汽车变速器毕业设计

©重庆航天职业技术学院

ami天_IK_CEPOLTIBHIICCOL1HE

重庆航天职业技术学院

汽车六档变速器毕业设计

专

起止日期

指导教师 XXXXXXXXXXXX

机电信息工程系

作为汽午传动系统的重耍组成部分.变速器对幣午.的动力性与经济性、操纵的可诏性与轻便性、传动的T•稳性与效率都冇石较力直接的影响。M然传统机械式的手动变速器妗有换档冲右大，体积大，操纵麻烦等济多缺点，fH仍以其传动效卒岛、生产刺造丄艺成熟以及成本低等特点，广泛沌用r现代汽乍上。

本文在深入了解和学习变速器开发流程和相关没汁理论知识的前提下.ii先确定该微型汽乍于•动变速器的设汁方龙，包括齿轮和轴的总布代形式、换档操纵机构及档位布肾形式等：其次报裾所妃发动机的越本参数以及考虑到整车动力性和经济性耍求下的传动比.i殳计计算出变逨器主耍零件的相关参数.通过对没计参数的分析，找到影响手动变逨器性能的因素，完成齿轮、轴和轴承等主要零件以及冋步器问步过程的分析。冋时计对各影响因索结合变速器的结构和H标性能进行优化。在提岛传动效率，换挡舒适性，幣机_性能，轻话化等方面进行研宄。

关键词：乎动变速器传动效半NVH忭能轻化

Ahstract

Asanimportantpartofautomobiletransmission，gearboxnotonlyhasadirecti-mpactonthevehicle'spowerandeconomy,alsoaffectsdieoperationreliabilityandease，tiansniissionstabilityandefficiency.Althonglitlietraditionalniechanicalmanualtransmissionliasmanydisadvantages、suchaslargesliiftshock，hugevohuneandcomplicatedcontrol>itisstillwidelyusedininodemcarsforitsadvantagesofliiglitransmissionefficiency,maturepiochictionteduiiqiieandmoreimportantlylowcost.

tiansuiissionefficiencyNVH

Ulisdiesisfimilyconfirmstliedesignplanofnianualgearboxofmicrocar,basingontliecomprehensionandstudyongearboxdevelopmentprocessaswellasrelevanttlieories-Thedesignplanincludesthelayoutofgearandshaft，layoutofgearsliiftingoperationiiiedianisin，etc.SeconcDybasedontheessentialpaiameteroffiuiiisliedengineandtlierequiredtraiisuiissionratioofthevehicle'spowerperforniance，tlierelatedparametersonmaincomponentsofgearboxareworkedout.Viaanalysistodesignparameters,findsoutthefactorswliichtakeeffectsontheperfonnanceofmanualgearbox.Tliisthesiscompletesgear,shaftandbearingmainpartsandsyiicluoiiizersyudironousprocessanalysis.Consideringallthefactorscombinedwiththestnichireoftheperfonnancetargetandtransmissionisoptimized.hiimprovethetiansniissionefficiency,tliesliiflingcomfortability,tlieoverallperfonnanceofNVH,lightweight，etc，

Keyword:manualtiansmissionperfonnancelightweight

•n-

TOC\o"1-5"\h\z

I商要 I

Al^strsct n

*络论 1

（―）选题的背货及S义 1

（二）国内外研宂状况 2（三輝岫容 4

二、 变速器方案的确定 5（一〉变速器结构方案的确定 5

变速器传动机构的结构分析与型式选择 5

倒挡传动方％ 10（二〉变速器主要零件结构方案的分析 12

12

换挡机醐式 12

三、 变速器主要参数的选择 14

（一）变速器主要参数的选择 14

挡数和传动比 14 is

轴向尺寸 16

齿轮参数 16

四、 主要零件的选择 18 （一〉各档传动比机器齿轮齿数的确定 18

确定各挡齿轮的齿数 18

-in-

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IV

齿轮变位系数的选择

（二） 变速器齿轮的强度计算与柯料的选择 21

齿轮的损坏原因及形式 21

齿轮的强度计算与校核 22

（三） 变速器轴的强度计算与校核 26

变速器轴的结构和尺寸 26 28

TOC\o"1-5"\h\z

（四〉轴承的选择与校核 32

轴承选择 32

轴承的校核 33

（五）变速器同步器的设计 40

冋步器的结构 40

同步环主耍参数的确定 42

五、提岛整机的NVH性能设讣 44

（一） 摇结构的_优化设计 45

（二） 齿轮的NVH优化设计 45

论 46

Sii射 46

参考文献 47

W寸 49

一、绪论

（一）选题的背景及意义

汽午在不冋使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽乍，其在实际丄况下所貶求的性能与发动机的动力性、经济性之间介:在右较大的丫盾。例如，受到载运ft、道路坡度、路而质交通状况等条件的影响，汽午-所耑的牵引力和乍速滿要在较大范IM内变化，以适应各种使用要求:此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒档齿轮來实现。上述发动机牵引力、竹速.转向与汽午牵引力、乍速、行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的.车用变速器应运而生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的苦干倍，hd时乂可使其转速减小到发动机转速的几分之一。

从现在市场上不冋车型所配S的变逨器來看，主要分为：手动货速器、内动变速器、手动/ft动变速器、无级变速器。

（1）手动变速器

手动机W式变逨器采用齿轮组，毎忾的齿轮组的齿数足阆定的，所以&挡的变速比足定依，即所训冇级变速器。a然这种变速器在操作吋比较繁琐，驾驶工作强度大，但具冇成本低、起速快、传递扭矩大等特点.从HDilTIJ场实酥谣求和适宋看，手动变速器还不能被其它新型汽乍变速器所完全替代。

C2）自动变速器

自动变速器，利用行a齿轮机构进行变速.它能根据汕门踏板程度和乍逨变化，E1动地进行变逨。而驾驶者只需操纵加逨踏板控制车逨即可。m说n动变逨汽个:没介离合器，但ri动变速器中打很多离合器，这呼离合器能随车速变化而內动分离或合闭，从而达到肉动变速的自的。

（3）手动/自动变速器

其实通过对一呰午.犮的了解，他们并+希帘摒弃传统的手动变速器，而且在玷些时候也志要A动的感觉。这样手动/A动变速器便由此诞生。这种变速器在谂W保时捷911车型上竹先推出，它可使髙性能跑午不必受限于传统的I'i动挡束缚，让驾驶荇也能亨受手动换挡的乐趣。此型车在«挡位上设有“+”、选择挡位。在D挡时，可自由变换降挡（-）或加挡（+）,如冋手动挡一样。

（4）无级变速器

当今汽午产业的发展，是非常迅逨的，用户对于汽乍性能的耍求足越來越卨的。汽T•变速器的发展也井不汉限f•此，尤级变速器便是人们追求的“敁卨境界”。无级变速器最〒•由荷兰人范•多尼斯发明。无级变速系统不像手动变逨器或fl动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带來变速，其传动比可以随意变化，没有换挡的欠跳感觉。它能克服普通n动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗岛等缺点。通常冇些人将ti动货速器称为无级变速器.这是错误的，虽然它们有共同点，（HJiH动变速器只冇换档足h动的，｛H.它的传动比足冇级的，也就足我们常说的挡，一般N动变速器冇4〜8个挡。而无级变速器能在一定范||i|内实现迚比的A:级变化，并选定儿个常用的速比作为常用的“汽”。装妃该技术的发动机可在任何转速下ft动获IU敁介适的传动比。

（二）国内外研宄状况

手动变速器的许多最近的发展集中在为降低成木和体积的新制造方法卜..传统來说，变逨器制造to含大歐S贵的机器，以及为机械加工和装配操作所需留出的空间限制的设计。最新的技术包括，如在最新的Ford/Getra96fii变速器屮可以看到的激光焊接冲枨钢滑动齿轮选择器轴袞。为»代前一代变逨器的铸铁拨X，这种粘致而％固的没计方絮可以导致史少的对内部的损光。W轮盘片的激光和峥擦焊接同时保证了所谣机器没计空M的降低，这足一种由茁诺公司在5档副轴圆型变速器设计中发明的技术，命名为EMI,曾在2000年展出并因为

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它的简中.和轻便仅22公斤却能提供14ON-m的转矩而出名。另一方面，设计人员也在其齿轮提供转矩输出的设计上进行了认真的研究，提卨了耐久性和低噪声水平。

从变速器的发展现状中我们吋以肴出，无论是ft动变速器还是手动变速器，都存在石优点和某叫不足，所以对F—款新没计出的变速器进行适当的优化足必+可少的。传统的汽午变速器没计足采用许多经验公式计算和测绘M类型变逨器來初步确定其参数，这样没计出來的变速器旮R性比较大，常过于保守。减小体积和质试.提岛传扭能力，是当骱汽宁.变逨器优化设计的主要冃的，M为减小变逨器的体积和质锖坷减少制造赀用，降低齿轮动载份，提卨齿轮寿命,使汽车的总体布置更为方便和灵｝5。当发动机选定时，就耍求没计的变逨器在规定的使用年限内保证其性能，而且耍求变速器体积最小，节ft材料，降低成本。如何达到此耍求，如何合理地分妃传动比.合理选择各档的模数、齿数、螺旋角、齿轮变位系数等，传统S计方法是根据经验类比.估兑成试凑的方式初步确定这叫参数.然后W进行刚度与强嗖芳校核，若不合适，就对扣中某参数进行修改，再进行重S计算，宜到满惫为止。这种没计方法在一定程度上伴随右主观性，而通过变速器$业软件的优化功能，可适当的泊除这种盲M性和主《性［11。

目骱汽车发达国家的汽乍开发能力越來越依赖于汽车|'|动开发设计软件。发达闲家汽午.开发能力的髙低己不再用它拥有多少髙级开发能力的人才和先进®备的多少來评价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有敁先进的幵发软件和数据库來评价。

当前对轿午设计屮动力性与经济性嬰求H渐提卨的情况下.对岑部件的限制条件也越宋越多，越来越G杂。传统的经验公式己经无法满足新甩变速器没计的要求。而总结新的经验公式乂混要丰访的没计经验与知识，足一个长期的过程。当今科技II新门异.轿午生产的手段方法与II标也不断在改变。

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大蟥使用的经验公式己不具格长期生存实用的必逛性和可能性。

综上所述，不仅从变速箱本分的特点，还是S计手段与方法的整个趋势来看.将先进的没计方法引入变速箱的没计是及其必嬰的，其优点不仅汉在于得到一个能使性能达到较髙水平的设计方案.而且由于知i只工程和专家系统的引入，使得K更具冇吋扩展性。它4以接将一个S杂的要求引入到没计过程屮，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检验其介理性。而在传统设计方法屮，要做到这拃足很凼难的，因为改变设计系统和过程将是一个S杂的T作。

采用前胃后驱形式的轿乍一ft彼认为是极具驾驶乐趣的乍彻。H前困内采用这种驱动布置的主嬰有华S宝马、丰m锐志、皇冠等少数车型。以宝马力例.除其中某几款四驱午.型以外，其余午型均采用前B后驱的形式。在这种布贾屮，发动机的位賢通常较前置前驱车型靠后，其至宜接位r前轴之上，冋时发动机采用纵H布H.这就使得变速器耍采用三轴形式.变速器距离驾驶员位fi较近，从而简化了操纵机构的杂程度。而前罟后®的布罟，使得宝马汽车的前后轴荷叫以达到完美的50:50。采用性能优异的手动变速器，更能增加汽午的操柠性与驾驶乐趣：而增加变迚器的扔数，乂能够改S汽乍的动力性、燃汕经济性和f•均车速.W此冃肋宝马汽车的手动变速器均采用六忾形式。

（三）研宄的内容

本文主耍参考冋类齿轮软件的设计，结合变逨箱设计的实际情况，对手动变逨器的结构、工作原理及工作过程进行一定的研宂。打先确定汽车手动变速器的i殳计方案，包括齿轮和轴的总布晋形式、换梏操纵机构及K位布R形式等:其次根据所妃发动机的基本参数以及考虑到整乍动力性和经济性耍求的传动比，没计计»出变速器主要零件的相关参数。完成齿轮.轴和轴承笠主耍零件以及同步器同步过程的分析。

二、变速器方案的确定

(一)变速器结构方案的确定

变速器由传动机构与操纵机构组成。

1.变速器传动机构的结构分析与型式选择

有级货逨器与尤级变速器相比，其结构ra中.、制造低廉.具有岛的传动效率((]=0.96^0.98),W此在各类汽乍上均得到广泛的应用，

没计时?T先应根据汽车的使用条件及耍求确定变速器的传动比范_、挡位数及各挡的传动比，因力它们对汽乍的动力性与燃料经济性邡饤退©的£1接影响。

传动比范围是变速器低挡传动比与岛挡传动比的比位。汽午行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质莆之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前.轿车变逨器的传动比范围力3.0、.5。

通常，有级变速器具有4、5、6个前进挡。

变速器挡位数的増多4提岛发动机的功半利川效中、汽午的燃枓经济性及平均车速.从而可提灯汽车的运输效率，降低运输成本，但采用手动的机减式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于6个前进挡的变逨器來说足闹难的。W此.离接操纵式变速器挡位数的上限为6挡。多于5个骱进挡将使悚纵机构®杂化，成荇炁耍加装具有独立操纵机构的副变速器，仅用于一定行驶工况。

某些轿午的变逨器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于1(0.7~0.8)的超速挡，珂以更充分地利用发动机功率，降低単位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的迕接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。

有级变速器的传动效申与所选用的传动方絮打关.包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润泔系统的有效性、齿轮及轴以及允体等岑件

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的制造粘度、刚度等。

三轴式和两轴式变逨器得到的扱广泛的应用。

三轴式变速器如图2-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴冋心。将第一、第二轴r［接连接起來传速扭矩则称为接挡。此时，齿轮、轴承及中叫轴均不承载，而笫一、笫二轴也传递转矩。因此，乜接挡的传递效率岛.磨损及噪行也般小，这足三轴式变速器的主要优点。其他前进忾志依次经过两对齿轮传递转矩。w此。在齿轮屮心距（彫响变逨器尺十的i6耍参数）较小的侪况下仍然可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除a接挡外其他界挡的传动效率有所下降。

2

1-第一轴：2-第二轴：3—屮问轴

2-1轿车屮问轴代四們变速器

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两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简中.、紧凑且除最到挡外其他各挡的传动效率髙、噪声低。轿车多采用前a发动机前轮驱动的布胃..因为这种仞K使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽乍质降低6%~10%。两轴式变速器则方便r这种布HPL传动系的结构問单。如阁所示.网轴式变速器的笫二轴（即输出轴）与主减迚器主动齿轮做成一体.当发动机纵肾时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双而齿轮：当发动机横肾时则可用阀柱齿轮，从而简化f钊造工艺，降低丫成木。除倒挡常用泔动齿轮（邕齿阀柱齿轮）外，其他挡均采用常哨合斜齿轮传动：个挡的M步器多装在笫二轴上，这足因力一挡的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而岛挡的冋步器也可以装在第一轴的后端，如阁示。

W轴式变速器没有直接挡，因此在岛挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外.低挡传动比取值的上限（i,/=4.o~4.5）也受到较大限制，W这一缺点Ilf通过减小各挡传动比同时増大I:减速比來取消。

1一第一轴：2—第二轴：3—同步器

ffl2-2两轴式变逨器

有级变逨器结构的发展趋势足增多常啮介齿轮副的数冃，从而可采用斜齿轮。后界比直齿轮有更长的办命、更低的噪声，诅然其制造稍复杂咚且在工作屮有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡外，直齿關柱齿轮Ll经披斜齿圆柱齿轮所代替。但足在本SH•屮，由丁•倒打齿轮采用的足常啮式，W此也采用斜齿轮。

所没计的汽车足发动机前置，后轮驱动，采用屮间轴式变速器。ffl2-3.图2-4、图2-5分別是几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。特点是:变速器第一轴和第二轴的轴线在冋一克线上，经啮合轾将它们连接得到直接挡。使用H接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变逨器第•轴和第二轴直接输出，此时变逨器的传动效申岛，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴水的磨损减少W力直接挡的利用率A于其它鬥位，W而提髙了变速器的使用#命：在艽它骱进挡位工作时，变速器ft递的动力：耍经过设置在笫一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递.因此在变速器中间轴与笫二轴之间的距离（屮心距）不大的条件下.一挡仍然有较大的传动比；挡位卨的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用成不采用常哨合齿轮传动：多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用冋步器或咄合菸换挡，少数结构的一挡也采用冋步器成_合菸换挡，还有冷挡冋步器成啮合奩多数情况下装在第二轴上。再除貞接挡以外的其他挡位工作时.屮间轴式变速器的传动效率略有降低，这S它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和到挡传动方案上有差別。

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田2-3屮M轴式网捫变速器传动方案

如图2-3中的中间轴式四挡变逨器传动方案示例的区别:图l-3a、b所示方案有四对常啮介齿轮，倒挡用d齿滑动齿轮换档：阁l-3c所示传动方案的二，三，叫挡用常咄合齿轮传动，而一挡和倒挡用直齿滑动齿轮换挡。

图2-4a所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外.其余各挡为常啮合齿轮传动。阁2-4b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动：阁2-4d所水方絮屮的倒挡和超速挡安装在位r•变速器后部的副箱体内。

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m2-4屮叫轴式五忾变速器传动方案

2-5a所示"絮屮的一挡、倒挡和阁b所示力絮屮的倒挡用滑动

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齿轮换挡，其余各挡均用常呐合齿轮。

ffl2-5屮叫轴式六忾变速器传动方案

以上各种方案屮，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用M步器或啮合廷来实现。同一变速器中_有的挡位用冋步器换挡.有的挡位用啮合套换挡.那么一定是挡位髙的用同步器换挡，挡位低的用啮合轾换挡。

发动机前S后轮驱动的轿午采用屮间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图2-3a、b所示，伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加充体上。如果在附加壳体内，布罝调挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺、J。

变速器HJ2-4c所i的多支承结构方案.能提岛轴的刚度。这时，如用在轴屮:面上可分开的克体，就能校好地解决轴和齿轮等岑部件装配凼难的问题。图2-4c所示方案的岛挡从动齿轮处于悬臂状态，同吋一挡和倒挡齿轮布置在变速器克体的屮间跨距里，而屮间挡的M步器布賈在屮间轴上是这个方絮的特点。

2.倒挡传动方案

图2-6为常见的倒挡布K方案。图2-6b所承方案的优点足换倒挡时利用了中W轴上的一挡齿轮，W而缩短丫中闻轴的松度.但换挡时有两对齿轮同时进入哨合.使换忾W难。阁2-6c所示方案能获得较人的倒忾传动比，缺点是换挡程序不合理。阁2-6d所示方案针对前者的缺点做了修改.因而取代了图2-6c所示方案。图2-6e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成-•体，将其齿宽加长。阁2-6f所示方案适用于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，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用ffl2-6g所水方案。其缺点足一，倒挡须各用一■根变速器拨叉轴，致使变速器上盖屮的操纵机构3杂一些。

本设计采用阁2-6f所示的传动方案

W2-6变速器倒M传动方案

W为变速器在一挡和倒挡T作时有较大的力.所以无论足两轴式变速器还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，郞应当布s在在筇近轴的i承处，以减少轴的变形，保证w轮屯合嗖下降不多，然后按照从低挡到咼挡顺序布芮各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，乂能保证容易装倒挡的传动比敁然与一捫的传动比接近，但w为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一w布咒在职近轴的i承处，

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（二）变速器主要零件结构方案的分析

变速器的设计方案必：满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方龙时，也嬰考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因岽。

齿轮型式

与£（齿阀柱齿轮比较.斜齿阀柱齿轮有使用寿命长.I:作时噪中低等优点:缺点足制造时稍fi杂，I:作时有轴向力。变速器屮的常咱介齿轮均采用斜齿别柱齿轮，尽管这样公使常吶合齿轮数增加，并好致变速器的转动惯W増大。直齿阅柱齿轮仅用于低挡和倒挡。

在本i殳计中由丁•倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿轮传动方絮，即除一挡外，均采用斜齿轮传动。

换挡机构型式

换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合袞和同步器三种。

貞齿滑动齿轮换挡的特点足结构简单、紧凑，仍由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮V•期损坏、滑动花键扔损后ii造成脱挡、噪P大等原W,采用直齿泔动齿轮换挡吋，换档行程长也是它的缺点。W此，除一倒捫外很少采用。

采用M步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，冋时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提髙了汽乍的加速性、经济性和行驶安全性.此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构S杂，制造精度要求A,轴向尺寸有所増加，铜质冋步环的使用寿命较短。H前，同步器广泛应用于各式变速器屮。

当变速器第二轴卜.的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态吋，可以用移动啮合敍换档。这时，不仪换挡行程短，同时闪承受换挡冲击载疴的结合W齿数多.而齿轮又不参与换挡，所以他们都不会过早损坏，但因不能消除換挡冲击，仍然超求巧驶员有熟练的操作技术。此外闵堉设了哨合套和常哨合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩増火，冈此，H前这种换挡方法只在某些耍求+髙的挡位及觅型货午变速器上使用。

采用冋步器换挡呵保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，冋时操纵轻便，缩短了换挡时叫，从而提岛了汽午的加速性、经济性和行驶安全性.此外.该种型式还有利r实现操纵n动化。其缺点是结构殳杂.制造精度要求高，轴向尺十有所増加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变逨器屮。

在水设计屮所采用的是锁坏式hl步器，该m步器是依靠摩揀作用实现M步的。但它可以从结构上保证结合赵与待啮合的花键齿圈在达到冋步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构m2-7所示：

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三、变速器主要参数的选择

表3.1相关参数

主减速比

最髙时速

最大扭矩

最大功率

最髙转速

3.64

215km/h

200//Nm/3600rpm

115kw/6400rpm

6500r/min

(一)变速器主要参数的选择

1.挡数和传动比

近年來.为了降低汕耗，变速器的挡数有増加的趋势。H前，乘用乍一般用4飞个挡位的变速器。本设计也采用5个挡位。

选择最低門传动比时，应报据汽车最大爬坡度、驱动轮与路而的附范力、汽车的敁低稳定午速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等來综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车逨不岛，空气阻力可忽略，则ill大驱动力用于克服轮胎与路_间的滚动阻力及爬坡阻力。故有

寸抓之nig(f0080^+^116^)=nigy/^则由敁人爬坡度要求的变速器丨挡传动比为

i

式中，in 汽牟总质景(kg);

g——重力加速度(m/s2):

^.x道路大阻力系数：

一一驱动轮的滚动半径(in):

发动机最大转矩(N•in):

io一--主减速比：

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n汽午传动系的传动效率。

报扼驱动车轮与路而的附»条件:

求得的变速器I挡传动比为:

(3-2)

式屮.（^…汽午满载胙出丁水平路而时驱动桥给路而的载砬;p…路而的附芯•系数.计算时取^=0.5^）.6o

由己知条件:满载质饊1800kg：

r:=307uim:

Tem„=200N•m：

io=3.64：”=0.95:

根据公式（3-2）可得：i^=3.91

本没计取六挡传动比为1，中间挡的传动比理论h按公比为:

的等比数列，实际上\理论上略冇出入，W齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还®考虑与发动机参数的合理匹配。根据h式可的出：q=1.3140故A:1^?-?979

ig3-2267igl-l725

>g5=l313lgi-1

中心距

屮心距对变逨器的尺寸及质请有ft接影响，所选的屮心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变逨器的中心MjA(mm)可根据对己有变逨器的统计而得出的经验公式初定：

A= (3-4)

式屮，Ka——屮心距系数。对轿车，Ka=8.94.3:对货车.KA=8.6-96；对多忾变速器:Ka=95~11:

Tlro«变速器处于一挡时的输出扭矩：Tim„=Temaxigi^=743.85N.in

故耐得出初始中心距A=8155mm。

轴向尺寸

变速器的横向外形尺、h可根据齿轮ft径以及倒挡屮间齿轮和换挡机钩的布置初步确定。

轿午四挡变速器克体的轴向尺寸3.(M.4丄货午变速器克体的轴向尺寸与挡数有关：

五W(2.7-3.0)A六档(3.2-3.5)A

气变速器选用常啮介齿轮对数和同步器多时，中心跗系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，取整。

本次设计采用6+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是

5x81.55nun=285.43mm.

变速器売体的餃终轴向尺寸应山变速器总阁的结构尺、j•链确定。

齿轮参数

(1)齿轮模数

41B义用下列各式选取W轮模数，所选取的梭数大小应符JB111-60规定的标准值。

第一轴常啮合斜tii轮的法叫模数!!!„

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=0.4诉二¥U11 (3,5)

其中Xm«=170Nm*可得出11^=2.749,取2.75。

—挡直齿轮的模数m

ill=0.3和mm (3-6)

通过计算ni=2.99•取3。

M步器和啮介钻的接介大都采用渐开线齿形。由于制造I:艺上的股因，同一变速器屮的结合恁税数都去相M，轿乍取2-3.5。本设计取2.5。

(2)齿形、戊力角a、螺旋角P和齿宽b

汽车变逨器齿轮的齿形.压力用、及螺旋用按衣2-1选取。

表3-1汽午变速器齿轮的齿形、Hi力均4螺旋角

齿形

压力角a

煤旋角

轿车

iftiw并修形的W形

145*.15°>16°16.5°

25°^45°

报力粕较小时.承介度大，传动平稳，噪声低：较大时可提岛轮齿的抗弯强度和衣面接触强度。对轿车，为加大垔介度己降低噪少，取小些。在本S计中变速器齿轮压力用a取20°，啮合S或同步器取30°:斜齿轮螺旋角取300。

疴该注S的足选择斜齿轮的螺旋角时沌力求使屮间轴I:足轴叫力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由立体承受。

齿轮宽度b的大小11接影响右齿轮的承我能力，b加人，齿的水钱能力增仍试验衣明，在齿宽増大到一定数衍后，由于找疴分fld不均匀，反而使W

轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽墩选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重S:和缩短其轴向尺十。

通常根据齿轮悦数的大小來选定齿宽，

克齿b=（4.5~8.0）ni.mm斜齿b=（6,0~8.5）in.nun

第轴常啮合齿轮副齿宽的系数ffi岈収大一些，使接触线长度增加，K触W力降低，

以從岛仏动的f稳性和A轮々命。

四、主要零件的选择

（一）各档传动比机器齿轮齿数的确定

迮初选了屮心距、齿轮的授数和螺旋ffi后，吋根据顶宄确定的变速器档数、传动比和结构方案来分齿轮的齿数.卜面结合本没汁来说明分fid各挡齿数的方法，

1.确定各挡齿轮的齿数

一挡传动比

为了确定Zn和Z12的齿数.先求其齿数和ZE:

in

其中A=81.55.m=3.故有^=54.367,取54

3轿午.三轴式的变逨器id=3.5〜3.9时，则Z12可挝5〜17范围内选择，此处取Z12=17.则可得出Zn=37«,

I•.而根据初选的八及111计算出的么河能不是幣数，将其调粮为牿数后，从式（3-8）籽出屮心距有丫变化，这时应从及齿轮变位系数反过來计算中心距

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A,再以这个修正后的屮心跑作为以后计算的依据。

^iE^54,则根据式（3-8）反推出A=81nmi。

确定常啮合齿轮副的齿数

由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比

Z.Zio

出己经得出的数据町确定^.=1.8而常啮合齿轮的屮心跑与3挡齿轮的屮心跑相等

由此可得:

mJZj+ZJ

2cos/?=2Acos£

而根据己求得的数据可计算出：Z1+Z2=52。

（3-10）和（3-13）子联立可得：Zj=19、Z:=33B

则枨据式（3-7）可计兑出一挡实杯传动比A:iiI=378o确定其他挡位的齿数

二挡传动比iRn=L.i

Rnz>zl0

lWien=2.979-

故有

t1655

对于斜齿轮，

2Acos/7

(3-9)

(3-10)

(3-11)

(3-12)

(3-13)

(3-13)

(3-14)

(3-15)

(3-16)

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(3-14)联立(3-16〉得：2^=31.4。=21。

按冋样的方法可分別计算出：三挡齿轮Z.=29.Zs=23:四挡齿轮Z5=25、Z6=27，Z3=23.Z4=29。

确定倒挡齿轮的淘数

一般怡况下，倒挡传动比与一挡传动比较为接近，在木S计中倒挡传动比ip取3.6。屮间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮10略小，取Z14=14。而通常愔况下，倒挡轴齿轮Z15取21〜23，此处取Z15=23。

(3-17)

ipz15z14Z,

可计算出Z13=29。

故可得出中间轴与倒挡轴的中心诈

(3-18)

1

A=jinn(Zu+Z15)=58mm

(3-19)

而倒挡轴与第二轴的中心：

AM111.(^+Zls)=81OOmm^cos/7

2.齿轮变位系数的选择

齿轮的变位是齿轮设计屮一个非常盥耍的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和fid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。

变位W轮主要有叫类：尚度变位和角没变位。商度变位内轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和力岑。岛嗖变位可増加小齿轮的iii枨强度.使它达到和大齿轮强度ffl接近的程度。必度变位齿轮副的缺点足+能M时増加-对齿轮的强&，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等r•零。角度变位既具有岛度变位的优点，有避免了其缺点。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并沟成的变速器.会因保证各挡传动比的需耍，使各相互啮合齿轮副的齿数和不冋。为保证各对齿轮有相冋的中心距，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岛嗖变位时.则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。巾r•角度变位可获得良好的啮合性能及传动质s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來达到屮心距相同的要求。

变逨器齿轮是在承受循坏负荷的条件下工作，有时还承受冲击负倚。对于高挡齿轮.其主嬰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剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提卨接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样w齿轮的齿轮渐幵线离基關较远.以増大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递錢疴较人，小W轮能出现齿很弯曲断裂的现象。

总变位系数越小，一对W轮術更总厚度越涔，齿根越弱.抗弯强度越低。但是由丁*轮齿的刚®较小，场r吸收冲击振动，故噪户®小些。

根椐上述理由，为降低噪声，变逨器中除去•、二捫和倒捫以外的其他挡齿轮的总变位系数耍选用较小的一些数值.以便获得低噪声传动。其屮，一挡主动齿轮12的齿数Zu=17,因此一挡齿轮不需要变位。

（二）变速器齿轮的强度计算与材料的选择

1.齿轮的损坏原因及形式

齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿_疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。

轮闪折断分W种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮W垮曲折断：轮齿再屯fi载荷作用F齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出

番庆航天职业技术嗲R华收设计（论文〉

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现弯曲折断。骱者在变逨器屮出现的很少，后者出现的多。

齿轮工作时，-对相互啮合，齿而相互挤压，这是存在齿而细小裂缝中的润滑油汕压升岛.并异致裂缝扩展.然后齿而表层出现块状脫落形成齿而点蚀。他使齿形误差加大，产生动钱荷，导致轮齿折断。

川移动齿轮的方法完成换档的抵档和倒13齿轮，山于換档时两个迸入_合的齿轮存在角速度茶.换忾瞵叫在齿轮绱部产生冲击找荷.并造成损坏。

2.齿轮的强度计算与校核

与其他机慽设备使用的变速器比较，4<M用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽午.变逨器齿轮所用的W料、热处理方法、加工方法、精度等级、i捋方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用澹碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用丁计算通用齿轮强度公式史为间化一些的计兑公式来计»汽午齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。

（1）齿轮弯曲强度计算

ft齿轮弯曲应力

F.io^Kf

(3-20)

式中，〜弯曲应力（MPa）:

Ft]0-一-一挡齿轮10的圆周力（N），Ftl0=ZI；/d:其中&为计算载荷（N•mm）,t/为节岡直径。

K应力集屮系数.可近似取1.65；O

Kf一--摩擦力影响系数.主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9:

b 齿宽（mmh取20

t—-端而齿距（mm）:

植航天职业技术中收没计(论丈)

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和久航尺职收技术没汁（论交）

y—一齿形系数

=200x1000x218X178

当处于一挡时，中间轴上的计兑扭矩为:

(3-18)

故由F12=

可以得出Ftl2;

=659668Nm

再将所得出的数据代入式（3-17）吋得

C7wl?=651.3MPa

<7wll=533.01MPa

当计算载荷取作用到变速器第一轴I•.的最大扭矩T；_时，一挡ft齿轮的弯曲成力在400~850MPa之间。

斜齿轮弯曲应力

(3-19)

-a

式屮Kz为重合度彫响系数，取2.0：其他参数均与式（3-19）注释相同，久=1.50,

(3-20)

选择齿形系数/时，按当贷模数\:ildp在阁（3-19）屮査得。

二醐隱

根据斜齿轮参数计算公式可得出=Ft.=6798.8N

齿轮10的当量齿数2„=2/€083/7=47.7,可S表(3-20)得：y10=0.153o

6798.8x1.5 =21228Nga

20x7.85x0.153x2

同？1河得：=231.99MPa•

依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：

(3-21)

三档

ct.-276.2

a'266.4

四档

a'211.5

a'197.4

五档

a'218.8

a,/=216.98

六挡

a…=491.11

a,#496.93

、计I?载份取作用到第一轴上的W大扭矩时，对常啮介齿轮和岛齿轮，许用应力在18O-550MP3范闱内，冈此，h述计算结果均符合弯曲强度要求。

(2)齿轮接触应力

式屮，一一齿轮的接触应力(MPa):

F--一齿曲上的法向力(N),F=巧/(cosacos/?)；

――阀周力在(⑴，^=21；/€1:

a 节点处的fK力角：

P齿轮螺旋用：

E-齿轮M料的弹性模$MPa,查资料可取E=190xl05MPa:b齿轮接触的实际宽度，20mm：

pz、A主、从动齿轮节点处的曲率半径mm：

(3-22)

直齿轮：pz=r2smap^^sma

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巾J久航尺职收技术中仆没汁（论交）

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斜齿轮:

pz=(i;sina)/cos2fl

(3-23)

(3-24)

(3-25)

齿轮

p}/MPa

洚碳齿轮

液体碳瓿共讳齿轮

一挡和倒挡

1900-2000

950-1000

常咱介齿轮和

1300-1100

650-700

pb=(^sina)cos3/J

其中，l*z、分别为主从动齿轮节岡半径（mm）。

将作用在变速器第一轴上的锐仞1；_作为计算钱仰时.变速器齿轮的许用接

触应力A见下表：

农3-2变速器W轮的IT用接触力

幣理可得:

直齿：fT

通过计兑可以得出Stt齿轮的接触应力分別如下:

-档

a'"=1998.6

a^=1325.17

二档

a,，=1233.1

a=1208.5

三档

a,,.=1015.78

a=190432

四档

a,,=1308.72

a>=1279.68

五档

a^=1357.68

CT,'=1367.57

倒档

a7过=1904.37

CT^=1765.17

a,'1502.63

对照I•.表呵知，所Si|变逨器齿轮的技触疢力坫本符合耍求。

（=）变速器轴的强度计算与校核

1.变速器轴的结构和尺寸

（1）轴的结构

第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根裾前轴承内径确定。该轴承小承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长嗖由离合器的轴向尺寸确定.而花键尺寸应与离合器从动盘毂的

内花键统一考虑。笫一轴如图3-1所示：

1^3-1变速器第一轴

中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由干一档和倒挡齿轮较小，通常和屮间轴做成一体.而岛挡W轮则分别川键bM定在轴上，以便齿轮磨损后史换。

（2）轴的尺寸

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变速器轴的确定和尺寸，主耍依据结钩布fit上的逛求并考虑加I:I:艺和装配工艺要求而定。在草图S计时，由齿轮、换挡部件的工作位K和尺、t可初步确定轴的长度。而轴的立径可参考同类汽午变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：

第一轴和中间轴:

d=(0.4~0.5)Ainn (3-26)

第一轴花键部分ft径d(mm)初选

d=Kx诉： (3-27)

式屮：

K——经验系数，K=4.0-4.6.取K=4.3；

!；_一发动机敁大转矩Wm;

d=23.34mm,取d=32mmo

力保证s计的合理性.轴的强嗖与刚度咬钉一定的协调关系。闪此，轴的r［校与轴的长度l的关系可按卜式选取：

第一轴和中间轴： d/L=0.16-018；

第二轴： d/l=Q.18-021.

以下足轴的计球尺十：

第二轴：

足由轴的W料和承载悄况确定的常数) (3-28)

T=T._XiX"‘

因发动机最大扭矩不大，故C取较小值，由机械设计取C=100

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整理可得:L=c-

代入数据叫以汐挡位齿轮处的轴径为:

d"=24.32

d，产27.53

d 67

d，产37.27

d^37.67

d,;/=38.83

d"尸10.56

此处还应根裾阶梯轴的结构特点与标咻件耍求进行轴径调格。

2.轴的校核

由变速器结构扣置考虑到加I:和装妃而确定的轴的尺十，一般來说强度是足够的，仅对其危险断面进行验灯即可。对T•本没计的变逨器來说，在设计的过程屮，轴的强度和刚度都留有一定的余景.所以.在进行校核时只潘®校核一挡处即可：因为车辆在行进的过程中，-挡所传动的扭矩B大，即轴所承受的扭矩也铖大。由于笫二轴结构比较G杂，故作为巿点的校核对象。下面对笫一轴和笫二轴进行校核。

（1）第-轴的强度与刚度校核

因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，Uf以忽略，吋以认为其只受扭矩。此屮惜况卜，轴的扣矩强度条件公式为

9550000-

(3-29)

式中： ___扭转切应力，MPa：

T-—轴所受的扭矩，N-mm：

轴的抗扣截衡系数，nun3:

P-—轴传递的功申.，kw：

久航尺职收技术中仆没汁（论交）

介一计算截面处轴的迕径，mm：

[rT]许用扭转切应力，MPa。

其中P=115kw，n=6400r/min，d=2lmm：代入上式得:

9550000x

=5O.5MPa

6500

0.2x253

巾杏表可知[rr]=55MPa，故^^[rT],符合强度嬰求。

轴的扣转变形川扭米长的扭转角炉宋表‘其计兑公式为:

(3-30)

<2>=5.73xl04—GIP

式中，T——轴所受的扭矩，N-min：

G――轴的W枓的剪切弹性模最，MPa,对于钢W，（7=8.lxl04^a：

IP 轴截而的极惯性矩，nun4,Ip=Mi4/32；

将己知数据代入上式Uf得:

0>=5.73x10

200x1000

=0.9

otiZ>4314x254

8.1x10x

32

对于一■般传动轴W取[^1=0.5^10/111：故也符合Mil度耍求。

（2）第二轴的校核计算

轴的强度校核

(3-31)

(3-32)

计兑用的齿轮呐合的岡周力F,、径向力尽及轴昀力[可按下式求出:

_2I_i

d

二Utanadcos/J2TcmdHaii/?

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(3-33)

式中i一一至计算齿轮的传动比.此处为三挡传动比2.267；

d 计镓齿轮的节_直径，mm，为90mm:

a节点处的压力角，为16°:P-一螺旋角，为30°:

1；^――发动机W大转矩，为200000N-nun.

代入上式呵得：pt=12466.7N，F,=4127.8N,Fa=7197.6N

危险截面的受力阁力：

H3-2危险砹而受力分析

水平面：Fa(16075)=^75 (=> Fa=1317.4N；

水平Itlf内所受力矩：Mc=160FA10-3=210.78Nm

垂firti：

-Fm-+F,x160

F::

=——2 =6879.9N (3-34)

160+75

垂立而所受力矩：

=160xF.xlO3=110078N•m

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该轴所受扭矩为：1；=170x3.85=654.5N

故危险截面所受的合成弯矩为：

M=扣/+MX （3-35）

=7（210.78xlOOO）2+010.78xlOOO）2+（654.5x1000）3=6.9x105N•nun

则在弯矩和转矩联介作用F的轴应力a,MPa:

(3-36)

将M代入上式可得：cr=136.16MPa,在低挡工作时[<7]=400MPa.因此有:tr<[a]：符合要求。

轴的刚度校核

第二轴在乖ft而内的挠度4和在水平而内的挠度f可分別按下式计算：

(3-37)

F:aV

(3-38)

3EIL

式屮，Ft齿轮齿宽屮间平面上的径向力（N），这里等丁-Ft:

F2—齿轮齿宽中间平面卜.的圆周力（N），这里等于F，：

E-弹性模S(MPa),E=Mx5(MPa),E=2.1xlO5MPa：

I 惯性矩（nnif1）,I= .a为轴的良径（linn）:

a、b为齿轮坐上的作用力距支座人B的距與（nun）：L支座之间的距离（mm）。

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将数值代入式(3-37)和(3-38)得：

=0.13

£=0.15

故轴的全挠度为f= +f；2=0.198nmi<0.2uiui,符合刚度要求。

(四)轴承的选择与校核

轴承选择

轴承类型的选择

选用轴承选择时，竹先足轴承的类彻，我国常用的标准轴承共分儿种类FifnWiF确选择轴水类喂时应芩虑的儿大W数：

轴承的载荷

轴承所受钱仰的大小，方向和性质是选择轴承的主要依据。报据钱份的大小选择轴承类型时，由孓滚子轴承屮主要元件是线接触，适宜用于承受较大的载莳，承载后的变形也较小。而球轴承中主要为点接触，适宜用于承受较轻的或中等的钗仞。故在钗份较小时，应优先选用球轴承。

根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力滚子轴承。对于纯径向钱荷，—般选用深沟球轴承、岡柱滚子轴承或滚针轴承.在轴水在承受径叫钗荷的M时，还冇不火的轴M我荷时，可选川深沟球轴水或接触用小大的角接触球轴承或阀锥滚子轴承，当轴叫载疴较大时，可选用接触角较大角接触球轴承成岡锥滚子轴承.或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分別承担径向载荷和轴14载荷。

(3>轴承的转速

在一般转逨下，转逨的岛低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较髙时，才会有比较显苦的影响。

从工作转逨对轴承的嬰求矜，可以确定以下儿点：

球轴承与滚子轴承比较.冇较W的极限转速，故在W速吋应优先选用球轴承，

在内径相冋的条件下，外径越小，则滚动体就越轻小，运转时滚动体在外阁滚道上的离心惯性力也就越小，因而也就吏加适合于在吏卨的转逨下工作，故在髙速时.宜选用超轻、特轻及轻系列的轴承。重及特里系列的轴承.只用于低速重载的场合。如用一个轻系列轴承而承载能力达不到要求时，可考虑采用宽系列的轴承，成行把W个轻系列的轴承并装在一起使用。

保持架的M料与结构对轴承的转速影响极大。实体仅持架比冲FE保持架允许史商一些的转速.

推力轴承的极限转逨均很低。当:1:作转逨尚时，打轴向戗疴小十分人时，以采用角接触球轴承承受纯轴向力。

若I:作转速略超过样水屮规定的极限转速，可以用提卨轴承的公差等级，或者适当的加大轴承的径向游隙，选用循球润滑或油雾润滑.加强对循坏油的冷却等措施來改莕轴承的岛速性能。荇I:作转速超过极限转速较多，应选用特制的髙速转动轴承。

便r拆装也足选择轴承类型时沌考虑的一个因家。

此外.轴承类型的选择还W考虑轴承装汽整体没it的驳求。如轴承的纪汽使用®求、游动耍求等。

烷合考虑以h冈东，本次没计第-•轴后轴承力外座圈h带冇山动衲的深沟球轴承。此轴准承受径叫载荷和第一轴上的轴向载萷。第二轴前、后端采用带止动槽的圆锥滚子轴承。变逨器第二轴上常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承，在第二轴穿过壳体处采用圆柱滚子轴承以承受径向力，第二轴后部采用深沟球轴承支椁在轴承盖内。

轴承的校核

初选轴承，代号7206AC (46206)a=25°

A/R彡e时，x=l y=0

A/R>e吋， x=0.41 y=0.87

城航天职业技术学R华北设计（论文）

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#

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城航天职业技术学R华北设计（论文）

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e=0.68

其中：R—径向载荷，x一径向载荷系数，A一一轴向钱倚，

（1）计算轴承在各挡位吋的支反力

二轴受力分析

阳3-3二轴受力分析阁

图中:

C——二轴前轴承对二轴作用力的作用点：D—二轴后轴承对二轴作用力的作用点：

c—二轴骱轴承对二轴的水平、番a作用力：

D：a.D，.——二轴后轴承对二轴的水平、垂迕、轴向作用力;Fm、人、——A■挡二轴齿轮所受轴向力、径向力、UJ向力：R.——A■挡齿轮节阅半径：

各父承力的计算公式：

轴向钱府：D3x=F„

中间轴受力分析

魏航天职收技术卞K中收设计(论文)

图3-4中间轴受力分析图

图中:

E——屮间轴前轴承对轴作用力的作用点；F一一屮间轴后轴承对轴作用力的作用点：

E,・、E:*—屮间轴前轴承对轴的水平、垂直作用力：

Fu、F：.—中间轴后轴承对轴的水平、_直作用力

Fu、/^、—a•挡齿轮所受轴向力、径向力、切向力

F奶、F似、——中间轴常啮合齿轮所受轴向力、径向力、切向力。/?.—A■挡屮间轴齿轮节岡半径；

足——屮间轴常_介齿轮节_半径：

注：设计时使与人大致相等，故E、F处轴向力可不计。

谷支承力的计W公式：(L'=a^b=c^ex)

FKXb+Fgex+FaxR^-匕其

L

F^cx-F^a

Fj+FJX+-乙氏

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轴向钱荷：0

一轴受力分析

. h

Box

Cex

BixZ^

Bex

Facx

ex

m3-5—轴受力分析阁

图中：

A 轴前轴承对轴作用力的作用点：

B 轴后轴承对轴作用力的作用点；

C——二轴前轴承对轴作用力的作用点：

F幻、F似、 轴常咕介齿轮所受轴向力、径向力、W向力:

么 轴骱轴承对一轴的水平、垂宜作用力；

Bi..Bh、 轴后轴承对一轴的水平、垂芭、轴向作用力；

CJ、CJ——二轴前轴承对一轴的水平、垂直作用力：

Rt 轴常啮介齿轮齿轮节阅半径.

各支承力的计算公式：

Ax=

Clxk-Fkxli

S

么=

CUg+IQ-FUg+li)

魏航天职收技术卞K中收设计（论交）

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魏航天职收技术卞K中收设计（论交）

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巾J人航天职业技术乎K申收没计（论交）

2x s

轴向载荷：Bs■:

计算挂入X挡（非直接挡）时各轴所受扭矩

发动机输入的扭矩为T.=Texffc,一轴所受扭矩为T«,二轴所受扭矩为T：.=T.xi.（/•为该挡位传动比）。

计算各齿轮所受切向力、轴向力、径向力

T

常啮合W轮：W向力

F

轴向力

径向力

tan/7

（P，躺轮螺旋角，a 齿轮法而啮合角）。

X挡齿轮:

切向力Ftx=^;

Ts

轴向力Fax=-^rtan/?x

„ Fwtano

径向力F„= —

tan/?s

（冷.为y档齿轮螺旋角：为*挡齿轮法面啮合角）。

£［接挡时各齿轮所受轴力、径叫力、切向力均为岑。计兑各轴承的钱仰

代入上式，可求得各轴承在1〜3挡时的载荷，

（2）计»谷轴承的总当S动载荷

计算各轴承在各挡位时的径向载荷A及轴向载荷P.

例如：一轴后轴承B在x挡时的径向载荷:+B；k

轴向载荷：=B3,

计灯轴承在«•挡位时的当S动载荷：

根裾所选轴承®号，査农得到径向系数/、轴向系数r。计算公式：Px=XI^+^

计灯轴准的总当动奴荷：

£［接挡时各轴承的动载荷均为岑，M此只计算1〜3挡的当景动载荷，并以1〜3挡所需转数作力预期寿命进行校核。

计算二轴后轴承的总当馈动载荷：

二轴后轴承D在1〜3挡的与鼠动载荷分別为A.PK、P加各挡转数的分M比例为乙.：、乙、f“。根据损伤积累假说.轴承D的总当量动载荷为：

轴承寿命指数球轴承s=«3

计兑一•轴的后轴承的总当頊动钱荷

一轴的后轴承B的总当馈动载倚为:

<3）校核轴承办命

第一轴前轴承在传递扭矩时，内外圈无相对运动，所承受的足静钱荷，该轴承的选择与传动中其它部件的没计有关，木文不对其进行校核。其余轴承的校核步骤如下：

计算各轴承广3挡时寿命

计算公式：L=（C/Pm）'

#

巾J人航天助Wk技术卞K毕收设什(论交)

其屮C一一轴承的额定动载荷。

计算各轴承在广3挡时所志寿命

汽车轴承一般以汽车大修里程Ls(km)作为其预期寿命。在此里程中第二轴总转数：Nd68LsXio/(2KRr)(L,=2.5X105km)

i。为主减速，R•为午轮滚动半径。

第二轴后轴承在广3挡所芯寿命为：ND=ND>ea-f；4)

扭矩系数：fm

/[

50%

60%

f繼

70%

80%

路程系数：L

A,

f“

1%

3%

13%

80%

第一轴后轴承在广3捫所滿々命为：Nb=ND£j(Vi+(A+Us)

根据上述公式计兑结果to下:

轴承在?$档位时的当15:动载份Px:

二轴后轴承

I II III

Ps: 3788

2766 2249

IV

0

中问轴前轴承

I II

Px: 844 885

III

IV

1261

0

中间轴后轴承

番庆航天职业技术华R华收设计（论文〉

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番庆航天职业技术华R华收设计（论文〉

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峨认航天职收技术申收设计（论交）

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I

II

111

IV

Px： 811

741

905

0

一轴后轴承

I

II

111

IV

Px: 2881

2515

2029

0

各轴承总

S3.3

二轴后轴承

中间轴前轴承

屮间轴后轴承

一轴后轴承

1400

768

576

1551

各轴承寿命（10：转）

表3.1

二轴后轴承

中间轴前轴承

中间轴后轴承

一轴后轴承