五档手动变速器课程gu

1、题目：机械变速器传动机构设学生姓名：刘洪仟学号：20073015系部名称：汽车与交通项目学院专业班级：车辆项目08-4指导教师：李涵武苏清源职称：教授教授目录第一章基本数据选择目录第一章基本数据选择011.1设计初始数据01变速器各挡传动比的确定02中心距031.2齿轮参数041.3各挡齿轮齿数的分配05第二章齿轮校核172.1 齿轮材料的选择原则172.2 计算各轴的转矩182.3 齿轮强度计算182.3.1 齿轮弯曲强度计算182.3.2 齿轮接触应力222.4 计算各挡齿轮的受力26第三章轴及轴上支撑件的校核293.2 轴的强度计算293.2.1 初选轴的直径293.2.2 轴的强度校核

2、303.3轴承及轴承校核393.3.1 一轴轴承校核39中间轴轴承校核42第一章数据计算1.1设计初始数据：方案三）学号：26最高车速：Uamax=96Km/h发动机功率：Pemax=125KW转矩：Temax=565N.m功率转速：np=2600r/min总质量：m=9460Kg转矩转速：nT=1100r/min车轮：9.00-20经查：r=484.68mm变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则ig5=1nprUamax=0.377；-igmax；0式中：Uamax最高车速np发动机最大功率转速r车轮半径igmax-变速器最大传动比io主减速器传动比npr2600484.681

3、0王减速器传动比i=0.377Xp=0.377X=4.949igmaxUamax96双曲面主减速器，当I。詬时，取=90%,i0?6时，=85%。商用车igi在5.08.0范围，g=96%最大传动比ig1的选择：满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式Temaxigi0T=Gf亦u2Gi空1.1)r21.15dt二GfcostGsin：1.2)汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为Te即，iy.70maxigi。Tr式中：G作用在汽车上的重力，G=mg，m汽车质量，g重力加速度，G=mg=9460X9.8=92708N;Temax发动机最大转矩，Tmax=565Nm；i主减速器传动比，i=4.9

4、49;t传动系效率，t=86.4%;f=0.02;r车轮半径，r=484.68mm；f滚动阻力系数，对于货车取:爬坡度，取:=16.7满足附着条件Temaxig1i0TFz2r在沥青混凝土干路面，忻0.70.8,取=0.7594609.860%n即卩ig1-=8.33g5654.94986.4%由得5.70ig18.33;又因为轻型商用车ig1=5.08.0;所以，取ig1=6.0其他各挡传动比的确定：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：ig1ig2ig3ig4q爲2ig3ig4ig5式中：q常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为:432冷1=q，山2=q，冷3=q，

5、冷4=qq小咕=46=1.565所以其他各挡传动比为：ig2=q3=3.833，ig3=q2=2.494，ig4=q=1.565中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式Temax发动机最大转矩，Temax=565Nm。式中：A=KA3Temaxi1g13A变速器中心距mm);Ka中心距系数，商用车：Ka=8.69.6;Temax发动机最大转矩Nm)；i1变速器一挡传动比，ig1=6.0;g变速器传动效率，取96%;贝U,A二Ka3Temaxilg=(8.6-9.6)35656.096%=127.45143.272mm)初选中心距A=130mm。1.2齿轮参数1、模数齿轮的模数定为4.0mm。2

6、、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1货车变速器螺旋角：1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为224、齿宽b直齿bn/m,kc为齿宽系数，取为4.58.0,取7.0;斜齿b二kcmn,kc取为6.08.5,取7.0。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24mm,取4mm。5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。1.3各挡齿轮齿数的分配图变速器传动示意图-1、确定一挡齿轮的齿数中间轴一挡齿轮齿数，货车可在1217之间选用，最小为1214,取Z10=12,一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为igi

7、二彳邑1.4)g乙乙0为了求Z9，Z10的齿数，先求其齿数和Zh，斜齿Zr空込1.5)mn2130cos22=60.27取整为624即Z9=Zh-Z10=62-12=502、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。i 盘2=g=133.7mm取整为A=135mm。对一挡齿轮进行角度变位:端面啮合角:-tan：t=tan：n/cos:10:t=21.43:t=21.43cost=jAocotAo变位系数之和Z9Z10inv：t-inv：tnZ=1.59查表得查表得10=

8、0.779=0.82计算精确值：A=mnZhS0=23.292cosP10一挡齿轮参数：分度圆直径d9二mnz9/cos9=4X50/cos23.29=217.74mmdi0=mnZ10/cos：9jLo=52.26mm齿顶高ha9Zhan一必m.=5.92mmha10=han1_-ynmn=5.72mm式中：yn(A-Ao)/mn勺n=时7-yn齿根高hf9二hanc-9m*=1.52mmhf10=hanc-10mn=1.72mm齿全高h=ha9hf9=7.44mm齿顶圆直径da9=d92ha9=229.58mmda10ndg2ha10=63.70mm齿根圆直径df9二d92hf9=214.

9、70mmdf10=d102hf10=48.82mm当量齿数Zv9Zg/cos3940=64.52Zv10二Z10/COS3940=15.493、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式1.3)求出常啮合传动齿轮的传动比孚二ig1孕1.6)Z1Z912=6.0=1.4450常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，初选-j,=22，即A=mnZ1Z21.7)2 cos启2Acos-12ZZ2mn=2135cos224=62.58由式1.6）、1.7)得Z1=25.65，Z2=36.93取整为乙=26，Z2=37，则:,Z2Z926疋12ig129=5.929ig1=6.0g乙Z103750g对常啮合齿

10、轮进行角度变位：理论中心距A。二mnZZ2=42637=i35.89mm2cosPu2cos22端面压力角tan:t=tan：n/cos：t=21.433端面啮合角cot=-Acot=135.89cos21.433?A135ctt=20.45变位系数之和厂WZ2EtMt-2tanj=(26+37inv20.45inv21.433)2tan22=-0.1988查变位系数线图得：厂0.052=-0.119计算精确值：A=mZl.“=21.042co少2分度圆直径dZ1mn=111.43mmcosd2二Z2mn=158.57mmCOS片4齿顶高ha1=han1*m“=6.648mmha2mhan2-

11、Vnm)n=5.972mm式中：yn(AAo)/mnn二n-yn齿根高hfi二hanCn-im*=5.2mmhf2二hancn-2mn=5.476mm齿全高h=ha1hf1=11.848mm齿顶圆直径da1=d12ha1=124.73mmda2=d22ha2=170.51mm齿根圆直径df1=d1-2hf1=101.03mmdf2=d2-2hf2=147.62mm当量齿数Zv1二Z1/COS3：1=31.98Zv2p/cos31=45.54、确定其他各挡的齿数1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选ZlZ8乙Zl1.8)=3.83326=2.69337口乙迄81.9)2cos8Z7Z8込

12、叱=2135cos22=62.58mn4=17=17由式1.8)、1.9)得Zl=45.63，Z8=16.95取整为Zl=46，Z*则,Z2Z737汉46Z1Z8=1726=3.85ig2=3.83对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距A。Z7Z8=i350mm2cos%卫端面压力角tan_：讥=tan二n/cos:8：t=21.43端面啮合角cosat=Acosat=135.90cos21.43A135=20.43sz7z8iinv：一inv：t变位系数之和nT-2tang=-0.228=-0.297=0.07求飞的精确值：A二mnZ7弓飞=21.042cosP8二挡齿轮参数：分度圆直径d?二Z

13、7mn=197.14mmCOSP7-8d8二Z8mn=72.86mmCOSP7齿顶高ha7二han7-；ynmn=4.66mmha8flhan8一：ynm.=3.22mm式中：yn（A-A。）/mn叽二八yn齿根高hf7=hancn-7mn=4.72mmhf2二hancn-8mn=6.16mm齿全高h=ha7hf7=9.38mm齿顶圆直径da7=d72ha7=206.46mmda82ha8=79.30mm齿根圆直径df7二d7-2hf7=187.70mmdf8=d&-2hf8=60.54mm当量齿数zv7=z7/cos3=56.59Zv8=Z8/cos38=20.912)三挡齿轮为斜齿轮，初选

14、6=20牛咱1.10)牛咱1.10)26=2.44937=1.72A_mnZ5Z62cos5厘3.11)由式3.10)、3.11)得Z5=39.56,Z6=23.00取整Z5=40,Z6=23乙Z5i3乙Z6=37汉40=2326=2.474i3=2.449对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距Ao=mnZ5Z6=134.09mm2cosP5(端面压力角tan:t=tann/cos_6=0.387:t=21.14端面啮合角cos：t二Acos：t=13409cos21.14A135Ctt=22.11Z5zQinv：J-inv：t变位系数之和-2tang=0.2265=0.18；=0.046求，的精

15、确值：A二mnJZ6g=20.002cos05_6三挡齿轮参数：分度圆直径d5ZE=97.90mmCOS5_6de=Z6mn=170.27mmcosPe齿顶高ha5二han5一mn=3.185mmha6Whan6一yn=3.275mm式中：yn（A-A0）/mnTn二n-yn齿根高hf5dhancn-5mn=4.28mmhf6二hanCn-6m.=4.82mm齿全高h=ha5hf5=7.465mm齿顶圆直径da5=d52ha5=104.27mmda6二d62ha6=12.915mm齿根圆直径df5=d5-2hf5=89.34mmdf6=d6-2hf6=160.63mm当量齿数Zv5二Z5/CO

16、S3:6=27.72Zv6=Z6/cos36=48.21T=217mmZ11Z11De11-2=52.25取Z11=53计算倒挡轴和第二轴的中心距Am乙3乙12二421+53)2=148mm计算倒挡传动比Z2乙3乙1Z1Z12Z1337汉21x53261121=3.59齿顶圆直径13:96mm12:60mm11:158mm第二章齿轮校核2.1齿轮材料的选择原则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w350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命

17、接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在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变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：m法乞3.5时渗碳层深度0.81.2m法一3.5时渗碳层深度0.91.3m法5时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863;心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2;表面硬度HRC485312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。2.2计算各轴的转矩发动机最大扭矩

18、为171Nm，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。I由T1=Temax离承=56.5g9%X96%=53.69Nm中间轴T2=TJ家齿14=53.6996%X99%X37/26=72.62NmU轴一挡T31=T2h承i940二挡T32=丁2口承口齿i7=287.560.96%.9946/17=739.50Nm三挡T33=T2口承口齿i5(=739.50区.96099H0/23=1222.29Nm四挡T34=丁2口承耳齿i3=1222.290.960.9933/30=1277.84Nm五挡T35=T2承齿=1277.840.960.99=1214.46Nm倒挡T倒=T2

19、(承齿)2i11JL2=1212.46(0.960.99)2X40/13=3375.30Nm2.3轮齿强度计算轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿轮弯曲应力二W图2.1齿形系数图图2.1齿形系数图2.1)2TgK；KfW兀mzKcy式中：二w弯曲应力vMPa)；Tg计算载荷Nmm);K.-应力集中系数，可近似取K.-=1.65；Kf摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9；b齿宽mm)；m模数；y齿形系数，如图2.1当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa

20、，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲应力二W11，二W12，二W13Z11=40，Z12=13，Z13=22，y11=0.139，=0.143，34=0.149，T倒=1912.33Nm，T2=688.07Nm2T倒KKf-w11-3兀mZHKcyn=424.91MPa40(850MPa2T2gKfw123二mZ12Kc2=558.87MPa40(850MPaw13w132（T2乙3/乙2）K；Kf=438.83MPa400850MPa2、斜齿轮弯曲应力j2.2)2.2)2TgcosPk:-w3zmnyKcK.式中：Tg计算载荷N

21、mm);mn法向模数mm);z齿数；:斜齿轮螺旋角);K匚一应力集中系数，K；=1.50;y齿形系数，可按当量齿数Zn=zcos31在图中查得;Kc齿宽系数Kc=7.0,对乘用车常啮,对乘用车常啮K；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合齿轮和高挡齿轮，对货车为100250MPa。1)计算一挡齿轮9,10的弯曲应力二W9，二w102T31C0S-90K；_二mjygKcK；228756cos23.29侦1037：50430.207.02.0=247.20MPa100250MPa2T2COS09_ioK口二Zim；yioKcK二Zim；yioKc

22、Krrj-w102688f7cos2?82O103二1343=140.82MPa100250MPa2)2)计算二挡齿轮7,8的弯曲应力w72T32cos-7_8K；_-二Z7mMKcK.2739.50COS23。SO103-4643=225.00MPa100250MPa2T2cosP7_8KQw8_ZmKcK；27262cos213501031743=245.04MPa100250MPa3)3)计算三挡齿轮5,6的弯曲应力一2T33COSsO3ZsmnysKcK=187.11MPa100250MPaw6w62T2COS：5_6心二Z6m：y6KcK.=220.50MPa100250MPa4)计

23、算四挡齿轮3,4的弯曲应力2T34cos3二ZsmKcK.=228.73MPa100250MPaw4w4_2T2cos4K._ZmjyqKcK=172.31MPa100250MPa5)计算常啮合齿轮1,2的弯曲应力w1w12T|cos“K；-二訓和曾；=136.80MPa100250MPaw2w22T2cos12K._NmKcK=136.93MPa100250MPa轮齿接触应力q1TgE11)耳bdcosacosPpzPb丿二j=0.4184.3)式中:一轮齿的接触应力MPa)；Tg计算载荷;节点处压力角),:齿轮螺旋角；?b主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm，直齿轮匚二rzsin：、二rbs

24、in很cos2:；%-rbSin，斜齿轮J=jsincos2:、rz、G主、从动齿轮节圆半径（mm。虹sin:/cos223.56=11.35mm2da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见表4.1。弹性模量E=20.6X04Nmm-2，齿宽b=Kcm=Kcmn=74=28mm表2.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮cTj/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡130014006507001）计算一挡齿轮9,10的接触应力z10=1417.05MPa19002000MPat2et2er10-0.418.b

25、d10cos:cos23.561b94111032）计算二挡齿轮7,8的接触应力d8.sin2:/cos20.36=15.69mm=0418V28汉56.41cos20cos22.82*丿=1453.65MPa19002000MPaCj7=0.418T32E1bd/cos:cos23.81Pb7丿=0.4181041110328x149.07cos20=丿=1075.87MPa13001400MPaT2Ecj8=0.418J2I+bd8cosacos23.81严左Pb7104=0.418丫28汉80.93cos20=cos20.015.6928190103=1103.54MPa13001400

26、MPa3）计算三挡齿轮5,6的接触应力?z6d6.sin22-/cos20.36=20.65mm;?b5d57.sin22:-/cos20.36=23.94mmCj5=0.418T33Ebd5cos:cos20.36z6?b5104=0.418.28x丿103=898.32MPa13001400MPa-6=0.418J丄十丄、bd6cosacos20.36。IPz6Pb5;T2E410=0.418丫28x丿103=921.31MPa13001400MPa4）计算四挡齿轮4）计算四挡齿轮3, 4的接触应力虫sin:/cos223.56=25.60mm2?b3sin:-/cos223.56=18.

27、995mmCj3=0.418T34E1bd3cos:cos23.81b3丿=0.418104r+28x丿103=813.35MPa13001400MPa刁4=0.418亠丄bd4cos_：cos23.817iZ4b3T2E=0.41810428口32.03co；20&s20.09。詁0十蟲卜03=834.36MPa13001400MPa5）常啮合齿轮1,2的接触应力;?b2;?b2d1.sin22cos20.36=14.04mmd2.sin22cos20.36=30.55mmT1Ebd1cos:cos20.36、z1?b2104=0.418”28x丿103T2E=834.04MPa28x丿=8

28、13.11MPa13001400MPa6）计算倒挡齿轮11,12,13的接触应力dsin20=8.89mm2虫$巾20=15.05mm2rb11=Hsin20=27.36mm2卄0.418齐E”bdi1cosot115.0527；6103=0.4181912.3320-6104v2860cos20=1272.57MPa19002000MPa=0.4182T2(Z13/Z12)Ebd13cos:11103F13=0.418688.07(22/13)20.610428x88cos20=1642.47MPa19002000MPa2.4计算各挡齿轮的受力1)一挡齿轮9,10的受力Ft92T31d901

29、023182.56N173.59Ft102T2d102688.071024390.99N56.42Fr9Ftan-n=23182.56tan20/cos22.82=9154.29NFt10tanncos:940=24390.99tan20/cos22.82=9631.47NFa9二Ft9tan=23182.56tan22.82=9754.57NFa10=Ft10tan9J24390.99tan22.82=10263.05N2)二挡齿轮7,8的受力Ft72T32d72120463103=16161.94N149.07Ft82T2d82688.07103Fr7Ft7tannt7n二16161.94

30、tan20/cos20.09=6263.58NCOS：7卫Fr8Ft8tan：nn=17006.18tan20/cos20.09=6590.76NCOS:7_8Fa7=Ft7tan8=16161.94tan20.09=5977.23N3)4)Fa8二Ft8tan：8三挡齿轮5,6的受力Ft5Ft6Fr62T33d52T2d6=17006.18tan20.36=6220.01N2758.57103=12282.55N123.5210-12923.93NFt5tan：nCOSSFt6tan：nFa5二Ft5tan5-6Fa6=Ft6tan飞四挡齿轮3,4的受力122825520W60.12Ncos

31、20.09輕型空=4492.34N=12923.93tan20.09=4726.93N2T34d32x485183103=9905.68N97.962Ld4103=10422.93N132.03Fr3Ft3tan：n9905.68tan20=383896Ncos20.09Fr4Ftqtarvn10422.9320=4039.42ncos20.09Fa3=Ft3tan-3_4=9905.68tan20.09=3623.00NFa4=Ft4tan-3_4-10422.93tan20.09=3812.19N5）五挡齿轮1,2的受力Fti2T12332.64103=9187.68Nd172.41Ft2

32、2T22誇10_8731.85Nd2Fr1Ft1tan：nFr2Fa1Ft2tan：n9187.68tar20二3560.70Ncos20.098731.85tan20二3384.04Ncos20.09Ft1tan=9187.68tan20.09=3360.40NFa2=Ft2tan1、3193.68N6）倒挡齿轮11,12的受力d11=mz11=440160mm,d12=mz12=413=52mmT倒=1912.33Nm,T2=688.07NmFt11dn21912.33103160=23904.13NFt122T2d122688.0752103=26464.23NFm二Ftutan：=23

33、904.13tan20=8700.39NFr12=Ft12tan-26464.23tan20-9632.19N第三章轴及轴上支承的校核3.1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HRC5863,表面光洁度不低于815。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

34、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。3.2轴的强度计算初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d0.45-0.60A，轴的最大直径d和支承距离L的比值：对中间轴，d/L=0.160.18;对第二轴,d/L0.180.21。第一轴花键部分直径dmm）可按式5.1）初选d=K3Temax5.式中：K经验系数，K=4.04.6;Temax发动机最大转矩Nm）。第一轴花键部分直径d厂4.04.6、56.5=23.0826.54mm取d26mm；第二轴最大直径d2max、0.450.6096=43.257.6

35、mm取50mm；中间轴最大直第二轴：d2max=0.180.21;第一轴及中间轴：=0.160.18L2L第二轴支承之间的长度L2=285.71375mm取L2=mm；中间轴支承之间的长度L=333.33375mm取L=mm，第一轴支承之间的长度L1=144.44Ft齿轮齿宽中间平面上的圆周力N);5E弹性模量vMPa),E=2.06X0MPa；I惯性矩mm4)，对于实心轴，Id64；d轴的直径vmm),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f二.fc2fs2乞0.2mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为f=0.050.10mm

36、,农】=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。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=14692.88N，Fr9=5832.29Nd32=50mm,a9=202mm,b9=89.875mmL=291.875mm2264Fr9a9b9fc943-ELd32=0.034mm_0.050.10mms964Ft9a9b92.23d32EL=0.087乞0.1CH0.15mm=0.093mm咗0.2mm64Fr9a9b9b9a9=-0.00021rad乞0.002rad3二ELd32二档时Ft7=10731.42

37、N,Fr7=4166.65Nd33=50mm,a?=153mm,b7=138.875mmL=291.875mm2264Fr7a7bc7c743-ELd33=0.033mm_0.050.10mm=0.033mm_0.050.10mm22f_64F七7&7b7八3d；3EL=0.0859乞0.1CH0.15mmf7二fc；fs7=0.92mm乞0.2mm64Fr787匕7(匕7a7)、7J77_J=-0.000022rad乞0.002rad3兀ELd33三档时Ft5=8398.21N,Fr5=3260.74Nd34=40mm,85=95mm,b5=196.875mmL=291.875mm2264F

38、r585b543二ELd34=0.049mm三2264Ft5a5b53Mel=0.26_0.100.15mmf5二fc5fs；=0.135mm乞0.2mm_64Fr585bs(bsa5)5g55_L=0.00027ra0.002rad3兀ELd34四档时Ft3=6998.25N,Fr3二2777.93Nd35=35mm,a3=51mm,b3=240.875mmL=291.875mm2264Fr3a3b33ELd435=0.031mm_0.050.10mm2264张3QrdEL=0.078_0.1CH0.15mm22f3二fc3fs3=0.084mm一0.2mm64斥風Rb34a二ELd35倒档

39、时Ft11=14717.24N,Fr11=6118.08Nd31=40mm.=260mm,b=31.875mmL=5357.08mm2264Frnanbi1fc1143xELd31s1164Ft11a13：dEL=0.0437乞0.100.15mmf“=fc11fs11=0.046mm一0.2mmr64Fr11a11bi1（1耳1）cccc/ia只/cccc只-11一4=-0.00044rad、0.002rad3ELd313）中间轴刚度一档时Ft10=15460.51N,Fn0=6136.996N952d22mm,a10=86.875mm,b10=238.875mm2L=325.75mm3EL

40、d2222f_64Fr1a10bi0fc10-=0.031mm乞s1064Ft10ai0bl02.23二d；2EL=0.079乞0.1CH0.15mmf10=fc2o+fs1o=0.085mm兰0.2mm10=64斤10印0%b:-印。22四档时Ft4=7362.71N,Fr4=2962.902Nd25=52Z=56mm,2a4=89.875mm,b4=235.875mmL=325.75mm2264Fr4a4b443二ELd252264Ft4a4b43：d；5EL=0.0335乞f4fc；+fs4=0.036mm兰0.2mmMF4db-a,=0.00009rad!0.002rad3ELd25五

41、档时Ft2=6351.57N,F2=2466.103N.5046d26=4648mm,a2=28.875mm,b2=296.875mmL=325.75mm22264Fr2a2b2fc243二ELd26=0.0034mm弍0.0厂0.10mm22f64Ft2a2b2s2=3d；6ELH0.15mmf2二fc：fs：二64斤应2db2：ELd26倒档时Ft12=15485.36N,Fr12=5636.67Na12=299.875mm,b12=25.875mmL二325.75mmd21=35.849=40.34mm,2fc122264Fr12a12b|23：ELd212.22.2fs1264Ft12

42、&12b|23d21EL=0.035一0.1旷0.15mmf12=Jf；2+fs12=0.037mm兰0.2mm2二64冃12*12“2b：一印2二ELd212、轴的强度计算1）二轴的强度校核=0.035一0.1旷0.15mmf12=Jf；2+fs12=0.037mm兰0.2mm2二64冃12*12“2b：一印2二ELd212、轴的强度计算求垂直面内支反力Rva、Rvb和弯矩MvcRVA+RVB=Fr91Fr2LiFagdg二RvbL2由以上两式可得Rva=401.64N,R/b=5367.73N,Mvc左=81131.28Nmm,Mvc右=482424.73Nmm按第三强度理论得:H+MV右

43、+T32=J906.882+482.422+0982.662=1421.54NmCJ32M=115.896MPa卜400MPad312）中间轴强度校核CRha:Ft2DtLiL2L3fcLRhbRvbRvb1求水平面内支反力Rha、Rhb和弯矩MHCMhd由以上两式可由以上两式可131621.78Nmm,M2求垂直面内支反力Ft2L1+RHBL-Ft12Li*L2得Rha=-4558.33N，Rhb=13692.32N，Mhchd=354288.78NmmRva、Rvb和弯矩Mve、Mvd1Fr2L1Fa2d2Fr12L1L2-RVBL由以上两式可得Rva=2206.16N，Rvb=5896.

44、61N,Mvc左=152574.78Nmm，Mvc右=63702.87Nmm,Mvd=223021.10Nmm按第三强度理论得:Me二MHcMVc右：T22=505.04NmMdmHdM；d：T22=580.34N.m二C二丝芈=41.18MPa400MPa:d26二D二翌芈=37.66MPaI-400MPa心d213.3轴承及轴承校核3.3.1 一轴轴承校核RV2MRviirFr9982660Nmm1、轴及轴承的校核因为工作转速和轴颈的要求，初选一轴轴承型号为30208,正装 求水平面内支反力Rhi、Rh2和弯矩MhRh1+Rh2=Ft9Ft9L1二RhiL由以上两式可得RH1=10575.896N,RH2=4116.98N，MH=950508.66N.mm 求垂直面内支反力RV2、RV1和弯矩Mv左、Mv右Rv2+Rv1=Fr91Fr9L1二Fa9d9=&丄2由以上两式可得R/2=345.86N,RV1=5423.51N,M=79850.43Nmm,Mv右=481203.67Nmm按第三强度理论得：M=JmH十mV