五菱宏光手動變速器設(shè)計

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1、 五菱宏光手動變速器設(shè)計 系部名稱： 機械與車輛工程 專業(yè)班級： 汽服11403 學(xué)生姓名： 孫海瑞 指引教師： 蘇廣義 職 稱： 副專家 長春大學(xué) 二○一五年六月 前言 如果說發(fā)動機是車輛的心臟，那么我覺得變速器就是車輛的動脈。予以車輛動力與速度?？刂栖囕v的邁進與后退。 變速器可以按其規(guī)定變化從發(fā)動機傳過來的轉(zhuǎn)矩和速度，使工作的驅(qū)

2、動輪能正常行駛，變速器的重要目的是能使停駛的汽車平穩(wěn)地起步，運動的汽車能更好的爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速，減速等，使汽車在不同的工作環(huán)境中獲得不同的最佳牽引力和速度，變速器內(nèi)一定還要設(shè)有空擋和倒擋。 本設(shè)計過程得到了蘇教師的某些我們院里的教師和同窗的協(xié)助，在此對她們表達十分的感謝。 最后，殷切的但愿廣大的教師和同窗對本次設(shè)計中誤漏和錯誤之處，予以批評改正。

3、長春大學(xué)汽服11403 孫海瑞 Foreword If the engine is the heart of the vehicle, so I think that is the artery of the vehicle's transmission. Giving the vehicle power and speed. Forward and reverse control of the vehicle.

4、 Transmission can change according to their requirements from the engine torque and speed to pass over, so that the work can be normal driving wheels, the main purpose is to make the suspended transmission car smooth start, sporty car better climbing, cornering, acceleration, deceleration, so

5、that cars get a different optimal traction and speed in different working environments, while the engine has a good range of working conditions. Transmission has to be neutral and reverse. ???? The design process has been helped Su l teacher some of our teachers and students courtyard in the center

6、 to express my gratitude to them. ???? Finally, the ardent hope that the majority of teachers and students of the leak at the design mistake and wrong, criticize the correction. ???????????????????????????????????????????????????????? ????????????????????????????????????????????????????????

7、 Changchun University of steam clothes 11403 ????????????????????????????????????????????????????? ??? Sun Hairui 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 1 1.1選題的背景 1 1.2目的及意義 1 第2章 總體方案設(shè)計 3 2.1汽車參數(shù)的選擇 3 2.2變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本規(guī)定 3 2.3傳動機構(gòu)布置方案分析 3 2.3.1固定軸式變速器 3 2.3.2倒檔布置方案 4 2.4齒輪形式 7

8、 2.5換擋機構(gòu)形式 7 2.6變速器軸承 8 2.7本章小結(jié) 9 第3章 變速器設(shè)計和計算 10 3.1檔數(shù) 11 3.2傳動比范疇 11 3.3各檔傳動比的擬定 11 3.3.1主減速器傳動比的擬定 11 3.3.2最低檔傳動比的擬定 12 3.3.3各檔傳動比的擬定 13 3.3.4中心距的選定 13 3.3.5變速器的外形尺寸 14 3.4齒輪參數(shù) 14 3.4.1模數(shù)的選用 14 3.4.2壓力角 15 3.4.3螺旋角 15 3.4.4齒寬 16 3.4.5齒頂高系數(shù) 17 3.4.6變位系數(shù)的選擇原則 17 3.5各檔齒數(shù)的分派 18

9、 3.5.1擬定一檔齒輪的齒數(shù) 18 3.5.2對中心距進行修正 20 3.5.3擬定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 20 3.5.4擬定其她各檔齒數(shù)及變位系數(shù) 21 3.5.5擬定倒檔齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 26 3.6本章小結(jié) 28 第4章 變速器的校核 29 4.1齒輪的損壞形式 29 4.2 齒輪強度計算 28 4.2.1齒輪彎曲強度計算 28 4.2.2齒輪接觸應(yīng)力計算 30 4.3軸的構(gòu)造設(shè)計 32 4.4軸的強度驗算 33 4.4.1軸的剛度的計算 33 4.4.2軸的強度的計算 38 4.5軸承壽命計算 41 4.6本章小結(jié) 44 第5章 同步器的

10、設(shè)計 45 5.1 鎖銷式同步器 45 5.1.1鎖銷式同步器構(gòu)造 45 5.1.2鎖銷式同步器工作原理 45 5.2鎖環(huán)式同步器 46 5.2.1鎖環(huán)式同步器構(gòu)造 46 5.2.2鎖環(huán)式同步器的工作原理 46 5.2.3鎖環(huán)式同步器重要尺寸的擬定 47 5.3 本章小結(jié) 49 第6章 變速器操縱機構(gòu) 50 6.1直接操縱手動換擋變速器 50 6.2遠距離操縱手動換擋變速器 50 6.3本章小結(jié) 51 結(jié)論 52 參照文獻 53 道謝 54 第1章 緒 論 1.1選題的背景 1886年，卡爾.苯茨(KartBenz)發(fā)

11、明汽車已有120余年的歷史，但是第一臺變速器的問世是是在1894年，變速器的發(fā)展可謂是更改了汽車的整體使用性能，至今變速器已有100余年的發(fā)展歷史，可謂是發(fā)展的比較成熟了。 近幾年汽車行業(yè)始終是蓬勃發(fā)展的行業(yè)，汽車性能多樣化的增長始終促使著汽車多種零部件更行換代，汽車變速器，始終是汽車傳動裝置中最最重要的環(huán)節(jié)，始終再不斷的發(fā)展進步，使汽車在多種不同的工況中具有優(yōu)越的性能，我相信在這迅速發(fā)展的汽車時代，將來的幾十年中變速器一定會將其作用發(fā)揮到極致，因此變速器做到‘0’功率損失不是夢，只是時間的問題！ 1.2 目的及意義 我們一步步精心細致的計算，分析與校核只是想把變速器設(shè)計的最合理，使它的

12、性能發(fā)揮到極致，功率損失降到至少，燃油經(jīng)濟性最佳，噪音最低。 1.變化轉(zhuǎn)矩 ? 由于汽車會行駛在不同的路面中，驅(qū)動輪所需要的轉(zhuǎn)矩不同，因此變速器要能更大范疇的變化汽車的傳動比。 2.實現(xiàn)倒車行駛 ? 汽車往往需要倒退行駛，因此，變速器中一定需要設(shè)立一種倒檔，滿足其后退規(guī)定。 3.實現(xiàn)空檔 汽車不也許始終行駛，當(dāng)汽車停車時，踩離合后抬離腿時需要掛空檔， ? 第 2 章 總體方案設(shè)計 2.1 汽車參數(shù)的選擇 變速器設(shè)計所需的汽車基本參數(shù)如下表: 表2.1 設(shè)計基本參數(shù)表 發(fā)動機最大功率 63kw 最高車

13、速 140km/h 總質(zhì)量 2880kg 最大轉(zhuǎn)矩 108N·m 2.2 變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本規(guī)定 對變速器如下基本規(guī)定: 1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 2）設(shè)立空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳播。 3）設(shè)立倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設(shè)立動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，以便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。 此外，變速器是滿足質(zhì)量分布和體積小，成本低，維護以便

14、。以滿足性能和汽車的經(jīng)濟指標(biāo)，它是必要的，其數(shù)目是傳動齒輪，該傳動比，并為每個齒輪比。汽車行駛的道路條件越不好，變速比變化范疇就要更大。 2.3 傳動機構(gòu)布置方案分析 2.3.1 固定軸式變速器 固定軸式變速器又分為三種，涉及兩軸式，中間軸式，雙中間軸式。 兩軸式變速器優(yōu)缺陷又喝多，長處涉及構(gòu)造簡樸，輪廓尺寸小，中間檔效率高等。但是兩軸式變速器沒有直接擋，工作起來會有較高的噪聲，且易損壞。此外，一檔的速比設(shè)計的要較小些，因此本設(shè)計采用中間軸式變速器。 2.3.2 倒擋布置方案 與邁進擋位比較，倒擋使用的時候較少，但是是汽車必不可少的一種功能，并且都是在停車的時候才會使用伙伴，故采用

15、直齒滑動齒輪方式換倒擋。 圖2.1為中規(guī)中矩的倒擋布置方案。對軸的長度縮短的第一齒輪的倒車擋，長處也2.1b中間軸中使用。長處在圖2.2B方案示為當(dāng)使用中間軸，從而縮短了中間軸的長度的第一齒輪的倒檔。但移位兩個齒輪嚙合，以使在位移是困難的。圖所示的實行方案中的可2.2C得到較大的反向齒輪比，局限性之處是不合理的切換程序。在圖2.2D所示的前一實行例的缺陷已被修改，從而取代圖2.2C所示的方案。圖2.2E所示的實行例是形成在中間軸齒輪一體倒檔，就會延長齒寬。圖2.2F所示的實行方式是不斷所有齒輪對齒齒輪，換檔更加便于攜帶。為了充足運用空間，縮短變速器的軸向長度和某些卡車反向齒輪傳動與圖2.2克

16、所示的狀況。局限性之處是一種倒檔各設(shè)有一種轉(zhuǎn)印叉軸，由此在傳動罩復(fù)雜的操作機制。 由于在第一檔和倒檔的變速器具有一種較大的工作力，它仍然是在兩軸傳動軸傳動的中間低和倒擋，它應(yīng)位于支承軸附近，以減少軸的彎曲在一種地方，以保證做到這一點的過渡性覆蓋率減少了諸多，并按照低速高速傳播在每個塊的排列順序，因此無論是大軸的剛性不夠，還要保證安裝以便。雖然倒檔齒輪，該齒輪比在其附近的一齒輪比，但由于使用了倒檔的很短??，從這個起點，某些節(jié)目被布置在支撐體的軸的附近的塊中，并隨后被置于倒檔。此時，當(dāng)?shù)箼n工作，工作齒輪磨損和齒輪噪聲期間減少了傳播的磨損并在很短的時間在噪聲略有增長，在相似的時間。 此外，中間

17、齒輪的倒檔可以用于倒檔有影響力狀態(tài)的傳動軸的左側(cè)或右側(cè)，見圖2.2。 圖2.1 倒擋布置方案 圖2.2 倒擋軸位置與受力分析 2.4 齒輪形式 斜齒圓柱齒輪與直齒圓柱齒輪比較，它的使用齒面重疊度高壽命比較長，傳動平穩(wěn)，工作時噪聲較低，但直齒圓柱齒輪具有傳遞動效率高的特點，重要應(yīng)用在倒檔和一檔上面使用，因此設(shè)計中一擋和倒擋要用平凡的直圓柱齒輪，其她的擋都是用高性能的斜齒圓柱輪。 2.5換擋機構(gòu)形式 直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種重要換擋機構(gòu)形式。當(dāng)汽車，每個塊不同的過渡角速度，使得軸向位移直徑齒輪的變化會影響牙齒表面和隨著

18、的噪聲。這使得通道結(jié)束過早磨損和損壞，而司機緊張和通過移位和使乘坐舒服性減少產(chǎn)生的噪音。只用人工技術(shù)驅(qū)動程序（如離合器腳），當(dāng)換檔時，上述缺陷克服沒有影響。但此刻駕駛員的注意力被分散，會影響行車安全。因此，雖然這種轉(zhuǎn)變的構(gòu)造，但很少用于以簡樸的方式，除了一種塊，倒檔之外。 由于第二齒輪的透射軸和嚙合的副軸齒輪，它可以被用來移動離合器。此時，由于在同一時間通過與動力換檔齒打擊搞多。牙齒不參與移位，她們不會被過早損壞，但是，是不是消除換擋沖擊，它仍然需要駕駛員資格的技術(shù)。由于加入的耦合和慣性常嚙合齒輪，變速器的轉(zhuǎn)動部分的總力矩的進一步增長。 因此，目前移法只合用于某些不太復(fù)雜的設(shè)備和重型卡車變

19、速器。這是由于，重型貨車之間的雄性齒輪相對較小，該切換機構(gòu)被連接到片小，減少之間的角速度差以使得離合器開關(guān)和制導(dǎo)致本，并減少傳播距離。 使用同步器可以在技術(shù)要快，無沖擊，無噪聲移位，而不管控制的限度這一點。為了改善車輛加速，燃油經(jīng)濟性和駕駛安全比較這兩個位移的措施，盡管它有一種復(fù)雜的機制，以產(chǎn)生高精度的軸向尺寸等缺陷，它仍然是普遍。 同步或離合器開關(guān)移動滑動開關(guān)圓通比小中風(fēng)。在超寬滑動齒輪的狀況下，這種差別甚至更加明顯。為了便于操控，到另一種變速桿旅游需求的變化盡量地。 車出塊是傳播的重要故障之一。為理解決這個問題，在此過程，但是也實際程序更有效的措施，在構(gòu)造如下動作： 鎖定裝置，以保

20、證移動換檔撥叉軸互相撥叉軸被鎖定期，是該機構(gòu)的作用，以避免在連接兩檔，竄擋，亂黨問題。 （1）鎖定銷型 圖2.4是使用最廣泛的一種機制，鎖銷和頂銷被安裝在換擋撥叉軸之間的汽車，銷和槽的長度，以保證鎖定。 圖2.4，中立位置時，可在此時或者叉軸自由移動。圖2.4，B，C，D為一種叉軸在工作位置，而另一叉軸被鎖定。 圖2.4 互鎖銷式互鎖機構(gòu) （2）塊樞軸鎖定 圖2.5是一種鎖定塊鎖定機構(gòu)概略擺動鎖定螺釘塊裝有殼體上同心波和自由旋轉(zhuǎn)的螺桿的軸線轉(zhuǎn)動，杠桿鎖定放置塊選頭箱，此時，鎖緊塊的一種或兩個突起A文獻住其他兩個換檔撥叉軸槽的，不能保證換擋時，她分兩批加入。 （3）將顎式 圖

21、2.6是用類似的夾爪鎖緊裝置的旋轉(zhuǎn)的鎖定機構(gòu)的原理的塊。搖桿頭選入鉗口，夾板上軸旋轉(zhuǎn)的一種。轉(zhuǎn)動杠桿夾持板時在所選擇的換檔叉軸槽的選檔桿，然后夾具的一種或兩個顎采用其她兩個換檔撥叉以保證所述互鎖措施。 可以提供操作裝置，以保證該機構(gòu)不會被誤覺得相反。作為一項規(guī)則，在反向叉或U形夾裝有彈簧機構(gòu)，以容許駕駛員在位移時由于彈簧力，導(dǎo)致明顯的感覺。 該鎖定機構(gòu)還涉及一自鎖，反向決定性兩個機構(gòu)。 的滑動的自鎖機構(gòu)的作用將鎖定全齒長度，以保證參與的接合，并避免在該文獻中的自動和在過渡。自鎖球形和棒狀鎖定機構(gòu)有兩種類型的鎖定機構(gòu)。 逆止器的作用，保證駕駛員有更多的力量杠桿，才接反提請注意的作用，避免

22、其反向，導(dǎo)致安全事故合用。 使用自鎖的鎖定機構(gòu)的構(gòu)造，聯(lián)鎖，扭轉(zhuǎn)鎖。為了實現(xiàn)自鎖球自鎖，互鎖鎖銷。限制使用反向鎖彈簧來實現(xiàn)，因此駕駛員為了避免意外的感覺相反。 2.6變速器軸承 變速器軸承老式圓柱滾子軸承，外球面軸承，滾針軸承，圓錐滾子和滑動軸承，軸套等。至于什么應(yīng)的構(gòu)造限制承重特性來使用。 圖2.5 擺動鎖塊式互鎖機構(gòu) 圖2. 6轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖機構(gòu) 緊湊汽車傳動構(gòu)造，體積小，使用較大尺寸的軸承構(gòu)造是有限的，常常有困難的構(gòu)造。作為第二軸支承在第一齒輪恒定內(nèi)腔軸傳播以足夠的尺寸圓柱滾子軸承的內(nèi)腔的前端能如果空間是使用的滾針軸承局限性進行安排。第一波的傳播支持，由

23、于滾珠軸承在飛輪空腔的前端時，有足夠的空間，以承受長力。常常從事球推力傳播，后軸軸承通過的第一變速箱殼體，在那里它共享第一軸軸承的軸承外圈。后端第二波一般用于球軸承，軸向和徑向力。產(chǎn)生中間軸齒輪的推力時，可在原理從前面或后軸承站的工作，但是，必須如所述殼體的前表面被布置成支撐軸承帽困難的時候是軸承的軸向力從與圓柱滾子軸承的徑向力的前端的后端， 的圓錐滾子軸承的轉(zhuǎn)移，盡管具有小直徑，大的寬度，因此有大容量，并且可以產(chǎn)生高載荷承受等，并且還必須的調(diào)節(jié)預(yù)緊，安裝工作，易后軸齒輪缺陷斜攜帶不當(dāng)忙。 傳播第一中間軸后軸承和第二軸后軸承的第一軸，用于按照該系列的直徑一般在串聯(lián)球形或圓柱滾子軸承。由軸承

24、從廣播中心和外殼套的后壁，的直徑，以保證兩個軸承孔之間的距離不不不小于6?20mm時，輕型卡車和汽車的下限。 滾針軸承，襯套，重要用于在傳動軸，不固定連接，并同步需要的地方的相對運動。滾針軸承具有滾動阻力小，傳動效率高，與徑向游隙，定位精度高，操作，齒輪和其她有用的好處。徑向滑動套筒與尺寸的間隙，便于攜帶，在間隙之后增長傳播的定位和操作的操作過程中的精確度和增長的噪聲?；瑒犹淄驳拈L處是制造簡樸，成本低。 在本次設(shè)計中，由于工作條件的限制，因此要更加精確的選選圓錐滾子軸承和深溝球軸承以及滾針軸承。 2.7 本章小結(jié) 本章通過一方面為車輛變速箱的設(shè)計和傳播的重要參數(shù)的設(shè)計是必要滿足的

25、基本規(guī)定開始，對自己的設(shè)計也有一定的規(guī)范。然后變速器和齒輪組件的變速機構(gòu) 在簡短的簡介的形式，分析每個傳播方案的長處和缺陷，選擇傳播的合適和有效的傳播方案和設(shè)計常常會浮現(xiàn)某些問題，為計算收益齒輪和軸奠定了良好的基本。齒輪箱的最后形狀，做了簡介，并比較的長處和上述變速器的缺陷可以形成一種合理的選擇。提供多種形狀轉(zhuǎn)移分析和容易浮現(xiàn)的問題和相應(yīng)的解決方案，最后使工作條件和工作條件的浪潮之后做出的選擇，并且在滾子軸承的形式。 第3章 變速器設(shè)計和計算 3.1 擋數(shù) 增長對提高汽車的動力性和經(jīng)

26、濟，齒輪的數(shù)量。記錄號，傳播的更復(fù)雜的構(gòu)造中，和輪廓和質(zhì)量的大小。與此同步復(fù)雜運營機制和移位在使用頻率增長。 在最低的級別，在相似條件下，無疑將增長的傳動比之間的傳動比減小的低擋和相鄰高速，輪班工作很簡樸。規(guī)定的1.8如下相鄰比率之間的比率，一小的移位的限制工作更容易。相鄰的變速比之間的高速范疇比的傳動比之間的鄰接塊面積不不小于低得多。 在近來幾年中，為了減少燃料消耗，在上升的幀編號。目前，汽車一般是四個56檔，配合五速變速箱更卡車高檔轎車采用四個56齒輪或齒輪。店質(zhì)量卡車2?3.5T采用的是五速變速器，裝車4?6速變速箱8T質(zhì)量。多級變速器和卡車和越野車。設(shè)計為5速變速箱 3.2 傳動

27、比范疇 變速比是旋轉(zhuǎn)的最低和最高齒輪比的齒輪比的傳播范疇的比率。比率來擬定周和所選擇的發(fā)動機參數(shù)，最大速度和車輛的使用，以及其她因素。汽車傳動比目前的3到4，光5-6，其她貨車的商用車更大。 3.3 各檔傳動比的擬定 3.3.1主減速器傳動比的擬定 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車運動的速度的關(guān)系式為： （3.1） 式中 ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 由上文可知最高車速==139km/h；最高檔為超速檔，傳動比=1；由

28、于輪胎規(guī)格是170/70R14因此得到=296.8（mm）；發(fā)動機轉(zhuǎn)速==6684.5（r/min）；上式可以得到主減速器傳動比為： 3.3.2最低檔傳動比計算 按最大爬坡發(fā)達限度到最大容量的條件下，規(guī)定所用的斜最大斜坡角，驅(qū)動力應(yīng)滿足余下式： （3.2） 式中 G ——車輛總重量（N）； ——滾動阻力系數(shù)，對良好路面μ=0.01~0.02； ——發(fā)動機最大扭矩（N·m）； ——主減速器傳動比； ——變速器傳動比； ——為傳動效率（0.85~0.9）； R ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度本設(shè)計

29、為能爬30%的坡，大概。 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：m=2880kg；；；r=0.2968m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 當(dāng)一檔輸出最大驅(qū)動力時，要驅(qū)動輪不可以產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)的現(xiàn)象。要產(chǎn)生不滑動的現(xiàn)象。公式要滿足下列條件： （3.4） 式中 ——驅(qū)動輪的地面法向反力，； ——驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面可取0.5~0.6之間。 取0.55，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式

30、得： 因此，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范疇是： 初選一檔傳動比為5.1。 3.3.3 各檔傳動比的選定 Ⅰ中變速比是根據(jù)上述條件來擬定。傳動齒輪頂部一般是直接的文獻，有時有超速，這是在草案中，高品位超速。理論上中間齒輪比的互相關(guān)系（其中n是項數(shù)）被布置成幾何級數(shù)，事實上，從理論值以便，由于的整數(shù)，用于齒輪公比之間的齒數(shù)要小，同步合適調(diào)節(jié)機床參數(shù)。 3.3.4中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算： （3.5） 式中 ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，商用車=8.6~9.6； ——發(fā)動機最

31、大輸出轉(zhuǎn)距為210（N·m）； ——變速器一檔傳動比為5.1； ——變速器傳動效率，取96%。 9.0=72.78mm 商用車變速器的中心距在80～170mm范疇內(nèi)變化。因此根據(jù)計算成果，初取A=72mm。 3.3.5變速器的外形尺寸 變速器殼體的軸應(yīng)用公式； mm 頻繁選擇當(dāng)傳播和同步數(shù)長時，中心距因子K應(yīng)當(dāng)采用最大給定系數(shù)。以便實現(xiàn)四舍五入。設(shè)計是一種五速手動變速箱，為300毫米的初始軸向外殼尺寸。 3.4 齒輪參數(shù) 3.4.1 模數(shù)的選用 一般原則：為了減少噪音應(yīng)當(dāng)考慮合理增長減少模塊米寬，使小質(zhì)量，增長同步減少多少米寬，從流程的角度看，在同一封相應(yīng)的操作應(yīng)用實力模

32、塊，我們期待每顆牙齒必須是不同的模塊。自動變速器的降噪工作，有一種更重要的意義，因此模數(shù)齒輪應(yīng)選擇小的，卡車，更重要的是比減少噪音，質(zhì)量，那就應(yīng)當(dāng)選擇大齒輪模塊。 應(yīng)選擇低速檔較大的模塊，其她選擇另一種齒輪模數(shù)。偶爾，汽車傳動齒輪是由每個塊相似的模塊。 同步離合器和最引人入勝的漸開線齒形。由于原始應(yīng)當(dāng)使用相似的傳播的相似接合齒模塊。你進入該地區(qū)：轎車和卡車的1.8的總質(zhì)量?2.0?3.5毫米14.0噸。較小的模數(shù)選擇的齒數(shù)來提高有利移位。初選齒輪模數(shù) =3.0mm 齒輪法向模數(shù) =3.0mm 3.4.2 壓力角 如果接觸角是小的，以提高匹配限度，傳動平

33、穩(wěn)，噪音低，高彎曲強度和齒面接觸的強度。對于商用車輛，重疊限度增長降噪，總是較小。 變速器齒輪壓力角為 20 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30° 3.4.3 螺旋角 螺旋齒輪用于傳播。螺桿選擇坡角，要注意其對齒輪的強度和軸向傳播操作聲音的影響。檔位選擇更大的傾斜角度，更接近比變速箱的增長，順風(fēng)順?biāo)?，降噪。實驗證明：與螺旋角增大，齒的強度需要增長。但是，當(dāng)傾斜角不小于30，急劇下降的抗彎強度，并且接觸力繼續(xù)。因此，為了提高下速齒輪彎曲的視圖強度，不但愿花15大傾角25是合適的，并且增長了高速傳播的接觸力和鑒于越來越接近應(yīng)處在

34、使用大螺旋角。 當(dāng)螺旋齒輪傳動的扭矩和軸向力產(chǎn)生施加到軸承。設(shè)計應(yīng)在中間軸齒輪工作時兩個軸向力平衡，減少軸承負荷，提高了軸承的使用壽命追捧。因此，螺旋角應(yīng)不同的傳播中間軸齒輪不相似。使這一過程容易，在軸的軸向力的中心不，它可以形成在相似的槳距角，或者簡樸的雙傾斜角。發(fā)現(xiàn)都應(yīng)當(dāng)右手，第一和第二軸斜齒輪減速機所推崇的中間軸斜齒輪的方向，被視為左撇子。軸向力從軸承蓋到殼體上。齒輪和倒檔被設(shè)計為正齒輪，過渡到這項工作中，中間軸的軸向力不能平衡（但由于它們使用較少的齒輪，它也被容許的），但此時的第二軸沒有軸向力， 之后，圖3.1顯示了軸向力假裝兩個中間軸斜齒輪的平衡，必須滿足如下條件

35、 （3.6） （3.7） 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 （3.8） 式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；r1，r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 圖3.1 中間軸軸向力的平衡 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范疇內(nèi)選用： 商用車中間軸式變速器為 20～30° 初

36、選的螺旋角=25 3.4.4 齒寬b 需要注意的是的齒輪工作穩(wěn)定性，強度和齒輪的齒寬度的軸向尺寸的工作齒輪受到的力的均勻性。 考慮到質(zhì)量和縮短盡量減小變速器的軸向尺寸，它應(yīng)當(dāng)有較低的齒寬度。穩(wěn)步下降正齒輪齒寬的優(yōu)勢被削弱，并且工作量增大。因此，某些具有寬齒寬，工作開展齒輪由于變形軸線是傾斜的，沿著在齒寬方向的不持續(xù)性和不均勻磨損的齒寬方向。一般基于齒輪模數(shù)m來選擇的齒寬尺寸。 直齒：b=m， 為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0 取=6 斜齒：b=，取6.0~8.5 ，取=6 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，可取大些，使接觸線長度增長、接觸應(yīng)力減少，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 直齒

37、 b==63=18mm 斜齒 b==63=18mm 3.4.5 齒頂高系數(shù) 齒強度的限度補遺系數(shù)，運營噪音，滑動速度相對牙，牙鉆蝕和增編厚度的影響。如補遺系數(shù)小，齒輪重疊小，噪音大的工作，但該齒被彎曲力矩減小，彎曲應(yīng)力也減小齒。因此，在過去是由于齒輪的加工精度不高，并且該負載被集中在梳子的齒，使用超過齒頂系數(shù)獲得0.75-0.80短齒齒輪。 通過齒輪加工精度提高，涉及我自己，1.00的規(guī)定編系數(shù)。為了提高合規(guī)性轉(zhuǎn)變的限度，以減少噪音和齒根的實力，擁有編系數(shù)和1.00細如火如荼的傳播。 3.4.6 變位系數(shù)的選擇原則 移動速變速箱的設(shè)計是一種非常重要的構(gòu)成部分。采用改性裝置以

38、避免除非，削弱和齒輪中心距外刮，這樣會影響牙齒的強度，使用的流暢性，耐磨性，抗結(jié)合能力和嚙合噪聲。 有兩種類型的改性傳送方式：垂直偏移量和角度偏差。高程偏差齒輪副一對牙修正系數(shù)為零。增長的小齒輪齒根的移位量，因此它是在規(guī)模和強度中的大齒輪的附近。副缺陷高度移位齒輪不同步增長一對齒輪的強度，是難以減少噪音。角位移齒輪對偏轉(zhuǎn)和不為零。角位移，這兩個位移的高度的長處有其缺陷是可以避免的。 是有幾種中間齒輪安裝在傳動軸和第二軸組合和配備，以提供每一種齒輪比由于需要保證各齒輪彼此和具有不同數(shù)量的齒。為了保證每個齒輪具有相似的中心的距離，這個時間與進料齒解決。如果牙齒并用原則齒輪或副高度偏轉(zhuǎn)的數(shù)量，然

39、后齒和少齒輪對的數(shù)目應(yīng)為正角位移。自嚙合性能的角位移和良好的傳播質(zhì)量的指標(biāo)，因此使用更。為螺旋齒輪，但也通過選擇合適的螺旋角，以達到相似的規(guī)定的中心。 傳動齒輪循環(huán)荷載條件下工作，有時沖擊負荷。高品位齒輪齒面疲勞剝落位置的重要損壞，因此，最大接觸粘合強度和耐磨損性的原則應(yīng)當(dāng)是最有利的方式，以保證修正系數(shù)。為了改善接觸電阻，應(yīng)使得總位移因數(shù)盡量大，從而使兩嚙合漸開線基圓更遠，以提高齒廓的曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。為低速傳播時，由于較低的小齒輪齒根強度，再加上較大的負荷傳遞小齒輪齒根彎曲現(xiàn)象也許會發(fā)生。 變異的總系數(shù)小，一對齒輪的齒總厚度更薄，弱齒根，下部彎曲強度。由于齒的剛度卻小，容易吸取沖擊

40、和振動，噪音應(yīng)少。 根據(jù)上述和其她因素，為了，除了用于清除的齒輪傳動裝置，以減少噪聲，兩個齒輪和互相整體過渡倒檔修正系數(shù)使用值較小數(shù)量，以獲得低噪聲傳播。 3.5 各擋齒輪齒數(shù)的分派 在齒輪傳動裝置后初選中心距，模塊和螺旋角的齒輪可以是更多，這取決于齒輪比和傳播方案的數(shù)量，分派的每個齒輪的齒數(shù)。 圖3.2 五擋變速器傳動方案 3.5.1 擬定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 （3.9） 如果，齒數(shù)擬定了，則與的傳動比可求出，為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 直齒=2A/m

41、 （3.10） 斜齒=2A/ （3.11） 由于一擋用的是直齒輪，因此=2A/m=272/3=48 后四舍五入計整數(shù)算。取中間軸的小齒輪齒盡量小，因此/比被設(shè)定為在殼體/傳動比較大與較小的有關(guān)聯(lián)，使得第一軸齒輪常數(shù)的具體的齒數(shù)，以便定位在所述第二軸承車軸的前內(nèi)腔是，并保證足夠的厚度?？紤]到限制第一軸變速器的殼體的軸孔的尺寸和布置的也許性，應(yīng)當(dāng)不多。 的中間軸鏈輪的齒數(shù)至少數(shù)目也受中間軸的

42、尺寸，即通過限制剛度。若選擇，所述軸的大小和齒輪必須一起考慮。如果商業(yè)中間軸齒輪比= 5-6，中間軸第一齒輪數(shù)可在15至17的卡車在12到17應(yīng)用應(yīng)用。由于=5.1取中間軸上一擋齒輪=17 輸出軸上一擋齒輪=-=48-17=31 根據(jù)擬定的中心距A求嚙合角： =0.9397 根據(jù)齒數(shù)比u= 參數(shù) 分度圓直徑d=zm=313=93mm 齒頂高 =m=m=3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm 齒頂圓直徑=d+2=(z+2)m=99mm 齒根圓直徑=d-2=(z-2.5)m=85.5mm

43、 中心距 A= =72mm 參數(shù) 分度圓直徑d=zm=173=51mm 齒頂高 =m=m=3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm 齒頂圓直徑=d+2=(z+2)m=57mm 齒根圓直徑=d-2=(z-2.5)m=43.5mm 中心距 A= =72mm 兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重疊，合齒高度不變。 3.5.2 對中心距進行修正 并且由中央的距離計算，并變化了圓角，因此應(yīng)根據(jù)與從在該場的中心作為訂正齒輪到每個塊的基本的新的數(shù)據(jù)中心有關(guān)聯(lián)的齒輪

44、變化系數(shù)。修改后的中心距，以便采用72毫米 3.5.3 擬定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 求出傳動比 （3.12） 而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即 A=/2 （3.13） 72=3（+）/2cos25 求得常嚙合齒輪齒數(shù)為 =12 =32 參數(shù) 分度圓直徑d=z=z/=39.72mm 齒頂高 ===3mm( =1) 齒根高

45、 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) 齒頂圓直徑=d+2=45.72mm 齒根圓直徑=d-2=33.72mm 中心距 A=72.82mm 參數(shù) 分度圓直徑d=z=z/=105.92mm 齒頂高 ===3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) 齒頂圓直徑=d+2=111.92mm 齒根圓直徑=d-2=-99.92mm 中心距 A=72.82mm 核算 =4.86 在誤差容許范疇內(nèi) 3.5.4 擬定其她各擋

46、的齒數(shù)及變位系數(shù) 二擋齒輪是斜齒輪螺旋角與常嚙合齒輪不同 （3.14） （3.15） 尚有，要抵消或減少中間軸上的軸向力，還應(yīng)當(dāng)滿足下式： （3.16） 聯(lián)解上述三式，采用試湊法，當(dāng)螺旋角為時，解（3.14）、（3.15）得： 求得二擋齒輪齒數(shù)為 ： 代入上式近似滿足軸向力平衡 湊配中心距 因此需變位

47、 = =0.387 參數(shù) 分度圓直徑 =77.65mm 節(jié)圓直徑 == 60.25mm (u==1.39) 齒頂高 =1.793mm 齒根高 ==0.21mm 全齒高 =5.607mm 齒頂圓直徑 =88.408mm 齒根圓直徑 =77.23mm 參數(shù) 分度圓直徑 =55.90mm 節(jié)圓直徑 == u=83.75 (u==1.39) 齒頂高 =5.466mm 齒根高

48、 ==0.15mm 全齒高 =5.607mm 齒頂圓直徑 =66.778mm 齒根圓直徑 =55.6mm 圖3.3選擇變位系數(shù)線路圖 同理：三擋齒輪齒數(shù) 時近似滿足軸向力平衡關(guān)系 湊配中心距 因此需變位 = 1.5923 =0.2923 參數(shù) 分度圓直徑 =63.457mm 節(jié)圓直徑 == 77mm (u==0.87) 齒頂高

49、 =4.51mm 齒根高 ==1.362mm 全齒高 =5.87mm 齒頂圓直徑 =69.20mm 齒根圓直徑 =60.733mm 參數(shù) 分度圓直徑 =72.98mm 節(jié)圓直徑 =u=66.99mm (u==0.87) 齒頂高 =4.51mm 齒根高 ==1.362mm 全齒高 =5.87mm 齒頂圓直徑 =82.00mm 齒根圓直徑 =70.256mm 四

50、擋齒輪齒數(shù) 時近似滿足軸向力平衡關(guān)系 湊配中心距 因此需變位 = 1.157 =0.157 參數(shù) 分度圓直徑 =48.76mm 節(jié)圓直徑 == 93.51mm (u==0.54) 齒頂高 =4.239mm 齒根高 ==2.04mm 全齒高 =6.279mm 齒頂圓直徑 =57.238mm 齒根圓直徑 =44.68mm 參

51、數(shù) 分度圓直徑 =91.03mm 節(jié)圓直徑 == 50.49mm (u==0.54) 齒頂高 =4.239mm 齒根高 ==2.04mm 全齒高 =6.279mm 齒頂圓直徑 =99.51mm 齒根圓直徑 =86.95mm 3.5.5 擬定倒擋齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近，倒檔齒輪的齒數(shù)一般在~23之間 初選 計算中間軸與倒檔軸的中心距 設(shè) 有中心距 圓整后取 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm

52、以上的間隙，故取滿足輸入軸與中間軸距離 假設(shè)當(dāng)齒輪11和齒輪12嚙合時中心距： ==70A且mm 湊配中心距 因此需變位 = =0.0128 =-0.6472 參數(shù) 分度圓直徑 d=m=96mm 節(jié)圓直徑 ==98.03 mm (u==0.469) 齒頂高 =4.97mm 齒根高 ==3.72mm 全齒高 =8.69mm 齒頂圓直徑 =105.94mm

53、 齒根圓直徑 =88.56mm 參數(shù) 分度圓直徑 d=m=45mm 節(jié)圓直徑 ==45.98 mm (u==0.469) 齒頂高 =4.95mm 齒根高 ==3.74mm 全齒高 =8.69mm 齒頂圓直徑 =54.9mm 齒根圓直徑 =37.52mm 3.6 本章小結(jié) 在這一章中，將文獻數(shù)，根據(jù)它們的設(shè)計決定傳播多種文獻時，計算在與相應(yīng)的車輛參數(shù)結(jié)合的傳動比的范疇引入和所波及的傳動比范疇，也提出了傳播的參數(shù)的合理選擇和計算的中心距離的文獻分派齒數(shù)具有校正后發(fā)生。

54、 第4章 變速器的校核 4.1 齒輪的損壞形式 牙齒分為兩種：牙齒足夠大的沖擊，這打破牙齒彎曲;反復(fù)荷載作用齒根疲勞裂紋，裂紋深度逐漸增長，然后彎曲和斷裂的發(fā)生。很少，對前者浮現(xiàn)后者出目前傳播。 壓步態(tài)一對互鎖齒面反對在牙齒表面的潤滑油上升小裂縫彼此，則存在的，然后對裂紋擴展和從牙齒表面的牙齒表面上形成點蝕的表面的方塊顯示。她提出了越來越高的資料錯誤，導(dǎo)致動態(tài)加載，導(dǎo)致斷齒。 完畢的方式來移動換檔，以抵御和倒擋，由于齒輪變化引起兩個角速度差直接影響動力換檔變速箱端部和損傷的存在

55、。 4.2 齒輪強度計算 4.2.1 齒輪彎曲強度計算 1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 （4.1） 式中，為彎曲應(yīng)力；為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：積極齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；b為齒寬；t為端面齒距，，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖6-1所示。 由于齒輪節(jié)圓直徑d=，z為齒數(shù)，帶入式（4-1）得

56、（4.2） 一擋從動齒輪 一擋積極齒輪 倒擋直齒輪作用彎曲應(yīng)力在400~850N/mm 故直齒輪彎曲應(yīng)力均符合規(guī)定 2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4.3） 式中，為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑， ，為法向模數(shù)；z為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角；為應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；b為齒面寬；t為法向齒距，；y為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖6-1中查得；為重疊度影響系數(shù)，=2.0。 將上述有關(guān)參數(shù)代入式（4.3），整頓后得斜齒輪彎曲應(yīng)力為

57、 （4.4） 四擋齒輪彎曲應(yīng)力 積極齒輪 從動齒輪當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～250范疇。 符合規(guī)定。 圖4.1 齒形系數(shù)圖 （假定載荷作用在齒頂，） 4.2.2輪齒接觸應(yīng)力計算 輪齒接觸應(yīng)力 δ=0.418 （4.5） 式中，為輪齒的接觸應(yīng)力；F為齒面上的法向力， ；為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；為節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角；E為齒輪材料的彈性模量；b為齒輪接觸的實際寬度； 、為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半

58、徑，直齒輪 、，斜齒輪 ， ； 、為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。 一擋齒輪接觸應(yīng)力 δ=0.418 =1249.9 四擋齒輪接觸應(yīng)力 δ=0.418 =713.7 校核都在范疇之內(nèi)，符合規(guī)定 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.1。 表4.1 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 齒 輪 ／ 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900-- 950--1000 常嚙合齒輪和高擋 1300--1400 650--700 。 4.3 軸的構(gòu)造尺寸設(shè)計 在已知兩軸式變速器中心距時，軸

59、的最大直徑和支承距離的比值可在如下范疇內(nèi)選用：對輸入軸，=0.16～0.18；對輸出軸，0.18～0.21。 輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選用： （4. 6） 式中 ——經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 輸入軸花鍵部分直徑為 =23.78～27.34mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度=310mm。 按扭轉(zhuǎn)強度條件擬定軸的最小直徑為 （4. 7） 式中 d——軸的最小直徑（mm）； ——軸的許用剪應(yīng)力（MPa）； P——發(fā)動機的最

60、大功率（kw）； n——發(fā)動機的轉(zhuǎn)速（r/min）。 得： mm 因此，選擇軸的最小直徑為21mm 4.4 軸的強度驗算 4.4.1 軸的剛度的計算 軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖4.2所示，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計算： 圖4.2 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 （4.8） （4.9） （4.10） 式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； ——齒

61、輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； ——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa； ——慣性矩（mm4），對于實心軸，； ——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、——齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的容許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。 1、 變速器上個齒輪的圓周力、切向力、軸向力的計算 一軸： 二軸： 中間軸：

62、 2、 變速器輸入軸的剛度計算 （1）一檔工作時的計算 已知：a=248mm；b=22mm；L=270mm；d=32mm，則有 mm mm mm （2）二檔工作時的計算 已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，則有 mm mmmm （3）三檔工作時的計算 已知a=77mm；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，則有 =mm mmmm 由于四、五檔距離支撐處只有20mm左右，并且受力相對于其他各檔的受力比較小，因此其撓度和轉(zhuǎn)角相對于一、二、檔可以忽視。 3、 變速器輸出軸的剛

63、度計算 （1）一檔工作時的計算 已知：a=61mm；b=162mm；L=223mm；d=40mm，則有 mm mm mm （2）二檔工作時的計算 已知：a=184mm；b=86mm；L=270mm；d=40mm，則有 mm mm （3）三檔工作時的計算 已知a=110mm；b=160mm；L=270mm；d=35mm，則有 =mm mmmm 由于四、五檔距離支撐處只有20mm左右，并且受力相對于其他各檔的受力比較小，因此其撓度和轉(zhuǎn)角相對于一、二、檔可以忽視。 4.4.2 軸的強度的計算 1、 中間軸校核 發(fā)動機轉(zhuǎn)

64、矩T=108 N.m 中間軸轉(zhuǎn)矩T=108 圓周力N 徑向力N 軸向力N （1）繪制軸受力簡圖（圖a) （2）繪制垂直面彎矩圖（圖b) N N 截面C右側(cè)彎矩N.m 截面C左側(cè)彎矩N.m （3）繪制水平面彎矩圖（圖C） 軸承支反力N 截面C處的彎矩N.m （4）繪制合成彎矩圖（圖d） N.m N.m （5）繪制轉(zhuǎn)矩圖（圖e) (6)繪制當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖（圖f) 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)

65、生的扭剪應(yīng)力按動脈循環(huán)變化取a=0.6截面C處的當(dāng)量彎矩 N.m (7)校核危險截面C的強度 圖abcdef 2，輸出軸的校核 輸出軸轉(zhuǎn)矩T=N.m N N (1) 繪制軸受力簡圖（圖a) (2) 繪制垂直面彎矩圖（圖b） 軸承支反力N N 截面C右側(cè)彎矩 N.m 截面C左面?zhèn)葟澗? N.m （3） 繪制水平彎矩圖（c） 軸承支反力 N 截面C處的彎矩N.m （4）繪制合成彎矩圖（圖d） N.m N.m （5）繪制轉(zhuǎn)矩圖（圖e) (6)繪制當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖（圖f) 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)

66、生的扭剪應(yīng)力按動脈循環(huán)變化取a=0.6截面C處的當(dāng)量彎矩 N.m (7)校核危險截面C的強度 圖abcdef 4.5軸承壽命計算 軸承壽命可以以平均時速車行駛到計算S軸承壽命的規(guī)定，總里程此前超車的車，車上30萬公里的卡車和公共汽車250000公里。 （5.19） 其中，，h。 初選軸承型號根據(jù)機械設(shè)計手冊選擇30305型號軸承KN，KN；30306型號軸承KN，KN 1、變速器一檔工作時 N，N 軸承的徑向載荷 =1066N；N 查機械設(shè)計手冊得，Y=1.6。 N N N 因此軸承內(nèi)部軸向力 N N 計算軸承當(dāng)量動載荷 查機械設(shè)計手冊得到 ，查機械設(shè)計手冊得到 ，查機械設(shè)計手冊得到。 當(dāng)量動載荷 式中 ——支反力。 N N 查表4.1可得到該檔的使用率，因此h h 因此軸承壽命滿足規(guī)定。 h 2、變速器四檔工作時 N N 表4.1 變速器各檔的相對工作時間或使用率 車型 檔位數(shù) 最高檔傳動比