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車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -I 四座微型客貨兩用車變速器、傳動軸和操縱機構(gòu)設計 摘 要 變速器、傳動軸和操縱機構(gòu)是汽車動力重要組成部分，本設計是建立在參考 國內(nèi)外大量微型客貨兩用車動力設計的基礎之上，在設計中注重實際運用并密切 聯(lián)系小組成員的整車總體布置、離合器、驅(qū)動橋、車架、制動系的設計。實現(xiàn)變 速器與發(fā)動機及其他機構(gòu)的最佳匹配，力求整車結(jié)構(gòu)及性能更為合理。 變速器主要用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在起步、爬 坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā) 動機在最有利的工況下范圍工作，本設計設有四個前進檔、空檔和倒檔。變速器 的結(jié)構(gòu)直接影響汽車的動力性，經(jīng)濟性，操縱可靠性。 設計主要分為三個部分。在變速器設計上先進行其結(jié)構(gòu)分析，在參數(shù)方面考 慮檔數(shù)，傳動比，及其如何分配傳動比。在變速器齒輪設計中，主要考慮材料、 強度和齒數(shù)的確定；傳動軸方面，通過對傳動軸的傳動類型與結(jié)構(gòu)分析，對傳動 軸的臨界轉(zhuǎn)速和計算載荷的確定，分析出傳動軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核 了其扭轉(zhuǎn)強度和臨界轉(zhuǎn)速，確定出合適的安全系數(shù)；操作機構(gòu)方面，考慮到微型 客貨兩用車的使用條件和要求，為了協(xié)調(diào)駕駛室、總體布置等問題，本次設計采 用雙拉桿式遠距離換檔操縱機構(gòu)和單桿式高低檔換檔操縱機構(gòu)。 關鍵詞：變速器，傳動軸，操縱機構(gòu)，微型客貨兩用車 FOUR SEATS MINI-STATION WAGGON TRANSMISSION PROPELLER SHAFT AND 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -II OPERATED MECHANISM ABSTRACT The structure of the transmission ，powerller shaft and operated mechanism are the most important parts of the vehicle. The design is referrenced many of the power about minitype station waggons in domestic and oversea. During design times, I attented the fact using in lives and interosculate my co-workers design, it included collectivity disposal, clutch , main frame,drive axle ,brake system. Gearbox can be well worked with engine and other machines. It wanted to be that the performance of the whole vehicle reasonable. The transmission is main used for changing engines power which transmited to the torque and revolution on the drive wheel.When the vehicle under the case about starting, mountain climbing, swerving,adding speed that the transmission can give different power or speed to the vehicle. At the same time,the engine can work in good conditions.The design involved four D-drive,one R-reverse and one N-neutral. The structure of the transmission can influence the vehicles power, economic, controling. The design involved three parts in all,first, I analyse its structure,In parameter the main thinking is about the number of shaft,gear ratios and how to assign them. In gear design the main problem is materials ,intension and NO. of wheel; In transmission shaft,through analysing the varieties and structures that be sure the critical of rotate speed and the data of load.The data about shaft spline and tubal,and checking its torsion and critical rotate speed to find the reasonable safety data; on the handle machine , I think about the using condition and request of the minitype station waggonsin, by way of assorting with cab,collectivity collocation and ect. The design used double draw-haulm, it can be controled in long distance and also it used high and low single- haulm to change the shift. KEY WORDS：transmission，powerller shaft，operated mechanism, minitype station waggon 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -III 符 號 說 明 汽車總質(zhì)量 kgm 重力加速度 N/kgg 道路最大阻力系數(shù)ax 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -IV 驅(qū)動輪的滾動半徑 mmr 發(fā)動機最大扭矩 NmmaxeT 主減速比0i 汽車傳動系的傳動效率 一檔傳動比gIi 汽車滿載載荷 N2G 路面附著系數(shù) 第一軸與中間軸的中心距 mmA 中間軸與倒檔軸的中心距 mm 第二軸與中間軸的中心距 mm 中心距系數(shù)AK 直齒輪模數(shù)m 斜齒輪法向模數(shù)n 齒輪壓力角 。 斜齒輪螺旋角 。 齒輪寬度 mmb 齒輪齒數(shù)xZ 齒輪變位系數(shù) 齒輪彎曲應力 MPaW 齒輪接觸應力 MPaj 齒輪所受圓周力 NtF 軸向力 N a 徑向力 Nr 計算載荷 NmgT 應力集中系數(shù)K 摩擦力影響系數(shù)f 齒輪材料的彈性模量 MPaE 重合度影響系數(shù) 主動齒輪節(jié)圓半徑 mmzr 從動齒輪節(jié)圓半徑 mm b 主動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mmz 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -V 從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mmb 扭轉(zhuǎn)切應力 MPaT 軸的抗扭截面系數(shù) W3m 軸的材料的剪切彈性模量 MPaG 軸截面的極慣性矩 PI 4 垂直面內(nèi)的撓度 mmcf 水平面內(nèi)的撓度 mms 目 錄 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -VI 第一章 前言.............................................1 第二章 傳動軸的設計.............................2 2.1 傳動軸的設計標準..........................2 2.2 萬向傳動的計算載荷........................3 2.3 十字軸設計計算............................4 2.4 十字軸滾針軸承計算........................5 2.5 萬向節(jié)叉的設計計算........................6 2.6 傳動軸臨界轉(zhuǎn)速計算........................8 2.7 軸管強度計算..............................10 2.8 傳動軸花鍵軸的計算........................10 第三章 變速器的結(jié)構(gòu)分析..........................12 3.1 概述.....................................12 3.2 變速器的總體結(jié)構(gòu)........................12 3.3 變速器操縱機構(gòu)..........................14 第四章 變速器主要參數(shù)的確定......................16 4.1 擋數(shù)選擇...............................16 4.2 主減速器傳動比...........................16 4.3 分配各擋傳動比........................16 4.4 初定中心距.............................17 4.5 齒輪模數(shù)的選取..........................17 4.6 壓力角.................................17 4.7 螺旋角的選擇...........................17 4.8 齒寬的選擇...............................18 第五章 齒輪參數(shù)的選擇計算........................19 5.1 變速器各擋齒數(shù)的確定......................19 5.2 齒輪的設計計算..........................20 第六章 變速器齒輪的強度計算及材料的選擇..........24 6.1 齒輪的材料選擇........................24 6.2 齒輪的破壞形式........................24 6.3 強度的校核........................25 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -VII 第七章 變速器軸的設計計算........................26 7.1 估算軸的直徑........................26 7.2 變速器軸的強度校核計算....................26 第八章 軸承的設計計算............................31 第九章 結(jié)論..............................33 參考文獻...................................34 致謝.....................................35 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -1 第一章 前 言 我國汽車工業(yè)發(fā)展規(guī)模空前，獨有百家爭鳴之景象。隨著經(jīng)濟的不斷發(fā)展， 各種乘用車也進入普通家庭，但就中國國情來看，農(nóng)村更有著廣闊的市場前景。 特別是客貨兩用車更適用于鄉(xiāng)村公路，方便了群眾的生產(chǎn)與生活，更被消費者所 接受。目前國內(nèi)涌現(xiàn)諸如昌河、五菱、江淮、長城、東風、重汽等眾多微型客貨 兩用車品牌。 客貨兩用車的技術難點還在其動力方面，這就要充分考慮發(fā)動機的功率表現(xiàn)， 以及它與變速箱和傳動軸整體布置，以滿足整車的動力性。 變速器操縱機構(gòu)分為直接操縱式和遠距離操縱式，目前前沿的還有電控自動 換檔變速器。直接操縱結(jié)構(gòu)簡單，在各種類型的汽車上得到廣泛的應用。但只有 當變速器布置在駕駛座位附近時直接操縱的方案才能實現(xiàn)。 遠距離操縱機構(gòu)用于當變速器布置得離駕駛座椅較遠時，這時需要在變速桿 與撥叉之間布置若干傳動件，換檔手力經(jīng)過這些機構(gòu)才能實現(xiàn)換檔功能。這種布 置要求整套系統(tǒng)有足夠的剛性，并且各連接件之間間隙不能過大。否則會引起變 速桿顫動和換檔手感不明顯。 萬向傳動軸由萬向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵組成，對于長軸距的汽車，有時還 加中間支撐。在發(fā)動機前置后輪或全輪驅(qū)動的汽車上，由于彈性懸架的變形，變 速器或分動器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸的軸線相對位置經(jīng)常變化，所以普遍采用十 字軸萬向節(jié)傳動。這種結(jié)構(gòu)簡單，但強度高，耐久性好，傳動效率高。 考慮到變速器操縱機構(gòu)與總體布置密切相關，為了協(xié)調(diào)駕駛室、總體布置等 問題，本次設計采用雙拉變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。 第二章 傳動軸設計計算 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -2 在汽車傳動系統(tǒng)或其他系統(tǒng)中，經(jīng)常采用萬象傳動裝置來實現(xiàn)一對軸線相交 且相對位置經(jīng)常變化的轉(zhuǎn)軸之間的動力傳遞。萬向傳動軸由萬向節(jié)和傳動軸組成， 有時還加裝中間支承。它主要用來在工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間傳 遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。 萬向傳動軸在汽車上應用比較廣泛。在發(fā)動機前置后輪或全輪驅(qū)動的汽車上， 由于彈性懸架的變形，變速器或分動器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸的軸線相對位置經(jīng) 常變化，所以普遍采用十字軸萬向傳動軸。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，內(nèi)、外半軸之間的 夾角隨行駛需要而變，這時多采用等速萬向傳動軸。當后驅(qū)動橋為獨立懸架時， 也必須采用萬向傳動軸。 萬向傳動軸設計應滿足如下基本要求： 1)保證所連接的兩軸相對位置在預計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力。 2)保證所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振 動和噪聲應在允許范圍內(nèi)。 3)傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等。 萬向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛 性萬向節(jié)是靠零件的鉸鏈式連接傳遞動力的，可分成不等速萬向節(jié)(如十字軸式)、 準等速萬向節(jié)(如雙聯(lián)式、凸塊式、三銷軸式等)和等速萬向節(jié)(如球叉式、球籠 式等)。撓性萬向節(jié)是靠彈性零件傳遞動力的，具有緩沖減振作用。 不等速萬向節(jié)是指萬向節(jié)連接的兩軸夾角大于零時，輸出軸和輸入軸之間以 變化的瞬時角速度比傳遞運動，但平均角速度比為1的萬向節(jié)。準等速萬向節(jié)是 指在設計角度下工作時以等于1的瞬時角速度比傳遞運動，而在其它角度下工作 時瞬時角速度比近似等于1的萬向節(jié)。輸出軸和輸入軸以等于1的瞬時角速度比傳 遞運動的萬向節(jié)，稱之為等速萬向節(jié)。 2.1傳動軸的設計標準 傳動軸外觀及零件加工表面不得有毛刺、碰傷、銹蝕、折痕、扭曲變形及裂 紋等缺陷。 傳動軸裝配前零部件應符合以下要求： 1)保證所連接的兩軸相對位置在預計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -3 2)保證所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、 振動和噪聲應在允許范圍內(nèi)。 3)傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等。 2.2 萬向傳動的計算載荷 萬向節(jié)傳動軸因布置位置不同，計算載荷是不同的。本次設計傳動軸布置在 變速器與驅(qū)動橋之間。計算載荷的設計方法有三種：1）按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和一 擋傳動比來確定；2）按驅(qū)動輪打滑來確定；3）按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來確定。 在此設計中采用根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動比來計算。由公式： （ 2-1） nikTKfedse1max 式中： --傳動軸計算載荷，單位： ；seTN. --猛 接 離 合 器 所 產(chǎn) 生 的 動 載 系 數(shù) ， 在 此 取 =2；dK dK --發(fā) 動 機 最 大 轉(zhuǎn) 矩 ， 單 位 ： N.m；maxe K --液 力 變 矩 器 變 矩 系 數(shù) ， k=1; --變 速 器 一 擋 傳 動 比 ， ；1i 3.504i --分 動 器 傳 動 比 ， ；f f --發(fā) 動 機 到 萬 向 傳 動 軸 之 間 的 傳 動 效 率 ， ； 98 n計 算 驅(qū) 動 橋 數(shù) ， 為 1。 由公式（21）： 73.504.984.1seTNm 對萬向傳動軸進行靜強度計算時，計算載荷 取 ，安全系數(shù)一般取 2.5-sTe 3.0 。 2.3. 十字軸設計計算 十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要有十字軸軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸 和滾針軸承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下，當磨損或壓痕超過 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -4 0.15mm 時，十字軸萬向節(jié)便應報廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂， 所以在設計十字軸萬向節(jié)時，應保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強度。 本次設計參考底盤設計 （吉林工業(yè)大學出版） ，根據(jù)不同噸位載重汽車的 十字軸總成初選其尺寸： 十 字 軸 ： H=90mm d=18mm h=16mm 201 設各滾針對十字軸軸頸作用力的合力為 F，則： （ 2-2）cos2rTF 式中： --萬向傳動的計算轉(zhuǎn)矩， ；sT49.8sN r--合 力 F 作 用 線 到 十 字 軸 中 心 之 間 的 距 離 ， r=38mm； --萬 向 傳 動 的 最 大 夾 角 ， 取 。02 則由式（22）可得: 049.817593.63cosFN 十字軸軸頸根部的彎曲應力 應滿足：w （ 2-3）)(241wdFs 式中： --十字軸軸頸根部彎曲應力，單位： ；waMP --十 字 軸 軸 頸 直 徑 ， ；1dm81 --十 字 軸 油 道 孔 直 徑 ， ；2 d2 s--合 力 F 作 用 線 到 軸 頸 根 部 的 距 離 ， s=8mm； --彎 曲 許 用 值 ， 為 。waP350 由公式（23）可得： 4187953.06827.9.()w aM 滿足強度要求。 十字軸軸頸的切應力 應滿足： （ 2-4）)(421dF 則由已知數(shù)據(jù)可得： 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -5 417593.06.7.(8)aMP 滿足切應力許用范圍 。)1208( 2.4 十字軸滾針軸承的計算 滾針軸承中的滾針直徑一般不小于 1.6mm，以免壓碎。而且差別要小，否則 會加重載荷在滾針間分配的不均勻性。公差帶一般控制在 0.003mm 以內(nèi)。滾針軸 承徑向間隙過大時，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙 過小時，有可能出現(xiàn)所熱卡住或因贓物阻滯卡住，合適的間隙為 0.009-0.095mm . 滾針軸承得軸向總間隙以 0.08-0.30mm 為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度。 使其既有較高的承載能力，又不致因滾針果場發(fā)生歪斜而造成應力集中。滾針得 軸向間隙一般不超過 0.2-0.4mm 。 十字滾針軸承的接觸應力為： （ 2-5）bnj LFd)1(270 式中： --滾針直徑， ；0dmd30 --十 字 軸 軸 頸 直 徑 ， ；1 18 --滾 針 工 作 長 度 ， 。bLb4 其 中 ， 為 合 力 F 作 用 下 一 個 滾 針 所 受 的 最 大 載 荷 （ N） ， 可 有 下 式 求n 得 : (2-6)iZn6.4 式中：i滾針列數(shù)，i=1； Z每 列 中 滾 針 數(shù) ， Z=22 。 則: 4.617593.046.32nFN 由公式（2-5）可得: 10.7()3194.683j 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -6 當滾針和十字軸軸頸表面硬度在 58HRC 以上時，許用接觸應力為 3000-3200 ，即滿足接觸強度要求。aMP 計算結(jié)果: 滾針直徑 ；md30 工 作 高 度 ；Lb14 列 數(shù) i=1； 單 列 滾 針 數(shù) Z=22 2.5 萬向節(jié)叉的設計計算 由于十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉(zhuǎn)矩 、 的作用，在主、從動萬向節(jié)叉1T2 上產(chǎn)生相應的切向力 、 2tF和軸向力 、 。1t aF （ 2-7）21112 21112 tansiincos)(tacos/)iRTFat 式中：R 切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離； --轉(zhuǎn) 向 節(jié) 主 動 叉 軸 之 轉(zhuǎn) 角 ；1 --轉(zhuǎn) 向 節(jié) 主 、 從 動 叉 軸 之 夾 角 。 在十字軸軸線所在平面內(nèi)并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為： （ 2-8）21tansi2RQ 圖（a）為主動叉位于與初始位置的受力狀況，此時 ， 達最021aF 大值： （ 2-9）sin)2(12TFa 圖（b）為主動叉軸轉(zhuǎn)角 時的受力狀況，這時 、 及 均達最09Ot1a 大值： （2-10 ）tan)2/(cos1max12aRTFOt 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -7 圖 2-1 萬 向 節(jié) 叉 危 險 截 面 示 意 圖 萬向節(jié)叉在 力作用下承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，在截面 B-B 處，彎曲應力maxO 和扭轉(zhuǎn)應力 分別為：wt （ 2-11）tt wWaemx 式中: 、 --抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù) ，對于本設計中矩形截面：Wt （ 2-12）6/2bh2khbt 根據(jù)相關設計參數(shù)可知： H=60mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm 則： 2 5/../8h 264.7tWk 0max1/(cos)10.(3cos94)127.3OTR N 667345.81.w ae MP ax/2.75tt 萬向節(jié)叉由 45 鋼制造，其彎曲應力 不應大于 ，扭轉(zhuǎn)應力wa)0( 不應大于 。而設計計算所得結(jié)果滿足條件要求。taMP)1608( 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -8 2.6 傳動軸臨界轉(zhuǎn)速計算 萬向傳動軸的結(jié)構(gòu)與其所連接的萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)有關。通常，萬向傳動軸由中 間部分和端部組成，中間部分可為實心軸或為空心軸管。本次設計采用空心軸管。 空心的軸管具有較小的質(zhì)量但能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，且較實心軸具有更高的臨界轉(zhuǎn) 速，故用作汽車傳動系的萬向傳動軸。 傳動軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及內(nèi)徑是根據(jù)所傳遞最 大轉(zhuǎn)矩、最高轉(zhuǎn)速及長度按有關標準（YB242-63）選定，并校核臨界轉(zhuǎn)速及扭矩 強度。 傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速與其長度及斷面尺寸等有關。由于沿軸管表面鋼材質(zhì)量分 布的不均勻性以及在旋轉(zhuǎn)使其本身質(zhì)量產(chǎn)生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產(chǎn) 生彎曲應力，后者在一定的轉(zhuǎn)速下會導致軸管的斷裂。所謂傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速是 指旋轉(zhuǎn)軸失去穩(wěn)定的最低轉(zhuǎn)速，它決定于傳動軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支撐情況。為 了確定臨界轉(zhuǎn)速，可研究一下兩端自由支撐與剛性球鉸上的軸（見下圖）： 圖 2-2 傳 動 軸 臨 界 轉(zhuǎn) 速 計 算 示 意 圖 設軸的質(zhì)量 m 集中于 O 點，且 O 點偏離旋轉(zhuǎn)軸線的量為 e，當軸以角速度 旋轉(zhuǎn)時，產(chǎn)生的離心力為： )(yeF 式中：y軸在其離心力作用下產(chǎn)生的撓度。 與離心力相平衡的彈性力為： cP 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -9 式中：c周的側(cè)向剛度，對于質(zhì)量分布均勻且兩端自由地支撐于球形鉸接 的軸，其側(cè)向剛度為： )/(53843LEJ E材 料 的 彈 性 模 量 ， 可 取 ；aMPE510.2 J軸 管 截 面 的 抗 彎 慣 性 矩 。64/)(4dDJ 因 cyPemF2 故有 )/(2y 認為在達到臨界轉(zhuǎn)速的角速度 時，傳動軸將破壞，即 ，則有：cy 0m （ 2-13）c 傳動軸管： LdDm)(25.02 式中：D、d軸管的外徑及內(nèi)徑，mm. D=50mm,d=46mm; L傳 動 軸 的 支 撐 長 度 ， 取 兩 萬 向 節(jié) 之 中 心 距 ， mm； --軸 管 材 料 的 密 度 ， 對 于 鋼 ； 35/108.Kg 將上述 c、J 及 m 的表達式代入（3-13） ，令 cn 則得傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速 為：in)/(rc （ 2-14）2810.LdDc 由于傳動軸動平衡的誤差，伸縮花間聯(lián)接的間隙以及支承的非剛性等，傳動 軸的實際臨界轉(zhuǎn)速要低于所計算的臨界轉(zhuǎn)速。因此引進安全系數(shù) K，并?。?0.21/maxnKc 式中： --相應于最高車速時傳動軸最大轉(zhuǎn)速，r/min; --傳 動 軸 臨 界 轉(zhuǎn) 速 ,r/min;c 在本次設計中，已知 D=50mm，d=46mm,L=672mm; 28 350461. 18.20/i7cn r 已知發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速 。maxnn 安全系數(shù) 。3.2/.5K 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -10 2.7 軸管強度計算 萬向傳動軸的尺寸除了要有足夠的扭轉(zhuǎn)強度，傳動軸的最大扭轉(zhuǎn)應力 可按下式計算：)(aMP （ 2-15）tdgeWKiT/1max 式中： --發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N.m;maxeT --變 速 器 一 擋 傳 動 比 ；1gi --動 載 系 數(shù) ；dK --抗 扭 截 面 系 數(shù) 。tW 傳動軸采用空心結(jié)構(gòu)，則： （ 2-16）)(164dDT 式中：T傳動軸計算轉(zhuǎn)矩，T=494480N.mm； D d傳 動 軸 管 的 外 徑 和 內(nèi) 徑 ， D=50mm,d=46mm;4169801.73.(5)aMP 傳動軸管扭轉(zhuǎn)應力不大于 ，安全系數(shù) 。a3302.519.87K 2.8 傳動軸花鍵軸的計算 對于傳動軸上的花鍵軸，應保證在傳遞轉(zhuǎn)矩時有足夠的扭轉(zhuǎn)強度。通常以底 徑計算其扭轉(zhuǎn)且應力。 （ 2-17）316hdTs 軸的許用扭轉(zhuǎn)切應力為 ，可初取花鍵軸直徑計算，然后進行強度校aMP30 核。取 ，則：mdh36 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -11 21649.8136.473.0h aMP 安全系數(shù)為 ，安全系數(shù)一般在 2-3 左右。即滿足要求。.9.K 傳動軸滑動花鍵采用矩形花鍵，齒側(cè)擠壓應力為： （ 2-18）0 )2)(4(nLdDKThhhsy 式中： --花鍵處轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)。 =1.3-1.4 ；K --花 鍵 外 徑 ， 取 ；hD0hm --花 鍵 內(nèi) 徑 ， 取 ；dd36 --花 鍵 的 有 效 工 作 長 度 ， ；hLLh9 --花 鍵 齒 數(shù) ， ； 則 ：0n150n91.349.823.546()()62y aMP 對于齒面硬度大于 35HRC 的滑動花鍵，齒側(cè)許用擠壓應力為 。aMP502 故安全系數(shù) ，滿足要求強度。5/3.1075K 根據(jù)前面計算傳動軸管強度，可取滑動叉軸直徑為 46mm 。 第三章 變速器的結(jié)構(gòu)分析 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -12 3.1 概述 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車獲得在不同 使用工況下不同的牽引力和速度，使發(fā)動機在最有利的工況范圍下工作。 變速器的設計需要在整車設計的總體原則下結(jié)合變速器要滿足的具體功 能展開。因此本著好用、好造、好修的總原則，力求產(chǎn)品通用化、標準化、 系列化。 對變速器提出如下的基本要求： （1）正確選擇擋數(shù)和傳動比，保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標； （2）設置空擋，以使發(fā)動機能啟動怠速、換檔、切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的 傳輸；在滑行或停車時使發(fā)動機和傳動系徹底分離； （3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛； （4）設置動力輸出裝置，能進行功率輸出； （5）換檔迅速、省力、方便，以便縮短加速時間并提高汽車的動力性能； （6）工作可靠，汽車行駛中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象 發(fā)生； （7）變速器還應當滿足效率高，噪聲低，體積小，質(zhì)量輕，制造容易，成本 低等要求、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各 擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍 越大。 3.2 變速器的總體結(jié)構(gòu) 有級變速器與無級變速器相比具有傳動效率高（0.960.98） ，造價低廉，因 此在各類汽車中均得到廣泛采用，此次設計也采用有級變速器。有級變速器傳動 機構(gòu)分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩類。固定軸式又分為中間軸式，兩軸式和多中間 軸式變速器。固定軸式應用最廣泛。兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的 汽車上。由于中間軸式變速器直接檔工作時，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的 各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪嚙合，且第一，二軸均不承受徑向載荷載荷， 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -13 第一，二軸只起傳遞扭矩的作用。因此直接檔的傳遞效率高，磨損及噪聲也最小， 這是中間軸式變速器的突出的優(yōu)點。 從結(jié)構(gòu)上講兩軸式變速器與中間軸式變速器相比，其傳動系結(jié)構(gòu)簡單，緊湊 且除最高檔外其他各檔的傳動效率都比較高，噪聲也低，但多用于前置前驅(qū)的轎 車布置。綜合對比后選用中間軸式。 一般情況下，變速器的檔位數(shù)與汽車的動力性，燃油經(jīng)濟性有著密切的關系。 就汽車的動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機在底燃油消耗率區(qū)工作的可能性， 降低了油耗；同時有利擴大傳動比范圍，以適應各種使用條件下動力性經(jīng)濟性的 要求。 主、副變速器主要用于空、滿載質(zhì)量變化大、使用條件復雜、加之柴油機轉(zhuǎn) 矩變化平穩(wěn)、適應性差而需要擴大傳動比范圍、增加擋位數(shù)以適應各種使用條件 下的動力性與經(jīng)濟性要求的重型車。為使變速器的結(jié)構(gòu)不致過于復雜和便于系列 化，多以四檔或五檔的變速器與三檔、四檔的副變速器組合，副變速器裝在主變 速器之前之后或前后。 倒檔的布置方式參考中間軸式變速器倒檔布置方式。從動力性、加工工藝性 考慮宜使倒檔軸傳動比接近于一擋傳動比。 考慮到微型客貨兩用車的使用條件和要求，此次設計所選用的變速器結(jié)構(gòu)方 案為采用中間軸式，4+1 前置后驅(qū)的變速方案。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -14 圖 3-1 變速器傳動結(jié)構(gòu)簡圖 3.3 變速器操縱機構(gòu) 變速器操縱機構(gòu)分為直接操縱式和遠距離操縱式。直接操縱結(jié)構(gòu)簡單，在各 種類型的汽車上得到廣泛的應用。但只有在當變速器布置在駕駛座位附近時直接 操縱的方案才能實現(xiàn)。但要把變速器布置在駕駛室附近會給總體布置帶來極大限 制。 遠距離操縱機構(gòu)用于當變速器布置得離駕駛座椅較遠時，在客車、貨車、轎 車上都有廣泛的應用。因僅需桿系、繩索等換檔傳動機構(gòu)操縱變速器，使總體布 置有很大的靈活性，也易于實現(xiàn)整車結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設計。 考慮到變速器操縱機構(gòu)與總體布置密切相關，為了協(xié)調(diào)駕駛室、總體布置等 問題，本次設計采用雙拉桿式遠距離換檔操縱機構(gòu)和單桿式高低檔換檔操縱機構(gòu)。 在本次設計中，我通過彈簧和雙拉桿實現(xiàn)對變速器的遠程操縱，通過操縱機 構(gòu)手柄左右移動，壓縮彈簧帶動連桿左右移動使拉桿轉(zhuǎn)動，重而帶動換位擺桿軸 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -15 轉(zhuǎn)動以實現(xiàn)選檔。經(jīng)計算可知換位擺桿軸上 上下擺動角度約為 20 度，重而計算出手柄左右擺動的距離約為 3 厘米。通過手 柄的前后移動帶動橫桿的前后轉(zhuǎn)動，重而使拉桿轉(zhuǎn)動帶動換檔擺桿軸轉(zhuǎn)動以實現(xiàn) 換檔。經(jīng)計算可知換檔擺桿軸轉(zhuǎn)動角度約為 17 度，通過連桿的運動關系可以計 算出手柄前后的擺動角度約為 25 度，經(jīng)過對我們四座微型客貨兩用車整體布局 的考慮，對操縱手柄的長度選取為 260 毫米。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -16 第四章 變速器主要參數(shù)的確定 4.1 擋數(shù) 本設計選用 4+1 擋。 4.2 主減速器傳動比 由車速計算公式 ua=nr/(igio) ： 有 umax=nmaxr/(igminio) 若變速器最小傳動比 igmin 取 1；發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速 nmax 當取發(fā)動機在額定功率下的轉(zhuǎn)速，即 nmax=4600r/min 已知滾動半徑 r=0.268m, 最高車速 umax=95km/h 求得 io=5.136 。 同時考慮的總體布置要求，驅(qū)動橋設計等問題，綜合分析后 io取 5.14 合適 。 4.3 分配各檔傳動比 已知最小傳動比 igmin=1,由公式 ig1= maxax0cosn)16409.8(1cos6.7in1.)3.70254092tqTGfri（ 可知最大傳動比 ig1=3.70；按等比數(shù)列分配各檔傳動比，設相鄰兩檔公比為 q； 在 4+1 的變速器中 則有： 31.701.54ngqi 所以 , , , 4i34.523.9iq123.70iq 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -17 4.4 初定中心距 初定中心距 A 時可根據(jù)下面經(jīng)驗公式計算： A=K（M emax） 1/3 Memax是發(fā)動機輸出最大扭矩，即: Memax=Temex=72Nm ; K 是經(jīng)驗 系數(shù)對商用車 K 在 1417 之間。 代入數(shù)據(jù)求的 A=53.04664.413mm ;主箱中心距 A 取 60 mm。 4.5 齒輪模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)的選取由輪齒的彎曲或最大載荷作用下的靜強度所決定，選擇模數(shù) 時應考慮到當增大齒寬而減小模數(shù)時，能有效降低變速器的噪聲，而從減小變速 器的質(zhì)量考慮，則應增大模數(shù)并減小齒寬和中心矩，初選模數(shù) m2。 4.6 壓力角 壓力角的大小對傳動的平穩(wěn)性，工作噪聲，齒輪的彎曲強度和表面的接觸強 度為都有影響。為提高齒輪的承載能力應選用大的壓力角。實際國家標準壓力角 為 20O，所以變速器齒輪普遍采用 20O。按國家標準選取 =20O。 4.7 螺旋角 的選擇 增大 角可以使齒輪嚙合的重合度系數(shù)增加，工作平穩(wěn)噪聲降低，隨著 角 的增大齒抗彎的強度也相應的提高，不過當螺旋角大于 30O時，其抗彎強度驟然 下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升，故從提高齒輪的接觸強度考慮可取較大的 角， 但從保證齒輪的彎曲強度著眼 不應大于 30O。一般商用車選 18026 0。 角選擇應力求使中間軸上的軸向力平衡，因此 角的最終確定應根據(jù)中心 距、軸向力、傳動比綜合選擇。 主箱第一軸常嚙合齒輪定為右旋，中間軸上各齒輪定為左旋，則主箱第二軸 各檔齒輪為右旋。 4.8 齒寬的選擇 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -18 選擇齒寬時應綜合考慮，變速器的軸向尺寸，齒輪的強度以及齒輪工作時受 力均勻程度度等因素的影響。 由經(jīng)驗公式 ：k c為齒寬系數(shù) 直齒寬：b=k cm kc=4.58.0 b=916mm 斜齒：b=k cmn kc=7.08.6 b=1417.2mm 齒寬的選取可以根據(jù)變速器實際設計情況加以改變，一般以滿足實際情況為準。 第五章 齒輪參數(shù)的選擇計算 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -19 5.1 變速器各擋齒數(shù)的確定 一、確定一擋齒輪的齒數(shù) ig1=Z2Z7/Z1Z8=3.70 Zh=2A cos/mn=260cos25/2=54 初選 Z8=15，Z7=39 Z2/Z1=i1Z8/Z7=3.7015/39=1.40 Zh=Z1+Z2= 12cos5604nAm 取 Z1=23，Z2=31 = =3139/(2315)=3.504gi7181212()cosnmA =arcosZhmn/A=25.842 0 故取 Z8=39，Z7=15 ，Z1=23，Z2=31 二、確定二擋齒輪齒數(shù) ig2=Z2Z5/Z1Z6=2.39 Z5/Z6=i2Z1/Z2=2.3923/31=1.8 Zh=2A cos /mn=260cos25/2=5456 取 Z6=19，Z5=35 為減少或抵消中間軸的軸向力 tg1/tg2=Z2/(Z1+Z2)(1+Z5/Z6) 由 Z1=23，Z2=31，Z6=19，Z5=35 算出 2=24.732 i2 =3135/(2319)=2.483516 三、確定三擋的齒數(shù) ig3=Z2Z3/Z1Z4=1.55 Z3/Z4=i3Z1/Z2=1.5519/35=0.84 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -20 Zh=2A cos /mn=260cos25/2=5434 取 Z4=26，Z3=31 為減少或抵消中間軸的軸向力由 Z1=23，Z2=31，Z4=26，Z3=31 tg /tg =Z2/(Z1+Z2)(1+Z3/Z4) 算出 =21.048034cos57hnAm 故 ,31Z426 故 i3=3131/(2619)=1.56(故相差不大) 四擋的傳動比為 1 五、確定倒擋齒輪的齒數(shù) 擋齒輪選用的模數(shù)往往與一擋的相近。 210837=.25Zi倒 初選 i 倒=3.32，Z9=17,Z10=37 5.2 齒輪的設計計算 1. 計算 Z1，Z2 的幾何尺寸 已知 Z1=23，Z2=31 計算中心距 A=60mm 故采取標準齒輪傳動 1) 端面模數(shù) mt=mn/cos=2/cos25.842 0=2.22mm 2) 端面壓力角 tant=tann/cos=0.411 t=22.346 0 3) 分度圓直徑 d1=232/cos25.8420=51mm d2=312/cos25.8420=69mm 4) 齒頂高 ha=mnha*=2mm 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -21 5) 齒根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=55mm da2=d2+2ha=73mm 7) 齒根圓直徑 df1=d1-2hf=46mm df2=d2-2hf=64mm 8) 中心距 A= mm120=60tZAm 2. 計算 Z3，Z4 的幾何尺寸 已知 Z3=31，Z4=26 計算中心距 A=60mm 故采取標準齒輪傳動 1) 端面模數(shù) mt=mn/cos=2/cos22.97 0=2.31 2) 端面壓力角 tant=tann/cos=0.478 t=23.475 0 3) 分度圓直徑 d3=312/cos22.970=64mm d4=262/cos22.970=56mm 4) 齒頂高 ha=mnha*=2mm 5) 齒根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da3=d3+2ha=68mm da4=d4+2ha=60mm 7) 齒根圓直徑 df3=d3-2hf=59mm 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -22 df4=d4-2hf=51mm 8) 中心距 A=60mm 3. 計算 Z5，Z6 的幾何尺寸 已知 Z5=35，Z6=19 計算中心距 A=60mm 故采取標準齒輪傳動 1) 端面模數(shù) mt=mn/cos=2/cos24.86 0=2.31 2) 端面壓力角 tant=tann/cos=0.478 t=23.48 0 3) 分度圓直徑 d5=352/cos24.860=78mm d6=192/cos24.860=42mm 4) 齒頂高 ha=mn ha*=2mm 5) 齒根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da5=d5+2ha=82mm da6=d6+2ha=46mm 7) 齒根圓直徑 df5=d5-2hf=73mm df6=d6-2hf=37mm 8) 中心距 A=60mm 4. 計算 Z7，Z8 的幾何尺寸 已知 Z7=39，Z8=15 計算中心距 A=60mm 故采取標準齒輪傳動 1) 端面模數(shù) mt=mn/cos=2/cos25.842 0=2.22 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -23 2) 端面壓力角 tant=tann/cos=0.411 t=22.346 0 3) 分度圓直徑 d7=312/cos25.8420=86mm d8=262/cos25.8420=34mm 4) 齒頂高 ha=mnha*=2mm 5) 齒根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da7=d7+2ha=90mm da8=d8+2ha=38mm 7) 齒根圓直徑 df7=d7-2hf=81mm df8=d8-2hf=29mm 8) 中心距 A=60mm 在變速器各齒輪齒數(shù)確定后實際傳動比如下表 5-1： 表 5-1 擋數(shù) 一擋 二擋 三擋 四擋 倒擋 傳動比 3.5 2.483 1.56 1 3.325 第六章 變速器齒輪的強度計算與材料選 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -24 6.1 齒輪的材料選擇 變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的耐磨及抗彎疲勞的 能力。在選用鋼材及熱處理是時，對切削加工的性能及成本也應該考慮。國內(nèi)變 速器齒輪的材料主要有： , , .inrTMC20Bin21050rnGM52rn 本次設計各齒輪材料選用 ，滲碳淬火，表面硬度 5863HRC,芯部i 硬度 3348HRC. 6.2 齒輪的破壞形式 齒輪在嚙合過程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應力，過度圓角處有應力集中，所以 齒輪受到足夠大的載荷作用時其根部彎曲應力超過材料的許用應力，輪齒就會斷 裂。在汽車變速器中這種破壞情況很少發(fā)生，而常見的斷裂是由于在重復載荷作 用下，使齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，而逐漸擴展到一定深度而產(chǎn)生 折斷其破壞斷面在疲勞裂縫部位呈光滑表面，而突然斷裂部位呈粗粒狀表面。 齒面點蝕是常見的高檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。齒面長期在脈動的接 觸應力作用下，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時由于齒面的相互 擠壓使充滿潤滑油的裂縫處有油壓增高導致裂縫的擴展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面 產(chǎn)生大量的扇形小麻點，即所謂點蝕。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近 節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重，主動小齒輪較被動大齒輪較嚴重。在局部高溫，高 壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱為齒面膠合。 綜上所述，在汽車變速器中齒輪的破壞形式主要有彎曲疲勞斷裂和點蝕兩種。 應對齒輪的彎曲強度和接觸強度進行重點校核。 6.3 強度的校核計算 三擋齒輪強度計算 ， ,31Z4261.048 （1） 斜齒輪的彎曲應力： =w1FKbtyk 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -25 式中 為彎曲應力（ N/ ） ； F 1圓周力，F(xiàn) 1=2Tg/d； w2m 為模數(shù), m=3；y 為齒形系數(shù)，查齒形系數(shù)圖取 y=0.12; 為集中應力系數(shù)，m K 取 1.5， 為重合度影響系數(shù) =2.0K K 代入數(shù)據(jù) =234MPaw 對于采用 20CrMnTi 的材料，齒輪的許用彎曲應力 在 180350 之間，因 =234<350N/ ，故三檔齒輪滿足彎曲疲勞強度要求w2 （2） 輪齒接觸應力 =j10.48()zbFE 式中， 為輪齒的接觸應力，F(xiàn) 為齒面上的法向力，F(xiàn)=F1/（cos cos ）, F1 j 為圓周力，F(xiàn)1=2T/d,T 為計算載荷，d 為節(jié)圓直徑， 為節(jié)點出壓力角， 為齒輪 螺旋角，E 為材料的彈性模量，b 為齒輪接觸的實際寬度, 為主、 從動齒輪節(jié)zb 點處的曲率半徑，斜齒輪 ,2()/coszria2()/cosbria 322156.1010.480.41898.6.921253//j zbFENm 由于滲碳高檔齒輪的許用接觸應力 為 1300-1400N/j2m 可得齒輪接觸強度滿足設計要求。 第七章 變速器軸的設計與校核 7.1 估算軸的直徑 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -26 由經(jīng)驗公式得第二軸和中間軸直徑 d 0.45A，由 A60mm 則 d 0.45A27mm 變速器輸入軸花鍵部分直徑 d=K =16.6419.13mm.（K=4.04.6）3maxeT 軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定應參考經(jīng)驗公式得到的估計值結(jié)合軸的結(jié)構(gòu)布置，在草圖 的繪制中最終確定。 初選 d=20mm 7.2 變速器軸的強度校核計算 軸的強度校核應考慮扭矩彎矩對軸的影響，因此應選擇承受彎矩、扭矩都較 大的軸進行校核。綜合分析最危險的應是中間軸和第二軸. 1. 對第二軸 變速器工作在一檔工作時主箱第二軸有最大扭矩和彎矩. 其的結(jié)構(gòu)簡圖如下 圖 7-1 主箱第二軸結(jié)構(gòu) 將第二軸看成簡支梁其受力圖如下： 圖 7-3 ZOY 面第二軸受力簡圖 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -27 由力的平衡條件有 F z1+Fz2=Fr FZ1150=Fz293 綜合以上兩式得 F z1=1975.81N ,Fz2=3186.79N 圖 7-4 XOY 面第二軸受力簡圖 由力的平衡條件有 F x1+Fx2=Ft Fx1150=Fx293 綜合以上兩式得 F x1=5428.47N ,Fx2=9047.45N 有以上計算可得到彎矩、扭矩圖如下： ZOY 面內(nèi)： 圖 7-5 ZOY 面內(nèi)彎距圖 XOY 面內(nèi)： 圖 7-6 XOY 面內(nèi)彎距圖 扭矩圖： 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -28 圖 7-7 扭距圖 根據(jù)彎矩、扭矩圖知危險截面出現(xiàn)在一檔齒輪所在的位置。 由 WM 即 367.62223329671.84.640/.1 < MPa40 2. 對中間軸 變速器在一檔工作時中間軸有最大的彎矩和扭矩。 將中間軸看成簡支梁其受力如下：將中間軸看成簡支梁其受力如下：在 ZOY 平面 內(nèi)： 圖 7-8 ZOY 面內(nèi)主箱中間軸受力簡圖 由力的平衡條件有： Fr1+Fr2=Fz1+Fz2 2129157915790z rzF 綜合以上兩式解之得 Fz1=3039.1N ,Fz2=4441.8N 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -29 在 XOY 面內(nèi)： 圖 7-9 XOY 面內(nèi)主箱中間軸受力簡圖 由力的平衡條件有： Ft1+Ft2-Fx1-Fx2=0 Fx2(29+157+99)+Ft129-Ft2(157+99)=0 綜合以上兩式解之得 Fx1=2705.8N ,Fx2=7201.8N 有以上計算可得彎矩、扭矩圖如下： ZOY 面： 圖 7-10 ZOY 面內(nèi)彎距圖 XOY 面： 圖 7-11 XOY 面內(nèi)彎距圖 扭矩圖： 圖 7-12 主箱中間軸扭距圖 根據(jù)彎矩、扭矩圖知危險截面出現(xiàn)在一檔齒輪所在的位置。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -30 由 WM 即 228.5< Mpa222336047989704/.1540 第八章 軸承的壽命計算 軸承的選取是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置并參考同類；車型的相應軸承以按國家規(guī)定的軸 承標準選定，再進行其使用壽命計算。對汽車變速器滾動軸承耐久性的評價是以 軸承滾動體與滾道表面的接觸疲勞為依據(jù)。承受動載荷是其工作的基本特征。 考慮到變速器經(jīng)常在三檔時工作 ，故應校核軸承在三檔工作時壽命。 1. 變速器第二軸受用軸承計算 軸承可以由公式： pCnLrh601 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 - -31 來校核1067(/)hLCPn即 式中，P當量動載荷 C額定動載荷 n軸承的工作轉(zhuǎn)數(shù) 壽命指數(shù)，球軸承 =3 對于第二軸所用的軸承選用 7204C 型軸承 1 12 2221. .(3.674.5)67.34RxyPF N C=32.3KN n=5500r/min 3103201.67()89.567.450hL h 故此軸承符合要求。 2. 變速器中間軸受用軸承計算 軸承可以由公式： 來校核1067(/)hLCPn 式中，P當量動載荷 C額定動載荷 n軸承的工作轉(zhuǎn)數(shù) 壽命指數(shù)，