两轴式变速器毕业设计说明书最终版

1、目 录第1章 绪论11.1概述1汽车变速器的设计标准11.1.2国内外变速器的发展与现状21.2设计的步骤及方法2第2章 变速器传动机构与操纵机构32.1汽车变速器传动机构布置方案3汽车变速器传动方案分析与选择32.1.2倒档布置方案3其他零部件结构方案分析42.2汽车变速器操纵机构布置方案52.2.1概述52.3本章小结6第3章 变速器的设计与计算73.1汽车变速器主要参数的选择73.1.1档数7变速器传动比范围73.1.3变速器各档传动比73.1.4选择中心距103.1.5变速器外形尺寸103.1.6齿轮参数选择10变速器各档齿轮齿数的分配及传动比的计算113.1.8变速器齿轮的变位及齿轮

2、螺旋角的调整153.19总结变速器各档齿轮参数163.2变速器齿轮强度校核173.2.1齿轮材料的选择173.2.2变速器齿轮弯曲强度校核18变速器轮齿接触应力校核223.2.4倒档齿轮的校核263.3轴的结构选择和尺寸设计273.3.1初选轴的直径273.4轴的强度验算283.4.1轴的刚度计算283.4.2轴的强度计算363.5轴承选择与寿命计算校核393.5.1输入轴轴承的选择与寿命校核403.5.2输出轴轴承的选择与寿命校核413.6本章小结43第4章 变速器同步器及结构元件设计444.1同步器设计444.1.1同步器的功能及分类444.1.2惯性式同步器444.1.3锁环式同步器主要

3、尺寸选择与确定454.1.4主要参数选择464.2变速器壳体484.3本章小结48结论49参考文献50致谢51第1章 变速器的设计与计算校核3.1 变速器主要参数的选择本次设计是在整车参数已知的情况下，车型已知的情况下进行设计，整车主要技术参数如表3.1所示：表3.1 夏利N3整车主要技术参数发动机最大功率48kw最大功率时转速6000r/min发动机最大转矩89N·m最大转矩时转速3600r/min总质量866kg最高车速145km/h车轮型号165/70R13对应轮胎半径r27mm1.1.1 档数近年来，为了降低油耗，提高燃油经济性，变速器的档数都有增加的趋势。目前，一般乘用车用

4、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。14档数选择的要求：根据变速器变速比范围，相邻档位之间的传动比，比值应该控制在1.8以下。而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。1.1.2 传动比范围变速器传动比范围是指汽车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，其传动比一般为1.0；但是有的变速器最高档是超速档，传动比小于1，一般为0.7

5、0.8。最低档传动比选取的影响因素有：发动机的最大转矩、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。国内乘用车的传动比范围一般在3.04.5之间，总质量轻些的商用车一般在5.08.0之间，其它商用车则更大。14根据本次设计的变速器类型，将最高档传动比定为0.78。1.1.3 变速器各档传动比的确定1、主减速器传动比的确定发动机最大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=145 km/

6、h；最高档为超速档，传动比=0.78；车轮滚动半径，由所选用的轮胎规格，185/60R14得到=27(cm)；发动机转速=6000（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比公式：2、最低档传动比计算从已知车型参数可知，最低档传动比的计算可以按最大爬坡度设计，通过对坡度的计算，满足汽车的通过性，在用一档通过要求的最大坡道角的坡道时，该汽车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）。用公式表示如下12： （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=0.010.02)；发动机最大扭矩(N·m)；主减速器传动比；变速器传动比；

7、为传动效率（0.850.9）；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=866kg；r=0.27m； N·m；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：为了汽车满足不产生滑动，条件就是：当汽车处于一档行驶时，发出最大驱动力，汽车运转的驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下12： （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；对干燥凝土或沥青路面可取0.70.8之间。已知：前轮轴荷kg；取0.6，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、变速器各档速比的配置方案

8、按等比级数分配各档传动比12：1.1.4 中心距的选择初选中心距可根据以往的设计经验公式计算14： （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89（N·m）；变速器一档传动比为3.05；变速器传动效率，取96%。（8.99.3）=（8.9-9.3）6.352=56.53559.076mm轿车变速器的中心距在6080mm范围内变化。初取A=58mm。1.1.5 外形尺寸在设计变速器的横向外形尺寸时，可以根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换档机构的布置初步确定。变速器壳体轴向尺寸的影响因素：档数、换档机构形式以及齿轮形式14。乘用

9、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196mm。1.1.6 齿轮参数的选择1、模数选取齿轮模数时根据设计要求，一般要遵守的原则是14：在变速器中心距相同的条件下，尽量选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮粘合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量轻便，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。14表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数14车

10、 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0<V<1.61.6<V<2.56.0<<14>14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3.2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，根据本次设计要求，各档均采用斜齿轮。2、压力角设计压力角较小时，齿轮传动就会出现重合度较大，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，从而延长齿轮寿命。对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5&

11、#176;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。 实际上，因国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的接合齿压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。14为了加工方便，本次设计变速器，全部选用标准压力角20°。3、螺旋角齿轮的螺旋角不仅对齿轮工作噪声有影响，对轮齿的强度和轴向力也有影响。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。 根据齿轮传动原理和试验证明：随着螺旋角的增大，齿

12、轮的强度会相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度会骤然下降，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，以15到25度为宜；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。14本设计初选螺旋角全部为22°。4、齿宽在选择齿宽时，应该注意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。14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。此外根据设计原则，齿宽应尽量减小，应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

13、大，反而会使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加，不利于齿轮传动。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。14通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽14：斜齿，取为6.08.5，取7.8mm5、齿顶高系数14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。在齿轮加工中

14、，加工精度提高以后，包括我国在内的标准，基本上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。综合以上分析，本次设计取为1.00。1.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在上一章中初选了中心距、齿轮模数和螺旋角，根据设计原则以及变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。必须注意的是齿数的选取，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。1、一档齿数及传动比的确定一档传动比为：取整得43。小轿车可在1217之间选取，取13，则。则一档传动比为： 1-一档主

15、动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮图3.1 五档变速器传动方案简图2、对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。3、二档齿数及传动比的确定 （3.6） （3.7）已知：=60mm，=2.143，=2.5，；将数据代入（3.6）、（3.7）两式，齿数取整得：，所以二档传动比为：4、三档齿轮齿数及传动比 （3.8） （3.9）已知：=60mm，=1.531，=2.5，；将数据代入（3.8）、（3.9

16、）两式，齿数取整得：，所以三档传动比为：5、计算四档齿轮齿数及传动比 （3.10） （3.11）已知：=60mm，=1.094，=2. 5，；将数据代入（3.10）、（3.11）两式，齿数取整得：，所以四档传动比为：6、计算五档齿轮齿数及传动比 （3.12） （3.13）已知：=60mm，=0.78，=2.5，；将数据代入（3.12）、（3.13）两式，齿数取整得：，所以五档传动比为：7、计算倒档齿轮齿数及传动比初选倒档轴上齿轮齿数为=23，输入轴齿轮齿数=11，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： （3.14）已知：，

17、把数据代入（3.14）式，齿数取整，解得：，则倒档传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离：mm取 输出轴与倒档轴之间的距离：mm取 1.1.8 变速器齿轮的变位齿轮通过变位可以提高齿轮强度，采用变位齿轮可以配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声17。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档，其它各档齿轮的总变位系数，要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。本次设计螺旋角定为：一档至五档 倒档根据机械设计手册及相关图表得17：1、 一档齿轮的变位当 A0=60 Z1=13 Z2=30时，查得总变位系数X=0.839 变位系数分配为X1=0.450 X

18、2=0.3892、 二档齿轮的变位 当 A0=60 Z3=14 Z4=29时，查得总变位系数X=0.839 变位系数分配为X3=0.311 X4=0.2113、 三档齿轮的变位当 A0=60 Z5=17 Z6=26 时，查得总变位系数X=0.839变位系数分配为X5=0.296 X6=0.2264、 四档齿轮的变位当 A0=60 Z7=21 Z8=22 时，查得总变位系数X=0.839变位系数分配为X7=0.210 X8=0.6295、 五档齿轮的变位当 A0=60 Z9=25 Z10=18 时，查得总变位系数X=0.839变位系数分配为X9=0.197 X10=0.6426、 倒档齿轮的变位

19、输入轴与倒档轴之间：当 A0=46 Z11=11 Z12=23 时，查得总变位系数X=0.200变位系数分配为X11=0.17 X12=0.03输出轴与倒档轴之间： 当 A0=70 Z12=23 Z13=30时，查得总变位系数X=0.13 变位系数分配为X12=0.03 X13=0.161.1.9 总结各档齿轮参数一档齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮五档齿轮倒档齿轮主动从动主动从动主动从动主动从动主动从动输入齿轮倒档齿轮输出齿轮齿数13301429172621222522182330分度圆 直径35.0580.8937.7578.1945.8470.1056.6259.3267.4148.5329

20、.4661.5980.33齿顶高3.6253.4733.2883.813.0884.013.0254.0722.9924.1052.9252.5752.1齿根高22.1532.3381.8152.5381.6152.61.5532.6331.522.73.053.525全齿高5.6255.6265.6265.6255.6255.6255.6255.6255.6255.6255.6255.6255.625齿顶圆 直径42.387.83644.32685.8152.01678.1262.6767.46473.39456.7435.3166.7484.53齿根圆 直径31.0576.58433.07

21、474.5640.76466.8751.4256.21462.14445.4924.0655.4973.28节圆直径36.2883.7239.0780.9347.4472.5658.6061.4069.7750.2329.7662.2481.763.2 变速器齿轮强度校核齿轮材料的选择原则18（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，而且应具备齿面硬，齿芯软。（2）根据工艺要求合理选择材料。如对硬度350HBS的软齿面齿轮，如果要使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮。应该使两

22、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。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，加工常采用锻造毛坯，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

23、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。变速器齿轮弯曲强度校核19齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (3.15)式中：圆周力（N），；计算载荷（N·mm）；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3.2 齿形系数图13将上述有关参数据代入公式（3.15），整理得到 (3.16)（1）一档齿轮校核主动

24、齿轮：已知： N·mm；mm；X1=0.450；，查齿形系数图3.2得：y=0.157，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：已知：N·mm；mm；X2=0.389；，查齿形系数图3.2得：y=0.167，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa（2）二档齿轮校核主动齿轮：已知： N·mm；mm；X3=0.315；，查齿形系数图3.2得：y=0.154，把以上数据代入(3.16)式，得： MPa从动齿轮：已知：N·mm；mm；X4=0.524；，查齿形系数图3.2得：y=0.175，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa (3)三档齿轮校核

25、主动齿轮：已知：N·mm；mm；X5=0.235；，查齿形系数图3.2得：y=0.146，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：已知：N·mm；mm；X6=0.604；，查齿形系数图3.2得：y=0.183，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa（4）四档齿轮的校核主动齿轮：已知：N·mm；mm；X7=0.21；，查齿形系数图3.2得：y=0.154，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：已知：N·mm；mm；X8=0.629；，查齿形系数图3.2得：y=0.174，把以上数据代入(3.16)式，得：N·mm（5）五档

26、齿轮的校核主动齿轮：已知：N·mm；mm；X9=0.197；，查齿形系数图3.2得：y=0.155，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：已知：N·mm；mm；X10=0.642；，查齿形系数图3.2得：y=0.172，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180350MPa14，以上各档均合适。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（N·mm）；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）

27、；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3.3 变速器齿轮许用接触应力14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通过计算，把作用在汽车变速器的载荷，变速器第一轴上的载荷，当做作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.314：1、一档齿轮接触应力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mmN变速器轴上的力，一对齿轮上的作用力，分为作用力与反作用力，大小相等方向相反，所以只需计算一个齿轮的接触应力，将作用在变速器第一

28、轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（3.17）可得：MPa2、二档齿轮接触应力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（3.17）可得：MPa3、三档齿轮接触应力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（3.17）可得：MPa4、四档齿轮接触应力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（3.17）可得：MPa5、五档齿轮接触应力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入（3-17）可得：MPa综上可知各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮

29、的许用接触应力，所以均合格。倒档齿轮的校核由于采用斜齿故与前五档校核相同1、齿根弯曲疲劳许用应力计算倒档输入齿轮：已知：N·mm；mm；X11=0.17；，查齿形系数图3.2得：y=0.132，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa2、齿面接触疲劳许用应力的计算19已知：N·mm；MPa；N同一档，将以上数据代入（3-17）可得：MPa由以上数据可知，倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均在许用强度范围内，满足条件。3.3 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的作用。所以要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为

30、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。因此在实际设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的粘合为条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。14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14：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：=17.8620.54mm初选输入、输出轴支承之间的长度=270mm。一般首先按扭

31、转强度条件，来计算确定轴的最小直径： （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3.3 输入轴各部分尺寸图3.4 输出轴各部分尺寸3.4 轴的强度验算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

32、和强度验算。图3.5 变速器轴的挠度和转角13轴的挠度和转角如上图所示，分析轴的变形可知，轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为，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），=2.1×105 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。根据机械设计手册，齿轮设计要求：齿轮所在

33、平面的转角应不超过0.002rad。1、变速器输入轴和输出轴的刚度校核（1）轴上受力分析一档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad二档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=76.74mm；

34、b=177.5mm；L=254.24mm；d=43.5mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=79mm；b=177.5mm；L=256.49mm；d=40mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad三档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=100.24；b=154mm；L=254.24mm；d=54.5mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：=mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输

35、出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=102.49mm；b=154mm；L=256.49mm；d=38mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad四档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=153.99mm；b=100.25mm；L=254.24mm；d=64.5mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=156.24mm；b=100.25mm；L=256.49mm；d=35mm，把有关数据代入（3.

36、23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm五档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=177.49mm；b=76.75mm；L=254.24mm；d=44mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力，与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=179.74mm；b=76.75mm；L=256.49mm；d=32mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm倒档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=229.17mm；b=25.07mm；L=25

37、4.24mm；d=30mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力，与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=233.49mm；b=23mm；L=256.49mm；d=28mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm由以上可分析知道，变速器在各档工作，刚度均在许用刚度范围内，满足条件。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=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，1、垂直面内支反力对B点取距：FAY(a+b)+Fa1*r1-Fr1*b=0代入得：FAY=2623.567N 对A点取距：FBY(a+b)-Fa1*r1-Fr1*a=0代入得：FBY=512.173N2、水平面内的支反力对B点取距：FAX(a+b)-Ft1*b=0 代入得：FAX=7265.402N 对A点取距：FBX(a+b)-Ft1*b=0 代入得：FBX=722.644N3、计算垂直面内的弯矩轴上各点弯矩如图3.6所示14：作用在齿轮上的径向力和轴向力，径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。在垂直面求取支点，计算在水平面内的支