变速器设计说明书正文

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1、文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.34文档收集于互联网,如有不妥请联系删除学号：15最高车速：U amax=113Km/h发动机功率：Pem ax=65.5KW转矩：Temax =206.5Nm总质量：m=4123Kg转矩转速：m=2200r/min车轮：R16(选 6.00R16LT)1.1 设计的初始数据表1.1已知基本数据最局车速Uamax ( Km/h )发动机率Pe max ( Kw )额定转矩T emax总质量ma (Kg)转矩转速nT (r/min)主减速器传动比i0车轮半径r (mm)11365.5206.5412322004.36337车轮：R16

2、 (选 6.00R16LT )查 GB/T2977-2008 r=337mm1.2 变速器传动比的确定确定I档传动比：汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的 滚动阻力及爬坡阻力。故有：Gsin = mg maxmax(1.1)Temax i g i0 T Gfcosr式中：G-作用在汽车上的重力，G mg；m-汽车质量；g-重力加速度，G mg 4123 9.8 40405.4N ;Temax 发动机最大转矩 TT emax174N m;i0 一主减速器传动比，i0 4.36;t传动系效率，t 86.4%；r一车轮半径，r 0.337m；f 一滚动阻力系数，对于

3、货车取f 0.02 ;一爬坡度，30%换算为16.7：。则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为:mgrr max 4123 9.8 0.294 0.337ig1 =5.17gTemaxi。T 206.5 4.36 86.4%1.2)驱动轮与路面的附着条件:Temaxi g1 i0 T G 21.3)rrG 2 -汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷;0.7 0.8取 0.75综上可知：5.17 ig1 7.9取 ig1 5.8其他各档传动比的确定：按等比级数分配原则：i g1ig2ig3ig4一一一一qi g2i g3ig4ig5式中：q一常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为

4、：432ig1 q , ig2 q , ig3 q , ig4 qq n 1ig1 =4 51, 1.55高档使用率比较高，低档使用率比较低，所以可使高档传动比较小，所以取其他各挡 传动比分别为：32ig2 = q3.7 ; ig3 q 2.4 ； ig4 q 1.55(1.4)1.3中心距A可根据下述经验公式(15)A KA3Temaxil g式中：A 变速器中心距(mm);Ka中心距系数，商用车： Ka 8.6 9.6；Temax 一发动机最大转矩(N.m)；ii一变速器一挡传动比，igi 5.8；g变速器传动效率，取96% ;Temax一发动机最大转矩，Temax 206.5N m。则，

5、A KA3Temaxi1 g初选中心距A 96 mm。货车变速器壳体的轴向尺寸：(2.7 3.0)A (2.7 3.0) 96 259.2 288 mm。1.4齿轮参数及齿轮材料的选择同步器与啮合套的接合齿多采用渐开线齿形。出于工艺性考虑，同一变速器的接 合齿采用同一模数。轻中型货车为2.0-3.5,选取较小的模数并增多齿数有利于换挡。变速器一档及倒档模数为3.5mm,其他档位为3.0。根据刘维信的汽车设计表 6-3汽车变速器齿轮的齿形，压力角及螺旋角分别 为：表1.2四形压力角螺旋角GB1356 78规定的标准齿形选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的 全部齿

6、轮一律取右旋，而第一，第二轴上的斜齿轮一律取左旋，其轴向力经轴承盖由 壳体承受。通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b直齿b m, kc为齿宽系数，取为4.48.0,小齿轮取8 .0大齿轮取7.0;斜齿b kcmn, kc取为7.08.6,小齿轮取8.0大齿轮取7.0。一档及倒档小齿轮齿宽b 8.0 3.5 28 mm大齿轮齿宽b 3.5 7 24.5;其他档位小齿轮齿宽b 8.0 3.0 24mm 大齿轮齿宽b 3.0 7 21。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮的寿命。采用啮合套或同步器换挡时，具接合齿的工作宽度初选时可取为24mm,取2.5mm。一般规定齿顶高系数取

7、为1.00。1、满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但 是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯 软。2、合理选择材料配对如对硬度0 350HBs勺软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于 大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBs左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不 同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：m法3.5时渗碳层深度0.81.2m法3.5时渗碳层深度0.91.3m法5时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863;心部硬度 HRC3348对于氟化齿轮

8、，鼠化层深度不应小于 0.2;表面硬度HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMo, 20CrNiM o, 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，细化材料晶面 粒13。1.5 一档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算图3.1中间轴式五档变速器简图中间轴一挡齿轮齿数，货车可在 1217之间选用，最小为12-14,取Zio 12, 一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为ig1 咨（1.6）乙乙0为了求Z9 , Z10的齿数，先求其齿数和Zh ,(1.7)2 AcosZh mn2 96 cos21=51.25 取 513.5即 Z9 = Zh

9、-Z10=51-12=39对中心距A进行修正因为计算齿数和Zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的Zh和齿轮变位系数重新计算中心距 A,再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。(1.8)理论中心距：A0 mP (12 3叽95.59mm八 2cos 9 10 2cos21对一挡齿轮进行角度变位:端面压力角tant=tan n/cos 9-10(1.9)t =21.29端面啮合角cost4os tA(1.10)t=21.9 0由表14-1-21查得:齿轮齿数之比39u 一123.25 3.0变位系数之和z9z10 inv t inv t2 tan n(1.11)=0.117查

10、图14-1-4选择变位系数线图ha 1，20 ),可知,Xn100.307 贝U00.19(1.12)计算精确值：A= mnZh2cos 9 io当量齿数zv93z9 / cos 9 1039cos21.61：49根据齿形系数图可知y90.144, yio0.157一挡齿轮参数：分度圆直径d9 mnz9/cos 9 10=3.5 )39/cos21.61 =146.39mmd10 mnZ10/cos 910=3.5 X2/cos21.61 =45.17mm中心距变动系数yn(A齿顶变动系数ynXn齿顶局ha9h anha10han齿根高h f9hanhf10h an齿高hha9 h齿顶圆直径d

11、a9d9d a10d10齿根圆直径d f 9d9d f10d10A。)/mn= (96-95.59) /3.5=0.117yn=0.117-0.1171=-0.0001Xn9y n mn=2.835mmXn10 yn mn=4.57mmcx9 mn=5.04mmcx10 mn=3.3mmf9 =7.875mm2ha9=152.06mm2ha10 =54.31mm2hf9=136.31mm2hf10=38.57mm1 .齿轮弯曲应力的计算图3.2齿形系数图斜齿轮弯曲应力w2Tg cos Kgw zm3yKcK(1.13)式中：Tg一计算载荷（N mm）;mn 一法向模数（mm）;z一齿数;一斜齿

12、轮螺旋角；K 应力集中系数，K 1.5;y齿形系数，可按当量齿数zn z/cos3在图2.1中查得;Kc一齿宽系数Kc 7.0 8.6;K 一重合度影响系数，K 2.0。（1）计算一挡齿轮9, 10的弯曲应力w9 ,wi0227 Mpa 300 400 Mpa2 .齿轮接触应力的计算0.418(1.14):bd cos cosTE式中：j 一轮齿的接触应力（MPa）；Tg 一计算载荷N N.mm）;d 一节圆直径（mm）；一节点处压力角（）,一齿轮螺旋角（）;E一齿轮材料的弹性模量（MPa）；b一齿轮接触的实际宽度（mm）;z、 b 一主、从动齿 轮节点 处的曲率半径（mm）,直齿轮z jsi

13、n 、b rb sin , 斜齿轮 zrzsin /cos2 、 b rbsin /cos2 ；z、主、从动齿轮节圆半径（mm）。弹性模量 E =2.06 X05 NJ mm-2,大齿轮齿宽 b Kcm Kcmn =7M.5=24.5mm 小齿 轮齿宽21mm。表1.3变速器齿轮的许用接触应力齿轮类型渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700z10b9dio2- sin / cos2d9 .,2sin / cos2910 8.91 mm9 io 28.95 mm1021.34 2.06 10511 ,c3= 0.418.10 2

14、4.5 146.82cos20；cos21.61 8.91 28.95330.65 2.06 10511 .了= 0.4181028 45.17cos20 cos21.61 8.91 28.95F t102T 2 330.653- 103 14682.5 Nd1045.041.6常啮合齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算求出常啮合传动齿轮的传动比Z2乙.乙01g1 ZZ9(1.15)12= 5.31.7839因常啮合传动齿轮副的中心距与一挡齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相等,初选1 2 = 20 ,即mn Zi Z2 A2 cos 1 2(1.16)2A cos 1 2Z1 Z2mn(1.17

15、)2 96cos 2061由式(1.15)、(1.17)彳# 乙 22, Z2 39 , WJ:Z2Z939 39ig1 = 5.25g 乙Z1022 12(1)计算一挡齿轮9, 10的接触应力表1.4对常啮合齿轮进行角度变位理论中心距A。(mm)端面压力角t ()端面啮合角t ()变位系数xn精确值()当量齿数Zv齿形系数y97.321.118.90.188-0.61819.3826470.1520.118表1.5常啮合齿轮参数(mm)分度圆直径d中心距变动系数y齿顶局艾动系数y齿顶局ha齿根高hf69.96124.02-0.4560.0283.472.064.1865.6全齿高h齿顶圆直径

16、da齿根圆直径df6.6676.9128.1461.59122.81表1.6常啮合齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力 w ( 100 250MPa)接触应力 j ( 1900 2000MPa)W1 (MPa)w2 (MPa)b9 (mm)Z10 (mm)j1 (MPa)j2 (MPa)122.44149.8913.4423.83743.14724.46表1.7常啮合齿轮的受力圆周力Ft (N)径向力Fr (N)轴向力Fa (N)5210.635332.22164.762057.331917.611875.671.7二档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选7

17、 8 22(1.18)Z2Z7i2乙Z8Z7,乙22-i2 =3.738 一 2.11Z8 Z239A mn Z7 Z8(1.19)2cos 8r 2 2Acos 82 96cos22”Z7 Z8= 59mn3.0由式(1.18)、(1.19)彳# Z7 40, Z8 19皿Z2Z7 39 40i2 上二二3.73Z1Z822 19表1.8对一档齿轮进行角度变位理论中心距A0 (mm)端面压力角t ()端面啮合角t ()变位系数xn精确值()当量齿数Zv齿形系数y95.4521.4322.250.35-0.18321.9951240.150.17表1.9二档齿轮参数(mm)分度圆直径d中心距变

18、动系数yn山顶局艾动系数yn齿顶局ha齿根高hf129.461.470.183-0.01593.052.52.74.3全齿高h齿顶圆直径da齿根圆直径df5.748135.51666.47124.0252.874表1.10二档齿轮的接触应力匕穹曲风力弯曲应力 w( 100 250MPa)接触应力j ( 1900 2000MPa)w7 ( MPa)w8 (MPa)b7 (mm)z8 (mm)j7 (MPa)j8 (MPa)198.3423625.7312.221030.771057.37表1.11二档齿轮的受力圆周力Ft (N)径向力Fr (N)轴向力Fa (N)10223.76 10758.0

19、9 4013.07 4222.8 4128.59 4344.361.8三档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算(1)三挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选 5 6 23；Z5i乙i 3Z6Z2mn Z5 Z62 cos 5 6(1.(20)(1.(21)Z5 Z62Acos 5 6 _2 96cos23mn-3.059由式(1.20)、(1.21)得25 34, Z625则，i3Z2Z5 =39 34Z1Z6 -22 252.41表1.12对三档齿轮进行角度变位理论中心距A0 (mm)端面压力角t ()端面啮合角t ()变位系数Xn 精确值()当量齿数zv齿形系数y96.1421.5721.

20、35-0.2920.21122.9944320.1250.162表1.13三档齿轮参数(mm)分度圆直径d中心距变动系数yn山顶局艾动系数yn齿顶局ha齿根高hf110.8081.47-0.047-0.03443.742.233.1174.626全齿高h齿顶圆直径da齿根圆直径df6.85118.3285.92104.5772.22表1.14三档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力 w( 100 250MPa)接触应力 j ( 1900 2000MPa)w5 (MPa)w6 (MPa)b5 (mm)z6 (mm)j5 (MPa)j6 (MPa)表1.15三档齿轮的受力圆周力Ft (N)径向力Fr

21、(N)轴向力Fa (N)7714.448117.093050.083209.2832733443.8215721522.3616.44898.7861.461.9 四档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算(1)四挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选3 424Z3 Z4由(1-22)和(1-23)得 Z3ZZ7,乙14 Z-Z222=1.55 39mn Z3 Z42 cos 3 42Acos 3 42 96cos2428, Z4 31,3.059(1-22)(1-23)端面压力角t ()端面啮合角t ()变位系数Xn精确值()当量齿数zv齿形系数y21.7220.370.35-0.7324.6

22、842430.1760.144表1.16对四档齿轮进行角度变位理论中心距A0 (mm)96.87Z2Z339 28乙Z422 32i4则:分度圆直径d中心距变动系数yn齿顶局父动系数yn齿顶局ha齿根高hf91.94101.79-0.29-0.0934.332.684.85.95表1.17四档齿轮参数(mm)全齿高h齿根圆直径df齿顶圆直径da9.13100.56107.1582.3489.89表1.18四档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力 w( 100 250MPa)接触应力 j ( 1900 2000MPa)w3 ( MPa)w4 (MPa)b3 (mm)z4 (mm)j3 (MPa)j4

23、 (MPa)122.69195.9218.8420.85754.17773.61表3.19四档齿轮的受力圆周力Ft (N)径向力Fr (N)轴向力Fa (N)6174.246496.72459.712588.182747.652891.151.10 倒档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮Z12的齿数一般在21-23之间，初选乙3后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 A o初选Z13=23, Z12=14,则：中倒mn Z10 Z12 = 3.514 232cos264.75 mm(1-24)倒挡齿轮参数:分度圆直径d12 mnz12 =3.5 14=49mm

24、齿顶高齿根高ha12 hamn 3.5 mmhf12ha c mn=4.375mm齿高h ha12 hf12=7.875mm齿顶圆直径da12 d122h12=56mm齿根圆直径d f12 d 12 2h * =40.25mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 12和11的齿顶圆之间应保持有 0.5mm以上的间隙：间隙取5mm。口川 2A De12 10=133mm二36计算倒挡轴和第二轴的中心距 A=103.25mm表1.20倒档齿轮参数(mm)分度圆直径d齿顶局ha齿根高hf12680.53.53.54.3754.375全齿高h齿顶圆直径da齿根圆直径df7.87513387.51

25、17.2571.751弯曲应力2接触应力di2bi2 -sin 208.38 mm2103330.65 2.06 10511=0.418r 28 49 cos20 8.38 13.76表1.22倒档齿轮的接触应力与弯曲应力弯 曲 应 力 w 接触应力 j ( 1900 2000MPa)(100 250MPa)w11 (MPa)w13 (MPa)b11 (mm)z13 (mm)j11 (MPa)j13 (MPa)405.7409.6122.1413.761401.811742.68表1.23倒档齿轮的受力圆周力Ft(N)径向力Fr(N)12190.33115.52第二章轴及轴上支承的计算及其校核

26、2.1轴承的选择及寿命验算1 .输出轴五档齿轮滚针轴承的选择对货车轴承寿命要求是25万km,由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率fgi可知fg5 75%,Lh5 4 6311h ggfg5LhVam25 1040.6 88.044732.69 h由 Vam0.6Vmax 与 Vmax 0.377 养得 n51867.3 r/minFr1 2.88 KN根据式（7-2-1） CfhfmfdPfnfT查表7-2-31表7-2-26可知1.970 1.5 1.50.297 1.02.8842.9 KN根据式（7-2-6） CoS0P0查表（7-2-29） PorFr2.88 KN

27、查表（7-2-31） So1.0,Co1.0 2.88 2.88KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：表2.1五档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型40483045.286.86300900030.142.7轴承寿命验算:6由 L 60Lh/106得LhL 109678.7678977 6311 h60n60 1867.3故所选轴承合格。根据速比极差计算各档转速:U a max 5U a max 4amax 3amax 2U amaxlig5ig4ig3ig2ig1ig5 n5=ig4 % = %3 n3 = ig2 n2 =ig1 n1即 n4 1419.3

28、5 r/min n3 916.66 r/minn2 594.59 r/minni379.31 r/min2 .输出轴四档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率fgi可知 g一 Lhfg4 16%,Lh4 29579hfg4Fr3 3.18KNI根据式（7-2-1） CfhfmfdP查表7-2-31表7-2-26可知48.1KN1.970 1.5 1.5 3.180.293 1.0根据式（7-2-6） CoS0P0查表（7-2-29） P0rFr3.18KN查表（7-2-31） So 1.0,Co1.0 3.18 3.18 KN查表（7-2-85）选择滚针轴承

29、:表2.2四档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油w/gK型35423037.872.57000100006230.142.3轴承寿命验算:由 L 3 3833.09 106 45009.8 2957960n60 1419.35故所选轴承合格。3 .输出轴三档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率fgi可知 gfg3 5%:fg395273.8hFr34.068 KN根据式(7-2-1)fhfmfdPfnfT查表7-2-31表7-2-26可知1.970 1.5 1.5，八,C 4.068 46.12 KN0.391 1.0根据式（

30、7-2-6） Co So Po查表（7-2-29） P0rFr 4.068 KN查表（7-2-31） So 1.0,Co 1.0 4.068KN4.068 KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：表2.3三档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型3846304482.56700950030.142.7轴承寿命验算:, L 1062 7 98.37 1 06由 L 107663.45 95273.8h60n60 916.66故所选轴承合格。4 .输出轴二档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率fgi可知Lhfg2 16%,Lh2 -

31、 157756.3 hfg2Fr3 5.35 KN根据式（7-2-1） CfhfmfdPfnfT查表7-2-31表7-2-26可知1.970 1.5 1.50.458 1.05.355.35 KN根据式（7-2-6） C0 S0 P0查表（7-2-29） P0rFr 5.35 KN查表（7-2-31） S0 1.0,C01.0 5.35 5.35 KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：表2.4二档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型50583049.8105500070009530.142.7轴承寿命验算:, L 1061696.6 106由 L-134968

32、157756.3 h60n60 594.59故所选轴承合格。5 .输出轴一档齿轮滚针轴承的选择由刘维信汽车设计表6-9变速器各档的相对工作时间或使用率fgi可知 g.Lh一fg1 1%,Lh1 473269hfg1Fr36.706 KN根据式（7-2-1） CfhfmfdPfnfT查表7-2-31表7-2-26可知1 970 1 5 1 5CI.970 2 1.5 6.706 60.66KN0.490 1.0根据式（7-2-6） CoS0P0查表（7-2-29） PorFr6.706 KN查表（7-2-31） S01.0,C0 1.0 6.706 6.706 KN查表（7-2-85）选择滚针轴

33、承:L 10660n856.3 10660 379.31132185.64 h表2.5 一档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型50583050.8108500070009530.142.7轴承寿命验算:故所选轴承合格。6 .倒档齿轮滚针轴承的选择Lh4732.69 h Fr113.12 KN根据式（7-2-1） CfhfmfdPfnfT查表7-2-31表7-2-26可知根据式（7-2-6） CSqP。查表（7-2-29） P0rFr 3.12KN查表（7-2-31） S0 1.0,C0 1.0 3.12KN3.12 KN查表（7-2-85）选择滚针轴承:表2.

34、6倒档滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型30352726.855.88000120003327.141.7轴承寿命验算:由LhL 10660 n1297.97 10660 379.31325953 h故所选轴承合格。倒档轴齿轮11, ,12表2.7倒档齿轮滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油K型40483045.286.86300900030.142.71.第二轴两端轴承的选择初选轴承型号32206和32308因为挂I档时齿轮所受圆周力，轴向力，径向力最大，所以两个圆锥滚子轴承在挂I档时所受力最大Fre6706.76 N Fae69

35、80.695 N eae根据力的径向平衡条件有：Fre 281 Fr1 331 F12164.76 NFre 50 Fr1 331 Fr22057.33 N轴承的转速为352r/min计算两轴承寿命：附加轴向力:Fd1Fr12Y12164.762 1.7674.48 NFd2Fr22057.332Y22 1.6605.09N因为Fae Fd2 Fd1,轴系有向右移动的趋势，由于轴承1被轴承盖顶住而压紧,所以轴承I被压紧”，轴承II被放松”。所以被 压紧”的轴承工作所受的总轴向力Fa1必须与FaeFd2相平衡，即轴承I ：Fa1Fae Fd2 605.09 6980.695 7585.785 N

36、Pr10.4FriYiFai 0.42164.76 1.7 7585.785 14.22 KN轴承II :Fa2Fd2605.09 NPr2 Fr2 2057.33N2.05 KN轴承的名义寿命L （以106转为单位）L 10660n1061.68 10660 35250268.93 h故所选轴承合格。中间轴两端圆锥滚子轴承的选择：初选轴承型号32308和32306因为挂I档时齿轮所受圆周力，轴向力，径向力最大，所以两个圆锥滚子轴承在 挂I档时所受力最大。Fre Fr105748 N Fae F95816.17 N根据力的径向平衡条件有：Fre225Fr1325Fr13979.38 NFre1

37、00Fr1325Fr21768.61 N轴承的转速为1137r/min计算两轴承寿命：附加轴向力：Fd1Fd2Fr12YFr22Y23979 1170.4 N2 1.71768.61 453.49 N2 1.9因为 FaeFd2Fd1所以轴承I被压紧”，轴承II被放松”。所以被 压紧”的轴承工作所受的总轴向力Fa1必须与Fae Fd2相平衡，即轴承I :轴承II :Fa2Fd2 453.49 NPr2Fr2 1768.61 NFaiFae Fd 2 453.49 5816.17 6269.66 NFr10.4Fr1YFa1 0.43379.38 1.7 6269.66 12.06 KN轴承的名

38、义寿命L （以106转为单位）L 10660 n1838.66 10660 113726951.92 h故所选轴承合格。故所选轴承合格。2.2 轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗 碳、高频、氟化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氟化处理， 但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863,表面光洁度不低于 815。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于 7,并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度16。

39、对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少172.3 轴的校核计算已知中间轴式变速器中心距 A=96mm第二轴和中间轴中部直径 d 0.45A,轴的 最大直径d和支承距离L的比值：对中间轴，d/L=0.160.18;对第二轴，d/L 0.180.21。第一轴花键部分直径d （mm）可按式（5.1）初选d K3 Tmz（2.1）式中：K经验系数，K =4.04.6;Temax 一发动机最大转矩（N.m）o最大直径d2max2max第一轴花键部分直径d14.0挝4.6 J2065=23.6427.19mm取di 25mm；第二轴

40、0.45、0.60 96 =43.257.6mm 取 50mm ;中 间轴最大直径dmax0.45- 0.60 96=43.257.6mm 取dmax=50mm第二轴：曳驾 0.180.21；第一轴及中间轴：dm/0.160.18 L2L第二轴支承之间的长度 L2 =238287.77mm；中间轴支承之间的长度L =287.77325.5mm,第一轴支承之间的长度 L1=138.88156.25mm若轴在垂直面内挠度为九,在水平面内挠度为fs和转角为6,可分别用式（2.2）、(2.3)、(2.4)计算fc2 2Fra2b23EIL2 264Fra2b2_ _43 ELd(2.(2)fs_2 2

41、Fta b一 _2 264Fta b3EIL3 ELd4(2.(3)Frab b a 64Fra b b a,八、 -r42.4 3EIL3 ELd4式中：Fr一齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；Ft一齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）;E一弹性模量（MPa）, E=2.06 X05MPa；I 惯性矩（mm4）,对于实心轴，Id4/64 ； d 轴的直径（mm）,花键处按平均直径计算； a、b一齿轮上的作用力距支座 A、B的距离（mm）;L一支座间的距离（mm）。轴的全挠度为f c2fs2 0.2 mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc0.05 0.10 mm ,fs 0.10 0.15

42、mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rado图2.4第二轴受力分析（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不 必计算。（2）二轴的刚度一档时Ft9 13953.68 N, Fr9 5462.41 Nd21 50 mm, a9 182 mm, b9 99.43 mm L 281.43mmfc92264Fr9 a9 b943 ELd 21(2.5)0.03354mm0.05 0.10mmfs92.264Ft9 a9 b93 d：EL(2.6)0.0856mm 0.1g 0.15mmf9 JfclfS9 0.09136mm 0.2 mm(2.7)64Fr9 a

43、9 bg bg a99 4 0.0000109rad 0.002rad3 ELd21二档时(2.8)Ft7 10223.76 N, Fr7 4013.07 Nd22 50mm, a7 150mm , b7 131.43 mm L 281.43mm0.0292 mm0.0A 0.10mmfs7一 2264Ft7a7 b7 03 d42EL=0.0745 0.10- 0.15mmf7fc； fs70.08mm 0.2 mm64Fr7a7 b7 b7 a7 743 ELd 22三档时Ft5 7714.44 N,d23 46 mm, a5 90mm , b50.0241mm0.05 0.10mm0.0

44、611mm 0.10- 0.15mmf5fc5 fs5 0.066mm 0.2mm0.0000095rad 0.002 radFr5 3050.08 N191.43 mm L 281.43mm64Fr5a5 bs bs a5_43 ELd 230.0001395rad 0.002rad四档时Ft36174.24 N, Fr3 2459.71 Nd24f342 mm, a3 60mm , d 221.43 mm L 281.43mm0.016mm0.05 0.10mm0.041 mm 0.10 0.15mm0.044mm 0.2mm64Fr 3 a3 b3 b3 a3_43 ELd240.000

45、2rad 0.002rad倒档时Ft1112190.27 N, Fr11 4436.89 Nd倒 48mm, a11 238mm , b11 43.43mm L 281.43mm0.01mm0.0A 0.10mm0.0287mm 0.10 0.15mmf11fc21fs21 0.03mm 0.2mm11(3)中间轴刚度一档时64Fma11bn bn3 ELd 倒a110.000197rad 0.002rad图2.5中间轴受力分析Ft10 14682.5 N, Fr10 5748 Nd2239 mm, a10 225.19mm , b10 99.43 mm L 324.62 mm0.03 mm0

46、.08 0.10mm0.1265mm 0.1g 0.15mm3o Jfc20 fs200.102646 mm 0.2mm64Fr10a10 b0 b0a10io43 ELd 中 10.000213414rad 0.002 rad二档时Ft8 10758.09 N, Fr8 4222.8Nd23 53 mm, a8 193.19mm , bs 131.43mm L 324.62mm0.03505mm0.0晓 0.10mm0.0893mm 0.10 0.15mmf8fc8 fs8 0.106346mm 0.2mm三档时d24四档时64Fr8 a8 b8 b8 a8843 ELd20.0002509

47、rad 0.002radFt68117.09 N, Fr6 3209.28 N72 mm, a6 133.19mm, 0 191.43 mm L 324.62 mm0.0079 mm0.05 0.10mm0.0199mm 0.10 0.15mmf6 碇 fs6 0.021mm 0.2mm64Fr6 a 6 b6 b6 a6一.43 ELd 中 30.000101339rad 0.002radFt4 6496.7 N, Fr4 2588.18 Nd25 56 mm, a4 103.19mm , b4 221.43 mm L 324.62mm0.014mm0.05 0.10mm0.035mm 0.

48、1CH 0.15mm f4f2fs4 0.03769mm 0.2mm64Fr4a4 b4 b4 a4443 ELd 中40.0000722rad 0.002rad(1)第二轴的强度校核图2.6第二轴剪力图与弯矩图一档时挠度最大，最危险，因此校核。水平面：1)求水平面内支反力 Rha、Rhb由平衡方程 Mb Ma 0得A与B端得支反力分别为:RHAFt9 L213953.68 99.43t9-2 4929.87 NL281.43RHBFt9 L1L13953.68 182281.439023.8 N(2.(9)(2.(10)2)建立剪力与弯矩方程由于在截面C处作用有集中载荷Ft9,故应以该截面为

49、分界面，将梁划分为AC与CB两段，分段建立剪力与弯矩方程。对于AC段，选A点为原点，并用坐标Xi表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为M1Rha X1&上 4929.87N LFt9 L2X1(0vXiLi)(0X1V L1)(2.11)(2.12)对于CB段，选B点为原点，并用坐标X2表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为Fs2Rhb9023.8N(0X2 L2)(2.13)M 2RhbFt9 L1vX2L(0 X 2 v L2)(2.14)3）画剪力图与弯矩图根据式（a）与（c）画剪力图，根据式（b）与（d）画弯矩图，如图 图2.7中间轴剪力图与

50、弯矩图4.6所示。垂直面:1）求垂直面内支反力Rva由平衡方程 Mb Ma0得A与B端得支反力分别为:F t9 L2RVBLFr9 LL13953.68 99.43 4273.96 N324.625462.41 225.19 3789.2 N324.62(2.15)(2.16)2）建立剪力与弯矩方程由于在截面C处作用有集中载荷 匕9,故应以该截面为分界面，将梁划分为AC与CB两段，分段建立剪力与弯矩方程。对于AC段，选A点为原点，并用坐标X1表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为FS1RVAFr；L2 4273.96 N(OVX1VL1)(2.17)(0Xi Li)(2.

51、18)_Fr9 L2MiRva Xi9-2 XiL对于CB段，选B点为原点，并用坐标X2表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为F S2RvbFr9 LiL3789.2 N(0VX2 L2)M2Rvb X2Fr9LX2(0X2L2)(2.19)(2.20)3）画剪力图与弯矩图根据式（a）与（c）画剪力图，根据式（b）与（d）画弯矩图，如图4.7所示。按第三强度理论得:MM2MV2 T22 1315807.687N.m(2.21)400MPa(2.22)32M3- 142.87MPad21200120002003技术出版社2003通出版社，1997通出版社，20011刘惟信.

52、汽车设计M.北京：清华大学出版社，2王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社，3李风平.机械图学M.沈阳：东北大学出版社4甘永立.几何量工差与检测M.上海：上海科学5陈家瑞.汽车构造M.下册.第三版.北京.人民交6高延龄.汽车运用工程M.第二版.北京:人民交7清华大学 余志生.汽车理论M.第2版.北京:机文档来源为:从网络收集整理.word 版本可编辑.欢迎下载支持.械工业出版社，19988 钟建国 廖耘 刘宏.汽车构造与驾驶M. 长沙 :中南大学出版社，20029 肖盛云 徐中明.汽车运用工程基础M. 重庆 :重庆大学出版社，199710 梁治明 . 材料力学 M. 辽宁： 高等教育出版社出版， 1985.11 The Motor Vehicle Newton Steeda,Garrett,196212 Car Pollution. Posted by Stephen.30文档收集于互联网，如有不妥请联系删除