ZF自動變速器傳動系統(tǒng)分析

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I 動變速器傳動系統(tǒng)分析 摘要： 變速器是汽車的重要組成部分之一，它是發(fā)動機傳遞動力的橋梁，變速器的好壞直接影響到汽車的燃油性能、汽車行駛過程中換擋的平順性，更是汽車穩(wěn)定性的重要保障之一。傳統(tǒng)的變速器一般為手動變速器，它是機械操作的，隨著科技的進步，自動變速器的出現(xiàn)，像現(xiàn)在比較普及的 們的出現(xiàn)解決的駕駛汽車時換擋的操作步驟，換擋的操作步驟被自動變速器所取代，大大減少了駕駛汽車時的工作。同時變速器的好壞也決定了汽車行駛平順性、燃油經(jīng)濟性、整車穩(wěn)定性等多方面，所以變速器成為汽車研究除發(fā)動機外最重要的構件 ，現(xiàn)代計算機技術的普及與發(fā)展，使得我們在研究變速器方面更加能合理優(yōu)化，運用現(xiàn)代的計算機仿真技術，合理的優(yōu)化變速器結構，使其達到我們理想要求，并在未來的汽車上我們將安裝更加高效穩(wěn)定的變速器。 關鍵詞 :變速器 ； 傳動效率 of F is of of it is a to of is of of a it is of as it is T, to is by of At so in of us to of in of so as to of in of we of . 錄 摘要 ....................................................................Ⅰ ...............................................................Ⅱ 目錄 .....................................................................Ⅲ 1 緒論 ...................................................................究目的及意義 ............................................... 自動變速器發(fā)展的歷程 ................................................ 自動變速器類型 ...................................................... 研究的內(nèi)容 .......................................................... 動變速器傳動機構的分析 ..........................................動變速器工作原理分析 .......................................... 變速器方案的確定 ......................................................速器結構方案的確定 .................................................速器主要參數(shù)的選擇 ................................................. 擋數(shù)和傳動比 ....................................................... 中心距 ............................................................. 軸向尺寸 ........................................................... 齒輪參數(shù) ........................................................... 主要零件的選擇 ........................................................擋傳動比機器齒輪數(shù)的確定 ........................................... 確定各擋齒輪的齒數(shù) ................................................. 齒輪變位系數(shù)的選擇 .......................................................................................齒輪的損壞原因及形式 ...............................................齒輪的強度計算與校核 ...........................................................................................變速器軸的結構和尺寸 ..... ..........................................V ..............................................................................................................軸承選擇 ...........................................................軸承的校核 ......................................................... 總結 ................................................................... 29 參考文獻 ........................................................謝 .................................................................... 1 究目的及意義 動變速器發(fā)展歷程 世界上第一臺量產(chǎn)的自動變速器是 是由三排行星齒輪和液力耦合器組成，此變速器提供了四個前進擋位和一個倒擋，這是世界上第一臺量產(chǎn)的自動變速器也是第一臺大批量安裝在汽車上的自動變速器；自動變速器的關鍵改進是二戰(zhàn)期間別克公司為作戰(zhàn)坦克所研發(fā)的，它主要部件是液力變矩器，其與其他組件結合成了液力變速器，這也是自動變速器最初的原型；在后來自動變速器上應用了電子元件，使的自動變速器更加智能化、高效化，目前自動變速器也越來越多的在車輛上普及 [1]。 動變速器類型 目前我們所普及的自動變速器包括了 們分別是：液力自動變速器、電控機械自動變速器、機械無極自動變速器、雙離合變速器；這兩種 自動變速器 不僅有點各有不同而且他們 的組成也各不相同，例如 還能自主的調(diào)節(jié)運行的檔位，使其適應在不同的路況行駛； 由于它本身結構的獨特性，它是由傳動帶傳遞動力，避免了其他變速器換擋時產(chǎn)生的頓挫感，有良好的平順性； 由兩套離合器組成，分別嚙合奇數(shù)檔位和偶 數(shù)檔位，能提供較快的換擋速度，縮短換擋時間。 究的內(nèi)容 本文先對采埃孚公司的 對 面我們確定了所涉及變速器的布置方案，采用了六個前進檔和一個倒擋的結構，詳細布置了內(nèi)部齒輪和傳動軸，整體布局上還布置了換擋機構和檔位的布置形式；我們還就變速箱所匹配的發(fā)動機的參數(shù)來確定了齒輪的參數(shù)，確定了整體的傳動比，在保證變速箱和整車平順性的前提下還要保證整車的動力性和燃油經(jīng)濟性，計算出自動變速器內(nèi)零件的相關參數(shù)，并對這些零件 的主要參數(shù)進行了分析，確保了變速器和整車工作時對這些零部件的要求。 2 動變速器傳動機構的分析 動變速器工作原理分析 德國采埃孚 (團，簡稱 業(yè)生產(chǎn)傳動系統(tǒng)產(chǎn)品，其中 6速自動變速器，是寶馬 7系和奧迪 本次我們研究的是其公司生產(chǎn)的 動變速器，它有 6個前進擋位和 1個后退擋位，內(nèi)部組成有1組太陽輪固定的行星齒輪機構，下面我們稱其為 1號機構， 1組拉維娜式行星齒輪機構，下面我們稱其為 2號機構。具體的零部件如下表所示 ： 表 1 6自動變速器執(zhí)行元件的功能 離合器 名稱 功能 A 1/2/3擋離合器 主要負責前行星齒輪機構行星架與后拉維娜式行星齒輪機構小太陽輪的連接與釋放，當 1/2/3擋才可能實現(xiàn)。 B 3/5擋和倒擋離合器 主要負責前行星齒輪機構行星架與后拉維娜式行星齒輪機構大太陽輪的連接與釋放，當 3/5擋和倒擋才可能實現(xiàn)。 C 2/6擋制動器 主要負責后拉維娜式行星齒輪機構大太陽輪與自動變速器殼體的連接與釋放，當 太陽輪被制動， 2/6擋才可能實現(xiàn)。 D 1擋和倒擋制動器 主要負責后拉維娜式行星齒輪機構共用行星架與自動變速器殼體的連接與釋放，當 用行星架被制動， 1擋和倒擋才可能實現(xiàn)。 E 4/5/6擋離合器 主要負責輸入軸與后拉維娜式行星齒輪機構共用行星架的連接與釋放，當 E 離合器結合時， 4/5/6擋才可能實現(xiàn)。 ① 1擋動力傳遞路線分析 如圖 1所示， 當整車處于工作狀態(tài)時，發(fā)動機傳遞動力到變速器，變速器開始工作，這是離合器 部 1號行星齒輪機構和 2號行星齒輪機構運行，這時制動器 是輸出的轉速最低，扭矩最大。 3 圖 1 1 擋動力傳遞路線 ② 2擋動力傳遞路線分析 如圖 2所示， 當變速器處于 2擋時， 制動器分離開， 2號機構里的大太陽輪處于制動狀態(tài)，與 1擋的動力輸出相比，機構內(nèi)部齒輪的轉速更高，內(nèi)部機構的轉速相比高 1擋的輸出轉速。 圖 2 2 擋動力傳遞路線 ③ ３擋動力傳遞路線分析 如圖 3所示， 當變速器處于 3擋時，離合器處于閉合狀態(tài)的是離合器是 ，動力的輸出經(jīng)過減速器的減速后，傳遞到 2機構的大小太陽輪上，動力的具體輸出如下圖所示。 4 圖 3 ３擋動力傳遞路線 圖 4 ３擋動力傳遞情況 當變速器處于 3 擋的狀態(tài)時，行星齒輪機構內(nèi)的大行星齒輪和小行星齒輪之間由于相互力的作用，會產(chǎn)生阻力趨勢，形成運動干涉，這樣會是的 2號機構非正常工作，要想解決這類問題，在變速器工作時，我們要加速內(nèi)部零部件的自轉速度，避免引起運動干涉，使得整體的輸出轉速應該高于 2擋的轉速。 ④ ４擋動力傳遞路線分析 如圖 5所示， 離合器 都處于結合狀態(tài)時，變速器處于 4擋工作狀態(tài)，動力由內(nèi)部行星齒輪機構傳遞，這時整體的輸出轉速要高于 3擋的輸出轉速。 5 圖 5 ４擋動力傳遞路線 ⑤ ５擋動力傳遞路線分析 如圖 6所示， 當 變速器處于 5擋時，離合器 處于結合狀態(tài)，在動力的輸出上，與 4擋時的動力輸出有所相同，輸出的轉速也較 4擋輸出的轉速有所提高。 圖 6 ５擋動力傳遞路線 ⑥ ６擋動力傳遞路線分析 如圖 7所示， 當變速器處于 6擋時，離合器 動器 時變速器處于最高擋位，變速器輸出轉速最高，大行星齒輪進入了超速運轉狀態(tài)。 6 圖 7 ６擋動力傳遞路線 ⑦倒擋動力傳遞分析 圖 8 倒擋動力傳遞路線 如圖 8所示， 當變速器處于倒擋時，離合器 動器 力傳遞機構使得輸出軸的旋轉方向變?yōu)槟鏁r針旋轉。 7 第 3 章變速器方案的確定 速器結構方案的確定 傳 動機構與操縱機構是變速器的主要部件。此次自動變速器我們設置六個前進擋位和一個倒擋，我們將采用中間軸式的動力傳遞方案，所有的前進擋位均采用常嚙合齒輪，而倒擋結構則采用直齒滑動齒輪來進行換擋，具體的布置方案如下圖所示： 圖 a) 中間軸式六擋變速器傳動方案 倒擋的傳動方案如下圖所示，它的齒輪全部采用了常嚙合齒輪，這樣的設計有其換擋輕便的優(yōu)點。 圖 b)變速 器倒擋傳動方案 速器主要參數(shù)的選擇 表 2 相關參數(shù) 主減速比 最高時速 最大功率 最高轉速 15km/h 115400500r/ 8 數(shù)和傳動比 資源的匱乏倒逼設計降低油耗，這時變速器的擋數(shù)就必須增加，現(xiàn)在市場上的乘用車一般用 4~6 個擋位的變速器。所以本設計也采用 6 個擋位。 汽車的設計除了對汽車外形的設計、汽車發(fā)動機的設計、輪胎與地面的附著力，更為重要的是與動力傳遞所匹配的變速器的設計，變速器的運行參數(shù)將會影響到汽車的最大爬坡度、汽車的最低穩(wěn)定車速、汽車的最高車速、汽車整體的平均油耗這些相關聯(lián)的數(shù)據(jù)等。 當汽車行駛在有坡度的路面上，車速保持在低速合理的范圍內(nèi)，汽車行駛所受到的空氣阻力就可以忽略不記，這是汽車的驅動力就是在行駛中所需克服汽車爬坡阻力和汽車輪胎對路面見的滾動阻力。所以則有： 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ擋傳動比為 （ 3 式中， m/； ψ m)； N· m)； η 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件： 求得的變速器 I 擋傳動比為： （ 3 上式中， 2G 為當汽車滿載負荷時，但其靜止在公路上，汽車驅動橋對路面所產(chǎn)生的載荷。 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I i i m g f m ? ? ?? ? ?m g i? ??m a x 2e g I r? ??2m i? ?? 9 在計算時 ? 一般取值為 間，它是路面的附著系數(shù)。 由已知條件：滿載質(zhì)量 1800 07 Te 00N· m； η= 由 3算可得： 本設計取六擋傳動比為 1， 中間擋的傳動比理論上按公比為： （ 3 由此可知計算出來的為等比數(shù)列，由于實際的操作的理論上的計算會有略微的差異，實際中齒數(shù)都為整數(shù)，并且與檔位的公比要小一點，此外我們還需考慮變速器參數(shù) 與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)以上公式可得： 314.1?q 。故有： 心距 變速器的設計 離不開 中心距，中心距的設計直接影響到變速器的大小與整體 的 質(zhì)量 。我們根據(jù)已有的參考資料，可得出三軸式變速器中心距 A（ 計算公式： A = 31 (3式中， 轎車， 貨車， 多擋變速器 :1； TI TI e =m 10 故可得出初始中心距 A= 向尺寸 變速器內(nèi)部齒輪的尺寸和換擋機構的布置形式?jīng)Q定著變速器外形的大小，影響最重要的是變速器橫向尺寸。 轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸 車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關： 五擋 ( 六擋 ( 變速器采用的齒輪對數(shù)與同步器多時，我們在計算 時應該 把中心距系數(shù) 整數(shù)。 輪參數(shù) 我們此次設計的變速器 他擁有 六個前進擋位和一個倒擋，變速器外形的軸向尺寸 （ 1）齒輪模數(shù) 我們根據(jù) 標準來選取所采用齒輪的模數(shù)大小。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) m a 4 7 m m? (3其中 170m =170后得出 749.2? 一擋直齒輪的模數(shù) m 3 1 m 3 3 (3通過計算 m= 3。 同步器的制造我們將選用和變速器中集合套一樣的模數(shù)，制造工藝我們都 應該使用 漸開線齒輪 。 （ 2）齒形、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b 變速器齒輪的制造按下表所示的規(guī)格來制造，包括齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角如下表選?。? 11 表 3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角 α 螺旋角 β 轎車 高齒并修形的齒形 15°， 16° 25° ~45° 變速器工作時產(chǎn)生噪聲的大小與起壓力角的大小有關，但壓力角的大小卻影響著傳動性能，當壓力角相對較大時，在工作時，我們需要提高齒輪的整體強度，防止齒輪疲勞，提高整體工作性能的可靠性，當壓力角較小時，重合度增大，整體的工作相對比較平穩(wěn)，噪聲相對較小，目前來說，我們在制造過程中會采用較小的壓力角，這樣就使得在工作時能有較小的噪聲。 本次我們所設計的變速器嚙合套取 30 度，齒輪壓力角ɑ取 20 度；斜齒輪螺旋角β 取 30°。 在齒輪的選取上，我們首先考慮的是齒輪工作性能，就是齒輪的承載能力和工作壽命，而齒輪的整體性能與其齒輪的寬度 b 有著一定的聯(lián)系，齒輪越寬，其承載能力就越高，齒輪的工作壽命就越高，但這個也是在一定的范圍內(nèi)，當起到達某一峰值時，其性能反而會隨著增大而下降，所以我們在選取是應該選取合適的齒寬，在保證最大承載能力和使用壽命的同時，還能減輕整體質(zhì)量和整體尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(.0)m， 斜齒 b=(.5)m， 實際的參數(shù)選取中，為了能是的齒輪的壽命有所提高以及提高其工作的可靠性，我們通常選取齒輪副齒寬的系數(shù)值較大些。 12 擋傳動比機器齒輪齒數(shù)的確定 各擋齒輪齒數(shù)的分配需要結合變速器擋數(shù)、傳動比和結構方案設計等因素來綜合確定，而且這些都是建立在選定了中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角之后。下面結合本設計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。 定各擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 1 1 112 1 2（ 3 確定 齒數(shù)的前提必須是計算得出齒數(shù)和 ?Z : 2 3 其中 A=m=3，故有 ?Z = 54 如果轎車的三軸式變速器 .3?時的 范圍內(nèi)選擇可在 17~1512Z ，本設計確定 12Z =17，通過計算就可以得出 11Z =37。 經(jīng)過計算 ?Z 的數(shù)值可能不是整數(shù)，如果將其數(shù)值調(diào)整為整數(shù)后，中心距就會發(fā)生變化，所以應該 ?Z 及齒輪變位系數(shù)反推中心距 A，這個反推后的 如果將 ?Z 修正為 54，根據(jù)計算式就會（ 3會反推出 A=81 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 3出常嚙合齒輪的傳動比 （ 3 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 （ 3 選取與一擋齒輪中心距數(shù)值相同的 常嚙合齒輪中心距 101212 ? 13 （ 3 由此可得： (3而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 5221 ?? 。 （ 3 （ 3（ 3聯(lián)立可得： 1Z =19、 2Z =33。 則通過公式（ 3計算得到一擋的實際傳動比：1 。 確定其他擋位的齒數(shù) 二擋傳動比 而 ，故有 （ 3 對于斜齒輪， （ 3 故有： 52109 ?? 3 （ 3聯(lián)立 （ 3得： 2131109 ?? 。 按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪 232987 ?? ；四擋齒輪 2725 65 ?? ， 2923 43 ?? 。 確定倒擋齒輪的齒數(shù) 一般倒擋傳動比與一擋傳動比數(shù)值上會很相近，因此本設計中取倒擋傳動比中間軸上的倒擋傳動齒輪的齒數(shù)會比一擋主動齒輪 10稍微小一點，所以會取 1414 ?Z 。 而通常情況下，倒擋軸齒輪151~23，此處取15Z=23。 由 （ 3 可計算出 2913 ?Z。 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 ?( 21 n ??co ?10912 g ???1214151513 ?? 14 (3=58 而倒擋軸與第二軸的中心 : (3= 輪變位系數(shù)的選擇 本次設計，我們要是的設計出來的產(chǎn)品有平穩(wěn)、低噪、抗磨損等優(yōu)點，所以在本次設計中對于齒輪的設計我們采用變位齒輪的設，這樣不僅可以增強其強度，還可以使其擁有以上工 作有點。 變位齒輪一般分為高度變位和角度變位兩種， 兩者有著相同的優(yōu)點就是可以增強小齒輪的齒根強度，從而提高小齒輪的整體強度，不能同時提高一對齒輪的強度，且在工作時產(chǎn)生的噪聲也較大，相比來說角度變位出了能達到以上優(yōu)點外還能避免高度變位所產(chǎn)生的缺點。 第二軸上的齒輪與中間軸上的齒輪構成了變速器，工作時傳動比的大小與嚙合的齒輪齒數(shù)有關，我們在設計中要保證所選用的齒輪都有相同的中心距，我們一般在齒輪的選取上較多選用斜齒齒輪，并選擇合適的螺旋角，這樣在保證良好嚙合性能的同事還能有擁有相同的中心距。 變速器工作 時，變速器的齒輪承受著較大的工作壓力，它需要有高強度的抗壓能力，我們就需要在保證質(zhì)量的同時來提高其抗壓能力，想選擇變位系數(shù)來提高接觸強度，添加材料的抗耐磨劑避免出現(xiàn)齒面疲勞脫落。當變位系數(shù)變小時，齒寬減小，齒輪抗彎曲能力下降，齒輪的剛度也會減小，這樣就能有效的吸收在工作時所產(chǎn)生的沖擊的噪聲。 總結上面分析可得，在我們實際的選取中，我們應該在選取總變位系數(shù)時，選取較小的值，這樣就會減小變速器齒輪工作是摩擦力的大小，從而達到降低噪聲的效果。 動 變速器齒輪的強度計算與材料選擇 輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換擋齒輪端部破壞 [2]。 )(21 1514' n ???co ( 1513 n ???? 15 10 K Kb ?10 2/ d? 1 2m a 1Z? ? ?122 齒折斷分兩種： 一是齒輪輪齒受到較大沖擊力造成輪齒的斷裂； 二是當齒輪長時間高強度工作時，輪齒產(chǎn)生較高的疲勞強度，造成輪齒的斷裂。在實際變速器工作中第二種出現(xiàn)的齒數(shù)要高于第一種情況，因為變速器的長時、高強度的工作特性。 當齒輪進入工作狀態(tài)后，它們間相互擠壓，相互作用，在齒輪表面上存在較小的裂紋，工作摩擦擠壓會產(chǎn)生高溫，從而加劇了齒輪的損傷，造成齒面的脫落，受力不均勻，惡性循環(huán)，最終產(chǎn)生輪齒的損壞。 變速器的換擋是 通過齒輪的移動來完成的，且在換擋時兩齒輪間會有速度差，這樣就會造成齒輪間的沖擊，縮短了齒輪的壽命，造成齒輪輪齒的損壞。 輪的強度計算與校核 雖然不同用途的汽車上，變速器的齒輪有所不同，但與在其他用途的齒輪相比，它們之間還是有較多的相識之處。如它們在加工上，很多加工工藝的相同，制作密度與精度相同，具有相同嚴格的要求 。 在這里所選擇的齒輪材料為 40 （ 1）齒輪彎曲強度計算 直齒輪彎曲應力W?（ 3 式中，W? 100的圓周力 (N)， ；其中 為載荷 (N· 近似取 取 20 當處于一擋時，中間軸上的計算扭矩為： （ 3 =200? 1000? 659668 16 1w ? ?1 0 982 10 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a? ???? ? ?故由 可以得出12將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 3得 12 6 5 1 P a? ?11 5 3 3 . 0 1w M P a? ?當 計算 第一軸上的最大扭矩擋的 齒輪的 彎曲應力取在 400~850間。 斜齒輪彎曲應力 （ 3 式中 K?為重合度影響系數(shù)，取 他參數(shù)均與式（ 3釋相同， ?， 我們在選擇齒形系數(shù) 根據(jù)當量 3/ co ?模數(shù)在圖（ 3 查得。 二擋齒輪圓周力： （ 3 依據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式，我們可得出：10 9輪 10的當量齒數(shù) 3/ co ?=查表（ 3：10 。 故 同理可得： 9 2 3 1 . 9 9w M P a? ?。 按上面 計算二擋齒輪的方法，我們可以得出其他擋位齒輪的彎曲應力，算結果如下： 表 3 其他檔位齒輪的彎曲應力 三檔 σ 檔 σ 檔 σ 擋 σ 計算第一軸載荷所作用的最大扭矩時， 并在 滿 足 其內(nèi)部常嚙合齒輪和高擋齒輪的要求 下 ，我們對許用應力的選取因選取 180~250因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。 （ 2）齒輪接觸應力 17 110 . 4 1 8??????????j???? ?? ?22s i n / c o ss i n c o ? ?? ? ???（ 3 式中， N)，1 / ( c o s c o s )??； 1(N)， ； ? ? 資料可取 31 9 0 1 0E M P a?? ； 20 、齒輪節(jié)點和 從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 直齒輪： （ 3 （ 3 斜齒輪： （ 3 （ 3 其中，別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ 當 載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力j?見下表： 齒輪 j? / 18 整理可得： 直齒： )s i i n1(c o sc o ?? ??斜齒： )s i nc o ss i nc o s(c o sc o 2??????? ? 我們通過計算得出各擋齒輪的接觸應力，具體結果列表如下： 表 4 各檔齒輪的接觸應力 一檔 σ檔 σ檔 σ檔 σ檔 σ擋 σ檔 σ看表可知 ，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。 速器軸的強度計算與校核 速器軸的結構和尺寸 （ 1）軸的結構 在實際的應用中，我們通常會把一擋齒輪和一軸做成一體的，它的形狀結構是前端較大，這樣就好能卡在飛輪內(nèi)部的軸承上， 后軸承用卡環(huán)和軸承蓋能實現(xiàn)軸的軸向定位。具體效果如下圖所示： 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 19 圖 a) 變速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一擋和倒擋的傳動比較大，它們的齒輪較小，我們在設計中可把它們與軸做成一體的，相對高級的齒輪則用鍵固定在軸上，方面在以后的維護更換。 （ 2）軸的尺寸 我們在變速器的設計中，對于變速器軸的確定和尺寸除了考慮設計標準外，還需要考慮其布置的位置、變速器的外形、變速器的加工工藝與裝配工藝等，我們在圖紙設計時，可根據(jù)如齒輪等零部件的大小來確定選軸的大小，還可參考在同類設計中其軸的大小， 也可由下列經(jīng)驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： ( 0 . 4 ~ 0 . 5 ) ,d A m m? （ 3 第一軸花鍵部分直徑 d(選 d=K ? 3 （ 3 式中： K—— 經(jīng)驗系數(shù) ， K＝ K＝ — 發(fā)動機最大轉矩 N?m； d=取 d＝ 32 在設計中我們要協(xié)調(diào)軸的強度和剛度，確保設計的合理性。 所以 軸的直徑 第一軸和中間軸： d/L= 第二軸： d/L= 以下是軸的計算尺寸 ： 第二軸： 311 （ C 是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù) ） （ 3 20 ? ?395500000 . 2? ? ?T=1610 T=i×g?設計中由于發(fā)動機的最大扭矩較小，所以我們在設計中選取 00 整理可得： 36m a xm ?ge (代入數(shù)據(jù)可得各擋位齒輪處的軸徑為： 表 5 各擋位齒輪處的軸徑 d d d d d d 處還應根據(jù)階梯軸的結構特點與標準件要求進行軸徑調(diào)整。 的校核 確定了變速器期的布置方案和外面尺寸外，我們還要考慮其工作的可靠性，如能承受多大的工作強度。 。當變速器工作時，其一擋所收到的扭矩最大，一擋時對軸的承受的載荷也最大，所以我們在驗證時只要看一擋是否滿足工作所需的強度和剛度；同時變速器的二軸的結構相對比較復雜，下面我們將對一軸和二軸進行分析研究。 （ 1）第一軸的強度與剛度校核 當變速器工作時，第一軸在運轉過程中，受到彎矩和扭矩的作用，但是彎矩很小，所以我們以及對彎矩忽略不計，在計算中只考慮扭矩，那么可根據(jù)軸的扭矩強度條件公式為 （ 3 式中：T? N· 3 21 311595500006500 5 0 . 50 . 2 2 5T M P a?????45 . 7 3 1 0??4442 0 0 1 0 0 05 . 7 3 1 0 0 . 93 . 1 4 2 58 . 1 1 032? ?? ? ????m a xm a xm a t a nc o s2 t a ???? [T?] 其中 P =115n =6400r/d =24入上式得： 根據(jù)查表可知 [T?]=55T? ?[T?]，符合強度要求。 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角 ? 來表示。其計算公式為： （ 3 式中， T N· G 于鋼材， G =10? 4 32/4?； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。 對于一般傳動軸可取 [ ] 0 1 ( ) / m? ??；故也符合剛度要求。 （ 2） 第二軸的校核計算 軸的強度校核 下面我們將計算、，它們分別代表著齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （ 3 （ 3 （ 3 22 1 2 4 6 6 2 7 9 7 ?16021 6 0 7 5? ??? ?2 2 22 2 25( 2 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) (1 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 . 5 1 0 0 0 )6 . 9 1 0c s M TN m m? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ?在上式中 i 時求得三擋傳動比 d 90 ? 16°； ? 30°； 200000N· 代入上式可得： ， ， 。 危險截面的受力圖為： 圖 4.3(b) 危險截面受力分析 水平面：160+75） = 水平面內(nèi)所受力矩： 31 6 0 1 0 2 1 0 . 7 8 N m?? ? ? ? ?垂直面： = （ 3 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 . 7 8 N m?? ? ? ? ?該軸所受扭矩為： 1 7 0 3 . 8 5 6 5 4 . 5? ?故危險截面所受的合成彎矩為： （ 3 23 ? ?332 ???2213c F a 223sF a 5則我們可求得 在彎矩和轉矩聯(lián)合作用 時所產(chǎn)生 的軸應力 ? ,（ 3 然后將 M 代入上式可求得： 1 3 6 M P a? ? ，在其低擋工作時 [? ]=400此有： ? ? [? ]； 符合要求。 軸的剛度校核 我們可以總結第二軸在垂直面內(nèi)的撓度按照下式計算： （ 3 （ 3 式中 , 1N） ,這里等于 2N），這里等于 0E ??（ E = 0? 4， 4 / 64 ， ； a、 、 ； 。 將數(shù)值代入式（ 3（ 3： 故軸的全撓度為 22 0 . 1 9 8 0 . 2f f m m m m? ? ? ?， 符合剛度要求。 承的選擇與校核 承選擇 軸承類型的選擇 在設計中我們對軸的選取參考我國對軸承的分類標準，共分為九類，下面是我們在選取時主要考慮的幾大因素： 24 軸承的載荷 在選取軸承時 ， 我們主要從軸承所受載荷的大小、方向和性質(zhì)這幾個方面 進行考慮 。 再選取時 除了載荷大小對軸承選取的影響外 我們還應該注意 對軸承軸向載荷的大小 。 軸承的轉速 通常情況下，軸承是否適合，但其承載較高的載荷或者在較高的轉速下工作才能給你明顯的區(qū)分，看其對整體工作的影響。 球軸承相比滾子軸承更適合告訴工作。 球軸承與滾子軸承相比，球軸承能承受相比較高的轉速，所以在高速工作的環(huán)境中我們一般選用球軸承。 當工作時，要獲得較小的離心慣性力則需滾動體的外形越小、質(zhì)量較輕，這樣它們的外徑小、質(zhì)量輕，在內(nèi)經(jīng)相同的條件下，外徑越小、質(zhì)量輕的越適合在更高的轉速下工作，所以高速時，宜選用超輕、特輕及輕系列的軸承。質(zhì)量相對較重的軸承則適合用在一些轉速較低、載重較大的場合。如達不到承載能力的要求，我們還可以多個較輕的軸承并裝使用。 保持架的材料與結構對軸承的轉速影響極大。 推力軸承的極限轉速均很低。 在變速器工作中，當它超過了我們設計合理的范疇時，我們可以通過提高軸承的公差等級、適當加大軸承的徑向游隙，還可以增加零件之間的潤 滑，加強對整體的冷卻等措施來改善軸承的高速性能。如平時較多的處于高強度工作狀態(tài)，我們在制作時應選取將高強度的零部件。 在我們選擇軸承的類型時，便于拆裝也是我們在選取軸承時需要考慮的重要因素之一。在考慮完便于拆裝的問題后，我們還要充分考慮其對整體裝置的影響，如軸承的配置使用要求、游動要求等。 我們綜合上述條件以及設計中所需考慮的因素，在設計中第一周后軸承將采用外座圈上帶有止動槽的深溝球軸承；此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷 ； 變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承，在第二軸穿過殼體處采用圓柱滾子 軸承以承受徑向力，第二軸后部采用深溝球軸承支撐在軸承蓋內(nèi)。 25 承的校核 初選軸承，代號 7206（ 46206） α=25 o A/R≤e 時， x=1 y=0 A/R＞ e 時， x=