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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1 本次設(shè)計(jì)的目的意義
隨著經(jīng)濟(jì)和科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產(chǎn)業(yè)，汽車的使用已經(jīng)遍布全國。而隨著我國人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級(jí)消費(fèi)品已進(jìn)入平常家庭。
在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨的是機(jī)遇和挑戰(zhàn)。隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速發(fā)展，如何設(shè)計(jì)出經(jīng)濟(jì)實(shí)惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當(dāng)前汽車設(shè)計(jì)者的緊迫問題。在面臨著前所未有機(jī)遇同時(shí)不得不承認(rèn)在許多技術(shù)上，我國與發(fā)達(dá)國家還存在著一定的差距。
發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉(zhuǎn)速區(qū)出現(xiàn)。為了發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)的最佳性能，就必須有一套變速裝置，來協(xié)調(diào)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和車輪的實(shí)際行駛速度。在經(jīng)濟(jì)方面考慮合適的變速器也非常重。本次設(shè)計(jì)對(duì)轎車變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了介紹，闡述了轎車主要參數(shù)的確定，在機(jī)構(gòu)方面選擇了機(jī)械式變速器確定變速設(shè)計(jì)的主要參數(shù)，在變速器的壽命方面以及與變速器相關(guān)的操縱機(jī)構(gòu)也進(jìn)行了介紹。
1.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀
汽車問世百余年來，特別是從汽車的大批量生產(chǎn)及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車已經(jīng)成為世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展、為人類進(jìn)入現(xiàn)代生活，產(chǎn)生了無法估量的巨大影響，為人類社會(huì)的進(jìn)步做出了不可磨滅的巨大貢獻(xiàn)，掀起了一場劃時(shí)代的革命。自從汽車采用內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力裝置開始變速器就成為了汽車重要的組成部分，現(xiàn)代汽車廣泛采用的往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)具有體積小、質(zhì)量輕、工作可靠和使用方便等優(yōu)點(diǎn)，但其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化，故其性能與汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性之間存在著較大的矛盾，這對(duì)矛盾靠現(xiàn)代汽車的內(nèi)燃機(jī)本身是無法解決的。因此在汽車傳動(dòng)系中設(shè)置了變速器和主減速器，以達(dá)到減速增矩的目的。變速器對(duì)整車的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性、操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率都有著較為直接的影響。汽車行駛的速度是不斷變化的，即要求汽車變速器的變速必要盡量多，盡管傳統(tǒng)的齒輪變速器并不理想但以其結(jié)構(gòu)簡單、效率高、功率大三大顯著特點(diǎn)依然占領(lǐng)者汽車變速器的主流地位。雖然傳統(tǒng)機(jī)械師的手動(dòng)變速器具有換擋沖擊大，體積大，操縱麻煩等諸多缺點(diǎn)，但仍以其傳動(dòng)效率高、生產(chǎn)制造工藝成熟以及成本低等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代汽車上。
早在1889年，法國標(biāo)致研制成功世界上第一臺(tái)手動(dòng)機(jī)械式4擋齒輪傳動(dòng)汽車變速器。在現(xiàn)在汽車中，變速器的結(jié)構(gòu)對(duì)汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)作優(yōu)化匹配，可得到良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性；采用自鎖及互鎖裝置，倒檔安全裝置可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自動(dòng)脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)、噪聲低，降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設(shè)計(jì)、工藝水平的關(guān)鍵。隨著汽車技術(shù)的發(fā)展，增力式同步器，雙中間軸變速器，后置常嚙合傳動(dòng)齒輪變速器，各種自動(dòng)、半自動(dòng)以及電子控制的自動(dòng)換擋機(jī)構(gòu)等新結(jié)構(gòu)也相繼問世。
到目前為止變速器主要經(jīng)歷了以下發(fā)展階段：
1)手動(dòng)變速器
手動(dòng)變速器（MT:Manual Transmission）主要采用了齒輪傳動(dòng)的降速原理。變速器內(nèi)多組傳動(dòng)比不同的齒輪副，而汽車行駛的換擋工作，也就是通過操縱機(jī)構(gòu)式變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。如在低速時(shí)，讓讓傳動(dòng)比大的齒輪副工作，而在高速時(shí)讓傳動(dòng)比小的齒輪副工作。由于每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的速度比是個(gè)定值。手動(dòng)變速器是最常見的變速器，它的基本構(gòu)造用一句話概括，就是兩軸一中軸，即指輸入軸、輸出軸和中間軸，它們構(gòu)成了變速器的主體，當(dāng)然還有一根倒檔軸。手動(dòng)變速器又稱為手動(dòng)齒輪變速器，含有可以在軸向滑動(dòng)的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達(dá)到變速變矩的目的。手動(dòng)變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結(jié)構(gòu)簡單、故障相對(duì)較低、物美價(jià)廉。
手動(dòng)變速器也有自身的缺點(diǎn)：在當(dāng)今的大城市中，“堵車”現(xiàn)象愈演愈烈，駕駛員需要頻繁地踩離合器換擋，體力消耗大，發(fā)動(dòng)機(jī)很難工作在最佳的狀態(tài)，動(dòng)力性沒有完全發(fā)揮，經(jīng)濟(jì)性差，排氣中有害物質(zhì)含量高，污染嚴(yán)重。
2)自動(dòng)變速器
自動(dòng)變速器（AT:Automatic Transmission）是根據(jù)車速和負(fù)荷來進(jìn)行雙參數(shù)控制，檔位根據(jù)上面的兩個(gè)參數(shù)來自動(dòng)升降。AT與MT的共同點(diǎn)，就是二者都是有級(jí)式變速器，只不過AT能根據(jù)車速的快慢來自動(dòng)實(shí)現(xiàn)換擋，可以消除手動(dòng)變速器“頓挫”的換擋感覺。AT的結(jié)構(gòu)與手動(dòng)變速器相比，液力自動(dòng)變速器在結(jié)構(gòu)和使用上有很大不同。手動(dòng)變速器主要由齒輪和軸組成，通過不同的齒輪組合產(chǎn)生變速變矩；而自動(dòng)變速器是液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達(dá)到變速變矩。自動(dòng)變速器采用液力便舉起來代替離合器，因此減少了離合器換擋帶來的沖擊，檔位少變化大，連接平穩(wěn)，因此容易操作，提高駕駛方便性，減少駕駛員的勞動(dòng)強(qiáng)度，也提高了駕駛員的舒適性。
自動(dòng)變速器也存在不足之處：一是對(duì)速度變化反應(yīng)慢，沒有手動(dòng)離合器靈敏，因此許多駕駛員選用手動(dòng)變速器車；二是費(fèi)油不經(jīng)濟(jì)，液力變矩器的傳動(dòng)效率不高，變矩范圍有限，近幾年引入電子控制技術(shù)對(duì)此做了改進(jìn)；三是機(jī)構(gòu)復(fù)雜，維修困難。在液力變矩器內(nèi)告訴循環(huán)流動(dòng)的液壓油會(huì)產(chǎn)生高溫所以要用指定的耐高溫液壓油。
機(jī)械式自動(dòng)變速器是在傳統(tǒng)干式離合器和手動(dòng)齒輪變速器的基礎(chǔ)上改造而成主要改變了手動(dòng)換擋操縱部分。即在手動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)不變的情況下改用電子控制來實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換擋。機(jī)械式自動(dòng)變速器控制單元（簡稱ECU）的輸入信號(hào)有駕駛員的意圖（加速踏板的位置和黨委的選擇）和汽車的工作狀態(tài)（包括發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、節(jié)氣門開度、車速等）
3)無級(jí)變速器
無級(jí)變速器（CVT：Continuously Variable Transmission），又稱為連續(xù)變速式無級(jí)變速器。這種變速器與一般齒輪式自動(dòng)變速器的最大區(qū)別是它省去了復(fù)雜而笨重的齒輪組合變速傳動(dòng)。金屬帶式無級(jí)變速器主要包括主動(dòng)輪組、從動(dòng)輪組、金屬帶和液壓泵等基本部件主動(dòng)和被動(dòng)工作輪由固定和可動(dòng)兩部分組成，形成V型槽，與金屬片構(gòu)成的金屬帶嚙合。當(dāng)主動(dòng)輪和被動(dòng)輪和被動(dòng)輪可動(dòng)部分作軸向移動(dòng)時(shí)，相應(yīng)改變主動(dòng)輪與從動(dòng)輪上傳動(dòng)帶的接觸半徑，從而改變傳動(dòng)比。可動(dòng)輪的軸向移動(dòng)通過液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行連續(xù)的調(diào)節(jié)可實(shí)現(xiàn)無級(jí)變速。
4)無限變速式機(jī)械無級(jí)變速器
無限變速式機(jī)械無級(jí)變速器（IVT:Infinitely Variable Transmission）由英國Torotrak公司研發(fā)出來，只是業(yè)界一直將他視為CVT，直至2003年3月在美國底特律舉行的SAE（美國汽車工程師學(xué)會(huì)）年會(huì)上才將他單獨(dú)分類。IVT采用的是一種摩擦板式變速原理。早在1905年就出現(xiàn)過這種無級(jí)變速器，它由圓盤和滾輪構(gòu)成，結(jié)構(gòu)簡單，但由于摩擦本身帶來的能量損耗大，發(fā)熱量高，傳遞轉(zhuǎn)矩小和材料不耐用等缺點(diǎn)，沒有進(jìn)行批量生產(chǎn)。這種變速器原理便是今天的IVT的基礎(chǔ)。
IVT與其它自動(dòng)變速器之一是不使用變矩器，Torotrak 公司開發(fā)的IVT使用了2套離合器，驅(qū)動(dòng)力由一套稱為Variato的裝置傳遞，通過鎖止離合器和行星齒輪機(jī)構(gòu)將動(dòng)力傳遞至傳動(dòng)軸。IVT的核心部分由輸入傳動(dòng)盤、輸出傳動(dòng)盤分別位于兩端，輸出傳動(dòng)盤只有1個(gè)位于中間位置，Variato傳動(dòng)盤則夾于輸入傳動(dòng)盤和輸出傳動(dòng)盤中間，他們之間的接觸點(diǎn)以潤滑油作介質(zhì)，金金屬間不接觸，通過改變Variato裝置的角度變化而實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比的連續(xù)而無限的變化。
回顧變速器的技術(shù)的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的主要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展是衡量汽車技術(shù)水平的一項(xiàng)主要依據(jù)。21世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器的發(fā)展。并且向著節(jié)能與環(huán)境保護(hù)；應(yīng)用新型材料；高性能、成本低、微型化；智能化、集成化發(fā)展。
1.3 變速器設(shè)計(jì)面臨的主要問題
在汽車工業(yè)高速發(fā)展的今天，隨著世界燃油價(jià)格的日益上漲和運(yùn)用在汽車各種配件上的技術(shù)日趨成熟，變速器發(fā)展面臨的主要問題如下：
1. 如何設(shè)計(jì)出節(jié)能環(huán)保、經(jīng)濟(jì)型的變速器，將是變速器乃至汽車發(fā)展所要面臨的一個(gè)巨大問題。
2. 自動(dòng)變速器之所以發(fā)展如此迅速是因?yàn)樗倏v起來簡單方便，但同時(shí)也減少了駕車樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的同時(shí)，又能使操縱更加方便快捷，也是變速器設(shè)計(jì)時(shí)要考慮的一個(gè)重要問題。
3. 如何設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)簡單、傳動(dòng)效率更高、使汽車車速變化更加平穩(wěn)以及駕車舒適性更高的變速器，則一直都是變速器設(shè)計(jì)所要攻克的技術(shù)難關(guān)。
第2章 變速器的總體方案設(shè)計(jì)
2.1 變速器的功用及設(shè)計(jì)要求
變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動(dòng)比的齒輪傳動(dòng)裝置，又稱變速箱。它作為汽車動(dòng)力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉(zhuǎn)變從發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸傳出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對(duì)驅(qū)動(dòng)輪牽引力以及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)以及汽車滑行或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)傳動(dòng)系保持分離；必要時(shí)還應(yīng)有動(dòng)力輸出功能。
為保證變速器具有良好的工作性能，對(duì)變速器應(yīng)提出如下設(shè)計(jì)要求：
1. 保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)型。
2. 設(shè)置空擋。用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。
3. 設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。
4. 設(shè)置動(dòng)力傳輸裝置，需要時(shí)進(jìn)行功率輸出。
5. 換擋迅速、省力、方便。
6. 工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。
7. 變速器應(yīng)有高的工作效率。
8. 變速器的工作噪聲低。
除此之外，變速器還應(yīng)該滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。
滿足汽車必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器傳動(dòng)比范圍越大。
2.2變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式選擇與結(jié)構(gòu)分析
變速器的種類很多，按其傳動(dòng)比的改變方式可以分為有級(jí)、無級(jí)和綜合式。有級(jí)變速器根據(jù)前進(jìn)擋的不同可以分為三、四、五檔和多檔變速器；按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線和綜合式。其中固定軸式應(yīng)用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，而后者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。
2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器
現(xiàn)代汽車大多采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動(dòng)方案。
三軸式變速器如圖2.1所示，其第一周的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時(shí)齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪聲也小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其它前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。
1. 第一軸；2.第二軸；3.中間軸
圖2.1轎車三軸式四檔變速器
1.第一軸；2.第二軸；3.同步器
圖2.2轎車兩軸式變速器
兩軸式變速器如圖2.2所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性良好且可使汽車質(zhì)量降低6%-10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳東西的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示兩軸式變速器的輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可使用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪外，其他檔均采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；個(gè)檔的同步器多裝在輸出軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可裝在輸入軸后端如圖所示。
兩軸式變速器沒有直接檔因此在高檔工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是他的缺點(diǎn)。另外低檔傳動(dòng)比的上限也受到較大的限制，但這一缺點(diǎn)可通過減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來取消。
本設(shè)計(jì)的變速器采用兩軸式變速器。
2.2.2倒檔的布置方案
常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：
圖2.3倒檔布置方案
圖2.1a為常見的倒檔布置方案。在前進(jìn)擋的傳動(dòng)路線中加入一個(gè)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對(duì)稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛應(yīng)用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。
圖2.1b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒檔時(shí)利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合使換擋困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。
圖2.1c所示方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。
圖2.1d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)作了修改，因而經(jīng)常載貨車變速器中使用。
圖2.1e所示方案將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。
圖2.1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。
為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2-61所示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些
本設(shè)計(jì)采用圖2f所示的傳動(dòng)方案。
2.3 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析
變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)形式、軸承型式等因素。
2.3.1齒輪型式
齒輪型式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。
有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪使用壽命長，工作時(shí)噪聲低；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使斜齒圓柱齒輪數(shù)增加，導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。
直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。
2.3.2 換擋結(jié)構(gòu)形式
現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換擋。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換擋時(shí)間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種形式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛用于各式變速器中。
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。
2.3.3 軸承型式
變速器軸承采用圓錐滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓柱滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。
在本設(shè)計(jì)中采用圓錐滾子軸承和滾針軸承。
2.4傳動(dòng)方案的最終確定
通過對(duì)變速器型式、傳動(dòng)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)與要求，最終確定的傳動(dòng)方案如圖2.4
圖2.4變速器傳動(dòng)簡圖
2.5本章小結(jié)
本章主要對(duì)變速器的功用進(jìn)行了介紹，對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式與結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析對(duì)兩軸式、三軸式變速器進(jìn)行了介紹并結(jié)合已有的變速器傳動(dòng)方案在本次設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)上對(duì)變速器的傳動(dòng)方案進(jìn)行最終的確定，并對(duì)變速器上主要零件的結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了分析與介紹。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算
3.1設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù)
最高車速： =185Km/h
發(fā)動(dòng)機(jī)功率：=74KW
轉(zhuǎn)矩： =145
總質(zhì)量： =1353Kg
車輪： 205/55R16 r=315.95
3.2變速器各擋傳動(dòng)比的確定
初選傳動(dòng)比：
= (3.1)
式中： —最高車速
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速
—車輪半徑
—變速器最小傳動(dòng)比 乘用車取0.85
—主減速器傳動(dòng)比
=9550× (3.2)
所以，=9550×=4874r/min
=0.377×=0.377×=3.9 (3.3)
最大傳動(dòng)比的選擇：
①滿足最大爬坡度。
（3.4）
式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=13530N；
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=145N.m；
—主減速器傳動(dòng)比，=3.9
—傳動(dòng)系效率，=90%；
—車輪半徑，=0.316m；
—滾動(dòng)阻力系數(shù)；
—爬坡度，取=16.7°
帶入數(shù)值計(jì)算得 ①
②滿足附著條件：
·φ （3.5）
Φ為附著系數(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，這里取70%mg ；
計(jì)算得≤5.418 ； ②
由①②得2.52≤≤5.418 ； 取=3.4 ；
校核最大傳動(dòng)比 ；
在3.0~4.5范圍內(nèi)，故符合。
其他各擋傳動(dòng)比的確定：
按等比級(jí)數(shù)原則，一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系：
（3.6）
式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為：
，，，
==1.44
所以其他各擋傳動(dòng)比為：
=3.45， ==2.36，==1.64，==1.14 ，=0.8
3.3中心距A的確定
初選中心距：發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量與變速器中心距A的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選。
A=K
——中心距系數(shù)；=8.9~9.3.， ——變速器傳動(dòng)比 ，——變速器傳動(dòng)效率 取=96%，——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（Nm）；
—72.83 所以A初選： 72mm
3.4齒輪參數(shù)
3.4.1 模數(shù)
對(duì)貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。
嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋如圖表3.1與表3.2。
表3.1 汽車變速器齒輪法向模數(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/t
1.0≤V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14
＞14.0
模數(shù)/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50~6.00
表3.2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)
一系列
1.00
1.25
1.50
2.00
2.50
3.00
4.00
5.00
6.00
二系列
1.75
2.25
2.75
3.25
3.50
3.75
4.50
5.50
——
發(fā)動(dòng)機(jī)排量為1.6L，根據(jù)表2.2.1及2.2.2，齒輪的模數(shù)定為2.25-2.75mm。
3.4.2 壓力角
理論上對(duì)于乘用車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對(duì)商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。
3.4.3 螺旋角
實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。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。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。
乘用車兩軸式變速器螺旋角：20°～25°
3.4.4 齒寬
直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0；
斜齒，取為6.0～8.5。
3.4.5 齒頂高系數(shù)
在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00.
3.5本章小結(jié)
本章通過對(duì)初始數(shù)據(jù)的計(jì)算確定變速器的最大傳動(dòng)比，然后根據(jù)最大傳動(dòng)比，確定擋數(shù)及各擋傳動(dòng)比的大小，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一章齒輪參數(shù)的計(jì)算做準(zhǔn)備。
第4章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核
4.1齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算
4.1.1 一擋齒輪齒數(shù)的分配
一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=23°
一擋傳動(dòng)比為 （4.1）
為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，
斜齒 （4.2）
==48.2取整為48
即=11 =37
對(duì)中心距進(jìn)行修正
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)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
==71.7mm （4.3）
對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位：
端面嚙合角 ： tan=tan/cos （4.4）
=21.43°
嚙合角 ： cos= (4.5)
=22.03°
變位系數(shù)之和 （4.6）
查變位系數(shù)線圖得：
對(duì)修正
（4.7）
計(jì)算一擋齒輪1、2參數(shù)：
分度圓直徑 =2.75×11/cos23°=33mm
=2.75×37/23°=111mm
齒頂高 =3019mm
=1.76mm
式中： =0.11
= 0.42-0.11 = 0.31
齒根高 =2.145mm
=3.575mm
齒頂圓直徑 =36.38mm
=114.52mm
齒根圓直徑 =28.71mm
=103.85mm
當(dāng)量齒數(shù) =14.28
=48.04
4.1.2 二擋齒輪齒數(shù)的分配
二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=25°
==48.2取整為48
=14 =34
對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距 =71.7mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.43°
端面嚙合角
變位系數(shù)之和 0.3
查變位系數(shù)線圖得： 0.3 =0.41
=
對(duì)修正
二擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =42mm
=102mm
齒頂高 =3.355mm
=1.925mm
式中： = 0.11
=0.19
齒根高 =2.31mm
=3.74mm
齒頂圓直徑 =48.71mm
=105.85mm
齒根圓直徑 =37.38mm
=94.52mm
當(dāng)量齒數(shù) =18.18
=44.14
4.1.3 三擋齒輪齒數(shù)的分配
三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)為2.75
=1.66
=48
得=18，=30
對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋?
理論中心距 =71.18mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.43°
端面嚙合角 =
變位系數(shù)之和 0.62
查變位系數(shù)線圖得： =0.42 = 0.2
對(duì)修正
三擋齒輪5、6參數(shù)：
分度圓直徑 =54mm
=90mm
齒頂高 =2.283mm
=2.288mm
式中： = 0.3
=0.32
齒根高 =2.283mm
=3.938mm
齒頂圓直徑 =56.245mm
=84.686mm
齒根圓直徑 =46.191mm
=74.633mm
當(dāng)量齒數(shù) =26.389
=42.660
4.1.4 四擋齒輪齒數(shù)的分配
四擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)=2.75
=
=22.47，取整為22=26
對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距 =71.18mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.43°
端面嚙合角
變位系數(shù)之和 0.58
查變位系數(shù)線圖得： =0.48 = 0.1
對(duì)修正
四擋齒輪7、8參數(shù)：
分度圓直徑 =65.99mm
=77.99mm
齒頂高 =3.3mm
=2.26mm
式中： =0.3
=0.28
齒根高 =2.12mm
=3.16mm
齒頂圓直徑 =72.6mm
=80.51mm
齒根圓直徑 =61.76mm
=70.8mm
當(dāng)量齒數(shù) =28.56
=33.75
4.1.5 五擋齒輪齒數(shù)的分配
五擋齒輪為斜齒輪，初選=25°模數(shù)=2.75
=
取整為47
=26 =21
對(duì)五擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距 =71.3mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.88°
端面嚙合角
變位系數(shù)之和 0.58
查變位系數(shù)線圖得： = 0.25 = 0.33
對(duì)修正
五擋齒輪9、10參數(shù)：
分度圓直徑 =79.69mm
=54.34mm
齒頂高 =1.98mm
=2.2mm
式中： =-0.25
=0.53
齒根高 =2.75mm
=2.53mm
齒頂圓直徑 =83.65mm
=68.74mm
齒根圓直徑 =74.19mm
=58.28mm
當(dāng)量齒數(shù) =35.96
=29.04
4.1.6 倒擋齒輪齒數(shù)的分配
倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計(jì)算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=13，=23，則：
=
=49.5mm
為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為
=2×72－2.75×(13+2)－1
=101.75mm
=－2
=35
計(jì)算倒擋軸和輸出軸的中心距
=
=81.1mm
計(jì)算倒擋傳動(dòng)比
=2.77
4.2輪齒的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇
4.2.1 齒輪的損壞原因
齒輪的損壞形式分三種：齒輪折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換擋齒輪端部破壞。
4.2.2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
變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：
滲碳層深度0.8～1.2
時(shí)滲碳層深度0.9～1.3
時(shí)滲碳層深度1.0～1.3
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48
對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC。
對(duì)于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶面粒。
4.2.3計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩
發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為145N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)效率96%。
輸入軸 ==145×99%×96%=137.81 N.m
輸出軸一擋 =137.81×0.96×0.99×38/11=452.46N.m
輸出軸二擋 =137.81×0.96×0.99×35/15=305.61N.m
輸出軸三擋 =137.81×0.96×0.99×31/19=213.7N.m
輸出軸四擋 =137.81×0.96×0.99×27/23=153.75N.m
輸出軸五擋 =137.81×0.96×0.99×22/28=102.91N.m
倒擋 =150×(0.96×0.99)×37/13=354.28N.m
4.2.4輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算
1、倒檔直齒 輪彎曲應(yīng)力如圖4.1
（4.8）
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4.1。
圖4.1 齒形系數(shù)圖
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11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，，
=13，=37，=23，=0.136，=0.132，=0.149，
=
=618.98MPa<400～850MPa
=
=471.3MPa<400～850MPa
=
= 462.26MPa<400～850MPa
2、 斜齒輪彎曲應(yīng)力
（4.9）
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)
—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1，2的彎曲應(yīng)力 ，
=11，=37，=0.16，=0.13，=452.46N.m，=137.81N.m，
=
=235.51MPa<180～350MPa
=
=229.13MPa<180～350MPa
（2）計(jì)算二擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力
=14，=34，=0.162，=0.143，=305.61N.m，=137.81N.m，
=332.3MPa<180～350MPa
=343.76MPa<180～350MPa
（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力
=18，=30，=0.164，=0.157，=213.7N.m，=137.81N.m
=255.33MPa<180～350MPa
=272.45MPa<180～350MPa
（4）計(jì)算四擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力
=22，=26，=0.134，=0.145，=153.75N.m，=137.81N.m
=255.68MPa<180～350MPa
=233.68MPa<180～350MPa
（5）計(jì)算五擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力
=26，=21，=0.144，=0.147，=137.81N.m，=153.75N.m
=187.06MPa<180～350MPa
=224.11MPa<180～350MPa
4.2.5輪齒接觸應(yīng)力σj
（4.10）
式中：—輪齒的接觸應(yīng)力，MPa；
—計(jì)算載荷，N.mm；
—節(jié)圓直徑，mm；
—節(jié)點(diǎn)處壓力角，°，—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)。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表3.2。
彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬
齒輪
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一擋和倒擋
1900～2000
950～1000
常嚙合齒輪和高擋
1300～1400
650～700
表4.2 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力
（1）計(jì)算一擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力
=456.192N.m，=137.81N.m， ，，
，
=u
=6.72mm
=21.4mm
=
=1802.4MPa<1900～2000MPa
=
=1780.8MPa<1900～2000MPa
（2）計(jì)算二擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力
=305.61N.m，=137.81N.m，，
，
=8.55mm
=20.76mm
=
=1332.92MPa<1300～1400MPa
=
=1308.92MPa<1300～1400MPa
（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力
=213.7N.m，=137.81N.m，，，
，
=18.31mm
=10.99mm
=
=1213.51MPa<1300～1400MPa
=
=1170.53MPa<1300～1400MPa
（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力
=153.75N.m，=137.81N.m，，
，
=15.87mm
=13.43mm
=
=1127.02MPa<1300～1400MPa
=
=1095.03MPa<1300～1400MPa
（5）五擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力
=137.81N.m，=102.91N.m，，，
，
=16.91mm
=13.66mm
=
=845.38MPa<1300～1400MPa
=
= 483.22MPa<1300～1400MPa
4.3本章小結(jié)
本章根據(jù)第3章計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比，計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比；確定齒輪的參數(shù)，齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù)，同時(shí)對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對(duì)、考慮加工工藝及熱處理，然后計(jì)算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計(jì)算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計(jì)算出各擋齒輪所受的力。
第5章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核
5.1軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1.1 軸的工藝要求
倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。
對(duì)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。
對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。
對(duì)于階梯軸來說，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。
5.1.2 初選軸的直徑
傳動(dòng)軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)只需按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，輸入軸軸頸
=103×取整后d=25mm （5.1）
圖5.1 軸的示意圖
5.1.3 軸的剛度計(jì)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，可分別用式計(jì)算
（5.2）
（5.3）
（5.4）
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，；—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。 （5.5）
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。
變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與強(qiáng)度
軸的剛度
圖5.2 輸入軸受力分析圖
一擋齒輪所受力
N
N
N
mm，，mm mm
輸入軸 （5.6）
=0.089mm
（5.7）
=0.114
=0.0008rad0.002rad （5.8）
輸出軸
=0.008
=0.02
=0.0006 rad0.002rad
5.1.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算
一擋時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。
輸入軸的強(qiáng)度校核
圖5.3 輸入軸的強(qiáng)度分析圖
1)豎直平面面上
得 =2384.09N
豎直力矩=156157.6N.mm
2)水平面內(nèi)上
=2134.4
由以上式可得=139803.185N.mm
按第三強(qiáng)度理論得：
N.mm
輸出軸強(qiáng)度校核
8152.43
3237.08 3554.93
1)豎直平面面上
得 =2327.09N
豎直力矩=152424.1N.mm
2)水平面內(nèi)上彎矩
由上式可得=256678.78N.mm
按第三強(qiáng)度理論得：
N.mm
因此該軸符合強(qiáng)度要求
5.2軸承的選擇及校核
5.2.1輸入軸的軸承選擇與校核
由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號(hào)，30205（左右），由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得代號(hào)為30205的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=10×300×8=24000h
校核軸承壽命
Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、
+=
由以上兩式可得=3112.61N，=203.76N
Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6
(5.9)
Ⅲ）、軸向力和
由于
所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊
Ⅳ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷
查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得
故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4
徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 (5.10)
=1.2×（0.67×3316.37+1.6×63.675）=2788.62N
校核軸承壽命
預(yù)期壽命
，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。(5.11)
=41788.78h＞=24000h合格
5.2.2 輸出軸軸承校核
初選輸出軸的軸承型號(hào)，30206（左右），由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得代號(hào)為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=10×300×8=24000h
校核軸承壽命
Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩
+=
由以上兩式可得=198.89N，=3038.19N
Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6
Ⅲ）、軸向力和
由于
所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊
Ⅳ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷
查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)