【正文】 好是直角，計算稍麻煩。計算步驟是，以其中一對嚙合齒輪的中心線作為 x 軸、以中間齒輪中點作為原點建立 xy 坐標系，分別把兩徑向力、兩圓周力投影到坐標軸上；軸向力也有兩個，也分別把其對原點之矩分解為對軸之矩；這樣就把三對力簡化為作用在坐標原點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，計算出其最大彎矩、彎曲應力、兩端支承反力。計算過程簡略了，這里只給出結果：支承反力 12348,173FN?最大彎矩 彎曲應力 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速與額定動載荷兩者間難以同時滿足。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，但僅在倒車時才承受載荷，計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算中已算得，各個擋位接合時的軸承受到的力，因為每個擋位使用的時間長短不同，故不能單單以軸承受到的最大載荷作為計算載荷，也不能以作用時間最長的載荷作為計算載荷。根據資料介紹 [7]，可以先算出每個擋位下的當量動載荷，再由每個擋位使用時間占用百分比折算出軸承的當量動載荷。滾動軸承的壽命計算公式主要有：軸承壽命（小時數） （）610()hCLnP??當量動載荷 （）(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。驗算第一軸承。查得該軸承組合的極限轉速 8500r/min，基本額定動載荷，基本額定靜載荷 。計算詳細過程略過，結果如下表：??表 第一軸承計算數據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汽車行駛過程總當量動載荷為 ——擋位使用時間百分比51iPf???if39 (%8240815%%)N??????? 82N代入式（） ，轉速 n 取 5000 ()65hLh???把壽命轉化為里程數 ——平均車速，? 萬 km45?一般軸承的壽命以汽車的大修期為標準，轎車的大修里程一般為 30 萬 km，驗算的軸承壽命足夠。驗算中間軸承。查得該軸承組合的極限轉速 9000r/min，基本額定動載荷，基本額定靜載荷 。對該軸承，汽車前進時其只受徑向載荷，??汽車倒后時才受徑向與軸向載荷。計算詳細過程略過，結果如下前進狀態(tài)下： 512487rriiFfN?? .32prPf?? 604.()5185hLh 萬 km。?后退狀態(tài)下：（與末端軸承一起驗算）末端軸承極限轉速 14000r/min，基本額定動載荷 ，??表 中間、末端軸承計算數據Fr/NFa/NFa/ 0rCFa/Fr e x y P/N/hL小時 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? 其他結構設計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，直徑限制在 60mm 之內。變速器操縱機構因發(fā)動機橫向布置，變速箱也橫向布置，離座位較遠，所以只好采用遠距離操縱手動換擋。變速器殼體殼體的尺寸盡可能小，質量也要小，并具有足夠大的剛度。采用壓鑄鋁合金鑄造，壁厚取 4mm。設計一定數量的三角形交叉肋條，加強殼體的剛度，降低總成噪聲。為了注油和放油，設計有注油孔和放油孔，注油孔設計在潤滑油所在平面處，放油孔設計在殼體最低處。為了保持變速器內部為大氣壓力，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 主減速器設計 減速齒輪形式與參數確定橫置發(fā)動機前輪驅動的轎車采用的主減速器形式是圓柱齒輪單級減速器，齒輪應采用斜齒輪。因此，其設計就變成了斜齒輪傳動的設計，與變速器齒輪設計相仿。為提高強度，齒輪模數選得比變速器齒輪模數大， ；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，對齒輪的接觸強度也有影響，綜合考慮，初取為 150mm。有了這些數據，便可細算具體詳細數據。設小齒輪齒數 ，大齒輪齒數 ，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 齒輪強度校核 計算載荷由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準確地算出主減速器齒輪的計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)轉矩根據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算轉矩 （）()arRHPjmLBGffTin???式中： ——汽車滿載總重量；a——車輪的滾動半徑；r——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動效率,LBi?和傳動比；n——該汽車的驅動橋數目；42——道路滾動阻力系數，； Rf——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數，； H——汽車或汽車列車的性能系數：Pf （）(6)PeGfT??把 ， ， ， ，n=1 代入式（） .4Rf?1,??和（），得 ，取為 ?? 8jmT?將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低擋傳動比時和驅動車輪在良好路面上開始滑轉時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉矩的較小者，作為驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷 （）max0eTLjikn?? （）1rjLBGi?——由發(fā)動機至所計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”離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，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；當性能系數大于0時，可取2，或由實驗決定；——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷；1G——輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，?把 ， ， 代入式（） （） ，????1670GN ，20jeNm?jTN??43則齒根彎曲強度的計算載荷 min[,]173jjeTNm???當計算主動齒輪時，應將以上各式分別除以該對齒輪的減速比及傳動效率，即 ????19j 齒輪彎曲強度核算齒輪彎曲應力最大時超出許用值時，會使齒根斷裂，破壞齒輪嚙合傳動，計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算公式，有 （）1FKBty???其中， ， ，B=40mm，????， ， ，代入式（）??? .? 12MPa?對從動齒輪， ，B=35mm， ，????數據相同，代入式（）計算得 ?材料與變速器齒輪相同，許用彎曲應力為 350MPa，校核通過。 齒輪接觸強度計算齒輪接觸應力最大時超出許用值并不影響齒輪嚙合傳動，計算載荷宜采用從動齒輪的平均計算轉矩。參考變速器齒輪的計算公式，有 （）()jFEB????44其中 ，B=35mm， ，???12(sin)?????，代入式（）計算得2(sin)4cor??? 593jMPa?齒輪表面不做滲碳工藝，淬火到表面硬度 50HRC，齒面接觸應力極限都在900MPa 上，校核通過。 變速器輸出軸結構及其軸承設計與校核 輸出軸結構變速器輸出軸因與主減速器主動齒輪配合安裝，所以其設計與計算要待主減速器齒輪參數與受力情況出來才可進行，故放在主減速器設計后進行。輸出軸上有兩對齒輪同時嚙合（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為右旋，軸向力方向才是向前端。使變速器從動齒輪大多數從軸的前端裝入，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圈，再通過靠螺釘連接在軸端的軸承端蓋來傳給軸。軸結構圖如下： 輸出軸的強度剛度校核仿照變速器輸入軸的校核方法，強度校核用下式計算圖 輸出軸結構45 （）22()MTW????其中 截面系數 32d? 截面處彎矩 ， 、 分別為水平面與豎直面的對應彎矩2cs??cMs 折合系數 ，當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取 ，對變速器軸取?。剛度校核同樣只需校核軸的撓度和轉角，而轉矩引起的扭轉變形不必核算。軸在水平面內的撓度為 （）213tcFlfEI??豎直面內的撓度為 （）213rslfI??轉角為 （）121()rFllE???I 為慣性矩，實心軸 ，其中 是軸的當量直徑，用下式計算46vdI??vd （）41viiLdl??——支承點間距離； 、 ——軸上第 i 段的長度和直徑。Lilid一擋接合時：46軸傳遞轉矩 ?????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，需要根據變形協(xié)調條件，補充足夠方程式，才能解出全部未知量。計算過程復雜，這里略過，只給出結果。 123847,9867,84zzzFNFN???? 615209yyy作出彎矩圖：圖 軸受力簡圖47二擋接合時：與一擋的方法類似。軸傳遞轉矩 ?????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，結果如下 12378,6,180zzzFNFN???39yyy?作出彎矩圖：圖 一擋時彎矩圖48三擋接合時：軸傳遞轉矩 ?????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，結果如下 12349,465,zzzFNFN??58947yyy?作出彎矩圖：圖 二擋時彎矩圖49四擋接合時：軸傳遞轉矩 ?????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