64.47%篇名： 运转平稳、作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，工作时有轴向力，这对轴承不 371.相似度：60.53%篇名： 选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低 372.相似度：5.47%篇名： 通常根据齿轮模数 m(mn)的大小来选定齿宽 373.相似度：56.34%篇名： 通常，变速器的挡数可在 320 个挡位范围内变化。通常变速器的挡数在 6 挡以下， 374.相似度：39.47%篇名： 速器的结构合理性得到了进一步的完善。直接换挡自动变速器是现今比较先进的变速器 375.相似度：5.47%篇名： 配实现了上述目的，而齿轮搭配的变换就只有靠脚踩离合手拉挡杆来实现，这就是所谓 376.相似度：89.06%篇名： 采用啮合套或同步器换档时，其接合齿的工作宽度初选时可取为 24mm。 377.相似度： 78.95%篇名：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 378.相似度：80.95%篇名： 附录 A 外文文献原文 81 379.相似度：5.47%篇名： 附录 B 外文文献中文翻译 84 380.相似度：39.47%篇名： 随着市场对于车辆平顺舒适、高效节能的要求不断升级，轻型货车公司和博格华纳携手 381.相似度：5.47%篇名： 首先依据任务书中给定的汽车基本参数，算出变速器的主减速比，之后在计算出最低挡 382.相似度：5.47%篇名： 齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素也很多，下述几点为择时原则： 383.相似度：43.06%篇名： 齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图 2.2c 所示。这种方案比较有效，应用较多。 384.相似度：26.67%篇名： （1）变速器基本参数的计算。包括变速器滚动半径的近似计算、传动比的范围计算、 385.相似度：41.18%篇名： （1）扭转减振系统 386.相似度：58.67%篇名： （2）变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择； 387.相似度：33.33%篇名： （2）离合器系统 388.相似度：70.59%篇名： （2）锥面半锥角 389.相似度：77.27%篇名： （3）摩擦锥面平均半径 R 390.相似度：72.22%篇名： （4）锥面工作长度 b 391.相似度：80.56%篇名： （5）同步器的主要参数的确定与选择； 392.相似度：78.95%篇名： （5）同步环径向厚度 393.相似度：76.47%篇名： （5）求当量动载荷 394.相似度：70.59%篇名： （6）求当量动载荷 395.相似度：8.89%篇名： （a）干式 （b）湿式 396.相似度：50.00%篇名： ，同时也是将来变速器发展的一个方向和趋势。通过这次设计，对双离合式自动变速器 397.相似度：61.84%篇名： ，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种： 全文简明报告： 目 录 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 绪论 . 3 1.1 课题研究的目的和意义 . 3 1.2 课题国内外研究现状 . 3 1.3 双离合式货车自动变速器的结构特点及工作原理 . 6 1.3.1 双离合式货车自动变速器的结构特点 . 6 1.3.2 双离合式货车自动变速器的工作原理 . 9 1.4 课题研究的主要内容与技术路线 . 11 第 2 章货车自动变速器设计方案的选择 . 12 2.1 变速器传动机构分析和布置方案的确定. 12 2.1.1 两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析 . 12 2.1.2 变速器倒档布置方案分析 . 13 2.2 变速器零、部件结构方案分析确定 . 14 2.2.1 齿轮形式 . 14 2.2.2 变速器自动脱档机构形式分析 . 14 2.3 本章小结. 15 第 3 章 变速器主要参数的设计计算 . 15 3.1 变速器各档传动比确定 . 15 3.1.1 设计的给定参数 . 15 3.1.2 主减速比的确定 . 16 3.1.3 变速器一档传动比的确定 . 16 3.1.4 变速器各档传动比的确定 . 18 3.2 变速器中心距的确定 . 19 3.3 变速器的齿轮参数的确定 . 20 3.3.1 齿轮模数 . 20 3.3.2 压力角及螺旋角 . 20 3.3.3 齿宽 . 21 3.3.4 齿顶高系数 . 21 3.3.5 齿轮的修正 . 21 3.4 变速器各档齿轮齿数的分配 . 22 3.4.1 确定各档齿轮齿数及其参数 . 23 3.5 本章小结. 26 第 4 章 变速器齿轮的材料选择及校核计算 . 27 4.1 齿轮的材料选择 . 27 4.1.1 齿轮的失效形式 . 27 4.1.2 齿轮的常用材料及材料的选择 . 28 4.2 齿轮的强度计算 . 28 4.2.1 轮齿的弯曲应力 . 28 4.2.2 轮齿接触应力 . 30 4.2.3 各档齿轮的强度计算校核 . 31 4.3 本章小结. 35 第 5 章 变速器轴和轴承的设计及校核计算 . 35 5.1 轴的设计. 35 5.1.1 轴的功用及其设计要求 . 35 5.1.2 轴的尺寸 . 35 5.2 轴的刚度验算 . 36 5.2.1 轴刚度计算公式 . 36 5.2.2 一档主动齿轮处轴的刚度计算 . 37 5.2.3 一挡从动齿轮处轴的刚度校核 . 39 5.2.4 二档主动齿轮处轴的刚度计算 . 41 5.2.5 二挡从动齿轮处轴的刚度校核 . 42 5.2.6 三档主动齿轮处轴的刚度计算 . 43 5.2.7 三挡从动齿轮处轴的刚度校核 . 45 5.2.8 四档主动齿轮处轴的刚度计算 . 46 5.2.9 四挡从动齿轮处轴的刚度校核 . 47 5.2.10 五档主动齿轮处轴的刚度计算 . 49 5.2.11 五挡从动齿轮处轴的刚度校核 . 50 5.2.12 六档从动齿轮处轴的刚度计算 . 53 5.2.13 倒挡的刚度校核 . 55 5.3 轴的强度计算 . 59 5.3.1 实心输入轴的强度校核 . 59 5.3.2 一挡输出轴段的强度校核 . 61 5.3.3 空心输入轴的强度校核 . 63 5.3.4 倒档轴的强度校核 . 64 5.3.5 倒挡输出轴段的强度校核 . 66 5.4 轴承的选择及校核 . 68 5.4.2 一挡输出轴承的校核 . 70 5.4.3 倒挡轴轴承的校核 . 71 5.4.4 倒挡时输出轴承的校核 . 72 5.5 本章小结. 73 第 6 章 同步器的确定 . 73 6.1 锁环式同步器 . 74 6.2 本章小结. 77 结论 . 77 参考文献 . 78 致谢 . 80 附录 . 错误错误!未定义书签。未定义书签。 附录 A 外文文献原文 . 错误错误!未定义书签。未定义书签。 附录 B 外文文献中文翻译 . 错误错误!未定义书签。未定义书签。 I 摘摘 要要 本设计是轻型货车自动变速器的六挡齿轮变速器设计，根据前期的资料收集，可以了解到直接换挡结构上的特点和其传动原理，根据收集的资料直接换挡自动变速器大体可分为三种结构形式，分别为单输出轴式、双输出轴式、三输出轴式。对于单输出轴式由于轴向尺寸大，多用于后驱车上，对于双输出轴式和三输出轴式由于轴向尺寸小多用于发动机前置前驱上。本文设计研究了三输出轴式六挡齿轮变速器，其目的主要是将汽车设计材料力学、机械设计、机械制图等相关知识的有机结合、熟练运用。对变速器中的相关部件进行设计计算，用 AutoCAD 软件绘制装配图和零件图等。设计过程完成以下内容：撰写变速器的研究现状和发展趋势，了解国内外变速器的发展现状。结合收集的资料选着传动方案，明确所设计变速器的结构特点及工作原理。结合任务书中的轻型货车进行齿轮的设计计算，包括齿轮基本参数计算以及齿轮的强度校核计算。轴和轴承的设计计算，包括轴的刚度校核和强度校核。强度校核要画出相应的弯矩、扭矩图。对同步器的工作原理、设计过程及选择方法进行阐述，以便选择合适的同步器。 关键词：齿轮变速器；自动变速器；轴；齿轮；变位系数 II ABSTRACT This design is the design of the six gear gear transmission for the automatic transmission of the light truck. According to the previous data collection, we can understand the characteristics and the transmission principle of the direct shift structure. According to the collected data, the direct shift automatic transmission can be divided into three structural forms, which are divided into single output shaft type and double output shaft type. Three output shaft type. For the large axial size of the single output shaft, and for the rear drive, the double output shaft and the three output shaft are much smaller for the front drive of the engine, because the axial size is small. The three output shaft type six gear gear transmission is designed and studied in this paper. The purpose of this paper is to combine the related knowledge of automobile design materials mechanics, mechanical design, mechanical drawing and so on. Design and calculate the relevant parts of the transmission, and use AutoCAD software to draw assembly drawings and parts drawings. The design process completes the following contents: writing the research status and development trend of the transmission, and understanding the development status of the transmission at home and abroad. The transmission scheme is selected according to the collected data, and the structural characteristics and working principle of the designed transmission are clearly defined. The design and calculation of gears are carried out in light duty trucks in the task book, including the calculation of the basic parameters of gears and the checking of the strength of gears. The design and calculation of shaft and bearing include the rigidity checking and strength checking of the shaft. Strength check should draw corresponding bending moment and torque diagram. The working principle, design process and selection method of synchronizer are described in order to select suitable synchronizer. Key words: dual- clutch;gear transmission ;automatic transmission ;axis;gear ;variable coefficient ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 3/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 第第 1 章章 绪绪 论论 1.1 课题研究的目的和意义课题研究的目的和意义 轻型货车机械式自动变速器是一种机械式自动变速器，采用液压以及电子系统控制档位的变换，能够有效的缩短换档时间，有效提高换档品质。而且这种换档方式也可以方便的应用于小型货车车辆，具有优异的性能和广阔的应用前景，是一种很新的技术轻型货车机械式自动变速器既继承了手动变速箱传动效率高、安装空间紧凑 、 重量轻 、 价格便宜等许多优点 ， 而且实现了换档过程的动力换档，即在换档过程中不中断动力，在换档过程中，发动机的动力始终不断的被传递到车轮，所以这样完成的换档过程为动力换档。车辆实现了动力换档过程，将大大提高换档舒适性，同时也保证车辆具有良好的燃油经济性，使车辆油耗和排放等方面得到改善，所以对节能减排具有重大意义。通过对双离合式货车自动变速器设计过程的了解，使我对其结构形式原理都有了深刻的认识，同时也对变速器的发展进以及发展形势程有了一定的了解，这也能锻炼我独立思考和绘图的能力，在变速器的设计过程中，变速器的基本参数的选择是十分重要的，因为这些与汽车的动力性，经济性，行驶稳定性等都是密切相关的，通过对双离合式自动变速器的设计让我更加的了解变速器参数的选择过程对汽车性能的影响，变速器的设计是一个复杂的过程，所以这对设计者有着较高的要求，同时也使我对双离合式自动变速器的设计过程以及设计方法有了一定的认识。 1.2 课题国内外研究现状课题国内外研究现状 现今的汽车变速器发展的十分迅速，各大公司纷纷推出新的产品，但是变速器技术的每次革新都与汽车相关科学的发展密切相关，计算机技术,先进制造技术，机械自动化技术，模拟仿真材料科学等都为变速器的发展提供了有力的保障，同时变速器的发展也为相关科学技术提出了更高的要求。 1894 年，一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器至今，汽车变速器已经经过了一百多年的发展。变速器，英文 Transmission，作为汽车重要的组成部分，是承担放大发动机扭矩，实现理想动力传递，从而适应各种路况实现汽车行驶的主要装置。从最初采用侧链传动到手动变速器，及至液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再到现在无级自动变速器的普及，在汽车工业技术不断前进的同时，变速器也向着更平顺、更 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 4/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 省油、更富驾驶乐趣的方向不断发展。直至双离合自动变速器的出现，变速器技术又伴随着速度和梦想，迈向了一个全新的高度3。 人们所熟知的变速器一般有手动变速器和自动变速器。传统的变速器利用不同的齿轮搭配实现了上述目的，而齿轮搭配的变换就只有靠脚踩离合手拉挡杆来实现，这就是所谓的手动变速器。为实现轻松换挡，取消离合脚踏和手动挂挡的 AT(AutomaticTransmission)变速器出现了，它主要利用液力变扭器配合传统机械齿轮箱实现换挡功能。人们通常所说的自动变速汽车就是使用了这种 AT。 随着市场对于车辆平顺舒适、高效节能的要求不断升级，轻型货车公司和博格华纳携手突破技术界限，打造出了一款换档平顺动感，大幅度减少能耗，且能够配合于大扭矩，大排量发动机的变速器直接换挡自动变速器双离合自动变速器。 轻型货车机械式自动变速器(DCT)是一种机械式自动变速器，它保持了AMT 的各种优点，但其动力传递通过两个离合器联结两根输入轴，相邻各档的被动齿轮交错与两输入轴齿轮啮合，配合两离合器的控制，能够实现在不切断动力的情况下转换传动比，从而缩短换档时间，有效提高换档品质。而且这种换档方式也可以方便的应用于混合动力车辆，具有优异的性能和广阔的应用前景，是一种很新的技术 。轻型货车机械式自动变速器既继承了手动变速箱传动效率高、安装空间紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点，而且实现了换档过程的动力换档，即在换档过程中不中断动力，保留了 AT,CVT 等换档品质好的优点，这对电控机械式自动速器来说，是一个巨大的进步1。 轻型货车机械式自动变速器具有高效率和舒适性，自从问世以来，已经取得了巨大的市场。开发双离合自动变速器技术的核心就在于双离合器模块、扭振减震器模块和控制模块的技术。这些模块是轻型货车机械式自动变速器中的关键零部件，是这种先进的自动变速器的心脏和大脑。2003年世界首款轻型货车机械式自动变速器投放市场，使用的就是美国博格华纳公司生产的模块。目前双离合变速器的核心技术掌握在美国博格华纳(BorgWarner)和德国舍弗勒(Schaeffler)集团手中。博格华纳是轻型货车第一代六速直接换挡自动变速器（轻型货车的 DCT）关键技术的提供者，为轻型货车直接换挡自动变速器提供湿式双离合。轻型货车推出了新一代干式七速双离合变速器，由德国舍弗勒集团旗下的 LucK 公司提供。 2003 年初率先在 GolfR32 和 AudiTT3.2 两款车型上使用。博格华纳因其产品创新和加工精细而赢得了 2005 年度北美供应商超级大奖。双离合器自动变速技术使得手动变速器具备自动性能，同时大大改善了汽车的燃油经济性，应用该技术可以保证变速器在换档时消除汽车动力中断现象。 DCT 工作时，车辆先以某个与一个离合器相连的档位运行，车辆自动变速器电控单元可以根据相关传感器的信号判断即将进入工作的与另一个离 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 5/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 合器相连的下一档位，因该档位还未传递动力，故指令液压控制电磁阀十分方便的控制换档执行机构，预先啮合这一档位，在车辆运行达到换档点时，只需要将正在工作的离合器分离，同时将另一个离合器接合，则使汽车以下一个档位行驶。在换档过程中，发动机的动力始终不断的被传递到车轮，所以这样完成的换档过程为动力换档。车辆实现了动力换档过程，将大大提高换档舒适性，同时也保证车辆具有良好的燃油经济性，使车辆油耗和排放等方面得到改善1。 早在上世纪 80 年代，汽车工程界就弄出了一个双离合系统变速器，简称直接换挡自动变速器 （英文全称：Direct Shift Gearbox） ，装配在赛车上，能消除换档离合时的动力传递停滞现象。例如 布加迪 EBl6.4 Veyron 的新型 7 速变速器是装置了双离合器，从一个档位换到另一个档位，时间不会超过 0.2 秒。现在，这种双离合器已经从赛车应用到一般跑车上。奥迪汽车公司的新型奥迪 TT 跑车和新奥迪 A3 都已经装置了这种直接换挡自动变速器。这些汽车装配直接换挡自动变速器的目的是可以比自动变速器更加平顺地换档，不会有迟滞现象。 到了 20 世纪 90 年代末期，轻型货车公司和博格华纳携手合作生产第一个适用于大批量生产和应用于主流车型的 DualTronic(R) 技术双离合变速器，称之为直接换挡自动变速器。博格华纳公司通过使用新的电子液压元件使 DCT 变成了实用性很强的变速器。2002 年，直接换挡自动变速器应用在德国轻型货车高尔夫 R32 和奥迪 TT V6 上。2003 年，其相继推广到高尔夫等其他车型上。 在我国汽车市场规模的高速增长的情况下，汽车关键零部件进入高速发展期。变速器作为汽车动力总成的重要组成部分，也得到了很大的发展，自动变速器，自从1939年被美国通用汽车公司首次在轿车上应用，至今已经成为全球汽车业的主流选择。目前在产业化过程中实际得到应用的自动变速器主要有四种类型：液力自动变速器 （AT） 、机械自动变速器（AMT）、无极变速器（CVT）、双离合自动变速器（DCT）。四类自动变速器关键技术相似，各有特色部件，制造难易程度不同，使用性能各有优缺点，适应不同的细分市场。现今，日本多倡导CVT，北美市场则是AT占主导，在欧洲则是DCT被大量采用。上汽与GIF科技公司合作开发DCT，正是采用技术合作联合开发的模式。而GIF公司针对我国汽车市场对节能环保小排量车的需求，又通过其独资企业GRC吉孚动力技术（中国）有限公司将专门为经济型小车设计的KRG变速器技术带到中国市场，希望寻找整车厂进行技术合作。这种变速器由于没有液压装置，成本可以降低一半，同时又可以满足降低油耗和二氧化碳排放的要求，是非常适合小型车的自动变速器。表1.1 为对各型变速器在欧洲市场占有率的预估。 表 1.1 各种变速器市场占有率 变速器型式 市场占有率 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 6/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 2000年 2010年 AT 11.9% 25% CVT 0.5% 5% MT 87% 45% AMT 0.6% 12% DCT 0% 13% 我国汽车工业起步较晚，现在的生产线也多以生产手动挡变速器为主，高档的自动变速器主要依靠进口，而生产DCT变速器可以充分利用原有手动变速器的生产设备，新增投资较少，比较适合我国国情4。 1.3 双离合式货车自动变速器的结构特点及工作原理双离合式货车自动变速器的结构特点及工作原理 1.3.1 双离合式货车自动变速器的结构特点 DCT 主要包括带扭转减振器的湿式离合器系统 、 按 DCT 工作原理配置的变速器及换挡系统和相应的控制系统。 （1）扭转减振系统 由于在 DCT 中没有使用液力变矩器等可以吸收系统振动的元件，所以需要采用扭转减振器来吸收系统的扭转振动。 在 DCT 系统中，可以采用普通的单级或多级扭转减振器，其安装位置在发动机飞轮与 DCT 动力输入部件之间，因此需要将飞轮的转动惯量与 DCT 动力输入件的惯量综合匹配，并确定系统的扭转刚度来设计扭转减振器。 但是，为了使整车实现更高的舒适性，可以将扭转减振系统设计为带有双质量飞轮式的扭转减振器，这样可以非常有效地控制汽车动力传动系的扭转振动及噪声。与传统的离合器从动盘式扭转减振器相比，双质量飞轮式扭转减振器还可加大减振弹簧位置半径，降低减振弹簧刚度并允许增大转角，不仅在常用车速范围内的减振和隔振效果好，而且对怠速噪声也能实现更有效的控制，堪称高效能广谱减振器。装备这种减振器的德国 BMW324D 汽车曾被称之为“世界上最安静的柴油车”。图 1.1 分别为采用传统减振器与采用双质量飞轮式扭转减振器时变速器后端振动加速度的比较2。 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 7/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 1.1 变速器后端振动加速比较 （2）离合器系统 在 DCT 中，既可以采用干式离合器，也可以采用湿式离合器，但两者的工作特性存在较大的差别。 干式离合器可以通过压板和飞轮吸收较大热量，对滑磨产生热量的速度不敏感，但因为空气散热较慢，热量不易在短时间内散发出去，因此它受滑磨产生的总热量的限制 。 干式离合器适于在短时间内结合 ， 这样滑磨时间短 ， 产生热量少。其滑磨功特性曲线如图 1.2（a）所示2。 湿式离合器用油冷却摩擦片，它受限于产生热量的速度，但不受产生的总热量的限制，所以适用于离合器结合过程中压力逐步增加、发热速度较慢的场合。其滑磨功特性如图 1.2（b）,所示。在设计中可以选用较小的离合器储备系数，并控制加压油缸的油压增长速度，使摩擦扭矩逐步增加。 另外，干式离合器的结构尺寸较大，特别是轴向尺寸长，这样，在车上布置2 个干式离合器，而且还要布置 2 个离合器的操纵机构时需要的空间很大并且，在离合器片磨损后，需要定期更换摩擦片。这都给 DCT 采用干式离合器带来了困难。 相对而言，在DCT中使用湿式离合器更具有优势：其传递扭矩大，可以通过增加摩擦片数来提高摩擦扭矩；结构布置方便，摩擦片磨损均匀，使用中不需要专门调整摩擦片间隙；可以较容易的通过控制湿式离合器的工作压力来控制其传递扭矩的大小，实现动力传动系统的扭矩控制。类似于变扭器，湿式多片式离合器是利用液压压力来驱动齿轮。当离合器结合时，离合器活塞内的液压使一组螺旋弹簧零件受力，这将驱使一组离合器盘和摩擦盘压在固定的压力盘上，油压的建立是由变速箱控制器指令电磁阀来控制的。摩擦片内缘处有内花键齿，以便与离合器鼓上的外花键相啮合。离合器鼓与齿轮组相连，这样就可以接受传递过来的力。为分离离合器，离合器活塞中的液压就会降低，在弹簧的作用下，离合器 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 8/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 就会分开。奥迪的直接换挡自动变速器变速箱在湿式多片式离合器中既有小的螺旋弹簧也有大的膜片弹簧。双离合器变速箱(DCT)中有2个离合器，他们的工作状态是相反的，不会发生2个离合器同时接合的情形。 （a）干式 （b）湿式 图 1.2 干式、湿式离合器产生的滑磨功 （3）液压控制系统 DCT 的液压控制系统主要负责接受电控系统的控制指令，对离合器和变速器的换挡机构进行操纵。液压控制系统主要包括：双离合器控制部分、换挡机构控制部分和冷却部分。 双离合器控制部分是通过对离合器油缸充入和释放高压油来实现离合器的分离和接合的。离合器油缸通过直接使用电磁阀或采用电磁阀做先导阀进行动作控制，并且也可以使用线性电磁阀对离合器接合实现压力控制，这对实现动力传动系统的扭矩控制有利。 双离合器变速箱(DCT)的档位切换是由档位选择器来操作的，档位选择器实际上是个液压马达，推动拨叉就可以进入相应的档位，由液压控制系统来控制它们的工作。以一个典型的6档双离合器变速箱(DCT)为例，液压控制系统中有6个油压调节电磁阀 ， 用来调节2个离合器和4 个档位选择器中的油压压力 ， 还有5 个开关电磁阀，分别控制档位选择器和离合器的工作。 在 DCT 中，必须实现换挡过程的自动化，这就要增加自动换挡机构来完成换挡任务。通常使用多个换挡油缸直接控制每一个同步器，其控制过程与 AMT类同。 （4）电子控制系统 DCT 的电子控制系统负责采集车辆运行信息、驾驶员的操作指令，实时在线的对车辆的运行状态进行综合处理和判断，并控制 DCT 的运行。同时，电控系统还要负责与发动机电控单元以及其它系统的电控单元协调工作。图 1.3 为电子控制系统框图2。 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 9/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 1.3 DCT 电子控制系统框图 1.3.2 双离合式货车自动变速器的工作原理 双离合器变速箱使用两个离合器，但没有离合器踏板。最新的电子系统和液压系统控制着离合器 ， 正如标准的自动变速箱中的一样 。 在双离合器变速箱中 ，离合器是独立工作的。一个离合器控制了奇数档位(如：1 档、3 档、5 档和倒档)，而另一个离合器控制了偶数档位(如：2档、4档和6档)。使用了这个布局，由于变速箱控制器根据速度变化，提前啮合了下一个顺序档位，因此换档时将没有动力中断。其中最具创意的核心部分是双离合器和机械部分变速箱中的两轴式的输入轴。这个精巧的两轴式结构分开了奇数档和偶数档。不象传统的手动变速箱将所有档位集中在一根输入轴上，双离合器变速箱(DCT)将奇数档和偶数档分布在两根输入轴上。 以6档变速箱为例，内部输入轴上安装了1档、3档、5档和倒档的齿轮，外部输入轴上安装了2档、4档和6档的齿轮。这使得快速换档成为可能，维持了换档时的动力传递。标准的手动变速箱是做不到这点的，因为它必须使用一个离合器来控制所有的奇数档和偶数档。以直接换挡自动变速器变速箱为例，简单介绍双离合器变速箱(DCT)的工作过程：在 1 档起步行驶时，动力传递路线如下图中直线和箭头所示，外部离合器接合，通过内部输入轴到1 档齿轮，再输出到差速器。同时，图中虚线和箭头所示的路线是2 档时的动力传输路线，由于离合器2是分离的，这条路线实际上还没有动力在传输，是预先选好档位，为接下来的升档做准备的。当变速器进入2 档后，退出1 档，同时3 档预先结合。所以在直接换挡自动变速器 变速器的工作过程中总是有2 个档位是结 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 10/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 合的，一个正在工作，另一个则为下一步做好准备如图1.4所示。直接换挡自动变速器变速器在降档时换挡过程同升挡过程。直接换挡自动变速器变速器的升档或降档是由变速箱控制器(TCU)进行判断的，踩油门踏板时，变速箱控制器(TCU)判定为升档过程，作好升档准备；踩制动踏板时，变速箱控制器(TCU)判定为降档过程，作好降档准备。一般变速器升档总是一档一档地进行的，而降档经常会跳跃地降档，直接换挡自动变速器 变速器在手动控制模式下也可以进行跳跃降档。在跳跃降档时，如果起始档位和最终档位属于同一个离合器控制的，则会通过另一离合器控制的档位转换一下，如果起始档位和最终档位不属于同一个离合器控制的，则可以直接跳跃降至所定档位。 图 1.4 DCT 变速器 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 11/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 1.4 课题研究的主要内容与技术路线课题研究的主要内容与技术路线 我在设计中以江淮骏铃轻卡车型为参考，采用了锁环式同步器的换档。在设计中，除了对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了汽车设计、机械制图、机械设计、材料力学等知识，对变速器的重要零件轴和齿轮进行受力分析，由于变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面点蚀、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。故对对齿轮进行了弯曲疲劳强度校核和接触疲劳强度校核，对于轴来说，变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，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，对轴的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响，因此要对变速器的轴进行了强度和刚度校核，同时也要考虑零件选择合理的工程材料和热处理方法，使其获得良好的力学性能，同时确定同步器的主要参数，选择同步器。查阅相关资料，了解直接换挡自动变速器变速器的结构特点以及其总体的布置形式，综合各种布置形式，结合任务书中的数据以及参考车型确定变速器的总体布置方案， 本次设计主要是依据参考的轻型货车系 02E 直接换挡变速器，通过对变速器各组成部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动 6 挡变速器。本次设计的主要内容： （1）变速器基本参数的计算。包括变速器滚动半径的近似计算、传动比的范围计算、各档位传动比分配计算、初选中心距计算、确定中心距计算、各档齿轮齿 数的分配、齿轮参数计算； （2）变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择； （3）变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度校核、刚度计算； （4）变速器轴承的选择及校核； （5）同步器的主要参数的确定与选择； ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 12/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 第第 2 章章 双离合式货车变速器设计方案的选双离合式货车变速器设计方案的选择择 2.1 变速器传动机构分析和布置方案的确变速器传动机构分析和布置方案的确定定 由于直接换挡自动变速器实际是在传统的机械式变速器的基础上结合双离合技术实现自动换挡的变速器，可将直接换挡自动变速器拆分为机械式变速器和双离合器两部分。故其变速器部分设计方法同机械式变速器，而机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括齿轮副的数目、齿轮的转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。 通常，变速器的挡数可在 320 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，能够改善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，并且是轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且相邻挡位之间的比值在 1.8 以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频率高，所以又要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。今年来，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 45 个挡位的变速器，发动机排量大的乘用车多用 5 个挡。商用车变速器采用 45 个挡或是多挡。载质量在 2.03.5t 的货车采用五挡变速器，载质量在4.08.0t 的货车采用六挡变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野车上 。 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。最高挡通常是直接挡，传动比为 1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.70.8。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（这里取最大爬坡度为 16.7）、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的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在 3.04.5 之间，总质量轻些的商用车在 5.08.0 之间，其他商用车则更大。 2.1.1 两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析 直接换挡自动变速器的机械变速器部分与两轴式和中间轴式变速器的结构上是不同的，但直接换挡自动变速器中齿轮布置、轴的设计计算均可借鉴于两轴轴式和中间轴变速器，所以在这里要简单的了解一下两轴及中间轴式变速器的特点。 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 13/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 1 两轴式变速器 固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。它的结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间挡位因为只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传动比取值上限也受到较大限制，但这一缺点可以通过减小各高挡传动比同时增大主减速比来消除。还有，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出州的转动方向相同。 2中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上 。 其特点是 ： 变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体 。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档，变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达 90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其他前进档位工作时 ， 变速器传递的动力需要经过设置在第一轴 、 中间轴和第二轴之间的距离 （中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除了一档以外的其他档位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一档也采用同步器或结合套换挡，还有各档同步器或结合套多数情况下装在第二轴上17。 2.1.2 变速器倒档布置方案分析 与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案；也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作；而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒档传动比略有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒档。 图 2.1 为常见的倒档布置方案。图 2.1b 所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图 2.1c 所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理 。 图 2.1d 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮 ， 换档更为轻便，且能获得较大的倒档传动比。图 2.1e 所示方案针对图 2.1c 所示方案的缺点做了修改，因而取代了图 2.1c 所示方案。图 2.1f 所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2.1g 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 14/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图 2.1h 所示方案。其缺点是一、倒档须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 2.2 变速器零、部件结构方案分析确定变速器零、部件结构方案分析确定 图 2.1 倒档布置方案 2.2.1 齿轮形式 变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较,斜齿圆柱齿轮运转平稳、作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档17。 2.2.2 变速器自动脱档机构形式分析 自动脱档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，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种： 1将两接合齿的啮合位置错开，如图 2.2a所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的 13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱档。 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 15/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 2将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下 0.30.6mm），这样，换档后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住 ， 从而阻止自动脱档， 如图 2.2b 所示。 3将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角 （一般倾斜 23） ，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图 2.2c 所示。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档的效果16。 a） b) c) 图 2.2 防止自动脱挡的机构措施 2.3 本章小结本章小结 本章主要针对变速器传动机构进行分析和布置方案方案的确定以及变速器零、部件的结构的确定，为总体设计提供必要依据。 第第 3 章章 变速器主要参数的设计计算变速器主要参数的设计计算 3.1 变速器各档传动比确定变速器各档传动比确定 3.1.1 设计的给定参数 选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 16/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑确定。对于本设计任务书中已给出挡位数目为 6 挡变速器。 根据现在任务书中提供的设计数据如表 3.1。 表 3.1 任务书给定参数 发动机最大输出功率 115KW 发动机最大扭矩 400N m 发动机最大扭矩转速 15002700RPM 发动机最大功率转速 3200RPM 汽车最高车速 110Km/h 轮胎类型与规格 205/55R16 额定载重 2000kg 3.1.2 主减速比的确定 (3.1) 式中； au汽车行驶速度（km/h） ； r 车轮滚动半径（m） ； gi 变速器传动比； 0i 主减速器传动比。 n发动机最大功率转速（r/min） 已知：最高车速maxau=maxav=110km/h；最高档为直接档，传动比6gi=0.8；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格205/55R16得到r=100024 .251655. 0205=0.31595m；发动机最大功率转速 n=pn=3200(r/min)发动机；得到主减速器传动比： 3.1.3 变速器一档传动比的确定 在选择最低档传动比时 ， 应根据汽车最大爬坡度 、 驱动车轮和地面的附着力 、0377. 0iirnuga72. 3377. 00aguinri ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 17/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑来确定。 汽车行驶方程式 (3.2) 汽车爬坡时车速不高，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。由最低稳定车速，最高挡通常是直接挡，传动比为1.0 ； 有的变速器最高挡是超速挡，传动比为 0.70.8 ，本设计取最高挡传动比为6gi=0.8 故有： 一般货车的最大爬坡度约为 30%，即max=16.7则由最大爬坡度要求的变速器 1 挡传动比为： 式中：G汽车载荷，； f道路附着系数，； rr驱动车轮的滚动半径， m； maxeT发动机最大转矩， N m 0i主减速比，72. 30i； T汽车传动系的传动效率，95. 0T。 将各数据代入公式： 根据驱动车轮与路面的附着条件： (3.3) 可求得变速器一档传动比为： dtdumGiuACGfriiTaDTg20emax15.21maxmax01maxsincosfmgriiTrTgeTergiTfGri0maxmaxmax1)sincos(84. 195. 072. 3400)7 .16sin7 .16cos015. 0(31959. 020000)sincos(0maxmaxmax1TerrgiTrfGri201maxGriiTrTge ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 18/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 (3.4) 式中：2G汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，在任务书中已给出前轴载荷为 8000N 附着系数，计算时取8 . 0； 将各数据代入上述公式得： 通过以上计算可得到 1.841gi2.6008，轿车变速器传动比变化范围是34，中、轻型货车约为 56，其他货车在 7 以上。所以在本设计中，取4 . 21gi。 3.1.4 变速器各档传动比的确定 变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数,实际上，汽车传动系各挡的传动比大体上是按等比级数分配的。按等比级数分配传动比的主要目的还在于充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性。当汽车需要大功率时，若排挡选择恰当，具有按等比分配传动比的变速器，能使发动机经常在接近外特性最大功率maxeP处的大功率范围内运转，从而增加了汽车的后备功率，提高了汽车的加速或上坡能力。 本设计变速器的最高档为超速挡 ， 其传动比为 0.8 ， 一档传动比初选为 2.4 ，中间各档的传动比按理论公式gngniiq11 （其中 n 为档位数）求得公比。 因为8 . 12457. 18 . 04 . 25151nggiiq，满足要求（挡数多少影响挡与挡之间的传动比比值，比值越大会造成换挡困难，一般认为比值不宜大于 1.71.8） 。所以： TergiTrGi0max216008. 295. 072. 322031595. 08 . 080000max21TergiTrGi4 .22457. 18 . 093. 12457. 18 . 055. 12457.18 . 054. 12457. 18 . 09966.02457. 18 . 08 . 055214432334322546566qiiqiiqiiqiiqiiiigggggggggggg ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 19/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 3.2 变速器中心距变速器中心距的确定的确定 中心距是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。 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，经验公式为： (3.5) 式中：AK中心距系数，乘用车： ，商用车： maxeT发动机的最大转矩(N m)； 1gi变速器一挡传动比； g变速器的传动效率，取 96%； 将各数代入式(4.9)中得 取 A=75mm 31maxggeAiTKA6 . 96 . 8KA3 . 99 . 8KAmm15.7496.7096. 04 . 22206 . 96 . 8331maxiTKAggeA ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 20/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 3.3 变速器的齿轮参数的确定变速器的齿轮参数的确定 3.3.1 齿轮模数 齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。 表 3.2 汽车变速器齿轮的法向模数（mm） 车型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量am/t 1.0V1.6 1.6V2.5 6.0am14.0 am14.0 模数nm/mm 2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00 设计时所选模数应符合国标 GB1357-78 规定（表 3.2）并满足强度要求。 表 3.3 汽车变速器常用齿轮模数（mm） 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.50 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量am在 1.814.0t 的货车为 2.03.5mm；总质量am大于 14.0t 的货车为 3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换档。 3.3.2 压力角及螺旋角 压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20 。 啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用 30压力角。 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要考虑它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 21/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 用过大的螺旋角，以 1525为宜；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。 3.3.3 齿宽 在选择齿宽时 ， 应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸 、 质量 、 齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加 。 选用宽些的齿宽 ， 工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜 ，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数 m(mn)的大小来选定齿宽 直齿mkbc，ck为齿宽系数，取为 4.58.0； 斜齿ncmkb ，ck取为 6.08.5。 采用啮合套或同步器换档时，其接合齿的工作宽度初选时可取为 24mm。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数ck可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取的稍大。 3.3.4 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80的短齿制齿轮。我国规定，齿顶高系数取为 1。 3.3.5 齿轮的修正 为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正的方法有三种： 1加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位； 2改变刀具的原始齿廓参数； 3改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 22/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。 3.4 变速器各档齿轮齿数的分配变速器各档齿轮齿数的分配 变速器的传动示意图见下图 3.1 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 23/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 3.1 变速器传动示意图 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。 取各挡的模数均为 2.75mm，压力角均为 20，螺旋角均为 20。 3.4.1 确定各档齿轮齿数及其参数 一档齿轮选用斜齿圆柱齿轮 ， 模数nm=2.75mm ， 压力角20螺旋角=20 先求其齿数和hz 斜齿: nhmAzcos2 =75. 220cos752=51.26 取整为 51 即1z15，2z51-15=36 一挡实际传动比为4 . 21536121gzzi ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 24/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 当量齿数为：08.18cos311zzv 38.43cos322zzv 总的边位系数为：1396. 0tan2)(21nttninvinvzzx 齿顶高变动系数：0035. 01361. 01396. 0nnyxy 由当量齿数和查表可得：4 . 01nx 2604. 012nnnxxx c o s2hnzmA =cos202361575. 2）（=74.6257mm 取整为A=75mm。 对一档齿轮进行变位： 端面压力角t： 端面啮合角,t： 54218993.21coscos0tttAA 中心距变动系数ny： 1361. 075. 26257.74750nnmAAy 017777. 01021invinvt 01977. 0)019583. 0019817. 0(54019583. 0tinv 变位系数之和nx： 1396. 0tan2nt21ninvinvzzxt 查变位系数线图得： 4 . 2153612zzu 4 . 01nx 2 6 0 4. 01n2nxxx 齿顶降低系数n： 0 0 3 5. 0nnnyxy 计算一档齿轮1z、2z参数： 分度圆直径： mmmzdn9 .4320cos75. 215cos11 mmmzdn35.10520cos75. 236cos22 10211729.2120cos20tancostantantnt ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 25/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 齿顶高： mmmyxhna84. 375. 2)0035. 04 . 01 (hnn1an1 mmmyxhna03. 275. 2)0035. 02604. 01 (hnn2an2 齿根高： mmmxchnf34. 275. 2)4 . 025. 01 (hn1an1 mmmxchnf15. 475. 2)2604. 025. 01 (hn2an2 齿全高： mmmych18. 675. 2)0035. 025. 02(2hnnan 齿顶圆直径： mmhdda58.5184. 329 .43211a1 mmhdda41.10903. 2235.105222a2 齿根圆直径： mmhddff22.3934. 229 .432111 mmhddff05.9715. 4235.1052222 节圆直径: mmddtt12.44cos/cos11 mmddtt88.105cos/cos22 其余各齿轮参数见下表 3.4 注：当 z1 与 z2 啮合时，节圆半径为 44.12mm。当 z1 与 z13 啮合时，节圆半径为 43.96mm。当 z7 与 z8 啮合时，节圆半径为 68.08mm。当 z7 与 z12 啮合时，节圆半径为 68.08mm。当 z18 与 z16 啮合时，节圆半径为 47.33mm。当 z18与 z17 啮合时，节圆半径为 69.38mm。或者通过各轴的中心距推算，也可算出z1、z7、z18 与齿轮啮合时的节圆半径。 一、二、三、四挡中心距为 75mm,五、六挡中心距为 74mm,倒挡输入轴与倒挡轴及倒挡轴与倒档输出轴中心距均为 63mm. 表 3.4 各齿轮基本参数 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 26/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 边位系数 xn 齿顶高ha mm 齿根高 hf mm 分度圆直径 d1 mm 齿顶圆直径 da mm 齿根圆直径 df mm 节圆直 径 d mm Z1 0.4 3.84 2.34 43.9 51.58 39.22 Z2 -0.2604 2.03 4.15 105.35 109.41 97.05 105.88 Z3 0.32 3.62 2.56 49.75 56.99 44.63 50 Z4 -0.1804 2.25 3.93 99.5 104 91.64 100 Z5 0.27 3.48 2.7 58.53 65.49 53.13 58.82 Z6 -0.1304 2.38 3.8 90.72 95.48 83.12 91.18 Z7 0.27 3.48 2.7 67.31 74.27 61.91 Z8 -0.1304 2.38 3.8 81.94 86.7 74.34 82.35 Z9 0.32 3.60 2.56 58.53 65.73 53.41 59.2 Z10 -0.0045 2.71 3.45 87.79 93.21 80.89 88.8 Z12 -0.0445 2.60 3.56 79.02 84.22 71.9 79.92 Z13 -0.3698 1.73 4.45 81.94 85.4 73.04 82.04 Z14 0.3 3.57 2.61 43.9 51.04 38.68 43.96 Z15 -0.2698 2.00 4.18 81.94 85.94 73.58 82.04 Z16 0.42 4.26 2.49 47.32 55.84 42.34 47.33 Z17 0.4 4.2 2.55 69.4 77.8 64.3 69.38 Z18 -0.4158 1.75 5 176.66 180.16 166.66 3.5 本章小结本章小结 首先依据任务书中给定的汽车基本参数，算出变速器的主减速比，之后在计算出最低挡以及最高挡的传动比，按汽车理论中介绍的等比级数分配法，对各档位的传动比进行分配；计算齿轮的基本参数，确定齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数，计算分度圆、齿顶圆、齿根圆、节圆；根据齿轮变位系数的选择原则，对各档齿轮进行变位。 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 27/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 第第 4 章章 变速器齿轮的材料选择及校核计算变速器齿轮的材料选择及校核计算 4.1 齿轮的材料选择齿轮的材料选择 4.1.1 齿轮的失效形式 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)、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。 1齿轮折断 轮齿折断有多种形式。在正常工况下，主要是齿根弯曲疲劳折断。因为在轮齿受载时，齿根处产生的弯曲应力最大，再加上齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用，当轮齿重复受载时，齿根处就会产生疲劳裂纹，并逐步扩展，致使轮齿疲劳折断。此外，在轮齿受到突然过载时，也可能出现过载折断或剪断；在轮齿经过严重磨损后齿厚过分减薄时，也会在正常载荷作用下发生折断，避免轮齿折断和提高轮齿抗折断能力的措施有限制齿根弯曲应力、增大齿根过渡圆角半径或降低表面粗糙度值以减小应力集中，提高齿心材料的韧性，在齿根处施行喷丸、 2齿面点蚀 齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。若以节圆为界，把齿轮分为根部及顶部两段，则靠近节圆的跟部齿面处 ， 较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重 ； 两个互相啮合的齿轮中 ，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面出现许多小麻点，而且由此使齿形误差加大，产生动载荷，也可能引起轮齿折断。 3齿面胶合 高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间滑动油模破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。在汽车变速器齿轮中，胶合损坏情况不多。 增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面强度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面强度，选择适当的齿面表面处理 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 28/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 方法和镀层等，是防止齿面胶合的措施。 4.1.2 齿轮的常用材料及材料的选择 齿轮常用材料为优质碳素钢、合金钢、铸铁、和非金属材料等。一般多用锻件，较大直径齿轮不宜锻造，需采用铸铁或铸钢。 齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素也很多，下述几点为择时原则： 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，故对齿轮材料也有不同的要求。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，而且齿面要硬，齿芯要韧。 2合理选择材料配对 如对硬度不大于 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，且两轮硬度差在 3050HBS。为挺高抗胶合性能，大小齿轮应采用不同刚好材料。 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，在进行切削加工即可；硬齿面齿轮常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢切齿后表面淬火，以获得齿面硬、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已加工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，不可磨齿，适用于内齿轮或无法磨齿的齿轮。 4.2 齿轮的强度计算齿轮的强度计算 与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支撑方式也基本一致 。 如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造 ， 采用剃齿或磨齿精加工 ，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比用于通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。 4.2.1 轮齿的弯曲应力 1直齿轮弯曲应力公式为： btyKKFfw1 式中：w弯曲应力(MPa)； 1F圆周力(N)，dTFg21； ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 29/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 gT计算载荷(N m)； d节圆直径(mm)； K应力集中系数，可近似取K=1.65； fK摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮fK=1.1，从动齿轮fK=0.9； b齿宽(mm)； t端面齿距(mm)，mt； m模数； y齿形系数，如图 4-1 所示。 图 4-1 齿形系数图 因为齿轮节圆直径mzd ，式中z为齿数，所以将上述有关参数代入式后得： yzKmKKTcfgw32 (4.1) 当计算载荷gT取作用到变速器第一轴上的最大转矩maxeT时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在 400850MPa 范围，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力取下限。 2斜齿轮的弯曲应力公式为 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 30/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 btyKKFw1 式中：1F圆周力(N)，dTFg21； gT计算载荷(N m)； d节圆直径(mm)，coszmdn，nm法向模数(mm)，z齿数， 斜齿轮螺旋角()； K应力集中系数，50. 1K； b齿面宽(mm)； t法向齿距(mm)，nmt； y齿形系数，可按当量齿数3coszzn在图 4-1 中查得； K重合度影响系数，0 . 2K。 将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为： KyKzmKTCngw3cos2 (4.2) 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩maxeT时 ， 对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350MPa 范围，对货车为 100250MPa 范围。 4.2.2 轮齿接触应力 bzjbFE11418. 0 (4.3) 式中：j轮齿的接触应力（MPa） F齿面上的法向力（N） ，)c o s( c o s1FF ； 1F端面内分度圆切向力，dTFg21； gT计算载荷(N m)； ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 31/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 d节圆直径(mm)； 节点处压力角()； 齿轮螺旋角()； E齿轮材料弹性模量(MPa)，E=5101 . 2 N mm-2； b齿轮接触实际宽度(mm)； z，b主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径(mm)， 其中：斜齿轮2cossinzzr，2cossinbbr； 直齿轮sinzzr，sinbbr。zr、 br主动及被动齿轮节圆半径(mm)。 将作用在变速器第一轴上的载荷2maxeT作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表 4.1。 表 4.1 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 j/MPa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 19002000 9501000 常啮合齿轮和高档 13001400 650700 4.2.3 各档齿轮的强度计算校核 1.计算一挡斜齿轮1z、2z的弯曲应力 1z=15，2z=36，1y=0.16，2y=0.19，T=220N m，=20，nm=2。75mm，cK=6.55 公式（4.2）得： KKymzKTcnw1311c o s2 =0 . 255. 616. 075. 21514. 350. 120cos100022023 =303.08MPa180350MPa KKymzKTcnw2322cos2 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 32/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 =0 . 255. 6139. 075. 23614. 350. 120cos4 . 2100022023 =347.71MPa180350MPa 一挡齿轮接触应力j NdTF4 .498612.44100022021 NFF14.5718)cos/(cos1 mmb18 M p aE5101 . 2 mmrzz318. 920cos/ )8993.21sin212.44(cos/ )sin(22 mmrbb36.2220cos/ )8993.21sin288.105(cos/ )sin(22 152. 004472. 01073. 011bz 由公式（4.3）得： MpabFEbzj32.133118152. 0101 . 25718418. 0)11(418. 05 13001400 2.计算主减速器16z、17z、18z齿轮的弯曲应力 对于16z、18z这对齿轮传动 mNT 220 20 mmmn75. 250. 1k16z=15，44.1716vz，18z=56，12.6518vz 16y=0.163，18y=0.126，cK=6.55 0 . 2k KKymzKTcnw1631616cos2 =0 . 215163. 031514. 350. 120cos100022023 =242.24MPa100250MPa ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 33/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 KKymzKTcnw318cos2 =0 . 21514. 035614. 372. 350. 120cos100022023 =279.52MPa180350MPa 对于1816 zz齿轮接触应力j NdTF72.1115533.474 .1000222021 NFF65.12482)cos/(cos1 mmb45 M p aE5101 . 2 mmrzz359. 918cos/ )9598.20sin233.47(cos/ )sin(22 mmrbb93.3418cos/ )9598.20sin266.176(cos/ )sin(22 1355. 00286286. 0106849. 011bz MpabFEbzj27.1174451355. 0101 . 265.12482418. 0)11(418. 05 13001400Mpa mNT 220 20 mmmn75. 250. 1k17z=22，57.2517vz，18z=56，12.6518vz 17y=0.166，18y=0.142，cK=6.55 0 . 2k KKymzKTcnw1731717cos2 =0 . 215166. 032214. 350. 120cos100022023 =236.51MPa180350MPa KKymzKTcnw318cos2 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 34/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 =0 . 215142. 035614. 355. 250. 120cos100022023 =276.98MPa180350MPa 对于1817 zz齿轮接触应力j NdTF3 .1109838.695 . 3100022021 NFF74.12492)cos/(cos1 mmb45 M p aE5101 . 2 mmrzz6867.1318cos/ )9078.20sin238.69(cos/ )sin(22 mmrbb8422.3418cos/ )9078.20sin266.176(cos/ )sin(22 10176. 00287. 007306. 011bz MpabFEbzj12.10184510176. 0101 . 274.12492418. 0)11(418. 05 13001400Mpa 由于其余齿轮计算过程如一挡计算过程，其余齿轮强度见表 4-2。 表 4-2 各齿轮强度 nZ 齿数 齿形系数 y 节圆dmm 齿宽bmm 节点处压力角 a 弯曲应力wMpa 接触应力jMpa 一挡 Z1 15 0.16 44.12 18 21.8993 302.08 1331.32 Z2 36 0.136 355.39 二挡 Z3 17 0.157 50 18 21.8993 271.63 1208.78 Z4 34 0.139 306.81 三挡 Z5 20 0.155 58.82 18 21.8993 233.87 1077.63 Z6 31 0.138 262.68 四挡 Z7 23 0.157 67.65 18 21.8993 200.77 984.59 Z8 28 0.136 232.27 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 35/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 五挡 Z9 20 0.162 59.2 18 22.7886 223.76 1059.59 Z10 30 0.147 246.59 六挡 Z7 23 0.163 68.08 18 22.7886 193.38 974.19 Z12 27 0.146 214.63 倒挡 Z1 15 0.162 43.96 18 21.3607 298.35 1405.05 Z13 28 0.126 384.28 Z14 15 0.153 43.96 590.73 1921.38 Z15 28 0.128 707.99 4.3 本章小结本章小结 本章首先介绍了齿轮的主要的失效形式以及防止齿轮失效的措施，以及齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各档齿轮的转矩。计算轮齿的强度，即计算齿轮的弯曲应力和接触应力。 第第 5 章章 变速器轴和轴承的设计及校核计算变速器轴和轴承的设计及校核计算 5.1 轴的设计轴的设计 5.1.1 轴的功用及其设计要求 变速器在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢的不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。 设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。 轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。 5.1.2 轴的尺寸 在已知中间轴式变速器中心距A时，可按以下公式初选轴直径： ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 36/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 各轴的最小直径 ：3minCnPd (5.1) 其中：mind轴的估算最小径 C计算常数，取决于轴的材料及受载情况，见表 6.1 P轴传递的功率（kW） n轴的转速 第一轴花键部分：3maxeTKd (5.2) 其中： K经验系数，6 . 40 . 4K maxeT发动机最大转矩 轴的尺寸还与齿轮、轴承花键标准等有一定联系，需要根据具体情况，参照轴承、花键标准进行修正。 已知maxeT=220N m 应用上述公式计算各轴尺寸： 对于实心轴第一轴花键部分直径3max312206 . 40 . 4Tkde=24.1527.77mm 取mmd261，630266dBDN花键规格为：； 对于空心轴的可根据剪应力进行计算： TTTaDTwT)1 (1643 Dd 可以选择 d=31mm D=40mm 775. 0 TTTMpaaDTwT83.27)775. 01 ()40(14. 3161000220)1 (164343 5.2 轴的刚度验算轴的刚度验算 5.2.1 轴刚度计算公式 若轴在垂直面内挠度为cf，在水平面内挠度为sf和转角为 ，可分别用式(5.3)、(5.4)、(5.5)计算 422r22r3aF643ELdbEILbaFfc (5.3) ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 37/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 422223aF643ELdbEILbaFftts (5.4) 43aF643ELdabbEILababFrr (5.5) 式中：rF齿轮齿宽中间平面上的径向力（N） ； tF齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ； E弹性模量（MPa） ，E=2.06105MPa； I惯性矩（mm4） ，对于实心轴，644dI；d轴的直径（mm） ，花键处按平均直径计算13； a、b齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm） ； L支座间的距离（mm） 。 轴的全挠度为2 . 022scfffmm。 (5.6) 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 cf=0.050.10mm， sf=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。 图 5.1 变速器输出轴的刚度变形简图 5.2.2 一档主动齿轮处轴的刚度计算 一挡主动齿轮受力位置图如 5.2，齿轮转角如图 5.3。 a b L Fr ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 38/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 5.2 轴的受力位置 图 5.3 齿轮转角 NdTFt8 .997212.441000220221N NFFntr77.386220cos/20tan8 .9972cos/tan11N NFFta8 .362920tan8 .9972tan11 根据两齿轮间的角度关系见图 5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 垂直方向：NFFtct38.69486155.44sin8 .99726155.44sin11 NFFrcr66.27493845.45sin77.38623845.45sin11 水平方向：NFFtst79.71536155.44cos8 .99721655.44cos11 NFFrsr27133845.45cos77.38623845.45cos11 合成：垂直受力：NFFFcrctc72.419866.274938.6948111 水平受力：NFFFsrsts79.9866271379.7153111 此时轴的受力位置图 5.2，由公式 5.3、5.4、5.5 得，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 39/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 mmmmEILbfs15. 010. 0028. 008.227)64/3814. 3(101 . 2377.19331.3379.98663aF452222s1 mmmmEILbFfrc10. 005. 0012. 008.227)64/3814. 3(101 . 2377.19331.3372.41983a4522221 mm2 . 0mm03. 021211scfff radEILabb000297. 008.227)64/3814. 3(101 . 23)31.3377.193(77.19331.3372.41983aF45r10.002rad 轴的刚度满足要求 5.2.3 一挡从动齿轮处轴的刚度校核 对于2z处轴的刚度校核，即一挡输出轴处 图 5.4 轴的受力位置 由于21 zz为一对齿轮啮合传动，所以它们所受的径向力、圆周力、轴向力是大 小相等、方向相反的一对力。故合成后的垂直受力、水平受力与1z大小相等方向相反。 此时轴的受力位置见图 5.4，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 00099. 098.209)64/3214. 3(101 . 2368.1963 .1379.98663aF452222s2 mmmmEILbFfrc10. 005. 000422. 098.209)64/3214. 3(101 . 2368.1963 .1372.41983a4522222 radEILabb000296. 098.209)64/3214. 3(101 . 23) 3 .1368.196(68.1963 .1372.41983aF45r0.002rad 对于16z处的轴的刚度校核 NdTFt43.2231133.474 . 210002202216N NFFntr11.853918cos/20tan43.22311cos/tan1616N ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 40/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 NFFta42.724920tan43.22311tan1616 根据两齿轮间的角度关系见图 5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上分力分别为： 图 5.5 齿轮的转角 垂直方向：NFFtct4 .189471274.58sin43.223111274.58sin1616 NFFrcr93.45088726.31sin11.85398726.31sin1616 水平方向：NFFtst16.117811274.58cos43.223111274.58cos1616 NFFrsr62.72518726.31cos11.85398726.31cos1616 合成：垂直受力：NFFFcrctc4 .14438161616 水平受力：NFFFsrstr78.19032161616 此时轴的受力位置见图 5.4，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 0026. 098.209)64/4214. 3(101 . 238 .18018.2978.190323aF452222s16 mmmmEILbFfrc10. 005. 0019. 098.209)64/4214. 3(101 . 238 .18018.2947.144383a45222216 radEILabb00057. 098.209)64/4214. 3(101 . 23)18.298 .180(8 .18018.2947.144383aF45r0.002rad 合成：mmfffccc023. 0019. 000422. 0162 mmfffsss0161. 00099. 0026. 0162 r a d000866. 0000296. 000057. 0 可知输出轴在一挡位置时满足刚度要求 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 41/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 5.2.4 二档主动齿轮处轴的刚度计算 对于3z处轴的刚度校核 图 5.6 轴的受力位置 NdTFt8800501000220223N NFFntr5 .340820cos/20tan8800cos/tan33N NFFta94.320220tan8800tan33 根据两齿轮间的角度关系见图 5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上分力分别为： 垂直方向：NFFtct64.61801655.44sin88006155.44sin33 NFFrcr29.24263845.45sin5 .34083845.45sin33 水平方向：NFFtst16.62641655.44cos88001655.44cos33 NFFrsr95.23933845.45cos5 .34083845.45cos33 合成：垂直受力：NFFFcrctc35.375429.242664.6180333 水平受力：NFFFsrsts11.865895.23936264333 此时轴的受力位置见图 5.6，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 000265. 07264/)44/37(14414. 3101 . 235 .535 .2211.86583aF4452222s3mmmmEILbFfrc10. 005. 000118. 07264/)44/37(14414. 3101 . 235 .535 .2235.37543a44522223 mm2 . 0mm0029. 023233scfff radEILabb0000305. 07264/)44/37(14414. 3101 . 23)5 .225 .53(5 .535 .2235.37543aF445r3 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 42/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 0.002rad 3z处轴的刚度满足要求 5.2.5 二挡从动齿轮处轴的刚度校核 对于4z处轴的刚度校核，即二挡输出轴处 图 5.7 轴的受力 由于43 zz为一对齿轮啮合传动，所以它们所受的径向力、圆周力、轴向力是大小相等、方向相反的一对力。故合成后的垂直受力、水平受力与3z大小相等方向相反。 此时轴的受力位置见图 5.7，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 00226. 098.209)64/4814. 3(101 . 233 .14468.6511.86583aF452222s4 mmEILbFfcc10. 005. 00098. 098.209)64/4814. 3(101 . 233 .14468.6535.37543a4522224 radEILabb000081. 098.209)64/4814. 3(101 . 23)68.653 .144(3 .14468.6535.37543aF45c40.002rad 对于16z处的轴的刚度校核 NdTFt86.1859233.47210002202216N NFFntr93.711518cos/20tan86.18592cos/tan1616N NFFta19.604120tan86.18592tan1616 根据两齿轮间的角度关系见图 5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上的 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 43/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 分力分别为： 垂直方向：NFFtct5 .157891274.58sin86.185921274.58sin1616 NFFrcr44.37578726.31sin93.71158726.31sin1616 水平方向：NFFtst63.98171274.58cos86.185921274.58cos1616 NFFrsr02.60438726.31cos93.71148726.31cos1616 合成：垂直受力：NFFFcrctc06.12032161616 水平受力：NFFFsrstr65.15860161616 此时轴的受力位置见图 5.7，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 00219. 098.209)64/4214. 3(101 . 238 .18018.2965.158603aF452222s16 mmmmEILbFfrc10. 005. 00166. 098.209)64/4214. 3(101 . 238 .18018.2906.120323a45222216 radEILabb00048. 098.209)64/4214. 3(101 . 23)18.298 .180(8 .18018.2947.144383aF45c160.002rad 合成：mmfffccc0264. 00098. 00166. 0164 mmfffsss0007. 00219. 00226. 0164 r a d00056. 0000081. 000048. 0 可知在二挡输出位置轴满足刚度要求 5.2.6 三档主动齿轮处轴的刚度计算 对于5z处轴的刚度校核 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 44/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 5.8 轴的受力位置 NdTFt45.748082.581000220225N NFFntr4 .289720cos/20tan45.7480cos/tan55N NFFta66.272220tan45.7480tan55 根据两齿轮间的角度关系 5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 垂直方向：NFFtct86.52536155.44sin45.74806155.44sin55 NFFrcr47.20623845.45sin4 .28973845.45sin55 水平方向：NFFtst85.53246155.44cos45.74806155.44cos55 NFFrsr98.20343845.45cos4 .28973845.45cos55 合成：垂直受力：NFFFcrctc39.319147.206286.5253555 水平受力：NFFFsrsts83.735998.203485.5324555 此时轴的受力位置见图 5.8，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 0068. 007.22764/3814. 3101 . 2377.1393 .8383.73593aF452222s5mmmmEILbFfcc10. 005. 002956. 007.22764/3814. 3101 . 2377.1393 .8339.31913a4522225 mm2 . 0mm074. 025255scfff radEILabb0001433. 007.22764/3814. 3101 . 23) 3 .8377.139(77.1393 .8339.31913aF45c50.002rad ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 45/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 故5z处轴的刚度满足要求 5.2.7 三挡从动齿轮处轴的刚度校核 对于6z处轴的刚度校核，即三挡输出轴处。 图 5.9 轴的受力 由于65 zz为一对齿轮啮合传动，所以它们所受的径向力、圆周力、轴向力是大小相等、方向相反的一对力。故合成后的垂直受力、水平受力与5z大小相等方向相反。 此时轴的受力位置见图 5.9，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 005. 098.209)64/3814. 3(101 . 2368.1423 .6783.73593aF452222s6 mmEILbFfcc10. 005. 00217. 098.209)64/3814. 3(101 . 2368.1423 .6739.31913a4522226 radEILabb00017. 098.209)64/3814. 3(101 . 23) 3 .6768.142(68.1423 .6739.31913aF45c60.002rad 对于16z处的轴的刚度校核 NdTFt47.1440933.4755. 110002202216N NFFntr85.551418cos/20tan47.14409cos/tan1616N NFFta92.468120tan47.14409tan1616 根据两齿轮间的角度关系见图 5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 垂直方向：NFFtct87.122361274.58sin47.144091274.58sin1616 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 46/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 NFFrcr02.29128726.31sin85.55148726.31sin1616 水平方向：NFFtst67.76081274.58cos47.144091274.58cos1616 NFFrsr34.46838726.31cos85.55148726.31cos1616 合成：垂直受力：NFFFcrctc85.9324161616 水平受力：NFFFsrstr01.12292161616 此时轴的受力位置见图 5.9，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 00169. 098.209)64/4214. 3(101 . 238 .18018.2901.122923aF452222s16 mmmmEILbFfcc10. 005. 00129. 098.209)64/4214. 3(101 . 238 .18018.2985.93243a45222216 radEILabb000369. 098.209)64/4214. 3(101 . 23)18.298 .180(8 .18018.2985.93243aF45c160.002rad 合成：mmmmfffccc10. 005. 00346. 00217. 00129. 0166 mmmmfffsss15. 010. 00331. 00169. 005. 0164 r a dr a d002. 000054. 000017. 0000369. 0 可知在三挡输出位置轴满足刚度要求 5.2.8 四档主动齿轮处轴的刚度计算 对于7z处轴的刚度校核 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 47/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 5.10 轴的受力位置 NdTFt07.650465.671000220227N NFFntr22.251920cos/20tan07.6504cos/tan77N NFFta29.236720tan07.6504tan77 根据两齿轮间的角度关系 5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 垂直方向：NFFtct11.45686155.44sin07.65046155.44sin77 NFFrcr27.17933845.45sin22.25193845.45sin77 水平方向：NFFtst83.46296155.44cos07.65046155.44cos77 NFFrsr36.17693845.45cos22.25193845.45cos77 合成：垂直受力：NFFFcrctc84.277427.179311.4568777 水平受力：NFFFsrsts19.639936.176983.4629777 此时轴的受力位置见图 5.10，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 00084. 007.22764/)60/38(16014. 3101 . 235 .767619.63993aF4452222s7mmmmEILbFfcc10. 005. 0003644. 05 .7664/)60/38(16014. 3101 . 235 .767684.27743a44522227 mm2 . 0mm01426. 027277scfff radEILabb0000003. 05 .7664/)60/38(16014. 3101 . 23)765 .76(5 .767684.27743aF445c70.002rad 故7z处轴的刚度满足要求 5.2.9 四挡从动齿轮处轴的刚度校核 对于8z处轴的刚度校核，即四挡输出轴处 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 48/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 5.11 轴的受力 由于87 zz为一对齿轮啮合传动，所以它们所受的径向力、圆周力、轴向力是大小相等、方向相反的一对力。故合成后的垂直受力、水平受力与7z大小相等方向相反。 此时轴的受力位置见图 5.11，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 0055. 098.209)64/3814. 3(101 . 2368.1193 .9019.63993aF452222s8 mmEILbFfcc10. 005. 0024. 098.209)64/3814. 3(101 . 2368.1193 .9084.27743a4522228 radEILabb000065. 098.209)64/3814. 3(101 . 23) 3 .9068.119(68.1193 .9084.27743aF45c80.002rad 对于16z处的轴的刚度校核 NdTFt64.1134133.4722. 110002202216N NFFntr71.434018cos/20tan64.11341cos/tan1616N NFFta12.368520tan64.11341tan1616 根据两齿轮间的角度关系见图 5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 垂直方向：NFFtct6 .96311274.58sin64.113411274.58sin1616 NFFrcr02.29128726.31sin85.55148726.31sin1616 水平方向：NFFtst67.76081274.58cos47.144091274.58cos1616 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 49/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 NFFrsr03.22928726.31cos71.43408726.31cos1616 合成：垂直受力：NFFFcrctc57.7339161616 水平受力：NFFFsrstr99.9674161616 此时轴的受力位置见图 5.11，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 00133. 098.209)64/4214. 3(101 . 238 .18018.2999.96743aF452222s16 mmmmEILbFfcc10. 005. 00101. 098.209)64/4214. 3(101 . 238 .18018.2957.73393a45222216 radEILabb00029. 098.209)64/4214. 3(101 . 23)18.298 .180(8 .18018.2957.73393aF45c160.002rad 合成：mmmmfffccc10. 005. 00341. 0024. 00101. 0166 mmmmfffsss15. 010. 00417. 00133. 0055. 0164 r a dr a d002. 0000355. 0000065. 000029. 0 可知在四挡输出位置轴满足刚度要求 5.2.10 五档主动齿轮处轴的刚度计算 对于9z处轴的刚度校核 图 5.12 轴的受力 NdTFt43.74322 .591000220229N NFFntr8 .287820cos/20tan43.7432cos/tan99N ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 50/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 NFFta18.270520tan43.7432tan99 根据两齿轮间的角度关系见图 5.13 ，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 图 5.13 齿轮转角位置 垂直方向：NFFtct67.52906155.44sin43.74326155.44sin99 NFFrcr91.20213845.45sin8 .28783845.45sin99 水平方向：NFFtst13.52206155.44cos43.74326155.44cos99 NFFrsr23.20493845.45cos8 .28783845.45cos99 合成：垂直受力：NFFFcrctc58.731291.202167.5290999 水平受力：NFFFsrsts9 .317023.204913.5220999 此时轴的受力位置见图 5.12，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 00038. 007.22764/3214. 3101 . 2307.213149 .31703aF452222s9mmmmEILbFfcc10. 005. 00088. 007.22764/3814. 3101 . 2307.2131458.73123a4522229 mm2 . 0mm018. 029299scfff radEILabb00059. 007.22764/3814. 3101 . 23)1407.213(07.2131458.73123aF45c90.002rad 故5z处轴的刚度满足要求 5.2.11 五挡从动齿轮处轴的刚度校核 对于10z处轴的刚度校核，即五挡输出轴处 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 51/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 5.14 轴的受力 由于109 zz为一对齿轮啮合传动，所以它们所受的径向力、圆周力、轴向力是大小相等、方向相反的一对力。故合成后的垂直受力、水平受力与7z大小相等方向相反。 此时轴的受力见位置图 5.14，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 000726. 032.231)64/2814. 3(101 . 2368.21664.149 .31703aF452222s10 mmEILbFfcc10. 005. 00167. 032.231)64/2814. 3(101 . 2368.21664.1458.73123a45222210 radEILabb001066. 032.231)64/2814. 3(101 . 23)64.1468.216(68.21664.1458.73123aF45c100.002rad 对于17z处的轴的刚度校核 NdTFt83.951238.695 . 110002202217N NFFntr61.368418cos/20tan83.9512cos/tan1717N NFFta39.346220tan83.9512tan1717 根据两齿轮间的角度关系 5.15 ，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 52/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 5.15 齿轮转角 垂直方向：NFFtct95.88718486.68sin83.95128486.68sin1717 NFFrcr53.13291514.21sin16.36841514.21sin1717 水平方向：NFFtst55.34328486.68cos83.95128486.68cos1717 NFFrsr38.34361514.21cos61.36841514.21cos1717 合成：垂直受力：NFFFcrctc48.10201171717 水平受力：NFFFsrstr83. 3161616 此时轴的受力位置见图 5.14，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 000000098. 032.231)64/6414. 3(101 . 2318.2914.20238. 33aF452222s17 mmmmEILbFfcc10. 005. 000296. 032.231)64/6414. 3(101 . 2318.2914.20248.102013a45222217 radEILabb000086. 032.231)64/6414. 3(101 . 23)18.2914.202(14.20218.2948.102013aF45c170.002rad 合成：mmmmfffccc10. 005. 001966. 00167. 000296. 0166 mmmmfffsss15. 010. 000725. 000000098. 000726. 0164 r a dr a d002. 0001152. 0000086. 0001066. 0 可知在五挡输出位置轴满足刚度要求 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 53/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 5.2.12 六档从动齿轮处轴的刚度计算 对于六档传动比2 . 1167. 146ggii，由于六挡与四挡公用7z齿轮，四挡刚度校核满足要求，故此时无需对六挡时7z处轴的刚度校核 对于12z处轴的刚度校核，即六挡输出轴段刚度校核 图 5.16 轴的受力位置 NdTFt98.646208.6810002202212N NFFntr31.250320cos/20tan98.6462cos/tan1212N NFFta33.235220tan98.6462tan1212 根据两齿轮间的角度关系图 5.13 ，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 垂直方向：NFFrcr19.17586155.44sin31.25036155.44sin1212 NFFtct58.46003845.45sin98.64623845.45sin1212 水平方向：NFFrsr95.17816155.44cos31.25036155.44cos1212 NFFtst25.45393845.45cos98.64623845.45cos1212 合成：垂直受力：NFFFcrctc77.635819.175858.4600121212 水平受力：NFFFsrsts3 .275795.178125.4539121212 此时轴的受力位置见图 5.16，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 002689. 032.23164/4014. 3101 . 2368.11964.1163 .27573aF452222s12 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 54/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 mmmmEILbFfcc10. 005. 0062. 032.23164/4014. 3101 . 2368.11964.11177.63583a45222212 radEILabb000037. 032.23164/4014. 3101 . 23)64.11168.119(68.11964.11177.63583aF45c120.002rad 故12z处轴的刚度满足要求 对于17z处的轴的刚度校核 NdTFt742038.6917. 110002202217N NFFntr81.283918cos/20tan7420cos/tan1717N NFFta9 .241020tan7420tan1717 根据两齿轮间的角度关系见图 5.15 ，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 垂直方向：NFFtct12.69208486.68sin74208486.68sin1717 NFFrcr7 .10241514.21sin81.28391514.21sin1717 水平方向：NFFtst39.26778486.68cos74208486.68cos1717 NFFrsr49.26481514.21cos81.28391514.21cos1717 合成：垂直受力：NFFFcrctc84.7944171717 水平受力：NFFFsrstr9 .28161616 此时轴的受力位置见图 5.16，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 00000084. 032.231)64/6414. 3(101 . 2318.2914.2029 .283aF452222s17 mmmmEILbFfcc10. 005. 00023. 032.231)64/6414. 3(101 . 2318.2914.20284.79443a45222217 radEILabb000068. 032.231)64/6414. 3(101 . 23)18.2914.202(14.20218.2984.79443aF45c170.002rad ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 55/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 合成：mmmmfffccc10. 005. 0088. 0062. 00023. 0166 mmmmfffsss15. 010. 0027. 00000084. 002689. 0164 r a dr a d002. 0000105. 0000068. 0000037. 0 可知在六挡输出位置轴满足刚度要求 5.2.13 倒挡的刚度校核 倒挡是的刚度校核 由于倒挡的主动齿轮与一挡主动齿轮是同一个齿轮，故无需再对倒挡是1z处的轴段进行刚度校核。 对于13z处轴的刚度校核 图 5.17 轴的受力位置 NdTFFtt6 .99722113 NFFrr77.3862113 NFFaa8 .3629113 垂直方向：NFFcc68.5381113 水平方向：NFFss44.9277113 此时轴的受力位置见图 5.17，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 01052. 01 .197)64/3014. 3(101 . 239 .1602 .3644.92773aF452222s13 mmmmEILbFfcc10. 005. 005939. 01 .197)64/3014. 3(101 . 239 .1602 .3668.53183a45222213 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 56/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 radEILabb00078. 01 .197)64/3014. 3(101 . 23)2 .369 .160(9 .1602 .3668.53183aF45c130.002rad 对于14z处轴刚度校核 NdTFt69.1864012.4487. 110002202214N NFFntr1 .722020cos/20tan69.18640cos/tan1414N NFFta66.678420tan69.18640tan1414 根据两齿轮间的角度关系见图 5.18 ，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 图 5-18 齿轮转角 垂直方向：NFFtct39.183895812.80sin69.186405812.80sin1414 NFFrcr57.11814188. 9sin1 .72204188. 9sin1414 水平方向：NFFtst54.30505812.80cos69.186405812.80cos1414 NFFrsr76.71224188. 9cos1 .72204188. 9cos1414 合成：垂直受力：NFFFcrctc96.19570141414 水平受力：NFFFsrstr22.4072141414 此时轴的受力位置见图 5.17 则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 00125. 01 .197)64/3414. 3(101 . 232 .1679 .2922.40723aF452222s14 mmmmEILbFfcc10. 005. 00608. 01 .197)64/3414. 3(101 . 232 .1679 .2996.195703a45222214 radEILabb00165. 01 .197)64/3414. 3(101 . 23)9 .292 .167(2 .1679 .2996.195703aF45c140.002rad ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 57/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 合成：mmmmfffccc10. 005. 000141. 005939. 00608. 011314 mmmmfffsss15. 010. 01177. 00125. 01052. 01413 r a dr a d002. 000036. 0000129. 000165. 0 可知在倒挡轴各轴段轴满足刚度要求 对15z齿轮处轴的刚度校核 NFFtt69.186401415 NFFrr1 .77201415 NFFaa66.68481415 垂直方向：NFFcc96.1957014 水平方向：NFFss22.40721415 图 5.19 轴的受力位置 此时轴的受力位置见图 5.19 则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 00127. 032.231)64/4814. 3(101 . 2368.6564.16522.40723aF452222s15 mmmmEILbFfcc10. 005. 006103. 032.231)64/4814. 3(101 . 2368.6564.16596.195703a45222215 radEILabb0005607. 032.321)64/4814. 3(101 . 23)68.6564.165(68.6564.16596.195703aF45c150.002rad 对于17z处轴刚度校核 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 58/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 NdTFt59.2219638.695 . 310002202217N NFFntr16.849518cos/20tan59.22196cos/tan1717N NFFta1 .721218tan59.22196tan1717 根据两齿轮间的角度关系 5.20 ，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为： 图 5.20 齿轮转角 垂直方向：NFFtct21.207018486.68sin59.221968486.68sin1717 NFFrcr34.30651514.21sin16.84951514.21sin1717 水平方向：NFFtst28.80078486.68cos59.221968486.68cos1717 NFFrsr84.79221514.21cos16.84951514.21cos1717 合成：垂直受力：NFFFcrctc87.17635171717 水平受力：NFFFsrstr12.15932141414 此时轴的受力位置见图 5.19，则其水平挠度sf、垂直挠度cf、和转角分别为： mmmmEILbfs15. 010. 00046. 032.231)64/6814. 3(101 . 2318.2914.20212.159323aF452222s17 mmmmEILbFfcc10. 005. 00054. 032.231)64/6814. 3(101 . 2318.2914.20287.176353a45222217 radEILabb00015. 032.231)64/6814. 3(101 . 23)18.2914.202(14.20218.2987.176353aF45c170.002rad ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 59/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 合成：mmmmfffccc10. 005. 006613. 00051. 006103. 01314 mmmmfffsss15. 010. 00081. 00046. 00127. 01413 r a dr a d002. 000071. 00005607. 000015. 0 可知在倒挡输出各轴段轴满足刚度要求 5.3 轴的强度计算轴的强度计算 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。先求取支点的垂直面和水平面内的反力，计算相应的垂向弯矩cM、水平弯矩sM。则轴在转矩gT和弯矩的同时作用下，其应力为： 332dMWM (5.6) 式中: 222gscTMMM(MPa)； d为轴的直径(mm)，花键处取内径； W为抗弯截面系数(mm)，在低挡工作时， 400MPa。 5.3.1 实心输入轴的强度校核 一挡时轴的强度校核 由刚度校核可知齿轮处的受力情况： 水平受力：NFs72.4198 垂直受力：NFc79.9866 轴向受力：NFa8 .36291 求水平面内支反力sAF、sBF和弯矩sM 0; 0SSBSAFFFF 03 .3307.227; 0SBAFFM 由以上两式可得NFA97.3582，NFB75.615，mmNMS51019. 1 求垂直面内的支反力CAF、CBF和弯矩CM 0; 0CCBCAFFFF ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 60/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 0212.443 .3307.227; 0aCBAFFFM 由以上两式可得NFCA45.8772，NFCB34.1094，mmNMC51092. 2 按第三强度理论得： mmNTMMMCS52221015. 3N mm MPa40058.57Mpa3814. 31015. 33232353dM 弯矩、扭矩图见 5.21 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 61/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 5.21 轴的弯矩与扭矩图 5.3.2 一挡输出轴段的强度校核 对于2z处轴的强度校核 求水平面内支反力AF、BF和弯矩AM 216; 0SSBAFFFFF 0.313.818098.209; 0216SSBAFFFM ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 62/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 由以上两式可得NFA2.46597，NFB1.415763， ，m mNM5s21088. 0 mmNM5s16106 . 4 求垂直面内的支反力CAF、CBF和弯矩CM 1612; 0CCCBCAFFFFF 098.209665.238 .18094.523 .13; 01616212BacacAFFFFFM 由以上两式可得NFCA23.6037，NFCB96.12599， ，mmNMC5161068. 3 mmNMa5161096. 1 mmNMa521012. 1 mmNMC512108 . 0 按第三强度理论得： 对于2z处轴段 mmNTMMMCS52221047. 5 MPa400Mpa12.7013214. 31047. 53232353dM 对于16z处轴段 mmNTMMMCS5222109 . 7 M P a400Mpa12.7013214. 31047. 53232353dM 弯矩、扭矩图见 5.22 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 63/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 5.22 弯矩与扭矩图 5.3.3 空心输入轴的强度校核 二挡3z齿轮轴段处的强度校核 由刚度校核可知齿轮处的受力情况： 水平受力：NFs11.86583 垂直受力：NFc35.37543 轴向受力：NFa94.32023 求水平面内支反力sAF、sBF和弯矩sM 0; 03ssBsAFFFF 05 .2276; 0SABFFM 由以上两式可得NFSA26.2563，NFSB85.6094，mmNMS531037. 1 求垂直面内的支反力CAF、CBF和弯矩CM ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 64/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 0; 03CCBCAFFFF 02505 .2276; 033aCCABFFFM 由以上两式可得NFCA89.57，NFCB46.3696，mmNMC51083. 0 按第三强度理论得： mmNTMMMCS52221072. 2N mm M P a40058.95Mpa44/3614414. 31072. 232324353dM 弯矩、扭矩图见 5.23 图 5.23 弯矩与扭矩图 5.3.4 倒档轴的强度校核 求水平面内支反力sAF、sBF和弯矩sM ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 65/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 0; 01413SSSBSAFFFFF 01 .19721.1672 .36; 01413BSsAFFFM 由以上两式可得NFA84.8189，NFB82.5159，mmNMS5106.92左 mmNMS5104.51右 NFC8.6531813 NF4.4927713s NF.8362913a NFC6.91957014 NF2.2407214s NFa6.6678414 求垂直面内的支反力CAF、CBF和弯矩CM 0; 01413CCCBCAFFFFF 0296.43-.216724.0822 .36.1197; 014141313aCaCBAFFFFFM 由以上两式可得NFCA11.1361，NFCB39.15613，mmNMC5141016. 6 按第三强度理论得： 对于13z处轴段： mmNTMMMCS52221008. 5 M P a400191.74Mpa3014. 31008. 53232353dM 对于14z处轴段： mmNTMMMCS52221056. 7 M P a400196.02Mpa3414. 31056. 73232353dM 弯矩、扭矩图见 5.24 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 66/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 5.24 弯矩与扭矩图 5.3.5 倒挡输出轴段的强度校核 对于倒挡时的15z、17z处的轴的强度校核，即倒挡输出轴处的刚度校核 NFc96.1957015 NFs22.407215 NFa66.678415 NFc87.1763517 NFs12.1593217 NFa1 .721217 求水平面内支反力sAF、sBF和弯矩15sM、17SM 0; 01715ssBAFFFFF 032.23114.20264.165; 01715BssFFFM 由以上两式可得NFA44.879，NFB46.10980， mmNM5s151078. 1 mmNM5s17102 . 3 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 67/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 求垂直面内的支反力CAF、CBF和弯矩CM 0; 01715CCCBCAFFFFF 0238.6929.18204.8268.65231.32; 017171515aCaCABFFFFFM 由以上两式可得NFCA36.7657，NFCB4 .6339， mmNMC5551510463.151078. 21068.12 mmNMc555171035. 4105 . 21085. 1 按第三强度理论得： 对于15z处轴段： mmNTMMMCS52221036.17 M P a400159.97Mpa4814. 31036.173232353dM 对于17z处轴段： mmNTMMMCS522210397. 9 M P a40036.53Mpa6414. 310397. 93232353dM 弯矩、扭矩图见 5.25 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 68/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 图 5.25 弯矩与扭矩图 5.4 轴承的选择及校核轴承的选择及校核 由于一挡及倒档受力最大，故只需考虑一挡及倒挡时的轴承受力情况 轴承的使用寿命可按汽车平均车速maxav行驶至大修前的总行驶里程 s 来计算： ahvSL 式中的汽车平均车速可按max6 . 0aavv hLh2 5 0 02 0 06 . 010304 可知只要轴承寿命不小于 2500h 就满足使用寿命要求。各个档位的使用频率从一挡至六挡分别为：0.5%、2%、12.5%、30%、35%、20%，对于倒挡的使用频率与一挡相近，故取 0.5%。 6.4.1 一挡时轴承的寿命校核 ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 69/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 一挡轴承时受力最大。故用一挡时的受力对轴承校核 （1）初选轴承的型号右端 33008，左端 33006，正装,可知右端轴承被压紧左端轴承被放松；1aF=3629.8N， （2）求垂直面内支反力F 1F为右侧支反力，2F为左侧支反力 NF34.10942 （3）内部附加力右侧1S、左侧2S，由轴承手册查得 Y=1.7 NS2580.13)7 . 12/(45.87721 NS321.86)7 . 12/(34.10942 （4）右端轴承轴向力1aF和左端轴承轴向力2aF 由于NSSFa27.225886.32113.258021 所以轴承 2 被放松，轴承 1 被压紧 NFSFaa66.3951121 NSFa321.8622 （5）求当量动载荷 查机械设计课程设计得 NCr60200，NCr795000，Ne28. 0， 径向当量动载荷P 因为eFFca0.411 查机械设计手册得：0.40X ，7 . 1Y 取2 . 1pf所以 N54.1066466.39517 . 179.986640. 02 . 1)(ar）（YFXFfPp （6）校核轴承寿命 预期寿命hlh25001 PCnLh60106，为寿命系数，对滚子轴承=10/3。 54.106646020017506010601066PCnLrh=3050.17h ID: VIP20180525232820692 www.paperpassFREE.com 70/98 PaperPass为绿油油公司注册商标 Copyright 2015 绿油油科技有限公司 实际使用时间%30%5 .12%2%5 . 0hL6778.16hL=2500h 合格 5.4.2 一挡输出轴承的校核 （1）初选轴承的型号右端 33207，左端 33006，正装,可知右端轴承被压紧左端轴承被放松；NFFFaaa62.3619216， （2）求垂直面内支反力F 1F为右侧支反力，2F为左侧支反力 NF23.60372 （3）内部附加力右侧1S、左侧2S，由轴承手册查得 Y=1.7 NS3705.87)7 . 12/(96.125991 NS1437.44) 1 . 22/(23.60372 （4）右端轴承轴向力1aF和左端轴承轴向力2aF 由于NSSFa43.226844.143787.370521 所以轴承 2 被放松，轴承 1 被压紧 NFSFaa06.5057121 NSFa44.143722 （5）求当量动载荷 查机械设计课程设计得 NCr82500，NCr1020000，Ne35. 0， 径向当量动载荷P 因为eFFca0.2711 查机械设计手册得：NFPrr19.18637 （6）校核轴承寿命 预期寿命hlh25001 PCnLh60106，为寿命系数，对滚子轴承=10/3。 hPCnLrh4 .135619.186378250017506010601066 ID: VI