轻型客车四档中间轴式变速器设计

汽车设计课程设计计算说明书汽车设计课程设计计算说明书 题 目 轻型客车四档中间轴式变速器设计 院 别 xxxxxx 专 业 xxxxx 班 级 xxxxxxxx 姓 名 xxxxxxxxxxx 学 号 xxxxxxxxxxxxxxxxx 指导教师 xxxxxxxxxxxxxx 二零一五年一月十九日 0 一 变速器的功用与组成 4 1 变速器的组成 4 二 变速器的设计要求与任务 5 1 变速器的设计要求 5 2 变速器的设计任务 5 三 变速器齿轮的设计 6 1 确定一挡传动比 6 2 各挡传动比的确定 7 3 确定中心距 8 4 初选齿轮参数 9 5 各挡齿数分配 11 四 变速器的设计计算 16 1 轮齿强度的计算 16 2 中间轴的强度校核 20 五 结论 27 参考文献 28 1 摘 要 现代汽车除了装有性能优良的发动机外还应该有性能优异的传动系与之匹 配才能将汽车的性能淋漓尽致的发挥出来 因此汽车变速器的设计显得尤为重 要 变速器在发动机和汽车之间主要起着匹配作用 通过改变变速器的传动比 可以使发动机在最有利的工况范围内工作 本次设计的是轻型客车变速器设计 它的布置方案采用四档中间轴式 同 步器换挡 并对倒挡齿轮和拨叉进行合理布置 前进挡采用圆柱斜齿轮 倒档 采用圆柱直齿轮 两轴式布置形式缩短了变速器轴向尺寸 在保证挡数不变的 情况下 减少齿轮数目 从而使变速器结构更加紧凑 首先利用已知参数确定变速器各挡传动比 中心矩 然后确定齿轮的模数 压力角 齿宽等参数 由中心矩确定箱体的长度 高度和中间轴及二轴的轴径 然后对中间轴和各挡齿轮进行校核 验证各部件选取的可靠性 最后绘制装配 图及零件图 设计结论表明 变速器齿轮及各轴尺寸确定 各轴强度的校核满足设计要 求 设计结构合理 关键词 轻型客车 四档变速器 中间轴式 同步器 2 一 变速器的组成 1 变速器的组成 速器通常设有倒档 在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶 设有空档 在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离 变速器还应能进行动 力输出 手动变速器基本上是由齿轮 轴 轴承 同步器等动力传动部件组成 变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶 而这种低的车速只靠内燃机的 最低稳定转速是难以达到的 变速器的倒档使汽车可以倒退行驶 其空档使汽 车在启动发动机 停车和滑行时能长时间将发动机与传动系分离 变速器由变速器传动机构和操纵机构组成 根据需要 还可以加装动力输 出器 按传动比变化方式 变速器可以分为有级式 无级式和综合式三种 变 速 器 三 档 变 速 器 四 档 变 速 器 五 档 变 速 器 多 档 变 速 器 固 定 轴 式 旋 转 轴 式 多 中 间 轴 式 双 中 间 轴 式 中 间 轴 式 两 轴 式 3 2 变速器设计要求与任务 1 变速器的设计要求 正确地选择变速器的档位数和传动比 并使之与发动机参数及主减 速比作优化匹配 以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性 设置空挡 以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离 使汽车可以倒退行驶 体积小 质量小 承载能力强 使用寿命长 工作可靠 操纵简单 准确 轻便 迅速 传动效率高 工作平稳 无噪声或低噪声 制造工艺性好 造价低廉 维修方便 贯彻零件标准化 部件通用化和变速器总成系列化等设计要求 遵 守有关标准和法规 需要时应设置动力输出装置 2 变速器的设计任务 1 同步器换挡 进行所有齿轮参数的设计和计算 2 对一挡齿轮的接触强度和弯曲应力进行校核 以及中间轴的强度校核 3 绘制常啮合齿轮和中间轴的 CAD 图 发动机最大转矩 Nm 160 最高车速 Km h 100 汽车总质量 Kg 2270 额定转速 r min 3800 爬坡度 30 车轮滚动半径 m 0 33 主减速比5 1 驱动轮上法向作用力 N 10810 道路最大阻力系数 0 278 汽车传动系的传动效率0 9 4 三 变速器齿轮的设计三 变速器齿轮的设计 1 1 确定一挡传动比确定一挡传动比 本设计最高档位是四档 传动比为 1 0 考虑到汽车在平坦硬路面上行驶 时的燃油经济性 变速器的最高档位多为直接档 传动比为 1 或超速档 传 动比小于 1 这时汽车的动力性及燃油经济性由发动机及驱动桥减速比决定 变速器低档 一档 有时还有爬坡档 的传动比则决定了汽车的最大爬坡度 选择最低档传动比时 应根据汽车最大爬坡度 驱动车轮与路面的附着力 汽 车的最低稳定车速 以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑 汽车爬陡坡时车速不高 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 查文献 1 4 1 可知 maxmaxmax 01max sincos mgfmg r iiT r Tge 3 1 式中 汽车总质量 m 重力加速度 g 道路最大阻力系数 max 驱动车轮的滚动半径 r r 发动机最大转矩 maxe T 主减速比 0 i 汽车传动系的传动效率 T 最大爬坡度 max 滚动阻力系数 f 变速器一档传动比 1g i 5 则由最大爬坡度要求的变速器一档传动比查文献 1 4 4 可知 3 2 Te r g iT rmg i 0max max 1 9 01 5160 33 0 278 0 8 92270 2 7789 根据驱动车轮与路面的附着条件有 3 3 2 01max G r iiT r Tge 式中 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷 计算时取 2 G 70 mg 道路的附着系数 计算时取 6 0 5 0 求得的变速器一档传动比查文献 1 4 4 可知 3 4 Te r g iT rG i 0max 2 1 9 01 5160 33 0 6 08 92270 70 4 1984 变速器一档传动比的范围为 1984 42 7789 1 g i 根据本设计要求的具体情况和上述条件可以初选一档传动比 825 3 1 g i 2 2 各挡传动比的确定各挡传动比的确定 变速器最高档的传动比与最低档的传动比确定以后 中间各档的传动 gn i 1g i 比理论上是按公比查文献 1 4 4 可知 3 5 1 1 n gn g i i q 的几何级数排列 式中为档位数 四档传动比 n4 n00 1 gn i 6 1 1 n gn g i i q 14 00 1 825 3 1 5639 00 1 5639 1 5639 1 825 3 4458 2 5639 1 825 3 4 22 1 3 1 2 g g g g g i q i i q i i 实际上各档传动比之间的排列与几何级数排列略有出入 因齿数为整数且 常用档位间的公比应小些 以便于换档 另外还要考虑与发动机参数的合理配 合 因此初选各档传动比 一档传动比 825 3 1 g i 二档传动比 732 2 2 g i 三档传动比 397 1 3 g i 四档传动比 00 1 4 g i 3 3 确定中心距确定中心距 对中间轴式四档变速器而言 其中心距系指第一 第二中心线与中间轴中心线 之间的距离 变速器的中心距对其尺寸及质量的大小有直接影响 它也代表着 变速器的承载能力 三轴式变速器的中心距 A 可根据对已有变速器的统计数 据而得出经验公式进行初选 查文献 1 4 4 可知 3 6 3 1maxgge iTKA 式中 中心距系数 轿车取 K 8 9 9 3 货车取 K 8 6 9 6 多档变速器K 取 K 9 5 11 发动机最大转矩 N m maxe T 变速器一档传动比 1g i 7 变速器的传动效率 取 g 96 0 g 本设计变速器的中心距为 3 1maxgge iTKA 96 0 825 31601 9 3 76mm 符合乘用车变速器的中心距变化范围 65 80mm 初选 A 76mm 变速器的横向外型尺寸 可根据齿轮直径以及倒档中间 过度 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 乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为 3 0 3 4 A 商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用 四档 A 7 2 2 2 五档 A 0 3 7 2 六档 A 5 3 2 3 当变速器选用的档数和同步器时 上述中心距应取给出范围的上限 为了 检测方便 中心距最好为正数 A 轴向尺寸处取 mm198766 26 2 A 4 4 初选齿轮参数初选齿轮参数 1 模数 对轻型客车 对舒适性和操纵稳定性要求较高 故齿轮模数大小要适合 从工艺方面考虑 各挡齿轮应该选用一种模数 选取齿轮模数时一般遵守的原则是在变速器中心距相同的条件下 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啮合的重合度增加 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 8 量小些 应该增加模数 同时减小齿宽 从工艺方面考虑 各档齿轮应该选用 一种模数 而从强度方面考虑 各档齿轮应有不同的模数 变速器低档齿轮应 选用大些的模数 其它档位选用另一种模数 变速器用齿轮模数的范围见表 汽车变速器齿轮的法向模数 n m 轻型客车发动机排量 V L货车的最大总质量 t g m 车型 1 0 V 1 61 6 V 2 56 0 14 0 g m 14 0 g m 模数 mm n m2 25 2 752 75 3 003 50 4 504 50 6 0 所选模数值应符合国家标准 GB T1357 1987 的规定 一档齿轮初选 2 75mm 其它档位初选mmm5 2 n m 2 压力角 理论上对于轻型客车 为加大重合度降低噪声应取用 14 5 15 16 16 5 等小些的压力角 对商用车 为提高齿轮承载能力应选用 22 5 或 25 等大些的压力角 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 3 螺旋角 随着螺旋角的增大 齿的强度也相应提高 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 斜齿轮传递转矩时 要 产生轴向力并作用到轴承上 设计时 应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮 产生的轴向力平衡 以减小轴承负荷 提高轴承寿命 因此 中间轴上不同挡 位齿轮的螺旋角应该是不一样的 为使工艺简便 在中间轴轴向力不大时 可 将螺旋角设计成一样的 或者仅取为两种螺旋角 从提高低档齿轮的抗弯强度出发 以 15 25 宜取 25 4 齿顶高系数 在齿轮加工精度提高以后 在我国齿顶高系数为 1 00 5 根据模数的大小选定齿宽 9 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽 n mm 直齿 为齿宽系数 取为 4 5 8 0 6 0mkb c c k c k mm1875 2 5 6 b 斜齿 取为 6 0 8 5 8 0 ncm kb c k c k mm205 20 8 b 5 5 各挡齿数分配各挡齿数分配 A A 10 9 8 3 5 7 6 4 2 1 图 3 7 四档变速器传动方案简图 一档传动比 81 72 1 zz zz i 3 8 先求其齿数合 再求和的齿数 就可以确定一档传动比 h z 7 z 8 z 10 3 9 n m m 2Acos z 2A z h h 计算后取为整数 然后进行大 小齿轮齿数的分配 中间轴上的一档小 h z 齿轮的齿数尽可能取少些 以便使的传动比大些 在一定的条件下 的 8 7 z z 1 i 1 2 z z 传动比可分配小些 使第一轴常啮合齿轮的齿数多些 以便在其内腔设置第二 轴的前轴承保证轮辐有足够的厚度 考虑到壳体上的第一轴轴承孔的限制和装 配的可能性 该齿轮齿数又不易取多 乘用车中间轴式变速器一档传动比 3 5 3 8 时 中间轴上一档齿数可在 15 17 之间选取 货车可在 12 17 之 1 i 8 z 间选用 一档大齿轮齿数用计算求得 87 zzz h 由公式 3 9 得 m A zh 2 56 75 2 762 初选 17 则 56 17 39 8 z 87 zzz h 对中心距进行修正 2 mz A h 2 75 256 77 mm 常啮合传动齿轮副的齿数 由公式 3 9 求出常啮合传动齿轮的传动比 7 8 1 1 2 z z i z z 3 10 而常啮合传动齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 查文献 2 3 3 可知 直齿 斜齿 11 cos2 21 zzm A n 3 11 解方程式 3 10 和式 3 11 求与 都应取整数 然后核算一档 1 z 2 z 1 z 2 z 传动比 最后根据所确定的齿数 按式 3 11 算出精确的螺旋角 联立公式 3 10 和公式 3 11 得 cos2 21 7 8 1 1 2 zzm A z z i z z n 解方程组 25cos2 5 2 77 39 17 825 3 21 1 2 zz z z 8286 55 6673 1 21 1 2 zz z z 解得 35 21 2 1 z z 由公式 3 11 算出精确的螺旋角 cos2 21 zzm A n A zzmn 2 arccos 21 772 565 2 arccos 62 24 217324 12 确定其它各档的齿数 二档齿轮是斜齿轮 螺旋角与常啮合齿轮的不同时 查文献 2 3 3 可 6 2 知 2 1 2 6 5 z z i z z 3 12 而 6 65 cos2 zzm A n 3 13 初选 由公式 3 12 和公式 3 13 得 20 6 6 65 2 1 2 6 5 cos2 zzm A z z i z z n 解方程组 20cos2 5 2 77 35 21 732 2 65 6 5 zz z z 58 6392 1 65 6 5 zz z z 解得 22 36 6 5 z z 三档齿轮是斜齿轮 螺旋角与常啮合齿轮的不同时 4 2 2 1 3 4 3 z z i z z g 3 15 而 6 65 cos2 zzm A n 3 16 13 查文献 2 3 3 可知 由公式 3 15 和式 3 16 得 26 4 4 43 2 1 3 4 3 cos2 zzm A z z i z z n g 解方程组 26cos2 5 2 77 35 21 397 1 43 4 3 zz z z 56 8382 0 43 4 3 zz z z 解得 31 25 4 3 z z 确定倒档齿轮齿数 倒档齿轮选用的模数往往与一档相近 倒档齿轮的齿数 一般在 21 28 10 z 之间 初选 26 计算出中间轴与倒档轴的中心距 查文献 2 3 3 可知 10 z A 2 1 108 zzmA 3 18 由公式 3 18 得 2 1 108 zzmA 2617 75 2 2 1 59 125 mm 为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉 齿轮 8 和 9 的齿顶圆之间保持 有 0 5mm 以上的间隙 查文献 2 3 3 可知 齿轮 9 的齿顶圆直径应为 9e D 1 2 2 5 0 2 89 98 ee ee DAD A DD 3 19 14 齿轮 8 的齿顶圆直径 8e D 17 2 75 46 75mmmzd 88 mm75 2 75 2 00 1 0 mfha mm25 5275 2 275 462 88 ae hdD 由公式 3 19 得 1 2 89 ee DAD 2 59 125 52 25 1 65mm 由可得 ae hdD2 99 mm 5 5975 2 2652 99 ae hDd 6 22 75 2 5 59 9 9 m d z 齿轮圆整至23 9 z 变速器倒档传动比 322 4 23 39 17 26 21 35 9 7 8 10 1 2 z z z z z z iR 计算倒档轴与第二轴的中心距查文献 2 3 3 可知 A 3 20 2 1 97 zzA 2339 75 2 2 1 85 mm 确定各档齿数后重新计算各档传动比 一档 824 3 1721 3935 8 7 1 2 1 z z z z i 二档 727 2 2221 3635 6 5 1 2 2 z z z z i 15 三档 344 1 3121 2535 4 3 1 2 3 z z z z i 四档 00 1 4 i 倒档 322 4 23 39 17 26 21 35 9 7 8 10 1 2 z z z z z z iR 4 4 齿轮校核齿轮校核 1 1 轮齿强度的计算轮齿强度的计算 变速器齿轮的损坏形式主要有 轮齿折断 齿面疲劳剥落 点蚀 移动换 档齿轮端部破坏以及齿面胶合 变速器在工作时 齿轮受到较大的冲击载荷作 用 一对齿轮相互啮合 齿面相互挤压造成齿面点蚀 换档瞬间在齿轮端部产 生冲击载荷 所以需要对齿轮进行计算和校荷 4 1 齿轮弯曲强度计算 1 一档直齿轮弯曲应力 查文献 2 3 4 可知 w 4 1 bty KKF f w 1 式中 弯曲应力 MPa w 圆周力 N 为计算载荷 N mm 为节圆直径 t F d T F g 2 1 g Td mm 应力集中系数 1 65 K K 摩擦力影响系数 主动齿轮 1 1 从动齿轮 0 9 f K f K f K 齿宽 mm b 端面齿距 tmt 齿形系数 0 46 16 因为齿轮节圆直径 式中为齿数 所以将上述有关参数带入式mzd z 4 1 后得 c fg w zKm KKT 3 2 4 2 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时 一 倒档直齿 g T maxe T 轮许用弯曲应力在 400 800MPa 查文献 2 3 4 可知 600 MPa w 由公式 4 2 得 c fg w zKm KKT 3 2 46 0 24375 2 9 065 1 101602 3 3 183 85MPa w 满足设计要求 2 二档斜齿轮弯曲应力 查文献 2 3 4 可知 w Kbt KF w 1 4 3 弯曲应力 MPa w 圆周力 N 为计算载荷 N mm 为节圆直径 t F d T F g 2 1 g Td mm coszmd n 斜齿轮螺旋角 20 应力集中系数 1 50 K K 齿宽 mm b 法向齿距 t n mt 齿形系数 0 47 17 重合度影响系数 2 0 K K 将上述有关参数带入公式 4 3 整理后得到斜齿轮弯曲应力为 4 4 Kmz KT n g w 3 cos2 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时 斜齿轮许用弯 g T maxe T 曲应力在 180 350MPa 查文献 2 3 4 可知 320 MPa w 由公式 4 4 得 Kmz KT n g w 3 cos2 0 247 0 5 240 50 1 20cos101602 3 3 244 38MPa w 满足设计要求 4 2 轮齿接触应力 bz j b FE 11 418 0 4 5 式中 轮齿的接触应力 MPa j 齿面上的法向力 N 为圆周力 F coscos 1 FF 1 F 斜齿轮螺旋角 齿轮材料的弹性模量 MPa EMPaE 5 101 2 齿轮接触的实际宽度 mm b 主动齿轮节点处的曲率半径 mm 直齿轮 z sin zz r 斜齿轮 2 cossin zz r 从动齿轮节点处的曲率半径 mm 直齿轮 b sin bb r 18 斜齿轮 2 cossin bb r 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时 变速器齿轮的许2 maxe T 用接触应力查文献 2 3 4 可知 见表 4 1 j 计算二轴一档直齿轮接触应力 j N 1 1353 25 118 101605 02 2 3 1 d T F g N94 1439 20cos 1 1353 cos 1 F F mm465 8 20sin75 24sin zz r mm223 2020sin125 59sin bb r 由公式 4 5 得 bz j b FE 11 418 0 223 20 1 465 8 1 18 101 287 1763 418 0 5 145 73 MPa j 满足设计要求 本设计变速器齿轮材料采用 20CrMnTi 并进行渗碳处理 大大提高齿轮的 耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力 2 2 中中间间轴轴的的强强度度校校核核 变速器在工作时 由于齿轮上的圆周力 径向力和轴向力作用 变速器的轴 表表 4 1 变速器齿轮的许用接触应力变速器齿轮的许用接触应力 MPa j 齿 轮液体碳氮共渗齿 轮 950 1000 常啮合齿轮和高档齿轮 一档和倒档齿轮1900 2000 渗 碳 齿 轮 1300 1400650 700 19 要受转矩和弯矩 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 耐磨性和工作噪声 等均有不利影响 因此 在设计变速器时 其刚度大小应以保证齿轮能有正确 的啮合为前提条件 1 初选轴的直径 在已知中间轴式变速器的中心距时 第二轴和中间轴中部直径 AAd45 0 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选 dA mm Ad 60 0 45 0 初选二轴中部直径 圆整至 mmd506 36125 8145 0 mmd39 2 按弯扭合成强度条件计算 计算二轴一档齿轮啮合的圆周力 径向力和轴向力 查文献 2 3 t F r F a F 4 可知 4 6 d iT F e t max 2 4 7 cos tan2 max d iT F e r 4 8 d iT F e a tan2 max 式中 至计算齿轮的传动比 i 计算齿轮的节圆直径 mm d 节点处压力角 螺旋角 20 III 因为二轴一档齿轮是直齿轮 所以 轴向力 0 0 a F 图 4 1 为变速器二轴结构简图 b a MH FNH1 FNH2 Ft MH L3 T v L1L2 Fr FNV1 FNH1FNH2 FNV2 Ft 图 4 1 二轴结构简图 21 e d c T M MV T Fr FNV1FNV2 如图 4 2 所示 I 截面为危险截面 由公式 4 6 计算二轴一档齿轮所受圆周力为 t F mm25 1073975 2 mzd d iT F e t max 2 5 115 824 3 101602 3 10594 63N 由公式 4 7 计算二轴一档齿轮所受径向力为 r F cos tan2 max d iT F e r 15 115 20tan101602 3 1008 40 N 垂直力计算 0 2112 LLFLF NVr 0 28168 2840 1008 1 NV F 图 4 2 轴的载荷分析图 22 28168 2840 1008 1 NV F 144 06N NFFF NVrNV 34 86406 14440 1008 12 水平力计算 0 2112 LLFLF NHa 0 28168 2810594 63 1 NH F 28168 2810594 63 1 NH F 1513 52N N11 908152 151310594 63 12 NHaNH FFF 弯矩计算 N mm08 24202168144 06 11 LFM NVV N mm36 25427116852 1513 11 LFM NHH 计算转矩 N mm611840824 3 10160 3 1max iTT ej 作用在齿轮上的和使轴在铅垂面内弯曲变形并产生垂向挠度 而 r F a F c f 使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度 在求得各支点的铅垂反力和水 t F s f 平反力后 计算相应的垂向弯矩和水平弯矩 则在弯矩和转矩联合作用 c M s M 下的轴向应力查文献 2 3 4 可知 MPa 4 8 3 32 d M W M w 式中 222 jcs TMMM 计算转矩 N mm j T 轴在计算断面处的直径 花键处取内径 mm d 弯曲截面系数 mm w W 3 在计算断面处轴的水平弯矩 N mm s M 23 在计算断面出轴的垂向弯矩 N mm c M 许用应力 在低档工作时查文献 2 3 4 可知MPa 400 N mm 2 66301461184036 25427108 24202 222222 jsc TMMM 由公式 4 8 得 3 32 d M W M w 3 39 2 66301432 113 85MPa 对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度和轴断面在水平面内的转角 c f 前者改变了齿轮中心距并破坏了其正确啮合 后者使大 小齿轮相互歪斜 如 图 4 3 所示 易导致沿齿长方向压力分布不均匀 d1c d4c d2c d3c f1c f4c f2c f3c d2s d1s d3s d4s d1 2s d3 4s f4s f3s f2sf1s 变速器齿轮在轴上的位置如图 4 4 所示时 若轴在垂直面内挠度为 c f 在水平面内挠度为和转角为 查文献 2 3 4 可知 s f a 轴在垂直面内的变形 b 轴在水平面内的变形 图 4 3 变速器轴的变形简图 a b 24 4 9 EIL baF fc 3 22 1 4 10 EIL baF fs 3 22 2 4 11 EIL ababF 3 1 式中 齿轮齿宽中间平面上的径向力 N 1 F 齿轮齿宽中间平面上的圆周力 N 2 F 弹性模量 MPa MPa E 5 101 2 E 惯性矩 mm 对于实心轴 I 4 64 4 dI 轴的直径 花键处按平均直径计算 d 为齿轮上的作用力距支座 的距离 mm abAB 支座间的距离 mm L d f x L ba AB F 查文献 2 3 4 可知 轴的合成挠度为 mm 4 12 20 0 22 ffff sc 计算惯性矩 I mm 2 113503 64 39 64 44 d I 4 图 4 4 变速器轴的挠度和转角 25 计算垂直面内挠度 c f 由公式 4 9 得 EIL baF fc 3 22 1 228 2 113503101 23 2620240 1008 5 22 0 00171mm 计算水平面内挠度 s f 由公式 4 10 得 EIL baF fs 3 22 2