【正文】 好是直角，計(jì)算稍麻煩。計(jì)算步驟是，以其中一對嚙合齒輪的中心線作為 x 軸、以中間齒輪中點(diǎn)作為原點(diǎn)建立 xy 坐標(biāo)系，分別把兩徑向力、兩圓周力投影到坐標(biāo)軸上；軸向力也有兩個，也分別把其對原點(diǎn)之矩分解為對軸之矩；這樣就把三對力簡化為作用在坐標(biāo)原點(diǎn)上的兩個正交力與作用在兩個正交軸上的力矩，類似地可套用前面的公式，計(jì)算出其最大彎矩、彎曲應(yīng)力、兩端支承反力。計(jì)算過程簡略了，這里只給出結(jié)果：支承反力 12348,173FN?最大彎矩 彎曲應(yīng)力 6Pa? 軸承選用與核算輸入軸前端軸承支承在飛輪中心，幾乎不承受載荷，根據(jù)手冊選取深溝球軸承 [8]，代號 6204。支承在變速器殼體上的第一軸承，由于軸段直徑只有 30mm，查得該公稱直徑系列的滾動軸承在轉(zhuǎn)速與額定動載荷兩者間難以同時(shí)滿足。最終，選用的是串聯(lián)角接觸圖 倒擋軸彎矩圖38球軸承，代號 7306C/DT。中間軸承的安裝軸徑為 40mm，額定動載荷比第一軸承大，因此只用一個軸承就可以，選用角接觸球軸承，代號 7308C。末端軸承安裝軸徑 25mm，雖額定動載荷較小，但僅在倒車時(shí)才承受載荷，計(jì)算出的相對使用壽命較長。因此也只用單個軸承就可以，選用角接觸球軸承，代號7305C。由前面的齒輪與軸的計(jì)算中已算得，各個擋位接合時(shí)的軸承受到的力，因?yàn)槊總€擋位使用的時(shí)間長短不同，故不能單單以軸承受到的最大載荷作為計(jì)算載荷，也不能以作用時(shí)間最長的載荷作為計(jì)算載荷。根據(jù)資料介紹 [7]，可以先算出每個擋位下的當(dāng)量動載荷，再由每個擋位使用時(shí)間占用百分比折算出軸承的當(dāng)量動載荷。滾動軸承的壽命計(jì)算公式主要有：軸承壽命（小時(shí)數(shù)） （）610()hCLnP??當(dāng)量動載荷 （）(praPfXFY?軸向載荷 的確定要先判斷軸承是“放松”還是“壓緊” ，軸承“放松”則軸向載a荷為軸承本身的派生軸向力，軸承“壓緊”則軸向載荷為外部軸向力（即齒輪受到的軸向力）與另一端軸承的派生軸向力之和。驗(yàn)算第一軸承。查得該軸承組合的極限轉(zhuǎn)速 8500r/min，基本額定動載荷，基本額定靜載荷 。計(jì)算詳細(xì)過程略過，結(jié)果如下表：??表 第一軸承計(jì)算數(shù)據(jù)Fr/NFa/NFa/ 0Fa/Fr e x y P/N1 擋 2823 3201 73132 擋 1882 2134 50853 擋 1491 1863 44084 擋 1285 1606 38495 擋 1129 1312 3241汽車行駛過程總當(dāng)量動載荷為 ——擋位使用時(shí)間百分比51iPf???if39 (%8240815%%)N??????? 82N代入式（） ，轉(zhuǎn)速 n 取 5000 ()65hLh???把壽命轉(zhuǎn)化為里程數(shù) ——平均車速，? 萬 km45?一般軸承的壽命以汽車的大修期為標(biāo)準(zhǔn)，轎車的大修里程一般為 30 萬 km，驗(yàn)算的軸承壽命足夠。驗(yàn)算中間軸承。查得該軸承組合的極限轉(zhuǎn)速 9000r/min，基本額定動載荷，基本額定靜載荷 。對該軸承，汽車前進(jìn)時(shí)其只受徑向載荷，??汽車倒后時(shí)才受徑向與軸向載荷。計(jì)算詳細(xì)過程略過，結(jié)果如下前進(jìn)狀態(tài)下： 512487rriiFfN?? .32prPf?? 604.()5185hLh 萬 km。?后退狀態(tài)下：（與末端軸承一起驗(yàn)算）末端軸承極限轉(zhuǎn)速 14000r/min，基本額定動載荷 ，??表 中間、末端軸承計(jì)算數(shù)據(jù)Fr/NFa/NFa/ 0rCFa/Fr e x y P/N/hL小時(shí) S/萬 km中間 4677 4879 10142 240軸承末端軸承 4276 2022 1 0 5986 155 倒擋所能行駛的里程占大修里程的百分比 ，可以考慮合格。.49.%3? 其他結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)同步器同步器采用鎖環(huán)式，工作可靠，零件耐用，其寬度限制在 30mm 之內(nèi)，直徑限制在 60mm 之內(nèi)。變速器操縱機(jī)構(gòu)因發(fā)動機(jī)橫向布置，變速箱也橫向布置，離座位較遠(yuǎn)，所以只好采用遠(yuǎn)距離操縱手動換擋。變速器殼體殼體的尺寸盡可能小，質(zhì)量也要小，并具有足夠大的剛度。采用壓鑄鋁合金鑄造，壁厚取 4mm。設(shè)計(jì)一定數(shù)量的三角形交叉肋條，加強(qiáng)殼體的剛度，降低總成噪聲。為了注油和放油，設(shè)計(jì)有注油孔和放油孔，注油孔設(shè)計(jì)在潤滑油所在平面處，放油孔設(shè)計(jì)在殼體最低處。為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力，在頂部裝有通氣塞。平鍵輸入軸銑出兩個個鍵槽，分別與三、四擋的齒輪連接。規(guī)格分別是：（1）128，L=25mm；（2） 108，L=20mm 。末端銑出花鍵，套裝五擋齒輪并連接倒擋齒輪軸。5 主減速器設(shè)計(jì) 減速齒輪形式與參數(shù)確定橫置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動的轎車采用的主減速器形式是圓柱齒輪單級減速器，齒輪應(yīng)采用斜齒輪。因此，其設(shè)計(jì)就變成了斜齒輪傳動的設(shè)計(jì)，與變速器齒輪設(shè)計(jì)相仿。為提高強(qiáng)度，齒輪模數(shù)選得比變速器齒輪模數(shù)大， ；螺旋角選小些，減少3nm?軸向力， ；中心距的大小影響到差速器的安裝空間，也影響到整個傳動系的尺20???41寸大小，對齒輪的接觸強(qiáng)度也有影響，綜合考慮，初取為 150mm。有了這些數(shù)據(jù)，便可細(xì)算具體詳細(xì)數(shù)據(jù)。設(shè)小齒輪齒數(shù) ，大齒輪齒數(shù) ，第一章中得主減速器傳動比 ，? ()50cosnimA????得 129,7Z? ，??齒寬初選 12,3Bm?分度圓直徑算得 2.,新的主減速傳動比為 齒輪強(qiáng)度校核 計(jì)算載荷由于汽車行駛時(shí)傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準(zhǔn)確地算出主減速器齒輪的計(jì)算載荷是比較困難的。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定，即主減速器從動齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （）()arRHPjmLBGffTin???式中： ——汽車滿載總重量；a——車輪的滾動半徑；r——分別為由所計(jì)算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率,LBi?和傳動比；n——該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目；42——道路滾動阻力系數(shù)，； Rf——汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，； H——汽車或汽車列車的性能系數(shù)：Pf （）(6)PeGfT??把 ， ， ， ，n=1 代入式（） .4Rf?1,??和（），得 ，取為 ?? 8jmT?將發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低擋傳動比時(shí)和驅(qū)動車輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)時(shí)這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩的較小者，作為驗(yàn)算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷 （）max0eTLjikn?? （）1rjLBGi?——由發(fā)動機(jī)至所計(jì)算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低擋傳動比；Ti——傳動系上述傳動部分的傳動效率，?——由于“猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)的超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、0K礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速的各類汽車取1；當(dāng)性能系數(shù)大于0時(shí)，可取2，或由實(shí)驗(yàn)決定；——汽車滿載時(shí)一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷；1G——輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，?把 ， ， 代入式（） （） ，????1670GN ，20jeNm?jTN??43則齒根彎曲強(qiáng)度的計(jì)算載荷 min[,]173jjeTNm???當(dāng)計(jì)算主動齒輪時(shí)，應(yīng)將以上各式分別除以該對齒輪的減速比及傳動效率，即 ????19j 齒輪彎曲強(qiáng)度核算齒輪彎曲應(yīng)力最大時(shí)超出許用值時(shí)，會使齒根斷裂，破壞齒輪嚙合傳動，計(jì)算載荷宜采用兩齒輪各自的所承受最大載荷。對主動齒輪，參考變速器齒輪的計(jì)算公式，有 （）1FKBty???其中， ， ，B=40mm，????， ， ，代入式（）??? .? 12MPa?對從動齒輪， ，B=35mm， ，????數(shù)據(jù)相同，代入式（）計(jì)算得 ?材料與變速器齒輪相同，許用彎曲應(yīng)力為 350MPa，校核通過。 齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算齒輪接觸應(yīng)力最大時(shí)超出許用值并不影響齒輪嚙合傳動，計(jì)算載荷宜采用從動齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩。參考變速器齒輪的計(jì)算公式，有 （）()jFEB????44其中 ，B=35mm， ，???12(sin)?????，代入式（）計(jì)算得2(sin)4cor??? 593jMPa?齒輪表面不做滲碳工藝，淬火到表面硬度 50HRC，齒面接觸應(yīng)力極限都在900MPa 上，校核通過。 變速器輸出軸結(jié)構(gòu)及其軸承設(shè)計(jì)與校核 輸出軸結(jié)構(gòu)變速器輸出軸因與主減速器主動齒輪配合安裝，所以其設(shè)計(jì)與計(jì)算要待主減速器齒輪參數(shù)與受力情況出來才可進(jìn)行，故放在主減速器設(shè)計(jì)后進(jìn)行。輸出軸上有兩對齒輪同時(shí)嚙合（變速器齒輪與主減速器齒輪） ，故可使它們的軸向力方向相反，以抵消部分軸向力，減輕軸承載荷。變速器從動齒輪為右旋，軸向力向著變速箱后端，則主減速器主動齒輪應(yīng)為右旋，軸向力方向才是向前端。使變速器從動齒輪大多數(shù)從軸的前端裝入，可最大限度利用軸肩承受軸向力，但不能所有齒輪都這樣，否則軸末端將變得很大直徑，于是考慮五擋與倒擋從末端裝入，且五擋齒輪靠定位圈與同步器環(huán)承受軸向力，倒擋齒輪靠軸套將軸向力直接傳給軸承。主減速器主動齒輪的軸向力無法直接傳到軸上，需先傳到圓柱滾子軸承內(nèi)圈，再通過靠螺釘連接在軸端的軸承端蓋來傳給軸。軸結(jié)構(gòu)圖如下： 輸出軸的強(qiáng)度剛度校核仿照變速器輸入軸的校核方法，強(qiáng)度校核用下式計(jì)算圖 輸出軸結(jié)構(gòu)45 （）22()MTW????其中 截面系數(shù) 32d? 截面處彎矩 ， 、 分別為水平面與豎直面的對應(yīng)彎矩2cs??cMs 折合系數(shù) ，當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時(shí)取 ，對變速器軸取?。剛度校核同樣只需校核軸的撓度和轉(zhuǎn)角，而轉(zhuǎn)矩引起的扭轉(zhuǎn)變形不必核算。軸在水平面內(nèi)的撓度為 （）213tcFlfEI??豎直面內(nèi)的撓度為 （）213rslfI??轉(zhuǎn)角為 （）121()rFllE???I 為慣性矩，實(shí)心軸 ，其中 是軸的當(dāng)量直徑，用下式計(jì)算46vdI??vd （）41viiLdl??——支承點(diǎn)間距離； 、 ——軸上第 i 段的長度和直徑。Lilid一擋接合時(shí)：46軸傳遞轉(zhuǎn)矩 ?????變速器從動齒輪受到的力與主動齒輪的值相同，方向相反 ， ，1706tFN1r10aF主減速器齒輪受力分析 ???? ???? 0t428t4237a N???齒輪在軸上的安裝尺寸 1243,6,23lmllml?對軸的受力只能列四個方程，卻有六個未知量，為靜不定方程，需要根據(jù)變形協(xié)調(diào)條件，補(bǔ)充足夠方程式，才能解出全部未知量。計(jì)算過程復(fù)雜，這里略過，只給出結(jié)果。 123847,9867,84zzzFNFN???? 615209yyy作出彎矩圖：圖 軸受力簡圖47二擋接合時(shí)：與一擋的方法類似。軸傳遞轉(zhuǎn)矩 ?????變速器從動齒輪受到的力與主動齒輪的值相同，方向相反 ， ，147tFN1r13aF主減速器齒輪受力分析 ???? ???? 0t826t54298a N???齒輪在軸上的安裝尺寸 12343,7,17lmllml?解出全部軸承支反力，結(jié)果如下 12378,6,180zzzFNFN???39yyy?作出彎矩圖：圖 一擋時(shí)彎矩圖48三擋接合時(shí)：軸傳遞轉(zhuǎn)矩 ?????變速器從動齒輪受到的力與主動齒輪的值相同，方向相反 ， ，13648tFN149r183aF主減速器齒輪受力分析 ???? ???? 0t542t15641a N???齒輪在軸上的安裝尺寸 2343,7,0,19lmllml??解出全部軸承支反力，結(jié)果如下 12349,465,zzzFNFN??58947yyy?作出彎矩圖：圖 二擋時(shí)彎矩圖49四擋接合時(shí)：軸傳遞轉(zhuǎn)矩 ?????變速器從動齒輪受到的力與主動齒輪的值相同，方向相反 ， ，1345tFN1r160aF主減速器齒輪受力分析 ???A