【《某双离合器自动变速器的设计与计算过程案例》9500字】

某双离合器自动变速器的设计与计算过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u19057某双离合器自动变速器的设计与计算过程案例 1189141.1选取的变速器主要参数 154651.1.1传动比范围 1167731.1.2变速器各档传动比的确定 234521.1.3中心距的选择 49141.1.4变速器的外形尺寸 5289401.1.5齿轮参数的选择 5246641.1.6各档齿轮齿数的分配 6139451.1.7变速器齿轮的变位 89849表格1.7七档和倒档 1492201.2变速器齿轮强度校核 1452951.2.1齿轮材料的选择原则 14207291.2.2计算各轴的转矩 14211651.2.3变速器齿轮弯曲强度校核 15177991.2.4轮齿接触应力校核 19291901.3轴的结构和尺寸设计 22161881.4轴的强度验算 2412811.4.1轴的刚度计算 24113691.4.2轴的强度计算 2992721.5轴承选择与寿命计算 36107911.5.1输出一轴轴承的选择与寿命计算 36271281.5.2输出二轴轴承的选择与寿命计算 411.1选取的变速器主要参数本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，整车主要技术参数如表1.1所示。表1.1整车主要技术参数发动机最大功率200/6200（kw/rpm）车轮型号245/40R18发动机最大转矩250/5000（Nm/rpm）最高车速250km/h前轴负荷8000N后轴负荷7000N轮胎气压2.5MPa转向盘操纵力不超过200N1.1.1传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档超速档，传动比为0.7～0.8。影响最低档传动比选取的因素：发动机的最大转矩和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。乘用车的传动比范围取1.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车更大[14]。本设计最高档传动比为0.8。1.1.2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转速与汽车行驶速度之间的关系式为：（1.1）式中：(1.1)——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==250km/h；最高档是超速档，传动比=0.8；车轮滚动半径(mm)；发动机转速==6200（r/min）；由公式（1.1）得到主减速器传动比计算公式：(1.2)2、最低档传动比计算最大爬坡度设计，保证最大通过条件，用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力该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）[16]。用公式表示如下：（1.3）式中：G——车辆总重量(N)；——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.01~0.02)；——发动机最大扭矩(N·m)；——主减速器传动比；——变速器传动比；——为传动效率（0.85~0.9）；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（1.2）得：(1.4)已知：；；r=0.3266m；N·m；；，把以上数据代入（1.3）式：根据驱动车轮与地面辐照条件确定：即：为道路附着系数，取值范围为0.5~0.6，取为0.6为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里用70%mg，把数据代入（1.4）式得：所以，一档转动比的选取范围是：校核最大传动比：=1.0~4.5校核得到=1.5在1.0~4.5之间，故3、变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即：1.1.3中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算：（1.5）式中：A——变速器中心距（mm）；——中心距系数，多档的变速器=8.9~9.3；——发动机最大输出转距为250（N·m）；——变速器一档传动比为2.8；——变速器传动效率，取96%。（8.9~9.3）=78.83mm初取A=80mm。1.1.4变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置简单确定。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。乘用车变速器壳体的轴向尺寸参考下列公式用：mm初选长度为270mm。1.1.5齿轮参数的选择1、模数选取齿轮模数是：为噪声应适量减少模数，增宽齿宽；为轻减质量些，应该加强模数，减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数。至于轿车，减少噪声较很关键，模数应选得小些。轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表1.2选取其他各档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。2、压力角压力角小时，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。表1.2汽车变速器齿轮的法向模数车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对于轿车，为减小噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角[15]。本变速器为方便，故全部选用标准压力角20°。3、螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，使工作平稳、噪声减少。试验证明：螺旋角变大，齿的强度相应提高，但螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度变高。由此，加强低档齿轮的抗弯强发，不能使用大的螺旋角；提高高档齿轮的接触强度入手，应选用较大的螺旋角。本设计只选螺旋角24°。4、齿宽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都有影响。尽可能缩小变速器的轴向尺寸和减小质量，应该用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳优点削减削弱，虽然可以用增加齿轮螺旋角代偿，轴承受的轴向力增大，寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。较大的齿宽，工作中因轴的变形导致齿轮倾斜，齿轮沿齿宽方向受力不匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：斜齿，取为6.0～8.5斜齿轮取7.0，mm5、齿顶高系数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有关联。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，轮齿的弯曲应力也会减少。齿轮加工精度提高后，包括我国，规定齿顶高系数取为1.00。为增加齿轮啮合的重合度，减少噪声和提高齿根强度，有的变速器用齿顶高系数大与1.00的细高齿[19]。本设计取为1.00。1.1.6各档齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，根据变速器的档数、传动比和传动方式匹配各档齿轮的齿数。需要留意的是，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。根据图1.1确定各档齿轮齿数。图1.1变速器传动方案简图一挡：===48.72取=49，则=12.895，取=14则=35修正中心距：=则A=80.45取A=71·则=24.85º二挡：===48.72取=49，则=14.94，取=15，则=34则A=80.45取A=71则=24.85º三挡：==1.85，==48.72取=49则QUOTEZ12Z12=17.19取=17则=32则A=80.45取A=71则=24.85º四挡：===48.72取=49则=19.6取QUOTEZ1Z1=19则=30则A=80.45取A=71则=24.85º五档：===48.72取=49则=22.07取QUOTEZ16Z16=23则=26则A=80.45取A=71则=24.85º六档：===48.72取=49则=24.62取QUOTEZ3Z3=25则=24则A=80.45取A=71则=24.85º七档：===48.72取=49则=27.22取QUOTEZ14Z14=27则=22则A=80.45取A=71则=24.85º倒挡齿轮：（直齿）倒挡选用的模数往往与一挡相近，故选用为=1.00倒挡传动比比一挡略大些取=1.0初选倒挡齿轮QUOTEZ7Z7=14QUOTEZ8Z8=19QUOTEZ9Z9=301.1.7变速器齿轮的变位用变位齿轮的原因：凑中心距；加强齿轮的强度和延伸寿命；减小齿轮的啮合噪声[17]。对于变速器中除去一、二档以外的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，随档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。各挡齿轮的变位系数根据变位系数线图来选取：图1.2变位系数线图1、一档齿轮的变位=80.45A=81A进行角度变位：则计算得=21.57则计算得通过选择变位系数线图查得：由u=则在线图的左侧可以查得：，则则2、其它各档齿轮的变位采用与一档齿轮变位的方法和公式，得到其余各档的变位系数如表1.3：表1.3各档齿轮的变位系数档位总变位系数主动齿轮变位系数从动齿轮变位系数二档0.230.41-0.18三档0.230.33-0.1四档0.230.220.01五档0.230.20.03六档0.230.20.03七档0.230.20.03倒档0.050.220.2140.2370.1830.0543、齿轮参数的计算一挡齿轮参数：已知，，QUOTEZ11Z11=35，mm,mm分度圆直径=3×14/cos24.85°=46.286mm=3×35/cos24.85°=115.714mm齿顶高=4.08mm=2.31mm齿根高=2.52mm=4.29mm齿全高=6.6mm齿顶圆直径=54.446mm=120.334mm齿根圆直径=41.246mm=107.134mm节圆直径30mmmmmmmm采用与一档齿轮变位的方法和公式，得到其余各档齿轮的参数见表1.4、表1.5、表1.6。表1.4一档、二档、三档齿轮参数齿轮一档二档三档1011561213法向模数3压力角20螺旋角24.85齿顶高系数1.0顶隙系数0.25齿数143515341732理论中心距80.4580.4580.45齿轮一档二档三档实际中心距818181分度圆直径46.286115.71449.592112.40856.204105.796齿顶高4.082.314.082.311.842.55齿根高2.524.292.524.292.764.05齿全高6.66.66.66.66.66.6齿顶圆直径54.446120.33457.752117.02857.884110.896齿根圆直径41.246107.13444.552101.82850.68497.696节圆直径46.29115.7149.59112.4156.20105.80节圆半径21.14557.85524.79556.20528.152.9总变位系数0.230.230.23变位系数0.41-0.180.41-0.180.33-0.1齿轮四档五档六档12161734法向模数3压力角20螺旋角24.85齿顶高系数1.0顶隙系数0.25齿数193023262524理论中心距80.4580.4580.45实际中心距818181分度圆直径62.8199.1576.0285.9186.2179.32齿顶高1.512.821.412.911.412.91齿根高1.021.701.121.621.121.61齿轮四档五档六档齿全高6.66.66.66.66.66.6齿顶圆直径69.84104.9482.9491.8489.5585.23齿根圆直径56.6491.7469.7478.6476.3572.03节圆直径62.8299.1876.0485.9682.6579.35节圆半径31.4149.5938.0242.9841.32539.675总变位系数0.230.230.23变位系数0.220.010.20.030.20.03表1.6七档、倒档、主减速器齿轮参数齿轮七档倒档1415789法向模数3压力角20螺旋角24.85齿顶高系数1.0`顶隙系数0.25齿数2722141928理论中心距80.45实际中心距81636349.5分度圆直径89.2672.74425784齿顶高1.452.941.92.372.37齿根高1.151.664.654.384.38齿全高6.66.67.746.756.75齿顶圆直径96.1678.6249.861.7488.74齿根圆直径82.9665.4232.748.2475.24齿轮七档倒档节圆直径89.2772.73425784节圆半径44.63536.3652128.542总变位系数0.23-0.72变位系数0.20.03-0.3-0.21-0.21表格1.7七档和倒档1.2变速器齿轮强度校核1.2.1齿轮材料的选择原则1、满足工作需求。不同应用场景，在齿轮传动其他的条件，故齿轮材料也应有不同的需求。但一般动力传输齿轮，需要其材料有足够的强度和耐磨能力，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，使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度强过大齿轮，使两轮硬度差值在30～50HBS左右。提高抗胶合性能，大、小轮选择不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺。大齿轮一般为铸造，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，选锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，正火或调质处理，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，除去热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。若用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮[18]。一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮受的冲击载荷作用也大，抗弯强度要求也高。用了硬齿面齿轮组合，所有齿轮都利用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度是为58～62HRC。1.2.2计算各轴的转矩发动机最大扭矩为250N.m，最高车速5250Km/h，齿轮传动效率99%，轴承传动效率96%。输入轴==250N.m输出轴==250×0.96×0.99=237.6N.m1.2.3变速器齿轮弯曲强度校核轮齿强度计算轮齿弯曲强度计算（a）直齿轮弯曲应力图1.3齿形系数图(1.6)式中：—弯曲应力（MPa）；—计算载荷（N.mm）；—应力集中系数，可近似取=1.65；—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=1.1，从动齿轮=0.9；—齿宽（mm）；—模数；—齿形系数，如图1.3。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，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7，8，9的弯曲应力，，=14，=23，=29，=0.165,=0.121，=0.126，(1.7)==641.04MPa<400～850MPa==464.02MPa<400～850MPa==600.54MPa<400～850MPa==734MPa<400～850MPa(b)斜齿轮弯曲应力(1.8)式中：—计算载荷（N·mm）；—法向模数（mm）；—齿数；—斜齿轮螺旋角（°）；—应力集中系数，=1.50；—齿形系数，可按当量齿数在图中查得；—齿宽系数=7.0—重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。（1）计算一挡齿轮10，11的弯曲应力=14，=35，=0.17，=0.165，=250Nm，=24.85°==240.91MPa<100～250MPa=267.31MPa<180～350MPa（2）计算二挡齿轮5，6的弯曲应力=15，=34，=0.168，=0.171，=250N.m，=24.85°=269.53MPa<180～350MPa=171.87MPa<180～350MPa（3）计算三挡齿轮12，13的弯曲应力=17，=32，=0.176，=0.173，=250N.m，=24.85°=210.80MPa<180～350MPa=230.96MPa<180～350MPa（4）计算四挡齿轮1，2的弯曲应力=19，=30，=0.181，=0.174，=250N.m，=394.74N.m，=24.85°=197.51MPa<180～350MPa=222.58MPa<180～350Mpa4）（5）计算五挡齿轮16，17的弯曲应力=23，=26，=0.182，=0.173，=250N.m，=282.61N.m，=24.85°=150.67Pa<180～350MPa=188.12MPa<180～350Mpa（6）计算六挡齿轮3，4的弯曲应力=25，=24，=0.185，=0.183，=250N.m，=24.85°=146.86MPa<180～350MPa=160.84MPa<180～350MPa（7）计算四挡齿轮14，15的弯曲应力=27，=21，=0.183，=0.168，=250N.m，=24.85°=137.47MPa<180～350MPa=162.22MPa<180～350MPa1.2.4轮齿接触应力校核(1.8)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）；——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）。整理后得到斜齿轮接触应力将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力[]见表1.7。表1.7变速器齿轮许用接触应力齿轮/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1300-1400650-7001、一档齿轮接触应力校核已知：N·mm；；；MPa；mm，，，由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器输入轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（1.26）可得：Mpa同理，其他各档齿轮接触应力见表1.8、表1.9以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力[]，所以各档均合格。表1.8变速器一到五档齿轮接触接触应力齿轮一档二档三档四档五档10、115、612、131、216、17输入轴最大转矩（N•mm）250000弹性模量（MPa）206000齿宽（mm）21节点处压力角（°）20齿轮螺旋角（°）24.85节圆直径(mm)46.2949.5956.2062.8276.04主动齿轮节圆半径（mm）21.14524.79528.131.4138.02齿轮一档二档三档四档五档从动齿轮节圆半径（mm）57.85556.20552.949.5942.98接触应力（MPa）1257.331166.521054.82982.221134.61表1.9变速器六档、七档、倒档齿轮接触接触应力齿轮六档七档倒档3、414、15678输入轴最大转矩（N•mm)250000弹性模量（MPa）206000齿宽（mm）19.25节点处压力角（°）20齿轮螺旋角（°）24.85节圆直径(mm)82.6589.295774.63主动齿轮节圆半径（mm）41.32544.63528.537.3125.35从动齿轮节圆半径（mm）39.67531.6352162.6996.65接触应力（MPa）1068.541001.351096.481096.481661.65格。1.3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。需要变速器的轴有足够强度。因为刚度不足会导致形变，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。1.1.1初选轴的直径在明确两轴式变速器中心距时，轴最大直径支承距离的比值能在以下的选：对输入轴，=0.16～0.18；对输出轴，0.18～0.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：(1.9)式中：——经验系数，=4.0～4.6；——发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径：=25.20～28.98mm初选输入、输出轴支承之间的长度=265mm。按扭转强度条件拟定轴的最小直径：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（1.22）式，得：mm所以，选择输入二轴的花键处最小直径为32mm。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1.4、1.5、1.6所示：图1.4输入1轴各部分尺寸图1.5输入2轴各部分尺寸图1.6输出轴各部分尺寸1.4轴的强度验算1.4.1轴的刚度计算对齿轮工作作用大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。挠度改变齿轮中心距，破坏齿轮的正确啮合；转角让互相齿轮歪斜，有沿齿长方向的压力分布不均匀。定好轴的尺寸后，对轴进行刚度和强度做验算。轴的挠度和转角如图1.7所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用下式计算：(1.10)（a）轴的水平绕度和转角（b）轴的垂直绕度和转角图1.7有两个支撑的轴受单个力产生的绕度和转角（a）轴的水平绕度和转角（b）轴的垂直绕度和转角图1.8有两个支撑的轴受两个力产生的绕度和转角(1.11)(1.12)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），=2.1×105MPa；——惯性矩（mm4），对于实心轴，，对于空心轴；——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=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力，可按下式求出：(1.13)(1.14)(1.15)式中：i——至计算齿轮的传动比；——计算齿轮的节圆直径，mm；——节点处压力角；——螺旋角；——发动机最大转矩，也是第一轴的计算转矩，N·mm。1、变速器输入轴刚度校核变速器齿轮在轴上的位置如图1.7所示。一档工作时，输入轴挠度和转角的计算：已知：N·mm；；；=46.29；=130.58mm；=96.5mm；=227.08mm；=46.286mm，把有关数据代入（1.10）、（1.11）、（1.12）、（1.13）、（1.14、（1.15）得到：NNNmmmmmmrad同理，其他各档工作时输入轴的挠度和转角见表1.10。表1.10变速器各档工作时输入轴挠度和转角输入一轴档位二档四档六档倒档（N•mm）250000（°）20（°）24.85（mm）49.5262.8286.2557（mm）140.3384.81140.31217.30（mm）65.20142.2086.709.70（mm）227.08（mm）31.0128.2341.1535.01（N）9191.157191.218052.839191.11（N）3608.042821.713161.123608.04（N）3711.462906.253251.553711.48（mm）0.00010.00690.02140.0001（mm）0.00030.01770.00040.0003档位二档四档六档倒档（mm）0.00001-0.000260.000010.00001（rad）0.00030.00030.00320.0003输入二轴档位一档三档五档七档（N•mm）250000（°）20（°）24.85（mm）46.2956.2076.0489.27（mm）96.5326.86347.59405.27（mm）130.5811089.2731.59（mm）436.86（mm）41.6315.7632.4154.23（N）10801.477984.678052.836764.98（N）4332.563134.423161.172655.63（N）5002.423226.023251.552731.23（mm）0.02140.00690.02070.0002（mm）0.000350.01770.05280.0005（mm）0.00001-0.00026-0.000140.00001（rad）0.00030.01900.05670.0003根据表1.10可知：各档工作时，输入轴的挠度和转角均符合要求。2、变速器输出一轴刚度校核输出轴的挠度和转角的计算：简单梁在载荷作用下变形公式见表1.11。变速器齿轮在轴上的位置如图1.1所示，由于输出轴同时受两个载荷作用，所以应利用叠加法求输出轴的挠度和转角。表格1.11挠度转角方程AC段（0≤x≤a）CB段（a≤x≤L）挠曲线方程转角方程（1）一档齿轮工作时已知：一档齿轮N·mm；；；=115.71mm；=269.86mm；=167mm；L=436.86mm；=46.286mm，i=2.5把有关数据代入（1.10）、（1.11、（1.12）得到：NNN（2）二档齿轮工作时已知：N·mm；；；=110.33mm；=80.62mm；=179.38mm；=45mm；=50.70mm；=24mm；=236mm；L=260mm；=44.73mm；i=2.28把有关数据代入（1.10）、（1.11）、（1.12）得到：=9335.63N=3664.74N=3771.84N在档位齿轮处的挠度和转角的计算：=0.0232mm0.0596mm0.00016rad1.4.2轴的强度计算1、对输出轴校核变速器在一档工作时，计算输出一轴的支反力：NNNNNN已知：=184.12mm；=75.8mm；=38mm；=58.15；=25.35；=24mm；=236mm；L=260mm；=44.73mm（1）垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即：==－1732.12N=(－5281.39)+10491.01－(－1732.12)=6941.74N（3）计算垂直面内的弯矩N·mmN·mmN·mmN·mm（4）计算水平面内的弯矩N·mmN·mm（5）计算合成弯矩=938607.8N·mm=80612.5N·mm=826726.5N·mm=808353N·mm轴上各点弯矩如图1.9所示。作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水图1.9一档工作时输出轴的弯矩图平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为(1.16)式中：（N.m）；——轴的直径（mm），花键处取内径；——抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（1.16）式，得：MPaMpaMPaMPa在低档工作时，400MPa，符合要求。同理，计算出其他各档工作时输出轴的强度并列出表1.12。由表1.12可知：其他各档的均小于400MPa，所以，其他各档也都符合要求。表1.12各档工作时输出轴的应力情况档位一档二档三档四档五档六档七档(mm)24(mm)236(mm)44.73(mm)184.1280.62238.37134.87208.37134.87159.12(mm)75.84179.3221.61125.1321.6195.1370.88(mm)38453040283532(mm)44.73(mm)25.32档位一档二档三档四档五档六档七档(mm)58.1555.1650.6947.7136.9631.2431.04(mm)260230(N•mm)250000(N)-5281.33-4458.84-3506.49-3008.666247.495039.994409.99(N)7356.836211.094884.454190.983587.962894.492532.68(N)-25199.56-21275.03-16730.85-14355.489781.057890.606904.27(N)10491.019335.637889.747281.598050.337219.136764.27(N)4238.643771.843228.072942.763252.552916.722721.98(N)4118.303664.743136.412859.213160.162831.902655.39(N)-21902.23-16977.42-15078.65-11785.688930.408136.356912.46(N)820.97-632.871484.21289.414010.842587.652647.20(N)6941.742481.186909.703500.507945.164759.155139.94(N•mm)-525651.62-407458.09-361887.70-282856.44214329.57195284.26165899.00(N•mm)-712149.26-564909.48-485708.51-389097.78123374.79121909.14101695.56续表档位一档二档三档四档五档六档七档(N•mm)-184181.41-321578.83-131527.31-104184.6-33459.76149211.14102801.96(N•mm)62295.50-113524.1332101.5536214.4886754.49246162.91187631.66(N•mm)-41570.7957446.03-60634.7618586.33152461.82179999.35144826.07档位一档二档三档四档五档六档七档(N•mm)526738.94445432.01149456.77438017.45171851.83452737.66364318.98(N•mm))))806312.5659201.9546501.9448452.3356332.4323821.4274620.8(N•mm)938607.8766581.9635306.5522014.2397100.3357860.6304297.7(N•mm)808353690306432889.1560292345194.9533699.7432891.2(N•mm)826726.5753025.6451289568744.3354351.4568478.3460472.3(Mpa)91.7775.0362.2051.0440.5636.8631.26(Mpa)106.8387.2572.3159.4145.2040.7434.63(Mpa)150.0577.16161.3189.17160.17126.79134.56(Mpa)151.4784.17170.2590.52164.42135.05141.142、对输入轴校核N(1.17)N(1.18)N(1.19)已知：=51.74mm；=75.88mm；=41.63mm；L=129.62mm；=21.85mm（1）垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即：==1629.08N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：。（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：==6135.02N=10479.98－6135.02=4344.96N（3）计算垂直面内的弯矩N·mmN·mm（4）计算水平面内的弯矩N·mm（5）计算合成弯矩N·mmN·mm（6）计算应力MPaMpa（7）绘制弯矩图见图1.10。图1.10一档工作时输入轴的弯矩图同理，计算出其他各档工作时输入一轴的强度并列出表1.13。表1.13各档工作时输入一轴的应力情况档位一档三档五档七档(mm)51.74107.9977.9921.74(mm)75.8821.6351.53105.88(mm)41.63282867.05(mm)21.8531.3131.0436.96(mm)129.62（N•mm）250000（N）10491.019335.637889.747281.59（N）4238.643771.843228.072942.76（N）4118.303664.743136.412859.21（N）1629.08-256.204477.461390.00（N）2484.893390.622681.711265.63（N）6135.021332.423201.385525.97（N）6344.966652.254851.461239.01（N•mm）87546.8-27667.537237.2632998.56（N•mm）188551.473339.2138291.513400.51（N•mm）329695.8143888.1249675.3131186.5（N•mm）422922.9289774.5355280.7284251.3（N•mm）454699.6297628379421.6312517.6档位一档三档五档七档（Mpa）59.71134.46164.859.61（Mpa）64.20138.10176.0610.56在低档工作时，400MPa，符合要求。1.5轴承选择与寿命计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。(1.20)式中，将Km/h代入式(1.20)得：h1.5.1输出一轴轴承的选择与寿命计算输出一轴初选轴承型号根据机械设计手册选择32005型号轴承KN。1、变速器一档工作时=7356.83N；=4238.64N轴承的径向载荷：=21905.06N；N轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y