某雙離合器自動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算過程案例目錄TOC\o"1-3"\h\u19057某雙離合器自動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算過程案例 1189141.1選取的變速器主要參數(shù) 154651.1.1傳動(dòng)比范圍 1167731.1.2變速器各檔傳動(dòng)比的確定 234521.1.3中心距的選擇 49141.1.4變速器的外形尺寸 5289401.1.5齒輪參數(shù)的選擇 5246641.1.6各檔齒輪齒數(shù)的分配 6139451.1.7變速器齒輪的變位 89849表格1.7七檔和倒檔 1492201.2變速器齒輪強(qiáng)度校核 1452951.2.1齒輪材料的選擇原則 14207291.2.2計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 14211651.2.3變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 15177991.2.4輪齒接觸應(yīng)力校核 19291901.3軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì) 22161881.4軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 2412811.4.1軸的剛度計(jì)算 24113691.4.2軸的強(qiáng)度計(jì)算 2992721.5軸承選擇與壽命計(jì)算 36107911.5.1輸出一軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 36271281.5.2輸出二軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 411.1選取的變速器主要參數(shù)本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是在給定主要整車參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，整車主要技術(shù)參數(shù)如表1.1所示。表1.1整車主要技術(shù)參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率200/6200（kw/rpm）車輪型號(hào)245/40R18發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩250/5000（Nm/rpm）最高車速250km/h前軸負(fù)荷8000N后軸負(fù)荷7000N輪胎氣壓2.5MPa轉(zhuǎn)向盤操縱力不超過200N1.1.1傳動(dòng)比范圍變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔常是直接檔，傳動(dòng)比為1.0；有的變速器最高檔超速檔，傳動(dòng)比為0.7～0.8。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素：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)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。乘用車的傳動(dòng)比范圍取1.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車更大[14]。本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比為0.8。1.1.2變速器各檔傳動(dòng)比的確定1、主減速器傳動(dòng)比的確定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為：（1.1）式中：(1.1)——汽車行駛速度（km/h）；——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）；——車輪滾動(dòng)半徑（m）；——變速器傳動(dòng)比；——主減速器傳動(dòng)比。已知：最高車速==250km/h；最高檔是超速檔，傳動(dòng)比=0.8；車輪滾動(dòng)半徑(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速==6200（r/min）；由公式（1.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式：(1.2)2、最低檔傳動(dòng)比計(jì)算最大爬坡度設(shè)計(jì)，保證最大通過條件，用一檔通過要求的最大坡道角坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力該大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）[16]。用公式表示如下：（1.3）式中：G——車輛總重量(N)；——坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(對(duì)瀝青路面μ=0.01~0.02)；——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(N·m)；——主減速器傳動(dòng)比；——變速器傳動(dòng)比；——為傳動(dòng)效率（0.85~0.9）；R——車輪滾動(dòng)半徑；——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）由公式（1.2）得：(1.4)已知：；；r=0.3266m；N·m；；，把以上數(shù)據(jù)代入（1.3）式：根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與地面輻照條件確定：即：為道路附著系數(shù)，取值范圍為0.5~0.6，取為0.6為汽車滿載靜止于水平面，驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，這里用70%mg，把數(shù)據(jù)代入（1.4）式得：所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選取范圍是：校核最大傳動(dòng)比：=1.0~4.5校核得到=1.5在1.0~4.5之間，故3、變速器各檔速比的配置按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即：1.1.3中心距的選擇初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：（1.5）式中：A——變速器中心距（mm）；——中心距系數(shù)，多檔的變速器=8.9~9.3；——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為250（N·m）；——變速器一檔傳動(dòng)比為2.8；——變速器傳動(dòng)效率，取96%。（8.9~9.3）=78.83mm初取A=80mm。1.1.4變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置簡(jiǎn)單確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車變速器殼體的軸向尺寸參考下列公式用：mm初選長度為270mm。1.1.5齒輪參數(shù)的選擇1、模數(shù)選取齒輪模數(shù)是：為噪聲應(yīng)適量減少模數(shù)，增寬齒寬；為輕減質(zhì)量些，應(yīng)該加強(qiáng)模數(shù)，減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。至于轎車，減少噪聲較很關(guān)鍵，模數(shù)應(yīng)選得小些。轎車模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù)，由表1.2選取其他各檔模數(shù)為，由于轎車對(duì)降低噪聲和振動(dòng)的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。2、壓力角壓力角小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；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。表1.2汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0<V<1.61.6<V<2.56.0<<14>14對(duì)于轎車，為減小噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角[15]。本變速器為方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。3、螺旋角齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，使工作平穩(wěn)、噪聲減少。試驗(yàn)證明：螺旋角變大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度變高。由此，加強(qiáng)低檔齒輪的抗彎強(qiáng)發(fā)，不能使用大的螺旋角；提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度入手，應(yīng)選用較大的螺旋角。本設(shè)計(jì)只選螺旋角24°。4、齒寬齒寬對(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)的受力均勻程度都有影響。盡可能縮小變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)優(yōu)點(diǎn)削減削弱，雖然可以用增加齒輪螺旋角代償，軸承受的軸向力增大，壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。較大的齒寬，工作中因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，齒輪沿齒寬方向受力不勻造成偏載，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：斜齒，取為6.0～8.5斜齒輪取7.0，mm5、齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(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有關(guān)聯(lián)。若齒頂高系數(shù)小，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)力也會(huì)減少。齒輪加工精度提高后，包括我國，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為增加齒輪嚙合的重合度，減少噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有的變速器用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒[19]。本設(shè)計(jì)取為1.00。1.1.6各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方式匹配各檔齒輪的齒數(shù)。需要留意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。根據(jù)圖1.1確定各檔齒輪齒數(shù)。圖1.1變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖一擋：===48.72取=49，則=12.895，取=14則=35修正中心距：=則A=80.45取A=71·則=24.85o二擋：===48.72取=49，則=14.94，取=15，則=34則A=80.45取A=71則=24.85o三擋：==1.85，==48.72取=49則QUOTEZ12Z12=17.19取=17則=32則A=80.45取A=71則=24.85o四擋：===48.72取=49則=19.6取QUOTEZ1Z1=19則=30則A=80.45取A=71則=24.85o五檔：===48.72取=49則=22.07取QUOTEZ16Z16=23則=26則A=80.45取A=71則=24.85o六檔：===48.72取=49則=24.62取QUOTEZ3Z3=25則=24則A=80.45取A=71則=24.85o七檔：===48.72取=49則=27.22取QUOTEZ14Z14=27則=22則A=80.45取A=71則=24.85o倒擋齒輪：（直齒）倒擋選用的模數(shù)往往與一擋相近，故選用為=1.00倒擋傳動(dòng)比比一擋略大些取=1.0初選倒擋齒輪QUOTEZ7Z7=14QUOTEZ8Z8=19QUOTEZ9Z9=301.1.7變速器齒輪的變位用變位齒輪的原因：湊中心距；加強(qiáng)齒輪的強(qiáng)度和延伸壽命；減小齒輪的嚙合噪聲[17]。對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況，隨檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。各擋齒輪的變位系數(shù)根據(jù)變位系數(shù)線圖來選取：圖1.2變位系數(shù)線圖1、一檔齒輪的變位=80.45A=81A進(jìn)行角度變位：則計(jì)算得=21.57則計(jì)算得通過選擇變位系數(shù)線圖查得：由u=則在線圖的左側(cè)可以查得：，則則2、其它各檔齒輪的變位采用與一檔齒輪變位的方法和公式，得到其余各檔的變位系數(shù)如表1.3：表1.3各檔齒輪的變位系數(shù)檔位總變位系數(shù)主動(dòng)齒輪變位系數(shù)從動(dòng)齒輪變位系數(shù)二檔0.230.41-0.18三檔0.230.33-0.1四檔0.230.220.01五檔0.230.20.03六檔0.230.20.03七檔0.230.20.03倒檔0.050.220.2140.2370.1830.0543、齒輪參數(shù)的計(jì)算一擋齒輪參數(shù)：已知，，QUOTEZ11Z11=35，mm,mm分度圓直徑=3×14/cos24.85°=46.286mm=3×35/cos24.85°=115.714mm齒頂高=4.08mm=2.31mm齒根高=2.52mm=4.29mm齒全高=6.6mm齒頂圓直徑=54.446mm=120.334mm齒根圓直徑=41.246mm=107.134mm節(jié)圓直徑30mmmmmmmm采用與一檔齒輪變位的方法和公式，得到其余各檔齒輪的參數(shù)見表1.4、表1.5、表1.6。表1.4一檔、二檔、三檔齒輪參數(shù)齒輪一檔二檔三檔1011561213法向模數(shù)3壓力角20螺旋角24.85齒頂高系數(shù)1.0頂隙系數(shù)0.25齒數(shù)143515341732理論中心距80.4580.4580.45齒輪一檔二檔三檔實(shí)際中心距818181分度圓直徑46.286115.71449.592112.40856.204105.796齒頂高4.082.314.082.311.842.55齒根高2.524.292.524.292.764.05齒全高6.66.66.66.66.66.6齒頂圓直徑54.446120.33457.752117.02857.884110.896齒根圓直徑41.246107.13444.552101.82850.68497.696節(jié)圓直徑46.29115.7149.59112.4156.20105.80節(jié)圓半徑21.14557.85524.79556.20528.152.9總變位系數(shù)0.230.230.23變位系數(shù)0.41-0.180.41-0.180.33-0.1齒輪四檔五檔六檔12161734法向模數(shù)3壓力角20螺旋角24.85齒頂高系數(shù)1.0頂隙系數(shù)0.25齒數(shù)193023262524理論中心距80.4580.4580.45實(shí)際中心距818181分度圓直徑62.8199.1576.0285.9186.2179.32齒頂高1.512.821.412.911.412.91齒根高1.021.701.121.621.121.61齒輪四檔五檔六檔齒全高6.66.66.66.66.66.6齒頂圓直徑69.84104.9482.9491.8489.5585.23齒根圓直徑56.6491.7469.7478.6476.3572.03節(jié)圓直徑62.8299.1876.0485.9682.6579.35節(jié)圓半徑31.4149.5938.0242.9841.32539.675總變位系數(shù)0.230.230.23變位系數(shù)0.220.010.20.030.20.03表1.6七檔、倒檔、主減速器齒輪參數(shù)齒輪七檔倒檔1415789法向模數(shù)3壓力角20螺旋角24.85齒頂高系數(shù)1.0`頂隙系數(shù)0.25齒數(shù)2722141928理論中心距80.45實(shí)際中心距81636349.5分度圓直徑89.2672.74425784齒頂高1.452.941.92.372.37齒根高1.151.664.654.384.38齒全高6.66.67.746.756.75齒頂圓直徑96.1678.6249.861.7488.74齒根圓直徑82.9665.4232.748.2475.24齒輪七檔倒檔節(jié)圓直徑89.2772.73425784節(jié)圓半徑44.63536.3652128.542總變位系數(shù)0.23-0.72變位系數(shù)0.20.03-0.3-0.21-0.21表格1.7七檔和倒檔1.2變速器齒輪強(qiáng)度校核1.2.1齒輪材料的選擇原則1、滿足工作需求。不同應(yīng)用場(chǎng)景，在齒輪傳動(dòng)其他的條件，故齒輪材料也應(yīng)有不同的需求。但一般動(dòng)力傳輸齒輪，需要其材料有足夠的強(qiáng)度和耐磨能力，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，使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度強(qiáng)過大齒輪，使兩輪硬度差值在30～50HBS左右。提高抗膠合性能，大、小輪選擇不同鋼號(hào)材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝。大齒輪一般為鑄造，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，選鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)，選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，正火或調(diào)質(zhì)處理，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，除去熱處理對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。若用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪[18]。一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪受的沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求也高。用了硬齒面齒輪組合，所有齒輪都利用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度是為58～62HRC。1.2.2計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為250N.m，最高車速5250Km/h，齒輪傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)效率96%。輸入軸==250N.m輸出軸==250×0.96×0.99=237.6N.m1.2.3變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核輪齒強(qiáng)度計(jì)算輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算（a）直齒輪彎曲應(yīng)力圖1.3齒形系數(shù)圖(1.6)式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）；—計(jì)算載荷（N.mm）；—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；—摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；—齒寬（mm）；—模數(shù)；—齒形系數(shù)，如圖1.3。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。計(jì)算倒擋齒輪7，8，9的彎曲應(yīng)力，，=14，=23，=29，=0.165,=0.121，=0.126，(1.7)==641.04MPa<400～850MPa==464.02MPa<400～850MPa==600.54MPa<400～850MPa==734MPa<400～850MPa(b)斜齒輪彎曲應(yīng)力(1.8)式中：—計(jì)算載荷（N·mm）；—法向模數(shù)（mm）；—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角（°）；—應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；—齒寬系數(shù)=7.0—重合度影響系數(shù)，=2.0。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車為100～250MPa。（1）計(jì)算一擋齒輪10，11的彎曲應(yīng)力=14，=35，=0.17，=0.165，=250Nm，=24.85°==240.91MPa<100～250MPa=267.31MPa<180～350MPa（2）計(jì)算二擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=15，=34，=0.168，=0.171，=250N.m，=24.85°=269.53MPa<180～350MPa=171.87MPa<180～350MPa（3）計(jì)算三擋齒輪12，13的彎曲應(yīng)力=17，=32，=0.176，=0.173，=250N.m，=24.85°=210.80MPa<180～350MPa=230.96MPa<180～350MPa（4）計(jì)算四擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力=19，=30，=0.181，=0.174，=250N.m，=394.74N.m，=24.85°=197.51MPa<180～350MPa=222.58MPa<180～350Mpa4）（5）計(jì)算五擋齒輪16，17的彎曲應(yīng)力=23，=26，=0.182，=0.173，=250N.m，=282.61N.m，=24.85°=150.67Pa<180～350MPa=188.12MPa<180～350Mpa（6）計(jì)算六擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力=25，=24，=0.185，=0.183，=250N.m，=24.85°=146.86MPa<180～350MPa=160.84MPa<180～350MPa（7）計(jì)算四擋齒輪14，15的彎曲應(yīng)力=27，=21，=0.183，=0.168，=250N.m，=24.85°=137.47MPa<180～350MPa=162.22MPa<180～350MPa1.2.4輪齒接觸應(yīng)力校核(1.8)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）。整理后得到斜齒輪接觸應(yīng)力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1.7。表1.7變速器齒輪許用接觸應(yīng)力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔齒輪1300-1400650-7001、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：N·mm；；；MPa；mm，，，由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器輸入軸上的載荷作為計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（1.26）可得：Mpa同理，其他各檔齒輪接觸應(yīng)力見表1.8、表1.9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。表1.8變速器一到五檔齒輪接觸接觸應(yīng)力齒輪一檔二檔三檔四檔五檔10、115、612、131、216、17輸入軸最大轉(zhuǎn)矩（N?mm）250000彈性模量（MPa）206000齒寬（mm）21節(jié)點(diǎn)處壓力角（°）20齒輪螺旋角（°）24.85節(jié)圓直徑(mm)46.2949.5956.2062.8276.04主動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）21.14524.79528.131.4138.02齒輪一檔二檔三檔四檔五檔從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）57.85556.20552.949.5942.98接觸應(yīng)力（MPa）1257.331166.521054.82982.221134.61表1.9變速器六檔、七檔、倒檔齒輪接觸接觸應(yīng)力齒輪六檔七檔倒檔3、414、15678輸入軸最大轉(zhuǎn)矩（N?mm)250000彈性模量（MPa）206000齒寬（mm）19.25節(jié)點(diǎn)處壓力角（°）20齒輪螺旋角（°）24.85節(jié)圓直徑(mm)82.6589.295774.63主動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）41.32544.63528.537.3125.35從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）39.67531.6352162.6996.65接觸應(yīng)力（MPa）1068.541001.351096.481096.481661.65格。1.3軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。需要變速器的軸有足夠強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)導(dǎo)致形變，破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性等均有不利影響。1.1.1初選軸的直徑在明確兩軸式變速器中心距時(shí)，軸最大直徑支承距離的比值能在以下的選：對(duì)輸入軸，=0.16～0.18；對(duì)輸出軸，0.18～0.21。輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選取：(1.9)式中：——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6；——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。輸入軸花鍵部分直徑：=25.20～28.98mm初選輸入、輸出軸支承之間的長度=265mm。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件擬定軸的最小直徑：式中：d——軸的最小直徑（mm）；——軸的許用剪應(yīng)力（MPa）；P——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率（kw）；n——發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min）。將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.22）式，得：mm所以，選擇輸入二軸的花鍵處最小直徑為32mm。根據(jù)軸的制造工藝性要求[20]，將軸的各部分尺寸初步設(shè)計(jì)如圖1.4、1.5、1.6所示：圖1.4輸入1軸各部分尺寸圖1.5輸入2軸各部分尺寸圖1.6輸出軸各部分尺寸1.4軸的強(qiáng)度驗(yàn)算1.4.1軸的剛度計(jì)算對(duì)齒輪工作作用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。撓度改變齒輪中心距，破壞齒輪的正確嚙合；轉(zhuǎn)角讓互相齒輪歪斜，有沿齒長方向的壓力分布不均勻。定好軸的尺寸后，對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度做驗(yàn)算。軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖1.7所示，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：(1.10)（a）軸的水平繞度和轉(zhuǎn)角（b）軸的垂直繞度和轉(zhuǎn)角圖1.7有兩個(gè)支撐的軸受單個(gè)力產(chǎn)生的繞度和轉(zhuǎn)角（a）軸的水平繞度和轉(zhuǎn)角（b）軸的垂直繞度和轉(zhuǎn)角圖1.8有兩個(gè)支撐的軸受兩個(gè)力產(chǎn)生的繞度和轉(zhuǎn)角(1.11)(1.12)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），=2.1×105MPa；——慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，，對(duì)于空心軸；——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mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力，可按下式求出：(1.13)(1.14)(1.15)式中：i——至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比；——計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm；——節(jié)點(diǎn)處壓力角；——螺旋角；——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，也是第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·mm。1、變速器輸入軸剛度校核變速器齒輪在軸上的位置如圖1.7所示。一檔工作時(shí)，輸入軸撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：N·mm；；；=46.29；=130.58mm；=96.5mm；=227.08mm；=46.286mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.10）、（1.11）、（1.12）、（1.13）、（1.14、（1.15）得到：NNNmmmmmmrad同理，其他各檔工作時(shí)輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角見表1.10。表1.10變速器各檔工作時(shí)輸入軸撓度和轉(zhuǎn)角輸入一軸檔位二檔四檔六檔倒檔（N?mm）250000（°）20（°）24.85（mm）49.5262.8286.2557（mm）140.3384.81140.31217.30（mm）65.20142.2086.709.70（mm）227.08（mm）31.0128.2341.1535.01（N）9191.157191.218052.839191.11（N）3608.042821.713161.123608.04（N）3711.462906.253251.553711.48（mm）0.00010.00690.02140.0001（mm）0.00030.01770.00040.0003檔位二檔四檔六檔倒檔（mm）0.00001-0.000260.000010.00001（rad）0.00030.00030.00320.0003輸入二軸檔位一檔三檔五檔七檔（N?mm）250000（°）20（°）24.85（mm）46.2956.2076.0489.27（mm）96.5326.86347.59405.27（mm）130.5811089.2731.59（mm）436.86（mm）41.6315.7632.4154.23（N）10801.477984.678052.836764.98（N）4332.563134.423161.172655.63（N）5002.423226.023251.552731.23（mm）0.02140.00690.02070.0002（mm）0.000350.01770.05280.0005（mm）0.00001-0.00026-0.000140.00001（rad）0.00030.01900.05670.0003根據(jù)表1.10可知：各檔工作時(shí)，輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角均符合要求。2、變速器輸出一軸剛度校核輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：簡(jiǎn)單梁在載荷作用下變形公式見表1.11。變速器齒輪在軸上的位置如圖1.1所示，由于輸出軸同時(shí)受兩個(gè)載荷作用，所以應(yīng)利用疊加法求輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角。表格1.11撓度轉(zhuǎn)角方程AC段（0≤x≤a）CB段（a≤x≤L）撓曲線方程轉(zhuǎn)角方程（1）一檔齒輪工作時(shí)已知：一檔齒輪N·mm；；；=115.71mm；=269.86mm；=167mm；L=436.86mm；=46.286mm，i=2.5把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.10）、（1.11、（1.12）得到：NNN（2）二檔齒輪工作時(shí)已知：N·mm；；；=110.33mm；=80.62mm；=179.38mm；=45mm；=50.70mm；=24mm；=236mm；L=260mm；=44.73mm；i=2.28把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.10）、（1.11）、（1.12）得到：=9335.63N=3664.74N=3771.84N在檔位齒輪處的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：=0.0232mm0.0596mm0.00016rad1.4.2軸的強(qiáng)度計(jì)算1、對(duì)輸出軸校核變速器在一檔工作時(shí)，計(jì)算輸出一軸的支反力：NNNNNN已知：=184.12mm；=75.8mm；=38mm；=58.15；=25.35；=24mm；=236mm；L=260mm；=44.73mm（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：==－1732.12N=(－5281.39)+10491.01－(－1732.12)=6941.74N（3）計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩N·mmN·mmN·mmN·mm（4）計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩N·mmN·mm（5）計(jì)算合成彎矩=938607.8N·mm=80612.5N·mm=826726.5N·mm=808353N·mm軸上各點(diǎn)彎矩如圖1.9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，而圓周力使軸在水圖1.9一檔工作時(shí)輸出軸的彎矩圖平面內(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(1.16)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（1.16）式，得：MPaMpaMPaMPa在低檔工作時(shí)，400MPa，符合要求。同理，計(jì)算出其他各檔工作時(shí)輸出軸的強(qiáng)度并列出表1.12。由表1.12可知：其他各檔的均小于400MPa，所以，其他各檔也都符合要求。表1.12各檔工作時(shí)輸出軸的應(yīng)力情況檔位一檔二檔三檔四檔五檔六檔七檔(mm)24(mm)236(mm)44.73(mm)184.1280.62238.37134.87208.37134.87159.12(mm)75.84179.3221.61125.1321.6195.1370.88(mm)38453040283532(mm)44.73(mm)25.32檔位一檔二檔三檔四檔五檔六檔七檔(mm)58.1555.1650.6947.7136.9631.2431.04(mm)260230(N?mm)250000(N)-5281.33-4458.84-3506.49-3008.666247.495039.994409.99(N)7356.836211.094884.454190.983587.962894.492532.68(N)-25199.56-21275.03-16730.85-14355.489781.057890.606904.27(N)10491.019335.637889.747281.598050.337219.136764.27(N)4238.643771.843228.072942.763252.552916.722721.98(N)4118.303664.743136.412859.213160.162831.902655.39(N)-21902.23-16977.42-15078.65-11785.688930.408136.356912.46(N)820.97-632.871484.21289.414010.842587.652647.20(N)6941.742481.186909.703500.507945.164759.155139.94(N?mm)-525651.62-407458.09-361887.70-282856.44214329.57195284.26165899.00(N?mm)-712149.26-564909.48-485708.51-389097.78123374.79121909.14101695.56續(xù)表檔位一檔二檔三檔四檔五檔六檔七檔(N?mm)-184181.41-321578.83-131527.31-104184.6-33459.76149211.14102801.96(N?mm)62295.50-113524.1332101.5536214.4886754.49246162.91187631.66(N?mm)-41570.7957446.03-60634.7618586.33152461.82179999.35144826.07檔位一檔二檔三檔四檔五檔六檔七檔(N?mm)526738.94445432.01149456.77438017.45171851.83452737.66364318.98(N?mm))))806312.5659201.9546501.9448452.3356332.4323821.4274620.8(N?mm)938607.8766581.9635306.5522014.2397100.3357860.6304297.7(N?mm)808353690306432889.1560292345194.9533699.7432891.2(N?mm)826726.5753025.6451289568744.3354351.4568478.3460472.3(Mpa)91.7775.0362.2051.0440.5636.8631.26(Mpa)106.8387.2572.3159.4145.2040.7434.63(Mpa)150.0577.16161.3189.17160.17126.79134.56(Mpa)151.4784.17170.2590.52164.42135.05141.142、對(duì)輸入軸校核N(1.17)N(1.18)N(1.19)已知：=51.74mm；=75.88mm；=41.63mm；L=129.62mm；=21.85mm（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：==1629.08N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：==6135.02N=10479.98－6135.02=4344.96N（3）計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩N·mmN·mm（4）計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩N·mm（5）計(jì)算合成彎矩N·mmN·mm（6）計(jì)算應(yīng)力MPaMpa（7）繪制彎矩圖見圖1.10。圖1.10一檔工作時(shí)輸入軸的彎矩圖同理，計(jì)算出其他各檔工作時(shí)輸入一軸的強(qiáng)度并列出表1.13。表1.13各檔工作時(shí)輸入一軸的應(yīng)力情況檔位一檔三檔五檔七檔(mm)51.74107.9977.9921.74(mm)75.8821.6351.53105.88(mm)41.63282867.05(mm)21.8531.3131.0436.96(mm)129.62（N?mm）250000（N）10491.019335.637889.747281.59（N）4238.643771.843228.072942.76（N）4118.303664.743136.412859.21（N）1629.08-256.204477.461390.00（N）2484.893390.622681.711265.63（N）6135.021332.423201.385525.97（N）6344.966652.254851.461239.01（N?mm）87546.8-27667.537237.2632998.56（N?mm）188551.473339.2138291.513400.51（N?mm）329695.8143888.1249675.3131186.5（N?mm）422922.9289774.5355280.7284251.3（N?mm）454699.6297628379421.6312517.6檔位一檔三檔五檔七檔（Mpa）59.71134.46164.859.61（Mpa）64.20138.10176.0610.56在低檔工作時(shí)，400MPa，符合要求。1.5軸承選擇與壽命計(jì)算軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計(jì)算，對(duì)于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。(1.20)式中，將Km/h代入式(1.20)得：h1.5.1輸出一軸軸承的選擇與壽命計(jì)算輸出一軸初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇32005型號(hào)軸承KN。1、變速器一檔工作時(shí)=7356.83N；=4238.64N軸承的徑向載荷：=21905.06N；N軸承內(nèi)部軸向力：查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y