毕业设计（论文）-汽车变速器设计计算说明书.doc

黑龙江工程学院目录第1章变速器主要参数的选择- 1 -1.1.档数- 1 -1.2.传动比范围- 1 -第2章变速器各档传动比的确定- 2 -2.1.主减速器传动比的确定- 2 -2.2.最抵档传动比计算- 2 -第3章变速器各档速比的配置- 4 -3.1.按等比级数分配其它各档传动比，- 4 -第4章中心距的选择- 4 -4.1.初选中心距可根据经验公式计算- 4 -4.2.变速器的外形尺寸- 5 -第5章齿轮参数的选择- 5 -5.1.模数- 5 -5.2.压力角- 6 -5.3.螺旋角- 6 -5.4.齿宽- 6 -5.5.齿顶高系数- 7 -第6章各档齿轮齿数的分配及传动比的计算- 7 -6.1.一档齿数及传动比的确定- 7 -6.2.二档齿数及传动比的确定- 9 -6.3.计算三档齿轮齿数及传动比- 10 -6.4.计算四档齿轮齿数及传动比- 12 -6.5.计算五档齿轮齿数及传动比- 13 -6.6.计算倒档齿轮齿数及传动比- 15 -第7章齿轮材料的选择原则- 19 -7.1.满足工作条件的要求- 19 -7.2.合理选择材料配对- 19 -7.3.考虑加工工艺及热处理工艺- 19 -第8章变速器齿轮弯曲强度校核- 19 -8.1.一档齿轮校核- 21 -8.1.1.主动齿轮：- 21 -8.1.2.从动齿轮：- 21 -8.2.二档齿轮校核- 21 -8.3.主动齿轮：- 21 -8.3.1.从动齿轮- 22 -8.4.三档齿轮校核- 22 -8.4.1.主动齿轮：- 22 -8.4.2.从动齿轮- 22 -8.5.四档齿轮校核- 23 -8.5.1.主动齿轮- 23 -8.5.2.从动齿轮- 23 -8.6.五档齿轮校核- 23 -8.6.1.主动齿轮：- 23 -8.6.2.从动齿轮- 24 -第9章第10轮齿接触应力校核- 24 -9.1.1.一档齿轮接触应力校核- 25 -9.1.2.倒档齿轮的校核- 26 -9.1.3.、齿面接触疲劳许用应力的计算- 26 -9.1.4.齿根弯曲疲劳许用应力计算- 26 -9.1.5.接触疲劳强度校核- 27 -9.2.齿根弯曲疲劳强度校核- 28 -第10章轴的结构和尺寸设计- 29 -10.1.1.初选轴的直径- 29 -10.1.2.轴的强度验算与轴的刚度计算- 30 -10.1.3.轴的强度计算- 33 -第11章轴承选择与寿命计算- 35 -11.1.1.输入轴轴承的选择与寿命计算- 36 -11.1.2.输出轴轴承的选择与寿命计算- 39 -第12章参考文献- 44 -第1章 变速器主要参数的选择本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，乘用整车主要技术参数如表1.1所示：表1.1 乘用车整车主要技术参数发动机最大功率117kw车轮型号215/55r17发动机最大转矩185nm最大功率时转速5350 r/min最大转矩时转速4650r/min最高车速184km/h总质量1540kg变速器形式手动五档1.1. 档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用45个档或多档。载质量在2.03.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。档数选择的要求：1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此，本次设计的轿车变速器为5档变速器。1.2. 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其它商用车则更大。本设计最高档传动比为0.76。第2章 变速器各档传动比的确定2.1. 主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为12： （3.1）式中：汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器传动比； 主减速器传动比。已知：最高车速=184km/h；最高档为超速档，传动比=0.76；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格215/55r17得到=30.4(mm)；发动机转速=5350（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：2.2. 最抵档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）13。用公式表示如下： （3.2）式中：g 车辆总重量(n)； 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面=0.010.018)；发动机最大扭矩(nm)； 主减速器传动比； 变速器传动比； 为传动效率（0.900.95）；r 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）由公式（3.2）得： （3.3）已知：m=1540kg；5；r=0.304m； nm；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： （3.4）式中：驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.50.6之间。已知：kg；取0.7，把数据代入（3.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为3.3第3章 变速器各档速比的配置3.1. 按等比级数分配其它各档传动比， 按使用概率对各挡传动比进行重新分配按照等到最终传动比，第4章 中心距的选择4.1. 初选中心距可根据经验公式计算 （3.5）式中：a 变速器中心距（mm）； 中心距系数，乘用车=8.99.3；发动机最大输出转距为185（nm）； 变速器一档传动比为3.3； 变速器传动效率，取96%。（8.99.3）=71.9575.46mm轿车变速器的中心距在6080mm范围内变化。初取a=72mm。4.2. 变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：mm初选长度为245mm。第5章 齿轮参数的选择5.1. 模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。表1.2 汽车变速器齿轮的法向模数车 型乘用车的发动机排量v/l货车的最大总质量/t1.0v1.61.6v2.56.014模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表1.2选取各档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。5.2. 压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或25等大些的压力角15。 国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。5.3. 螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角一档、三档、四档、五档为23 ,二档为20。5.4. 齿宽齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：斜齿，取为6.08.5，二档、三档、四档取6.0, 一档、五档取8.0mm mmmm5.5. 齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。本设计取为1.00。第6章 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀16。根据图3.1确定各档齿轮齿数和传动比。6.1. 一档齿数及传动比的确定取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=8z1=11 z2=37 mm ,取整a=72mm 修正=23。56 对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =22.25u=3.09变位系数之和 查表得=0.11 分度圆直径: =111.00mm齿顶高 =3.35mm =2.44mm齿根高 =2.83mm =3.74mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.18mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=39.70mm da2=d2+2ha2=115.88mm齿根圆直径 df1=d1-2hf1=27.34mm df2=d2-2hf2=103.5mm6.2. 二档齿数及传动比的确定2、确定二挡齿轮的齿数取模数=2.75mm 螺旋角=20 齿宽系数=6z3=15 z2=34 mm , 取整a=72mm 修正=20.65对二挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.86u=2.27变位系数之和 查表得=0.11 分度圆直径: 44.08mm =99.92mm齿顶高 =3.19mm =2.61mm齿根高 =3.00mm =3.58mm 全齿高 h3=ha3+hf3=6.19mm齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=50.46mm da4=d4+2ha4=105.14mm齿根圆直径 df3=d3-2hf3=38.08mm df4=d4-2hf4=92.76mm6.3. 计算三档齿轮齿数及传动比取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=6z5=19 z6=29 mm，取整a=72mm 修正=23。56对三挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =22.25u=1.563变位系数之和 查表得=0.11 分度圆直径: 57.00mm =87.00mm齿顶高 =3.10mm =2.69mm齿根高 =3.08mm =3.49mm 全齿高 h5=ha5+hf5=6.18mm齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=63.20mm da6=d6+2ha6=92.38 mm齿根圆直径 df5=d5-2hf5=50.84mm df6=d6-2hf6=80.02mm6.4. 计算四档齿轮齿数及传动比取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=6z7=23 z8=25 mm, 取整a=72mm 修正=23。56对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =22.25u=1.087变位系数之和 查表得=0.11 分度圆直径: =75.00mm齿顶高 =2.91mm =2.88mm齿根高 =3.27mm =3.30mm 全齿高 h7=ha7+hf7=6.18mm齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=74.82mm da8=d8+2ha8=80.76 mm齿根圆直径 df7=d7-2hf7=62.46mm df8=d8-2hf8=68.40mm6.5. 计算五档齿轮齿数及传动比取模数=2.5mm 螺旋角=23 齿宽系数=8z9=30 z10=23 mm, 取整a=72mm 修正=23。05对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.58u=0.77变位系数之和 查表得=0 分度圆直径: =62.49mm齿顶高 =2.53mm =2.53mm齿根高 =3.125mm =3.125mm 全齿高 h9=ha9+hf9=5.66mm齿顶圆直径 da=d9+2ha9=86.57 mm da10=d10+2ha10=67.55mm齿根圆直径 df9=d9-2hf9=75.26mm df10=d10-2hf10=56.24mm 6.6. 计算倒档齿轮齿数及传动比确定倒档齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选=22为了保证齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙 输入轴与倒档轴之间的距离：49.50mm 圆整后取50.00mm 输出轴与倒档轴之间的距离：mm 圆整后取81.00mmmmmmmmmmmmmmmmmmmm变数器齿轮的主要几何尺寸齿轮齿数螺旋角模数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽z11123.562.7533.0039.7027.3422z23723.562.75111.00115.88103.5022z31520.652.7544.0850.4638.0817z43420.652.7599.92105.1492.7617z51923.562.7557.0063.2050.8417z62923.562.7587.0092.3880.0217z72323.562.7569.0074.8262.4617z82523.562.7575.0080.7668.4017z93023.052.581.5186.5775.2620z102323.052.562.4967.5556.2420z11112.752.7533.0038.526.12522z12322.752.7596.00101.589.12522z13222.752.7566.0071.559.12522- 17 -第7章 齿轮材料的选择原则7.1. 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。7.2. 合理选择材料配对如对硬度350hbs的软齿面齿轮，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。7.3. 考虑加工工艺及热处理工艺大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350hbs）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮18。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20crmnti渗碳后表面淬火处理，硬度为5862hrc。第8章 变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (3.15)式中：圆周力（n），； 计算载荷（nmm）；节圆直径（mm）， ，为法向模数（mm）；斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，=1.50；齿面宽（mm）； 法向齿距，； 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图3.2中查得； 重合度影响系数，=2.0。图1.1齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3.15），整理得到 (3.16)8.1. 一档齿轮校核8.1.1. 主动齿轮：已知： nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.127，把以上数据代入(3.16)式，得：mpa8.1.2. 从动齿轮：已知：nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.162，把以上数据代入(3.16)式，得：mpa8.2. 二档齿轮校核8.3. 主动齿轮：已知： nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.135，把以上数据代入(3.16)式，得： mpa8.3.1. 从动齿轮已知：nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.155，把以上数据代入(3.16)式，得：mpa8.4. 三档齿轮校核8.4.1. 主动齿轮：已知：nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.145，把以上数据代入(3.16)式，得：mpa8.4.2. 从动齿轮已知：nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.140，把以上数据代入(3.16)式，得：mpa8.5. 四档齿轮校核8.5.1. 主动齿轮已知：nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.148，把以上数据代入(3.16)式，得：mpa8.5.2. 从动齿轮已知：nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.150，把以上数据代入(3.16)式，得：nmm8.6. 五档齿轮校核8.6.1. 主动齿轮：已知：nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.147，把以上数据代入(3.16)式，得：mpa8.6.2. 从动齿轮已知：nmm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.141，把以上数据代入(3.16)式，得：mpa对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180350mpa，以上各档均合适。第9章 第10轮齿接触应力校核 （3.17）式中：轮齿接触应力（mpa）；齿面上的法向力（n），；圆周力（n），；计算载荷（nmm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（mpa）；齿轮接触的实际宽度（mm）；，主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；、 主从动齿轮节圆半径（mm）。表1.3 变速器齿轮许用接触应力齿轮/mpa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表1.3：9.1.1. 一档齿轮接触应力校核已知：nmm；mpa；mm；mm；mmn由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（3.17）可得：mpa以上各档变速器齿轮的接触应力均小于一档齿轮的接触应力并小于许用接触应力，所以各档均合格。9.1.2. 倒档齿轮的校核9.1.3. 、齿面接触疲劳许用应力的计算 （3.18）式中：齿轮的接触疲劳极限应力（mpa）；寿命系数； 润滑油膜影响系数；工作硬化系数；尺寸系数；最小安全系数。查机械设计手册得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1将这些数据代入（3.18）式，得：mpa9.1.4. .齿根弯曲疲劳许用应力计算 （3.19）式中：齿根弯曲疲劳极限应力；寿命系数；相对齿根圆角敏感系数；尺寸系数； 表面系数；最小安全系数。查机械设计手册得到：=920 mpa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25将这些数据代入（3.19）式，得：mpa9.1.5. 接触疲劳强度校核 （3.20）式中： 节点区域系数； 弹性系数； 重合度系数； 齿轮上的圆周力（n）； 表示齿宽（mm）； 齿轮直径； 表示传动比； 使用系数。查机械设计手册得到：=2.33；=189.8；0.73；已知：mm；n将以上数据代入（3.20）式，得：mpampa。9.2. 齿根弯曲疲劳强度校核 （3.21）式中：齿形修正系数；重合度系数。查机械设计手册得到：=4.9；=0.64将以上数据代入（3.21）式得：mpa所以倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均合格。第10章 轴的结构和尺寸设计变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。10.1.1. 初选轴的直径在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：式中： 经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（n.m）。输入轴花键部分直径：=21.2524.44mm初选输入、输出轴支承之间的长度=265mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径： （3.22）式中： d轴的最小直径（mm）；轴的许用剪应力（mpa）；p发动机的最大功率（kw）；n发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（3.22）式，得：mm所以，选择轴的最小直径为25mm。根据轴的制造工艺性要求20，将轴的各部分尺寸初步设计如图3.3、3.4所示：图1.2. 输入轴各部分尺寸图1.3 输出轴各部分尺寸10.1.2. 轴的强度验算与轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。图1.4 变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角如图1.4所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算： （3.23） （3.24） （3.25）式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力（n）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（n）； 弹性模量（mpa），=2.1105 mpa； 惯性矩（mm4），对于实心轴，； 轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； 支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。一档工作时：nnn输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=23mm；b=228.5mm；l=251.5mm；d=25mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。三档工作时：nnn输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=98.5mm；b=153mm；l=251.5mm；d=40mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。由于四档距离支撑与三档相仿，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。10.1.3. 轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：计算输入轴的支反力：nnn已知：a=23mm；b=228.5mm；l=251.5mm；d=25mm1、垂直面内支反力对b点取矩，由力矩平衡可得到c点的支反力，即： （3.26）将有关数据代入（3.26）式，解得：=3367.38n同理，对a点取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.27） （3.28）将相应数据代入（3.27）、（3.28）两式，得到：3、计算垂直面内的弯矩b点的最大弯矩为：nmmnmmnmmb点的最小弯矩为：nmm4、计算水平面内的弯矩nmm5、计算合成弯矩nmmnmm轴上各点弯矩如图3.6所示：作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 (3.29)式中：（n.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.29）式，得：mpampa在低档工作时，400mpa，符合要求。图1.5 输入轴的弯矩图由于一档轴段载荷最大且对应输出轴轴段较输入轴轴径大所以其强度一定满足是有要求。第11章 轴承选择与寿命计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程s来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里， 式中，h11.1.1. 输入轴轴承的选择与寿命计算初选轴承型号根据机械设计手册选择30205型号轴承kn，kn。1、变速器一档工作时n，n轴承的径向载荷：=3367.38n；n轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：y=2nnn所以nn计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到当量动载荷：nn为支反力。h表3.4 变速器各档的相对工作时间或使用率车型档位数最高档传动比/%变速器档位轿车普通级以下3113069410.532076.541182368中级以上3112277410.5210.587410