(整理)二軸五檔變速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū).

1、精品文檔 經(jīng)濟(jì)型轎車機(jī)械式手動(dòng)變速箱 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū) 精品文檔 目錄 1. 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)2 2. 總體方案論證2 3. 變速器主要參數(shù)及齒輪參數(shù)的選擇 5 4. 變速器主要零部件的幾何尺寸計(jì)算及可靠性分析15 4.1 變速器齒輪15 4.2 變速器的軸19 4.3 變速器軸承24 5. 驅(qū)動(dòng)橋（主減速器齒輪）部分參數(shù)的設(shè)計(jì)與校核31 6. 普通錐齒輪差速器的設(shè)計(jì)37 7. 設(shè)計(jì)參數(shù)匯總（優(yōu)化后） 45 *參考文獻(xiàn)48 1設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 根據(jù)給定汽車車型的性能參數(shù)， 進(jìn)行汽車變速箱總體傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)， 選擇并匹配各總成 部件的結(jié)構(gòu)型式，計(jì)算確定各總成部件的主要參數(shù)； 詳細(xì)計(jì)算指定總成的設(shè)計(jì)參數(shù)， 繪出指

2、 定總成的裝配圖和部分零件圖。 表1-1轎車傳動(dòng)系統(tǒng)的主要參數(shù) 組別 發(fā)動(dòng)機(jī) 主要參數(shù) 1 1.6L橫置 前驅(qū) FF, MT 5 擋， 2總體方案論證 變速器的基本功用是在不同的使用條件下，改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車 得到不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。此外，應(yīng)保證汽車能倒退 行駛和在滑行時(shí)或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系保持分離。需要時(shí)還應(yīng)有動(dòng)力輸出的功能。 變速器設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求： 具有正確的檔數(shù)和傳動(dòng)比，保證汽車有需要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)； 有空檔和倒檔，使發(fā)動(dòng)機(jī)可以與驅(qū)動(dòng)輪長(zhǎng)期分離，使汽車能倒車； 換檔迅速、省力，以便縮短加速時(shí)間并提高汽車動(dòng)力

3、性（自動(dòng)、半自動(dòng)和電子操縱機(jī)構(gòu)）； 工作可靠。汽車行駛中，變速器不得跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生； 應(yīng)設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，以便必要時(shí)進(jìn)行功率輸出； 效率高、噪聲低、體積小、重量輕便于制造、成本低。 變速器是由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)的不同，變速箱有三、四、五和多 擋幾種。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式 和多中間軸式變速箱。 在已經(jīng)給出的設(shè)計(jì)條件中，具體的參數(shù)說(shuō)明如下： 表2-1汽車傳動(dòng)系統(tǒng)主要參數(shù) 發(fā)動(dòng)機(jī) 1.6L橫置 變速器 MT 5擋 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 155/3800 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 77/5000 驅(qū)動(dòng)形式 FF 汽車裝備質(zhì)

4、量（kg） 1285 2.1傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 （1）傳動(dòng)萬(wàn)案的選取 根據(jù)提供的參數(shù)及設(shè)計(jì)需求，變速器傳動(dòng)方案的選擇如下 1110987654 21 1 輸入軸 2 輸入軸一檔齒輪3 輸入軸倒檔齒輪4 倒檔軸 5 倒檔軸倒檔齒輪 6輸入軸二檔齒輪7 輸入軸三檔齒輪8三、四檔同步器9 輸入軸四檔齒輪 10支撐11 輸入軸五檔齒輪12 五檔同步器 13 輸出軸14 輸出軸五檔齒輪 15 輸出軸四檔齒輪 16輸出軸三檔齒輪17 輸出軸二檔齒輪18一、二檔同步器 19輸出軸倒檔齒輪20 差速器半軸齒輪21 差速器星行星齒輪 圖2-1變速器傳動(dòng)方案 該方案的的特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成

5、一體，由于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置，故主減 速器不需要有改變轉(zhuǎn)矩方向的作用，主減速器齒輪選用斜齒圓柱齒輪。因考慮到滑動(dòng)齒套換擋對(duì) 齒輪齒端不利，故使倒檔齒輪與其它傳動(dòng)齒輪一樣為 常嚙合直齒輪，并用同步器換擋，同步器與 倒檔的布置如圖所示。 （2）倒擋布置方案 根據(jù)選取的傳動(dòng)方案，倒擋的布置形式如下所示: 圖2-2倒擋方案 由上圖可知，該方案能使換擋更加輕便。 （3）變速器結(jié)構(gòu)圖 圖2-3五擋變速器結(jié)構(gòu)圖（該圖主減速器為錐齒輪） 如上圖所示，為了提高軸的剛度，變速器軸增加了中間支承。 2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析 （1 ）齒輪形式 變速器兩軸傳動(dòng)齒輪采用 斜齒常嚙合齒輪，優(yōu)點(diǎn)是使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低。D

6、 倒檔齒輪采用直齒常嚙合圓柱齒輪，主減速器采用斜齒圓柱齒輪。 （2）換擋機(jī)構(gòu)形式 變速器采用 同步器換擋，其優(yōu)點(diǎn)是換擋迅速、無(wú)沖擊、換擋噪聲小，提高了汽車的加速性、 燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。 （3）變速器軸承 初選輸出端為短圓柱滾子軸承，其余為向心球軸承具體選型與計(jì)算在軸承的壽命計(jì)算中詳細(xì) 分析。 3變速器主要參數(shù)及齒輪參數(shù)的選擇 3.1擋數(shù) 按設(shè)計(jì)要求，變速器檔位數(shù)為5擋，其中最高檔位超速擋。 3.2傳動(dòng)比范圍的選擇 變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比的比值。最高擋通常為直接擋, 而本次設(shè)計(jì)為了提高汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性，將最高擋設(shè)為超速擋，檔位數(shù)為五擋。 超速檔的傳動(dòng)比一般為

7、0.70.8。最低擋的傳動(dòng)比則要求考慮發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定 轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)橋與地面的附著率、主減速器比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及 所要求達(dá)到的最低行駛車速等而對(duì)于乘用車，其范圍一般在3.04.5之間。 表1是國(guó)內(nèi)外一些變速器的速比設(shè)置，可以發(fā)現(xiàn)，多數(shù)變速器的各檔速比值符合偏置等比級(jí) 數(shù)。 表1國(guó)肉外一華蠻速耀的速比 蜜違聘 3S 號(hào) 各檔坯岀 一梢 二檔 叫檔1 五椚 Kkf】3O(三閹 1985 4.J3 136 w 1.0 KM13K剛 402 150 L641 1.0 5UWUX日嚴(yán)網(wǎng) 146 13* I.M txi jR4W71B( H 產(chǎn) 1900) 22 1.

8、6 MeKTdQ BH17市內(nèi)K客車用 4 24 i.fa 1. 1.0 K.MP5. KW3兀二菱 1勉) 3.74 114 L% 1J0 0 xH56 1打豐用 X66 L 2,恥 LC (K835 首先在滿足要求的情況下令最小傳動(dòng)比 3.2.1 主減速器傳動(dòng)比的初選 主減速比對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí)汽車的 動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響，可通過(guò)燃油經(jīng)濟(jì)性一加速時(shí)間曲線來(lái)確定。 而在設(shè)計(jì)計(jì)算中，的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比一起由整車動(dòng)力計(jì)算來(lái) 確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶鈭D來(lái)研究對(duì)汽車動(dòng)力性的影響。通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī) 與傳動(dòng)系參

9、數(shù)作最佳匹配的方法來(lái)選擇值，可使汽車獲得最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 對(duì)于具有很大功率儲(chǔ)備的轎車、長(zhǎng)途公共汽車尤其是賽車來(lái)說(shuō)，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速，這時(shí)值應(yīng) 按下式來(lái)確定： (3-1) 式中：一車輪的滾動(dòng)半徑，對(duì)于1.6排量的汽車，考慮到汽車的經(jīng)濟(jì)性，一般輪胎不宜過(guò)寬，以 195/65 R15輪胎為例，即其車輪滾動(dòng)半徑為 變速器量高檔傳動(dòng)比，即。 般選擇比上式求 對(duì)于其它汽車來(lái)說(shuō)，為了得到足夠的功率儲(chǔ)備而使最高車速稍有下降, 得的大10%25%，即按下式選擇： （3-2） 根據(jù)所選定的主減速比值，就可基本上確定主減速器的減速型式（

10、單級(jí)、雙級(jí)等以及是否 需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應(yīng)。 令，把，代入式（3-2 ）中 最后取主減速器傳動(dòng)比。 3.2.2最小傳動(dòng)比的選擇 整車傳動(dòng)系的最小傳動(dòng)比可根據(jù)最高車速及其功率平衡圖來(lái)確定，且在選擇時(shí)要注意有利于 汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性。 選擇的結(jié)果為。 3.2.3最大傳動(dòng)比的選擇 汽車變速器最大傳動(dòng)比的選擇需要考慮三方面的因素：最大爬坡度、附著率、汽車的最低穩(wěn) 定車速。得： (3-3) 式中為汽車的最大爬坡度，取。 為滾動(dòng)阻力系數(shù)，取。 ,主減速器傳動(dòng)效率 為整車的機(jī)械傳動(dòng)效率，取變速器傳動(dòng)效率 則有 （其它參數(shù)與最小傳動(dòng)比選擇時(shí)相同。） （3-4） 式中 為地面

11、提供給驅(qū)動(dòng)輪的法向作用力（取平均前軸負(fù)荷61.5%） ：為地面附著系數(shù)，對(duì)與路況良好的混凝土或?yàn)r青路面，;：取0.85。 (3-5) 式中為發(fā)動(dòng)機(jī)最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，取 為汽車最低穩(wěn)定車速。 已知， ，根據(jù)設(shè)計(jì)要求，取 的情況下，可知，若傳動(dòng)比分配為等比級(jí)數(shù)（現(xiàn)實(shí)中 。 綜合上述要求，可得 3.2.4各擋傳動(dòng)比的初選 在已知擋位數(shù)為5與、 高擋傳動(dòng)比間隔可以比低擋稍?。?，則 各擋傳動(dòng)比的初選結(jié)果如下表所示: 表3-1汽車變速器傳動(dòng)比（初選） 擋數(shù) 1 2 3 4 5 R 傳動(dòng)比i 3.2 2.0 1.4 1.0 0.8 3.500 3.3中心距A 變速器的中心距 A系指變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的

12、距離。其主要由傳遞的扭矩、結(jié) 構(gòu)和工藝情況決定，而其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，還關(guān)系到齒輪 的接觸強(qiáng)度：中心距過(guò)大將使變速器的質(zhì)量增加較多；中心距過(guò)小則會(huì)使齒輪的接觸強(qiáng)度變大， 壽命變短，且影響變速器殼體的性能。 因此最小允許的中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定，而且最小中心距要同時(shí)滿 足最低擋的傳動(dòng)比要求。 而對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng) （FF）的乘用車，其中心距A也可以根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量與中心距的統(tǒng) 計(jì)數(shù)據(jù)初選。統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表明，乘用車變速器的中心距一般在6080mm范圍內(nèi)變化。原則上來(lái)說(shuō)， 車越輕，中心距也越小。 設(shè)計(jì)中用下述經(jīng)驗(yàn)公式初選中心距A （3-6） 式中A為

13、變速器中心距（mm） 為中心距系數(shù)，對(duì)于轎車，取 變速器傳動(dòng)效率，取 已知，最后取。 3.4外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置來(lái)初步確定。對(duì) 于四擋的乘用車，其變速器殼體的軸向尺寸為（3.03.4）A。 對(duì)于設(shè)計(jì)要求的五擋變速器，初步估計(jì)其殼體橫向尺寸為250mm。 3.5齒輪參數(shù)（斜齒輪齒形參數(shù)） 3.5.1模數(shù) 齒輪模數(shù)與齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等因素有關(guān)，而在設(shè)計(jì)中主要考慮對(duì)齒輪強(qiáng) 度的影響。齒輪模數(shù)大則其彎曲應(yīng)力小，但齒輪齒數(shù)會(huì)隨之減少，并減小齒輪嚙合的重合度，增 加嚙合噪聲。因此，在彎曲強(qiáng)度允許的條件下應(yīng)使齒輪模數(shù)盡量小。 設(shè)計(jì)中已確

14、定變速器（不包括主減速器）齒輪均為圓柱斜齒輪，即斜齒輪應(yīng)滿足以下的強(qiáng)度 要求： 在選擇模數(shù)時(shí)，若從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選擇同一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各 擋齒輪應(yīng)選用不同的模數(shù)。一般來(lái)說(shuō)，變速器低擋齒輪應(yīng)選用較大的模數(shù)，其它擋位選用另一種 模數(shù)。 變速器用齒輪模數(shù)范圍見(jiàn)表 3-2 。 表3-2汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 車型 發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L 1.0V 1.6 1.6V 蘭 2.5 模數(shù) 2.252.75mm 2.503.00mm 另外，變速器齒輪所選的模數(shù)應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，見(jiàn)表3-3。 表3-3汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自GB/T1357 1987）（ mm） -一- 1.00 1.2

15、5 1.5 一 2.00 一 2.50 一 3.00 一 一 一 4.00 一 5.00 一 6.00 -二二 一 一 一 1.75 一 2.25 一 2.75 一 (3.25) 3.50 (3.75) 一 4.5 一 5.50 一 根據(jù)以上要求，初選 1、 3、5擋齒輪法向模數(shù)， 2、4擋齒輪法向模數(shù) 倒擋齒輪模數(shù) 3.5.2 壓力角a 齒輪壓力角有，等多種。壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低了 齒輪剛度，有利于降低齒輪傳動(dòng)的噪聲；壓力角較大時(shí)，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對(duì)于斜齒輪，壓力角為時(shí)強(qiáng)度最高，而對(duì)于乘用車，為加大重合度以降低噪聲，理論上 應(yīng)取較小的壓力角。 本次設(shè)計(jì)各擋齒輪

16、壓力角均選為。 3.5.3 齒寬b 在變速器齒輪的設(shè)計(jì)中，齒寬的選擇應(yīng)滿足既能減輕變速器質(zhì)量，同時(shí)又能保證齒輪工作平 穩(wěn)的要求。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬： 直齒：，其中取齒寬系數(shù)； 斜齒：，其中取齒寬系數(shù)； 嚙合套或同步器，。 對(duì)于嚙合的一對(duì)齒輪，小齒輪的齒寬應(yīng)比大齒輪的稍大，一般為510mm ;對(duì)于采用同一模 數(shù)的各擋齒輪，低擋齒輪的齒寬也應(yīng)當(dāng)比高擋齒輪稍大一些。 齒寬的選取結(jié)果見(jiàn)表 3-4。 表3-4汽車變速器齒輪的模數(shù)選擇結(jié)果 擋位 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 倒擋 法向模數(shù)(mm) 2.25 2.50 2.25 2.50 2.25 2.25 齒寬 (mr) 輸入軸 齒輪 2

17、0 20 18 15 14 18 輸出軸 齒輪 18 18 16 17 16 16 3.5.4 螺旋角3 由于變速器的設(shè)計(jì)中(不包括主減速器)的齒輪均采用了斜齒輪，故存在螺旋角3。采用具 有螺旋角的斜齒輪可以加大重合度，提高強(qiáng)度，降低噪聲，但有軸向力作用在軸承上，需要計(jì)算 確認(rèn)。 螺旋角3確定根據(jù)以下原則： (1) 使齒輪的縱向重合度，這樣在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，齒面螺旋線上始終有齒接觸， 可以保證運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)。具體設(shè)計(jì)時(shí)，螺旋角3可按(3-7)式確定： ()(3-7) (2) 由于斜齒輪工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生軸向力，為此在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)自在理論上使螺旋角3的選擇 正好能使一根軸上的齒輪產(chǎn)生的軸向力相互抵消，如圖3-1所

18、示。 圖3-1中間軸軸向力的平衡 即滿足下式： -(3-8) 對(duì)于兩軸式變速器，由于軸向力較難抵消，也可參考同種車型的數(shù)據(jù)。 (3) 斜齒輪的輪齒強(qiáng)度會(huì)隨著螺旋角B的增大而提高，且螺旋角B的增大會(huì)使齒輪的 接觸強(qiáng)度與重合度增大，但當(dāng)螺旋角3大于30時(shí)其彎曲強(qiáng)度將明顯的下降。因 此，對(duì)于轎車來(lái)說(shuō)，為求傳動(dòng)平穩(wěn)，往往將螺旋角3取的稍大。 螺旋角3的初選結(jié)果見(jiàn)表3-5 。 表3-5汽車變速器齒輪螺旋角3的初選結(jié)果 擋位 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 倒擋 3 20 20 25 25 25 0 3.5.5齒頂高系數(shù)與頂隙系數(shù) 本次設(shè)計(jì)取斜齒輪的法向齒頂高系數(shù)，法向頂隙系數(shù) 3.6變速器傳動(dòng)齒輪齒數(shù)分配

19、和實(shí)際傳動(dòng)比的校正 在以上參數(shù)確定后即可確定傳動(dòng)齒輪的具體分配齒數(shù)。在確定齒數(shù)時(shí)，為了使齒輪齒面磨損 均勻，各擋齒輪的齒數(shù)比一般不取整數(shù)。 如圖3-2所示，五擋變速器外加倒擋，共13個(gè)齒輪，齒數(shù)分別記為。 圖3-2變速器齒輪齒數(shù)的分配 361確定一擋齒輪的齒數(shù)(對(duì)于乘用車，一擋小齒輪齒數(shù)可在1217之間選取) 一擋傳動(dòng)比為 (3-9) 且有 已知， ，將數(shù)據(jù)帶入上式，得 ，取 ，取 。 則有修正后的 ，滿足要求。 (3-10) 362對(duì)中心距A及一擋齒輪螺旋角進(jìn)行修正 1） 根據(jù)一擋齒輪齒數(shù)的分配，修正后有 ，取整為 修正后的A可作為各擋齒輪的分配依據(jù)。 2） 已知 ，由已知條件取修正后的一擋

20、齒輪螺旋角。 3.6.3確定二擋齒輪的齒數(shù) 同理于一擋，已知， 則有一，滿足要求。 修正后取二擋齒輪螺旋角 364確定三擋齒輪的齒數(shù) 已知， 則有-，滿足要求。 修正后取三擋齒輪螺旋角 365確定四擋齒輪的齒數(shù) 已知， 則有一，滿足要求。 修正后取四擋齒輪螺旋角 366確定五擋齒輪的齒數(shù) 已知， ，取 ，取 ； 。 ，得 ，取 ，得： ； ，取 。 ，取 ，得： ，得: ，取 ，取 則有一，滿足要求。 修正后取五擋齒輪螺旋角。 367確定倒擋齒輪的齒數(shù) ，修正后取倒擋齒輪螺旋角 同理與以上分析，最后取14， 368變位系數(shù) 為了避免齒輪產(chǎn)生跟切、 更好的與中心距匹配，以及調(diào)整齒輪的各種屬性，

21、需要使齒輪變位。 變位齒輪有兩種：高（度）變位和角（度）變位。其中高變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位 系數(shù)和為零，角變位則不為零。設(shè)計(jì)時(shí)選取角度變位。 變位系數(shù)的選擇一般考慮一下幾點(diǎn)： 1 ）避免根切避免根切的最小變位系數(shù)可由（3-11）式確定 （3-11） 式中為齒頂高系數(shù)，已知； Zmin為未變位又不發(fā)生根切的最小齒數(shù)，可取。 由此可得： 對(duì)一擋齒輪有- 對(duì)二擋齒輪有 對(duì)三擋齒輪有 對(duì)四擋齒輪有 對(duì)五擋齒輪有 對(duì)倒擋齒輪有 2）防止齒頂變尖齒頂法面弦齒厚大于等于 可由（3-12）式確定： （3-12） 式中為齒頂螺旋角, 為齒頂端面弦齒厚, 上述公式中，為齒頂圓直徑， 3）齒根壁厚不要小于

22、1.2倍齒全高。 4 ）主、從動(dòng)齒的彎曲應(yīng)力應(yīng)當(dāng)平衡，以保證二者的彎曲疲勞壽命相等。 變位系數(shù)的選擇主要由以上幾點(diǎn)考慮， 而為了降低噪聲，一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和可適 度取小。精確的計(jì)算，可由計(jì)算機(jī)編程來(lái)完成。一擋齒輪的程序計(jì)算截圖如圖3-3所示。 初始童數(shù) Mn Alpha Z1 Z2 怙臚 Cn AO |225 lio- 圖3-3齒輪的程序計(jì)算截圖 齒輪角（度）變位系數(shù)結(jié)果如下表所示。 表3-6齒輪變位系數(shù)選擇結(jié)果 、擋 變位X位 數(shù) X 擋 擋 擋 四 擋 五 擋 倒 擋 輸入軸齒輪 0.200 0.000 0.000 0.000 0.000 0.300 輸出軸齒輪 -0.067 0.

23、004 0.000 0.001 0.000 -0.300 3610齒輪精度的選擇 各類機(jī)器所用齒輪傳動(dòng)的精度等級(jí)范圍列于表3-7中，按載荷及速度推薦的齒輪傳動(dòng)精度 等級(jí)如圖3-4所示。具體的精度選擇結(jié)果見(jiàn)設(shè)計(jì)參數(shù)表。 表3-7各類機(jī)器所用齒輪傳動(dòng)的精度等級(jí)范圍 機(jī)器名稱 精度等級(jí) 機(jī)器名稱 精度等級(jí) 汽輪機(jī) 36 拖拉機(jī) 68 金屬切削機(jī)床 38 通用減速器 68 航空發(fā)動(dòng)機(jī) 48 鍛壓機(jī)床 69 輕型汽車 58 起重機(jī) 710 載重汽車 79 農(nóng)業(yè)機(jī)器 811 （注：主傳動(dòng)齒輪或重要的齒輪傳動(dòng)，偏上限選擇；輔助傳動(dòng)齒輪或一般齒輪傳動(dòng)，居中或偏下限選 擇。） 6-5-5-X X - fl X

24、X r 1 I 1 1 1 1 =00- X X 8-7-7-X X 0 1 1 1 r i i i i 2040 Hl S0 岡性齒輪傳動(dòng) 2040 M 紳 100 l1 TtTS) 圖3-4齒輪傳動(dòng)精度等級(jí) 3.6.10齒輪的后處理 齒輪在設(shè)計(jì)與制造中還需進(jìn)行齒形的修正，材料的選擇，熱處理以及強(qiáng)化等步驟，在此不詳 細(xì)論述。 3611補(bǔ)充說(shuō)明 以上得到的設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)并沒(méi)有達(dá)到最優(yōu)設(shè)計(jì)結(jié)果，以齒輪的變位系數(shù)為例， 若為理想情況，對(duì) 于變速器中較低擋位與倒擋，為了獲得高強(qiáng)度的齒輪副，變位系數(shù)之和應(yīng)該取得較大，而為了獲 得低噪聲傳動(dòng)，高擋齒輪副的變位系數(shù)之和應(yīng)該取得較小。由368中得出的結(jié)果可知，倒擋

25、齒 輪的變位系數(shù)并沒(méi)有很好的滿足設(shè)計(jì)的理想要求。在這種條件下可以通過(guò)對(duì)要求的目標(biāo)函數(shù)的確 定，并選擇約束條件，并通過(guò)數(shù)學(xué)工具（如MATLAB的優(yōu)化工具箱 FMINCON函數(shù)）來(lái)進(jìn)行最優(yōu) 化設(shè)計(jì)。具體的設(shè)計(jì)過(guò)程不在此詳述。 4變速器主要零部件的幾何尺寸計(jì)算及可靠性分析 4.1變速器齒輪 4.1.1齒輪的損壞形式 、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕） （本次設(shè)計(jì)時(shí)無(wú)需考慮）以及齒面膠合。 4.1.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 與其它機(jī)械行業(yè)比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器 齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支承方式也基

26、本一致。因此，用于計(jì)算通用 齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。 1）輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算（斜齒輪） 假定載荷作用在齒頂，齒形系數(shù)的選擇如圖 4-1所示。 圖4-1齒形系數(shù)圖 已知斜齒輪彎曲應(yīng)力為 (4-1) 式中Fi為圓周力， 為計(jì)算載荷，為節(jié)圓直徑， , 為應(yīng)力集中系數(shù)， 為法向齒距， 為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖4-1中查得, 為重合度影響系數(shù), （其它未說(shuō)明參數(shù)同上） 將上述有關(guān)參數(shù)整理后可得式（4-2） （其中齒寬系數(shù) ）（4-2） 在已知發(fā)動(dòng)機(jī)輸出最大轉(zhuǎn)矩 可得： 對(duì)一擋小齒輪，根據(jù) 對(duì)一擋大齒輪，根據(jù) 對(duì)二擋小齒輪，根據(jù) 對(duì)二擋大齒輪

27、，有根據(jù) 和其它相關(guān)參數(shù)的情況下，由許用應(yīng)力 查圖4-1得，則有 ，滿足強(qiáng)度要求。 查圖4-1得，則有 查圖4-1得，則有 ,滿足強(qiáng)度要求。 查圖4-1得，則有 ，滿足強(qiáng)度要求。 對(duì)于各擋齒輪的強(qiáng)度計(jì)算，由斜齒輪彎曲應(yīng)力的公式與齒輪參數(shù)易知，在同等條件下，一擋 小齒輪所受的彎曲應(yīng)力比其它擋位（不包括倒擋）均要大，即在一擋小齒輪滿足輪齒彎曲應(yīng)力要 求的情況下，其它各擋齒輪也能滿足要求。 同理對(duì)于倒擋小齒輪，有 ，滿足強(qiáng)度要求。 綜上所述，變速器傳動(dòng)齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求 2）輪齒接觸強(qiáng)度計(jì)算（斜齒輪） 已知斜齒輪接觸應(yīng)力為二j (4-3) 式中為齒面上的法向力，, 為圓周力，為節(jié)圓直徑， 為齒輪材

28、料的彈性模量，對(duì)于滲碳鋼，可取 為齒輪接觸的實(shí)際寬度， 和 為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，對(duì)斜齒輪 與 為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑。 將作用在輸入軸的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)下表。 表4-1變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力q 齒輪 一檔和倒檔 Oj (N.1 mm2) 潘碳齒輪 1 900 -2 000 録化齒輪 5 0 -1 00 0 常嚙合和高檔 1 300 100 650 -700 根據(jù)上述分析可知，對(duì)變速器一擋齒輪，有 對(duì)于一擋小齒輪（輸入軸），有圓周力 - 法向力 齒寬， 對(duì)于一擋大齒輪（輸出軸），有 法向力 齒寬， 由以上數(shù)據(jù)可得，對(duì)于一擋小齒輪，

29、有： 對(duì)于一擋大齒輪，有： 故一擋齒輪接觸強(qiáng)度滿足要求。 同理于一擋，可知對(duì)變速器二擋齒輪，有 對(duì)于一擋小齒輪（輸入軸），有圓周力 法向力 齒寬， 對(duì)于一擋大齒輪（輸出軸），有 法向力 齒寬， 由以上數(shù)據(jù)可得，對(duì)于一擋小齒輪，有： 對(duì)于一擋大齒輪，有： 故二擋齒輪接觸強(qiáng)度滿足要求。 同理于彎曲強(qiáng)度的分析，易知變速器其它擋位齒輪 （不包括倒擋）也能符合接觸強(qiáng)度的要求。 綜上所述，變速器齒輪滿足接觸強(qiáng)度要求 4.1.3齒輪材料的選擇 等常用材料均可。選擇 變速器齒輪選用滲碳合金鋼, 4.2變速器軸 變速器工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。變速 器的軸應(yīng)有足夠的剛

30、度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔愕妮S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì) 齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。所以設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒 輪能實(shí)現(xiàn)正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和已知條件先初選軸的直徑，然后再進(jìn)行 可靠性分析。 4.2.1初選軸的直徑 在已知變速器中心距 A=76mm時(shí)可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式取變速器兩軸中部直徑d 34mm,取 = 0.16L 0.18。 pl 支承間距離L=200mm，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值- L 4.2.2軸的可靠性分析 1）軸的剛度計(jì)算 對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心 距發(fā)生變

31、化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖4-2所示，致使沿齒長(zhǎng)方向的 壓力分布不均勻。 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和 轉(zhuǎn)角。 變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)的撓度為，在水平面內(nèi)的撓度為 和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計(jì)算： fc F2b 3EIL F2a2b 3EIL a ) o = 3EIL 式中F為齒輪齒寬中間平面上的徑向力, F2為齒輪齒寬之間平面上的圓周力， E為彈性模量，對(duì)于滲碳鋼，取 E=210GPa， I為慣性矩，對(duì)于實(shí)心軸， I=二d4， 64 d為軸的直徑，花鍵初按平均直徑計(jì)算， a、b為齒輪上的作用力

32、距支座 A、B的距離, L為支座距離。 軸的全撓度為f f：+f；乞0.2mm。 軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度允許值為fc=0.050.10mm , fs=0.100.15mm。齒 輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò) 0.002rad 。 已知E=210GPa，計(jì)算時(shí)令兩軸d=dmin = 34mm，兩支承A、B之間的距離L=200mm， I= 9 3 Q : 22rrm 22nm 32mm 42inn 6Cmm 圖4-4齒輪在軸上的分布 T 4 6廠65563.99斌，為方便計(jì)算，齒輪的分布初選如圖4-4所示。 根據(jù)以上參數(shù), 具體剛度校核過(guò)程如下: 對(duì)一擋齒輪處， 有爲(wèi)-FT _ Te maxr _

33、Temax , 2cosP mnZ =1552.25 15 2 cos 20 二 2783.45N , 2. 2 Ra b 3EIL 2. 2 F2a b 3EIL tan : F = Fr = Ft= 2783.45匯怕門電=1077.94N , cosPcos20 取a=22mm， b=178mm，得: 1077.94222 1782 3 21000065563.99200 - 3.262 mm fc 2783.45222 1782 3 21000065563.99200 _ 8.42310 mm fs， 二fc2 fs2 = 9.033 10mm ： f 二 0.2mm， Fjab(b

34、- a) 3EIL 177.94 22 178 156 八誡 3 210000 65563.99 200 :0.002rad =1.131。 同理，對(duì)于二擋齒輪處，有 譏max mnZ 2cos !：:;- = 155 2.5 19 2 cos20.90 -3940.52N , _ Ra2b2 c _ 3EIL F2a2b2 3EIL ff； fs2 _ Rab(b-a) 一 3EIL 對(duì)于三擋齒輪處, F1a b 3EIL 2. 2 F?a b 3EIL f2 s tanot F1干云 取 a=64mm , 1535.24642 fl tan 20 = 3940.521535.24N , c

35、os20.90 b=136mm，得: 1362 3 21000065563.99200 =2.188 10, mm : fc, 3940.526421362 3 21000065563.99200 -0.0603 mm ： f = 0.2 mm 二 0.0562 mm : fs, 黑蠶爲(wèi)器）巾4 10”1。 mnZ 2cos : FTcosE 2.25 26 =155 T2=4861.53N, tan - =4861.53tan2 取 a=86mm , b=114mm 1897.38 862 1142 1897.38 N , cos21.16 ，得: 3 210000 65563.99 200

36、 2 2 4861.5386114 Rab(b - a) 3EIL =0.0350 mm ： fc, 3 21000065563.99200 =0.0898 mm : fs, =0.0964 mm : f = 0.2mm , 1897.38 86 114 (114-86) 3 210000 65563.99 200 一9.928 101.131 對(duì)于四擋齒輪處，有 emax mnZ 2cos : = 155 2.50 29 2 cos 20.36 = 5993.17 N , 精品文檔 F1 tan : cos : = 5993.17tan02326.70N, COS20.36， 取 a=118

37、mm , b=82mm，得: 3EIL 2326.701182 822 3 210000_65563.99_200 二 0.0496 mm ： fc, F2a2b 3EIL 5993.171182 822 3 21000065563.99200 =0.1107 mm ： fs, f , fc2fs20.1213 mm : f = 0.2mm , ,Rab(a -b) o = 3EIL 2326.70 118 82 (118-82) 3 210000 65563.99 200 -1.21710* : 1.131 。 對(duì)于五擋齒輪處，有 F2二Temax1555 356650.06N , 2cos

38、 P2 匯 cos 23.40 F tan : cos : +a n OCv 二665。06 cos=2637.33N, 取 a=140mm , b=60mm，得: fc Ra2b2 3EIL 2637.33 1402 602 3 210000 65563.99 200 二 0.0376 mm ： fc, F2a2b 3EIL 2 2 6650.0614060 3 21000065563.99200 =0.0948 mm : fs, ffc2fs20.102 mm ： f 二 0.2mm , 社 F,ab(a -b) -3EIL =2.944 10： 1.131。 2637.33 140 60

39、 (140-60) 3 210000 65563.99 200 由以上分析可知， 軸在五擋齒輪處均能滿足剛度要求。 而由一擋齒輪的剛度分析易知，由于離支承點(diǎn)的距離近，故實(shí)際上在已知高擋齒輪的剛度時(shí) 可以不用校核，同理可確定，倒擋齒輪能滿足齒輪的剛度要求。 在實(shí)際的二軸式變速器中， 與輸入軸常嚙合的輸出軸上的齒輪常通過(guò)青銅襯套或滾針軸承裝 在軸上，這樣也能增加軸的剛度。 2）軸的強(qiáng)度計(jì)算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲 變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩 Mc、Ms。軸在 轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩同時(shí)作用下，其應(yīng)力為

40、(4-4) M 32M 式中，M= . Mc+Ms+Tn （ N mm）, W為抗彎截面系數(shù)， w= 衛(wèi)，取d=dmin =34mm， 32 在低擋工作時(shí)，取二=400MPa 。 由軸的剛度校核中已知，對(duì)一擋齒輪處，有 Ft =Temax2co = 2783.45N, tana Fr 二 Ft1077.94N, cosr Fa = Ft tan ： =1013.09N， a=25mm，b=200mm Mc a(FRr Fab) L = 20267.35N mm， Ms=61854N mm， L Tn = 155000N mm 2 2 2 M二 jMc+Ms+Tn =168112.11N mm，

41、 由以上數(shù)據(jù)可知在一擋齒輪處有q = 32鳥(niǎo)=43.59MPa :二=400MPa W nd 說(shuō)明軸在一擋齒輪處滿足強(qiáng)度要求，同理與剛度分析，易知軸在其它齒輪處亦能滿足強(qiáng)度要 求。 而在實(shí)際制造時(shí)，由于輸出軸上的齒輪通過(guò)青銅襯套裝在軸上，所以軸徑要比上述設(shè)計(jì)的小, 具體尺寸見(jiàn)主減速器主動(dòng)錐齒輪（軸）圖 。 4.3變速器軸承 4.3.1軸承形式的選擇 變速器軸承多采用向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針 軸承。左圖為單列的深溝球軸承的示意圖。 對(duì)于本次設(shè)計(jì)的兩軸變速器，輸入軸前軸承可采用向心球軸承 （1），對(duì)于一般汽車，此軸承都安置在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪內(nèi)腔中。輸入軸 后端軸承選用外座圈上有止動(dòng)槽的向心球

42、軸承（2），用來(lái)承受徑向 負(fù)荷以及輸入軸上的軸向負(fù)荷，為方便輸入軸的拆裝，后端軸承的 外圈直徑應(yīng)比輸入軸齒輪的齒頂圓直徑大。 輸出軸前段可采用短圓柱滾子軸承（3）,后端采用帶止動(dòng)槽的單列向心球軸承（4）。軸上的 軸向力由后端軸承承受。 向心球軸承除了徑向載荷，也能承受雙向的軸向載荷，而且由于摩擦力矩較低， 能適用于高 速旋轉(zhuǎn)場(chǎng)合以及低噪音，低振動(dòng)的場(chǎng)合。并能滿足高精度的應(yīng)用要求。 4.3.3軸承尺寸的選擇 1）輸入軸前端的向心球軸承 圖4-5向心球軸承尺寸示意圖 ，外徑 根據(jù)變速器軸的直徑與中心距要求，根據(jù)軸承手冊(cè)，如圖，初選內(nèi)徑 ，寬的軸承，軸承代號(hào)為 63/22NR。 2 ）輸入軸后端外座

43、圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承 圖4-6外座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承尺寸示意圖 初選內(nèi)徑，外徑，寬的軸承，軸承代號(hào)為6305-N。 3）輸出軸前端的圓柱滾子軸承 精品文檔 精品文檔 NJ型 圖4-7圓柱滾子軸承尺寸示意圖 ，寬的軸承，軸承代號(hào) ，外徑，寬 按軸承標(biāo)準(zhǔn)選用。最后進(jìn)行軸承壽 同理于輸入軸軸承，初選內(nèi)徑，外徑 為 NU 1006。 4 ）輸出軸后端外座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承 輸出軸后端外座圈上有止動(dòng)槽的向心球軸承，初選內(nèi)徑 的軸承，代號(hào)為 60/28-N。 4.3.4軸承壽命的計(jì)算 變速器軸承一般是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置并與同類型汽車對(duì)比后, 命的驗(yàn)算。 對(duì)于使用五擋變速器的轎車，相對(duì)于四擋轎車，

44、由于沒(méi)有了直接擋而多了超速擋，軸承受 載的時(shí)間明顯增加，具體比較如表 4-2所示。 表4-2軸承受載時(shí)間的比較 檔ft 四檔變速得 五襠變腿第 1 1% 1 2 4%： 4% 3 sox 創(chuàng) !75% 40 5 由于軸承的實(shí)際使用壽命受到許多條件的影響，例如制造精度、鋼材質(zhì)量、潤(rùn)滑條件工作情 況等，都極大地影響軸承的使用壽命。即使同一批生產(chǎn)的軸承，其使用壽命往往相差幾倍，甚至 幾十倍，上百倍。而計(jì)算卻是以10%損壞率為基礎(chǔ)的，所以計(jì)算結(jié)果與實(shí)際情況相差很大。在 計(jì)算軸承壽命時(shí)，必須結(jié)合實(shí)際使用經(jīng)驗(yàn)參考目前同類產(chǎn)品中同部位的軸承使用壽命加以調(diào)整。 軸承的壽命公式為: (-)(4-5) 式中 軸承

45、基本額定動(dòng)載荷，為軸承當(dāng)量動(dòng)載荷， 為指數(shù)，對(duì)于球軸承，；對(duì)于滾子軸承，一。 汽車行駛里程數(shù)公式為： (4-6) 式中 為輪胎滾動(dòng)半徑，已知， 為汽車傳動(dòng)比，。 對(duì)于實(shí)際工況，軸承能夠保證的總行駛里程公式為： (4-7) 式中 為汽車各擋行駛里程百分?jǐn)?shù)， 為汽車各擋的行駛里程數(shù)。 對(duì)于滾動(dòng)軸承的壽命計(jì)算參數(shù)如表4-3所示。 表4-3動(dòng)載荷系數(shù)表 決柯動(dòng)翼荷康和箔向動(dòng)載荷弟Y * * V 相時(shí)軸宙栽荷 f,/Ft 99 ft w n號(hào) y 1Y 1OXK i 0一 65 g 離心預(yù)于軸承 iOOGO i g 0, 6T W 30000 I 0 0.40 (O 6X)D Q. 040 a o?q

46、0 130 0. 230 0徹 J 0 a 56 1.4 I 1. A 1.4 1.3 IO 6.21 0 24 Q 27 0. 3 0.37 6 44 70000C a i5v 0 015 Q.O29 0 05S 0 087 0. IJV 0. 170 0. 2901 0i440 I 0 0. 44 1. V 1.40 L3Q L23 L田 1. a L02 LOO i.00 0葛 0.40 0. 43 0. 0 47 0. W C. S3 0. M Q M 7DODOAC 一 I 0 (Ml 0. tn 0, 6b 700WR D =40 0 ft. 35 0.57 L 14 以下的計(jì)算暫

47、不考慮軸承的溫度系數(shù)與載荷系數(shù)，但由結(jié)果可知不影響校核。 比較變速器中已選擇的軸承，壽命校核時(shí)可選額定載荷最小的軸承，即輸出軸后端軸承校核, 即單列的向心球軸承，軸承代號(hào)為60/28 NR由軸承手冊(cè)可知，對(duì)其有基本額定靜載荷 基本額定動(dòng)載荷。 1）由軸的強(qiáng)度分析已知，變速器處于一擋時(shí)有 ，得: 易知 ，軸向 由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù) 動(dòng)載荷系數(shù) 其當(dāng)量動(dòng)載荷為 軸承壽命 汽車行駛里程數(shù)- 2）變速器處于二擋時(shí)有 ，得: ，軸向 ，得: 易知 由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù) 動(dòng)載荷系數(shù)， 其當(dāng)量動(dòng)載荷為 軸承壽命（-）

48、 ， 汽車行駛里程數(shù) 。 3）變速器處于三擋時(shí)有 ，軸向 ，得: 易知 ， 由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù) 動(dòng)載荷系數(shù)， 其當(dāng)量動(dòng)載荷為 軸承壽命（-） ， 汽車行駛里程數(shù) 。 4）變速器處于四擋時(shí)有 易知一 ， ，軸向 由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù) 動(dòng)載荷系數(shù)， 其當(dāng)量動(dòng)載荷為 軸承壽命（一） 汽車行駛里程數(shù) 5）變速器處于五擋時(shí)有 ，得: 易知一， ，軸向 由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù) 動(dòng)載荷系數(shù)， 其當(dāng)量動(dòng)載荷為 軸承壽命（-） ， 汽車行駛里程數(shù) 。 6）由于變速器處于倒擋的

49、行駛里程百分?jǐn)?shù)只占0.1%，故可按齒輪參數(shù)，近似取 表4-4各擋行駛里程百分?jǐn)?shù)表 擋位 丫 (% 4擋變速 器 5擋變速 器 6擋變速 器 倒擋 0.1 0.1 0.1 1擋 0.5 0.5 0.5 2擋 3 3 3 3擋 7 7 7 4擋 其余 30 30 5擋 一 其余 35 6擋 一 一 其余 根據(jù)上表可知，軸承能夠保證的總行駛里程數(shù)為: 即軸承能夠保證的總行駛里程數(shù)約為136萬(wàn)公里，對(duì)于一般轎車，軸承所能保證的總行駛里 程數(shù)應(yīng)大于30萬(wàn)公里，所以所選軸承滿足壽命要求。 4.4花鍵、同步器與變速器操縱機(jī)構(gòu) 本次設(shè)計(jì)暫時(shí)不討論花鍵、同步器與變速器操作機(jī)構(gòu)的參數(shù)選擇與校核。 5驅(qū)動(dòng)橋（主減速

50、器齒輪）部分參數(shù)的設(shè)計(jì)與校核 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，主要討論主減速器主動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì)方案。 5.1主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 圖5-1斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)方案 如上圖所示，對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的轎車，主減速器的齒輪選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 5.2主減速器主動(dòng)齒輪的支承方案 主動(dòng)齒輪支承方案圖 圖5-2主動(dòng)齒輪支承方案 如上圖所示，對(duì)于經(jīng)濟(jì)型轎車，主減速器主動(dòng)齒輪采用懸臂式 。齒輪以其輪齒大端一側(cè)的軸 頸懸臂式地支承于一對(duì)軸承上。為了增強(qiáng)支承剛度，應(yīng)使兩軸承支承中心間的距離齒輪齒面寬中 點(diǎn)的懸臂長(zhǎng)度大兩倍以上，同時(shí)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，并使齒輪軸徑大于等于懸臂長(zhǎng)。 5.3主減速器齒輪的設(shè)計(jì) 5.3.1主減速器傳動(dòng)比的確

51、定 變速器的設(shè)計(jì)中已確定，主減速器傳動(dòng)比 5.3.2主減速器計(jì)算載荷的確定 汽車性能系數(shù)的確定： ，得 已知對(duì)于汽車，有 即汽車猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)。 1）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （ ） 式中 為計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，取， 為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率，取， 為液力變矩器變矩系數(shù)，無(wú)液力變矩器時(shí)，取， 為變速器一擋傳動(dòng)比，已知， 為分動(dòng)器傳動(dòng)比，取， 為主減速器傳動(dòng)比，已知。 根據(jù)以上參數(shù)可知 2 ）按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （5-2） 式中為滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷，取， 為汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取， 為地面附著系數(shù)，取， 為輪胎滾

52、動(dòng)半徑，取， 為主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比，取 為主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)效率，取 根據(jù)以上參數(shù)，得 3）按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 式中汽車性能系數(shù) 道路滾動(dòng)阻力系數(shù) 汽車平均爬坡能力系數(shù) 已知， 得 以上三式，當(dāng)計(jì)算齒輪最大應(yīng)力時(shí)，計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)取（5-1）式與（ ;當(dāng)計(jì)算齒輪疲勞壽命時(shí) 3）主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 式中即從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，。 533齒輪的主要參數(shù)設(shè)計(jì) 1）齒數(shù) 已知主減速器傳動(dòng)比，可選主減速器主動(dòng)齒輪齒數(shù)， 數(shù)。 2） 從動(dòng)齒輪分度圓直徑和法向模數(shù) 對(duì)于單級(jí)主減速器，增加尺寸會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼高度尺寸和離地間隙, 速器與差速器的安裝。 從動(dòng)齒輪分度

53、圓直徑可由經(jīng)驗(yàn)公式初選，有 式中為直徑系數(shù)，取， 為從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，。 由以上參數(shù)可得，取整得 法向模數(shù) 由下式計(jì)算 同時(shí)，還應(yīng)滿足 式中為模數(shù)系列，取 0.30.4。 ，取標(biāo)準(zhǔn)值，得 由以上參數(shù)可得 （5-3） 5-2）式中的較小值，即 （5-4） 取主減速器從動(dòng)齒輪齒 減小又影響主減 （5-5） 。 （5-6） （5-7） 3）主減速器齒輪法向壓力角 大致同理于變速器斜齒輪的參數(shù)選取，取主減速器齒輪壓力角 4） 主、從動(dòng)齒輪齒面寬和 取主減速器主動(dòng)齒輪齒寬，主減速器從動(dòng)齒輪齒寬 5）主減速器齒輪螺旋角 取主減速器主動(dòng)齒輪螺旋角，主動(dòng)齒輪右旋，從動(dòng)齒輪左旋。 6）主減速器齒輪齒頂高系數(shù)與

54、頂隙系數(shù) 取齒輪的法向齒頂高系數(shù)，法向頂隙系數(shù)。 7）主減速器齒輪中心距 根據(jù)整體布置，初選主減速器齒輪中心距。 8）主減速器齒輪變位系數(shù) 避免根切的最小變位系數(shù) 可由（5-8）式確定 (5-8) 式中為齒頂高系數(shù)，已知 為未變位又不發(fā)生根切的最小齒數(shù)，Zmin -17 -20）。 由此可得：對(duì)主減速器主動(dòng)齒輪，有 對(duì)主減速器從動(dòng)齒輪，有 再根據(jù)角變位齒輪計(jì)算工具，可得變位結(jié)果，如圖5-3所示。 計(jì)算結(jié)果 1 變位淤2: 0.500 . -0.440 N翟齒刼N1,M2: 2.000.5.000 24.602 , 68.179 4分闔U直徑D1.D2; 47.S8B , 2OA515 5齒頂園

55、宜艷。乩。白2; 62,883.213.112 氐齒很圓亙?cè)?DflrD?! 40.388 . 190.617 了.心魁AO： 12 L92半軸齒輪1和2為從動(dòng)件，其角速 度為3 1和3 2.A、B兩點(diǎn)分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點(diǎn)。行星齒輪 的中心點(diǎn)為C，A、B、C三點(diǎn)到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為r。 當(dāng)行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時(shí)，顯然，處在同一半徑r 上的A、B、C三點(diǎn)的圓周速度都相等，其值為 3 or于是，3仁3 2=3,即差速器不 起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼 3的角速度。 行星齒輪在公轉(zhuǎn)的同時(shí)也在進(jìn)行自傳， 如圖當(dāng)行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸5

56、以角速度3 4自轉(zhuǎn)時(shí)，嚙合點(diǎn)A的圓周速度為3 1r= 3 o葉3 4r4嚙合點(diǎn)B的圓周速度 為 3 2r= 3 or- 3 4r4.于是有 3 1葉 3 2r= 3 o葉 3 4）+（ 3 gf 3 4r4） 即3 1 + 3 2=23 0 若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)n表示，則 n 1+ n2=2 no（1-1） 式（1-1）為兩半軸齒輪直徑相等的對(duì)稱式齒輪差速器的運(yùn)動(dòng)性方程式。它表明 左右兩側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無(wú)關(guān)。 因此，在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其他行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應(yīng)轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使 兩側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動(dòng)而無(wú)滑動(dòng)。 由式(1-1)可得知：

57、當(dāng)任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時(shí)，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速 為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；當(dāng)差速器殼轉(zhuǎn)速為零時(shí)，若一側(cè)半軸齒輪受到其他外來(lái) 力矩而轉(zhuǎn)動(dòng)，則另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動(dòng)。 對(duì)稱式錐齒輪差速器的轉(zhuǎn)矩分配M 0:由主減速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩，經(jīng)由差速器殼、 行星 齒輪軸和行星齒輪傳給半軸齒輪。行星齒輪相當(dāng)于一個(gè)等臂杠桿，而兩個(gè)半軸齒輪 的半徑也是相等的。因此，當(dāng)行星齒輪沒(méi)有自轉(zhuǎn)時(shí)，總是將轉(zhuǎn)矩M 0平均分配給左、 右兩半軸齒輪，即M 1=M 2=M 0/2。 當(dāng)兩半軸齒輪以不同的轉(zhuǎn)速朝相同的方向轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)， 設(shè)左半軸轉(zhuǎn)速 n1 大于右半軸 轉(zhuǎn)速n2，則行星齒輪將按順時(shí)針的方向繞行星齒輪軸自轉(zhuǎn)。此時(shí)行星齒

58、輪孔與行星 齒輪軸軸頸間以及齒輪背部與差速器殼之間都產(chǎn)生摩擦。行星齒輪所受的摩擦力矩 Mr 方向與行星齒輪的轉(zhuǎn)向相反，此摩擦力矩使行星齒輪分別對(duì)左、右半軸齒輪附加 作用了大小相等而方向相反的兩個(gè)圓周力，因此當(dāng)左、右驅(qū)動(dòng)車輪存在轉(zhuǎn)速差時(shí)， M仁(M0-Mr) /2，M2= (M0+Mr) /2.左、右車輪上的轉(zhuǎn)矩之差等于差速器的 內(nèi)摩擦力矩M r。 為了衡量差速器內(nèi)摩擦力矩的大小及轉(zhuǎn)矩分配特性，常以鎖緊系數(shù) K 表示 K=(M2-M1)/M 0=Mr/M0 差速器內(nèi)摩擦力矩M r和其輸入轉(zhuǎn)矩M 0 (差速器殼體上的力矩)之比定義為差速器 鎖緊系數(shù)K?？炻胼S的轉(zhuǎn)矩之比M 2/M1定義為轉(zhuǎn)矩比，以

59、 Kb=M2/M1=(1+K) /(1-K) 目前廣泛使用的對(duì)稱式錐齒輪差速器的內(nèi)摩擦力矩很小，其鎖緊系數(shù) K=0.050.15，轉(zhuǎn)矩比Kb為1.11.4.可以認(rèn)為，無(wú)論左、右驅(qū)動(dòng)車輪轉(zhuǎn)速是否相等， 其轉(zhuǎn)矩基本上總是平均分配的。這樣的分配比例對(duì)于汽車在好的路面上直線或轉(zhuǎn)彎 行駛時(shí)，都是令人滿意。但是當(dāng)汽車在壞的路面行駛時(shí)，卻嚴(yán)重影響了通過(guò)能力。 例如，當(dāng)汽車的一個(gè)驅(qū)動(dòng)車輪接觸到泥濘或冰雪路面的時(shí)候，在泥濘路面上的車輪 原地滑轉(zhuǎn)，而在好路面上的車輪靜止不動(dòng)。這是因?yàn)樵谀酀袈访嫔宪囕喤c路面上車 輪與路面之間附著力很小，路面只能對(duì)半軸作用很小的反作用很小的反作用轉(zhuǎn)矩， 雖然另一車輪與好路面間的附著力

60、較大，但因?qū)ΨQ式錐齒輪差速器具有轉(zhuǎn)矩平均分 配的特性，使這一個(gè)車輪分配到的轉(zhuǎn)矩只能與傳到滑轉(zhuǎn)的驅(qū)動(dòng)車輪上的很小的轉(zhuǎn)矩 相等，致使總的驅(qū)動(dòng)力不足以克服行駛阻力，汽車便不能前進(jìn)。 在圖 2-3 容易看出汽車在直線行駛時(shí)候兩半軸的轉(zhuǎn)速相等和在轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)實(shí)現(xiàn) 兩半軸轉(zhuǎn)速不等： Dr tv mg straight alv含鼻 d 圖2-3差速器工作時(shí)轉(zhuǎn)矩變化圖 當(dāng)汽車在直線行駛時(shí)，此時(shí)行星齒輪軸將轉(zhuǎn)距平均分配兩半軸齒輪，兩半軸齒輪 轉(zhuǎn)速恒等于差速器殼的轉(zhuǎn)速，傳遞給左右車輪的轉(zhuǎn)矩也是相等的。此時(shí)左右車輪的 轉(zhuǎn)速時(shí)相等的。 而當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，其中一個(gè)半軸轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)角，兩半軸的轉(zhuǎn)矩就得不到平均分 配，必然出現(xiàn)