轎車兩軸式變速系統(tǒng)設(shè)計(jì)及仿真分析

轎車兩軸式變速系統(tǒng)設(shè)計(jì)及仿真分析,轎車兩軸式變速系統(tǒng)設(shè)計(jì)及仿真分析,轎車,兩軸式,變速,系統(tǒng),設(shè)計(jì),仿真,分析 前言 21世紀(jì)，汽車工業(yè)已經(jīng)是中國(guó)經(jīng)濟(jì)發(fā)展的幾大支柱產(chǎn)業(yè)其中的一個(gè)，各大車企對(duì)各種車輛系統(tǒng)部件的設(shè)計(jì)有著很大的需求量。當(dāng)代車輛工業(yè)發(fā)展十分的迅猛，各種各樣的車型也越來越多樣化、個(gè)性化。在其中，變速器的設(shè)計(jì)更是有著舉足輕重的地位。它的作用是將發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速改變后傳到驅(qū)動(dòng)輪上，目的是使汽車本身處于各種行駛工況時(shí)，可以讓車身?yè)碛胁煌乃俣群蜖恳?，且此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)處于最適合的工況范圍內(nèi)。變速器是汽車工業(yè)所帶來的必然的伴隨產(chǎn)物，也是車輛本身不能沒有的重要組件。 變速器的性能將與汽車的動(dòng)力性能和經(jīng)濟(jì)性能指標(biāo)是成正比的。當(dāng)代所要求的是變速器在能良好的完成傳動(dòng)功能的同時(shí)，也要盡量去提升它的的性能，例如換擋時(shí)要更加輕便、噪聲和震動(dòng)盡量降低、使用壽命要盡量加長(zhǎng)。由此可以看出，變速器的設(shè)計(jì)在汽車工業(yè)中有著舉足輕重的地位，所以變速器的設(shè)計(jì)有著十分重要的意義。 1.緒論 現(xiàn)在的變速去主要分為：手動(dòng)變速器、自動(dòng)變速器、手自一體變速器、無級(jí)變速器。 1. 手動(dòng)變速器（MT） 手動(dòng)變速器算得上是使用年代最久，范圍最廣的變速器之一了。它采用固定傳動(dòng)比齒數(shù)齒輪組，一般有5+1或6+1個(gè)檔位，利用撥叉或者鋼線控制接合套的接合來切換工作齒輪，所以它屬于有級(jí)變速器的一種。曾經(jīng)有人預(yù)言手動(dòng)變速器將會(huì)完全被CVT和AMT取代，但是手動(dòng)變速器的成本低廉和承受扭矩的能力特性是其他變速器不能比的，在入門級(jí)汽車和一些專業(yè)的民用級(jí)賽車上，MT還是當(dāng)仁不讓的選擇。 2. 自動(dòng)變速器（AT） 自動(dòng)變速器的問世，降低了汽車駕駛的門檻。此種變速器利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速（本田汽車公司使用圓柱齒輪），利用液壓系統(tǒng)或電子系統(tǒng)根據(jù)節(jié)氣門開度和汽車速度來決定換擋時(shí)機(jī)并且換擋，自動(dòng)變速器內(nèi)部液壓控制的離合器去掉了駕駛員控制離合的動(dòng)作，使駕車方便，新手駕車油耗降低。 3. 手自一體變速器（AMT） 基于手動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)，把操作改成用液壓或者電子控制，操作時(shí)用‘+’‘-’來?yè)Q擋，換擋迅速且減少了掛進(jìn)檔位的步驟和齒輪尚未嚙合就進(jìn)檔的風(fēng)險(xiǎn)。AMT同時(shí)也有AT和CVT或者DCT的版本。 4. 無級(jí)變速器（CVT） 無極變速器主要的變速部分是鋼帶，通過液壓控制可動(dòng)部分和被動(dòng)部分之間的距離以控制傳動(dòng)比，鋼帶的工作部長(zhǎng)短的變化并不會(huì)造成發(fā)動(dòng)機(jī)空轉(zhuǎn)，所以不像有級(jí)變速器一般在換擋時(shí)有頓挫感。此類變速器傳動(dòng)效率高，并且終身免維護(hù)。是一種理想的變速器，缺點(diǎn)是承載扭矩不是特別大，所以一般在中小型車中使用，多見于奧迪中型車和一些日系或者國(guó)內(nèi)的廠商。 盡管現(xiàn)代汽車新型變速器層出不窮，但是手動(dòng)變速器被淘汰的時(shí)間還為時(shí)尚早，在重型運(yùn)輸汽車市場(chǎng)上，還沒有哪款新型變速器的扭矩承載能力穩(wěn)定性能與手動(dòng)變速器媲美，特別是1檔起步上坡時(shí)，鋼帶或油泵加行星齒輪的傳動(dòng)方式很難勝任，一些民用級(jí)別的賽車，要發(fā)揮其引擎的全部改裝效能還只能靠手動(dòng)變速器。日產(chǎn)GTR的新一代因?yàn)閾Q掉了手動(dòng)變速器而降低了改裝性能潛力。入門級(jí)家用汽車為了降低成本，手動(dòng)變速器也是必不可少的裝備，類似QQ等小車子，AT和MT之間的價(jià)格比差很大市場(chǎng)造成AT車定位畸形。另外駕校的教練車也是配備著手動(dòng)變速器。 本次設(shè)計(jì)是5擋手動(dòng)變速器。 2. 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)的布置 2.1 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 變速器由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。 2.1.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 變速器按照傳動(dòng)方式可以分為：兩軸式變速器及中間軸式變速器。 兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因?yàn)檩S和軸承數(shù)目少，所以兩軸式特點(diǎn)為結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，輪廓尺寸小和布置簡(jiǎn)單成本低等優(yōu)點(diǎn)。兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高速檔工作時(shí)齒輪和軸承都承載力，導(dǎo)致運(yùn)作起來噪聲增大，且易損壞。受本身結(jié)構(gòu)的限制，兩軸式變速器的一檔傳動(dòng)比不可能設(shè)置得很大。對(duì)于前進(jìn)擋，兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反。綜上所述，本設(shè)計(jì)選用兩軸式變速器。 現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)并橫置轎車輪距短，所以要求變速器的長(zhǎng)度尺寸要短，便于布置懸架等裝置。所以設(shè)置了此種布局，倒檔被動(dòng)輪做在接合套上，省下半個(gè)同步器和一個(gè)齒輪的軸向長(zhǎng)度. 圖2-1 設(shè)計(jì)使用的傳動(dòng)方案 Fig. 2-1 Transmission scheme designed for use 2.1.2 倒檔傳動(dòng)方案 倒檔的布置方案很多，根據(jù)資料上提供的方案有下列幾種： 圖2-2 常見倒檔布置方案 Fig. 2-2 Common reverse gear layout scheme 常見的倒檔布置方案如圖2-2所示。圖2-2b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難；圖2-2c方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理；圖2-2d方案對(duì)2-2c的缺點(diǎn)做了修改；圖2-2e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)；圖1-2f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。 綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動(dòng)采用圖2-2f所示方案。 2.2 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 2.2.1齒輪型式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)倒擋用的是直齒輪，其他擋都是斜齒輪。 2.2.2換檔結(jié)構(gòu)型式 在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖2-3所示： 圖2-3 鎖環(huán)式同步器 Fig. 2-3 ring lock synchronizer 2.2.3變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動(dòng)軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊，裝配麻煩，磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。 由于本設(shè)計(jì)的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計(jì)中變速器主要選用了圓錐滾子軸承、滾珠軸承和滾針軸承。 2.3變速器的操縱機(jī)構(gòu) 2.3.1變速器操縱機(jī)構(gòu)功用 變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用是保證各擋齒輪、嚙合套或同步器移動(dòng)規(guī)定的距離，以獲得需要的擋位，而且又不允許兩個(gè)擋的齒輪、嚙合套或同步器同時(shí)掛上擋。 2.3.2操縱機(jī)構(gòu)的布置方案 (1)直接操縱式手動(dòng)換檔變速器 當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時(shí)，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動(dòng)換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單，已得到廣泛應(yīng)用。近年來 ，單軌式操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點(diǎn)是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化，但它要求各檔換檔行程相等。 (2)遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)換檔變速器 平頭式汽車或發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠(yuǎn)，這時(shí)需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動(dòng)件，換檔手力經(jīng)過這些轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)才能完成換檔功能。這種手動(dòng)換檔變速器，稱為遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)換檔變速器。 (3)電動(dòng)自動(dòng)換檔變速器 20世紀(jì)80年代以后，在固定軸式機(jī)械變速器基礎(chǔ)上，通過應(yīng)用計(jì)算機(jī)和電子控制技術(shù)，使之實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換檔，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動(dòng)完成換檔，這種變速器成為電動(dòng)自動(dòng)換檔變速器. 本設(shè)計(jì)采用遠(yuǎn)距離操縱變速器。 圖2-4 操縱機(jī)構(gòu) Fig. 2-4 steering mechanism 2.4 鎖止裝置 2.4.1互鎖裝置 互鎖裝置是保證移動(dòng)某一變速撥叉軸時(shí)，其它變速撥叉軸被鎖住，互鎖裝置的結(jié)構(gòu)主要有以下幾種： 圖2-5互鎖銷式互鎖裝置 Fig. 2-5 interlocking device with interlocking pin （1） 互鎖銷式圖2-5是汽車上廣泛使用的一種互鎖裝置。在相鄰兩變速撥叉軸之間各有一個(gè)互鎖銷2，互鎖銷的兩端可以進(jìn)入相鄰變速撥叉軸的側(cè)面凹臼內(nèi)，以鎖住這個(gè)撥叉軸，凹臼的深度為。中間一個(gè)變速撥叉軸的兩側(cè)都有互鎖凹臼，而且是相互對(duì)著的，在此變速撥叉軸內(nèi)有通孔把兩個(gè)凹臼連通，孔內(nèi)裝有一個(gè)頂銷1。每個(gè)由空檔位置推動(dòng)任一根變速撥叉軸時(shí)，其它兩根變速撥叉軸即被鎖止在空檔位置，從而避免同時(shí)掛上兩個(gè)檔位。 圖2-6擺動(dòng)鎖塊式互鎖裝置 Fig. 2-6 swing locking block interlocking device （2）擺動(dòng)鎖塊式圖2-6為擺動(dòng)鎖塊式互鎖裝置，鎖塊用同心軸螺釘安裝在蓋體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動(dòng)，變速桿頭置于鎖塊槽內(nèi)，選檔時(shí)變速器桿擺動(dòng)鎖塊選入某一變速撥叉軸槽內(nèi)，此時(shí)，鎖塊的一個(gè)或兩個(gè)突起部分A擋住其他兩個(gè)變速撥叉軸槽，保證換檔時(shí)不能同時(shí)掛上兩個(gè)檔位。 圖2-7轉(zhuǎn)動(dòng)鎖環(huán)式互鎖裝置 Fig. 2-7 Rotary locking ring interlocking device （3）轉(zhuǎn)動(dòng)鎖環(huán)式，圖2-7所示，選檔時(shí)，變速桿桿頭置于鎖環(huán)中，鎖環(huán)板可繞 A軸轉(zhuǎn)動(dòng)。選擋時(shí)變速桿轉(zhuǎn)動(dòng)鎖環(huán)板選入某一變速叉槽內(nèi)，此時(shí)，鎖環(huán)板的一個(gè)或兩個(gè)鉗爪擋住其它兩個(gè)變速叉軸，保證互鎖作用。 圖2-8 互鎖 Figure 2-8 interlocking 2.4.2自鎖裝置 自鎖裝置的作用是定位，防止因汽車振動(dòng)或有小的軸向力作用而導(dǎo)致脫擋，保證嚙合齒輪以全齒長(zhǎng)進(jìn)行嚙合，并使駕駛員有換入擋位的感覺。定位作用是通過自鎖裝置中的彈簧將鋼球（或鎖銷）壓入變速叉軸的凹臼中實(shí)現(xiàn)的（也可以通過鎖撥叉或扇形輪來達(dá)到）。 圖2-9 自鎖 Figure 2-9 Self-locking 2.4.3倒擋鎖裝置 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對(duì)變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。 3. 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 表3-1 汽車的基本參數(shù) Table 3-1 basic parameters of an automobile 項(xiàng)目 參數(shù)值 總質(zhì)量 最大輸出功率（KW） 最大輸出扭矩（N·m) 主減速比 輪胎型號(hào) 擋數(shù) 3.2檔數(shù)和傳動(dòng)比 3.2.1傳動(dòng)比的選擇 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用5-6個(gè)前進(jìn)檔位的手動(dòng)變速器。本設(shè)計(jì)是入門級(jí)微型乘用車，采用5個(gè)前進(jìn)檔位。 選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來綜合考慮、確定。 汽車在最大上坡路面行駛時(shí)，最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)能克服輪胎與路面見滾動(dòng)阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行駛時(shí)，車速不高，故忽略空氣阻力，此時(shí)有： （3-1） 式中：——最大驅(qū)動(dòng)力； ——滾動(dòng)阻力； ——最大上坡阻力。 又 代入式（3-1），得 整理后得： （3-2） 式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩，N·m ——一擋傳動(dòng)比； ——主減速器傳動(dòng)比,; ——汽車傳動(dòng)系總效率,取值為； ——汽車總質(zhì)量； ——重力加速度；取為； ——驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑； ——滾動(dòng)阻力系數(shù)，取為； ——道路最大上坡角，即； 將所取數(shù)值代入式（3-2)中可得：，取。 設(shè)計(jì)的變速器五擋為超速擋，超速擋主要用于在良好路面上輕載或空車駕駛的場(chǎng)合，借此提高汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性。超速擋的傳動(dòng)比一般為,取。 由 ， 式中為常數(shù)，也就是各檔之間的公比，一般認(rèn)為不宜大于1.7—1.8。由中等比性質(zhì)得： ; 因?yàn)辇X數(shù)為整數(shù)，故實(shí)際傳動(dòng)比計(jì)算出的理論值略有出入。另外，在換檔過程中，由于空氣和道路阻力，空檔的一瞬間車速下降，且高速時(shí)車速下降更多。為了使發(fā)動(dòng)機(jī)在各檔時(shí)都在相同的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)工作。靠近于高速檔的相鄰傳動(dòng)比之比比應(yīng)比靠近低檔的要大些。 所以有：，;，， 3.3中心距 對(duì)中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距。對(duì)于兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離為變速器中心距。其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸，體積和質(zhì)量大小，而且對(duì)輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當(dāng)有保證齒輪有必要的接觸強(qiáng)度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。此外受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。 初選中心距可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出： （3-3） 對(duì)轎車：；對(duì)貨車取14~17，為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（），其值為N·m。故可求出中心距為：，轎車變速器的中心距在65~80mm變化范圍。因?yàn)榭傎|(zhì)量和汽車引擎最大扭矩大小是遞增關(guān)系，所以輕型汽車中心距較小。 3.4 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 轎車五擋變速器殼體的軸向尺寸（2.7~3.0）A。 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù)上應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便，A取整。故A=74mm。 設(shè)計(jì)的是五擋變速器，初定軸向殼體尺寸為350mm，是A的4.7倍。變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 3.5 齒輪參數(shù) 3.5.1 齒輪模數(shù) 遵循的一般原則：在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可使齒輪嚙合的重和度增加，并減少齒輪的噪聲，故為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)同時(shí)減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù)，減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選小；對(duì)貨車，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)。 變速器低擋齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應(yīng)，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。 初選模數(shù)時(shí)，可參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定；也可以根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式確定，即： 高檔齒輪K=1 （3-4） 一擋齒輪 （3-5） 式中： 為斜齒輪法向模數(shù)； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩； ——變速器傳動(dòng)效率：取； ——一檔傳動(dòng)比； 該設(shè)計(jì)前進(jìn)擋齒輪都為斜齒輪，并按同一模數(shù)進(jìn)行。理論上倒擋齒輪模數(shù)與一擋接近。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都相同，轎車和輕型貨車取2~3.5。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換檔。同樣所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)。本設(shè)計(jì)前進(jìn)擋斜齒輪法向模數(shù)取=2.5。為了好進(jìn)入倒檔，倒檔模數(shù)也選2.5。 3.5.2 壓力角 齒輪壓力角較小時(shí)，重合度大并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。實(shí)驗(yàn)證明，對(duì)于直齒輪，壓力角為28°是強(qiáng)度最高，超過28°強(qiáng)度增加不多；對(duì)于斜齒輪，壓力角為25°時(shí)強(qiáng)度最高。所以，對(duì)于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應(yīng)取用小些的壓力角。實(shí)際上，因國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，而嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。 所以變速器齒輪壓力角為 20， 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30°。 3.5.3 螺旋角β 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對(duì)齒輪工作噪聲齒輪的強(qiáng)度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過當(dāng)螺旋角大于30時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15～25為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)選用較大螺旋角。 因設(shè)計(jì)的是兩軸式變速器，故斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 轎車兩軸式變速器為 20°~25°,故初選的變速器齒輪螺旋角為： ， 3.5.4 齒寬b 選擇齒寬，應(yīng)注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度均有影響。 考慮到盡可能的縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，減少齒寬會(huì)使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)，雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)的軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。使用寬些的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)（）的大小來選定齒寬： 直齒：，為齒寬系數(shù)，取為 斜齒：，取 對(duì)于模數(shù)相同的各擋齒輪。擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。 小齒輪的齒寬在計(jì)算上認(rèn)為加寬約，所以有： ； 故各前進(jìn)擋齒輪齒寬為： , , , ，； , , ，, ； 倒擋各齒輪的齒寬為： , , 。 3.5.5齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、齒輪強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)笑，則齒輪重合度小，工作噪聲大，但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減小。目前規(guī)定的齒頂高系數(shù)為1.00。 3.5.6修正各擋傳動(dòng)比及中心距 （1）一檔齒輪齒數(shù) 一擋傳動(dòng)比為 （3-6） 直齒 （3-7） 斜齒 （3-8） 為齒輪副的齒數(shù)和。 因?yàn)樵O(shè)計(jì)一擋用的是斜齒輪，選取的。所以根據(jù)式（3-8）可得： ，取=55。即： （3-9） 聯(lián)合式（3-6）、（3-9）可求出一擋齒輪的齒數(shù)為： ， 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 ,取整可得： 修正傳動(dòng)比： （合格）； 修正： 由 得： 圖3-1 齒輪2 Fig. 3-1 Gear 2 （2）確定其他檔位的齒數(shù) 1）二擋的傳動(dòng)比為： （3-10） 因所設(shè)計(jì)的二擋齒輪是斜齒輪，則其齒輪的中心距為： （3-11） 由式（3-10）和（3-11）得： ， 即： 故解得;，（圓整） 修正： （合格） 修正： 圖3-2 齒輪4 Fig. 3-2 Gear 4 2）三擋的傳動(dòng)比為： （3-12） 又三擋齒輪的中心距為： （3-13） 聯(lián)合式（3-12）和式（3-13）可得三擋傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)： , 取， 求得： ，（圓整） 修正： （合格） 修正： 圖3-3 齒輪5 Fig. 3-3 Gear 5 3）四擋的傳動(dòng)比為： （3-14） 而四擋齒輪的中心距為： （3-15） 聯(lián)合式（3-14）和式（3-15）求出四擋的和如下： , 取55， 解得： ，（圓整） 修正： (合格） 修正 圖3-4 齒輪7 Fig. 3-4 gears 7 4）五擋傳動(dòng)比： （3-16） 而五擋齒輪的中心距為： =74 （3-17） 聯(lián)合式（3-16）和式（3-17）求出四擋的和如下： , 取55 解得：，（圓整） 修正： (合格） 修正 圖3-5 齒輪9 Fig. 3-5 gears 9 5）確定倒檔齒輪的傳動(dòng)比齒數(shù) 倒檔的功用：汽車倒退行駛和汽車陷入泥潭脫出時(shí)使用所以必須設(shè)計(jì)較大的傳動(dòng)比。 本車的市場(chǎng)定位是城市和城鎮(zhèn)的用戶，泥潭等情況比較少見。倒車的路程并不長(zhǎng)，可以使用半聯(lián)動(dòng)離合進(jìn)行倒退而不擔(dān)心汽車離合器燒毀。設(shè)計(jì)一檔、倒檔齒輪常選用相同的模數(shù)，故，這樣能保證輸入軸和輸出軸之間的距離短，變速器結(jié)構(gòu)緊湊。為了防止根切，故初選輸入軸倒檔齒輪為。而倒檔齒輪齒數(shù)一般在，故初選其值為 因，故有： =3.1，解得：（圓整） 修正： （合格） 故輸出軸與倒擋軸的中心距為： 因?yàn)?，所以不?huì)發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉。 同理，輸入軸與倒擋軸得中心距為： 圖3-6 倒檔齒輪 Fig. 3-6 reverse gear （3）齒輪精度的選擇 為了提高高檔位齒輪的性能，取得所有齒輪的精度等級(jí)為七級(jí)。 （4）螺旋方向 由于斜齒輪傳遞扭矩時(shí)要產(chǎn)生軸向力衡。關(guān)于螺旋角的方向，輸入軸軸齒輪采用左旋，這樣可使第一所受的軸向力直接經(jīng)過軸承蓋作用在變速器殼體上，而不必經(jīng)過軸承的彈性檔圈傳遞。則輸出軸齒輪皆為右旋。 （5） 齒輪變位系數(shù)的選擇 表3-2 齒輪基本數(shù)據(jù) Table 3-2 basic gear data z 12 43 16 39 21 34 26 29 31 24 13 22 41 b 20 18 25 20 18 18 18 18 16 16 18 12 18 β 21.712° 21.712° 21.712 21.712° 21.712° 0 變位系數(shù)的計(jì)算[4]： 已知實(shí)際中心距，β，，z 標(biāo)準(zhǔn)中心距：=(+)/(2*cosβ) 端面壓力角：: 端面齒合角：: （3-17） 得 代入（3-17）式并整理得： 求出、、、、 查封閉圖，分配變位系數(shù): 、、、、、、、、、 、、、如下表： 表3-3 齒輪總數(shù)據(jù) Table 3-3 Total Gear data 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.6909 2.6909 2.6909 2.6909 2.6909 2.5 2.5 2.5 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 21.393° 21.393° 21.393° 21.393° 21.393° 20° 20° 20° 21.393° 21.393° 21.393° 21.393° 21.393° 20° 20° 20° 14.96 53.62 19.95 48.63 26.18 42.39 32.42 36.16 38.65 29.92 12 22 41 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 32.29 115.70 43.05 104.94 56.50 91.49 69.96 78.03 83.41 64.58 30 55 102 37.29 120.70 48.05 109.94 61.50 96.49 74.96 83.03 88.41 69.58 35 60 107.5 26.04 109.45 36.80 98.69 50.25 85.24 63.71 71.78 77.16 58.33 23.75 48.75 96.25 0.4 -0.4 0.325 -0.325 0.3 25 -0. 25 0.06 -0.06 -0.125 0.125 0.4 0 -0.4 0.153 0.135 0.154 0.131 0.146 0.135 0.136 0.138 0.137 0.145 0.157 0.131 0.125 3.6變速器齒輪強(qiáng)度校核 3.6.1 齒輪材料的選擇原則 （1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 （2）合理選擇材料配對(duì)。如對(duì)硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。 （3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪[18]。 由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。 3.6.2 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪） (3-18) 式中： 　——圓周力（N），； ——計(jì)算載荷（N·mm）； 　——節(jié)圓直徑（mm）， ； 　——斜齒輪螺旋角； ——應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； 　——齒面寬（mm）； 　 ——法向齒距，； 　——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.2中查得； ——重合度影響系數(shù)，=2.0。 將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（3-18），整理得到 (3-19) （1）一檔齒輪校核 主動(dòng)齒輪： 把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得： MPa 從動(dòng)齒輪： 把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得： MPa （2）二檔齒輪校核 主動(dòng)齒輪： 把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得： MPa 從動(dòng)齒輪： 把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得： MPa （3）三檔齒輪校核 主動(dòng)齒輪： 把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得： MPa 從動(dòng)齒輪： 把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得： MPa （4）四檔齒輪的校核 主動(dòng)齒輪： 把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得： MPa 從動(dòng)齒輪： N·mm （5）五檔齒輪的校核 主動(dòng)齒輪： 把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得： MPa 從動(dòng)齒輪： 把數(shù)據(jù)代入(3-19)式，得： MPa 對(duì)于轎車當(dāng)計(jì)算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時(shí)，其許用應(yīng)力不超過180~350MPa，以上各檔均合適。 3.6.3輪齒接觸應(yīng)力校核 （3-20） 式中： 　——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）； 　——齒面上的法向力（N），； 　——圓周力（N），； 　——計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 　——節(jié)點(diǎn)處壓力角，為齒輪螺旋角； 　——齒輪材料的彈性模量（MPa）； 　——齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）； ，——主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，； 、 ——主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 表3-4 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 Table 3-4 allowable contact stress of transmission gears 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力[]見表3.3： （1）一檔齒輪接觸應(yīng)力校核 ；mm N 將以上數(shù)據(jù)代入（3-20）可得： MPa （2）二檔齒輪接觸應(yīng)力校核 mm； N 將以上數(shù)據(jù)代入（3-20）可得： MPa （3）三檔齒輪接觸應(yīng)力校核 mm； N 將以上數(shù)據(jù)代入（3-20）可得： MPa （4）四檔齒輪接觸應(yīng)力校核 mm； N 將以上數(shù)據(jù)代入（3-20）可得： MPa （5）五檔齒輪接觸應(yīng)力校核 mm； N 將以上數(shù)據(jù)代入（3-20）可得： MPa 以上各檔變速器齒輪的接觸應(yīng)力均小于齒輪的許用接觸應(yīng)力[]，所以各檔均合格。 3.6.4倒擋齒輪的校核 （1）齒面接觸疲勞許用應(yīng)力的計(jì)算 （3-21） 式中： ——齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力（MPa）； 　——壽命系數(shù)； ——潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)； 　——工作硬化系數(shù)； 　——尺寸系數(shù)； ——最小安全系數(shù)。 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1將這些數(shù)據(jù)代入（3-21）式，得： MPa （2）齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力計(jì)算 （3-22） 式中： ——齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力； 　——壽命系數(shù)； ——相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)； 　——尺寸系數(shù)； ——表面系數(shù)； ——最小安全系數(shù)。 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：=920 MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25將這些數(shù)據(jù)代入（3.19）式，得： MPa （3）接觸疲勞強(qiáng)度校核 （3-23） 式中： ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)； ——彈性系數(shù)； ——重合度系數(shù)； 　 ——齒輪上的圓周力（N）； ——表示齒寬（mm）； ——齒輪直徑； ——表示傳動(dòng)比； ——使用系數(shù)。 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到： =2.33；=189.8；0.73； N 將以上數(shù)據(jù)代入（3-23）式，得： MPaMPa。 （4）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 （3-24） 式中： ——齒形修正系數(shù)； ——重合度系數(shù)。 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到： =4.9；=0.64 將以上數(shù)據(jù)代入（3.21）式得： MPa 所以倒檔齒輪接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度均合格。 3.7變速器軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 初選的軸徑要根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性檔圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸的剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正。 以下是軸的計(jì)算尺寸： (3-25) （3-26） 其中：P——軸傳遞的功率； C——是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)； ——軸的轉(zhuǎn)速，； ——軸所受的扭矩，； ——變速器傳動(dòng)效率：?。? 因發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩不大，故C取較小值，C＝100,所以 輸入軸， 輸出軸， 齒輪2處： ； 齒輪4處： ； 齒輪6處：； 齒輪8處：； 齒輪10處：； 齒輪12處：； 當(dāng)軸的側(cè)面要打鍵槽時(shí)，軸的抗扭矩能力下降，所以要考慮加粗軸徑，一般鍵聯(lián)結(jié)需要加粗5%；同步器用花鍵軸聯(lián)結(jié)，增加10%的徑粗。所以有最小花鍵選擇要求如下： 齒輪6處：（取整） 齒輪8處： 齒輪10處： 齒輪2、4是1、2檔同步器所在的地方，以同步器的軸徑為準(zhǔn) 所以知道該軸最小直徑是.位于5檔齒輪處 查相關(guān)軸承數(shù)據(jù)確定軸的最小直徑，并且選擇軸承類型為圓錐滾子軸承，根據(jù)資料查得5、4檔之間的軸承數(shù)據(jù)d=22mm D=40 T=12mm 設(shè)置減速器齒輪旁的軸承：因1、2檔同步器軸徑初取為，并且倒檔從動(dòng)齒輪做在此同步器上，增大并取整，取。查資料初選減速器齒輪一側(cè)另一軸承。 所以，選擇，，。 3.8軸的校核 3.8.1 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)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。 若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計(jì)算： （3-27） （3-28） （3-29） 式中： 　 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； 　——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； 　 ——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa； 　 ——慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，； 　 ——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算； 、——齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為。 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為，。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過。 一檔工作時(shí)： 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： 二檔工作時(shí)： 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： 三檔工作時(shí)： 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： 四檔工作時(shí)： 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： mm 五檔工作時(shí)： 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： 倒檔工作時(shí)： 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-27）、（3-28）、（3-29）得到： 由以上可知道，變速器在各檔工作時(shí)均滿足剛度要求。 3.8.2軸的強(qiáng)度計(jì)算 變速器在一檔工作時(shí)： 對(duì)輸入軸校核： 計(jì)算輸入軸的支反力： (1)垂直面內(nèi)支反力 對(duì)B點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到C點(diǎn)的支反力，即： （3-30） 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-30）式，解得：=3314.07N 同理，對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式可解得： (2)水平面內(nèi)的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （3-31） （3-32） 將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3-31）、（3-32）兩式，得到： (3)計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩 B點(diǎn)的最大彎矩為： N·mm N·mm N·mm B點(diǎn)的最小彎矩為： N·mm 4、計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩 N·mm 5、計(jì)算合成彎矩 N·mm N·mm 軸上各點(diǎn)彎矩如圖3-7所示： 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)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為 (3-33) 式中：（N.m）； ——軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑； ——抗彎截面系數(shù)（mm3）。 將數(shù)據(jù)代入（3-33）式，得： MPa MPa 在低檔工作時(shí)，400MPa，符合要求。 圖3-7 輸入軸的彎矩圖 Fig. 3-7 moment diagram of input shaft 對(duì)輸出軸校核： 計(jì)算輸出軸的支反力： N N N （1）垂直面內(nèi)支反力 對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到C點(diǎn)的支反力，即： （3-34） 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3-34）式，解得：=1152.05N 同理，對(duì)C點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式： ， 可解得：N （2）水平面內(nèi)的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （3-35） （3-36） 將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3-35）、（3-36）兩式，得到： N，N （3）計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩 A點(diǎn)的彎矩為： N·mm B點(diǎn)的彎矩為： N·mm N·mm N·mm D點(diǎn)彎矩為： N·mm 4、計(jì)算水平面內(nèi)彎矩： A點(diǎn)的彎矩為： N·mm B點(diǎn)的彎矩為： N·mm N·mm 5、計(jì)算合成彎矩 N·mm N·mm N·mm 軸上各點(diǎn)彎矩如圖3-8所示： 圖3-8 輸出軸彎矩圖 Fig. 3-8 moment diagram of output shaft 把以上數(shù)據(jù)代入（3-33），得： MPa MPa MPa 在低檔工作時(shí)，400MPa，符合要求。 圖 3-9 輸出軸三維圖 Figure 3-9 Three-dimensional output axis 圖3-10 輸入軸的三維圖 Figure 3 - 10 Three - dimensional diagram of input shaft 3.9軸承的壽命計(jì)算 3.9.1 輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇30305型號(hào)軸承KN，KN。 （1）變速器一檔工作時(shí) N，N 軸承的徑向載荷：=3314.07N；N 軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=2 N N N 所以 N N 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到 ，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到； ，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到 當(dāng)量動(dòng)載荷： N N 為支反力。 h 表3-5 變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率 Table 3-5 relative working time or utilization rate for each gear of transmission 車型 檔 位 數(shù) 最高檔 傳動(dòng)比 /% 變速器檔位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 轎 車 普通 級(jí) 以下 3 1 1 30 69 4 1 0.5 3 20 76.5 4 <1 1 8 23 68 中 級(jí) 以 上 3 1 1 22 77 4 1 0.5 2 10.5 87 4 <1 0.5 3 20 76.5 5 1 0.5 2 4 18.5 75 5 <1 0.5 2 15 57.5 25 查表3-5可得到該檔的使用率，所以： h 所以軸承壽命滿足要求。 （2）變速器四檔工作時(shí) N N N 軸承的徑向載荷：=730.21N；N 軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=2 N N N 所以 N N 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到 ，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到； ，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到 當(dāng)量動(dòng)載荷： ——支反力。 N N h 查表3-5可得到該檔的使用率，于是 h 所以軸承壽命滿足要求。 3.9.2 輸出軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 （1）初選軸承型號(hào) 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇軸承型號(hào)為： 右軸承采用30305型號(hào)KN，KN 左軸承采用30210型號(hào)KN，KN 變速器一檔工作時(shí)： 一檔齒輪上力為： N，N 錐齒輪上的力： N N N 軸承的徑向載荷：=1668.02N；N 軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=2 N N N 所以 N N 2、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到 ，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：； ，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到： 當(dāng)量動(dòng)載荷： N N h 查表3-5可得到該檔的使用率，于是 h 所以軸承壽命滿足要求。 圖3-10 圓錐滾子軸承 Fig. 3-10 tapered roller bearings 4. 變速器同步器設(shè)計(jì) 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡(jiǎn)單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下?lián)Q檔的缺點(diǎn)，現(xiàn)已不用。得到廣泛使用的是慣性同步器。 4.1同步器類型的選擇 慣