三轴式刚性支承结构变速器设计培训课件.doc

此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 摘 要 变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。本设计的任务是设计一台用于微型车上的三轴式刚性支承结构变速器，以使变速器结构更加紧凑、合理，承载能力大，满足匹配微车发动机之所需。本设计从后驱动变速器的总体方案开始，对传动系统的方案进行分析，档位的布置形式进行研究分析，变速器基本参数的选择，零部件结构方案的分析确定，同步器、操纵机构及箱体的设计选用。根据所配车型，结合上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。最终，用 AutoCAD 软件完成变速器装配图和零件图的绘制。设计三轴式刚性支承结构变速器，以进一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱动微型车市场，满足不同层次的需求。关键词：三轴式刚性支承；后驱动变速器；轴；齿轮；箱体；设计 此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 ABSTRACT Transmission is an important of automobile transmission system.Undoubtedly,it represents the development of the automobile industry,its design is also an important part of automotive design.The design mission is a three-axis rigid support transmission designing for micro car.The purpose is to enable the transmission has more compact and reasonable structure,carry capacity of large,meet the needs of mini-car engines.In this paper,from the beginning of the overall program of rear-wheel drive transmission,analyse the program of transmission system.Choose basic parameters of the transmission,determine the structure of the program components,design the synchronizer,manipulation of body and the box.According to the model selection,combine these parameters and the related knowledge of Auto Design,Automotive Theory,Mechanical design,calculate related parameters of transmission and prove the rationality of the design.Finally,achieve the assembly drawing and parts chart to use the soft ware of AutoCAD.Design the three-axis rigid support transmission to upgrade the performance of rear-wheel drive transmission,increase the market of rear-wheel drive mini-cars,in order to satisfy the needs of different levels.Key words:Three-axis Rigid Support;Rear-wheel Drive Transmission;Axle;Gear-wheel;Box;Design此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 目 录 摘要 Abstract 第 1 章 绪论 1 1.1 课题的目的和意义 1 1.2 研究现状 1 1.3 变速器的设计思想 2 1.4 研究的主要工作内容 2 第 2 章 变速器设计的总体方案 4 2.1 设计依据 4 2.2 变速器传动机构布置方案 4 2.3 变速器基本参数的确定 5 2.3.1 挡数的确定 5 2.3.2 传动比的确定 5 2.3.3 变速器中心距的确定 7 2.3.4 变速器轴向尺寸的确定 7 2.4 本章小结 7 第 3 章 主要零部件的设计及计算 8 3.1 齿轮的设计及校核 8 3.1.1 齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配 8 3.1.2 轮齿强度计算14 3.1.3 变速器齿轮的材料及热处理17 3.2 轴的设计及校核17 3.2.1 初选轴的直径17 3.2.2 轴的设计18 3.2.3 轴的校核21 3.3 轴承的选用及校核26 3.3.1 变速器轴承型式的选择26 3.3.2 轴承的校核26 此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 3.3.3 轴承的润滑和密封29 3.4 花键的校核29 3.5 本章小结30 第 4 章 变速器其他零件及机构的设计 31 4.1 同步器的设计及计算31 4.1.1 锁环式同步器主要尺寸的确定31 4.1.2 主要参数的确定32 4.2 操纵机构的设计33 4.3 变速器箱体的设计34 4.4 本章小结34 结论 35参考文献 36 致谢 37 附录 38此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 第 1 章 绪 论 1.1 课题的目的和意义 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作1。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客车上。变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。为了近一步提升后驱动变速器的性能，增加后驱微型车市场销售份额，应该建立一个适应发动机排量为 1.3 升的后驱动变速器新平台，以满足车厂和用户更高层次的要求。设计方案力求实现：（1）变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需；（2）选挡、换挡轻便、灵活、可靠；（3）同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡；（4）齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。1.2 研究现状 众所周知，中国国内市场的微型系列车型，90%都来自日本技术，更确切地说，是来自于日本铃木技术。国内的许多微型车厂在研发、生产方式上，或是购买日本技术，或是与日方联合经营，自主独立开发的能力相对欠缺。因此，在微型车型及所属关紧部件的研发方面的发展相对滞后，进而造成国内的许多老型产品一干就是十几年，甚至二十几年的尴尬局面。同时，由于国际市场的导向，微型车的根据地日本在此方面的投入也没有更大、更新的研究与发展。所以从微型汽车后驱动变速器的发展来看，并没有特别新的技术在产品中应用。但是根据我们国家的实际现状，目前中国市场对微型车的需求，在短时间内，甚至相当长的一段时间内微型车仍然具有一定的发展的空间。国内的中、小城市，及山区，从居民的购买能力及所需看，微型车由于其价格低、经济适用，仍然具有广阔的市场份额。近几年来，微型车的销售占中国汽车总销售量约 25%。尤其以生产微型车此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 为主的长安集团在内，2005 年内的整车销售排在全国第三位的良好势头。据了解国内生产微型汽车如长安、柳洲五菱等车厂，后驱动发动机所配的变速器结构先进、合理，在满足同等排量发动机匹配所需的同时，市场反映效果也较好。汽车变速器发展经历了 100 多年，从最初采用侧链传动到手动变速器，到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再向无级自动变速器方向发展。变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。手动变速器(MT)主要采用齿轮传动的降低原理，变速器内有多组传动比不同的齿轮副，汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。我国汽车工业采用 CAD 技术，从无到有，至今已有十多年的历史。与其他机械产品相比，汽车行业在计算机应用的投入比较多。各汽车厂纷纷引进软硬件并逐步建立了计算机辅助系统。AutoCAD 在用户的心目中也变成了二维设计软件的缩影。1.3 变速器的设计思想 根据发动机匹配的微型车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。新型后驱动变速器应满足：（1）发动机排量 1.3 升；（2）五个前进挡，一个倒档；（3）输入、输出轴保证两点支承；（4）采用同步器，保证可靠平稳换挡；（5）齿轮、轴及轴承满足使用要求。1.4 研究的主要工作内容 中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。1.确定合适的布置结构 变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。2.进行主要参数的选择 确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。3.进行主要零部件及其他结构的设计 齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。4.绘制图纸 根据设计方案，通过 CAD 完成装配图及零件图的绘制。此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 第 2 章 变速器设计的总体方案 变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响。2.1 设计依据 随着消费者对汽车安全性、舒适性、经济性和动力性需求的提高，微型汽车的技术含量不断提高。长安汽车在微型车领域具有里程意义，长安之星是适应微车市场发展的新需求而诞生的产品。为其设计新型后驱动变速器以使变速器结构更加紧凑、合理、承载能力强。选择车型为长安之星 SC6371 进行设计，基本性能参数如表 2.1。表 2.1 基本性能参数 发动机参数 排量(L)1.310 最大功率(km)60(6000r/min)最大扭矩(N m)102(3000r/min)底盘参数 驱动方式 后轮驱动 轮胎规格 165/70 R13 整车尺寸及质量 长*宽*高(mm)3725*1560*1895 轴距(mm)2350 总质量(kg)1580 整备质量(kg)1000 整车性能参数 最高车速(km/h)135 6.3L/100km 最大爬坡度 32%注：其中，165/70 R13 表示轮胎断面宽 B=165，扁平比 H/B=70,轮辋直径 13in=330.2mm，故车轮滚动半径近似等于轮胎半径，为 r=330.2/2+115.5=280.6mm。2.2 变速器传动机构布置方案 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客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。如图 2.1 所示。此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 图 2.1 传动方案图 变速器采用三轴式刚性支承，能提高轴的刚度。第一轴后端经轴承支承在第二轴前端的孔内，第二轴前端与常啮合主动齿轮做成一体，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。使用直接挡，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，可高达 90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮不采用常啮合齿轮传动，各挡位采用同步器换挡3。2.3 变速器基本参数的确定 2.3.1 挡数的确定 挡数的设置与整车的动力性和经济性有关。就动力性而言，增加变速器的挡数，能够增加发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了整车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，挡数多，增加了发动机在低油耗区工作的可能性，降低油耗。所以挡数设置为五档。2.3.2 传动比的确定 1.确定主减速器传动比 根据 max5 00.377pn rUai i （2.1）式中：maxUa最高车速，135km/h；此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 pn发动机最大功率下的转速，6000r/min；r 车轮半径，0.281m；5i变速器最高挡传动比，1.0；0i变速器主减速比。由公式（2.1）得：0max 50.377pn riUai=4.708。2.确定变速器一挡传动比1i 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：max 1 0maxmaxmax(cossin)eTrTi img fmgr，则由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为1：m a x1m a x0rTm griT ei （2.2）式中：m汽车总质量，1580kg；g重力加速度，9.8N kg；max道路最大阻力系数，由于一般沥青或混凝土路面滚动阻力系数f=0.0180.020，故取 f=0.019；最大爬坡度maxtan0.32i，故坡角max017.74，所以max为 0.323；rr驱动车轮滚动半径，0.281mm；maxTe发动机最大转矩，102N m；0i主减速比，4.708；T汽车传动系的传动效率，轿车可取 0.90.92，故选T为 0.9。由公式（2.2）得：13.252i；根据驱动车轮与路面的附着条件max 1 02TrTei iGr，求得变速器一挡传动比为1：21m a x0rTGriTei （2.3）式中：2G汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于发动机前置后轮驱动的乘用车，满载时后轴占 50%55%，故取2G=55%mg；道路的附着系数，计算时取=0.50.6，故选为 0.6；rr，maxTe，0i，T见式（2.2）下说明。由公式（2.3）得：13.322i；最终取13.320i。3.确定其他挡传动比 此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 由于汽车传动系各挡的传动比大体上是按等比级数分配的，且5i=1，q 为各挡公比，则2344321,iq iq iq iq，故414321.35,1.35,1.82,2.46qiiii。2.3.3 变速器中心距的确定 对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距 A，初选中心距时，可根据下述经验公式计算3：3max 1AgAKTei （2.4）式中：AK中心距系数，乘用车：AK=8.99.3，取AK=9.3；maxTe发动机最大转矩，102 N m；1i变速器一挡传动比，3.32；g变速器传动效率，取 96%。由公式（2.4）得：A=63.95mm；乘用车变速器的中心距在 6080mm 范围内变化，圆整后得变速器中心距A=70mm。2.3.4 变速器轴向尺寸的确定 变速器的轴向尺寸与挡位数、齿轮型式、换挡机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距 A 的尺寸参照下式初选。乘用车变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A，取 3.2A=224mm。2.4 本章小结 本章主要通过分析整车和发动机、底盘参数，对新型后驱动变速器的总体方案进行确定。其中包括：变速器传动方案的布置，中心距的确定，挡位的设置，各挡传动比的确定及轴向尺寸的确定等。通过确定变速器的基本参数，便于其他零部件的设计选用，为下一步的设计计算奠定基础。此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 第 3 章 主要零部件的设计及计算 3.1 齿轮的设计及校核 3.1.1 齿轮参数确定及各挡齿轮齿数分配 1.模数 m 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在1.814.0t 的货车为 2.03.5mm，取 m=2.5mm。2.压力角 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。3.螺旋角 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。乘用车中间轴式变速器为2234，选26。4.齿宽 b 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b。cbK m，其中cK为齿宽系数。变速器中一般倒挡采用直齿圆柱齿轮cK=4.58.0；常啮合及其他挡位用斜齿圆柱齿轮cK=6.08.5。5.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。一般齿轮的齿顶高系数01.0f，为一般汽车变速器齿轮所采用。6.各挡齿轮齿数的分配 分配齿数时应注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。（1）确定一挡齿轮的齿数 由于一挡采用斜齿轮传动，所以齿数和2 coshnAZm=50，修正后得26.77。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凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 齿轮的啮合噪声6。凑配中心距910()702cosnZZmAmmA；斜齿端面模数2.80cosntmmmm；啮合角910cos()cos0.93972tmZZA，得20；故总变位系数0 x，即为高度变位。根据齿数比9101.94ZuZ查得：1090.22,0.22xx 故。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。一挡齿轮参数如表 3.1。表 3.1 一挡齿轮基本参数 序号 计算项目 计算公式 1 端面压力角 tantan0.408,22.18cosntt 2 分度圆直径 1047.6tdZ mmm 992.4tdZ mmm 3 齿顶高 01()3.05anhfmmm 02()1.95anhfmmm 4 齿根高 01()3.5125fnhfcmmm 02()4.6125fnhfcmmm 5 齿顶圆直径 253.7aaddhmm 296.3aaddhmm 6 齿根圆直径 240.575ffddhmm 283.175ffddhmm 7 当量齿数 10323.8924cosnZZ 9346cosnZZ 8 齿宽 7 2.5 17.5cbKmmm 7 2.5 17.5cbKmmm 此处删减 NNNNNNNNNNNNNNNN 字 需要整套设计请联系 q：99872184。对第二轴 0.1 8 0.2 1dl （3.9）中间轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径 d 可根据中心距 A（mm）按下式初选：(0.45 0.60)dA，取20.5538.5,0.642dAmm dAmm中；第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩maxTe（N mm）按下式初选：3max(4 4.6)dTe；此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 取3max14.521.03dTemm，为满足发动机最大转矩要求，取123dmm。代入（3.9）式：第一轴取0.16dl，则231lmm；中间轴取0.16dl，则241lmm；第二轴取0.21dl，则200lmm。初选的轴径还需要根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性挡圈等标准以及轴的刚度与强度等结果进行修正。3.2.2 轴的设计 初选轴的材料为 45 号钢，调质处理。调质是淬火后在 400720进行高温回火，用来使钢获得高的韧性和足够的强度。轴的结构设计是要尽量保证轴便于加工，轴上零件易于装拆；轴和轴上零件要有准确的工作位置；各零件要牢固而可靠地相对固定；以及改善受力情况，减少应力集中和提高疲劳强度。1.输入轴的设计 如图 3.1。图 3.1 输入轴图 第一段：接离合器从动轴轴承。根据第一轴花键部分直径及轴承标准，取117dmm。查手册选用深沟球轴承 6203，17 40 12dD B，取115lmm。第二段：为花键轴段，接离合器从动盘。第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。花键连接比平键连接具有承载能力高，对轴削弱程度小，定心好和导向性能好等优点。根据第一轴花键直径 d=18mm，查汽车设计得花键内径 d=18mm，花键外径此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 D=23mm，花键齿数 n=10，键齿宽 b=4mm，有效齿长 l=20mm，即取229lmm。第三段：过渡轴，取3323,38dmm lmm。第四段：轴承支承段。这一段轴根据轴承标准取425dmm，查机械设计手册选用圆锥滚子轴承 32305，25 62 25.25 24dD TB。根据轴径，选择卡环对轴承进行轴向固定，查手册选用挡圈 GB/T 893.1-1986 62（孔径062dmm，材料为 65Mn，热处理硬度 4451HRC，经表面氧化处理的 A 型孔用弹性挡圈），取427lmm。第五段：齿轮段，一挡、倒挡、二挡主动轮与轴做为一体。取526dmm。根据齿宽等因素，取573lmm。第六段：过渡轴，取6642,4dmm lmm。第七段：通过滚针轴承接变速器三挡主动轮。取735dmm，根据标准选用向心 滚针和保持架组件：K35 40 20 JB/T 7918-1997，取725lmm。第 八 段：花 键 轴 段，接 同 步 器。根 据735dmm，选 择 矩 形 花 键6 30 34 6N dD B ，取830dmm，820lmm。第九段：通过滚针轴承接四挡主动轮，结合第七段轴选用滚针轴承 K28 35 20，取928dmm，925lmm。第十段：轴承支承段。取1025dmm，查手册选用圆锥滚子轴承 32305，25 62 25.25 24dD TB。在轴承外圈开槽放卡环与箱体进行固定，查手册选用挡圈GB/T 893.1-1986 62（孔径062dmm，材料为65Mn，热处理硬度 4451HRC，经表面氧化处理的 A 型孔用弹性挡圈）。D=66.2mm，s=2mm，b=5.2mm，取1035lmm。第 十 一 段：花 键 轴 段，接 同 步 器。根 据1025dmm选 用 矩 形 花 键62 12 45NdDB，取1121dmm，1120lmm。第十二段：与输出轴常啮合齿轮相连，根据轴承标准取1220dmm，选用非标准件滚针20 27 30dD B，取1228lmm。2.中间轴的设计 如图 3.2。图 3.2 中间轴图 此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 （1）最小直径估算 3m i nPdCn （3.10）式中：C由轴的材料和承载情况确定的常数，45 号钢为 118107，取 C=108；P传递的功率，egPP，eP为发动机最大功率，60KW；g为变速器传动效率，取 96%；n轴的转速，6000r/min。由公式（3.10）得：min22.95dmm （2）中间轴结构设计 第一段：轴承段。根据标准取125dmm，则查表选用圆锥滚子轴承 30205，25 52 16.25 15dD TB。根据轴径，选用卡环对轴承进行轴向固定，查手册选用挡圈 GB/T 893.1-1986 52，取116lmm。第二段：齿轮段。通过滚针轴承接一挡齿轮，取21228ddhmm，225lmm。选用向心滚针和保持架组件 K28 35 20。第 三 段：花 键 轴 段，接 同 步 器。根 据228dmm，选 用 矩 形 花 键6 30 34 6N dD B ，则取3330,26dmm lmm。第四段：齿轮段，通过滚针轴承接二挡从动轮。根据第二段轴的结构选用向心滚针和保持架组件 K35 40 20，取435dmm，423lmm。第五段：过渡轴段，取5542,2.5dmm lmm。第六段：齿轮段，三挡从动轮和四挡从动轮与轴铸成一体。65230.1ddhmm，取630dmm，根据输入轴取679lmm。第七段：轴承段。根据轴承标准取725dmm，查表选用圆锥滚子轴承 30205，25 52 16.25 15dD TB。根据轴径，选用卡环对轴承进行轴向固定。查手册选用挡圈 GB/T 893.1-1986 52，取716lmm。第八段：过度轴段。87221.5ddhmm，取8822,43dmm lmm。第 九 段：齿 轮 段，常 啮 合 主 动 轮 通 过 花 键 与 轴 相 连，选 用 矩 形 花 键6 18 22 5NdD B ，则取9918,18dmm lmm。第十段：螺纹段，拧上螺母进行固定及轴向定位。根据标准选普通螺纹 M18-6g（公称直径 18，螺距 1.5 的细牙右旋外螺纹，中径和大径的公差带均为 6g，中等旋合长度），取111118,18dmm lmm。查表选用螺纹规格 D=M18，性能等级为 8 级，不经表面处理，A 级的 I 型六角螺母，标记为螺母 GB/T 6170 M18。此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 3.输出轴的设计 第一段：齿轮轴段，常啮合从动轮与轴做为一体，取1142,69dmm lmm。第二段：轴承支承段。根据标准取230dmm。查表选用深沟球轴承 6306，30 72 19dD B。选用套筒 D=40mm，并安装车速表驱动齿轮，取2l 72mm。第三段：花键轴段，与万向节连接。选用矩形花键6 21 25 5N dD B ，取3321,dmm l35mm。图 3.3 输出轴图 3.2.3 轴的校核 变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩，要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。为了验证结构方案的合理性及变速器的可靠性需对轴进行校核。应当对每个挡位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为挡位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支承的梁，第一轴的计算转矩为发动机最大转矩maxeT。1.计算各挡齿轮啮合的圆周力tF、径向力rF及轴向力aF max2etTiFd m a x2t a nc o serTiFd （3.11）max2taneaTiFd 式中：i齿轮的传动比；d齿轮的节圆直径，mm；此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 节圆处压力角；螺旋角；maxeT发动机最大转矩。一挡1103.32,47.6,26.77idmm代入（3.11）式得：411.4 21 0tFN 315.8 01 0rFN 317.1 81 0aFN 二挡282.46,56.7,22idmm代入（3.11）式得：328.8 51 0tFN 323.4 71 0rFN 323.5 81 0aFN 三挡361.82,67.5,22idmm代入（3.11）式得：335.5 01 0tFN 332.1 61 0rFN 332.2 21 0aFN 四挡441.35,77.84,25.8idmm代入（3.11）式得：343.5 41 0tFN 341.9 31 0rFN 341.7 11 0aFN 倒挡122.7352.5,0idmm倒，代入（3.11）式得：41.0 61 0tFN倒 33.8 61 0rFN倒 0aFN倒 五挡 69.5 51 0PTn （3.12）式中：P输出轴功率，kw；n输出轴转速，r/min；T输出轴转矩，N mm。输出轴功率332160 0.9856.47PPkw轴承；1256000/minnnri，代入（3.12）式此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 得48.99 10T N mm。251,88,24.4idmm代入（3.11）式得：352.04 10tFN 5816.59rFN 5926.83aFN 2.输入轴的校核（1）轴的强度计算 应该校核在弯矩和转矩联合作用下的变速器轴的强度。作用在齿轮上的径向力rF和轴向力aF使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度cf；而圆周力tF使轴在水平面内 弯曲变形并产生水平挠度sf，则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力()MPa为：332 wMMWd （3.13）222csjMMMT （3.14）式中：jT计算转矩，N mm；d轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm；wW弯曲截面系数，3mm；cM在计算断面处轴的垂向弯矩，N mm；sM在断面处轴的水平弯矩，N mm；许用应力，在抵挡工作时取 400Mpa。一挡受力图如图 3.4。计算得：AB=66.875mm,BC=30.125mm,CD=141.625mm；水平面 tS BS DFFF 1 1 7 0 9.3 2SBFN 3 0.1 2 51 4 1.6 2 5S BS DFF 2 4 9 0.6 8SDFN 垂直面 rC BC DFFF 5 2 4 2.5 3CBFN 3 0.1 2 51 4 1.6 2 52C BC DadFFF 557.47CDFN 352.74SSBMFBC N m；1 5 7.9 3CC BMFB C N m；69.5 51 09 1.6 8jPTn N m；d=26mm，代入（3.13）（3.14）得：2 3 0.3 1M P a，故满足强度要求。此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 水平面垂直面图 3.4 一挡受力图 （2）轴的刚度计算 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。若轴在垂直面内挠度为cf，在水平面内挠度为sf和转角为，可以分别用下式计算：221222133()3csFa bfEILF a bfEILFab baEIL （3.15）式中：1F齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；2F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；E弹性模量（MPa），52.11 0EM P a；此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 I惯性矩（4mm），对于实心轴，432dI；d轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；a、b齿轮上的作用力距支座 B、D 的距离（mm）；L支座间的距离（mm）。计算得：一挡齿轮 a=21.375mm，b=150.375mm；3115.8 10rFFN,4211.42 10tFFN；4444.48 1032dImm；由公式（3.15）得：0.012cfmm，0.0 3 0sfm m，0.0 0 0 5 0r a d，轴的全挠度为220.0320.2csfffmmmm。由 于 轴 在 垂 直 面 和 水 平 面 内 挠 度 的 允 许 值 为0.05 0.10cfmm，0.10 0.15sfmm，齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。满足ccff，ssff，故满足刚度要求。同理计算出：二挡斜齿轮轴应力244.32 MPa，故强度足够。挠度0.037ccfmmf，0.063ssfmmf，转角0.00014 rad，故刚度足够。三挡齿轮轴应力123.80 MPa，故强度足够。挠度0.022ccfmmf，0.057ssfmmf，转角0.00011 rad，故刚度足够。四挡齿轮轴应力63.19 MPa，故强度足够。挠度0.0058ccfmmf，0.011ssfmmf，转角0.00018 rad，故刚度足够。倒档齿轮轴应力247.42 MPa，故强度足够。挠度0.027ccfmmf，0.075ssfmmf，转角0.00036 rad，故刚度足够。3.输出轴的校核 由于输出轴在运转的过程中所受的弯矩很小，可以忽略，可认为其只受扭矩。轴的扭转切应力：此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 639.5 51 00.2TTPWd n （3.16）式中：轴的扭切应力，MPa；T转矩，N mm；TW抗扭截面系数，3mm，对圆截面轴330.216TdWd；P传递的功率，kw；n轴的转速，r/min；d轴的直径，mm。其中，557.6egPPikw，142ddmm，n=6000r/min 代入（3.16）式得：6.19MPa 查表可知：45 号钢许用扭切应力 30 40MPa，故 符合强度要求。3.3 轴承的选用及校核 3.3.1 变速器轴承型式的选择 变速器轴承多选用滚动轴承，即向心球轴承，向心短圆柱滚子轴承，滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。输入轴及中间轴的两个轴承采用圆锥滚子轴承，输出轴的轴承采用深沟球轴承，它不仅承受径向负荷，而且承受向外的轴向负荷。齿轮内孔与轴的配合采用滚针轴承。3.3.2 轴承的校核 1.输入轴轴承 32305 查机械设计手册可知：61.5,68.8rorCKN CKN；2,0.3Ye；圆锥滚子轴承受力如图 3.5。图 3.5 轴承受力图 此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 根据力矩平衡得出：2551 7 1.7 52 1 5.7 52rardFFF 152rrrFFF （3.17）解（3.17）式得出：11 3 9.9 6rFN；29 5 6.5 5rFN；轴承内部轴向力：1134.992rsFFNY；22239.142rsFFNY；因为2511165.97sasFFNF，所以轴承 1 为压紧端：1251165.97asaFFFN；22239.14asFFN；因为 e=0.3，故118.33arFeF，所以110.4,2XY；220.25arFeF，所以221,0XY；当量动载荷：raPXFYF （3.18）代入得：12 3 8 7.9 2 4PN；29 5 6.5 5PN。轴承寿命用小时表示比较方便：610()60thpf CLnf P （3.19）式中：hL基本额定寿命，h；tf温度系数，轴承工作温度为 100时，tf=1；pf载荷系数，无冲击或轻微冲击1.0 1.2pf；中等冲击1.2 1.8pf；C基本额定动载荷，N；P动载荷，N；寿命指数，对于球轴承=3，对于滚子轴承=103；n轴的转速，r/min。取tf=1，pf=1.6，6000/minnr，103代入（3.19）式得：此文档收集于网络，如有侵权请联系网站删除 此文档仅供学习和交流 42.93 10hLh；平均车速max0.681/amaVVkm h；行驶至大修前的总行驶里程62.37 10hamSL Vkm。对汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万 km，故该轴承满足使用要求。2.中间轴轴承 30205 查机械设计手册可知：32.2,37.0rorCKN CKN；1.6,0.3 7Ye；同理可得 2441 5 1.2 51 2 6.6 2 52rardFFF 124rrrFFF （3.20）求得 1460rFN 21470rFN 则 111 4 3.7 52rsFFNY 22459.3752rsFFNY 即1242160asaFFFN，22459.375asFFN；因为 e=0.37，故114.70arFeF，所以110.4,1.6XY；220.31arFeF，所以221,0XY；由公式（3.18）得：13640PN，21470PN。取1,1.1tpff，3460004.44 10/minnri，1