两轴式五档变速器说明书打印

1、黑龙江工程学院第一章设计方案1.1 设计方案和基本数据乘用车（二轴式）基本参数如下表最大功率：57KW最局车速：134Km/h最大转矩：105N m整车总质量：11040Kg最大转矩转速：3300r/min最大功率转速： 15100r/min前轮胎规格：165/60 R14表1-1设计基本参数表1.2 变速器设计的基本要求对变速器如下基本要求.1 ）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5）换挡迅速，省力，方便。6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等

2、现象发生。7）变速器应当有高的工作效率。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满 足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。 汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。第二章变速器主要参数的选择2.1变速器主要参数的选择一、挡数增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂， 并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动

3、比比值在1.8以下，该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位 之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用45个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用45个挡位或多挡。装载质量在23.5T 的货车采用5挡变速器，装载质量在48T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重 型货车和越野车。本次设计选用的是5挡变速器。二、初选传动比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:-八 rnUa 0.377 - igio式中：”为汽车行驶速度（Km/h）, n为发动机转速（r/min ）, r为车轮

4、滚动半径（项,i g为变速器传动比，io为主减速器传动比。设定的最高车速为144Km/h,最高档为超速本3,传动比取 0.8,车轮滚动半径由所选 用的轮胎规格 185/60R14可得r=0.28m,发动机转速np=（1.42.0） n =44806400，取5000r/min。由公式可得 io 0.377 1Tl =0.377 5100 0.2768 =4.96 ig ua0.8 134g2、最低挡传动比的计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求最大坡角max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）用 公式表小为：T e max

5、i o i g t.Gf COS max G Sin max式中：为G为车辆总质量（N）, f为坡道面滚动阻力系数（沥青路面中f =0.01 0.02),取0.016, Temax为发动机最大扭矩（Nm,t为传动效率（0.850.90）max为最大爬坡度（一般轿车要求爬上30%勺坡，大约16.7° ）。由上式可得 i (mgf cos max mg sin max)r Te max i o t_(1040 9.8 0.016 cos16.71040 9.8 sin16.7)105 4.96 0.9丝768 =1.82即 ig1 1.82根据驱动车轮件与地面附着条件:Te max i

6、o ig1 trFn即：ig1I emax iot式中：Fn为驱动轮的地面法向反力，Fn=Dg； 为驱动轮与地面的附着系数，在混凝土或沥青路面取 0.70.8,08 0.8 o 此处 m1 取 1140Kg (前置前驱汽车的前轴轴荷47%60%igi1040 9.8 0.6 0.8 0.2768105 4.9 0.92.89所以一档传动比的选择范围是1.82 ig12.89初选一档传动比为i1 2.85最低稳定车速：uamin 0.377 rn皿=5.9 Km/h<10Km/h 合格 iK分配各挡传动比：选五档 按等比级数分配X 匕 k k q i2 i 3 i4 i5i1 2.85i5

7、0.8 所以 q=1.37i2X 2.85q 1.37i22.07 i3 上 q1.37-1.10 i5 0.8q 1.375三、初算中心距A(4-1)初选中心距时，可根据下述经验公式KA3Temaxi1 g式中：A变速器中心距（mm）;Ka中心距系数，乘用车：Ka=8.99.3,商用车：Ka =8.69.6,多挡变速器:Ka =9.5 11.0；Temax 一发动机最大转矩（Nm）；i1变速器一挡传动比；g变速器传动效率，取96%。Temax=105Nmi1=2.85A KA3Temaxi1 g二 (8.99.3)3 105 2.85 96%=58.7 62.36(mm)初选中心距 A =6

8、2 mm2.2变速器齿轮的设计计算一、齿轮参数1、模数表1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的取大总质量ma /t1.0 >V< 1.61.6 VVW 2.56.0V ma & 14.0ma >14.0模数mn / mm2.25 2.752.75 3.003.50 4.504.50 6.00表2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50一根据表1、表2本次设计，一、二、倒档齿轮的模数定为2. 5mm三四五档模数为2.25 2

9、、压力角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面 接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。变速器齿轮压力角为203、螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿 轮的强度和轴向力的影响。在齿轮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。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。斜

10、齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：轿车两轴式变速器为2025°初选的螺旋角 =224、齿宽b应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均 匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽 会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因 轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m勺大小来选定齿宽。直齿：b=Kcm, Kc为齿宽系数，取为4.58.0斜齿：b=Kcmn, Kc 取 6.08.5第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，Kc可取大些，

11、使接触线长度增加、接触应力降低,以提高传动平稳性和齿轮寿命。二、各挡齿轮齿数的分配在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。一、二、三、四、五挡选用斜齿轮，倒挡选用直齿轮。1、齿轮齿数的确定一档：i1 至 2.85Zi斜齿 zh =2A cos / mnZh =2Acos /m= (2 62cos22) /2.5=45.98计算后取整zh =46,然后进行大小齿轮齿数的分配。取乙=13 Z2 =33所以 ii 2.54Z i2Z32.07Z3Z42 A cos45.98取46mn解得：Z3 15Z431所以i22.07Z61.51Z52 Ac

12、os51.09取51i 3Z5Z6mn解得：Z5 20Z31所以ii3 1.55Z8i4 一Z71.10Z5Z62 Acosmn-51.09取51解得：Z7 23Z828所以i41.21Z100.8Z52 Acos51.09取51i 5Z9Z6mn解得：Z9 28Z1023所以i50.82二档三档四档:五档:2、对中心距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，所以应根据乙和齿轮变位系数 新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。修正后中心距一二档：A = mn zh2.5 4662.02 mm ,2 cos 2 cos 22三四五档:A，=32cos2.25

13、 512 cos 2261.88 mm 。3、确定倒挡齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档接近，取模数为2.5,倒档齿轮Zr的齿数一般在2123 之间，选Zr =21 oi 倒也ii%1d1305 AZii Z1222Z1111Z12211 , 、一A1 =-m(zR Z11)41.252三、确定齿轮参数一挡齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角:Z13321,、 CA2=-m(ZR Z13) 67.52tan t = 1a所以 t 21.42cos端面啮合角：cos n' A'cos n 解得n' 21.38 A查表得变位系数和：己=0.21&=0.38&am

14、p; =-0.17A A'yn0.008y E- yn=0.218分度圆直径：d1 -mnzL 35.05mmcos_*齿顶局 ha1 =(ha &y)mn=2.905mmmnz2d2 =88.95mmcos*ha2 =(h&y)mn=1.53mm*齿根局 hf1 = ( ha + c - &) mn=2.175mm*hf2 =( ha + c - &) mn =3.55mmh2 = ha2 + hf2 =5.08mmda2 d2 2ha2=92.01mm全齿高 h1 =ha1 + hf1 =5.08mm齿顶圆直径：dai di 2ha1=40.86mm

15、齿根圆直径：df d1 2hfi =30.7mmdfd2 2hf2=81.85mmf 22 T 2zn2 = cozh=41.37当 量齿数zn1 = _z- =16.3cos二档齿轮变位后参数：所以 t 21.42角度变位后的端面压力角：tan t = an- cos端面啮合角：cos n' A'C0S n 解得n' 21.38A查表得变位系数和：己=0.21&=0.31& =-0.1A A'yn0.008y E- yn=0.228分度圆直径：d3 亘 40.45mmcos,mnz4d4 =83.55mmcos_*齿顶图ha3=(ha&

16、y)mn =2.73mm*ha4 =( h&y)mn=1.705mm*齿根同 hf3 = ( ha + c - &) mn =2.35mm*hf4=( ha + c - &)mn=3.375mm全齿高 h3 =5.08mmh4=5.08mm齿顶圆直径：da3 d3 2ha4 =45.91mm齿根圆直径：df3 d3 2hf3=35.75mm 333da4 d4 2ha4 =86.96mmdf4 d4 2hf4=76.8mm当量齿数zn3 =18.8cos三档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角：44=鲁=38.86tantan ntcos所以 t 21.47端面啮合角

17、：cos n' A'cos n A查表得变位系数和：W=0.32解得21.75&=0.23& =0.09A A'Yn mn0.048yn=0.272分度圆直径：d5-mnz5- 48.63mm cosd6-mn-z =75.37mm cos齿顶高一 *ha5=(ha11 y)mn=2.156mm*ha6 =( h&y)mn =1.84mm齿根高*hf5= ( ha + c - &) mn =2.295mm* 一 *hf6=(ha + c - &)mn =2.61mm全齿高h5=4.45mmh6=4.45mm齿顶圆直径:da5 d5

18、2ha5 =52.941mmda6 d6 2ha6=79.051mm齿根圆直径:d f 5 d52hf5=44.04mmd6 2hf6=70.15mm当量齿数Z5Zn5= 3cos=25.24Zn6z6一 一-z6- =39.12 cos 3四档齿轮变位后参数:角度变位后的端面压力角：tantan n cos所以 t 21.47端面啮合角：cos查表得变位系数和:A' cos nA=0.32解得21.75&=0.18& =0.14A A'yn mn0.048yn=0.272分度圆直径：d7mnz 55.92mm cosd8m n Zfin-8- =68.07mm

19、 cos齿顶高ha7=(ha11 y)mn=2.043mm*ha8=(h&y)mn=1.953mm齿根高 hf7= ( h； + c -1) m =2.4075mm* 一 *hf8 =(ha+ c - &)mn =2.495mmh8 =4.45mmda8 d8 2ha8=71.976mmdf d8 2hf8=63.08mm 8z8Zn8 = -8- =34.07cos全齿高 h7=4.45mm齿顶圆直径：da7 d7 2ha7 =60.006mm齿根圆直径：df7 d7 2hf7 =51.105mm当量齿数Zn7=z7- =30.28cos五档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压

20、力角:, tan ntan t=-cos所以 t 21.47端面啮合角：cos n' A'cos n 解得n' 21.75A查表得变位系数和：己=0.32&=0.13& =0.19A A'yn0.048 yyn=0.272分度圆直径：d9 -mnz9- 68.08mmcosmnz10 一d10 =55.92mmcos齿顶高 ha9=(h；& y)mn =1.9305mm*齿根同 hf9 = ( ha + c - &) mn =2.52mm全齿高h9=4.45mm齿顶圆直径：da9 d9 2ha9=71.941mm齿根圆直径：df9

21、 d9 2hf9 =63.04mm*ha10=(h&y)mn=2.066mm*hf10=(ha+c - &)mn=2.385mmh10=4.45mmda10d10 2ha10 =60.051mmdf10 d10 2hf10=51.15mm当量齿数zn9=-Z9- =35.33cos倒档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角： t n 20查表得变位系数和：己=0&=0.23& = -0.23zn10 =3 =29.02cos守0.23ynA A 0mnyn=0分度圆直径：dn Zimn=27.50mmdi2 Zi2mn =52.50mmd13 zmn =80mm

22、齿顶高 ha11=(h；& y)mn=3.075mm*hai3=(ha & y)mn=3.075mm*齿根同 hfn = (ha+c - &) mn=2.55mm*hfi3= (ha+c-&) mn=2.55mm全齿高 h11=5.625mmh12=5.625mm齿顶圆直径：da11 d11 2ha11 =33.65mmda13 d13 2ha13 =86.15mm齿根圆直径：d f11 d11 2hf11 =22.40mm*ha12 =( h&y)mn=1.925mm*hf12=(ha + c - &)mn=3.70mmh13 =5.625mm

23、da12 d12 2ha12=56.35mmd" d12 2hf12=45.10mmd f13 d 13f13=74.90mm第三章齿轮的校核3.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏以 及齿面胶合。3.2 齿轮加工方法及材料与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。止匕外，汽车 变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车 变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。国内汽车常用的变速器齿轮材料有 20GrMnTk 2

24、0GrMnTiB、15MnCr5 20MnCr5 25MnCr5 28 MnCr5。渗碳齿轮的表面硬度为 5863HRC心部硬度为3348HRC本次设计中齿轮的材料选用20GrMnTi, 一般设计中轴与齿轮的材料选取应相同，所以此次设计中轴的材料也选用20GrMnTi3.3 计算各轴的转矩发动机最大转矩为130Nm齿轮传动效率99%离合器彳动效率99%轴承传动效率96%输入轴 T入 Temax 离承 130 0.98 0.98 100.842N m输出轴一档 T21 = T入承齿i1=100.842X 0.98X 0.98X2.54= 274.082Nm输出轴二档 T22=T入承齿i2=100

25、.842X 0.98X0.98X 2.07= 200.477Nm输出轴三档 丁23二丁入承 #i3=100.842X 0.98X0.98X 1.55= 150.115Nm输出轴四档 T24=T入承齿i4=100.842X 0.98X0.98X 1.125= 108.955Nm输出轴五档 T25=T入承齿i5=100.842X 0.98X0.98X 0.82=79.416 Nm倒挡轴T倒产T入承齿in 12=123.55X 0.98X0.98X1.91=184.893 NmT倒2=丁侄H 承齿i12 13=190.22X 0.98X0.98X 1.52=270.585Nm3.4 齿轮弯曲强度计算

26、斜齿轮弯曲应力2Tg cos Kgzm：yKcK式中：Tg一计算载荷（Nmrm;mn 一法向模数（mm；z 一齿数；一斜齿轮螺旋角（° ）;K 应力集中系数，K =1.50;y一齿形系数，可按当量齿数Zn z/cos3在图中查得；Kc一齿宽系数Kc=7.0K 一重合度影响系数，K =2.0。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MP范围，对货车为100250MP。一档齿轮的弯曲应力:乙二13,w1w20.21430.30CUQQ. 14注130 LIIminU.UU图5-1齿形系数图.口.z2 =33, y1

27、=0.158,2T1 cos K3 -777Z1mnyKcK2T2i cosKy2 =0,158, 丁尸丁入=100.842Nm, T21 =274.082Nm,2 100.842 cos21.96 1.50_3_3.14 13 2.50,158 7.0 2.0=215.44MPa<180 350MPa_ _0_ _2 274.082 cos 21.96 1.5033_ _ _z2mny2KcK3.14 33 2.53 0,158 7.0 2.0=21.96103103=206.67MPa<100 250MPa二档齿轮的弯曲应力:z3=15, z4 =31, y3=0.138, y

28、4=0.143, 丁3=丁入=100.842Nm, T22=200.477N.m,=21.96w3w42T3 cos K3Z3mny3KcK2T22 cos K3Z4mny4KcK=197.33MPa<180 350MPa=183.93MPa<100 250MPa三档齿轮的弯曲应力:4=20, Z6=31, ys =0.154, y6 =0.155, 丁5=丁入= 100.842Nm, T23=150.115Nm,=22.27w52T5 cos K3Z5mlny5KcK=181.93MPa<180 350MPaw6K3=i73.2iMPa<i00 250MPaZ6mln

29、y6KcK2T23 cos四档齿轮的弯曲应力:Z7 =23,Z8=28, Y7=0.i56, y8 =0.i54 T7 =丁入= i00.842N.m, T24=i08.955N.m, =22.272T7 cos Kw73Z7mny7KcK=149.33MPa<180 350MPaw82T24 cos K3Z8mny8KcK=145.28MPa<100 250MPa五档齿轮的弯曲应力:1=28,40=23, y9=0.i55,Yi0=0.i54, T9 = 2 = i00.842N.m, T25 =79.4i6N.m,=22.27w9w102T9 cos K3ZgmnygKcK2T

30、25 cos K3Zi0mn yi°KcK=133.60MPa<180 350MPa=i24.3iMPa<i00 250MPa倒档齿轮的弯曲应力:Zii=ii, Zi2 =2i, Zii=32, yii =0.i35, yi2=0.ii4, yi3=0.i35,加二丁入=i00.842N.m,T倒i=i84.893N.m , T倒2 =270.585Nm, Kc=7wiiwi22TliKfK3ZiimnyiiK2T 倒 iKfK- =7i7.75MPa<400 850MPac3Zi2mnyi2Kc=816.3iMPa<400 850MPawi32T倒 2KfK

31、3 J Zi3mnyi3 K-=662.03MPa<400 850MPacKf为摩擦力影响系数，主动齿轮 Kf=i.i,从动齿轮Kf =0.9j 0.4i8TgEbd cos cos(4.3)3.5 轮齿接触应力计算式中：j 一轮齿的接触应力（M Pa）；Tg一计算载荷（Nmm；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（M Pa）;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 rzsin 、 b rbsin,斜齿轮 z rzsin /cos2、 b rb sin /cos

32、2; %、%一主、从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见表4.14-2弹性模量 E=20.6 X10 N mm,齿宽 b Km Cm。，k 取 7表4.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮j/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡19002000r9501000常啮合齿轮和高挡13001400650700计算齿轮的接触应力：2Ti =100.842Nm, T21 =274.082N.m,=20 ,21.96 , z rzsin /cosbrb sin /cos2,2 Az2d 2 =88.95mm4 z2.一 ,.2 Az节

33、圆直径：d1=-=35.05mm4 z2j1j2T1E1111 bd 1 coszbT21E11bd 2 coszb0.4180.418T2E11bz=1244.76MPa<1900 2000MPa=1217.24MPa<19002000MPaj30.418bd 3 cos=840.35MPa<19002000MPaj10j11j12j13c T22E110.418 122 b bd 4 coszbT3E110.4183 bd 5 coszb八T23E110.418- bd 6 coszb八t4e110.4184bd 7 coszb1 T24E110.41824bd 8 co

34、szbc T5E110.418.5 ,bd 9 coszbj4j5j6j7j8j91 T25E11bd10 coszbI T侄E11bd11 coszbT倒1E11bd12 coszb0.4180.4180.4180.418T侄"b bd13 cos=824.24MPa<19002000MPa=962.51MPa<19002000MPa=943.29MPa<19002000MPa=999.59MPa<19002000MPa=919.55MPa<19002000MPa=925.04MPa<19002000MPa=906.13MPa<190020

35、00MPa=1472.09MPa<19002000MPa=1409.50MPa<19002000MPa=1154.36MPa<19002000MPa综合齿轮的弯曲应力和接触应力，此次设计的齿轮均基本满足强度要求。3.6齿轮的受力分析T21 =274.082N md1二35.05mmd2=88.95mm一挡齿轮的受力：2TlFt1 1 5754.18N d1Ft22T211d26162.61NFt1 tanFt2 tanFn2258.19NFr22418.48NcoscosFa1 Ft1 tan2320.17NFa2Ft 2 tan2484.85NT1=100.842N m,倒

36、挡齿轮的受力:T侄y=100.842Nm, T侄y1=184.893Nm, T侄y2=270.585Nm, d11 =27.5mm, d12=52.5mm, d13=80mm2T倒2T倒i2T作oFt11- 7333.39Nm, Ft12巴 10308Nm, Ft13上 6764.63Nmdiid12d13lFt11tanFt12 tanlFt13 tanFr11 1 2669.34Nm, Fr12 3751.81Nm, Fr13 2462.12NmIIIcoscoscos第四章轴的设计计算4.1 轴的强度计算变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴承受转矩 和弯矩。

37、要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会发生弯曲变形，结果 破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响。因此，在设 计变速器轴时，器刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经 验和已知条件来初选轴的直径，然后根据公式进行相关的刚度和强度方面的验算。4.2 初选轴的直径第一轴花键部分直径d （mmi可按式（5.1 ）初选d KTemOT（5.1 ）式中：K为经验系数，K =4.04.6; Temax 一发动机最大转矩（Nrm。4.3 轴的强度验算轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为6。fF1a2b2fF2a2b2F1ab b

38、 ac 3EILs 3EIL3EIL式中：F1一齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）;F2一齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）;E一弹性模量（MP）, E=2.1 M05MPa；I 惯性矩（mrii ,对于实心轴，Id 4/64 ； d 轴的直径（mrm,花键处按平均直径计算；a、b一齿轮上的作用力矩支座 A、B的距离（mrm；L一支座间的距离（mrm。轴的全挠度为f f- fc2fs2 0.2 mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc =0.050.10mm,fs =0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。4.3 轴的刚度挡输入轴:Fr1 =2258.19N, d1=35.05mm, a1 =21.75mm,L =195mm b1=173.25mmfc1一 2 2Fra b3EILL2,64 F r1 a1 b1一 4 一3 d1 EL2-=0.001mm< fc cfs1Ft1a2b2