变速器设计说明书正文

文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.第1章变速器主要参数的计算及校核学号：15最高车速：Uamax=113Km/h发动机功率：Pemax=65.5KW转矩：Temax=206.5Nm总质量：ma=4123Kg转矩转速：nT=2200r/min车轮：R16（选6.00R16LT）1.1设计的初始数据表1.1已知基本数据最高车速发动机率额定转矩总质量转矩转速主减速器传车轮半径Uamax（Km/h）Pemax（Kw）Temaxma（Kg）nT（r/min）动比i0r（mm）11365.5206.5412322004.36337车轮：R16（选6.00R16LT）查GB/T2977-2008r=337mm1.2变速器传动比的确定确定Ι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：Temaxigi0TGsin=mg（1.1）Gfcosmaxr式中：G----作用在汽车上的重力，Gmg；m----汽车质量；g----重力加速度，Gmg41239.840405.4N；Temax—发动机最大转矩，Temax174Nm；i0—主减速器传动比，i04.36；1文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.T—传动系效率，T86.4%；r—车轮半径，r0.337m；f—滚动阻力系数，对于货车取f0.02；—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：mgrrmax=41239.80.2940.337（1.2）ig1206.54.365.17Temaxi0T86.4%驱动轮与路面的附着条件：Temaxig1i0T（1.3）rrG2G2----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：5.17ig17.9取ig15.8其他各档传动比的确定：按等比级数分配原则：ii

g1g2

ii

g2ig3ig4（1.4）ig4qg3ig5式中：q—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：ig1q4，ig2q3，ig3q2，ig4qqn1ig1=45.81.55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：ig2=q3 3.7；ig3 q2 2.4；ig4 q 1.551.3中心距A可根据下述经验公式2文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.AKA3Temaxi1g（1.5）式中：A—变速器中心距（mm）；KA—中心距系数，商用车：KA8.69.6；Temax—发动机最大转矩（N.m）；i1—变速器一挡传动比，ig15.8；g—变速器传动效率，取 96%；Temax—发动机最大转矩，Temax 206.5Nm。则，A KA3Temaxi1 g初选中心距A 96mm。货车变速器壳体的轴向尺寸 :(2.7 3.0)A (2.7 3.0) 96 259.2 288mm。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齿形压力角螺旋角GB135678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 kcm，kc为齿宽系数，取为 4.4～8.0，小齿轮取8.0大齿轮取7.0；斜齿b kcmn，kc取为7.0～8.6，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 28mm大齿轮齿宽b 3.57 24.5;3文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.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，其接合齿的工作宽度初选时可取为 2～4mm，取2.5mm。一般规定齿顶高系数取为 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≤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 30～50HBS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0.8～1.2m法 3.5时渗碳层深度0.9～1.3m法 5时渗碳层深度 1.0～1.3表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度HRC48～53[12]。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 12~17之间选用，最小为 12-14，取Z10 12，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为ig1Z2Z9（1.6）Z1Z104文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.为了求Z9，Z10的齿数，先求其齿数和 Zh，2Acos（1.7）Zhmn=296cos21=51.25取513.5即Z9=Zh-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。理论中心距：A0mnZh=3.5(1239)=95.59mm（1.8）2cos9102cos21对一挡齿轮进行角度变位：端面压力角t：tant=tann/cos9-10（1.9）t=21.29°端面啮合角t,：cost,=Aocost（1.10）At,=21.9°由表14-1-21查得：齿轮齿数之比u393.253.012变位系数之和z9z10invn2tan

,tinvt（1.11）n=0.11714-1-4选择变位系数线图（*1，20），可知，xn10查图ha0.307则xn90.19计算精确值：A=mnZh（1.12）2cos9105文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.当量齿数zv9z9/cos39103949cos21.61根据齿形系数图可知y90.144,y100.157一挡齿轮参数：分度圆直径d9mnz9/cos910=3.5×39/cos21.61=146°.39mmd10mnz10/cos910=3.5×12/cos21.61=45°.17mm中心距变动系数齿顶变动系数齿顶高齿根高齿高齿顶圆直径齿根圆直径1.齿轮弯曲应力的计算斜齿轮弯曲应力 w

yn（AA0）/mn=（96-95.59）/3.5=0.117ynxnyn=0.117-0.1171=-0.0001ha9hanxn9ynmn=2.835mmha10hanxn10ynmn=4.57mmhf9hancx9mn=5.04mmhf10hancx10mn=3.3mmhha9hf9=7.875mmda9d92ha9=152.06mmda10d102ha10=54.31mmdf9d92hf9=136.31mmdf10d102hf10=38.57mm图3.2齿形系数图2TgcosK（1.13）wzmn3yKcK式中：Tg—计算载荷（N·mm）；mn—法向模数（mm）；6文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.z—齿数；—斜齿轮螺旋角；K—应力集中系数，K1.5；y—齿形系数，可按当量齿数znzcos3在图2.1中查得；Kc—齿宽系数Kc7.08.6；K —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 ， w10227MPa 300 400MPa。2.齿轮接触应力的计算TgE11j0.418（1.14）bdcoscoszb式中： j—轮齿的接触应力（MPa）；Tg—计算载荷（N.mm）；—节圆直径(mm)；—节点处压力角（°），—齿轮螺旋角（°）；E—齿轮材料的弹性模量（MPa）；b—齿轮接触的实际宽度(mm)；z、 b—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 rbsin cos2 ；rz、rb—主、从动齿轮节圆半径 (mm)。弹性模量E=2.06×105N·mm-2，大齿轮齿宽b Kcm Kcmn=7×3.5=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7文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.齿轮类型渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900～2000950～1000常啮合齿轮和高挡1300～1400650～700（1）计算一挡齿轮9，10的接触应力z10d10sin/cos29108.91mm2b9d9sin/cos291028.95mm2=0.41824.51021.342.0610511103146.82cos20cos21.618.9128.95=0.418330.652.06105111032845.17cos20cos21.618.9128.95Ft102T22330.6510314682.5Nd1045.041.6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Z2ig1Z10（1.15）Z1Z9=5.3121.7839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12=20，即mnZ1Z2（1.16）A2cos12Z1Z22Acos12（1.17）mn=296cos20613由式（1.15）、（1.17）得Z122，Z239，则：ig1Z2Z9=39395.25Z1Z1022128文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.表1.4对常啮合齿轮进行角度变位理论中心距端面压力端面啮合变位系数精确A0（mm）角t（）角t（）xn值（ ）

当量齿 齿形系数数zv y97.321.118.90.18-0.6119.3826470.150.118882表1.5常啮合齿轮参数（mm）分度圆直径d中心距变动齿顶高变动齿顶高ha齿根高hf系数yn系数yn69.96124.02-0.4560.0283.472.064.1865.6全齿高齿顶圆直径da齿根圆直径dfh6.66 76.9 128.14 61.59 122.81表1.6常啮合齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力w（100250MPa）接触应力j（19002000MPa）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）5210.63 5332.2 2164.76 2057.33 1917.61 1875.671.7二档齿轮参数的计算、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 78 22i2Z2Z7（1.18）Z1Z8Z7i2Z1=3.738222.11Z8Z2399文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.AmnZ7Z8（1.19）2cos8Z7Z82Acos8=296cos2259mn3.0由式（1.18）、（1.19）得Z740，Z819则，i2Z2Z7=39403.73Z1Z82219表1.8对二档齿轮进行角度变位理论中心距端面压力端面啮合变位系数xn精确当量齿齿形系数A0（mm）角t（）角t（）数zvy值（）95.4521.4322.250.35-0.121.9951240.150.1783表1.9二档齿轮参数（mm）分度圆直径d中心距变动齿顶高变动齿顶高ha齿根高hf系数yn系数yn129.461.470.183-0.01593.052.52.74.3全齿高h齿顶圆直径da齿根圆直径df5.748 135.516 66.47 124.02 52.874表1.10二档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力w（100250MPa）接触应力j（19002000MPa）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）10文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.10223.76 10758.09 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5623Z5i3Z1（1.20）Z6Z2mnZ5Z6（1.21）A2cos56Z52Acos56296cos2359Z6mn=3.0由式（1.20）、（1.21）得Z534，Z625则，i3Z2Z5=3934Z1Z6222.4125表1.12对三档齿轮进行角度变位理论中心距端面压力端面啮合变位系数xn精确当量齿齿形系数yA0（mm）角t（）角t（）值（）数zv96.1421.5721.35-0.2920.2122.9944320.1250.1621表1.13三档齿轮参数（mm）分度圆直径d中心距变动齿顶高变动齿顶高ha齿根高hf系数yn系数yn110.8081.47-0.047-0.03443.742.233.1174.626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（100250MPa）接触应力j（19002000MPa）w5（MPa）w6（MPa）b5（mm）z6（mm）j5（MPa）j6（MPa）11文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.15721522.3616.44898.7861.46表1.15三档齿轮的受力圆周力Ft（N）径向力Fr（N）轴向力Fa（N）7714.448117.093050.083209.2832733443.821.9四档齿轮参数的计算、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3424Z3Z1Z4i4Z2（1-22）221.5539mnZ3Z4（1-23）A2cos34Z3Z42Acos34=296cos2459mn3.0由（1-22）和（1-23）得Z328，Z431，则：i4Z2Z33928Z1Z42232表1.16对四档齿轮进行角度变位理论中心距端面压力端面啮合变位系数xn精确当量齿齿形系数yA0（mm）角t（）角t（）值（）数zv96.8721.7220.370.35-0.7324.6842430.1760.144表1.17四档齿轮参数（mm）分度圆直径d中心距变动齿顶高变动齿顶高ha齿根高hf系数yn系数yn91.94101.79-0.29-0.0934.332.684.85.95全齿高h齿顶圆直径da齿根圆直径df12文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.9.13100.56107.1582.3489.89表1.18四档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力w（100250MPa）接触应力j（19002000MPa）w3（MPa）w4（MPa）b3（mm）z4（mm）j3（MPa）j4（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）6174.24 6496.7 2459.71 2588.18 2747.65 2891.151.10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Z13后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A，。初选Z13=23，Z12=14，则：A中倒mnZ10Z12=3.51423（1-24）264.75mm2cos倒挡齿轮参数：分度圆直径d12mnz12=3.5×14=49mm齿顶高ha12hamn3.5mm齿根高hf12hacmn=4.375mm齿高hha12hf12=7.875mm齿顶圆直径da12d122h12=56mm齿根圆直径df12d122hf12=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。De11 2A De12 1013文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.=133mm=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齿顶高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df7.875 133 87.5 117.25 71.75弯曲应力接触应力b12d12sin208.38mm2=0.418330.652.06105111032849cos208.3813.76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（19002000MPa）（100250MPa）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径向力Fr（N）（N）12190.3 3115.5214文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.第二章轴及轴上支承的计算及其校核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fg575%,Lh5Lh6311hfg5LhS251044732.69hVam0.688.04由Vam0.6与Vmax0.377nr得n1867.3r/minVmaxigi05Fr1 2.88KN根据式（7-2-1）C fhfmfdPfnfT查表7-2-31~表7-2-26可知1.9701.51.52.8842.9KNC0.2971.0根据式（7-2-6）C0S0P0查表（7-2-29）P0rFr2.88KN查表（7-2-31）S1.0,C01.02.882.88KN0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：由L60Lh/106得LhL1069678.76789776311h60n601867.315文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.故所选轴承合格。根据速比极差计算各档转速：Uamax5=Uamax4=Uamax3=Uamax2 =Uamax1ig5 ig4 ig3 ig2 ig1ig5 n5=ig4n4=ig3n3=ig2n2=ig1n1即n41419.35r/minn3916.66r/minn2594.59r/minn1379.31r/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fg416%,Lh4Lh29579hfg4Fr33.18KN根据式（fhfmfdP7-2-1）CfnfT查表7-2-31~表7-2-26可知C1.9701.51.53.1848.1KN0.2931.0根据式（7-2-6）C0S0P0查表（7-2-29）P0rFr3.18KN查表（7-2-31）S01.0,C01.03.183.18KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：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35423037.872.5700010006230.142.30轴承寿命验算：L1063833.09106由L60n6045009.8295791419.3516文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.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fg35%,Lh3Lh95273.8hfg3Fr3 4.068KNfhfmfdP根据式（7-2-1）CfnfT查表7-2-31~表7-2-26可知1.9701.51.54.06846.12KNC0.3911.0根据式（7-2-6）C0S0P0查表（7-2-29）P0rFr4.068KN查表（7-2-31）S01.0,C01.04.068KN4.068KN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3846304482.567009500---30.142.7轴承寿命验算：L1062798.3710695273.8h由L60107663.4560n916.66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fg216%,Lh2Lh157756.3hfg217文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.Fr3 5.35KN根据式（7-2-1）C fhfmfdPfnfT查表7-2-31~表7-2-26可知C1.9701.51.55.355.35KN0.4581.0根据式（7-2-6）C0S0P0查表（7-2-29）P0rFr5.35KN查表（7-2-31）S01.0,C01.05.355.35KN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：由LL1061696.6106134968157756.3h60n60594.59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fg11%,Lh1Lh473269hfg1Fr3 6.706KN根据式（7-2-1）C fhfmfdPfnfT查表7-2-31~表7-2-26可知1.9701.51.5C6.70660.66KN0.4901.018文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.根据式（7-2-6）C0S0P0查表（7-2-29）P0rFr6.706KN查表（7-2-31）S01.0,C01.06.7066.706KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：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：由LL106856.310660n132185.64h60379.31故所选轴承合格。6.倒档齿轮滚针轴承的选择Lh倒 4732.69h Fr11 3.12KN根据式（7-2-1）C fhfmfdPfnfT查表7-2-31~表7-2-26可知根据式（7-2-6）C0S0P0查表（7-2-29）P0rFr3.12KN查表（7-2-31）S01.0,C01.03.12KN3.12KN查表（7-2-85）选择滚针轴承：表2.6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30352726.855.8800012003327.141.70轴承寿命验算：19文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.L1061297.97106由Lh60n60325953h379.31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40483045.286.863009000---30.142.71.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。Fre 6706.76N Fae 6980.695N根据力的径向平衡条件有：Fre281Fr1331Fr12164.76NFre50Fr1331Fr22057.33N轴承的转速为352r/min计算两轴承寿命：附加轴向力：Fr12164.76674.48NFd121.72Y1Fr22057.33605.09NFd221.62Y2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Fae Fd2相平衡，即轴承I：Fa1 Fae Fd2 605.09 6980.695 7585.785N20文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.Pr1 0.4Fr1 Y1Fa1 0.4 2164.76 1.7 7585.785 14.22KN轴承II：Fa2Fd2605.09NPr2Fr22057.33N2.05KN轴承的名义寿命L（以106转为单位）L1061061.68106由L60n6035250268.93h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 Fr10 5748 N Fae Fa10 5816.17N根据力的径向平衡条件有：Fre225Fr1325Fr13979.38NFre100Fr1325Fr21768.61N轴承的转速为1137r/min计算两轴承寿命：附加轴向力：Fd1Fr13979.38N2Y121.71170.4Fd2Fr21768.612Y221.9453.49N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FaeFd2相平衡，即轴承I：21文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.Fa1FaeFd2453.495816.176269.66NPr10.4Fr1Y1Fa10.43379.381.76269.6612.06KN轴承II：Fa2Fd2453.49NPr2Fr21768.61N轴承的名义寿命L（以106转为单位）L1061838.66106由L60n60113726951.92h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、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，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 HRC58～63，表面光洁度不低于▽8[15]。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]。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 [17]。2.3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=0.16～0.18；对第二轴，d/L 0.18～0.21。第一轴花键部分直径 d（mm）可按式（5.1）初选d K3Temax （2.1）式中：K—经验系数，K=4.0～4.6；Temax—发动机最大转矩（N.m）。22文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.第一轴花键部分直径d14.04.6206.5=23.64~27.19mm取d125mm；第二轴最大直径d2max0.450.6096=43.2~57.6mm取50mm；中间轴最大直径dmax0.45～0.6096=43.2~57.6mm取dmax=50mm第二轴：d2max0.18～0.21；第一轴及中间轴：d1max0.16～0.18L2L第二轴支承之间的长度L2=238~287.77mm；中间轴支承之间的长度L=287.77～325.5mm，第一轴支承之间的长度L1=138.88～156.25mmd35 d34 d33 d32 d31d25 d24 d23 d22 d21图2.3轴的尺寸图若轴在垂直面内挠度为 fc，在水平面内挠度为 fs和转角为δ，可分别用式（2.2）、2.3）、（2.4）计算Fra2b264Fra2b2（2.2）fc3ELd43EILFta2b264Fta2b2（2.3）fs3ELd43EIL23文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.Frabba64Frabba（2.4）3EIL3ELd4式中：Fr—齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N）；Ft—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ N）；E—弹性模量（MPa），E=2.06×105MPa；I—惯性矩（mm4），对于实心轴， I d464；d—轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；a、b—齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）；L—支座间的距离（mm）。轴的全挠度为ffc2fs20.2mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc0.050.10mm，fs 0.10 0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。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 13953.68N，Fr9 5462.41Nd21 50mm，a9 182mm，b9 99.43mm L 281.43mmff

2264Fr9a9b9c94（2.5）3ELd210.03354mm0.05～0.10mm64Ft9a92b92（2.6）s93d214EL0.0856mm～0.100.15mmf9 fc29 fs29 0.09136mm 0.2mm （2.7）24文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.64Fr9a9b9b9a9(2.8)940.0000109rad0.002rad3ELd21二档时Ft710223.76N，Fr74013.07Nd2250mm，a7150mm，b7131.43mmL281.43mm0.0292mm0.05～0.10mmfs764Ft7a72b720.3d224EL=0.0745 0.10～0.15mmf7fc27fs270.08mm0.2mm64Fr7a7b7b7a70.0000095rad0.002rad743ELd22三档时Ft57714.44N，Fr53050.08Nd2346mm，a590mm，b5191.43mmL281.43mm0.0241mm0.05～0.10mm0.0611mm0.10～0.15mmf5fc25fs250.066mm0.2mm64Fr5a5b5b5a50.0001395rad0.002rad543ELd23四档时Ft3 6174.24N，Fr3 2459.71Nd24 42mm，a3 60mm，b3 221.43mm L 281.43mm0.016mm 0.05～0.10mm0.041mm 0.10～0.15mmf3 fc23 fs23 0.044mm 0.2mm25文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.364Fr3a3b3b3a30.0002rad0.002rad3ELd424倒档时Ft1112190.27N，Fr114436.89Nd倒48mm，a11238mm，b1143.43mmL281.43mm0.01mm0.05～0.10mm0.0287mm0.10～0.15mmf11fc211fs2110.03mm0.2mm64Fr11a11b11b11a110.000197rad0.002rad113ELd倒4（3）中间轴刚度图2.5中间轴受力分析一档时Ft1014682.5N，Fr105748Nd2239mm，a10225.19mm，b1099.43mmL324.62mm0.03mm0.05～0.10mm0.1265mm～0.100.15mmf10fc102fs1020.102646mm0.2mm64Fr10a10b10b10a100.000213414rad0.002rad1043ELd中1二档时Ft810758.09N，Fr84222.8Nd2353mm，a8193.19mm，b8131.43mmL324.62mm0.03505mm～0.10mm0.050.0893mm0.10～0.15mmf8fc28fs280.106346mm0.2mm26文档收集于互联网，如有不妥请联系删除 .文档来源为:从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.64Fr8a8b8b8a80.0002509rad0.002rad843ELd中2三档时Ft68117.09N，Fr63209.28Nd2472mm，a6133.19mm，b6191.43mmL324.62mm0.0079mm0.05～0.10mm0.0199mm0.10～0.15mmf6fc26fs260.021mm0.2mm64Fr6a6b6b6a60.000101339rad0.002rad643ELd中3四档时Ft46496.7N，Fr42588.18Nd2556mm，a4103.19mm，b4221.43mmL324.62mm0.014mm0.05～0.10mm0.035mm0.10～0.15mmf4fc24fs240.03769mm0.2mm64Fr4a4b4b4a40.0000722ra