變速器的設(shè)計(jì)與仿真設(shè)計(jì)【三軸五檔】【說(shuō)明書(shū)+CAD+三維+仿真】

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即，式中：G作用在汽車(chē)上的重力，汽車(chē)質(zhì)量，重力加速度，=48409.8=47432N；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=171N.m；主減速器傳動(dòng)比，=4.963；傳動(dòng)系效率，=86.4%；車(chē)輪半徑，=0.316m；滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于貨車(chē)取=0.02；爬坡度，取=16.7=5.24滿(mǎn)足附著條件。 在瀝青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75即=7.692由得5.247.692；又因?yàn)檩p型商用車(chē)=5.08.0；所以，取=6.0 。其他各擋傳動(dòng)比的確定： 按等比級(jí)數(shù)原則，一般汽車(chē)各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系：式中：常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為：，=1.565所以其他各擋傳動(dòng)比為：=3.833，=2.449，=1.5651.1.2 中心距A初選中心距時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式 （1.3） 式中：變速器中心距（mm）；中心距系數(shù)，乘用車(chē)：=8.99.3，商用車(chē)：=8.69.6，取9.0 ；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；變速器一擋傳動(dòng)比，=6.0 ；變速器傳動(dòng)效率，取96% ；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=171N.m 。 則，=85.56795.516（mm）初選中心距=90mm。1.2 齒輪參數(shù)1、模數(shù)對(duì)貨車(chē)，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開(kāi)線(xiàn)。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車(chē)和總質(zhì)量在1.814.0t的貨車(chē)為2.03.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車(chē)為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。表1.2.1汽車(chē)變速器齒輪法向模數(shù)車(chē)型乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車(chē)的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表1.2.2汽車(chē)變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50根據(jù)表1.2.1及1.2.2，齒輪的模數(shù)定為4.0mm。 2、壓力角理論上對(duì)于乘用車(chē)，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角；對(duì)商用車(chē)，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。3、螺旋角實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)力求使中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡(jiǎn)便，在中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角設(shè)計(jì)成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。貨車(chē)變速器螺旋角：1826初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24，其余擋斜齒輪螺旋角24。4、齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.0；斜齒，取為6.08.5，取7.0。采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為24mm，取4mm。5、齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。1.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配圖1.3.1變速器傳動(dòng)示意圖如圖1.3.1所示為變速器的傳動(dòng)示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。1、 確定一擋齒輪的齒數(shù) 中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車(chē)可在1217之間選用，最小為1214，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動(dòng)比為 （1.4）為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （1.5）=41.72取整為43即=-=43-13=302、對(duì)中心距進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。=92.75mm取整為A=94mm。對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos =21.437 嚙合角 ： cos=0.919 =23.27變位系數(shù)之和 =1.59 計(jì)算精確值：A= 一擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =430/cos23.81=131.15mm =413/cos23.81=56.83mm齒頂高 =2.152mm =1.952mm 式中：=（94-92.77）/4=0.308 =1.59-0.308=1.282齒根高 =1.72mm =1.92mm齒全高 =3.872mm齒頂圓直徑 =135.45mm =60.73mm齒根圓直徑 =127.71mm =52.99mm 當(dāng)量齒數(shù) =39.175 =16.9763、確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)由式（1.3）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 （1.6）=2.60常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （1.7） = =42.94由式（1.6）、（1.7）得=11.93，=31.01取整為=12，=31，則：=5.96=6.0對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =94.092mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.724端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 = =0.059查變位系數(shù)線(xiàn)圖得： 計(jì)算精確值：A= 常嚙合齒輪數(shù)：分度圓直徑 =52.46mm =135.52mm齒頂高 =（1+0.31-）4=6.472mm =（1-0.369-）4=3.992mm 式中：=（94-92.77）/4=0.308 =-0.059-0.308= -0.367齒根高 =（1+0.25-0.31）4=3.76mm =（1+0.25+0.369）4=6.476mm齒全高 =10.468mm齒頂圓直徑 =65.364mm =143.504mm齒根圓直徑 =44.94mm =122.568mm 當(dāng)量齒數(shù) =15.670 =40.4804、確定其他各擋的齒數(shù)（1）二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=24 （1.8）=1.484 （1.9）=42.94由式（1.8）、（1.9）得=25.65，=17.29取整為=26，=17則，=3.951=3.833對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =94.09mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.71端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 =0.13 =0.18 =0.05求的精確值： =23.81二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =113.66mm =74.32mm齒頂高 =3.19mm =4.11mm 式中：=-0.0225 =0.1525齒根高 =5.2mm =4.28mm齒全高 =8.39mm齒頂圓直徑 =120.04mm =82.54mm齒根圓直徑 =103.26mm =65.76mm 當(dāng)量齒數(shù) =33.95 =22.20（2）三擋齒輪為斜齒輪，初選=20 （1.10） = =0.948 （3.11）由式（3.10）、（3.11）得=21.494，=22.672 取整=21，=23 = =2.359=2.449對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋豪碚撝行木?=93.65mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.387 =21.137端面嚙合角 =0.929 變位系數(shù)之和 =0.478 =0.3 =0.478-0.3=0.178求的精確值： =20.58三擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =89.744mm =98.291mm齒頂高 =3.636mm =3.148mm 式中：=0.0875 =0.391齒根高 =3.8mm =4.288mm齒全高 =7.436mm齒頂圓直徑 =97.016mm =104.587mm齒根圓直徑 =82.144mm =89.715mm 當(dāng)量齒數(shù) =25.579 =28.015（3）四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=24 （1.12）= =0.606 （1.13）由（1.12）、（1.13）得=16.20，=27.74， 取整=16，=27則： = =1.531=1.565對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =94.09mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.398 =21.713端面嚙合角 =0.930 變位系數(shù)之和 =-0.12 =0.2 =-0.12-0.2=-0.32求螺旋角的精確值： =23.81四擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =69.945mm =118.033mm齒頂高 =5.19mm =3.11mm 式中：=-0.0225 =-0.0975齒根高 =4.2mm =6.28mm齒全高 =9.39mm齒頂圓直徑 =80.325mm =124.253mm齒根圓直徑 =61.545mm =105.473mm 當(dāng)量齒數(shù) =20.893 =35.2575、確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=11，則：=64mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2944(11+2)1=135mm =2=31.75為了保證齒輪10和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=31計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距 = =106mm計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 =7.28倒擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =314=124 mm 114=44 mm 214=84 mm齒頂高 4.92 mm = 4.92 mm =3.08 mm齒根高 =4.08 mm =4.08 mm=5.92 mm齒全高 =9 mm齒頂圓直徑 =133.84mm =53.84mm=90.16mm齒根圓直徑 =115.84 mm =35.84 mm =72.16 mm1.4 本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學(xué)汽車(chē)?yán)碚摰闹R(shí)計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比，然后計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計(jì)算各擋傳動(dòng)比，同時(shí)對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位。第2章 齒輪校核2.1 齒輪材料的選擇原則1、滿(mǎn)足工作條件的要求 不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2、合理選擇材料配對(duì) 如對(duì)硬度350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：時(shí)滲碳層深度0.81.2時(shí)滲碳層深度0.91.3時(shí)滲碳層深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC485312。對(duì)于大模數(shù)的重型汽車(chē)變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶面粒13。2.2 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為171N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率98%，軸承傳動(dòng)效率96%。軸 =17198%96%=160.88N.m中間軸 =160.8896%99%31/12=394.99N.m軸 一擋=394.990.960.9930/13=866.31N.m 二擋=394.990.960.9926/17=574.14N.m三擋=394.990.960.9921/23=342.76N.m四擋=394.990.960.9916/27=222.46N.m五擋=394.990.960.99=375.40N.m倒擋=394.9931/11=1005.47N.m2.3 輪齒強(qiáng)度計(jì)算2.3.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算1、倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力圖2.1 齒形系數(shù)圖 （2.1）式中：彎曲應(yīng)力（MPa）；計(jì)算載荷（N.mm）；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；齒寬（mm）；模數(shù)；齒形系數(shù)，如圖2.1。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa，貨車(chē)可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，=31，=11，=21，=0.134，=0.137，=0.136，=1005.47N.m，=394.99N.m =495.07MPa400850MPa =572.30MPa400850MPa = =557.45MPa400850MPa2、斜齒輪彎曲應(yīng)力 （2.2）式中：計(jì)算載荷（Nmm）；法向模數(shù)（mm）；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角（）；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)=7.0重合度影響系數(shù)，=2.0。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車(chē)常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa范圍，對(duì)貨車(chē)為100250MPa。（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 ，=30，=13，=0.186，=0.187，=866.31N.m，=394.99N.m，=23.81，=7.0 =151.46MPa100250MPa =158.51MPa100250MPa（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力=26，=17，=0.142，=0.145，=574.14N.m，=394.99N.m，=22，=7.0 =151.71MPa100250MPa =156.34MPa100250MPa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=21，=23，=0.126，=0.148，=342.76N.m，=394.99N.m，=20.58，=7.0 =129.31MPa100250MPa =115.84MPa100250MPa （4）計(jì)算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力=16，=27，=0.11，=0.126，=222.46N.m，=394.99N.m，=23.81，=7.0 =123.31MPa100250MPa =113.27MPa100250MPa（5）計(jì)算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力=12，=31，=0.148，=0.128，=168.88N.m，=394.99N.m，=23.81，=6.0 = =108.23MPa100250MPa = =113.30MPa100250MPa2.3.2 輪齒接觸應(yīng)力j （4.3）式中：輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；計(jì)算載荷（N.mm）；節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點(diǎn)處壓力角（），齒輪螺旋角（）；齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)；、主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表2.1。彈性模量=20.6104 Nmm-2，齒寬=74=28mm表2.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力=866.31N.m，=394.99N.m=294/（2.31+1）=56.80mm，=2.3156.80=131.21mm=11.60mm=26.81mm = =1104.38MPa19002000MPa =1133.40MPa19002000MPa（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=574.14N.m，=394.99N.m=294/（1.53+1）=74.31mm，=1.5374.31=113.70mm=15.18mm=23.23mm = =907.00MPa19002000MPa =930.57MPa13001400MPa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=342.76N.m，=394.99N.m=294/（1.095+1）=89.74mm，=98.27mm=17.51mm=19.17mm = =806.12MPa13001400MPa =905.66MPa13001400MPa（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力=222.46N.m，=394.99N.m=294/（1.69+1）=69.89mm，=1.6969.89=118.11mm=24.13mm=14.28mm = =786.63MPa13001400MPa =800.97MPa13001400MPa（5）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力=168.88N.m，=394.99N.m=294/（2.58+1）=52.51mm，=135.49mm=10.73mm=27.68mm = =851.68MPa13001400MPa =809.85MPa13001400MPa（6）計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力=1005.47N.m，=394.99N.m，=8.88mm=14.38mm=21.87mm = =1113.50MPa19002000MPa =1377.18MPa19002000MPa = =860.54MPa19002000MPa2.4 計(jì)算各擋齒輪的受力（1）一擋齒輪9，10的受力=131.15mm，=56.83mm=866.31Nm, =394.99NmN （2）二擋齒輪7，8的圓周力、mm，mm=574.14Nm, =394.99Nm （3）三擋齒輪5，6的圓周力、mm，mm=42.76N.m, =394.99N.m=20.58（4）四擋齒輪3，4的圓周力、mm，mm=222.46N.m,=394.99N.m （5）五擋齒輪1，2的圓周力、mm，mm=160.88N.m,=394.99N.m=23.81 （6）倒擋齒輪11，12的受力mm，mm=878.23N.m,=394.99N.m2.5 本章小結(jié)本章首先簡(jiǎn)要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿(mǎn)足工作條件的要求、合理選擇材料配對(duì)、考慮加工工藝及熱處理，然后計(jì)算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計(jì)算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計(jì)算出各擋齒輪所受的力，為下章對(duì)軸及軸承進(jìn)行校核做準(zhǔn)備。第3章 軸及軸上支承件的校核3.1 軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC5863，表面光潔度不低于8。對(duì)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。3.2 軸的強(qiáng)度計(jì)算3.2.1 初選軸的直徑在已知中間軸式變速器中心距時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對(duì)中間軸，=0.160.18；對(duì)第二軸，0.180.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）： （3.1） 式中：經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=22.2025.53mm取26mm；第二軸最大直徑=42.356.4mm取60mm；中間軸最大直徑=42.356.4mm取40mm第二軸支撐間長(zhǎng)度：；中間軸支撐間長(zhǎng)度：；第一軸支撐間長(zhǎng)度：。d35d34d33d32d24d25d23d22d21d31d31圖3.1 軸的尺寸圖3.2.2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算1、軸的剛度驗(yàn)算軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用式（3.2）、（3.3）、（3.4）計(jì)算 （5.2） （5.3） （5.4）式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.06105MPa；慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；、齒輪上的作用力距支座、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)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。abLFr （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計(jì)算（2）二軸的剛度一檔時(shí)N，N50mm，mm mm=0.031mm =0.079=-0.00019rad0.002rad二檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.033mm =0.089=-0.000019rad0.002rad三檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.046mm =0.120=0.00028rad0.002rad四檔時(shí)N，Nmm，mm mm =0.029mm =0.073=0.0004rad0.002rad倒檔時(shí)N，Nmm，mm mm =0.015mm =0.042=-0.00039rad0.002rad（3）中間軸剛度abLFr 一檔時(shí)N，Nmm，mm mm =0.029mm =0.073=0.00019rad0.002rad四檔時(shí)N，Nmm，mm mm =0.012mm =0.031=0.0002rad0.002rad五檔時(shí)N，Nmm，mm mm =0.0029mm =0.0082=0.00029rad0.002rad倒檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.016mm =0.043=-0.0006rad0.002rad2、軸的強(qiáng)度計(jì)算（1）二軸的強(qiáng)度校核RVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1=202LRVARVBFr9MMHc=821727.92NmmMvc左=54138.02NmmMvc右=448270.44NmmT31=8663001NmmM=1151728.69Nmm一檔時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。；1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=4067.96N，=9143.02N，=821727.92N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=268.01N，=4987.71N，=54138.02N.mm，=448270.44N.mm按第三強(qiáng)度理論得：N.mm（2）中間軸強(qiáng)度校核； ；Fr2Fr12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAFt12CDMFr12RVBRVAL3348496.92Nmm397560.24Nmm132314.49Nmm68008.99Nmm142135.77Nmm394990Nmm1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+由以上兩式可得=-13768.32N，=13468.48N，=-397560.24N.mm，=348496.92N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+由以上兩式可得=2355.29N，=5493.17N，=68008.99N.mm，=132314.49N.mm，=142135.77N.mm按第三強(qiáng)度理論得：N.mm N.mm 3.3 軸承及軸承校核3.3.1 一軸軸承校核；。RV2RH2RH1RV1Fa9Fr9Ft9RH2Ft9RH1L2L1LRV2RV1Fr9MFS2FS1854641.53Nmm56305.80Nmm450437.61Nmm866310Nmm1、軸及軸承的校核 由于工作轉(zhuǎn)速和軸頸的要求，初選一軸軸承型號(hào)為30208，正裝。一檔時(shí)傳遞的軸向力最大， N.mm求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=9509.23N，=3701.75N，=854641.53N.mm 求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、+=由以上兩式可得=5011.84N，=243.88N，=56305.80N.mm，=450437.61N.mm 按第三強(qiáng)度理論得：N.mm 因此軸的強(qiáng)度足夠。校核軸承壽命）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=9509.23N，=3701.75N，=854641.53N.mm ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6 ）、軸向力和 由于 所以軸承2被放松，軸承1被壓緊 ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 ： ）、校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。 =112623.46h=24000h合格3.3.2.中間軸及軸承的校核； ； L2LL3Fr10Fr2Ft10Fa2RH4Fa10RH3Ft2Fs4Fs3RV4RV3Ft10CDRH3RH4Ft2L1Fr12MFr2844380.69Nmm47585.54NmmRVARVB277416.46Nmm545562.95Nmm371637.35Nmm103122.86Nmm394990Nmm 由于工作轉(zhuǎn)速和軸頸的要求，初選一軸軸承型號(hào)為30207，正裝。一檔時(shí)傳遞的軸向力最大， N.mm求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、+=由以上兩式可得=1647.98N，=-9719.49N，=47585.54N.mm ，=-844380.69N.mm求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、+=由以上兩式可得=3571.35N，=4277.84N，=103122.86N.mm，=277416.49N.mm ，=545562.95N.mm，=371637.35N.mm按第三強(qiáng)度理論得： N.mm N.mm 因此軸的強(qiáng)度足夠。校核軸承壽命）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、+=由以上兩式可得=1647.98N，=-9719.49N，）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6 ）、軸向力和由于 所以軸承4被放松，軸承3被壓緊 ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 ）、校核軸承壽命 預(yù)期壽命 =138040.97h=24000h合格第 - 36 - 頁(yè) 共 36 頁(yè)