低速載重型汽車變速箱的設(shè)計(jì)與分析【三維SW】[四輪農(nóng)用運(yùn)輸車]【三軸四檔】自重1.6噸左右 總質(zhì)量3.5噸
低速載重型汽車變速箱的設(shè)計(jì)與分析【三維SW】[四輪農(nóng)用運(yùn)輸車]【三軸四檔】自重1.6噸左右 總質(zhì)量3.5噸,三維SW,四輪農(nóng)用運(yùn)輸車,三軸四檔,低速載重型汽車變速箱的設(shè)計(jì)與分析【三維SW】[四輪農(nóng)用運(yùn)輸車]【三軸四檔】自重1.6噸左右,總質(zhì)量3.5噸,低速,載重,汽車,變速箱,設(shè)計(jì),分析,三維,SW,農(nóng)用,運(yùn)輸車
湘潭大學(xué)本科畢業(yè)論文
目 錄
1 前言………………………………………………………………………3
2 低速載重汽車主要參數(shù)的確定…………………………………………4
2.1質(zhì)量參數(shù)的確定………………………………………………………………………4
2.2發(fā)動(dòng)機(jī)的選型…………………………………………………………………………4
2.3車速的確定……………………………………………………………………………5
3變速箱的設(shè)計(jì)方案………………………………………………………6
3.1設(shè)計(jì)方案的確定………………………………………………………………………6
3.1.1兩軸式………………………………………………………………………………6
3.1.2三軸式………………………………………………………………………………6
3.1.3液力機(jī)械式…………………………………………………………………………6
3.1.4確定方案……………………………………………………………………………6
3.2零部件的結(jié)構(gòu)分析……………………………………………………………………7
4 基本參數(shù)的確定……………………………………………………………………8
4.1變速箱的擋位數(shù)和傳動(dòng)比……………………………………………………………8
4.2中心距……………………………………………………………………………10
4.3變速箱的軸向尺寸………………………………………………………………11
4.4齒輪參數(shù)…………………………………………………………………………11
4.5各檔齒輪齒數(shù)的分配……………………………………………………………14
5 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………………………………16
5.1幾何尺寸計(jì)算……………………………………………………………………16
5.2齒輪的材料及熱處理……………………………………………………………17
5.3齒輪的彎曲強(qiáng)度…………………………………………………………………17
5.4齒輪的接觸強(qiáng)度…………………………………………………………………18
6軸的設(shè)計(jì)與軸承的選擇…………………………………………………………21
6.1軸的設(shè)計(jì)…………………………………………………………………………21
6.2軸承的選擇………………………………………………………………………34
7結(jié)論……………………………………………………………………………………41
參考文獻(xiàn)………………………………………………………………………………42
致謝……………………………………………………………………………………43
附錄一……………………………………………………………………………………44
附錄二……………………………………………………………………………………48
低速載貨汽車變速箱的設(shè)計(jì)與分析
摘 要：課題來源于生產(chǎn)實(shí)際，依據(jù)《機(jī)動(dòng)車安全技術(shù)條件》和《汽車機(jī)械變速器總成技術(shù)條件》，針對(duì)低速載貨汽車的運(yùn)行特點(diǎn)而設(shè)計(jì)。參與了汽車的總體設(shè)計(jì)，確定了汽車的質(zhì)量參數(shù)，選擇了合適的發(fā)動(dòng)機(jī)，并且計(jì)算出汽車的最高速度。
關(guān)于變速器的設(shè)計(jì)，首先選擇標(biāo)準(zhǔn)的齒輪模數(shù)，在總擋位和一擋速比確定后，合理分配變速器各擋位的速比，接著計(jì)算出齒輪參數(shù)和中心距，并對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算，確定了齒輪的結(jié)構(gòu)與尺寸，繪制出所有齒輪的零件圖。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初步計(jì)算出軸的尺寸，然后對(duì)每個(gè)檔位下軸的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行驗(yàn)算，確定出軸的結(jié)構(gòu)和尺寸，繪制出各根軸的零件圖。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和參考同類車型的相應(yīng)軸承后，按國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)選擇合適的軸承，然后對(duì)軸承進(jìn)行使用壽命的驗(yàn)算，最終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。
此變速器的齒輪都為標(biāo)準(zhǔn)齒輪，檔位數(shù)和傳動(dòng)比與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)匹配，保證了汽車具有良好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。該變速器具有操縱簡(jiǎn)單、方便、傳動(dòng)效率高、制造容易、成本低廉、維修方便的特點(diǎn)，適合低速載貨汽車的使用。
關(guān)鍵詞：低速載貨汽車；變速器；設(shè)計(jì)
Design The Transmission of Low-speed Truck
Abstract: The topic comes from the production reality, which is based on the safety specifications for power driven vehicles operating on roads and the specifications for the automobile mechanical transmission. It designs the low-speed truck’s movement characteristic. The automobile quality parameters are determined, according to the automobile system design, choosing the appropriate engine, and calculating the maximum speed.
When design the transmission, first, we choose the standard gear modulus and determine all speed’s proportions after we choose the number of the transmission’s gears and the first gear, then calculate the gear’s parameter and the center distance, and the gear needs the intensity checking calculation. We determine gear’s structure, then complete drawing of the gears’ component. According to the empirical formula, we preliminary carry on the checking calculation to each gear’s rigidity and the intensity to determine the axis’ structure and size, and thus draw up various axis’ component drawing. After arranged structure and compared with the similar type of vehicle’s bearing, according to the national standard, we select the appropriate bearings, and then calculate the service life of the bearings. Finally drawing of the component and the assembly of the transmission are completed.
Because the transmission gear is the standard gear and the number of gears and speed’s proportions match to the engine conditions, which ensure the necessary power and economy. This transmission has many merits of simple operation, efficient, easy manufacturing, low cost, and convenient.
Key words: Low-speed Truck；Transmission；Design
1 前言
低速載重型汽車是一種特殊的運(yùn)輸車,以前被叫做農(nóng)用運(yùn)輸車，GB7258-2004將其更名為“低速貨車”，確定“農(nóng)用運(yùn)輸車”的實(shí)質(zhì)是汽車。GB18320-2001規(guī)定低速載重型汽車的動(dòng)力裝置為柴油機(jī)，低速載重型汽車最高設(shè)計(jì)車速不大于70km/h，最大設(shè)計(jì)總質(zhì)量不大于4500kg，長(zhǎng)小于6m、寬不大于2m和高不大于2.5m。
在20世紀(jì)80年代初我國(guó)出現(xiàn)了低速載重型汽車，當(dāng)時(shí)的運(yùn)輸特點(diǎn)是運(yùn)量小、運(yùn)距短、貨物不集中、路況差。由于在相同情況下，柴油車的運(yùn)載能力更強(qiáng)，燃油價(jià)格更低，且柴油保管不需要特殊設(shè)備的支持，且被大多數(shù)人所熟悉，所以，低速載重型汽車的動(dòng)力均采用柴油機(jī)。低速載重型汽車的載質(zhì)量一般不超過1.5噸。目前低速載重型汽車載質(zhì)量分為1.5噸、1.0噸、0.75噸、0.5噸4個(gè)等級(jí)。
本次課題是低速載重型汽車變速箱的設(shè)計(jì)與分析，該課題來源結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際。為了滿足汽車在起步，加速，正常行駛以及客服各種路況下對(duì)驅(qū)動(dòng)車輪牽引力及車速的不同需求，在汽車的傳動(dòng)系統(tǒng)中安裝了變速箱。
本次課題研究的主要內(nèi)容是：
a.參與汽車的總體設(shè)計(jì)；
b.變速箱傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的分析和主要參數(shù)的確定；
c.變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
本說明書的設(shè)計(jì)主線是低速載重型汽車變速箱。第2章重點(diǎn)介紹了在變速箱的總體設(shè)計(jì)方案中，如何明確低速載重型汽車各個(gè)參數(shù)，從而確定變速箱在所受的限制下應(yīng)滿足的條件。第3章則重點(diǎn)介紹低速載重型汽車變速箱傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析與設(shè)計(jì)。在總體方案中，先確定低速載重型汽車的產(chǎn)品技術(shù)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)，再確定其總體的質(zhì)量，最后選出滿足需求的發(fā)動(dòng)機(jī)。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的功率以及汽車的總質(zhì)量確定該車的最高速度（滿足低速載貨汽車安全技術(shù)條件）。在變速箱的設(shè)計(jì)過程中，需要先確定變速箱的檔位數(shù)，然后分析工作條件，初步確定變速箱中各檔位的傳動(dòng)比和中心距，通過計(jì)算得出齒輪參數(shù)，對(duì)應(yīng)選出合適的齒輪，并對(duì)其進(jìn)行校核。接著初步確定變速箱軸與軸承，再對(duì)軸和軸承進(jìn)行校核，最后繪制出變速箱的裝配圖及零件圖。
本課題可以解決如下問題：
a.通過發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)，精確選取變速箱的擋位數(shù)和傳動(dòng)比，確保汽車擁有優(yōu)秀的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性；
b.通過設(shè)置空擋來確保汽車在特定時(shí)期能將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系長(zhǎng)時(shí)間分離；通過倒擋布置，讓汽車能進(jìn)行倒退行駛；
c.操作簡(jiǎn)潔、便利、快速、準(zhǔn)確；
d.具有較高的傳動(dòng)效率，工作穩(wěn)定、噪聲??；
e.質(zhì)量輕、體積小、裝載能力強(qiáng)，工作性能可靠；
f.便于制造、便于維修、節(jié)省成本、使用壽命長(zhǎng)；
2 低速載貨汽車主要參數(shù)的確定
2.1 質(zhì)量參數(shù)的確定
汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù)：
式中 ——汽車的載質(zhì)量；
——整車整備質(zhì)量。
表2-1 貨車的質(zhì)量系數(shù)
參數(shù)
車型
總質(zhì)量
貨 車
①
①裝柴油機(jī)的汽車為0.80～1.10。
汽車總質(zhì)量：
汽車的總質(zhì)量由汽車質(zhì)量、裝載量和乘客質(zhì)量三部分組成，即
式中，為乘車的總?cè)藬?shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。
低速載重型汽車是柴油機(jī)，查表2-1得質(zhì)量利用系數(shù)為，其裝載量是, 由公式得：
低速載重型汽車一般為單排式,所以,由公式得:
本課題選用。
2.2 發(fā)動(dòng)機(jī)的選型
根據(jù)現(xiàn)在低速載貨汽車選用發(fā)動(dòng)機(jī)的情況，參照2815系列四輪農(nóng)用運(yùn)輸車，針對(duì)本次設(shè)計(jì)任務(wù)選用達(dá)到歐Ⅱ排放標(biāo)準(zhǔn)的YD480柴油機(jī)。
表柴油機(jī)技術(shù)參數(shù)
型號(hào)
干式
氣缸套型式
直噴式
行程（mm）
缸心距
1小時(shí)功率/轉(zhuǎn)速（kW/r/min）
外特性最低燃油消耗率（g/kW·h）
最大扭矩（N·m）
壓縮比
排量（L）
噴油壓力 （kPa）
外形尺寸（長(zhǎng)×寬×高） mm×mm×mm
凈質(zhì)量（kg）
2.3 車速的確定
式中 ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率，；
——傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率，對(duì)單級(jí)主減速器驅(qū)動(dòng)橋的式汽車??；
——汽車總質(zhì)量，；
——重力加速度，；
——滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)載貨汽車取，對(duì)礦用自卸汽車取，對(duì)轎車等高速車輛需考慮車速影響并??；
——最高車速，；
——空氣阻力系數(shù)，轎車取，客車取，貨車取.
——汽車正投影面積，，在無測(cè)量數(shù)據(jù)的情況下，按照前輪距、汽車總高、汽車總寬等尺寸近似計(jì)算：
對(duì)轎車 ，
對(duì)載貨汽車 。
由公式得：
得出, 由于低速載重型汽車的最高設(shè)計(jì)車速，因此該車滿足設(shè)計(jì)要求。
3 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算
3.1 設(shè)計(jì)方案的確定
機(jī)械傳動(dòng)一般應(yīng)用于低速載重型汽車變速箱中，通常是利用齒輪傳動(dòng)，一般有若干個(gè)固定傳動(dòng)比。按照軸線是否固定，可分為軸線固定式變速箱（普通齒輪變速箱）和軸線旋轉(zhuǎn)式變速箱（行星齒輪變速箱）兩種。采用這種變速箱的低速載重汽車通常有3～5個(gè)前進(jìn)擋和一個(gè)倒擋。
近幾年機(jī)械式無級(jí)變速箱和液力機(jī)械變速箱在汽車上普遍得到應(yīng)用,依照當(dāng)前被廣泛應(yīng)用的變速箱種類，和適用的范圍，初步確定三種設(shè)計(jì)方案。
3.1.1 兩軸式
兩軸式變速箱的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、形式緊湊，除最高擋外其他各檔的傳動(dòng)效率很高。兩軸式變速箱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)縱向布置時(shí)，主減速器可采用雙面齒輪或螺旋錐齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫向布置時(shí)，可采用圓柱齒輪。除倒擋常用直齒圓柱齒輪外，其它擋位的傳動(dòng)均采用斜齒圓柱齒輪,但兩軸式變速箱沒有布置直接擋，在處于高擋工作時(shí)，齒輪和軸承同時(shí)受載，會(huì)產(chǎn)生很大的噪聲，也會(huì)加劇磨損。由于兩軸式變速箱的輸入軸和輸出軸平行且無中間軸，一般應(yīng)用在發(fā)動(dòng)機(jī)前置、前輪驅(qū)動(dòng)或發(fā)動(dòng)機(jī)后置、后輪驅(qū)動(dòng)的轎車和中、小型貨車上。
3.1.2 三軸式
三軸式變速箱的輸入軸斜齒圓柱齒輪與輸出軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且輸入、輸出軸同心。直接檔可以將輸入、輸出軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不受載，而輸入、輸出軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩。所以直接擋具有很高的傳動(dòng)效率，產(chǎn)生的磨損和噪音也最小,由于其它前進(jìn)擋傳遞扭矩時(shí)需依次經(jīng)過兩對(duì)齒輪。所以當(dāng)齒輪中心距較小時(shí)仍然可以得到大的一擋傳動(dòng)比，但相對(duì)于直接擋，其它各檔的傳動(dòng)效率有所降低，所以三軸式變速箱應(yīng)用在發(fā)動(dòng)機(jī)前置、后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。
3.1.3 液力機(jī)械式
主要組成有液力變矩器和齒輪式有級(jí)變速器,其優(yōu)點(diǎn)是傳動(dòng)比可在一定范圍內(nèi)作無級(jí)變化，缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)形式復(fù)雜，成本高，傳動(dòng)效率低。
3.1.4 確定方案
由于低速載重型汽車的發(fā)動(dòng)機(jī)一般為前置，驅(qū)動(dòng)輪一般為后輪，同時(shí)考慮到生產(chǎn)成本和便于維護(hù)等因素，再聯(lián)系變速箱的特點(diǎn)和所給任務(wù)書的要求，最終選用三軸式變速箱。
圖3-1 三軸式變速器
相對(duì)于前進(jìn)擋來說，倒擋被使用得很少，換倒擋一般在停車時(shí)，所以采用直齒圓柱齒輪方式倒擋。變速箱的一擋或倒擋因傳動(dòng)比大，使其工作時(shí)對(duì)應(yīng)的齒輪所受的作用力增大，從而導(dǎo)致變速箱軸產(chǎn)生較大的轉(zhuǎn)角和撓度，破壞齒輪的嚙合狀態(tài)，最終加劇齒輪磨損，同時(shí)產(chǎn)生較大的噪聲。因此，為了改善這一狀況，一檔與倒擋均布置在靠近軸的支承處，布置方案如下：。
圖3-2 倒擋布置
3.2 零部件的結(jié)構(gòu)分析
a.齒輪型式
在三軸式變速箱中，只有一對(duì)常嚙合齒輪副，所以不添加同步器，直接選用直齒圓柱齒輪用來換擋。
b.軸的結(jié)構(gòu)分析[6]
軸在正常工作時(shí)承受轉(zhuǎn)矩及彎矩，會(huì)引起軸的明顯變形，從而導(dǎo)致齒輪無法正常嚙合，有較大的噪聲產(chǎn)生，使用壽命下降。在設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)時(shí)，在保證其強(qiáng)度與剛度外，還需考慮齒輪 、軸承等的裝卸、固定、加工等因素。
第一軸通常與齒輪做成一體，其長(zhǎng)度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動(dòng)配合。
第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應(yīng)增大，可增強(qiáng)軸的剛度。當(dāng)一擋、倒擋采用滑動(dòng)齒輪掛擋時(shí)，第二軸的相應(yīng)花鍵則采用矩形花鍵及動(dòng)配合，這時(shí)不僅要求磨削定心的外徑，一般也要磨削鍵齒側(cè)，而矩形花鍵的齒側(cè)磨削要比漸開線花鍵容易。
變速器中間軸分為旋轉(zhuǎn)式及固定式兩種。
旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個(gè)滾動(dòng)軸承上。其上的一擋齒輪常與軸做成一體，而高擋齒輪則用鍵或過盈配合與軸連接以便于更換。
固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，與殼體呈輕壓配合并用鎖片等作軸向定位。剛度主要由支承于其上的連體齒輪（寶塔齒輪）的結(jié)構(gòu)保證。僅用于當(dāng)殼體上無足夠位置設(shè)置滾動(dòng)軸承和軸承蓋時(shí)。
c.軸承型式[6]
變速器多采用滾動(dòng)軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗(yàn)算其壽命。
第一軸前軸承（安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪內(nèi)腔中）采用向心球軸承：后軸承為外圈帶止動(dòng)槽的向心球軸承，因?yàn)樗粌H受徑向負(fù)荷而且承受向外的軸向負(fù)荷。為便于第一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。
第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動(dòng)槽的單列向心球軸承，因?yàn)樗惨惺芟蛲獾妮S向力。某些轎車往往在加長(zhǎng)的第二軸后端設(shè)置輔助支承，并選擇向心球軸承。
旋轉(zhuǎn)式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，此軸承不承受軸向力，因?yàn)樵谠撎幉贾幂S承蓋困難；后軸承為帶止動(dòng)槽的向心球軸承。中間軸的軸向力應(yīng)力求相互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受。中間軸軸承的徑向尺寸常受中心距尺寸限制，故有時(shí)采用無內(nèi)圈的短圓柱滾子軸承。
固定式中間軸采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承著連體齒輪（塔輪，寶塔齒輪）。
4 基本參數(shù)的確定
4.1 變速器的擋位數(shù)和傳動(dòng)比
不同類型汽車的變速器，其擋位數(shù)也不盡相同。轎車變速器傳動(dòng)比變化范圍較?。s為3～4），過去常用3個(gè)或4個(gè)前進(jìn)擋，但近年來為了提高其動(dòng)力性尤其是燃料經(jīng)濟(jì)性，多已采用5個(gè)前進(jìn)擋。輕型貨車變速器的傳動(dòng)比變化范圍約為5～6，其他貨車為7以上，其中總質(zhì)量在3.5t以下者多用四擋變速器，為了降低油耗亦趨向于增加1個(gè)超速擋；總質(zhì)量為3.5～l0t多用五擋變速器；大于l0t的多用6個(gè)前進(jìn)擋或更多的擋位。
選擇最低擋傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑等來綜合考慮、確定。
a.根據(jù)汽車最大爬坡度確定
汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有：
則由最大爬坡度要求的變速箱Ⅰ擋傳動(dòng)比為：
式中 ——汽車總質(zhì)量；
——重力加速度；
——道路阻力系數(shù)；
Ψmax——道路最大阻力系數(shù)；
——最大爬坡要求；
——驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；
——主減速比；
——汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。
主減速比i0的確定：
式中 ——車輪的滾動(dòng)半徑，；
——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，；
——變速箱最高擋傳動(dòng)比；
——最高車速，。
本課題變速箱，一般貨車的最大爬坡度約為30%，即，
由公式得：
由公式得：
b.根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件確定
變速箱Ⅰ擋傳動(dòng)比為：
式中 ——汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷；
——道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取。
因?yàn)樨涇嚭筝唵翁M載時(shí)后軸的軸荷分配范圍為 ，所以
由公式和公式得：
綜合a和b條件得：
，取
變速器的Ⅰ擋傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的最高擋一般為直接擋，有時(shí)用超速擋。中間擋的傳動(dòng)比理論上按公比為 （其中n為擋位數(shù)）的幾何級(jí)數(shù)排列。
因?yàn)椋裕?
實(shí)際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。
在變速器結(jié)構(gòu)方案、擋位數(shù)和傳動(dòng)比確定后，即可進(jìn)行其他基本參數(shù)的選擇與計(jì)算。
4.2 中心距
中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選：
式中 ——中心距系數(shù)。對(duì)轎車取8.9～9.3；對(duì)貨車取8.6～9.6；對(duì)多擋主變速器，取9.5～11；
——變速器處于Ⅰ擋時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，；
——變速器的Ⅰ擋傳動(dòng)比；
——變速器的傳動(dòng)效率，取0.96。
由公式得：
由公式得:
初選中心距也可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出：
式中 ——按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時(shí)的中心距系數(shù)，對(duì)轎車取14.5～16.0，對(duì)貨車取17.0～19.5。
由公式得:
商用車變速器的中心距約在范圍內(nèi)變化,初選
4.3 變速器的軸向尺寸
變速器的軸向尺寸與擋位數(shù)、齒輪型式、換擋機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系，設(shè)計(jì)初可根據(jù)中心距A的尺寸參用下列關(guān)系初選。
貨車變速器殼體的軸向尺寸：
四擋
五擋
六擋
初選軸向尺寸:
變速器殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。
4.4 齒輪參數(shù)
a.齒輪模數(shù)
齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強(qiáng)度或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所決定。選擇模數(shù)時(shí)應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時(shí)將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質(zhì)量，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對(duì)轎車很重要，而對(duì)載貨汽車則應(yīng)重視減小質(zhì)量。
根據(jù)圓柱齒輪強(qiáng)度的簡(jiǎn)化計(jì)算方法，可列出齒輪模數(shù)m與彎曲應(yīng)力之間有如下關(guān)系：
直齒輪模數(shù)
式中 ——計(jì)算載荷，；
——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65；
——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，被動(dòng)齒輪取0.9；
——齒輪齒數(shù)；
——齒寬系數(shù)，直齒齒輪??；
——齒形系數(shù)，見圖3-3。齒高系數(shù)相同、節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時(shí)：，，，；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時(shí)，；
——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力MPa。
圖4-3 齒形系數(shù)y（當(dāng)載荷作用在齒頂, ,）
根據(jù)參考同類車型，初選第一軸的軸齒輪的齒數(shù)，查圖4-3得。
由公式得：
從輪齒應(yīng)力的合理性及強(qiáng)度考慮,每對(duì)齒輪應(yīng)有各自的模數(shù),但出于工藝考慮，模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一,多采用折衷方案。表3-1給出了汽車變速器齒輪模數(shù)范圍。
表4-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)
車型
微型、輕型轎車
中級(jí)轎車
中型貨車
重型汽車
2.25～2.75
2.75～3
3.50～4.5
4.50～6
設(shè)計(jì)時(shí)所選模數(shù)應(yīng)符合國(guó)標(biāo)GB1357-78規(guī)定并滿足強(qiáng)度要求。
表4-2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)（）
Ⅰ
1
1.25
1.5
-
2
-
2.5
-
3
Ⅱ
-
-
-
1.75
-
2.25
-
2.75
-
Ⅰ
-
-
-
4
-
5
-
6
-
Ⅱ
3.25
3.5
3.75
-
4.5
-
5.5
-
3.25
由表4-1和表4-2并且參照同類車型選取。
b.齒形、壓力角和螺旋角
汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角按下表取值。
表3-3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角和螺旋角
項(xiàng)目
車型
齒形
壓力角（度）
螺旋角（度）
轎車
高齒并修形
14.5°、15°、16°、16.5°
25°～45°
一般貨車
標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB1356-78
20°
20°～30°
重型車
標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB1356-78
低檔、倒檔22.5°、25°
小螺旋角
齒形壓力角較小時(shí)，重合度較大，并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(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。試驗(yàn)證明對(duì)于直齒輪壓力角為28°時(shí)強(qiáng)度最高，超過28°強(qiáng)度增加不多；實(shí)際上，因國(guó)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°。本課題的所有齒輪選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪。
c.齒寬
齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強(qiáng)度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b：
式中 ——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取，斜齒輪?。?
——法面模數(shù)。
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。
由公式得：
,可以確定各擋的齒輪的齒寬。
常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪,第一軸軸齒輪；
Ⅰ擋：中間軸上齒輪, 對(duì)應(yīng)的一擋齒輪；
Ⅱ擋：中間軸上齒輪, 對(duì)應(yīng)的二擋齒輪；
Ⅲ擋：中間軸上齒輪, 對(duì)應(yīng)的三擋齒輪；
倒擋：,。
d.齒頂高系數(shù)
在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被使用，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒輪的齒頂高系數(shù)，為一般汽車變速器齒輪所采用?，F(xiàn)代轎車變速器多采用齒頂高系數(shù)大于1的“高齒齒輪”（或相對(duì)于短齒齒輪而言而稱為長(zhǎng)齒齒輪），因?yàn)樗粌H可使重合度增大，而且在強(qiáng)度、噪聲、動(dòng)載荷和振動(dòng)等方面均比正常齒高的齒輪有顯著改善，但存在相對(duì)滑動(dòng)速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于0.3）等問題。本課題的齒頂高系數(shù)。
4.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配
在初選變速器的擋位數(shù)、傳動(dòng)比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結(jié)構(gòu)方案簡(jiǎn)圖后，即可對(duì)各檔齒輪的齒數(shù)進(jìn)行分配。
圖4-4 本課題變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
a.確定Ⅰ擋齒輪的齒數(shù)
已知Ⅰ擋傳動(dòng)比，且
為了確定、的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和：
直齒齒輪：
先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給、。為了使盡量大一些，應(yīng)將取得盡量小一些，這樣，在已定的條件下的傳動(dòng)比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承。的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此的選定應(yīng)與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速器中間軸的Ⅰ擋直齒輪的最小齒數(shù)為，選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減小大、小齒輪的齒數(shù)間有共約數(shù)的機(jī)會(huì)，否則會(huì)引起齒面的不均勻磨損。
由公式得：
取，考慮到上述條件以及選用了標(biāo)準(zhǔn)齒輪（齒數(shù)不要小于17），故，得出。
b.修正中心距A
若計(jì)算所得的、不是整數(shù)，則取為整數(shù)后需按該式反算中心距A，修正后的中心距則是各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
由公式得：
c.確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)
確定了、后由公式和聯(lián)立方程求解、
, 故；
d.確定其他擋位的齒輪齒數(shù)
Ⅱ擋齒輪副：
由公式和聯(lián)立方程求解、。
因?yàn)?，所以先試湊、。
試湊出、，此時(shí)。
Ⅲ擋齒輪副：
由公式和聯(lián)立方程求解、。
因?yàn)?，所以先試湊、?
試湊出、，此時(shí)。
e.確定倒擋齒輪副的齒數(shù)
通常Ⅰ擋與倒擋選用同一模數(shù)，且通常倒擋齒輪齒數(shù)。則中間軸與倒擋軸之間的中心距為：
初選,由公式得:
為了避免干涉，齒輪8與齒輪9的齒頂圓之間應(yīng)有不小于的間隙，則:
由公式得:
根據(jù)選擇齒數(shù)，取。
最后計(jì)算倒擋與第二軸的中心距：
由公式得:
綜合上述計(jì)算修正一下各擋的傳動(dòng)比（見下表）。
表4-4 各擋速比
擋位
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
倒擋
速比
6.40:1
3.09:1
1.69:1
1:1
8.28:1
5齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1 幾何尺寸計(jì)算
常嚙合齒輪副：
Ⅰ擋齒輪副：
Ⅱ擋齒輪副：
Ⅲ擋齒輪副：
倒擋齒輪：
見圖4-4（單位：）。
5.2 齒輪的材料及熱處理
現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合,以大大提高其接觸強(qiáng)度,彎曲強(qiáng)度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時(shí)也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成本。
國(guó)產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。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)化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進(jìn)行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下：
滲碳深度
滲碳深度0
滲碳深度
滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。
本課題變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。
5.3 齒輪的彎曲強(qiáng)度
直齒齒輪彎曲應(yīng)力：
式中 ——計(jì)算載荷，；
——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65；
——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，被動(dòng)齒輪取0.9；
——齒輪模數(shù)；
——齒輪齒數(shù)；
——齒寬系數(shù)，直齒齒輪??；
——齒形系數(shù)，見圖4-3。齒高系數(shù)相同、節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時(shí)：，，，；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時(shí)，；
——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力。
因?yàn)樵撟兯倨魉械凝X輪采用同一種材料，所以當(dāng)校核時(shí)只要校核受力最大和危險(xiǎn)的擋位齒輪。故分別計(jì)算Ⅰ擋、倒擋齒輪的彎曲強(qiáng)度。
a.Ⅰ擋齒輪副：主動(dòng)齒輪,從動(dòng)齒輪
Ⅰ擋主動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷
由公式得: 主動(dòng)齒輪的彎曲強(qiáng)度：
Ⅰ擋從動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷
從動(dòng)齒輪的彎曲強(qiáng)度：
b.倒擋齒輪副:因?yàn)榈箵觚X輪相當(dāng)于一個(gè)惰輪,所以主動(dòng)齒輪是，從動(dòng)齒輪是。通過惰輪后主動(dòng)齒輪是，從動(dòng)輪是。
惰輪的計(jì)算載荷
通過惰輪前，的彎曲強(qiáng)度由公式得:
通過惰輪后主動(dòng)輪是，從動(dòng)輪是。
的計(jì)算載荷
的計(jì)算載荷
以上的齒輪副都滿足彎曲強(qiáng)度的要求。
5.4 齒輪的接觸強(qiáng)度
齒輪的接觸應(yīng)力按下式計(jì)算：
式中 ——法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力，；
——端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力，；
——計(jì)算載荷，；
d——節(jié)圓直徑，；
——節(jié)點(diǎn)處壓力角；
——螺旋角；
E——齒輪材料的彈性模量，鋼?。?
b——齒輪接觸的實(shí)際寬度，斜齒齒輪為代替，；
——主、被動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率半徑，；直齒齒輪：，；斜齒齒輪：，；
，——分別為主、被動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑，。
當(dāng)計(jì)算載荷為許用接觸應(yīng)力見表5-5。
表5-5 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力
齒輪
/MPa
滲碳齒輪
氰化齒輪
一檔及倒擋
1900～2000
950～1000
常嚙合及高擋
1300～1400
650～700
常嚙合齒輪副：當(dāng)計(jì)算載荷為
由公式和得:
由公式得:
Ⅰ擋: 計(jì)算載荷為
由公式和得:
由公式得:
Ⅱ擋：計(jì)算載荷為
由公式和得:
由公式得:
Ⅲ擋：計(jì)算載荷為
由公式和得:
由公式得:
倒擋:計(jì)算載荷為
由公式和得:
由公式得:
計(jì)算載荷為,
由公式和得:
由公式得:
以上擋位的齒輪副都滿足接觸強(qiáng)度的要求（見表5-5）。
6 軸的設(shè)計(jì)與軸承的選擇
變速器軸在工作中承受著轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強(qiáng)度、耐磨性及壽命。
6.1 軸的設(shè)計(jì)
軸的徑向及軸向尺寸對(duì)其剛度影響很大，且軸長(zhǎng)與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào)。變速器軸的最大直徑d與支承間的距離l可按下列關(guān)系式初選：
對(duì)第一軸及中間軸：
對(duì)第二軸：
三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A（mm）按下式初選：
由公式得：
由公式得：
第二軸：；
中間軸：；
第一軸：。
第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式初選：
由公式得：
初選的軸徑還需根據(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。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反力，必須先求第二軸的支點(diǎn)反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)，將軸看作鉸接支承的梁，作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取。
齒輪嚙合的圓周力、徑向力、及軸向力可按下式求出：
式中 ——至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比；
——計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，；
——節(jié)點(diǎn)處壓力角；
——螺旋角；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，。
在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力為：
式中 ——彎曲截面系數(shù)，；
——軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，；
——在計(jì)算斷面處軸的垂向彎矩，；
——在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，；
——許用應(yīng)力，在低檔工作時(shí)取。
變速器軸與齒輪的制造材料相同，計(jì)算時(shí)，僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖3-5所示時(shí)，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，可分別用下式計(jì)算：
式中 ——彈性模量，，；
——慣性矩，對(duì)實(shí)心軸，；
——軸的直徑，，花鍵處按平均直徑來計(jì)算；
——齒輪上的作用力矩支座A、B的距離，；
——支座間的距離，。
在上述計(jì)算中，花鍵軸的計(jì)算直徑可取為其花鍵內(nèi)徑的倍。軸斷面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)大于（弧度）。軸的垂向撓度的容許值；軸的水平撓度的容許值。軸的合成撓度應(yīng)小于。
a.校核第二軸在各擋位下的的強(qiáng)度與剛度
倒擋：此時(shí)第二軸受到齒輪的作用力
由公式得：
圖3-6 第二軸在Ⅰ擋時(shí)的受力情況
在垂直平面內(nèi)：
在水平平面內(nèi)：
由公式得：
由公式得:
剛度校核：花鍵軸的計(jì)算直徑取其花鍵內(nèi)徑的1.1倍, ，
。
由公式得：
軸的合成撓度。
以上數(shù)據(jù)滿足要求。
Ⅱ擋：此時(shí)第二軸受到齒輪的作用力
由公式得：
圖6-7 第二軸在Ⅱ擋時(shí)的受力情況
在垂直平面內(nèi):
在水平平面內(nèi):
由公式得：
由公式得:
剛度校核：，。
由公式得：
軸的合成撓度
Ⅲ擋：此時(shí)第二軸受到齒輪的作用力
公式得：
圖3-8 第二軸在Ⅲ擋時(shí)的受力情況
在垂直平面內(nèi):
在水平平面內(nèi):
由公式得：
由公式得:
剛度校核：
由公式得：
軸的合成撓度
倒擋：此時(shí)第二軸受到齒輪的作用力
由公式得：
圖3-9 第二軸在倒擋時(shí)的受力情況
在垂直平面內(nèi):
在水平平面內(nèi):
由公式得：
由公式得:
剛度校核：，。
由公式得：
軸的合成撓度
b.校核中間軸在各檔位下的強(qiáng)度與剛度
Ⅰ擋：此時(shí)中間軸受到齒輪的作用力，因?yàn)橐粚?duì)嚙合齒輪所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二軸上齒輪所受的力可以得到中間軸上齒輪所受的力。
；
圖6-10 中間軸在Ⅰ擋時(shí)的受力情況
在垂直平面內(nèi):
在水平平面內(nèi):
由公式得：
由公式得:
剛度校核：
由公式得：
軸的合成撓度
Ⅱ擋：此時(shí)中間軸受到齒輪的作用力，因?yàn)橐粚?duì)嚙合齒輪所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二軸上齒輪所受的力可以得到中間軸上齒輪所受的力。
；
圖3-11 中間軸在Ⅱ擋時(shí)的受力情況
在垂直平面內(nèi):
在水平平面內(nèi):
由公式得：
由公式得:
剛度校核：
由公式得：
軸的合成撓度
由于第二軸上采用聯(lián)體齒輪,并且中間軸上套有隔套,故相當(dāng)于增大軸的直徑,因而軸的剛度增加,且滿足允許值范圍。
Ⅲ擋：此時(shí)中間軸受到齒輪的作用力，因?yàn)橐粚?duì)嚙合齒輪所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二軸上齒輪所受的力得到中間軸上齒輪所受的力。
；
圖6-12 中間軸在Ⅲ擋時(shí)的受力情況
在垂直平面內(nèi):
在水平平面內(nèi):
由公式得：
由公式得:
剛度校核：
由公式得：
軸的合成撓度
由于第二軸上采用聯(lián)體齒輪,并且中間軸上套有隔套,故相當(dāng)于增大軸的直徑,因而軸的剛度增加,且滿足允許值范圍。
c.校核倒擋軸的強(qiáng)度與剛度
當(dāng)和嚙合時(shí)：
圖6-13 中間軸在倒擋時(shí)和嚙合時(shí)的受力情況
在垂直平面內(nèi)：
在水平平面內(nèi)：
由公式得：
由公式得:
剛度校核：
由公式得：
軸的合成撓度mm
當(dāng)和嚙合時(shí)：
圖3-14中間軸在倒擋時(shí)和嚙合時(shí)的受力情況
在垂直平面內(nèi)：
在水平平面內(nèi)：
由公式得：
由公式得:
剛度校核：
由公式得：
軸的合成撓度
長(zhǎng)的軸應(yīng)進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗(yàn)算，使軸的扭轉(zhuǎn)角不超過許用值。每米長(zhǎng)軸扭轉(zhuǎn)角的許用值為度。在轉(zhuǎn)矩T的作用下，長(zhǎng)為L(zhǎng)的軸的扭轉(zhuǎn)角為：
式中 ——轉(zhuǎn)矩，；
——軸長(zhǎng)，；
——軸橫截面的極慣性矩，：對(duì)實(shí)心軸；對(duì)空心軸；
——軸材料的剪切彈性模量，對(duì)于鋼材。
對(duì)第一軸進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗(yàn)算:
已知，，。
由公式得:
<[]
故第一軸滿足使用條件。
6.2 軸承的選擇
一般是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置并參考同類車型的相應(yīng)軸承以后,按國(guó)家規(guī)定的軸承標(biāo)準(zhǔn)選定,再進(jìn)行其使用壽命的驗(yàn)算。對(duì)汽車變速器滾動(dòng)軸承耐久性的評(píng)價(jià)是以軸承滾動(dòng)體與滾道的接觸疲勞為依據(jù)，承受動(dòng)載荷是其工作的基本特征。
軸承的名義壽命L（以轉(zhuǎn)為單位）:
式中 ——軸承的額定載荷或承載容量，，根據(jù)選定的軸承型號(hào)查軸承手冊(cè)；
——軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷，；
——軸承壽命指數(shù)，對(duì)球軸承；對(duì)圓柱滾子軸承取。
軸承的使用壽命也可按汽車以平均車速行駛至大修前的總行駛里程S來計(jì)算：
，
式中的汽車的平均車速可取。
對(duì)汽車軸承壽命的要求是轎車30萬，貨車和大客車25萬。
與之間的換算關(guān)系為
式中 ——軸承的轉(zhuǎn)數(shù)，。
徑向和徑向止推球軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷，可按下式對(duì)每個(gè)檔位進(jìn)行計(jì)算：
式中 ，——徑向系數(shù)和軸向系數(shù)，按軸承標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定由軸承手冊(cè)查出；
——考慮軸承內(nèi)圈或外圈旋轉(zhuǎn)的系數(shù)，內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)取V=1.0,外圈旋轉(zhuǎn)取V=1.2;
，——徑向和軸向載荷，N，根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tj計(jì)算各檔的支承反力后求得；
——考慮路面不平度引起的動(dòng)載荷的影響系數(shù)，對(duì)于變速器軸承可取；
——溫度系數(shù)；
——軸向加載參數(shù)，由軸承手冊(cè)查得。
第一軸后軸承采用深溝球軸承，第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承，后端采用深溝球軸承。參考同類車型，初選第一軸后軸承為6209軸承,第二軸后軸承為6307軸承。
由公式得：
由公式得：
根據(jù)汽車傳動(dòng)系的載荷強(qiáng)度繪制了行駛狀況系數(shù)Kx隨計(jì)算牽引力與平均牽引力的比值變化而改變的曲線圖（見圖6-15）。
圖6-15 行駛狀況系數(shù)、與之關(guān)系曲線
計(jì)算牽引力與平均牽引力應(yīng)根據(jù)變速器第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩按各檔傳動(dòng)比進(jìn)行計(jì)算，即
式中 ——平均道路阻力，見表6-6；
——平均空氣阻力，按表6-6給出的公式計(jì)算；
——平均加速阻力，按表6-6給出的公式計(jì)算。
表6-6 載貨汽車的平均比阻力
車型
平均比阻力
載貨汽車
Fψa/Ga
Fwa/Ga
Fja/Ga
0.030
2.5v2m/Ga
0.3（Ftj- Fψa - Fwa）/ Ga
說明：Ga為汽車總重（N）；vm為平均車速（km/h）。
由公式和得：
分別計(jì)算出各擋的牽引力與平均牽引力以此來查出行駛狀況系數(shù)
Ⅰ擋:
Ⅱ擋:
Ⅲ擋:
Ⅳ擋:
Ⅰ擋：
Ⅱ擋：
Ⅲ擋：
Ⅳ擋：
查圖6-15可得：
擋：；擋： ；擋： ；擋：。
應(yīng)對(duì)每個(gè)擋計(jì)算軸承的當(dāng)量循環(huán)次數(shù)，第擋的為：
軸承的實(shí)際循環(huán)次數(shù)為：
式中 ——第擋的軸承旋轉(zhuǎn)次數(shù)，，為第一軸的旋轉(zhuǎn)次數(shù)（以汽車的平均速度計(jì)算）為由第一軸至計(jì)算軸的傳動(dòng)比；
——變速器處于第擋時(shí)的相對(duì)工作時(shí)間，即變速器第擋的使用率（％），見表6-7；
——第擋的行駛狀況系數(shù)，見圖6-5。
表6-7載貨汽車變速器各擋的相對(duì)工作時(shí)間或使用率
車型
擋位數(shù)
最高擋傳動(dòng)比
/％
變速器擋位
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
載貨汽車
4
1
1
3
21
75
4
<1
1
4
35
60
先計(jì)算第二軸后軸承在每個(gè)擋軸承的實(shí)際循環(huán)次數(shù)：
Ⅰ擋：；；查表6-7得
由公式得：
由公式得:
Ⅱ擋：；；查表3-7得
由公式得：
由公式得:
Ⅲ擋：；；查表3-7得
由公式得：
由公式得:
Ⅳ擋：；；查表6-7得
由公式得：
由公式得:
在軸承的整個(gè)運(yùn)行期間有:
考慮到變速器各擋工作時(shí)軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷及相應(yīng)的當(dāng)量循環(huán)次數(shù),則軸承的總當(dāng)量動(dòng)載荷為：
則要求的軸承額定動(dòng)載荷為：
算出軸承的額定動(dòng)載荷后，則可由軸承樣本或手冊(cè)選取軸承。
當(dāng)為Ⅳ擋時(shí)，第一、二軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩，此時(shí)齒輪、軸承及中間軸均不承載故。
第二軸后軸承的選?。?
由公式得：
由公式得：
；； ；
由公式得：
由公式得：
對(duì)應(yīng)軸的直徑，文獻(xiàn)[12]中6307軸承滿足要求。
第一軸后軸承一直以相同的轉(zhuǎn)速在旋轉(zhuǎn)，故。
先計(jì)算第一軸后軸承在每個(gè)擋位下軸承的實(shí)際循環(huán)次數(shù)：
Ⅰ擋：；；查表3-7得
由公式得：
由公式得:
Ⅱ擋：；；查表6-7得
由公式得：
由公式得:
Ⅲ擋：；；查表3-7得
由公式得：
由公式得:
Ⅳ擋：；；查表6-7得
由公式得：
由公式得:
=
對(duì)第一軸后軸承進(jìn)行驗(yàn)算：
由公式得：
；；。
由公式得：
由公式得：
對(duì)應(yīng)軸的直徑，文獻(xiàn)中軸承滿足要求。
第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承,此變速器參考變速器的軸承,選用無套圈長(zhǎng)圓柱滾子軸承,型號(hào)為:在中間軸上與中間軸
收藏