1、XXX 大学本科毕业论文（设计）键入文字黑豹 HB1027 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。设计中根据汽车的外形、轮距、轴距、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合该汽车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要参数，再结合某些轿车的基本参数选择适当的主减速比。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
2、计中给出了机械式变速器设计方案，经过严谨设计过程完成了一款手动变速器设计，并经过校验和 catia 有限元优化，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。目 录XXX 大学本科毕业论文（设计）键入文字摘要 .I第 1 章 绪论 11.1 本课题研究的目的和意义 11.2 本课题研究现状和发展 .1第 2 章 机械式变速器设计 32.1 变速器设计基本方案 .32.1.1 变速器传动机构布置方案 32.1.2 变速器主要参数选择 .32.2 齿轮设计计算 72.2.1 各挡齿轮齿数的分配 72.2.2 齿轮强度校核 .102.3 轴设计计算 182.3.1 轴的工艺要求
3、 .182.3.2 轴的校核计算 182.4 同步器及操纵机构设计 282.4.1 同步器的设计 .282.4.2 变速器的操纵机构 .302.5 轴承及平键的校核 312.5.1 轴承选择及校核 312.5.2 平键选择及强度计算 332.6 变速器箱体设计 332.6.1 箱体材料与毛坯种类 332.6.2 箱体的主要结构尺寸的计算 332.7 本章小结 34第 3 章 有限元优化分析 .353.1 齿轮 catia 有限元分析 353.1.1 倒档主动直齿轮 catia 有限元分析 35XXX 大学本科毕业论文（设计）键入文字3.1.2 一档从动齿轮 catia 有限元分析 353.2
4、变速器轴 catia 有限元分析 363.2.1 中间轴 catia 有限元分析 363.2.2 第二轴 catia 有限元分析 373.3 本章小结 37结 论 .38参考文献 39致 谢 .40键入文字- 1 -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。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
5、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。5.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
6、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
7、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温度升高造成功率损失, 键入文字- 2 -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。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
8、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 机械式变速器设计键入文字- 3 -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黑豹 HB1027 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
9、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。45、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1、变速器挡数的选择本设计是针
10、对黑豹 HB1027 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。键入文字- 4 -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（2-1） dtumGiuACfriTaDTg 20emax15.汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为（2-2） )si
11、nco(axax01ax fritge即 TtqgiGi01s则由最大爬坡度要求的变速器 1 档传动比为tergifmi0axmax1 )snco(代入数据可得 =3.488 （2-3）tergiTf0axmax1 )snco(（2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定 tergiTGi0max21式中 汽车满载静止于水平路面时后驱动桥给地面的载荷；2=mg60%。道路的附着系数，在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75。则 =5.12 （2-4）tergiTGi0max21由（2-3） （2-4）得 3.488 5.12；1gi键入文字- 5 -所以，取 =3.5。1gi变速器的 1 档
12、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, =1.0。64gi一般汽车各挡传动比大致符合如下关系（即 ）qiii ggg 654321 1ngi则 q=1.52；=3.5；1gi= =2.3；2q= =1.5；3gi=1.0；4gi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。qig5列出变速器传动比如表 2-1：表 2-1 传动比分配表档位 一 二 三 四 五 倒档传动比 3.5 2.3 1.5 1.0 0.78 3.53、变速器中心距三轴式变速器的中心距 A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选
13、：=3max1TKA31maxgeAi式中 中心距系数,对货车 8.69.6；键入文字- 6 -变速器处于 1 档时的输出转矩， ；max1T geiT1maxa1发动机最大转矩，Nm；ae变速器的 1 档传动比；1gi变速器的传动效率，取 0.96。7则 31maxgeAiTK=71.2279.50（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
14、的模数定为 4.0mm。(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 ， 为齿宽系数，取为 4.58.0，取 7.0；mkcc键入文字- 7 -斜齿 ， 取为 6.08.5，取 7.0。ncmkbc（5）齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数 1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。0f变速器基本参数列入表 2-2：表 2-2 变速器参数参数 模数 压力角 螺旋角 齿宽系数 齿顶高系数值 4 20
15、 24 7 12.2 齿轮设计计算2.2.1 各挡齿轮齿数的分配本设计变速器结构示意图如图 2-1：图 2-1 变速器结构图一挡齿轮的齿数： 一档传动比为（3-1）1092Zi为了求 ， 的齿数，先求其齿数和 ，一挡齿轮为斜齿齿轮，2 hZ键入文字- 8 -=33.8。取整为 34。mAZhcos2取 =13， = - =21。109hZ10对中心距 进行修正：=74.44mm 取整为 A=75mm。109n0cos2hA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（3-2）9102Zi=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cos21mAn（3-3）
16、nZ1=34.3由式（3-2） 、 （3-3）得 =10.82， =23.48 取整为 =11， =23，则：121Z2=3.381092Zi确定其他各挡的齿数：二挡齿轮为斜齿轮 2187Zi=1.1n887cosmA=34.3则 =18.0， =16.3 取整得 =18， =16。 7Z87Z8键入文字- 9 -8172Zi=2.35三挡齿轮为斜齿轮：（3-4）21365Zi=0.72（3-5）65cosmAn+ =34.35Z6由式（3-4） 、 （3-5）得 =14.36， =19.94。56Z取整 =14， =20。=1.4661523Zi五挡采用超速档，齿轮为斜齿轮。（3-6）243
17、i=0.37+ =2Acos （3-7）3Z4=34.3由（3-6） （3-7）得 =9.26， =25.04，3Z4取整 =9， =25。qig541324Z=0.75确定倒挡齿轮齿数：键入文字- 10 -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 的齿13Z数一般在 2123 之间，初选 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 。初12Z ，A选 =21， =14，则：13Z123mA=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 应为1eDADee25.0112ee=85mm1nmZ
18、e=19.25 取 =191计算倒挡轴和第二轴的中心距 A213,zA=80mm计算倒挡传动比 1321zi倒=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要求，故对齿轮材料亦有不同的要键入文字- 11 -求。变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度 0.81.2。5.3法m时渗碳层深度 0.91.3。.法时渗碳层深度 1.01.3。95法表面硬度 HRC5863；心部硬度 HRC3348。102、计算各轴的转矩发动机最大扭矩为 =169N.m，转速 2100r/min，齿轮传动效率 99%，离axeT合器传动效率 99%，轴承传动效率 9
19、6%。 轴 = =16999%96%=160.62N.m1承离 maxe中间轴 = =160.620.960.9923/11=319.18N.m2T12i齿承轴 一挡 =319.180.960.9921/13=634.27N.m109231i齿承 二挡 =319.180.960.9918/16=341.27N.m87iT齿承三挡 =319.180.960.9914/20=212.34N.m6523i齿承五挡 =319.180.960.999/25=109.21N.m35齿承 倒挡 =319.180.960.9919/14=411.69N.m122iT齿承倒3、轮齿强度计算1）轮齿弯曲强度计算（
20、1）直齿轮弯曲应力 w键入文字- 12 -（3-8）yzKmTcfgw32式中： 弯曲应力（MP a） ；计算载荷（N .mm） ；gT应力集中系数，可近似取 =1.65；KK齿形系数如图 2-2，可以查得：图 2-2 齿形系数图摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对fK弯曲应力的影响也不同；主动齿轮 =1.1，从动齿轮 =0.9；fKfK齿宽（ mm） ；b模数；m齿形系数，如图 2-2。y当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，倒挡直齿轮许gT maxeT用弯曲应力在 400850MP a，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿键入文字- 13 -轮的许用
21、应力应取下限。计算倒挡齿轮 11,12,13 的弯曲应力：1312yKzmTcfw倒=234.60MPa400850MPa12312zcfw=282.84MPa400850MPa1331yKzmTcfw倒=247.98MPa400850MPa（2）斜齿轮弯曲应力 w（3-9）KyzTcngw3os式中： 计算载荷（N .mm） ；g法向模数（mm） ；nm齿数；z斜齿轮螺旋角（） ；应力集中系数， =1.50；KK齿形系数，可按当量齿数 在图 2-2 中查得；y 3coszn齿宽系数 =7.0；cc重合度影响系数， =2.0。KK当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，对乘用车常啮g
22、T maxeT合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350MP a范围，对货车为 100250MP a。计算一挡齿轮 9，10 的弯曲应力：键入文字- 14 -KymzTcnw9319os2=239.20MPa100250MP ayzcnw103210s=189.82MPa100250MP a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 齿轮弯曲应力档位 弯曲应力 MPa常 :104.37MPa100250MP a1w:95.87MPa100250MP a2w一 :239.20MPa100250MP a9 :189.82MPa100250MP a10二 :118.39MPa1
23、00250MP a7 :132.19MPa100250MP a8三 :117.26MPa100250MP a5 :131.75MPa100250MP a6五 :61.56MPa100250MP a3w:64.44MPa100250MP a4w:234.60MPa400850MPa1 :282.84MPa400850MPa12倒:247.98MPa400850MPa2）轮齿接触应力 （3-10）bzgjbdET1cos418.0式中： 轮齿的接触应力（MP a） ；j计算载荷（N .m） ；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（MP a） ；E键入文字
24、- 15 -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 、z sinzr，斜齿轮 、 ；sinbr2cosinzr2cosinbr、 主、从动齿轮节圆半径(mm)。z弹性模量 =20.6104 Nmm-2，齿宽 =74=28mm。EnccmKb变速器齿轮的许用接触应力如下表：计算一挡齿轮 9，10 的接触应力=634.27N.m， =319.18N.m31T2T，849zdzd52108.9sinsisin10rz 14.36m20i8i29i9 b9109319cos48.0bzjdET=1371.11MPa19002000MP a 91010210cos
25、48. bzjbdT=1236.20MPa19002000MP a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档位 接触应力 MPa:1010.14MPa13001400MP a1j常:984.76MPa13001400MP a2键入文字- 16 -:1371.11MPa19002000MP a9w一:1236.20MPa1900 2000MPa10j:1010.97MPa13001400MP a7二:1037MPa13001400MP a8j: 857.49MPa13001400MP a5三：940.32MP a13001400MP a6j:916.7
26、2MPa13001400MP a3五:940.32MPa13001400MP a4j:1043.43MPa19002000MP a1:1163.55MPa1900 2000MPa2j倒:1187.7MPa19002000MP a34、计算各挡齿轮的受力（1）一挡齿轮 9，10 的受力 N74.1369065.2347931dTFtN5.3.783102t31.496.2/cosn0691.ta costan1099 rF N.8.5/s3.5t st109n10 r 02.637tan24.97.6taF9a .518t.5.130tn0910a （2）二挡齿轮 7，8 的受力 N4.8941
27、.923732dTFt键入文字- 17 -N21.904315.70398238 dTFt38.450./costan.costan877 r N2.69.2/s0943.21t st87n8 rF85.3ta5ta7a 1.4207tn.921.9043tnF88a （3）三挡齿轮 5，6 的受力 N3.687.12353 dTt .724024.89362Ft N38.60cos.56tan costan655 r 1.29424.73t tn6 rF 7.3.tan08ta655 a N5.695.t3.7tn6 （4）五挡齿轮 3，4 的受力 38.017.902233dTFt键入文字
28、- 18 -N01.578129.038234 dTFt4.2cos4.5tan costan433r 50.32.90781t tn4 rFN.29.tan35ta433a 85.65.4t01.78tn4 （5）常啮合齿轮 1，2 的受力 N.953.486231dTFt 12.6107.932tN5.7cos24.56tan costan211rF4.2.901t tn2 rFta 65.379.tan6211Nt 224t.n2 （6）倒挡齿轮 11，12 的受力 7.8391076.391dTFt倒 N2.5.2312 t键入文字- 19 -N16.305739.47tan28 ta
29、nF1 r 492t2.3 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。112.3.2 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 =75mm，第二轴和中间轴中部直径A，轴的最大
30、直径 和支承距离 的比值：A，d60.45.dL对中间轴， =0.160.18；对第二轴， 0.180.21。Ld/ d/第一轴花键部分直径 （mm）可按式（4-1）初选:（4-1）3maxeTK式中： 经验系数， =4.04.6；发动机最大转矩（N .m） 。axe第一轴花键部分直径 =22.1225.43mm；第二轴最大直31169.40，d径 =33.7545.0mm；中间轴最大直径756.4.0max2d=33.7545.0mm5.a第二轴： ；第一轴及中间轴： 。21.082max，L 18.06max1，Ld键入文字- 20 -第二轴支承之间的长度 =238.10277.78mm
31、；中间轴支承之间的长度2L=277.78312.5mm，第一轴支承之间的长度 =133.33150.0mm。L 1L2、轴的刚度验算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cf sf式（4-2） 、 （4-3） 、 （4-4）计算（4-2）42r2r3aF6ELdbIfc（4-3）ftts（4-4）43aF63LdbIbarr轴的全挠度为 mm。2.02scff轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm， =0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过cfsf0.002rad。二轴受力弯曲示意图 2-3：a bLFr图 2-3 二轴受力图（1）第一轴常啮
32、合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，键入文字- 21 -可以不必计算。（2）二轴的刚度一档时 4329r9aF6ELdbfc=0.0084mm m10.5.，Ldbft43299sa6=0.021 15.0.m2.0299 scff=-0.00021rad 0.002rad4329r9aF6ELdb二档时 437r7afc=0.033mm m10.5.，ELdbFft43277sa6=0.0859 15.0.m2.9277 scff=-0.000022rad 0.002rad4377aF6ELdbr三档时键入文字- 22 -4325r5aF6ELdbfc=0.0064mm m10
33、，Ldbft4325s5a6=0.016 1.0.m2.7255 scff0.radr3aF644ELdbr五档时 4352rfc=0.031mm m10，ELdbFft4352s3a6=0.078 1.0.m2.8233 scff0rad4raF645ELdbr倒档时 4312r1 fc=0.0159mm0.050.10mmELdbFft4312sa6键入文字- 23 -=0.04370.050.10mm m2.046.211scff=-0.00044rad 0.002rad4311aF6ELdbr（3）中间轴刚度中间轴受力图如图 2-4 ：a bLFr图 2-4 中间轴受力图一档时 421
34、0r103aF6ELdbfc=0.031mm m.5.，dbft4210s103a6=0.079 5m2.0821010 scff.rad.r3aF6442ELdbr二档时键入文字- 24 -4328r8aF6ELdbfc=0.033mm m10.5.，dbft43288sa6=0.0859 15.0.m29288scff=-0.000022rad 0.002rad4388aF6ELdbr三档时 4326r6aFLdbfc=0.049mm m10.5，ELdbft4326s6a=0.026 15.02.266 scff=0.00027rad 0.002rad4366aFELdbr五档时 425
35、r43aFdbfc=0.0133mm m10，键入文字- 25 -ELdbFft425s43a6=0.0335 m1.0.，2.36244 scff=0.00009rad 0.002rad4254aF6ELdbr常啮合 426r23aFLdbfc=0.0034mm m10.5.，ELdbft426s23a=0.0088 15.0.m2.922 scff=0.0001rad 0.002rad42623aFELdbr倒档时 421r123aFLdbfc=0.013mm m0.5.，ELdbft421s123a6=0.035 5.0.键入文字- 26 -m2.037.2112 scff=-0.000
36、45rad 0.002rad421212aF64ELdbr3、轴的强度计算（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）二轴的强度校核二轴受力图如图 2-5：图 2-5 二轴受力图一档时挠度最大，最危险，因此校核。1)求水平面内支反力 、 和弯矩HARBHCM+ =HARB9tF21L由以上两式可得 =9338.01N， =4353.73N， =-906.88N.mHARHBRHC键入文字- 27 -2)求垂直面内支反力 、 和弯矩 。VARBVCM+ =VARB9rFLdLVBar912由以上两式可得 =428.58N， =5067.73N， =81131.28N.mm，ARVBR左vcM=482424.73N.mm右VCM按第三强度理论得： N.m54126.89.042.8.90622132 TVH右 MPaPa8.531d（3）中间轴强度校核中间轴受力如图 2-6：图 2-6 中间轴受力图综合考虑，常啮合和倒档齿轮挠度最大，最危险，因此校核常啮合齿轮和
