1、1汽车变速器设计 某型汽车变速器设计论文中北大学本科毕业设计论文某型汽车变速器设计论文摘要变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。其设计任务是设计一台用于微型商用车上的手动变速器。采用中间轴式变速器设计方案，其有两个突出优点：一是其直接挡传动效率高，磨损及噪声小；二是在齿轮中心距较小的情况下任然可以获得较大的一档传动比。设计中根据汽车的满载质量、主减速比以及驱动车轮的滚动半径等参数并结合该汽车的发动机型号以及发动机的最大功率、最大扭矩、最高转速等重要参数作为基础进行设计。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。设计中给出了机械式变速器
2、设计方案，经过严谨设计过2程完成了一款手动变速器设计，并经过校验，证明设计的变速器能够符合现实功用要求，设计方案具有比较强的可借鉴性。变速器的功用是：改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。变速器的基本要求是：保证汽车有必要的动力性和经济性。换档迅速、省力、方便。工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生。变速器应有高的工作效率。变速器的工作噪声低。关键词 汽车工程；变速器
3、；设计；手动；- I -中北大学本科毕业设计论文AbstractGearbox is the one main component of the vehicle transmission.The duty of this design is to design a manual 3transmission used in the Tiny gears, it is the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits: firstly, the transmission eff
4、iciency of the direct drives keep high ,the attrition and the noise are also slightest;Secondly ,it is allowed to obtain in the bigger gear ratio of the first gear when the center distance in smaller.According to the contour, track, wheel base, the vehicles weight, the all-up weight as well as the h
5、ighest speed and so on, union the engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio. According to the above parameters, combining the knowled
6、ge of automobile design, automobile theory , machine design and so on, calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design.The design gives a plan of the mechanical gearbox and achieves a kind of mechanical gearbox after rigorous design.The design has passed ca
7、libration and Finite element optimization.It has proved to be fit for function and use for reference perfectly.4Key Words Automotive engineering,Transmission,Design,Manual- II -中北大学本科毕业设计论文目 录摘要 . I Abstract II第 1 章 绪论 11.1 本课题研究的目的和意义 . 31.2 本课题研究现状和发展 . 3第 2 章 机械式变速器设计 42.1 变速器设计基本方案 . 42.1.1 变速器传
8、动机构布置方案 . 42.1.2 变速器主要参数选择 . 52.2 齿轮设计计算 82.2.1 各挡齿轮齿数的分配 . 82.2.2 齿轮强度校核 . 122.3 轴设计计算 212.3.1 轴的工艺要求 . 2152.3.2 轴的校核计算 212.4 同步器及操纵机构设计 31- 1 -中北大学本科毕业设计论文 2.4.1 同步器的设计 . 312.4.2 变速器的操纵机构. 332.5 轴承及平键的校核 342.5.1 轴承选择及校核 342.5.2 平键选择及强度计算 362.6 变速器箱体设计 362.6.1 箱体材料与毛坯种类 362.6.2 箱体的主要结构尺寸的计算 362.7 本
9、章小结 37第 3 章 有限元优化分析 . 373.1 齿轮 catia 有限元分析 383.1.1 倒档主动直齿轮 catia 有限元分析 383.1.2 一档从动齿轮 catia 有限元分析 383.2 变速器轴 catia 有限元分析 393.2.1 中间轴 catia 有限元分析 393.2.2 第二轴 catia 有限元分析 403.3 本章小结 40结 论 . 406参考文献 41致 谢 . 42- 2 -中北大学本科毕业设计论文 第 1 章 绪论1.1 本课题研究的目的和意义随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一
10、。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期,经过反复改进,成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：1.手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。2.手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。3.手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。4.维修方便，维修成本便宜。75.可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。1在市场经济形势下.特
11、别是当前国家对汽车变速器产品还拿不出完整规划的情况下.寻求引进更先进的汽车变速器,改进现有的变速器,从市场广度开发转变为深度开发,使产品系列化,通用化,标准化.组织好精益生产,降低成本,提高产品质量,才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。1.2 本课题研究现状和发展从现代汽车变速器的市场状况和发展来看, 全世界的各大广商都对提高 AT 的性能及研制无级变速器 CVT 表现积极, 汽车业界非常重视 CVT 在汽车上的实用化进程。然而,因无级变速器技术难度很大, 发展相对较慢, 从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速
12、器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种, 并具有各自优势, 但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT 变扭器中的自动变速器油在高速运动中, 由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液- 3 -中北大学本科毕业设计论文 温度升高造成功率损失, 存在传动效率低油耗较大的不足, 另外还存在结构复杂、成本8高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了 AT 效率低等缺点, 与AT 相比 , 具有更大的发展优势。可是, AMT 依旧需要复杂的电控系统来控制
13、。据该公司预测, 到 2008 年, 欧洲的50的 MT 将会被 AMT 代替, 同时部分市场也将会被占领。2总之, 变速器是汽车除发动机外的主要装置之一, 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展, 汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。第 2 章 机械式变速器设计2.1 变速器设计基本方案2.1.1 变速器传动机构布置方案1、变速器类型的选择本设计是某轻型商用车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故变速器设计将采用五档中间轴式变速器形式。2、倒档形式选择与前进挡比
14、较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒9档。3、齿轮型式选择变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。4、轴的结构分析第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。4- 4 -中北大学本科毕业设计论文 5、轴承型式变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆
15、锥滚子轴承。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。56、换挡机构形式使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。2.1.2 变速器主要参数选择101、变速器挡数的选择本设计是针对某轻型商务车变速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，初步选取传动比范围为 5.0，最高档为超速档，次高档为直接挡，传动比为 1.0。2、变速器各挡传动比的确定选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。（1）根据汽车最大爬坡度确
16、定汽车爬陡坡时车速不高，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。故有根据汽车行驶方程式Temaxigi0TCA2du=Gf+Dua+Gi+m （2-1） r21.15dt汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为Temaxig1i0tmg(fcosmax+sinmax) （2-2） rrGr(fcos+sin) 即 ig1 Ttqi0T则由最大爬坡度要求的变速器 1 档传动比为mgrr(fcosmax+sinmax)ig1Temaxi0t其中 m=1860kg,f=0.020,rr=340mm,amax=20,Temax=185Nm,nt=0.9- 5 -中北大学
17、本科毕业设计论文 代入数据可得11ig1mgrr(fcosmax+sinmax)=2.797 （2-3） Temaxi0t（2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定G2rr ig1Temaxi0t式中 G2汽车满载静止于水平路面时后驱动桥给地面的载荷；G2=mg60%。 道路的附着系数，在沥青混凝土干路面，=0.70.8 ，取 =0.75。 G2rr 则 ig1=3.490 （2-4） Temaxi0t由（2-3） （2-4 ）得 2.797所以，取 ig1ig13.490； =3.2。变速器的 1 档传动比应根据上述条件确定。变速器的次高档为直接档，最高档为超速档，本设计变速器次高档四挡为直接挡
18、,一般汽车各挡传动比大致符合如下关系 ig4=1.0。6ig1ig2=ig2ig3=ig3ig4=ig4ig5=ig5ig6=q（即 q=nig1gn）则 q=1.47；ig1=3.2；ig2q2 =2.2；ig3q=1.5；ig4=1.0；ig5=最高档位为超速档，超速档传动比一般为 0.70.8，本设计取=0.78。12- 6 -中北大学本科毕业设计论文 列出变速器传动比如表 2-1：表 2-1 传动比分配表3、变速器中心距可以利用如下经验公式初选中心距：KATemaxi1gA=KA1max=式中 KA中心距系数,对轿车 8.99.3；T1max变速器处于 1 档时的输出转矩，T1max=
19、Temaxig1g；Temax 发动机最大转矩， Nm；ig1变速器的 1 档传动比；变速器的传动效率，取 0.96。7 g则 A=KA3emaxi1g=71.24 77.03（mm ） 。初选中心距 A=75mm。4、变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用：四挡 （2.22.7）A；五挡（2.73.0）A；六挡（3.23.5）A。轿车四档变速器壳体轴向尺寸为（3.03.4）A。对于具体的变速器，其轴向尺寸取决于具体的结构。13当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。为检测方便，A 取整。5、齿轮参数（1）模数齿轮的模数定为 4.0mm。-
20、 7 -中北大学本科毕业设计论文 (2)压力角国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、25、 30等，但普遍采用 30压力角。（3）螺旋角 货车变速器螺旋角选取范围为：1826 。初选常啮合齿轮螺旋角为 24。（4）齿宽 b直齿 b=kcm，kc 为齿宽系数，取为 4.58.0，取 7.0；斜齿 b=kcmn，kc 取为 6.08.5，取 7.0。（5）齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数 f01.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。 变速器基本参数列入表 2-2：表 2-2 变速器参数2.2 齿轮设计计算2.2.1 各挡齿轮齿数的分配
21、14本设计变速器结构示意图如图 2-1：- 8 -中北大学本科毕业设计论文图 2-1 变速器结构图一挡齿轮的齿数：一档传动比为ZZi1=29 （3-1）Z1Z10为了求 Z11，Z12 的齿数，先求其齿数和 Zh，一挡齿轮为斜齿齿轮，Zh=2Acos=33.8。取整为 34。 m取 Z10=13，Z9=Zh-Z10=21 。对中心距 A 进行修正：mnZh=74.44mm 取整为 A=75mm。 A02cos9-10确定常啮合传动齿轮副的齿数：由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比ZZ215=i110Z9 （3-2） Z1=2.17常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即m(Z+Z2
22、) A=n1 2cos- 9 -中北大学本科毕业设计论文Z1+Z2=2Acos（3-3） mn=34.3 由式（3-2） 、 （3-3）得 Z1=10.82，Z2=23.48 取整为 Z1=11，Z2=23，则：i2Z91=ZZ=3.38 1Z10确定其他各挡的齿数：二挡齿轮为斜齿轮Z7=iZ1Z28Z2 =1.1 Zcos87+Z8=162Am n=34.3则 Z7=18.0，Z8=16.3 取整得 Z7=18，Z8=16。i2Z72=ZZ 1Z8=2.35三挡齿轮为斜齿轮：Z5Z=iZ13 6Z2=0.72A=mn(Z5+Z6)2cos 5-6Z5+Z6=34.3由式（3-4） 、 （3-
23、5）得Z5=14.36，Z6=19.94。 取整Z5=14，Z6=20。iZ2Z53=Z=1.46 1Z6- 10 -3-4） 3-5） （17中北大学本科毕业设计论文五挡采用超速档，齿轮为斜齿轮。 Z3Z=i41 （3-6） Z4Z2 =0.37Z3+Z4=2Acos （3-7）=34.3由（3-6） （3-7 ）得 Z3=9.26，Z4=25.04， 取整Z3=9，Z4=25。Z2Z3ig5=Z1Z4 =0.75确定倒挡齿轮齿数：=i4倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮 Z13 的齿数一般在 2123 之间，初选 Z12 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 A， 。初
24、选Z13=21，Z12=14，则：A，=1m(Z12+Z13) 2=70mm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，则齿轮 11 的齿顶圆直径 De11 应为De12D18+0.5+e11=A22 De11=2A-De12-1=85mmDe11-2m=19.25 Zn=- 11 -中北大学本科毕业设计论文取 Z11=19计算倒挡轴和第二轴的中心距 Am(z13+z11)2 =80mm计算倒挡传动比zzzi 倒=2 1311z1z12z13A,=2.842.2.2 齿轮强度校核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
25、要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：m 法3.5m 法3.5m 法519时渗碳层深度 0.81.2。 时渗碳层深度 0.91.3。时渗碳层深度 1.01.3。9表面硬度 HRC5863；心部硬度 HRC3348。10 2、计算各轴的转矩发动机最大扭矩为 Temax=169N.m，转速 2100r/min，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率96%。轴 T1=Temax 离 承=16999%96%=160.62N.m中间轴 T2=T1 承 齿 i2-1=160.620.960.9923/11=319.18N.m 轴- 12 -中北大学本科毕
26、业设计论文一挡 T31=T2 承 齿 i9-10=319.180.960.9921/13=634.27N.m 二挡 T32=T2 承 齿 i7-8=319.180.960.9918/16=341.27N.m 三挡 T33=T2 承 齿 i5-6=319.180.960.9914/20=212.34N.m 五挡 T35=T2 承 齿 i3-5=319.180.960.999/25=109.21N.m 倒挡 T 倒=T2 承 齿 i11-12=319.180.960.9919/14=411.69N.m 3、轮齿强度计算 1）轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力 ww=202TgKKfmzKcy3
27、（3-8）式中：w 弯曲应力（MPa） ；Tg计算载荷（N.mm） ；K 应力集中系数，可近似取 K=1.65； 齿形系数如图2-2，可以查得：- 13 -中北大学本科毕业设计论文图 2-2 齿形系数图Kf 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 Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9；b 齿宽（ mm） ；m模数；y齿形系数，如图 2-2。当计算载荷 Tg 取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax 时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400850MPa，货21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 11,12,13
28、 的弯曲应力：2T 倒 KKfw11=m3z11Kcy11=234.60MPa2T2KKfw12=m3z12Kcy12=282.84MPa850MPa- 14 -中北大学本科毕业设计论文w13=2T 倒 KKfmz13Kcy133=247.98MPaw=2TgcosK3zmnyKcK（3-9）式中：Tg计算载荷（N.mm） ；22； mn法向模数（ mm）z 齿数；斜齿轮螺旋角（ ） ；K 应力集中系数，K=1.50；3y齿形系数，可按当量齿数 zn=zcos 在图 2-2 中查得；Kc齿宽系数Kc=7.0；K重合度影响系数，K=2.0。当计算载荷 Tg 取作用到变速器第一轴上的最大转矩Tem
29、ax 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa 范围，对货车为 100250MPa。计算一挡齿轮 9，10 的弯曲应力：w9=2T31cosK3z9mny9KcK=239.20MPaw10=3z10mny10KcK=189.82MPa- 15 -中北大学本科毕业设计论文23其它各挡齿轮弯曲应力按同样方法计算，列表如表 2-3：表 2-3 齿轮弯曲应力2）轮齿接触应力 j=0.11+ （3-10 ） bdcoscoszbTgE式中：j轮齿的接触应力（MPa） ； Tg计算载荷（N m）d 节圆直径 (mm)；.节点处压力角（ ） ；齿轮螺旋角（ ） ；E齿轮材料的弹性模量（
30、MPa） ；b 齿轮接触的实际宽度(mm) ；z、b主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮z=rzsin、b=rbsin，斜齿轮 z=(rzsin2、b=(rbsin2；- 16 -中北大学本科毕业设计论文rz、rb主、从动齿轮节圆半径(mm)。弹性模量 E=20.6104 Nmm-，齿宽b=Kcm=Kcmn=74=28mm。 变速器齿轮的许用接触应力24如下表： 计算一挡齿轮 9，10 的接触应力2T31=634.27N.m，T2=319.18N.md9=mz9=84mm，d10=mz10=52mmd52z10=rsin=sin=sin20 =8.89mmz1022d84b9=rsin
31、=sin=sin20 =14.36mmb922j9=0.T31E11+ bd9cosz10b9=1371.11MPaj10=0.T2E 11 + bd10cosz10b9=1236.20MPa 其他档位齿轮接触应力按同样方法计算，列表如表 2-4：表 2-4 各档位齿轮接触应力- 17 -中北大学本科毕业设计论文4、计算各挡齿轮的受力（1）一挡齿轮 9，10 的受力Ft9=252T312 634.27=103=13691.74N d992.652T22319.18=103=11130.95N d1057.35Ft9tann= 13691.71tan20 /cos24.95=5496.31Nco
32、s9-10Ft10=Fr9=- 18 -中北大学本科毕业设计论文Fr10=Ft10tann= 11130.95tan20 /cos24.95=4468.34Ncos9-10Fa9=Ft9tan9-10=13691.74tan24.95=6370.02NFa10=Ft10tan9-10=11130.95tan24.95=5178.63N（2）二挡齿轮 7，8 的受力Ft7=2T322 341.27=103=8595.14Nd779.41262T22319.18Ft8= 103=9043.21Nd870.59 Fr7=Ft7tann=8595.14tan20/cos24.95=3450.38Nco
33、s7-8Ft8tann= 9043.21tan20 /cos24.95=3630.25Ncos7-8Fr8=Fa7=Ft7tan8=8595.14tan24.95=3998.85N Fa8=Ft8tan8=9043.21tan24.95=4207.31N（3）三挡齿轮 5，6 的受力Ft5=2T332 212.34=103=6876.30N d561.762T22319.18=103=7234.36N d688.24Ft6=Ft5tann6876.30tan20Fr5= =2760.38Ncos5-6cos24.9527- 19 -中北大学本科毕业设计论文Ft6tann7234.36tan20
34、Fr6=2904.11Ncos5-6cos24.95Fa5=Ft5tan5-6=6876.30tan24.95 =3199.17N Fa6=Ft6tan6=7234.36tan24.95 =3365.75N（4）五挡齿轮 3，4 的受力2T342 109.21Ft3=103=5500.38Nd339.71 Ft4=2T22319.18=103=5788.01N d4110.29Ft3tann5500.38tan20Fr3= =2208.04Ncos3-4cos24.95Ft4tann5788.01tan20Fr4= =2323.50Ncos3-4cos24.95Fa3=Ft3tan3-4=55
35、00.38tan24.95 =2559.03NFa4=Ft4tan3-4=5788.01tan24.95 =2692.85N（5）常啮合齿轮 1，2 的受力28Ft1=2T12160.62=103=6619.41N d148.532T22319.18=103=6291.12N d2101.47Ft2=Ft1tann6619.41tan20Fr1= =2657.25Ncos1-2cos24.95Ft2tann6291.12tan20Fr2= =2525.47Ncos1-2cos24.95- 20 -中北大学本科毕业设计论文Fa1=Ft1tan1-2=6619.41tan24.95 =3079.6
36、5NFa2=Ft2tan1-2=6291.12tan24.95 =2926.92N（6）倒挡齿轮 11，12 的受力Ft11=2T 倒 2319.18=103=8399.47N d1176Ft12=2T22319.1829=103=11399.29N d1256Fr11=Ft11tan= 8399.47tan20=3057.16NFr12=Ft12tan= 11399.29tan20=4149.0N2.3 轴设计计算2.3.1 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
37、合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。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8。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。11 2.3.2 轴的校核计算 1、初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距 A=75mm，第二轴和中间轴中部直径d(0.45 0.60)A ，轴的最大直径 d 和支承距离 L 的比值：30对中间轴，d/L=0.160.18；对第二轴，d/L0.180.21。第一轴花键部分直径 d（mm）可按式（ 4-1）初选:- 21 -中北大学本科
38、毕业设计论文d=Kemax（4-1）式中：K经验系数，K=4.04.6；Temax 发动机最大转矩（ N.m） 。第一轴花键部分直径 d1=(4.04.6=22.1225.43mm；第二轴最大直径 d2max(0.450.60)75=33.7545.0mm；中间轴最大直径dmax(0.450.60)75=33.7545.0mm. 第二轴：dd2max0.18。 =0.180.21；第一轴及中间轴：1max=0.16LL2第二轴支承之间的长度 L2=238.10277.78mm；中间轴支承之间的长度L=277.78312.5mm，第一轴支承之间的长度L1=133.33150.0mm。2、轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为 fc，在水平面内挠度为 fs 和转角
