变速箱设计专业知识

动力院变速箱部

目录

第一节：摩擦离合器的滑磨及其热工况………………….2 第二节：变速器齿轮的强度计算与材料选择……………..6 2.1齿轮损坏的原因及形式……………………….. 2.2圆柱齿轮强度的简化计算方法……………. 2.3根据GB3480-83编制的汽车变速器

圆柱齿轮强度的计算方法…………

2.4变速器齿轮的材料及热处理…………

第三节：变速器轴…………………………………………..13 3.1变速器轴…………………………………………..

3.2变速器轴承……………………………..…………

1

第一节：摩擦离合器的滑磨及其热工况

离合器除了要传递发动机的最大扭矩和变速器换档时通过它来切断动力传递外，还要保证汽车能平稳起步和防止传动系过载。后两条功能是通过离合器主、从动部分的滑磨来实现的。因此，滑磨是离合器工作中的一项重要的特征。离合器滑磨的结果，不仅会使摩擦片磨损，而且会引起压盘、飞轮等零件升温。而摩擦表面温度的过分升高将加剧摩擦片的磨损，降低摩擦系数及离合器的使用寿命。试验证明，摩擦表面的温度由20℃升至100℃时，摩擦片的磨损将增加一倍。离合器在起步过程中的滑磨过程长、比换档时严重的多。而在汽车使用中，在交通频繁的城市内，起步次数相当频繁，如果再加上换档时对离合器的使用，则离合器的接合次数相当频繁，滑磨相当严重。离合器滑磨的严重程度常用滑磨功来衡量。离合器的滑磨功是指离合器在接合过程中有多少机械能转换成热能。离合器的滑磨功愈大，则零件的温升和磨损也会愈严重。滑磨功的大小表征了离合器摩擦表面磨损的严重程度。而滑磨功的大小除与离合器本身的结构及参数有关外，还与其使用情况有关。例如汽车起步时离合器的滑磨功较大，在坏路面起步时滑磨功则更大，而在行驶时滑磨功则较小。

在汽车起步前，首先要踩下离合器踏板使主、从动部分分离，再挂变速器低档。这时，离合器主动部分的角速度与发动机一致，为0点，从动部分经传动系与车轮相连，其角速度为0，起步时司机逐渐放松离合器踏板并逐渐踩下油门踏板。这时，可将离合器的接合过程分成两个阶段：

第一阶段：由于作用在从动盘上的主动力矩Tc小于阻力矩

T，所以从动部分的角速度仍然为0，汽车仍静止不动，但离合

器开始滑磨。

第二阶段：由于离合器踏板继续放松，主从动盘之间的压力增大，从动盘的主动力矩大于阻力矩，而发动机的转度上升至一峰值后迅速下降，通过一段时间后主、从动盘的角速度达到一致。

所以整个时间就是第一、第二阶段的时间之和。

换算到离合器从动部分的汽车阻力矩为

T(mamt)grr/(iTT)

ma——汽车总质量

mt——挂车总质量

rr——车轮的滚动半径

——汽车行驶阻力系数，取0.01 iT——传动系的传动比

T——传动系的传递效率

g——重力加速度

在离合器最开始接合的一段时间内，从动盘的主动力矩Tc与

2

时间几乎成正比增长， 即Tckt，系数k表征离合器的结合速度。

研究汽车起步时离合器接合过程的力学模型。其中Je为发动机旋转部分（主要是飞轮）和离合器主动部分的总转动惯量，Ja为汽车及挂车的总平移质量换算动离合器从动轴上的转动惯量。

为了确定滑磨功，先建立力学模型的系统质量运动的微分方程：

①TeJdedtTe ②TcJdadtT

其中，Ja可由下式确定：

J22ac2(mamt)va2 而离合器从动部分的角速度c为

vacriT

r所以得式E Jr2ra(mamt)i2

T 滑磨功为： aLTcda

0式中 a——离合器滑磨角， 而da(ec)dt 故有 LtsT0c(e)dtc

相对于e和c求解这些方程的困难在于Te，Tc和T都是随时间变化的、非线性的。例如发动机转矩Te与其转速有关，离合器摩擦力矩Tc与接合速度、摩擦系数、摩擦表面的温度等有关。为了相对地评价离合器结构，先不考虑司机的驾驶技能的影响，并假设离合器为瞬间接合及起步时离合器的摩擦力矩Tc为常量。

为了简化问题并求解式①、②所组成的微分方程，也假设在离合器滑磨过程中Te及T亦为常量。则由式①、②得出系统的主、从动部分的角速度e及c随时间变化而变化的表达式。即对于式

①、②，先求主动部分（式A）

①t0(TeTc)dteJed

②(TeTc)tJe(ee0)

3

③eTcee0TJt

e对于从动部分（式B） ①t0(TcT)dteJad

②(TeT)tJac ③cTcTJt

a当e与c的值达到完全一致时滑磨功过程完毕，因此，当式A中的e等于式B中c，则可求出滑磨时间为（式C）

tsJaJee0Je(TcT)Ja(TeTc)

在上述假设条件下，系统主、从动部分角速度将与时间t成线性关系。依次滑磨功可表达为：

LTce0ts/2

式中：

ts——离合器的滑磨时间；

e0——汽车开始起步时离合器主动部分的初始的初始角速

度。e0ne0/30。

其中ne0为对应于e0的发动机转速，r/rain。将e0的表达式及式C代入上式，则得：

22Lne0Ja1800(1TJ

aT)cJ(11)e由上式及E，在发动机的高转速ne0及变速器的高档位下起步，滑磨功会急剧增大。因为，通过上式计算的滑磨功是其最小可能值，它与接合是否平顺无关，可用于对各种型号的汽车的离合器工作状况的比较计算。离合器的滑磨功L与其从动盘摩擦面积

Af之比：

qL/Af

当一档起步且0.1时，单离合器[q]值为196~245J/cm2，双离合器为147~167 J/cm2。

热平衡方程式为 rLmc 压盘温升为 rL/mc

4

许用齿根弯曲应力的上限[σw]max及下限[σw]min： 对渗碳淬火表面硬化合金钢： [σw]max=

520YSTYNTSYre1TYRre1T， MPa

Fmin (4-3-29) [σw]Ymin=

310STYNTSYre1TYRre1T， MPa

Fmin式中：SFmin——弯曲强度计算的最小安全系数，取1.3； YST——试验齿轮的英里修正系数，可取YST=2； YNT——弯曲强度计算恶毒寿命系数，货车I档齿轮取

YNT=1.05，其他各档齿轮及轿车各档齿轮均取YNT=1；

Yre1T——相对齿根圆角敏感系数，

Yre1T1=0.94340.0231112qs1

Yre1T2=0.94340.0231112qs2

YRr1eT——相对齿根表面状况系数，

Y3.2Rre1=1.6740.529(R.1z1)0若齿根表面粗糙度为，则Rz=20，

这时，YRre1T=0.957。

齿根弯曲强度的检验：

按式（4-3-28）计算所得的齿根弯曲应力σw，应在许用齿根弯曲应力的上限[σw]max与下限[σw]min之间，若高于上限，则齿根弯曲强度不够；若低于下限，在齿根过于安全。与接触强度的检验相类似，齿根弯曲强度也可利用强度系数STF来检验。弯曲强度系数STF可表达为： S[TF=

w]maxw[ （4-3-30）

w]max[w]min STF=值应在0与1之间，其中，接近于1，说明齿根弯曲强度储备大；接近于0，说明齿根强度储备小；STF>1则说明齿根过于安全；STF <0则说明弯曲强度不够，必须修改设计。 4.变速器齿轮的材料及热处理

现代汽车变速器轮齿大部分大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的词阿廖及热处理时 也应考虑到其机械加工性能及制造成本。

国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi（过去的钢号是18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMoB的，对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMo，20CrNiMo，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除 内应力，还要进行回火。

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变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下： mn≤3.5 渗碳层深度0.8～1.2mm 3.5mn≥5 渗碳层深度1.0～1.6mm

渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿表面硬度为HRC58～63，心部硬度为HRC33～48。

某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数

（mn<3.0～3.75）齿轮，采用40Cr或35Cr钢并进行表面氰化处理。这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标，氰化钢热处理后变形小也是其优点。但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高，故接触强度和承载能力均受到限制，但对于氰化齿轮，氰化层深度一般为0.2～0.4mm，不应小于0.2mm，表面硬度为HRC48～53。

第二节：变速器齿轮的强度计算与材料选择

2.1、齿轮损坏的原因及形成

齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡圆角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为一次性断裂所呈现的粗粒状表面。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生。而常见的断裂则是由于在重复载荷

作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而之间扩展到一定深度厚度后产生的折断，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光华表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。

齿面点蚀是常用的高档齿轮表面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量后的扇形小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重，主动小齿轮较被动大齿轮严重。

对于高速重载齿轮，由于齿面相对华东速度高、接触压力大且接触区产生高温而使新面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。在局部高温、高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿华东方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。在一般的汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。

增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面强度等，克提高齿面的接触强度，采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面硬度，选择适当的齿面表面处理和镀层等，是防止齿面胶合的措施。

齿轮的强度需经对轮齿应力的计算来检验。 2.2、圆柱齿轮强度的简化计算方法

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接触应力可按式进行简化计算，直齿圆柱齿轮的弯曲应力可按式反算求得；斜齿圆柱齿轮的弯曲应力则需按式反算求得。

2.3、根据GB3480-83编制的汽车变速器圆柱齿轮强度计算方法

（1）齿面接触应力j

jZEZHZZKAKVKHKFt1Hd1b,MPa

1式中 ZE——弹性系数，(N/mm2)2，对钢制齿轮取

ZE=189.8，

' ZH——节点区域系数， ZbcostH2coscos2；

tsin't tannt——端面分度圆压力角，tarctan(cos)；

n——法向分度圆压力角； ——分度圆螺旋角；

b——基圆螺旋角，barctan(tancost)； 't——端面啮合角；

Z——螺旋角系数；Zcos； Z——重合度系数， 直齿轮 Z43 斜齿轮 当11时 Z

 当1时 Z43(1)

——端面重合度，

——纵向重合度，

F——端面分度圆切向力，F2Tjttd；

Tj——计算载荷， Nmm，可由发动机最大转矩换算

到该齿轮上得到；

d——齿轮的分度圆直径，mm；

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d1——主动齿轮分度圆直径，mm； b nE1——主动齿轮临界转速，nE1 z1——主动齿轮齿数； 30000Crmred——齿宽，mm；

z1,r/mm；

——被动齿轮与主动齿轮的齿数比；

KA——接触强度计算的使用系数， 轿车各档齿轮的均数 KA=0.65 货车1-4档齿轮 KA=0.85 5档齿轮 KA=0.9 6档齿轮 KA=1.05

第1轴常啮合齿轮 KA=1.1；

KV——动载系数，KVN(Cv1BpCv2BfCv3Bk)1；

N——临界转速比，Nn1n；

E1n1——主动齿轮转速，r/min；

Cr——轮齿啮合刚度，

C'r(0.750.25)C,N/mmm；

C'——单对齿宽柔度，mmm/N；

q0.047230.15551z0.25791n1z0.0063510.001932n2

0.00654122z0.2418810.0018222

n1z0.00529n2zn1，zn2——主、被动齿轮的当量齿数：

z1n1zcos3，zn2z2cos3；

1，2——主、被动齿轮的变位系数；

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mred——诱导质量，kg/mm，mred dm11dm18(db1)(2dm1Q2)；

Cv30.0961.56r；

(da1df)1 Bp，Bf，Bk——分别为考虑基节偏差、齿形误

2 db1——主动齿轮基圆直径，mm； da1——主动齿轮齿顶圆直径，mm； df1——主动齿轮齿根圆直径，mm； Q1(11 2)，假设齿轮为实心齿轮；

——钢材密度，kg/mm3；

Cv1——考虑基节偏差对KV的影响系数，Cv1=0.32；

Cv2——考虑齿形误差对KV的影响系数，

C.57v20r0.3；

Cv3——考虑啮合刚度周期变化对KV的影响系数，

差和轮齿修缘对动载荷影响的无量纲参

数，

''B0.925fpbCbpF， Bf(ff0.075fCbpb)tKAF

tKA' B2.915f6pb5Cbk1F；

tKAfpb——大齿轮基节极限偏差，m； ff——齿形公差，m； KH——齿向载荷分布系数，

当2WmyCrF1时，K2FHyCrW

m当2WmF1时，K0.5FyCrH1yCrW

mWm——单位齿宽最大载荷；

9

WmFtKAKVb，MPa；

当 r2 KH 当

r Fy——跑合后的啮合齿向误差，

0.90.42Cr(fpby)b

FtHr2

Fy0.85(WmfshoF),m;

F——齿向公差，m；

——补偿系数，一般情况：=1，齿端修薄：=0.7：

鼓形齿：=0.5；

fsh——单位载荷（oWm=1N/mm）作用下的相对变形， fsho(31r5)130mmm直齿轮，/N

fsho(36r5)130mmm斜齿轮；/N

r——主动齿轮结构尺寸系数，

r1Kls(b2

d21d)；1 l——轴承跨距，mm；

s——齿轮距轴中跨处距离，mm； K——系数，一般取0.4； KH——齿间载荷分配系数，

K0.90.42(r1)Cr(fpby)bH

rFtH 当KH1时，则取KH1 当KrrH2，则取KHz2

z——端面重合度；

y——齿廓跑合量：y0.075fpb

许用接触应力的上限jmax及下限jmin，对表面硬

化钢：

1650ZjmaxNSZLZVZR

Hmin1300ZNjminSZLZVZR

Hmin10

式中 SHmi——接触强度计算的最小安全系数，取n1； ZN——接触强度计算的寿命系数，对轿车：1档齿

轮取1.21，其他档齿轮取1；货车：1，2，

3档齿轮分别取1.24，1.15，1.1，其他档齿轮取1；

ZL------润滑油系数：ZL = 1+0.396/(1.280/v50 ）2 = 1+0.396/（1.2+134/v40）2

V50, V40 ------分别为50℃和40℃时润滑油的名义运动黏度，mm2

/s ；

Zv------速度系数，Zv = 0.93+0.14/0.832/v ； v------节点线速度，m/s ；

ZR------粗糙度系数，ZR =1.02（3A/ R0.08

Z1+RZ2）A------中心距，mm ，

RZ1 ，RZ2 ------主，被动齿轮的齿面平均粗糙度， μm ，当齿面粗糙度为0.8时，Z0.0267R =0.85*A ，当为1.6时，Z0.267R =0.8*A ； 齿面接触强度的检验：

按式（4-3-25）计算所得的齿面接触应力σj ，应在许用接触应力上限[σj]max与下限[σj]min之间，高于上限则接触强度不够，低

于下限则过于安全。齿面接触强度可利用强度系数STH检验：

S

TH ={ [σj]max -

σj }/{[σj]max -[σj]min }4-3-27）STH 值应

在0与1之间，其中，接近与1说明强度储备大；接近与0说明强度储备小； STH > 1则过于安全； STH ＜ 则需要修改设计。

2）齿根弯曲应力σW 计算

σW =（ Ft/b·mn）YFYSYβKAKVKFβKFα （4-3-28） 式中 KA------使用系数，轿车的Ⅰ档齿轮取0.7，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ档

齿轮取0.8，第一轴常啮合齿轮取0.85，货车的Ⅰ至Ⅳ档齿轮分别取0.9，1，1.05，1.15，1.25及1.35，第一轴常啮合齿轮取1.35；

KV------与接触应力计算的KV同值；

KNFβ------齿向载荷分布系数，KFβ=（KFβ） ； N------幂指数，N= (b/h)2/[1+(b/h)+(b/h)2] ； rrt——上界点处的齿厚半角 r1e1tz(21tann)invtinv 1et12 r1e2tz(2222tann)invtinv 2et Fet——端面载荷作用角，Fe1t1evt1；

et11

Fet2et2vet2；

YF2h6(Fe2)coFens2mn

hFm——弯曲力臂与模数之比：

nhF11z1cos1G1a0m(cos1)zn11cos(1)n2cosFet13cos1mnhF21z2(cos11)G1a0m2coszcosn21cos(1) nFet23cos1mnFe1arctan(db1dtan)

1cosFet1db2Fe2arctan(dtan)

2cosFet2Fen——法向载荷作用角：Fen1arctan(tanFet1cosFe1) Fe2narctan(taFn2etco2F se)6(hFe1)coFens Ym1nF1

(SFn1m)2cosn 正系数：

(SFn22m)cosnYs——载荷作用于单对齿啮合区上界点时的应力修

(10.13L1.212.3/L)Y1s1(1.21)qs

(1)Ys2(1.20.13L2.3/L22)q1.21s

L1，L2——分别为主、从动齿轮齿根危险断面与弯曲

力臂之比值，L1SFn1h，LFn22SFe1h

Fe2qs——齿根圆角参数，qs1SFn122，qSFns2f12

f2fm——30度切线切点处曲率半径与模数之比。

n12

第三节 变速器轴与轴承

一、变速器轴

变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生 过大的噪声，降低齿轮的俄强度、耐磨性及寿命。

轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器的最大直径d与支承间的距离l可按下列关系式初选： 对第一轴及中间轴：

dl=0.16～0.18 （4-3-31） 对第二轴：

dl=0.18～0.21 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A（mm）按下式初选：

d≈（0.45～0.60）A （4-3-32） 第一轴花键部分直径可根据发动机的最大转矩Temax（N·m）按下式初选：

d=（4～4.6）Temax （4-3-33） 初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。 在进行轴的刚度和强度验算时，欲求三轴式变速器第一轴的支承反力，必须先求出第二轴的支承反力。应当对每个档位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为档位不同不仅齿

轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。

验算时可将轴看作是铰接支承的梁，第一轴的计算转矩为发动机的最大转矩Temax。

计算用的齿轮啮合的圆周力FT、径向力Fr及轴向力Fa可按下式求出：

F2TT=

emaxid

Fr=

2Temaxitandcos （4-3-34）

F2Ta=

emaxitand

式中 i——至计算齿轮的传动比； d——计算齿轮的节圆直径，mm； ——节点处压力角；

——螺旋角；Temax发动机最大转矩，也是第一轴的计算转矩，N·mm。

应校核在弯矩和转矩联合作用下的变速器的强度。作用在齿轮上的径向力Ft和轴向力Fa使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度fc；而圆周力Ft使轴在水平面内的弯曲变形并产

13

生水平挠度fs。在求得个支点的垂向反力和水平反力后，计算相应的弯矩Me和水平弯矩Ms。则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力σ（MPa）为 σ=M32MW=

d3≤[σ] （4-3-35）

w式中

M=M2cM2sT2j （4-3-36）

Ti——计算转矩，N·mm；

d——轴在计算断面处的直径，花键处去内径，mm； Ww——弯矩截面系数 ，mm；

Mc——在计算断面处轴的垂直弯矩，N·mm； Ms——在计算断面处轴的水平弯矩，N·mm； [σ]——许用应力，在低档工作时取[σ]=400MPa。 在实际运行中尚未发现过变速器轴的疲劳破坏情况。因为为了得到足够的刚度，轴都设计得有足够的强度储备。 对齿轮工作影响最大的是轴的垂直挠度fc和轴断面在水平面内的转交，前者改变的齿轮的中心矩并破坏了齿轮的正确啮合；后者使大小齿轮相互歪斜导致齿长方向压力分布不均匀。

变速器在工作中产生的齿轮啮合力、轴支承反力以及轴的挠度和断面转角等。

在垂直面内第一轴的挠度f1及断面转角1分别为

fb21=F1a1b1r1B'c3EJFr01b12a13b1a116EJ

1 （4-3-37）

212a13b1r01b1a1b11Fr1B'cb6EJFa113EJ

1在垂直面内第二轴的挠度f4及断面转角4分别为 fa22a4=F4b44b4b4a4r04r43a4ba44EJF43a4b4EJ

4 (4-3-38)

a4b4b4a4b24r044Fr43aFa24a4b4a44b4EJ43a4b4EJ

4式中 r01、r04——相应齿轮的节圆半径； J1、J4——相应处轴断面的惯性矩。

在上述计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的1.1倍。轴断面的转角不应大于0.002rad（弧度）。轴的垂向挠度的容许值[fc]=0.005～0.10mm；轴的水平挠度的容许值[fs]=0.10～0.15mm。 轴的合成挠度

f22fcfaf0.20mm

长的轴应进行扭转刚度的验算，使周的扭转角不超过许用值。

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每米长轴扭转角的许用值为0.25～0.35。在转矩T的作用下，长为L的轴的扭转角为

57.3TLGJ （4-3-39）

P则单位长度的转角（°/m）为

L57300TGJ （4-3-40）

P式中 T——转矩，N·mm；

L——轴长，mm

JP——轴横截面的极惯性矩，mm4：

4 对实心轴JP32d4；对空心轴JP32d41di；d G——轴材料的剪切弹性模量，对于钢材G8104MPa。

与中间轴齿轮长啮合的第二轴齿轮，通常装在青铜衬套或滚针轴承上，而现代汽车变速器的这些齿轮则直接装在轴上，以增大轴的直径和刚度。

为了保证工作可靠，对摩擦表面应可靠润滑。轴表面为了避免其咬住、擦伤和保证能良好跑合，可进行磷化处理和硫化处理。在轴的支承处急骤与齿轮支承间的摩擦表面处应有沿轴孔或油槽自由畅通的润滑油不断供应。重型汽车变速器第二轴上的长啮合齿轮的轴承或轴套多进行强制润滑。

二．变速器轴承

一般是根据结构布置并参考同类车型的相应轴承以后，按国家规定的轴承标准选定，在进行其使用的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据，承受动载荷是其工作的基本特征。变速器轴承是在由传动系转矩变化曲线所决定的非稳定工况下工作，因此也像齿轮计算那样，作为变速器第一轴的计算转矩Tj，应取发动机最大转矩TeMAX和驱动车轮与地面的最大附着力矩Tmax的换算值Tmaxigi0T两者中的较小者。计算载荷与轴承实际载荷之差异可由以轴承的当量转速nd代替实际转速来补偿。即

TjnTTmftdtmindnTm （4-3-41） j式中 n ——按汽车平均车速vam计算的轴承实际转速，取

vam0.6vamax；

Kxj——行驶状况系数，它是轴承在以转矩分布曲线为特征

非稳定工况下工作的寿命与在计算转矩下工作的

寿命之比。

轴承的名义寿命L（以106转为单位）： L(CP) （4-3-42） 15

式中 C——轴承的额定动载荷或承载容量，N，根据选定的轴

承型号查轴承手册；

P——轴承的当量动载荷，N；

——轴承寿命指数，对球轴承取3，对圆锥滚子、圆

柱滚子轴承取103。

轴承的使用寿命亦可按汽车以平均车速vam行驶至大修前的

总行驶里程S来计算：

LhSv，h （4-3-43）

am式中 n——轴承的转数，r/min。

径向和径向止推球轴承的当量动载荷，可按下式对每个档位进行计算：

P(XVFFarYFa)kkT,YFe

rPVFFarkkT, （4-3-45）

YFer式中 X，Y——径向系数和轴向系数，按轴承标准规定由轴承手

册查出；

V——考虑轴承内圈或外圈旋转的系数，内圈旋转取V=1.0，外圈旋转取V=1.2；

Fr，Fa ——径向和轴向载荷，N，根据计算转矩Ti计算各

档的支承反力后求得；

k——考虑路面不平度引起的动载荷的影响系数，对于变速器轴承可取k1.0；

kT——温度系数；

e轴向加载参数，由轴承手册查得。

应对每个档计算轴承的当量循环次数，第i档的为： L'LhfgiKxjinii60106 （4-3-46）

轴承的实际循环次数为： L60Lhfginii106 （4-3-47）

式中 ni——第i档的轴承旋转次数，ninMui，nM为第

一轴的旋转次数（以汽车的平均速度vam计算），

ui为由第一轴至计算轴的传动比；

fgi——变速器处于第i档是的相对工作时间，即变速器第

i档的使用率（%），见表4-3-9；

Kxj——第ii档的行驶状况系数。 16

在轴承的整个运行期间有： 不长，故极少有表面点蚀损坏情况，多由于间隙不当或润滑不良尔卡住或烧坏。作为第二轴的前支承和固定式中间轴与连体齿轮 LLi （4-3-48）

考虑到变速器各档工作时轴承的当量动载荷Pi及相应的当量循环次数L'i，则轴承的总当量动载荷Pd为：

NiL'iPPL'PⅡL'ⅡPNL'PNdLⅠNLi（4-3-49）

LⅡLNⅠ则要求的轴承额定动载荷C为

1CPdL （4-3-50）

算出轴承的额定动载荷C后则可由轴承样本或手册选择轴承。

对汽车轴承寿命的要求是轿车30万km，货车和大客车25万km。

第一轴前轴承仅在离合器分离时期内外圈才有相对运动，因此按静载荷计算，所选轴承的额定动载荷C0应大于2Fr0，此处Fr0是当计算取Temax时的I档输出转矩产生的轴承径向载荷。 汽车变速器第二轴与齿轮间的滚针轴承，未挂档时滚针与内外滚道间有相对转速差，但滚针仅承受使齿轮滑转的摩擦力矩与惯性力矩，载荷极小。挂档后，滚针、轴及齿轮一同转动而无转速差，滚针仅承受径向载荷。由于经常换档，每档连续工作时间

间的滚针轴承，承受径向载荷需验算。

滚针轴承的承载容量可按下式近似计算：

C250ld0.7 （4-3-51）

式中 l——滚针工作面长度，mm；

d——滚针内滚道表面直径，mm。

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