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电动商用车三档机械式变速器设计,电动,商用,车三档,机械式,变速器,设计
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目录摘 要.3ABSTRACT.4第 1 章 绪 论.51.1 汽车变速器概述 .51.2 课题研究现状、设计的目的和意义.61.2.1 研究现状.61.2.2 设计目的意义.61.3 汽车变速器现状和发展趋势.71.4 变速器的特点和设计要求及内容.8第 2 章 变速器的结构分析与型式选择.102.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择.102.1.1 有级与无级变速器.102.1.2 两轴式与三轴式变速器.102.1.3 支承方案分析.112.2 变速器零、部件的结构分析与型式选择.122.2.1 齿轮型式.122.2.2 轴的结构与分析.122.2.3 轴承型式.132.2.4 换挡机构的结构型式与分析.132.2.5 变速器的操纵机构.142.3 变速器倒档布置方案的选择与分析.152.4 本章小结.16第 3 章 变速器主要参数的计算及校核.173.1 设计的初始数据 .173.2 变速器传动比的确定 .173.3 中心距 A.183.3.1 初选中心距.183.3.2 变速器的轴向尺寸.193.4 齿轮参数及齿轮材料的选择.193.4.1 齿轮模数.193.4.2 齿形、压力角及螺旋角.193.4.3 齿宽.20b3.4.4 齿顶高系数.200f3.4.5 齿轮材料的选择原则.203.5 一档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算.213.5.1 一挡齿轮参数的计算.213.5.2 一挡齿轮强度的计算.233.5.3 一挡齿轮受力的计算.263.6 常啮合齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算.263.6.1 常啮合齿轮参数的计算.263.6.2 常啮合齿轮强度的计算.273.6.3 常啮合齿轮受力的计算.273.7 二档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算.283.7.1 二档齿轮参数的计算.283.7.2 常啮合齿轮强度的计算.293.7.3 二挡齿轮受力的计算.293.8 三档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算.293.8.1 三档齿轮参数的计算.293.8.2 三档齿轮强度的计算.303.8.3 三挡齿轮受力的计算.30第四章 轴及轴上支承的计算及其校核.314.1 轴承的选择及寿命验算 .314.1.1 滚针轴承的选择及寿命验算.314.1.2 圆锥滚子轴承的选择及寿命验算.374.2 轴的工艺要求 .414.3 轴的校核计算 .414.3.1 初选轴的直径.414.3.2 轴的刚度校核.424.3.3 轴的强度校核.484.4 本章小结.51结 论.62参考文献.63致 谢.65摘摘 要要传动是汽车传动系统的重要组成部分。 其性能直接影响车辆的动力和经济性。 因此，变速器的设计是影响整车性能的重要装配设计。该设计主要研究中心轴三档手动变速器。 主要设计内容包括传动机构选择分析，关键传动参数计算。 变速箱操作机构的设计。 传动传动机构的计算和验证。 传动轴承选择计算和验证。 同步器的设计和计算。 变速箱的结构设计。 最后，通过综合计算，分析和验证，设计出合理的结构性能和技术要求。关键词：变速器；传动比；参数；设计计算；校核ABSTRACTTransmission is an important part of the automotive transmission system. Its performance directly affects the power and economy of the vehicle. Therefore, the design of the transmission is an important assembly design that affects the performance of the entire vehicle.The design mainly focuses on the center shaft three-speed manual transmission. The main design content includes analysis of transmission mechanism selection and calculation of key transmission parameters. Gearbox operating mechanism design. Calculation and verification of the transmission mechanism. Drive bearing selection calculation and verification. Synchronizer design and calculation. Gearbox structure design. Finally, through a comprehensive calculation, analysis and verification, a reasonable structural performance and technical requirements are designed.Keyword: Transmission; Transmission Ratio; Parameters; Design and Calculation; Checking第 1 章 绪 论1.1 汽车变速器概述传输是通过改变发动机的曲轴，所述的各种驱动障碍，加速度，操作的开始的转矩和速度，并克服用来满足不同操作条件下，如要求，驱动车轮的牵引力和速度满足各种要求。随着汽车行业的发展，未来汽车模型的多样化，个性化，智能化已成为汽车的发展趋势。但是，变速箱设计始终是车辆设计最重要的方面之一。这一点，在同一时间被用来改变传递到驱动轮的发动机的扭矩和转速时，发动机会在最有利的工作条件下工作。因此，其表现会影响汽车的动态和经济指标。变速器以非常低的稳态速度运行汽车，这仅在内燃机的最低稳定速度下难以实现。变速箱的倒档可以使汽车向后移动。在发动机起动，停车和征税过程中，中立位置使汽车能够长时间将发动机与传动系分开。除了在动力学和经济车辆的影响，变速器的结构提供车辆和亮度，具有直接影响的可靠的操作，如发送的平滑度和效率。变速箱和主减速器和发动机参数进行了优化和调整，以获得良好的动态和经济性能。自锁和联锁装置，倒档齿轮的安全装置，并且通过使用其它结构单元，可以可靠地不跳过齿轮操作。倒档，自动换档和意外倒档。使用同步器将允许轻微移动而不会产生撞击或噪音。采用斜齿轮，改型和参数优化，使齿轮传动顺畅，噪音低，齿轮比不同。它还改善了汽车在不同路面上的动力学和经济性，从而获得了汽车和发动机的良好匹配。1.2 课题研究现状、设计的目的和意义1.2.1 研究现状作为汽车传动系统的主要传动机构，汽车传动已有 100 多年的经验。随着汽车技术的快速发展，汽车变速器技术的发展正在发生重大变化。改变传动比，改变传动比，并与发动机连接。鉴于变速器的显著移位功能的，该结构的功率是车辆，燃料消耗，可靠性和亮度的转变，由于在传动装置的稳定性和效率有直接影响，影响车辆的性能。因此，重要因素之一一直是汽车行业竞争的中心，传动的研究和发展变得越来越重要。随着生活水平的提高，许多农民和中小企业根据自己的需要和经济条件选择购买实惠的轻型商用车作为运输工具。机械传动装置与经济型电动商用车辆一起使用，具有其自身的性价比。经济型和实用型轻型商用车的制造商和销售在电动多用途车市场上一直很好。轻型电动商用车辆基本上是一种 5 速机械变速器。这表明对轻型电动商用车辆的研究仍然是非常必要的。众所周知，传统机械变速器存在换档冲击大，体积大，振动噪音大，操作繁琐复杂等诸多弊端。但它具有传动效率高，运行可靠，使用寿命长，制造工艺成熟，成本低等诸多优点。但从目前市场的供给和需求点，如汽车变速器是最流行的在中国，因此它扮演的是仍然不能半晌替换过的作用，有必要进一步研究它。1.2.2 设计目的意义 汽车变速器用于改变发动机传递给驱动轮的扭矩和转速。其目的是在不同的驾驶条件下，例如起步，爬升，转弯和加速等，给汽车提供不同的牵引力和速度。同时，发动机在最有利的条件下工作。手动变速箱在中国广泛使用。通过手动变速器设计的，我完全不懂设计流程和传输，自己的能力结构，来证明独立思考能力和汲取能力，学习的传递具有一定的现实意义。在汽车开发过程中选择传动参数很重要，因为它涉及到车辆动力和燃油经济性。例如，当车辆速度大于最大速度下，驱动力，当车辆速度是不同变得比驱动阻力越大，可在驱动力加速或增加的其余部分的车辆。它涉及传输的参数。通过手动变速器的设计，我了解了更多关于传动参数的选择过程和优化过程。汽车变速箱设计是复杂的系统工程。关键的设计，车辆的平滑性，全面考虑到动力和燃油经济性的设计要求，是强加给设计师传输高要求。使用 AutoCAD 绘制二维平面图并优化传输参数将大大提高设计效率和质量。1.3 汽车变速器现状和发展趋势现代汽车工业的快速发展与人们对汽车需求的不断变化之间，机械传动已经不能满足人们的需求。自动变速器技术正在迅速发展。如今，国内变速器制造商正在向无级变速器和自动变速器发展。中国有几款适用于无级变速器的汽车，但轻型多档车使用多个中间轴来降低速度和速度。它被分开了。这种无级变速器也被称为 CVT（无级变速器） 。这种变速器与普通齿轮式自动变速器最大的区别在于消除了复杂笨重的齿轮组合变速器，并且仅使用两对皮带轮进行变速器换档它没有完成。无级变速器的结构比传统变速器更简单和更小。自动变速器的手动变速器的齿轮对和复杂的行星齿轮组并不多。主要实现无级变速比根据驱动轮，从动轮，传动带的变化而变化。 。几乎所有自动驾驶汽车公司都进行了自动变速箱的研发，有些公司也推出了自动变速箱产品。然而，其结构相对简单，技术退缩，平滑和变化的经济性不足。以AT（液压自动变速器）为例，国内汽车公司花费很长时间学习 4 速 AT。很难实现布局方案，AT 生产设备和过程控制等技术难点。成熟的产品。这些因素也反映在特殊CVT（机械式 CVT）的配置中。对于 AMT（电控机械式自动变速器）和 DCT（双离合变速器）来说，最大的技术难点在于软件开发和控制。在制造方面，可以继续手动变速器的一部分齿轮传动，但有必要大大提高加工精度。目前国内自动变速器基本上依赖国际厂商提供的产品和技术，市场竞争仍然存在于手动变速器和自动变速器之间，中国变速器研制与国际水平的差距仍处于初期阶段。国内手动变速箱技术也在世界幕后。大多数制造商目前拥有用于制造手动变速器的设施和能力，但通常基于 5 速手动变速器。对于速度超过 5 的产品，您需要依赖国外。该技术已经被研究，并且产生的产品或多或少存在诸如齿轮鸣笛噪音和变速性能下降的问题。从国际传输市场的角度来看，不同地区的电力传输装配是不同的。几年前出现的双离合变速器（DCT）结合了手动变速器的燃油效率，运动性能和自动变速器的便利性。全球范围内开展大规模的研究和生产。北美正开始寻找能够在注意舒适度的同时降低油耗的解决方案。 DCT 是最好的解决方案之一，4 速 AT 是落后的技术。它被 6速 AT 或更高速 AT 或 DCT 取代。与 AT 相比，DCT 逐渐占据未来手动变速器和 AT 市场的一部分，以节省 10左右的油耗。随着 DCT 的出现，我们可以看到目前的市场格局已经有所改变。在短期内，传输市场的全球竞争主要发生在各种自动变速器（AT，CVT，DCT）中。今天，全球汽车产量每年增长 3.5。据估计，到 2015 年，全球微型乘用车产量将至少达到 8900 万辆。随着小型车的产量增加，手动变速器和行星式自动变速器的输出有望增加，但都被 AMT（自动变速箱）和 CVT（排量变速箱）占据。由于商用车辆的特点，不可能用另一个变速器代替机械变速器的功能。其大容量需要高功率发动机和大扭矩传输。从一档或二档开始，首先有足够的牵引力来驾驶汽车。在爬坡等级的情况下，机械传动的特点非常明显。1.4 变速器的特点和设计要求及内容在这种设计中，由于传统的传输的改进设计的，传动机构被设计，传动组件，对于给定的发动机速度，最大速度的最大扭矩，并且设计发动机校准力的条件下它完成了。主要部件的图纸和零件图纸。对于传输要求：（1）确认汽车有必要的动力和经济性。（2）设置空档，以中断发动机向驱动轮的动力传递。（3）设置倒车档，以便可以将车推入。（4）根据需要设置电源输出设备输出。（5）快速移动，省力，方便，可靠的工作;（6）车辆行驶时，变速器不得造成档位，齿轮，变速等冲击等。（7）传动必须具有较高的工作效率。（8）变速器运行噪音必须很小。此外，该变速器还小的外部尺寸和质量，生产成本低，符合维护方便的要求，必须满足汽车所需要的动力性和经济指标。传动设计的主要内容：1.选择传输传输方式。传动控制机构的设计。3，计算每个档位参数和强度检查。参数计算包括变速箱齿轮比计算，中心距计算，各种齿轮的齿轮分配，齿轮参数等。对于强度检查，检查齿轮的弯曲应力，检查接触应力，计算圆周力，齿轮。力，轴向力4.传动轴和轴支座的计算和检查。齿轮滚针轴承选择和它的使用期限检查，第二轴的圆锥滚子和中间轴，寿命的计算，加工分析的轴，所述轴结构的设计中，轴的直径和长度的计算，的轴的强度和刚度的计算选择。5.同步器设计选择和参数选择。6.变速箱的结构设计。第 2 章 变速器的结构分析与型式选择2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择2.1.1 有级与无级变速器有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，具有高的传动效率，因此在各种类型的汽车上得到了广泛的应用。)98. 096. 0(通常，有级变速器具有 3 个、4 个、5 个前进挡；重型载货汽车和重型越野车则采用多党变速器，其前进档位数多达 6-16 个甚至 20 个。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。2.1.2 两轴式与三轴式变速器三轴式变速器如图 2.1 所示。1-中间轴；2-第一轴；3-第二轴；4-换挡拨叉；5-定位钢球图 2.1 载货汽车的三轴式三挡变速器 其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩。因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所降低。两轴式变速器如图 2.2 所示。1-第一轴；2-第二轴；3,4-同步器图 2.2 轿车具有纵置发动机时的两轴式变速器 与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高、噪声低。两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮（见图 2.2）或双曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（）也受到较大限制，但这这一缺点可通0 . 50 . 41gi过减小各高档传动比同时增大主减速比来消除。2.1.3 支承方案分析 有些电动商用车变速器采用多支承方案（见图 2.3（a） ）以提高第二轴与中间轴的刚度，这时可采用以该两轴所决定的平面作为壳体的分界面，以解决轴和齿轮等零部件的拆装问题。传统的三轴式变速器的第二轴长且支承刚度差，而各换挡部件多装在第二轴上，低档同步条件较差，近年来有些电动商用车变速器采用短的第二轴方案。如图 2.3（b）所示，其常啮合传动齿轮加大，故除了后置啮合传动齿轮较大外，各档齿轮均可设计得紧凑轻巧；另外，低档同步器安装在中间轴上，同步惯量减小，这样既可缩短同步时间又可减轻换挡力；中间轴的支承刚度较大，低档同步器装于其上既可减少换挡零部件的磨损，又可减少自动脱档的可能性。（a）变速器的多支承方案；（b）变速器的短第二轴方案图 2.3 变速器的多支承方案与短第二轴方案2.2 变速器零、部件的结构分析与型式选择2.2.1 齿轮型式斜齿圆柱齿轮虽然工作时有轴向力且加工稍复杂些，但仍以其运动平衡、噪声低、寿命长的突出优点而受到变速器的普遍采用。直齿圆柱齿轮仅用于一些变速器的一档和倒档。2.2.2 轴的结构与分析传动轴在运行过程中承受转矩和弯矩。轴的大变形影响齿轮的正常啮合，导致很大的噪音和寿命的缩短。除了轴的结构和形状外，还必须确保轴的强度和刚度。还有必要考虑安装和固定齿轮，同步器和轴承。它也与加工过程密切相关。第一轴通常与齿轮一体形成，其长度由离合器组件的轴向尺寸决定。考虑到第一根轴的花键和离合器从动轮毂的内花键。目前，通常使用以齿侧为中心的矩形花键，并且齿之间的啮合是动态的。第二根轴以阶梯形状制成，便于安装。从材料的力量和合理使用的角度来看，也是必要的。横截面尺寸不能有很大差异。如果应力集中在轴上砂轮的超行程槽上，轴可能会损坏。通过弹性挡圈定位各齿轮简单，拆卸不方便，且与旋转部件的端面存在滑动摩擦。同时，弹性挡圈不能承受较大的轴向力，因此该结构仅用于灯光和汽车变速器，其使用方式如下。连接到第二轴上的同步器适配器的花键是渐开线花键，最好以大直径为中心。虽然渐开线花键固定连接的精度低于矩形花键的精度，但定位性能好，承载能力大，齿高小，可提高轴的刚性。传动中间轴分为旋转和固定两部分。旋转副轴由前后滚动轴承支撑。齿轮的第一个齿轮与轴集成在一起，但是高速齿轮连接到键或过盈配合和轴以便于更换。如果结构尺寸允许，则需要使用旋转的中间轴。固定中间轴是仅作为支撑体发挥作用的光轴，轻轻地压入到壳体内，并用于通过锁定板等定位转向。主要由其他连接齿轮支撑的结构（pagogear）保证刚性。仅当壳体内的位置不足以设置滚动轴承和支撑盖时才使用。2.2.3 轴承型式该传动装置使用滚动轴承，即径向滚珠轴承，径向短圆柱滚子轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承。它通常根据变速器的结构进行选择，并检查其使用寿命。第一轴前轴承（安装在发动机飞轮的内腔中）采用径向滚珠轴承。后轴承是一种径向滚珠轴承，在外圈上具有保持槽，因为它不仅暴露于径向载荷，而且也暴露于轴向向外载荷。 。第二轴的前端主要是滚针轴承或短圆柱滚子轴承。由于后端部在外侧受到轴向力，因此使用具有卡槽的单列径向球轴承。旋转副轴主要由短传动圆柱滚子轴承组成。该轴承不支持轴向力，因为很难将轴承布置在该位置。后轴承是带有卡槽的径向滚珠轴承。中间轴的轴向力彼此偏移，并且非偏移部分由后轴承支撑。为了适应汽车变速器，增加单位重量的传输功率，提高承载能力，可靠性更高。随着使用寿命的延长和性能的提高，用于变速箱的圆锥滚子轴承的使用正在增加。由于其他轴承的昂比比，圆锥滚子轴承的直径小，宽度大，接触线长。因此，容量大，可承受高负荷。在相同的载荷下，可以减小径向尺寸，从而减小中心距并减小传动装置的尺寸和质量。圆锥滚子轴承可通过预载消除轴向间隙和轴向湍流。由于上述优点，圆锥滚子轴承应用于海外汽车，客车，卡车和重型车辆的变速器。2.2.4 换挡机构的结构型式与分析换挡机构有三种类型的结构：同步器，啮合套，直齿滑动齿轮。同步器是复杂的结构，以制造，严格的精度昂贵的，轴向尺寸大时，存在这样的问题，有必要改善同步环，轻，快的使用寿命，与无冲击，自由移。驾驶技能不需要提高汽车加速度，燃油经济性和驾驶安全性，并且可以延长齿轮使用寿命。因此，它在现代汽车中最常用，也用于其他现代车型。越来越多变速齿轮用于恒定啮合的斜齿轮。结构简单，容易制造，维修换档期间是容易的，短行程，因为齿的数目经常会受到同时对冲击载荷，轻轻撞击或磨损，更少的噪声。由于齿轮不参与换档，因此在早期阶段不会损坏。目前，它仅用于一些低需求的齿轮和重型车辆变速器。2.2.5 变速器的操纵机构变速器操纵机构由变速杆、拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒档安全装置等组合于变速器盖上（图 2.4） 。应结构简单，操纵轻便，档位清晰，变变速杆的换挡位置（见图 2.5）合理，挂档准确、迅速、安全可靠（每次只能挂入一个档，不误挂倒档，不自动脱档） 。（a）变速杆由盖得上方装入 （b）变速杆由盖的下方装入1-互锁销；2,5-换挡拨叉；3-自锁用钢球；4-挂一档倒档用的中间杆；6-互锁钢球图 2.4 组合于变速器盖上的操纵机构图 2.5 换挡位置图 自锁装置为档位定位装置，通过弹簧、钢球及拨叉轴上的凹槽定位（见图 2.4） ，以防止自动脱档并保证接合齿的全长啮合。 互锁装置防止两档同挂，保证当移动某一拨叉轴时，其他拨叉轴互被锁住。销、球式（见图 2.4）简单可靠，另有摆动锁块式（图 2.6，其中摆动的锁块装在变速器盖上） 、转动锁块式互锁装置（图 2.7）及三向锁销式（图 2.8）等。 图 2.6 摆动锁块式互锁装置 图 2.7 转动锁块式互锁装置 图 2.8 三向锁销式互锁装置 图 2.9 倒档安全装置 倒档安全装置又称倒档锁或选档阻力装置（图 2.9） 。当变速器杆头接触到倒档锁销开始挂倒档时，要克服钢球和弹簧的较大阻力，从而产生明显手感而引起注意。2.3 变速器倒档布置方案的选择与分析 倒挡布置应注意以下几点： （1）倒挡齿轮在非工作位置时，不得与第二轴的齿轮有啮合现象； （2）换入倒挡时不得与其他齿轮发生干涉； （3）倒挡轴在变速器壳体上的支承不得与中间轴的齿轮相碰。 图 2.1 为常见的倒挡布置方案。 图 2.1a 方案主要用于小客车上。 图 2.1b 方案用于四挡直齿滑动齿轮的变速器上。(a) (b) (c) (d)(e) (f) (g)(a) 小客车常用；(b) 直齿滑动啮合四挡；(c) 多数三挡采用；(d) c 方案的改进 ；(e) 前进挡常啮合；(f) 前进挡常啮合；(g) 一、倒挡各用一跟拨叉轴图 2.10 挡布置方案图 2.1（d）是（c）的变体。在所有的前进档的变速器的情况下，图 2.1（e）的总接合，图 2.1（F）是用于对总是与和传输所有接合前进档。 。为了通过利用最的空间，缩短变速器的轴向长度，一些商用车辆倒车传动的采用图 1 的方案。2.1（克） 。缺点如下。 1.倒档必须使用变速箱换档叉轴并操作变速箱盖。机制很复杂。应根据其他齿轮的布局来选择倒档齿轮结构图。请找到合理的位置并缩短变速器的轴向长度。考虑到上述几个传输倒档的布局选项，图 2.1（f）为发送7的倒档齿轮的排列。2.4 本章小结在本章中，我们首先比较两轴类型和副轴类型的优缺点。 选择变速器的设计是因为副轴传动装置的结构和工艺，变速器的径向尺寸，变速器齿轮的寿命以及变速器的传动效率优于双轴式。 中间轴型。 在本章中，我们将决定倒档的位置。 接下来，分析部件的结构，即齿轮和换档机构的形式。 最后，倒档装置和自动解锁完成。设计。第 3 章 变速器主要参数的计算及校核3.1 设计的初始数据表 3.1 已知基本数据车轮：R16（选 205/55R16） 22.3935 . 7)05. 01 (2/160254. 0)1 (2/0254. 0bdr3.2 变速器传动比的确定确定 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：= sin cos0emaxGGfriiTTgmaxmg（3.1）式中：-作用在汽车上的重力，；GmgG -汽车质量；m-重力加速度，；gNmgG6 .397098 . 94052发动机最大转矩，；maxeTmNTe174max主减速器传动比，；0i0 . 60i传动系效率，；T%4 .86T车轮半径，；rmr39322. 0滚动阻力系数，对于电动商用车取；f02. 0f最高车速（Km/hmaxaU）发动机率（KwmaxeP）额定转矩maxeT总质量（Kgam）转矩转速（r/minTn）主减速器传动比0i车轮半径（mmr）9088.04300.67545532005.24393.22爬坡度，30%换算为。56.15则由最大爬坡度要求的变速器 I 档传动比为：= TergiTmgri0maxmax147. 4%4 .8624. 567.3003932. 0289. 08 . 95455（3.2）驱动轮与路面的附着条件： rTgriiT01emax2G（3.3）-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；2G 取8 . 07 . 075. 01gi95. 6%4 .8624. 567.3003932. 075. 08 . 954556 . 00max2TeriTrG综上可知： 取95. 647. 41gi3 . 51gi其他各档传动比的确定：按等比级数分配原则： qiiiiiiiigggggggg54433221（3.4）式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：q，41qig32qig23qigqig4=1n1giq517. 13 . 54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：=；2gi18. 43q47. 223 qig552. 14 qig3.3 中心距 A3.3.1 初选中心距可根据下述经验公式 31maxgeAiTKA（3.5）式中：变速器中心距（mm） ；A中心距系数，商用车：；AK6 . 96 . 8AK发动机最大转矩（N.m） ；maxeT变速器一挡传动比，；1i8 . 51gi变速器传动效率，取 96% ；g发动机最大转矩，。 maxeTmNTe67.300max则，31maxgeAiTKA3%963 . 567.300)6 . 96 . 8(mm62.11009.99初选中心距。mmA1043.3.2 变速器的轴向尺寸电动商用车变速器壳体的轴向尺寸:mm。3128 .280104)0 . 37 . 2()0 . 37 . 2(A3.4 齿轮参数及齿轮材料的选择3.4.1 齿轮模数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。轻中型电动商用车为 2-3.5，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。3.4.2 齿形、压力角及螺旋角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 3.2齿形压力角螺旋角GB1356 78 规定的标准齿形020003020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。3.4.3 齿宽b通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b直齿，为齿宽系数，取为 4.48.0，取 8 .0；mkbcck斜齿，取为 7.08.6，取 8.0。ncmkb ck一档及倒档齿轮齿宽mm;其他档位齿轮齿宽285 . 30 . 8bmm。240 . 30 . 8b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 24mm，取4mm。3.4.4 齿顶高系数0f一般规定齿顶高系数取为 1.00。 3.4.5 齿轮材料的选择原则1，符合工作条件的要求由于不同的操作条件对齿轮传动有不同的要求，齿轮材料有不同的要求。 但是，在一般的动力传递装置中，要求足够的强度和耐磨性，齿面硬且芯部柔软。2，合理选择材料配对对于硬度350 HBS 的软齿齿轮，小齿轮材料的硬度必须略高于大齿轮的硬度以接近两个车轮的寿命，两轮硬度之差为 50HBS。 为了提高耐粘连性，有必要在大小车轮上使用不同的钢材。3，考虑加工工艺和热处理工艺建议传动装置的渗碳深度值如下。时渗碳层深度 0.81.25 . 3法m时渗碳层深度 0.91.35 . 3法m时渗碳层深度 1.01.35法m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。3.5 一档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算图 3.1 中间轴式三挡变速器简图3.5.1 一挡齿轮参数的计算 中间轴一挡齿轮齿数，电动商用车可在 1217 之间选用，最小为 12-14，取，一挡齿轮为斜齿轮。1310Z一挡传动比为 101921gZZZZi（3.6）为了求，的齿数，先求其齿数和， 9Z10ZhZ nhmAZcos2（3.7）=55 5 . 320cos1042 即=-=55-13=429ZhZ10Z对中心距进行修正A因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和hZhZ齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的AA依据。理论中心距：=102.427mm 109n0cos2mAhZcos20242135 . 3）（3.8）对一挡齿轮进行角度变位：端面压力角： tan=tan/cos ttn10-9（3.9） =21.17t端面啮合角： cos= ,t,ttoAAcos（3.10） =23.3,t由表 14-1-21 查得：0240064. 0)023845. 0024114. 0(53023845. 08123invinvat017777. 00121invinvat齿轮齿数之比0 . 323. 31342u变位系数之和 nt,t109ntan2invinvzz（3.11） =0.47067查图 14-1-4 选择变位系数线图（，） ，可知，则 1*ah 2047. 010nx00067. 09nx计算精确值：A= 109ncos2mhZ（3.12） 26.22109当量齿数 5326.22cos42cos/zz109399v 1626.22cos13cos/zz10931010v根据齿形系数图可知168. 0,151. 0109yy一挡齿轮参数：分度圆直径 =3.542/cos22.26=158.82mm1099n9cos/mzd =3.513/cos22.26=49.16mm10910n10cos/mzd中心距变动系数 =（92-91.25）/3.5=0.214n0n/mAAy）（齿顶变动系数 =0.145-0.214=0.0688nnnyyx齿顶高 =3.4279mmnn9an9yhmxhna =5.07055mmnn10an10yhmxhna齿根高 =4.52mmn9an9hmxchf =4.01mmn10an10hmxchf齿高 =7.64mm9fa9hhh齿顶圆直径 =141.56mm99a92ahdd =56.07mm10a10102hdda齿根圆直径 =126.15mm9992ffhdd =40.81mm1010102ffhdd3.5.2 一挡齿轮强度的计算 1.齿轮弯曲应力的计算图 3.2 齿形系数图斜齿轮弯曲应力w KyKzmKTcngw3cos2（3.13）式中： 计算载荷（Nmm） ；gT法向模数（mm） ；nm齿数；z斜齿轮螺旋角；应力集中系数，；K5 . 1K齿形系数，可按当量齿数在图 2.1 中查得；y3coszzn齿宽系数；cK6 . 80 . 7cK重合度影响系数，。K0 . 2K（1）计算一挡齿轮 9，10 的弯曲应力 ，9w10wKKymzKTcnw939109219cos2330100 . 20 . 8151. 05 . 34214. 350. 126.22cos106.13552 aaMPMP40030043.275KKymzKTcnw1031010910cos2中330100 . 20 . 8168. 05 . 31314. 350. 126.22cos32.4412 。aaMPMP40030048.2602 齿轮接触应力的计算 bzgjdbET11coscos418. 0（3.14）式中：轮齿的接触应力（MPa） ；j计算载荷（N.mm） ；gT节圆直径(mm)；d节点处压力角（） ，齿轮螺旋角（） ；齿轮材料的弹性模量（MPa） ；E齿轮接触的实际宽度(mm)；b、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、zbsinzzr，斜齿轮、sinbbr2cossinzzr；2cossinbbr、主、从动齿轮节圆半径(mm)。zrbr弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽=74=28mmEnccmKmKb表 3.3变速器齿轮的许用接触应力齿轮MPaj齿轮类型一挡和倒挡常啮合齿轮和高挡渗碳齿轮1900200013001400液体碳氮共渗齿轮9501000650700（1）计算一挡齿轮 9，10 的接触应力mm81. 9cos/sin210921010dzmm69.31cos/sin2109299db910109921911coscos418. 0bzjdbET =341069.3118 . 9126.22cos20cos8247.15828106 .201069.1355418. 0aaMPMP20001900469.12979101010114.221coscos418. 0bzjdbET中 =341069.3118 . 9124.21cos20cos16.4928106 .203277.441418. 0aaMPMP20001900895.13303.5.3 一挡齿轮受力的计算 N18.170641082.15812.13552239219dTFtN74.179541016.4932.4412231010dTFt中 N76.67066.222/cosn2017064.18ta costan109n99trFFN78.70566.222/cos tan2074.17954costan109n1010trFFN70.6980tan22.2618.17064tanF1099t9aFN01.7345tan22.2674.17954tanF109t1001aF3.6 常啮合齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算3.6.1 常啮合齿轮参数的计算 求出常啮合传动齿轮的传动比 （3.15）9101g12ZZiZZ=64. 142133 . 5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=，即2123 （3.16）2121cos2ZZmAn （3.17）nmAZZ2121cos2 =634 . 320cos1042由式（3.15） 、 （3.17）得，则：241Z392Z = 101921gZZZZi25. 513244239表 3.4 对常啮合齿轮进行角度变位理论中心距（mm）0A端面压力角（ ）t端面啮合角（ ）t变位系数nx精确值（ ）当量齿数vz齿形系数y102.6621.5723.370.430.03524.6832520.170.158表 3.5 常啮合齿轮参数 （mm）分度圆直径d齿顶高ah齿根高fh1d2d中心距变动系数ny齿顶高变动系数ny1ah2ah1fh2fh79.23128.750.4460.01864.233.052.463.64齿顶圆直径ad齿根圆直径fd全齿高h1ad2ad 1fd2fd6.6987.70134.8574.31121.463.6.2 常啮合齿轮强度的计算 表 3.6 常啮合齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（）waMP250100接触应力（）jaMP20001900（）1waMP（）2waMP（mm9b）（mm10z）（1 jaMP）（2jaMP）140.76143.9431.699.811297.471330.893.6.3 常啮合齿轮受力的计算 表 3.7 常啮合齿轮的受力圆周力（N）tF径向力（N）rF轴向力（N）aF1tF2tF1rF2rF1aF2aF7213.426855.582887.582744.283312.843148.503.7 二档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算3.7.1 二档齿轮参数的计算 二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选2187 （3.18）81722ZZZZi =21287ZZiZZ5723. 2392418. 4 （3.19）887ncos2ZZmA=n887cos2mAZZ640 . 321cos1042由式（3.18） 、 （3.19）得，457Z198Z则，=81722ZZZZi 85. 319244539表 3.8 对二档齿轮进行角度变位理论中心距（mm）0A端面压力角（ ）t端面啮合角（ ）t变位系数nx精确值（ ）当量齿数vz齿形系数y102.8321.322.9-0.05490.4622.6257240.150.17表 3.9 二档齿轮参数 （mm）分度圆直径d齿顶高ah齿根高fh7d8d中心距变动系数ny齿顶高变动系数ny7ah8ah7fh8fh146.2461.740.390.01512.794.333.912.37齿顶圆直径ad齿根圆直径fd全齿高h7ad8ad 7fd8fd6.70151.8270.41138.4157.003.7.2 常啮合齿轮强度的计算 表 3.10 二档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（）waMP250100接触应力（）jaMP20001900（）7waMP（）8waMP（mm7b）（mm8z）（7jaMP）（8jaMP）300.47278.9629.3312.381161.301191.223.7.3 二挡齿轮受力的计算 表 3.11 二档齿轮的受力圆周力（N）tF径向力（N）rF轴向力（N）aF7tF8tF7rF8rF7aF8aF13586.1514295.195353.645633.045657.745953.013.8 三档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算3.8.1 三档齿轮参数的计算 （1）三挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选2265 （3.20） 21365ZZiZZ392447. 252. 1 （3.21）6565cos2ZZmAn=n6565cos2mAZZ640 . 322cos1042由式（3.20） 、 （3.21）得，则，=395Z256Z61523ZZZZi 535. 225243939表 3-12 对三档齿轮进行角度变位理论中心距（mm）0A端面压力角（ ）t端面啮合角（ ）t变位系数nx精确值（ ）当量齿数vz齿形系数y103.5421.4322.068-0.10530.2622.6250320.1490.162表 3.13 三档齿轮参数 （mm）分度圆直径d齿顶高ah齿根高fh5d6d中心距变动系数ny齿顶高变动系数ny5ah6ah5fh6fh126.7481.240.150.0112.683.784.072.97齿顶圆直径ad齿根圆直径fd全齿高h5ad6ad 5fd6fd6.75132.1088.80118.6175.303.8.2 三档齿轮强度的计算 表 3.14 三档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（）waMP250100接触应力（）jaMP20001900（）5waMP（）6waMP（mm5b）（mm6z）（5jaMP）（6jaMP）229.89222.4825.4216.29948.05972.483.8.3 三挡齿轮受力的计算 表 3.15 三档齿轮的受力圆周力（N）tF径向力（N）rF轴向力（N）aF5tF6tF5rF6rF5aF6aF10325.4710864.354068.774281.113312.843148.50第四章 轴及轴上支承的计算及其校核4.1 轴承的选择及寿命验算4.1.1 滚针轴承的选择及寿命验算1.输出轴三挡齿轮滚针轴承的选择对电动商用车轴承寿命要求是 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可知hgif6311%,75555ghhgfLLfh69.473204.886 . 010254amhVSL由 r/min.31867n377. 06 . 050maxmax得与iinrVVVgamKN88. 21rF根据式（7-2-1）TndmhffPfffC 查表 7-2-31表 7-2-26 可知0 . 1. 8 . 12 . 1, 5 . 1,297. 0,970. 1TdmnhfffffKN9 .4288. 20 . 1297. 05 . 15 . 1970. 1C根据式（7-2-6）000PSC 查表（7-2-29）KN88. 20rrFP查表（7-2-31）KN88. 288. 20 . 1, 0 . 100CS查表（7-2-85）选择滚针轴承：表 4.1 三挡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wFwEcBrCrC0脂油wK 型1B1H38463044.082.567009500304638k30.142.7轴承寿命验算：45.8048)88. 20 .44()(310PCL由h6311789773 .18676076.9678601010/6066nLLLLhh得故所选轴承合格。根据速比极差计算各档转速：=55maxgaiU44maxgaiU33maxgaiU22maxgaiU11maxgaiU=55nig44nig33nig22nig11nig即r/min r/min r/min r/min8 .11964n7563n722.4462n3 .3521n2.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可知gifh29579%,16444ghhgfLLfKN18. 33rF根据式（7-2-1）TndmhffPfffC 查表 7-2-31表 7-2-26 可知0 . 1. 8 . 12 . 1, 5 . 1,293. 0,970. 1TdmnhfffffKN1 .4818. 30 . 1293. 05 . 15 . 1970. 1C根据式（7-2-6）000PSC 查表（7-2-29）KN18. 30rrFP查表（7-2-31）KN18. 318. 30 . 1, 0 . 100CS查表（7-2-85）选择滚针轴承：表 4.2 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wFwEcBrCrC0脂油wK 型1B1H48563049.810553007500305648k30.142.7轴承寿命验算：9 .9608)18. 38 .49()(310PCL由295799 .1338138 .119660109 .9608601010/60666nLLLLhh得故所选轴承合格。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可知gifh8 .95273%,5333ghhgfLLfKN068. 43rF根据式（7-2-1）TndmhffPfffC 查表 7-2-31表 7-2-26 可知0 . 1. 8 . 12 . 1, 5 . 1,391. 0,970. 1TdmnhfffffKN12.46068. 40 . 1391. 05 . 15 . 1970. 1C根据式（7-2-6）000PSC 查表（7-2-29）KN068. 40rrFP查表（7-2-31）KN068. 4068. 40 . 1, 0 . 100KNCS查表（7-2-85）选择滚针轴承：表 4.3 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wFwEcBrCrC0脂油wK 型1B1H52603052.011248006700-306052k30.142.7轴承寿命验算：6 .4883)068. 40 .52()(310PCL由h8 .9527345.10766375660106 .4883601010/60666nLLLLhh得故所选轴承合格。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可知gifh3 .157756%,16222ghhgfLLfKN35. 53rF根据式（7-2-1）TndmhffPfffC 查表 7-2-31表 7-2-26 可知0 . 1. 8 . 12 . 1, 5 . 1,458. 0,970. 1TdmnhfffffKN35. 535. 50 . 1458. 05 . 15 . 1970. 1C根据式（7-2-6）000PSC 查表（7-2-29）KN35. 50rrFP查表（7-2-31）KN35. 535. 50 . 1, 0 . 100CS查表（7-2-85）选择滚针轴承：表 4.4 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wFwEcBrCrC0脂油wK 型1B1H55624062.51604800670073206255k40.172.3轴承寿命验算：6 .3617)35. 55 .62()(310PCL由h3 .157756134968722.44660106 .3617601010/60666nLLLLhh得故所选轴承合格。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可知gifh473269%,1111ghhgfLLfKN706. 63rF根据式（7-2-1）TndmhffPfffC 查表 7-2-31表 7-2-26 可知0 . 1. 8 . 12 . 1, 5 . 1,490. 0,970. 1TdmnhfffffKN66.60706. 60 . 1490. 05 . 15 . 1970. 1C根据式（7-2-6）000PSC 查表（7-2-29）KN706. 60rrFP查表（7-2-31）KN706. 6706. 60 . 1, 0 . 100CS查表（7-2-85）选择滚针轴承：表 4.5 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wFwEcBrCrC0脂油wK 型1B1H75833072.598.236005000-308375k30.142.7轴承寿命验算：14.2794)706. 65 .72()(310PCL由h64.1321853 .352601014.2794601010/60666nLLLLhh得故所选轴承合格。6.倒档齿轮滚针轴承的选择h KN69.4732倒hL12. 311rF根据式（7-2-1）TndmhffPfffC 查表 7-2-31表 7-2-26 可知0 . 1. 8 . 12 . 1, 5 . 1,482. 0,970. 1Tdmnhfffff69.2812. 30 . 1482. 05 . 15 . 1970. 1C根据式（7-2-6）000PSC 查表（7-2-29）KN12. 30rrFP查表（7-2-31）KN12. 312. 30 . 1, 0 . 100KNCS查表（7-2-85）选择滚针轴承：表 4.6 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wFwEcBrCrC0脂油wK 型1B1H40483045.286.863009000304840k30.142.7轴承寿命验算：18.7412)12. 32 .45()(310PCL由h325953379601018.7412601010/60666nLLLLhh得故所选轴承合格。倒档轴齿轮 11，,12表 4.7 倒档双联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wFwEcBrCrC0脂油wK 型1B1H42502031.054.2600085000-205042k20.142.74.1.2 圆锥滚子轴承的选择及寿命验算1.第二轴两端轴承的选择初选轴承型号 30208 和 323088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。轴向载荷分析图如下图 4.1 第二轴圆锥滚子轴承受力分析N N76.6706reF695.6980aeF根据力的径向平衡条件有：N3.14656F2781931r1即可得rreFFN3.62050F278852r1即可得rreFF轴承的转速为 352r/min计算两轴承寿命：附加轴向力：N11937 . 1213.46562111YFFrdN13.6037 . 1263.20502222YFFrd因为12ddaeFFF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必须与相平衡，即1aF2daeFF21daeaFFF轴承 I：N82.7583695.698013.60321daeaFFFeFFra6 . 113.465682.758312KN75.1482.75837 . 113.46564 . 04 . 01111arrFYFP轴承 II：N13.60322daFFeFFra29. 063.205013.60322KN05. 263.205022NFPrr轴承的名义寿命 L（以转为单位）61077.937)75.14115()(310PCL由h46.44496352601077.937601010/60666nLLLLhh得故所选轴承合格。中间轴两端圆锥滚子轴承的选择：初选轴承型号 33228 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。轴向载荷分析图如下图 4.2 中间轴圆锥滚子轴承受力分析 N N78.705610rreFF734510aaeFF根据力的径向平衡条件有： N7 .6610F2061931r1即可得rreFF N33.445F206132r1即可得rreFF轴承的转速为 1137r/min计算两轴承寿命：附加轴向力： N3 .18368 . 127 .66102111YFFrd N16.1397 . 1233.4452222YFFrd因为12ddaeFFF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必须与相平衡，即1aF2daeFF21daeaFFF轴承 I： N16.7484734516.13921daeaFFFeFFra13. 17 .661016.748412KN1157.1616.74848 . 17 .66104 . 04 . 01111arrFYFP轴承 II： N16.13922daFFeFFra31. 033.44516.13922N33.44522rrFP轴承的名义寿命 L（以转为单位）61062.694)15.16115()(310111rPCL由h058.101821137601062.694601010/60666nLLLLhh得故所选轴承合格。21516106)445. 05 .70()(310222rPCL故所选轴承合格。4.2 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 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。4.3 轴的校核计算4.3.1 初选轴的直径三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径 d 可根据中心距 A 按下式初选：=Ad60. 045. 0mmd4 .628 .4610460. 045. 0第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩按下式初选：maxeT （4.1）3maxeTKd 式中：经验系数，；K0 . 60 . 4K发动机最大转矩（N.m） 。maxeT初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键，弹性挡圈等标准件以及轴的刚度，强度验算结果进行修正。第一轴花键部分直径；第二轴最大直径mm；中间轴最大直径281d55max2dmm。55maxd变速器轴的最大直径 d 与支撑之间的距离 L 可按下列关系式初选：第二轴：；第一轴及中间轴：21. 018. 02max2Ld18. 016. 0max1Ld第二轴支承之间的长度mm 取mm；中间轴支承之67.36628.3142L5 .3572L间的长度mm 取mm，第一轴支承之间的长度75.3435 .305L74.337Lmm 取mm1755 .1551L1751L图 4.3 轴的尺寸图4.3.2 轴的刚度校核若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为 ，可分别用式（4.2） 、cfsf（4.3） 、 （4.4）计算 （4.2）422r22r3aF643ELdbEILbaFfc （4.3）422223aF643ELdbEILbaFftts （4.4）43aF643ELdabbEILababFrr式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N） ；rF齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ；tF弹性模量（MPa） ，=2.06105MPa；EE惯性矩（mm4） ，对于实心轴，；轴的直径（mm） ，花I644dId键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm） ；abAB支座间的距离（mm） 。L轴的全挠度为mm。2 . 022scfff轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为mm，mm。齿轮所在平面的转角不应超过 10. 005. 0cf 15. 010. 0sf0.002rad。图 4.4 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N，N18.170649tF76.67069rFmm，mm，mm mm5521d240.87a963.1169b5 .357L （4.5）4212929r993aF64ELdbfcmm mm005336. 010. 005. 0 （4.6）ELdbFft421292999s3a64mmmm013577. 015. 010. 0mmmm （4.7）014588. 029299scfff2 . 0radrad (4.8) 42199999r93aF64ELdabb000023599. 0002. 0二档时N，N15.135867tF642.53537rFmm，mm mm5522dmm02.207a748.1507b5 .357L4222727r773aF64ELdbfcmm mm005238. 010. 005. 0ELdbFft422272777s3a64=0.013293mm15. 010. 0mmmm014288. 027277scfff2 . 0radrad4227777773aF64ELdabbr0000095. 0002. 0三档时N，N47.103255tF767.40685rFmm，mm mm 5023dmm1 .149a54 .2085b5 .357L（1.1）4232525r553aF64ELdbfcmm mm005799. 010. 005. 0ELdbFft42325255s53a64mmmm014715. 015. 010. 0mmmm015816. 025255scfff2 . 0radrad4235555553aF64ELdabbr000011. 0002. 0四档时N，N879.79403tF726.31783rFmm，mm mm4824dmm5 .114a32433b5 .357L4242323r333aF64ELdbfcmm mm004277. 010. 005. 0ELdbFft42423233s33a64mmmm010683. 015. 010. 0mmmm011508. 023233scfff2 . 0radrad4243333333aF64ELdabbr000019751. 0002. 0倒档时N，N772.807011tF515.3115r11Fmm，mm mm40倒dmm7.8305a113.65111b.5357L4211211r11113aF64倒ELdbfcmm mm0028. 010. 005. 0ELdbFft421121111s113a64倒mmmm007253. 015. 010. 0mmmm007775. 021121111scfff2 . 0radrad41111111111113aF64倒ELdabbr000045. 0002. 0（3）中间轴刚度图 4.5 中间轴受力分析 一档时N，N4.71795410tF79.7705610rFmm，mm mm381中d.8mm236a104.910010b4.7337L41210210r10103aF64中ELdbfcmm mm037547. 010. 005. 0ELdbFft4121021010s103a64中mmmm095532. 015. 010. 0mmmm102646. 021021010scfff2 . 0radrad411010101010103aF64中ELdabbr000213414. 0002. 0二档时N，N19.142958tF043.56338rFmm，mm mm322中dmm3 .204a844.13410b4.7337L422828r883aF64中ELdbfcmm mm038988. 010. 005. 0ELdbFft4228288s83a64中mmmm098941. 015. 010. 0mmmm106346. 028288scfff2 . 0radrad428888883aF64中ELdabbr000101339. 0002. 0三档时N，N35.108646tF112.42816rFmm，mm mm363中dmm3 .143a1044.19410b4.7337L432626r663aF64中ELdbfcmm mm019324. 010. 005. 0ELdbFft4326266s63a64中mmmm049038. 015. 010. 0mmmm052708. 026266scfff2 . 0radrad436666663aF64中ELdabbr000101339. 0002. 0四档时N，N98.3554tF618.33444rFmm，mm mm554中d.1mm111a44.62264b4.7337L442424r443aF64中ELdbfcmm mm002263. 010. 005. 0ELdbFft4424244s43a64中mmmm005654. 015. 010. 0mmmm00609. 024244scfff2 . 0radrad444444443aF64中ELdabbr00001038. 0002. 04.3.3 轴的强度校核（1）第二轴的强度校核图 4.6 第二轴剪力图与弯矩图一档时挠度最大，最危险，因此校核。水平面：1）求水平面内支反力、HARHBR由平衡方程 得 A 与 B 端得支反力分别为：0ABMM N （4.9）44.54415 .35711418.1706429LLFRtHA N （4.10）74.116225 .3575 .24318.1706419LLFRtHB2）建立剪力与弯矩方程由于在截面 C 处作用有集中载荷，故应以该截面为分界面，将梁划分为 AC9tF与 CB 两段，分段建立剪力与弯矩方程。对于 AC 段，选 A 点为原点，并用坐标表示横截面的位置，则由上图可知，该1X梁段得剪力与弯矩方程分别为N （0） (4.11) 44.5441291LLFRFtHAS1X1L （0） (4.12) 12911XLLFXRMtHA1X1L对于 CB 段，选 B 点为原点，并用坐标表示横截面的位置，则
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