中型载重汽车动力性能分析和减速器设计毕业论文.doc

中型载重汽车动力性能分析和减速器设计毕业论文目录1.车辆的传动方式选择12.变速箱结构方案的选择13.变速箱内齿轮的设计、强度校核及实际设计传动比确定23.1确定中心距、一档齿轮参数及其强度校核2 3.2常啮合齿轮设计及其强度校核 9 3.3其它档位齿轮设计及强度校核13 3.4齿轮设计参数结果21 3.5变速箱设计实际各档位传动比224.变速箱内轴的设计及所涉及零件强度的校核 23 4.1一档情况下，轴段的直径选择及校核23 4.2一档情况下，键的选择与校核28 4.3一档情况下，安全系数法疲劳强度校核28 4.4一档情况下，滚动轴承的选择与校核30 4.5二档情况下，轴的直径强度校核31 4.6二档情况下，键的选择与校核364.7二档情况下，安全系数法疲劳强度校核36 4.8轴的刚度校核385.啮合套设计 39 5.1接近尺寸和分度尺寸的选择设计39 5.2滑块式同步器中的滑块与同步环缺口之间转动距离的计算40 5.3锥面平均半径和锥面工作长度40 5.4锥面角与摩擦系数选择40 5.5琐止角40 5.6同步器的有关装配尺寸406.动力性能分析 40 6.1发动机特性曲线40 6.2发动机转速-扭矩-理论车速-切向牵引力 42 6.3切向牵引力-理论速度-行驶阻力477.毕业设计总结 52参考文献 54附录一 55附录二 68第一章 传动方案选择汽车的总起结构一般有四部分组成：发动机,底盘，车身和电气设备组成。目前车辆采用的传动系统有机械传动，液力机械传动，液压传动和电传动等4种。在这里我选择机械传动，机械传动流程如下：发动机离合器变速箱万向传动装置主减速器差速器半轴（轮边减速器）驱动轮第二章 变速箱设计平面三轴式变速箱结构方案选择：1. 根据车辆底盘设计P 图2-3-1e 改得如下图：如上图所示，从左到右啮合套1,2，3控制档位变化：空挡：啮合套均处于中间位置；一档：啮合套3右移使输出轴与齿轮4相连；二档：啮合套2右移使输出轴与齿轮6相连；三档：啮合套2左移使输出轴与齿轮8相连；四档：啮合套1右移使输出轴与齿轮10相连；五档：啮合套1左移使输出轴与输入轴直接相连；倒档：啮合套3左移使输出轴与齿轮14相连。第三章 变速箱主要零件的设计及强度校核3.1确定中心距、一档齿轮参数及其强度校核根据一档齿轮强度条件确定第一、二与中间轴间的中心距A：初选大小齿轮材料为34CrNi3Mo调质处理后，硬度范围269到341HBW（查机械设计P表8-1），齿轮压力角=20，齿轮螺旋角=15；初取u=3，则常啮合u=i=2.437，初取小齿轮z=23，则大齿轮z=323=69。试初选齿轮载荷系数K=3.0；选发动机采用CA6102型最大扭矩功率99kW/3000rpm（M=372Nm，转速n=1200）下一档小齿轮所受的扭矩：T=Mu=3720002.4370.96=852895.411Nmmn=492.41式中：M为发动机最大扭矩，Nm； 为次齿轮外啮合的传动效率，取0.96； 为一对滚动轴承的效率，取0.98；由机械设计手册8-83表8.2-83查得齿轮的接触疲劳强度极限=900MP；由机械设计P表8-5查所选材料的弹性影响系数Z=189.8（采用锻钢制造）；由机械设计P表8-6选取一档齿宽系数=0.8（对称分布）；由机械设计手册8-58图8.2-13选节点区域系数Z=2.42；一档小齿轮齿轮的工作应力循环次数N=60njL假定：一档齿轮每天工作3小时，一年工作日300天，有效期20年，则：L=18000h；N=5.318，N=1.773；由机械设计手册8-62图8.2-17查得齿轮的接触疲劳寿命系数K=0.98；计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计P公式8-16：=MP=882 MP齿轮端面重合度按机械设计P式8-18： =1.88-3.2（）cos=1.88-3.2cos15=1.632螺旋角系数按机械设计P公式8-18得： Z=0.983小齿轮分度圆直径按机械设计P公式：d=111.051mm，取d=112mm；计算小齿轮圆周速度v=2.886；齿轮精度选8级精度，确定模数：m=4.704mm，取标准齿轮模数值：m=4.5；修正齿数：z=24.041，取z=24；修正螺旋角：=arccos=arcos=15.359确定齿宽：b=d=0.8112=89.6mm取b=90mm；第一次计算修正：确定载荷系数K：使用系数K见机械设计手册8-47表8.2-39、表8.2-40及表8.2-41选取K=1.5；动载系数K查机械设计手册8-48图8.2-11得K=1.1；F=N=15230.275N=253.838100，由机械设计P表8-3查得：齿间载荷系数K=1.4,K=1.4；由机械设计P表8-4所列公式求的齿向载荷分布系数：K=1.17+0.16+0.6110b=1.17+0.160.8+0.611090=1.327， K=1.5=3.065； 由机械设计手册8-58图8.2-13选节点区域系数Z=2.46； =1.88-3.2（）cos=1.88-3.2cos15.359=1.641； 螺旋角系数： Z=0.982；修正小齿轮分度圆：d=112.793mm，取d=113mm；再修正计算结果：计算圆周速度v=2.912；齿轮精度选8级精度，确定模数：m=4.540，取标准齿轮模数值：m=4.5；修正齿数：z=24.214，取z=24；修正螺旋角：=arccos=arcos=17.108确定齿宽：b=d=0.8113=90.4mm，取b=90mm；第二次修正：确定载荷系数K：使用系数K见机械设计手册8-47表8.2-39、表8.2-40及表8.2-41选取K=1.5；动载系数K查机械设计手册8-48图8.2-11得K=1.1； F=N=15095.494N=251.592100，由机械设计P表8-3查得：齿间载荷系数K=1.4,K=1.4；由机械设计P表8-4所列公式求的齿向载荷分布系数：K=1.17+0.16+0.6110b=1.17+0.160.8+0.611090=1.327， K=1.5=3.065； 由机械设计手册8-58图8.2-13选节点区域系数Z=2.42； =1.88-3.2（）cos=1.88-3.2cos17.108=1.627； 螺旋角系数： Z=0.978；修正小齿轮分度圆：d=111.582mm，取d=112mm；再修正计算结果：计算圆周速度v=2.886；齿轮精度选8级精度，确定模数：m=4.460，取标准齿轮模数值：m=4.5；修正齿数：z=23.788，取z=24；修正螺旋角：=arccos=arccos=15.359确定齿宽：b=d=0.8112=89.6mm，取b=90mm；第三次修正：确定载荷系数K：使用系数K见机械设计手册8-47表8.2-39、表8.2-40及表8.2-41选取K=1.5；动载系数K查机械设计手册8-48图8.2-11得K=1.1； F=N=15230.275N=253.838100，由机械设计P表8-3查得：齿间载荷系数K=1.4,K=1.4；由机械设计P表8-4所列公式求的齿向载荷分布系数：K=1.17+0.16+0.6110b=1.17+0.160.8+0.611090=1.327， K=1.5=3.065； 由机械设计手册8-58图8.2-13选节点区域系数Z=2.41； =1.88-3.2（）cos=1.88-3.2cos15.359=1.641； 螺旋角系数： Z=0.982；修正小齿轮分度圆： d=111.259mm，取d=112mm；再修正计算结果：计算圆周速度v=2.886；齿轮精度选8级精度，确定模数：m=4.500，取标准齿轮模数值：m=4.5；修正齿数：z=24.000，取z=24；修正螺旋角：=arccos=arccos=15.359确定齿宽：b=d=0.8112=89.6mm，取b=90mm；两次修正校核后，结果已相近，故最终选取d=112mm。计算几何尺寸：法向模数：m=4.5mm；齿数z=24,z=uz=320=72；分度圆直径d=112mm，d= ud=3112=336mm；齿宽b=0.8112mm=89.6mm取b=90mm；螺旋角=15.359；端面模数m=mm=4.667mm；中心距a=224mm；校核齿根弯曲疲劳强度：=10.666，且K=1.372，由机械设计P图8-12查得K=1.31；K =3.026；z=26.767,z=80.300，由机械设计P148图8-17，P149图8-18查得齿形系数Y=2.66，Y=2.31，应力修正系数Y=1.59，Y=1.73；由P图8-22c按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳极限=700MPa；由上N=5.318，N=1.773；查机械设计P图8-20得弯曲疲劳寿命系数K=0.90,K=0.91;计算弯曲许用应力，取安全系数S=1.3，由机械设计P公式8-11得：，；由机械设计P公式8-22：，由机械设计P图8-26查得螺旋角系数Y=0.87；由机械设计P公式8-20得：=249.682MPa,=245.281；强度足够。3.2常啮合齿轮设计及其强度校核 第一轴常啮合斜齿轮法向模数m：根据汽车设计P 公式4-2 m=0.47，mm得：m=0.47=3.38mm 经查齿轮标准模数取：3.5mm； 初选常啮合齿轮螺旋角=20； 常啮合齿轮传动比：u=i=2.437（1）式； 常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮中心距相等，根据汽车设计P公式4-11知：a=224mm（2）式；由1、2式的z=34.996取z=35，则z=352.437=85.295取z=85；修正螺旋角：=arccos=arccos=20.364；d=130.667mm取130mm；在修正螺旋角：= arccos=arccos=19.557；分度圆直径d=130mm，d=2.437130=316.81mm取316mm；齿宽b=0.8=104.000 mm，取104mm；端面模数m=3.714mm；中心距a=224mm；常啮合齿轮选40Cr调制处理硬度274286HBW，平均值280HBW，齿轮的接触疲劳强度极限=650MPa，由机械设计P144表8-5查所选材料的弹性影响系数Z=189.8（采用锻钢制造）；由机械设计手册8-58图8.2-13选节点区域系数Z=2.35；齿轮端面重合度按机械设计P161式8-18：=1.88-3.2（）cos=1.88-3.2cos19.557=1.650；螺旋角系数按机械设计P公式8-18得： Z=0.971常啮合小齿轮齿轮的工作应力循环次数N=60njL假定：常啮合齿轮每天工作16小时，一年工作日300天，有效期20年，则：L=96000h；N=6.912，N=2.836；由机械设计手册8-62图8.2-17查得齿轮的接触疲劳寿命系数K=0.89；=MP=578.5 MP； 由一档知：使用系数K=1.5，动载系数 K=1.1；T=M=372000=364560N.mm；F=N=5608.615N=80.893100，由机械设计P表8-3查得：齿间载荷系数K=1.4,K=1.4；由机械设计P表8-4所列公式求的齿向载荷分布系数：K=1.17+0.16+0.6110b=1.17+0.160.8+0.6110104=1.336， K=1.5=3.086；小齿轮分度圆直径按机械设计P公式：d=110.4451mm，d=130mm满足要求；校核齿根弯曲疲劳强度：=15.557，且K=1.396，由机械设计P图8-12查得K=1.39；K =3.211；z=41.830,z=101.587，由机械设计P图8-17，P149图8-18查得齿形系数Y=2.41，Y=2.23，应力修正系数Y=1.67，Y=1.82；由P图8-22c按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳极限=500MPa；由上N=7.776，N=3.191；查机械设计P图8-20得弯曲疲劳寿命系数K=0.81,K=0.83;计算弯曲许用应力，取安全系数S=1.3，由机械设计P公式8-11得：，；由机械设计P公式8-22：，由机械设计P图8-26查得螺旋角系数Y=0.84；由机械设计P公式8-20得：=98.201MPa,=99.028；强度足够。3.3其它档位齿轮设计及强度校核二档：模数同一档m=4.5mm； i=则u=1.775 (1)； 由汽车设计P为抵消或减小中间轴上的径向力，初选螺旋角有关系：得：=10.575 (2)； a=224mm (3)； 由式1、2、3得：z=35.267取35，z=，取62； d=160.221mm取161mm，d=161=285.775mm取285mm； 修正螺旋角：= arccos=arccos=11.969； 齿宽系数取=0.8，则小齿轮齿宽b=128.8mm取128mm；确定载荷系数K：使用系数K见机械设计手册8-47表8.2-39、表8.2-40及表8.2-41选取K=1.5；动载系数K查机械设计手册8-48图8.2-11得K=1.1； F=N=10594.974N=124.160100，由机械设计P表8-3查得：齿间载荷系数K=1.4,K=1.4；由机械设计P表8-4所列公式求的齿向载荷分布系数：K=1.17+0.16+0.6110b=1.17+0.16（0.8）+0.6110128=1.350， K=1.5=3.119； 由机械设计手册8-58图8.2-13选节点区域系数Z=2.44； =1.88-3.2（）cos=1.88-3.2cos11.969=1.699； 螺旋角系数： Z=0.989；修正小齿轮分度圆：d=156.541mm，d=161mm，满足。端面模数m=4.600mm；弯曲疲劳强度校核：=15.556，且K=1.396，由机械设计P图8-12查得K=1.39；K =3.211；z=37.386,z=65.158，由机械设计P图8-17，P149图8-18查得齿形系数Y=2.42，Y=2.30，应力修正系数Y=1.66，Y=1.73；由P图8-22c按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳极限=500MPa；由上N=25.318，N=21.773；查机械设计P图8-20得弯曲疲劳寿命系数K=0.83,K=0.85;计算弯曲许用应力，取安全系数S=1.3，由机械设计P公式8-11得：，；由机械设计P公式8-22：，由机械设计P图8-26查得螺旋角系数Y=0.84；由机械设计P公式8-20得：=118.110MPa,=116.261；强度足够。 三档：模数与一档相同m=4.5； i=则u=1.095 (1)； 由汽车设计P为抵消或减小中间轴上的径向力，初选螺旋角有关系：得：=14.327 (2)； a=224mm (3); 由式1、2、3得：z=47.866取47，z=，取48； d=218.289mm取219mm，d=219=223.660mm取224mm； 修正螺旋角：= arccos=arccos=115.038； 齿宽系数取=0.6，则小齿轮齿宽b=131.4mm取130mm； 确定载荷系数K：使用系数K见机械设计手册8-47表8.2-39、表8.2-40及表8.2-41选取K=1.5；动载系数K查机械设计手册8-48图8.2-11得K=1.1；F=N=7824.729N=90.285100，由机械设计P表8-3查得：齿间载荷系数K=1.4,K=1.4；由机械设计P表8-4所列公式求的齿向载荷分布系数：K=1.17+0.16+0.6110b=1.17+0.16（0.6）+0.6110130=1.307， K=1.5=3.019； 由机械设计手册8-58图8.2-13选节点区域系数Z=2.41； =1.88-3.2（）cos=1.88-3.2cos14.027=1.693； 螺旋角系数： Z=0.966；修正小齿轮分度圆：d=180.585mm，d=219mm满足。 三档齿轮材料与二档相同无需弯曲疲劳强度校核。四档： 四档：模数与一档相同m=4.5； i=则u=0.634 (1)； 由汽车设计P为抵消或减小中间轴上的径向力，初选螺旋角有关系：得：=17.420 (2)； a=224mm (3); 由式1、2、3得：z=58.133取58，z=，取37； d=273.546mm取274mm，d=274=174.793mm取175mm； 修正螺旋角：= arccos=arccos=17.720； 同上，取齿宽系数，则齿宽b=105mm，b=110mm。 材质与二档相同无需校核。倒档： 设：倒档模数与一档模数相同m=4.5； u=7.66=3.154 两级减速：uu=1.776 倒档第一级传动：小齿轮直径d=112mm； 取倒档齿轮螺旋角=15； u=1.776 （1）； d= (2)； 由式1、2得：z=24.041取24，z=，取43； d=112mm，d=112=200.667mm取200mm； 修正螺旋角：= arccos=arccos=15.359； a=156.333mm取156mm； 倒档一级无需校核。倒档第二级： 初选：倒档第二级传动齿轮齿数z=26，z=261.776=46.176取46； 倒档第二级传动齿轮螺旋角=15； 齿宽系数=1（对称分布）； 所选材料同一档，材料的弹性影响系数Z=189.8（采用锻钢制造），齿轮的接触疲劳强度极限=900MP，节点区域系数Z=2.42，接触疲劳寿命系数K=0.98（使用情况与一档相同）；接触疲劳许用应力：=882 MP（同一档）；齿轮端面重合度：=1.88-3.2（）cos=1.88-3.2cos15=1.636螺旋角系数Z=0.983倒档二级传动小齿轮所能受的最大扭矩；T=1420044.119N.m，为齿轮外啮合效率，取0.983；小齿轮转速n=278.354；设：倒档每天工作2小时，一年工作日300天，有效期20年L=12000h;N=601200=2.004，N=1.133；按一档取K=3.1即可，倒档二级传动小齿轮直径：d=130.207mm，d=134mm；u=1.769 （1）； d= (2)；由1、2式得：z=28.763取29，z=51.301取51；修正齿轮螺旋角= arccos=arccos=13.124；d=134mm，d=134=235.655mm取236mm；a=184.828mm取185mm；端面模数m=mm=4.621mm疲劳弯曲强度校核：=12.888，且K=1.372(同一档)，由机械设计P图8-12查得K=1.28；K =2.957；z=31.396,z=55.214，由机械设计P148图8-17，P149图8-18查得齿形系数Y=2.54，Y=2.35，应力修正系数Y=1.625，Y=1.71；由P图8-22c按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳极限=720MPa；N=2.004，N=1.133；查机械设计P图8-20得弯曲疲劳寿命系数K=0.91,K=0.92；计算弯曲许用应力，取安全系数S=1.3，由机械设计P公式8-11得：，；由机械设计P公式8-22：，由机械设计P图8-26查得螺旋角系数Y=0.93；由机械设计P公式8-20得：=243.864MPa,=234.415；强度足够。3.4齿轮设计参数结果如下表所示：zzzzzzzzzzzzzz法向模数3.53.54.54.54.54.54.54.54.54.54.54.54.54.5齿数3585247235624748583724432646螺旋角19.55719.55715.35915.35911.96911.96914.02714.02717.72017.72015.35915.35913.12413.124端面模数3.7143.7144.6674.6674.6004.6004.6384.6384.7244.7244.6674.6674.6214.621分度圆直径130316112336161285219224274175112200134236齿宽1041099095128133129133105100112117134139齿顶圆直径137323121345170294228234283184121209143245齿根圆直径122.25308.25100.75324.75149.75273.75208.75213.75262.75163.75100.75188.75122.75227.75压力角2020202020202020202020202020中心距224224224224224156（与中间轴）185（与第二轴）材质40Cr调制处理34CrNi3Mo调质处理40Cr调制处理34CrNi3Mo调质处理注：b=b+5mm；，h=1； d=dm，c=0.25；z z取0.8，倒档取1，其余取0.6。3.5变速箱设计实际各档位传动比一档设计传动比：i=7.286；二档设计传动比：i=4.302；三档设计传动比：i=2.480；四档设计传动比：i=1.549；五档设计传动比：i=1.00；倒档设计传动比：i=7.698；第四章 变速箱内轴的设计及所涉及零件强度的校核4.1一档情况下，轴段的直径选择及校核：取第一档小齿轮处校核，一档小齿轮处d=85mm，（一）轴上力的作用点位置和支点跨距得确定支点跨距L=1104mm，常啮合大齿轮的力作用点C到左支点A距离L=70mm，两齿轮的力作用点之间的距离L=969mm，一档小齿轮的力的作用点D到右支点B距离L=65mm。绘制轴的力学模型图（二）计算轴上的作用力齿轮2：F=N=5608.615N， F=5608.615=2166.348N， F= Ftan=5608.615tan19.557=1992.396N；齿轮3：F=N=15230.275N， F=15230.275=5748.680N， F= Ftan=15230.275tan15.359=4183.394N；（三）：计算支反力a:垂直面支反力（XZ平面）由绕支点B的力矩和=0，得：F( L+L+L)= F( L+L) +F- F L+ F=2166.348（969+65）+1992.396-5748.68065+4183.394=2415408.264N.mmF=2187.870N，方向向上。同理，由绕支点A得力矩和=0，得：F(L+L+L)=FL-F-F（L+L）-F=2166.34870-1992.396-5748.680（70+969）-4183.394=-6370302.792N.mmF=-5770.202N，方向向下。由轴上的和力=0，校核： F- F +F- F=5770.202-2187.870+2166.348-5748.680=0，计算无误。b：水平面支反力由绕支点B的力矩和=0，得：F(L+L+L)=F（L+L）+ FL=5608.615（969+65）+15230.27565=6789275.785N.mmF=6149.706N，方向向下。由绕支点A的力矩和=0，得：F(L+L+L)= F L+ F( L+L)=5608.61570+15230.275（70+969）=16216858.78N.mmF=14689.184N,方向向下。由轴上的和力=0，校核：F+ F-F-F=5608.615+15230.275-6149.706-14689.184=0,计算无误。c：A点支反力F=6527.301N, B点支反力F=15781.868N,（四）绘转矩弯矩图a.垂直面内的弯矩图：C处弯矩：M=FL=2187.87070=153150.900N.mm， M= FL- F=2187.87070-1992.396=-161647.668N.mm；D处弯矩：M=- FL+ F=-6149.70665+4183.394=-165460.826N.mm，M=- FL=-6149.70665=-399730.890N.mm；b.水平面内的弯矩图：C处弯矩：M=-FL=6149.70670=-430479.420N.mm,D处弯矩：M=-FL=14689.18465=-954796.960N.mm；c.合成弯矩图：C处：M=456911.074N.mm， M=459828.772N.mm，D处：M=969027.616N.mm， M=1035095.174N.mm，d.转矩图： T=852895.411N.mme.当量弯矩图：因为是单向回转轴，所以扭矩切应力视为脉动循环应力，折算系数=0.6。T=0.6852895.411=511737.247N.mmC处：M= M=456911.074N.mm， M=687980.748N.mm；D处：M=1095851.053N.mm， M= M=1035095.174N.mm； f.弯扭合成强度校核： 只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面D）的强度。根据选定的轴的材料40C钢，调制处理，由机械设计P表14-2查得：=70MPa。 由=17.844MPa70MPa，故d=85mm，故强度足够。4.2一档情况下，键的选择与校核二档小齿轮处键（机械设计手册查P5-130表5.3-4）=25mm14mm-80mm（t=9mm，r=0.6mm）；由于同一轴上传递的转矩相同，所以只需校核短的键（二档小齿轮处）即可。齿轮轴段d=85mm；键工作长度l=L-b=80-25=55mm；取键的接触高度k=0.5h=0.514=7mm；传递的转矩T=852.895N.m；查机械设计手册5-129表5.3-3得出键静联接许用挤压应力=100MPa（键、齿轮轮毂、轴均为40C调质）。=52.125MPa，键联接强度足够。4.3.一档情况下，安全系数法疲劳强度校核 a.判断校核危险截面 综上所述，D截面是危险截面，需对D截面进行校核。 b.轴材料的机械性能 根据选定的轴的材料40C钢，调制处理，由机械设计P表14-2查得：735MPa，=355MPa，=200MPa。取=0.2，=0.50.2=0.1。 c.D截面上的应力 因D截面有一键槽bh=25mmmm，t=9mm， 抗弯截面系数W=-=-=52616.310mm；抗扭截面系数W-=-=112877.325mm；弯曲应力幅=20.827MPa，弯曲平均应力0；扭转切应力幅=3.778MPa。d.影响系数D截面受有键槽和与齿轮得过盈配合的共同影响，但键槽得影响比过盈配合的影响小，所以只需要考虑过盈配合的综合影响系数。由机械设计P表14-8用插值法得：查机械设计P表14-8得：应力集中系数=1.72，=1.48；查机械设计P表14-11得：绝对尺寸系数=0.73，=0.72；轴按磨削加工，查机械设计P表14-12及表14-13得：加工表面的表面质量系数=0.92。故综合影响系数：K=-1=2.443；K=-1=2.143；e.疲劳强度校核所以轴在D截面的安全系数为： S=6.977， S=23.559， S=6.6898；取许应安全系数S=1.8，有SS，故D截面强度足够。4.4一档情况下，滚动轴承的选择与校核(一)滚动轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用圆锥滚子轴承。由中间轴得结构设计知中间轴端d=75mm，选取30215。根据机械设计课程设计P表12-3查基本参数，C=138kN，C=185KN，e=0.44，Y=1.4，Y=0.8。（二）滚动轴承的校核取一档：a径向载荷F根据轴的分析，可知：A点总支反力F=F=6527.301N，B点总支反力F=F=15781.868N。b轴向载荷F外部轴向力F=F-F=4183.394-1992.396=2190.998N，从最不利受力情况考虑，F指向B处轴承（方向向右）；轴承派生轴向力由圆锥滚子轴承得计算公式F=求出：F=2331.179N（方向向右），F=5636.381N（方向向左）。因为F+F=2190.998+2331.179=4522.177N5636.381N= F，所以A处轴承被压紧，B处轴承被放松。故：F= F+ F=4522.177N，F= F=5636.381N。c.当量动载荷根据工况（车辆）由机械设计P表12-6查出载荷系数f=1.5.左端轴承：因=0.6930.44=e，由机械设计课程设计P表12-3可知P= f（0.4 F+Y F）=1.5（0.46527.301+1.44522.177）=13412.952N；右端轴承：因=0.3570.44=e，由机械设计课程设计P表12-3可知P= F=15781.868N。d.演算轴承寿命因为P P，故只演算有轴承。若只在一档中间轴寿命与整机相同时，P取P的70%即可，每天工作16小时，一年工作日300天，有效期20年则L=96000h，n取495。L=152284.416h96000h，其中，温度系数（轴承工作温度小于120），轴承具有足够寿命。4.5二档情况下，轴的直径强度校核取二档：a:轴上力的作用点位置和支点跨距得确定支点跨距L=1144mm，常啮合大齿轮的力作用点C到左支点A距离L=72mm，两齿轮的力作用点之间的距离L=611.5mm，一档小齿轮的力的作用点D到右支点B距离L=460.5mm。b计算轴上的作用力齿轮2：F=N=5608.615N， F=5608.615=2166.348N， F= Ftan=5608.615tan19.557=1992.396N；齿轮3：F=N=10594.974N， F=10594.974=3941.953N， F= Ftan=10594.974tan11.969=2246.041N；绘制轴的力学模型图如下：c：计算支反力a:垂直面支反力（XZ平面）由绕支点B的力矩和=0，得：F( L+L+L)= F( L+L) +F- F L+ F=2166.348（630+404）+1992.396-3941.953404+2246.041=1143059.689N.mmF=1035.380N，方向向上。同理，由绕支点A得力矩和=0，得：F(L+L+L)=FL-F-F（L+L）-F=2166.34870-1992.396-3941.953（70+630）-2246.041=-3103327.609N.mmF=-2810.985N，方向向下。由轴上的和力=0，校核： F- F +F- F=2810.985-1035.380+2166.348-3941.953=0，计算无误。b：水平面支反力由绕支点B的力矩和=0，得：F(L+L+L)=F（L+L）+ FL=5608.615（630+404）+10594.974404=10079677.41N.mmF=9130.143N，方向向下。由绕支点A的力矩和=0，得：F(L+L+L)= F L+ F( L+L)=5608.61570+10594.974（70+630）=7809084.85N.mmF=7073.446N,方向向下。由轴上的和力=0，校核：F+ F-F-F=5608.615+10594.974-9130.143-7073.446=0,计算无误。c：A点支反力F=9188.663N, B点支反力F=7611.523N,d绘转矩弯矩图1.垂直面内的弯矩图：C处弯矩：M=FL=1035.38070=72476.600N.mm， M= FL- F=1035.38070-1992.396=-242321.968N.mm；D处弯矩：M=- FL+ F=-3118.998406.5+2246.041=-954831.640N.mm，M=- FL=-2810.985404=-1135637.940N.mm；2.水平面内的弯矩图：C处弯矩：M=-FL=-9130.14370=-639110.010N.mm,D处弯矩：M=-FL=-7073.446404=-2857672.184N.mm；3.合成弯矩图：C处：M=643206.392N.mm， M=683506.797N.mm，D处：M=3012970.921 N.mm， M=3075055.096N.mm，4.转矩图： T=852895.411N.mm5.当量弯矩图：因为是单向回转轴，所以扭矩切应力视为脉动循环应力，折算系数=0.6。T=0.6852895.411=511737.247N.mmC处：M= M=643206.392N.mm， M=853848.085N.mm；D处：M=3056119.890N.mm， M= M=3075055.096N.mm； e.弯扭合成强度校核： 只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面D）的强度。 根据选定的轴的材料40C钢，调制处理，由机械设计P表14-2查得：=70MPa。=35.866MPa，d=95mm,强度足够；4.6二档情况下，键的选择与校核二档小齿轮处键（机械设计手册查P5-130表5.3-4）=25mm14mm-110mm（t=9mm，r=0.6mm）；由于同一轴上传递的转矩相同，所以只需校核短的键（二档小齿轮处）即可。齿轮轴段d=90mm；键工作长度l=L-b=110-25=85mm；键的接触高度k=0.5h=0.514=7mm；传递的转矩T=852.895N.m；查机械设计手册5-129表5.3-3得出键静联接许用挤压应力=100MPa（键、齿轮轮毂、轴均为40C调质）。=30.178MPa，键联接强度足够。总结：其余档次无需再校核。4.7二档情况下，安全系数法疲劳强度校核 1.判断校核危险截面 综上所述，D截面是危险截面，需对D截面进行校核。 2.轴材料的机械性能 根据选定的轴的材料40C钢，调制处理，由机械设计P表14-2查得：735MPa，=355MPa，=200MPa。取=0.2，=0.50.2=0.1。 3.D截面上的应力 因D截面有一键槽bh=25mmmm，t=9mm， 抗弯截面系数W=-=-=75397.501mm；抗扭截面系数W-=-=159501.423mm；弯曲应力幅=40.785MPa，弯曲平均应力0；扭转切应力幅=2.674MPa。4.影响系数D截面受有键槽和与齿轮得过盈配合的共同影响，但键槽得影响比过盈配合的影响小，所以只需要考虑过盈配合的综合影响系数。由机械设计P表14-8用插值法得：查机械设计P表14-8得：应力集中系数=1.72，=1.48；查机械设计P表14-11得：绝对尺寸系数=0.73，=0.72；轴按磨削加工，查机械设计P表14-12及表14-13得：加工表面的表面质量系数=0.92。故综合影响系数：K=-1=2.443；K=-1=2.143；5.疲劳强度校核所以轴在D截面的安全系数为： S=3.563， S=33.286， S=3.543；取许应安全系数S=1.8，有SS，故D截面强度足够。4.8轴的刚度校核由上可得只需校核一档即可：中间轴的直径取最细段d=75mm，查的40Cr的弹性模量E=211GPa，I=1552368.164mm；先取齿轮2得，F=2166.348N，a=70mm，l=1104mm，b=1034mm；由材料力学P表6.1得：=-0.000156，=0.0000848，=-0.0360mm；2齿轮轴向扭矩：M=1992.396=314798.568N.mm；=-0.000289，=0.000175，2齿轮切向扭矩：M=364560N.mm；=-0.000334，=0.000202，取齿轮3得：F=5748.680N，a=1039mm，b=65mm，l=1104mm；由材料力学P表6.1得：=-0.000209，=0.000383，=-0.0887mm；3齿轮轴向扭矩：M=-4183.394=-234270.064N.