变速器设计说明书 正文

中间轴机械变速器课程设计

第1章 变速器主要参数的计算及校核

学号：15

最高车速：Uamax=113Km/h 发动机功率：Pemax=65.5KW 转矩：Temax=206.5Nm 总质量：ma=4123Kg

转矩转速：nT=2200r/min 车轮：R16（选6.00R16LT）

1.1设计的初始数据

表1.1已知基本数据

最高车速 发动机率 额定转矩总质量 转矩转速 主减速器传车轮半径 （Km/h） Pemax（Kw） Uamax113 65.5 Temax 206.5 nT（r/min）ma（Kg） 动比i0 4123 2200 4.36 r（mm） 337 车轮：R16（选6.00R16LT ） 查GB/T2977-2008 r=337mm

1.2变速器传动比的确定

确定Ι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：

Temaxigi0?Tr?Gfcos ??Gsin?=mg?max （1.1）

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?4123?9.8?40405.4N；

Temax—发动机最大转矩，Temax?174N?m；

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i0—主减速器传动比，i0?4.36；

?T—传动系效率，?T?86.4%；

r—车轮半径，r?0.337m；

f—滚动阻力系数，对于货车取f?0.02；

?—爬坡度，30%换算为??16.7?。

则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为：

ig1?mgr4123?9.8?0.294?0.337r?max?5.17 （1.2） =

206.5?4.36?86.4%Temaxi0?T驱动轮与路面的附着条件：

Temaxig1i0?Trr?G2? （1.3）

G2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；

??0.7~0.8取??0.75

ig1?G2?rr0.6?4123?9.8?0.75?0.337??7.9Temaxi0?T206.5?4.36?86.4%

综上可知：5.17?ig1?7.9 取ig1?5.8 其他各档传动比的确定： 按等比级数分配原则：

ig1ig2?ig2ig3?ig3ig4?ig4ig5 ?q （1.4）

式中：q—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：

ig1?q4，ig2?q3，ig3?q2，ig4?q

q?n?1ig1=45.8?1.55

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：

ig2=q3?3.7；ig3?q2?2.4；ig4?q?1.55

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1.3中心距A

1.3.1初选中心距 可根据下述经验公式

A?KA3Temaxi1?g （1.5）

式中：A—变速器中心距（mm）；

KA—中心距系数，商用车：KA?8.6?9.6；

； Temax—发动机最大转矩（N.m）

i1—变速器一挡传动比，ig1?5.8；

?g—变速器传动效率，取96% ；

Temax—发动机最大转矩，Temax?206.5N?m。 则，A?KA3Temaxi1?g

?(8.6?9.6)3206.5?5.8?96%

?86.49?100.57mm

初选中心距A?96mm。 1.3.2变速器的轴向尺寸

货车变速器壳体的轴向尺寸:(2.7?3.0)A?(2.7?3.0)?96?259.2?288mm。

1.4齿轮参数及齿轮材料的选择

1.4.1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。轻中型货车为2.0-3.5，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。 1.4.2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：

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表1.2

齿形 GB1356 78规定的标准齿形 压力角? 200 螺旋角? 200~260 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。 1.4.3齿宽b

通常是根据齿轮模数来确定齿宽b

直齿b?kcm，kc为齿宽系数，取为4.4～8.0，小齿轮取8 .0 大齿轮取7.0； 斜齿b?kcmn，kc取为7.0～8.6，小齿轮取8.0 大齿轮取7.0。

一档及倒档小齿轮齿宽b?8.0?3.5?28mm 大齿轮齿宽b?3.5?7?24.5; 其他档位小齿轮齿宽b?8.0?3.0?24mm 大齿轮齿宽b?3.0?7?21。

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2～4mm，取2.5mm。

1.4.4齿顶高系数f0

一般规定齿顶高系数取为1.00。 1.4.5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≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS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?3.5时渗碳层深度0.8～1.2

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m法?3.5时渗碳层深度0.9～1.3 m法?5时渗碳层深度1.0～1.3

表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48

对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。

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]。

1.5一档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算

图3.1 中间轴式五档变速器简图

1.5.1一挡齿轮参数的计算

中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12~17之间选用，最小为12-14，取Z10?12，一挡齿轮为斜齿轮。

一挡传动比为 ig1?Z2Z9 （1.6） Z1Z10为了求Z9，Z10的齿数，先求其齿数和Zh， Zh?=

2Aco?s （1.7） mn2?96?cos21?=51.25 取 51

3.5即Z9=Zh-Z10=51-12=39 对中心距A进行修正

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ZZ2?ig110 （1.15） Z1Z9=5.3?12?1.78 39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?1?2=20?，即

A?mn?Z1?Z2? （1.16） 2cos?1?22Aco?s1?2 （1.17）

mn Z1?Z2? =

2?96cos20??61

3由式（1.15）、（1.17）得Z1?22，Z2?39，则：

?1? igZ2Z939?39?5.25 =

Z1Z1022?12表1.4对常啮合齿轮进行角度变位

理论中心距端面压力端面啮合变位系数精确?当量齿齿形系数数zv A0（mm） 97.3

角?t（?） 角??t（?） xn 21.1 18.9 0.18-0.618 8 y 值（?） 19.38 26 47 0.150.118 2 表1.5 常啮合齿轮参数 （mm）

分度圆直径d d1 d2 中心距变动 系数yn -0.456 齿顶圆直径da 齿顶高变动 系数?yn 0.028 齿顶高ha 齿根高hf ha1 3.47 ha2 2.06 hf1 4.186 hf2 5.6 69.96 全齿高h 124.02 齿根圆直径df da1 6.66

da2 128.14 11

df1 61.59 df2 122.81 76.9 中间轴机械变速器课程设计

1.6.2常啮合齿轮强度的计算

表1.6 常啮合齿轮的接触应力与弯曲应力

弯曲应力?w（?100?250MPa） 接触应力?j（?1900?2000MPa） ?j2（MPa） ?z10（mm） ?j1（MPa）?b9（mm）13.44 23.83 743.14 724.46 ?w1（MPa） 122.44

?w2（MPa） 149.89 1.6.3常啮合齿轮受力的计算

表1.7 常啮合齿轮的受力

圆周力Ft（N） 径向力Fr（N） Fr1 Fr2 轴向力Fa（N） Ft1 Ft2 Fa1 Fa2 5210.63 5332.2 2164.76 2057.33 1917.61 1875.67 1.7二档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算

1.7.1二档齿轮参数的计算

二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选?7?8?22?

i2?Z2Z7 （1.18） Z1Z8Z7Z22?2.11 ?i21=3.738?39Z8Z2A?mn?Z7?Z8? （1.19）

2cos?82Acos?82?96cos22??59 =

3.0mnZ7?Z8?由式（1.18）、（1.19）得Z7?40，Z8?19

??则，i2Z2Z739?40?3.73 =

Z1Z822?19

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表1.8 对二档齿轮进行角度变位

理论中心距端面压力端面啮合变位系数x n精确?值（?） 0.35 -0.183 表1.9 二档齿轮参数 （mm）

分度圆直径d 中心距变动 系数yn 0.183 齿顶圆直径da 齿顶高变动 系数?yn -0.0159 齿顶高ha 齿根高hf 21.99 当量齿齿形系数数zv A0（mm） 95.45 角?t（?） 角??t（?） 21.43 22.25 y 51 24 0.15 0.17 d7 129.4 全齿高h d8 61.47 ha7 3.05 ha8 2.5 hf7 2.7 hf8 4.3 齿根圆直径df da7 5.748 135.516

1.7.2二挡齿轮强度的计算

da8 66.47 df7 124.02 df8 52.874 表1.10 二档齿轮的接触应力与弯曲应力

弯曲应力?w（?100?250MPa） 接触应力?j（?1900?2000MPa） ?j8（MPa） ?z8（mm） ?j7（MPa）?b7（mm）25.73 12.22 1030.77 1057.37 ?w7（MPa） 198.34

?w8（MPa） 236 1.7.3二挡齿轮受力的计算

表1.11 二档齿轮的受力

圆周力Ft（N） 径向力Fr（N） 轴向力Fa（N） Ft7 Ft8 Fr7 Fr8 Fa7 Fa8 10223.76 10758.09 4013.07 4222.8 4128.59 4344.36 13

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1.8三档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算

1.8.1三档齿轮参数的计算

（1）三挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选?5?6?23?

Z5Z?i31 （1.20） Z6Z2?2.4?22?1.35 39A?mn?Z5?Z6? （1.21） 2cos?5?6Z5?Z6?2Acos?5?62?96cos23??59 =

3.0mnZ2Z539?34?2.41 =

Z1Z622?25??由式（1.20）、（1.21）得Z5?34，Z6?25则，i3表1.12 对三档齿轮进行角度变位

理论中心距端面压力端面啮合变位系数x n精确?值（） -0.292 0.211 表1.13 三档齿轮参数 （mm）

分度圆直径d 中心距变动 系数yn -0.047 齿顶圆直径da 齿顶高变动 系数?yn -0.0344 齿顶高ha 齿根高hf 22.99 ?当量齿齿形系数y 数zv 44 32 0.125 0.162 A0（mm） 角?t（?） 角??t（?） 96.14 21.57 21.35 d5 110.80 全齿高h d6 81.47 ha5 3.74 ha6 2.23 hf5 3.117 hf6 4.626 齿根圆直径df da5 6.85

1.8.2三档齿轮强度的计算

118.32 da6 85.92 df5 104.57 df6 72.22

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表1.14三档齿轮的接触应力与弯曲应力

MPa） 弯曲应力?w（?100?250MPa） 接触应力?j（?1900?2000?w5（MPa） 157

?w6（MPa） 215 ?j6（MPa） ?z6（mm） ?j5（MPa）?b5（mm）22.36 16.44 898.7 861.46 1.8.3三挡齿轮受力的计算

表1.15 三档齿轮的受力

圆周力Ft（N） 径向力Fr（N） 轴向力Fa（N） Ft5 7714.44 Ft6 Fr5 Fr6 Fa5 3273 Fa6 3443.82 8117.09 3050.08 3209.28 1.9四档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算

1.9.1四档齿轮参数的计算

（1）四挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选?3?4?24?

Z3Z ?i41 （1-22）

Z4Z2=1.55??0.87

22 39A?mn?Z3?Z4? （1-23）

2cos?3?4Z3?Z4?2Acos?3?42?96cos24??59 =

3.0mn由（1-22）和（1-23）得Z3?28，Z4?31，

??则： i4Z2Z339?28? 22?32Z1Z4?1.6

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表1.16 对四档齿轮进行角度变位

理论中心距端面压力端面啮合变位系数x 精确?n当量齿齿形系数y 数zv 42 43 0.176 0.144 A0（mm） 96.87

角?t（?） 角??t（?） 21.72 20.37 0.35 -0.73 值（） 24.68 ?表1.17 四档齿轮参数（mm）

分度圆直径d 中心距变动 系数yn -0.29 齿顶圆直径da 齿顶高变动 系数?yn -0.093 齿顶高ha 齿根高hf d3 91.94 全齿高h d4 ha3 4.33 ha4 2.68 hf3 4.8 hf4 5.95 101.79 齿根圆直径df da3 9.13

1.9.2四档齿轮强度的计算

100.56 da4 107.15 df3 82.34 df4 89.89 表1.18四档齿轮的接触应力与弯曲应力

MPa） 弯曲应力?w（?100?250MPa） 接触应力?j（?1900?2000?w3（MPa） 122.69 ?w4（MPa） 195.92 ?j4（MPa） ?z4（mm）?b3（mm） ?j3（MPa）18.84 20.85 754.17 773.61 1.9.3四挡齿轮受力的计算

表3.19 四档齿轮的受力

圆周力Ft（N） 径向力Fr（N） 轴向力Fa（N） Ft3 Ft4 Fr3 Fr4 Fa3 Fa4 6174.24 6496.7 2459.71 2588.18 2747.65 2891.15 16

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1.10倒档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算

1.10.1倒档齿轮参数的计算

倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮Z12的齿数一般在21-23之间，初选Z13后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A，。初选Z13=23，Z12=14，则：

??A中倒mn?Z10?Z12?3.5??14?23??64.75mm （1-24） =

22cos?倒挡齿轮参数：

分度圆直径 d12?mz=3.5×14=49mm n12?齿顶高 ha12?hamm mn?3.5??c齿根高 hf12??h?a?m=4.375mm n齿高 h?ha12?hf12=7.875mm 齿顶圆直径 da12?d12?2h12=56mm 齿根圆直径 df12?d12?2hf12=40.25mm

为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙： 间隙取5mm。 De12D?5?e11?A 22 De11?2A?De12?10 =133mm

DZ11?e11?2

m =36

计算倒挡轴和第二轴的中心距A??

A,,?m?z13?z11? 2 =103.25mm

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表1.20 倒档齿轮参数（mm）

分度圆直径d d11 齿顶高ha 齿根高hf d13 80.5 ha11 3.5 ha13 3.5 hf11 4.375 hf13 4.375 齿根圆直径df 126 全齿高h 齿顶圆直径da da11 7.875

1.10.2倒档齿轮强度的计算 1弯曲应力

133 da13 87.5 df11 117.25 df13 71.75 ?w12?2T倒Kff?3?z12mny12Kc?2?789.32?1.65?1.13?10 33.14?14?3.5?8.0?0.154?405.7MPa?400?850MPa

2接触应力

?d12sin20??8.38mm 2?b12??j12?0.4182T倒E?11???? ?cos???13?b12?bd12330.65?2.06?105?11?3 =0.418 ??10???28?49?cos20?8.3813.76??1882.7MPa?1900?2000MPa 表1.22 倒档齿轮的接触应力与弯曲应力

弯曲应力?w接触应力?j（?1900?2000MPa） （?100?250MPa） ?j13（MPa） ?z13（mm） ?j11（MPa）?w11（MPa） ?w13（MPa） ?b11（mm）405.7 409.61 22.14

13.76 1401.81 1742.68 18

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1.10.3倒挡齿轮受力的计算

Ft12?2T倒2?330.65??103?13495.91N d1249Fr12?Ft12tan??4912.1N

表1.23 倒档齿轮的受力 圆周力Ft（N） 径向力Fr（N） Fr11 Ft11 12190.3 3115.52

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第二章 轴及轴上支承的计算及其校核

2.1轴承的选择及寿命验算

2.1.1滚针轴承的选择及寿命验算

1.输出轴五档齿轮滚针轴承的选择

对货车轴承寿命要求是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fgi可知fg5?75%,Lh5?Lh?6311h fg5S25?104Lh???4732.69h

Vam0.6?88.04由Vam?0.6Vmax与Vmax?0.377nr得n51867.3 r/min igi0Fr1?2.88KN 根据式（7-2-1）C?fhfmfdP fnfT查表7-2-31~表7-2-26可知

fh?1.970,fn?0.297,fm?1.5,fd?1.2~1.8.fT?1.0 C?1.970?1.5?1.5?2.88?42.9KN

0.297?1.0根据式（7-2-6）C0?S0P0 查表（7-2-29）P0r?Fr?2.88KN

查表（7-2-31）S0?1.0,C0?1.0?2.88?2.88KN 查表（7-2-85）选择滚针轴承：

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表2.1五档滚针轴承参数

基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 Cr 质量 轴承代号 安装尺寸 B1 H1 Fw 40 Ew Bc C0r 脂 油 w~ K型 48 30 45.2 轴承寿命验算：

86.8 6300 9000 k?40?48?30 30.14 2.7 C44.03L?()??()?8048.45

P2.88L?1069678.76??78977?6311h 由L?60Lh/10得Lh?60n60?1867.3610故所选轴承合格。

根据速比极差计算各档转速：

Uamax5Uamax4Uamax3Uamax2Uamax1====

ig1ig5ig3ig4ig2ig5?n5=ig4?n4=ig3?n3=ig2?n2=ig1?n1

即n4?1419.35r/min n3?916.66 r/min n2?594.59 r/min n1?379.31 r/min 2.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fgi可知

fg4?16%,Lh4?Lh?2957h 9fg4Fr3?3.18KN

根据式（7-2-1）C?fhfmfdP fnfT查表7-2-31~表7-2-26可知

fh?1.970,fn?0.293,fm?1.5,fd?1.2~1.8.fT?1.0

C?

1.970?1.5?1.5?3.18?48.1KN

0.293?1.021

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根据式（7-2-6）C0?S0P0 查表（7-2-29）P0r?Fr?3.18KN

查表（7-2-31）S0?1.0,C0?1.0?3.18?3.18KN 查表（7-2-85）选择滚针轴承：

表2.2四档滚针轴承参数

基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 Cr 质量 轴承代号 安装尺寸 B1 H1 Fw 35

Ew Bc C0r 脂 油 w/g K型 42 30 37.8 72.5 7000 10000 62 k?35?42?30 30.14 2.3 轴承寿命验算：

C?37.810L?()?()3?3833.09

P3.18L?1063833.09?106??45009.8?29579 由L?60n60?1419.35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fgi可知

fg3?5%,Lh3?Lh?95273.8h fg3Fr3?4.068KN

根据式（7-2-1）C?fhfmfdP fnfT查表7-2-31~表7-2-26可知

fh?1.970,fn?0.391,fm?1.5,fd?1.2~1.8.fT?1.0

C?1.970?1.5?1.5?4.068?46.12KN

0.391?1.022

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根据式（7-2-6）C0?S0P0 查表（7-2-29）P0r?Fr?4.068KN

查表（7-2-31）S0?1.0,C0?1.0?4.068KN?4.068KN 查表（7-2-85）选择滚针轴承：

表2.3三档滚针轴承参数

基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 Cr 质量 轴承代号 安装尺寸 B1 H1 Fw 38 Ew Bc 46 30 C0r 脂 油 w~ K型 44 82.5 6700 9500 --- k?38?46?30 30.14 2.7 轴承寿命验算：

C?4410L?()?()3?2798.37

P4.068L?1062798.37?106??107663.45?95273.8h 由L?60n60?916.66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fgi可知

fg2?16%,Lh2?Lh?15775.36h fg2Fr3?5.35KN

根据式（7-2-1）C?fhfmfdP fnfT查表7-2-31~表7-2-26可知

fh?1.970,fn?0.458,fm?1.5,fd?1.2~1.8.fT?1.0

C?1.970?1.5?1.5?5.35?5.35KN

0.458?1.0根据式（7-2-6）C0?S0P0

23

中间轴机械变速器课程设计

查表（7-2-29）P0r?Fr?5.35KN

查表（7-2-31）S0?1.0,C0?1.0?5.35?5.35KN 查表（7-2-85）选择滚针轴承：

表2.4二档滚针轴承参数

基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 Cr 质量 轴承代号 安装尺寸 B1 H1 Fw 50

Ew Bc C0r 脂 油 w~ K型 58 30 49.8 105 5000 7000 95 k?50?58?30 30.14 2.7 轴承寿命验算：

C?49.810L?()?()3?1696.6

P5.35L?1061696.6?106??134968?157756.3h 由L?60n60?594.59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fgi可知

fg1?1%,Lh1?Lhh ?473269fg1Fr3?6.706KN

根据式（7-2-1）C?fhfmfdP fnfT查表7-2-31~表7-2-26可知

fh?1.970,fn?0.490,fm?1.5,fd?1.2~1.8.fT?1.0

C?1.970?1.5?1.5?6.706?60.66KN

0.490?1.0根据式（7-2-6）C0?S0P0

24

中间轴机械变速器课程设计

查表（7-2-29）P0r?Fr?6.706KN

查表（7-2-31）S0?1.0,C0?1.0?6.706?6.706KN 查表（7-2-85）选择滚针轴承：

表2.5一档滚针轴承参数

基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 Cr 质量 轴承代号 安装尺寸 B1 H1 Fw 50 Ew Bc C0r 脂 油 w~ K型 58 30 50.8 轴承寿命验算：

108 5000 7000 95 k?50?58?30 30.14 2.7 C?50.810L?()?()3?856.3

P6.706L?106856.3?106??132185.64h 由L?60n60?379.31故所选轴承合格。 6.倒档齿轮滚针轴承的选择

Lh倒?4732.69h Fr11?3.12KN

根据式（7-2-1）C?fhfmfdP fnfT查表7-2-31~表7-2-26可知

fh?1.970,fn?0.482,fm?1.5,fd?1.2~1.8.fT?1.0

C?1.970?1.5?1.5?3.12?28.69

0.482?1.0根据式（7-2-6）C0?S0P0 查表（7-2-29）P0r?Fr?3.12KN

查表（7-2-31）S0?1.0,C0?1.0?3.12KN?3.12KN 查表（7-2-85）选择滚针轴承：

25

中间轴机械变速器课程设计

表2.6倒档滚针轴承参数

基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 Cr 质量 轴承代号 安装尺寸 B1 H1 Fw 30

Ew Bc C0r 脂 油 w~ K型 35 27 26.8 55.8 8000 12000 33 k?30?35?27 27.14 1.7 轴承寿命验算：

C?26.810L?()?()3?1297.97

P3.12L?1061297.97?106??325953h 由Lh?60n60?379.31故所选轴承合格。 倒档轴齿轮11，,12

表2.7倒档齿轮滚针轴承参数

基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 Cr 质量 轴承代号 安装尺寸 B1 H1 Fw 40 Ew Bc C0r 脂 油 w~ K型 48 30 45.2 86.8 6300 9000 --- k?40?48?30 30.14 2.7 2.1.2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 32206 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。

Fre?6706.76N Fae?6980.695N

根据力的径向平衡条件有：

Fre?281?Fr1?331Fr1?2164.76N Fre?50?Fr1?331Fr2?2057.33N

轴承的转速为352r/min

26

中间轴机械变速器课程设计

计算两轴承寿命： 附加轴向力：

Fd1?Fr12164.76??674.48N 2Y12?1.7Fr22057.33??605.09N 2Y22?1.6Fd2?因为Fae?Fd2?Fd1,轴系有向右移动的趋势，由于轴承1被轴承盖顶住而压紧， 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Fa1必须与Fae?Fd2相平衡，即

Fa1?Fae?Fd2

轴承I：

Fa1?Fae?Fd2?605.09?6980.695?7585.785N

Fa27585.785??3.5?e Fr12164.76Pr1?0.4Fr1?Y1Fa1?0.4?2164.76?1.7?7585.785?14.22KN

轴承II：

Fa2?Fd2?605.09N Fa2605.09??0.29?e Fr22057.33Pr2?Fr2?2057.33N?2.05KN

轴承的名义寿命L（以106转为单位）

C?11510L?()?()3?1061.68

P14.22L?1061061.68?106??50268.93h 由L?60n60?352故所选轴承合格。

中间轴两端圆锥滚子轴承的选择：

27

中间轴机械变速器课程设计

初选轴承型号 32308 和32306

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。

Fre?Fr10?5748 N Fae?Fa10?5816.17N

根据力的径向平衡条件有：

Fre?225?Fr1?325Fr1?3979.38 N Fre?100?Fr1?325Fr2?1768.61 N

轴承的转速为1137r/min 计算两轴承寿命： 附加轴向力：

Fd1?Fr13979.38??1170.4 N 2Y12?1.7Fr21768.61??453.49 N 2Y22?1.9Fd2?因为Fae?Fd2?Fd1

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Fa1必须与Fae?Fd2相平衡，即

Fa1?Fae?Fd2

轴承I：

Fa1?Fae?Fd2?453.49?5816.17?6269.66 N

Fa26269.66??1.58?e Fr13979.38Pr1?0.4Fr1?Y1Fa1?0.4?3379.38?1.7?6269.66?12.06KN

轴承II：

Fa2?Fd2?453.49 N Fa2453.49??0.256?e Fr21768.61

28

中间轴机械变速器课程设计

Pr2?Fr2?1768.61N

轴承的名义寿命L（以106转为单位）

C1?11510L1?()?()3?1838.66

Pr112.06L?1061838.66?106??26951.92h 由L?60n60?1137故所选轴承合格。

C2?81.510L2?()?()3?756689707.8

Pr20.1768故所选轴承合格。

2.2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HRC58～63，表面光洁度不低于▽8[15]。

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]。

2.3轴的校核计算

2.3.1初选轴的直径

已知中间轴式变速器中心距A=96mm，第二轴和中间轴中部直径d?0.45A，轴的最大直径d和支承距离L的比值：

对中间轴，d/L=0.16～0.18；对第二轴，d/L?0.18～0.21。 第一轴花键部分直径d（mm）可按式（5.1）初选

d?K3Temax （2.1）

式中：K—经验系数，K=4.0～4.6；

。 Temax—发动机最大转矩（N.m）

29

中间轴机械变速器课程设计

第一轴花键部分直径d1??4.0?4.6?206.5=23.64~27.19mm取d1?25mm；第二轴最大直径d2ma?5x?0.4?取50mm；中间轴最大直径0.60=43.2~57.6mm96??dmax??0.45～0.60??96=43.2~57.6mm取dmax=50mm

第二轴：

dd2max～0.18 ?0.18～0.21；第一轴及中间轴：1max?0.16LL2第二轴支承之间的长度L2=238~287.77mm；中间轴支承之间的长度L=287.77～325.5mm，第一轴支承之间的长度L1=138.88～156.25mm

d35 d34 d33 d32 d31

d25 d24 d23 d22 d21

图2.3 轴的尺寸图

2.3.2轴的刚度校核

若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用式（2.2）、（2.3）、（2.4）计算

Fra2b264Fra2b2fc?? （2.2） 43EIL3?ELd

30

中间轴机械变速器课程设计

Fta2b264Fta2b2fs?? （2.3）

3EIL3?ELd4??Frab?b?a?64Frab?b?a?? （2.4） 43EIL3?ELd式中：Fr—齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；

； Ft—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）

E—弹性模量（MPa），E=2.06×105MPa；

I—惯性矩（mm4），对于实心轴，I??d464；d—轴的直径（mm），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?fc2?fs2?0.2mm。

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为

?fc??0.05?0.10mm，

?fs??0.10?0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。

图2.4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

Ft9?13953.68N，Fr9?5462.41N

d21?50mm，a9?182mm，b9?99.43mm L?281.43mm

31

中间轴机械变速器课程设计

fc9?64Fr9a9b93?ELd21422 （2.5）

?0.03354mm ?0.05～0.10mm

fs9?64Ft9a9b93?dEL42122 （2.6）

?0.0856mm?0.10～0.15mm

f9?2fc29?fs9?0.09136mm?0.2mm （2.7）

?9?二档时

64Fr9a9b9?b9?a9?3?ELd214??0.0000109rad?0.002rad (2.8)

Ft7?10223.76N，Fr7?4013.07N

d22?50mm，a7?150mm，b7?131.43mm L?281.43mm

fc7?64Fr7a7b73?ELd22422

?0.0292mm ?0.05～0.10mm

fs7?64Ft7a7b73?dEL422220.

=0.0745?0.10～0.15mm

f7?2fc27?fs7?0.08mm?0.2mm

?7?三档时

64Fr7a7b7?b7?a7?3?ELd224??0.0000095rad?0.002rad

Ft5?7714.44N，Fr5?3050.08N

d23?46mm，a5?90mm，b5?191.43mm L?281.43mm

fc5?64Fr5a5b53?ELd23422

32

中间轴机械变速器课程设计

?0.0241mm ?0.05～0.10mm

fs5?64Ft5a5b53?dEL42322

?0.0611mm?0.10～0.15mm

f5?2fc25?fs5?0.066mm?0.2mm

?5?四档时

64Fr5a5b5?b5?a5?3?ELd234?0.0001395rad?0.002rad

Ft3?6174.24N，Fr3?2459.71N

d24?42mm，a3?60mm，b3?221.43mm L?281.43mm

fc3?64Fr3a3b33?ELd24422

?0.016mm ?0.05～0.10mm

fs3?64Ft3a3b33?dEL42422

?0.041mm?0.10～0.15mm

f3?2fc23?fs3?0.044mm?0.2mm

?3?64Fr3a3b3?b3?a3?3?ELd244?0.0002rad?0.002rad

倒档时

Ft11?12190.27N，Fr11?4436.89N

d倒?48mm，a11?238mm，b11?43.43mm L?281.43mm

fc11?64Fr11a11b113?ELd倒422

?0.01mm ?0.05～0.10mm

33

中间轴机械变速器课程设计

fs11?64Ft11a11b113?dEL4倒22

?0.0287mm?0.10～0.15mm

f11?2fc211?fs11?0.03mm?0.2mm

?11?64Fr11a11b11?b11?a11?3?ELd倒4??0.000197rad?0.002rad

（3）中间轴刚度

图2.5中间轴受力分析

一档时

Ft10?14682.5N，Fr10?5748N

d22?39mm，a10?225.19mm，b10?99.43mm L?324.62mm

fc10?64Fr10a10b103?ELd中1422

?0.03mm ?0.05～0.10mm

fs10?64Ft10a10b103?dEL4中122

?0.1265mm?0.10～0.15mm

f10?2fc210?fs10?0.102646mm?0.2mm

?10?二档时

64Fr10a10b10?b10?a10?3?ELd中14?0.000213414rad?0.002rad

Ft8?10758.09N，Fr8?4222.8N

34

中间轴机械变速器课程设计

d23?53mm，a8?193.19mm，b8?131.43mm L?324.62mm

fc8?64Fr8a8b83?ELd中2422

?0.03505mm ?0.05～0.10mm

fs8?64Ft8a8b83?d4中222EL

?0.0893mm?0.10～0.15mm

f8?2fc2?f8s8?0.106346mm?0.2mm

?8?三档时

64Fr8a8b8?b8?a8?3?ELd中24??0.0002509rad?0.002rad

Ft6?8117.09N，Fr6?3209.28N

d24?72mm，a6?133.19mm，b6?191.43mm L?324.62mm

fc6?64Fr6a6b63?ELd中3422

?0.0079mm ?0.05～0.10mm

fs6?64Ft6a6b63?dEL4中322

?0.0199mm?0.10～0.15mm

f6?2fc26?fs6?0.021mm?0.2mm

?6?四档时

64Fr6a6b6?b6?a6?3?ELd中340.000101339rad?0.002rad

Ft4?6496.7N，Fr4?2588.18N

d25?56mm，a4?103.19mm，b4?221.43mm L?324.62mm

fc4?64Fr4a4b43?ELd中4422

35

中间轴机械变速器课程设计

?0.014mm ?0.05～0.10mm

fs4?64Ft4a4b43?d4中422EL

?0.035mm?0.10～0.15mm

f4?2fc24?fs4?0.03769mm?0.2mm

?4?2.3.3轴的强度校核

64Fr4a4b4?b4?a4?3?ELd中44?0.0000722rad?0.002rad

（1）第二轴的强度校核

36

中间轴机械变速器课程设计 图2.6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RHA、RHB

由平衡方程 ?MB??MA?0得A与B端得支反力分别为：

RHA? RHBFt9?L213953.68?99.43??4929.87N （2.9） L281.43F?L13953.68?182?t91??9023.8N （2.10）

L281.432）建立剪力与弯矩方程

由于在截面C处作用有集中载荷Ft9，故应以该截面为分界面，将梁划分为AC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X1表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为

FS1?RHA?Ft9?L2?4929.87N （0

FS2??RHB??Ft9?L1??9023.8N （0

根据式（a）与（c）画剪力图，根据式（b）与（d）画弯矩图，如图4.6所示。

37

中间轴机械变速器课程设计

图2.7中间轴剪力图与弯矩图

垂直面：

1）求垂直面内支反力RVA、RVB

由平衡方程 ?MB??MA?0得A与B端得支反力分别为：

RVA?Ft9?L213953.68?99.43??4273.96N (2.15) L324.62F?L5462.41?225.19RVB?r91??3789.2N (2.16)

L324.62

38

中间轴机械变速器课程设计

2）建立剪力与弯矩方程

由于在截面C处作用有集中载荷Ft9，故应以该截面为分界面，将梁划分为AC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X1表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为

FS1?RVA?Fr9?L2?4273.96N （0

FS2??RVB??Fr9?L1??3789.2N （0

根据式（a）与（c）画剪力图，根据式（b）与（d）画弯矩图，如图4.7所示。 按第三强度理论得：

222M?MH?MV?T21?1315807.687N.m (2.21)

??

32M?142.87MPa?????400MPa (2.22) 3?d2139

中间轴机械变速器课程设计

参考文献

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