1、中间轴机械变速器课程设计1第 1 章 变速器主要参数的计算及校核学号：15最高车速： =113Km/hmaxU发动机功率： =65.5KWeP转矩： =206.5NmmaxeT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 已知基本数据车轮：R16 （选 6.00R16LT ）查 GB/T2977-2008 r=337mm1.2 变速器传动比的确定确定 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：= sin co0emaxGfriTTgmaxg（
2、1.1）式中： -作用在汽车上的重力， ；GgG-汽车质量；m-重力加速度， ；g4239.8045.mN最高车速（Km/hmaxU）发动机率（KwmaxeP）额定转矩 maxeT总质量（Kga）转矩转速（r/minTn）主减速器传动比 0i车轮半径（mmr）113 65.5 206.5 4123 2200 4.36 337中间轴机械变速器课程设计2发动机最大转矩， ；maxeTmNTe174max主减速器传动比， ；0i 0.36i传动系效率， ；T%8T车轮半径， ；r.7r滚动阻力系数，对于货车取 ；f 02.f爬坡度，30% 换算为 。16.则由最大爬坡度要求的变速器 I 档传动比为：
3、= （1.2）Tergimi0ax14239.804.375.165%驱动轮与路面的附着条件：（1.3）rTgi01emax2G-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；2G取8.0775.1gi2max064123980.37.9.64%reTi综上可知： 取15.7gi15.gi其他各档传动比的确定：按等比级数分配原则：qiigg54321（1.4）式中： 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：q， ， ，41qig32ig2qigig4=n5.81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，所以取其他各挡中间轴机械变速器课程设计3传动比分别为：= ； ；2
4、gi3.7q23.4giq1.5giq1.3 中心距 A1.3.1 初选中心距可根据下述经验公式31maxgeAiTK（1.5）式中： 变速器中心距（mm） ；中心距系数，商用车： ；A 6.98AK发动机最大转矩（N.m） ；maxeT变速器一挡传动比， ；1i .51gi变速器传动效率，取 96% ；g发动机最大转矩， 。 maxeTmax206.eTN则， 31maxgeAiK3(8.69).589%:407初选中心距 。A1.3.2 变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸: mm。(2.730)(2.730)9625.8A1.4 齿轮参数及齿轮材料的选择1.4.1 齿轮模数同步器与啮
5、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。中间轴机械变速器课程设计41.4.2 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：表 1.2齿形 压力角 螺旋角 GB1356 78 规定的标准齿形 02026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
6、轮模数来确定齿宽 b直齿 ， 为齿宽系数，取为 4.48.0，小齿轮取 8 .0 大齿轮取 7.0；mkcc斜齿 ， 取为 7.08.6，小齿轮取 8.0 大齿轮取 7.0。nb一档及倒档小齿轮齿宽 mm 大齿轮齿宽 ;285.30b3.5724.b其他档位小齿轮齿宽 mm 大齿轮齿宽 。4.801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 24mm，取2.5mm。1.4.4 齿顶高系数 0f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
7、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 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采中间轴机械变速器课程设计5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：时渗碳层深度 0.81.25.3法m时渗碳层深度 0.91.3法时渗碳层深度 1.01.3法表面硬度 HRC5863；心部硬度 HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度 HR
8、C4853 12。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用 25CrMnMO，20CrNiM O，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 1217 之间选用，最小为 12-14，取 ，102Z一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为 1092gi（1.6）为了求 ， 的齿数，先求其齿数和 ， 9Z10 hZ中间轴机械变速器课程设计6nhmAZcos2（1.7）= =51.25 取 51 296cos13.5
9、即 = - =51-12=399Zh10对中心距 进行修正A因为计算齿数和 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 和h hZ齿轮变位系数重新计算中心距 ，再以修正后的中心距 作为各挡齿轮齿数分配的AA依据。理论中心距： = =95.59mm 109n0cos2mhZ3.5(29)cos（1.8）对一挡齿轮进行角度变位：端面压力角 ： tan =tan /cos t tn10-9（1.9）=21.29t端面啮合角 ： cos = ,t ,ttoAcs（1.10）=21.9,t由表 14-1-21 查得：0.196tinva82t齿轮齿数之比 3.5.01u变位系数之和 nt,t109
10、na2iviz（1.11）中间轴机械变速器课程设计7=0.117查图 14-1-4 选择变位系数线图（ ， ） ，可知， 则 1*ah2010.37nx90.1nx计算 精确值： A= 109ncos2mhZ（1.12） 910.6当量齿数 3v9910z/cos49s2.610 15c根据齿形系数图可知 9.4,.57y一挡齿轮参数：分度圆直径 =3.539/cos21.61=146.39mm109n9cos/mzd=3.512/cos21.61=45.17mm1010中心距变动系数 =（96-95.59）/3.5=0.117nn/Ay）（齿顶变动系数 =0.117-0.1171=-0.00
11、01x齿顶高 =2.835mmn9an9yhm=4.57mm1010x齿根高 =5.04mmn9an9cf =3.3mm1010hmxf齿高 =7.875mm9fa齿顶圆直径 =152.06mm92ad=54.31mm1010ha齿根圆直径 =136.31mm99ff中间轴机械变速器课程设计8=38.57mm10102ffhd1.5.2 一挡齿轮强度的计算 1.齿轮弯曲应力的计算2.图 3.2 齿形系数图斜齿轮弯曲应力 wKyzmTcngw3os2（1.13）式中： 计算载荷（Nmm） ；gT法向模数（mm） ；nm齿数；z斜齿轮螺旋角；中间轴机械变速器课程设计9应力集中系数， ；K5.1K齿
12、形系数，可按当量齿数 在图 2.1 中查得；y 3coszn齿宽系数 ；c 6.807c重合度影响系数， 。K2K（1）计算一挡齿轮 9，10 的弯曲应力 ，9w10ymzTcnw9310219os 033.4cos2.61.5.5726aaMPPKyzTcnw103910os2中 0330.cos21.6.51.4578。274aa2.齿轮接触应力的计算bzgjdbET1cos18.0（1.14）式中： 轮齿的接触应力（MP a） ；j计算载荷（N .mm） ；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齿轮接触的实际宽度(mm)；b
13、、 主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮 、z sinzr，斜齿轮 、sinbr2cosinzr；2co、 主、从动齿轮节圆半径(mm)。zrb中间轴机械变速器课程设计10弹性模量 =2.06105 Nmm-2，大齿轮齿宽 =73.5=24.5mm 小齿E nccmKb轮齿宽 21mm。表 1.3 变速器齿轮的许用接触应力齿轮 MPaj齿轮类型一挡和倒挡常啮合齿轮和高挡渗碳齿轮1900200013001400液体碳氮共渗齿轮9501000650700（1）计算一挡齿轮 9，10 的接触应力mm210910sin/co8.zdmm9 52b 91099219cos48.0bzjdET=5
14、 30.3461. 0.58s2.8.2.95126419aaMPP21010109.8cos.6j zbTEbd=5 33. 1.4 057cs.8.2.512.81902aaMPP1.5.3 一挡齿轮受力的计算 3219.4195.68N 69tTFdN32100.2.5t9n10ta 3.68tan/cos1.654.1cosrF 中间轴机械变速器课程设计1110n9ta4682.5 tan0/cos21.65748NcosrFa9t103.t10t9Fn46825an1671.6 常啮合齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算1.6.1 常啮合齿轮参数的计算 求出常啮合传动齿轮的传动比（1.
15、15）910g12Zi=5.3.78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 = ，即210（1.16）21cosZmAn（1.17）n21= 96cos013由式（1.15） 、 （1.17）得 ， ，则：12Z= 1092gZi35.2表 1.4 对常啮合齿轮进行角度变位理论中心距（ mm）0A端面压力角（ ）t端面啮合角（ ）t变位系数 nx精确值（ ）当量齿数 vz齿形系数 y97.3 21.1 18.9 0.188-0.61819.38 26 47 0.1520.118中间轴机械变速器课程设计12表 1.5 常啮合齿轮参数 （mm）分度圆直径 d 齿
16、顶高 ah齿根高 fh12中心距变动系数 ny齿顶高变动系数 ny1a21f2f69.96 124.02 -0.456 0.028 3.47 2.06 4.186 5.6齿顶圆直径 ad齿根圆直径 fd全齿高 h1ad21fd2f6.66 76.9 128.14 61.59 122.811.6.2 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（ ）waMP2501接触应力 （ ）jaMP2019（ ）a（ ）w（mm9b）（mm10z）（1ja）（2ja）122.44 149.89 13.44 23.83 743.14 724.461.6.3 常啮合齿轮受力的计算
17、表 1.7 常啮合齿轮的受力圆周力 （N）tF径向力 （N）rF轴向力 （N）aF1t2t1r2r125210.63 5332.2 2164.76 2057.33 1917.61 1875.671.7 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 782（1.18）8172Zi中间轴机械变速器课程设计13=2187Zi3.82.19（1.19）87ncosmA=n872Z96cs253.0由式（1.18） 、 （1.19）得 ，74018则， =8172Zi39.表 1.8 对二档齿轮进行角度变位理论中心距（ mm）0A端面压
18、力角（ ）t端面啮合角（ ）t变位系数 nx精确值（ ）当量齿数 vz齿形系数 y95.45 21.43 22.25 0.35 -0.18321.99 51 24 0.15 0.17表 1.9 二档齿轮参数 （mm）分度圆直径 d 齿顶高 ah齿根高 fh78中心距变动系数 ny齿顶高变动系数 ny7a87f8f129.4 61.47 0.183 -0.0159 3.05 2.5 2.7 4.3齿顶圆直径 ad齿根圆直径 fd全齿高 h7ad87fd8f5.748 135.516 66.47 124.02 52.8741.7.2 二挡齿轮强度的计算 表 1.10 二档齿轮的接触应力与弯曲应力中
19、间轴机械变速器课程设计14弯曲应力（ ）waMP2501接触应力 （ ）jaMP2019（ ）7a（ ）8w（mm7b）（mm8z）（7ja）（8ja）198.34 236 25.73 12.22 1030.77 1057.371.7.3 二挡齿轮受力的计算 表 1.11 二档齿轮的受力圆周力 （N）tF径向力 （N）rF轴向力 （N）aF7t8t7r8r7810223.76 10758.09 4013.07 4222.8 4128.59 4344.361.8 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 5623（1.
20、20） 21365Zi.49.5（1.21）65cos2mAn=n65Z9cos235.0由式（1.20） 、 （1.21）得 ， 则， =53425661523Zi42.1表 1.12 对三档齿轮进行角度变位理论中心距（ mm）0A端面压力角（ ）t端面啮合角（ ）t变位系数 nx精确值（ ）当量齿数 vz齿形系数 y中间轴机械变速器课程设计1596.14 21.57 21.35 -0.292 0.21122.99 44 32 0.125 0.162表 1.13 三档齿轮参数 （mm）分度圆直径 d 齿顶高 ah齿根高 fh56中心距变动系数 ny齿顶高变动系数 ny5a65f6f110.8
21、0 81.47 -0.047 -0.0344 3.74 2.23 3.117 4.626齿顶圆直径 ad齿根圆直径 fd全齿高 h5ad65fd6f6.85 118.32 85.92 104.57 72.221.8.2 三档齿轮强度的计算 表 1.14 三档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（ ）waMP2501接触应力 （ ）jaMP2019（ ）5a（ ）6w（mm5b）（mm6z）（5ja）（6jaP）157 215 22.36 16.44 898.7 861.461.8.3 三挡齿轮受力的计算 表 1.15 三档齿轮的受力圆周力 （N）tF径向力 （N）rF轴向力 （N）aF5t6t5r
22、6r567714.44 8117.09 3050.08 3209.28 3273 3443.821.9 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 342中间轴机械变速器课程设计16（1-2143Zi22） =1.539087（1-43cos2ZmAn23）= n4343sZ96cos25.0由（1-22 ）和（1-23 ）得 ， ，32814则： 4134Zi928.6表 1.16 对四档齿轮进行角度变位理论中心距（ mm）0A端面压力角（ ）t端面啮合角（ ）t变位系数 nx精确值（ ）当量齿数 vz齿形系数 y9
23、6.87 21.72 20.37 0.35 -0.73 24.68 42 43 0.176 0.144表 1.17 四档齿轮参数（mm）分度圆直径 d 齿顶高 ah齿根高 fh34中心距变动系数 ny齿顶高变动系数 ny3a43f4f91.94 101.79 -0.29 -0.093 4.33 2.68 4.8 5.95齿顶圆直径 ad齿根圆直径 fd全齿高 h3ad43fd4f中间轴机械变速器课程设计179.13 100.56 107.15 82.34 89.891.9.2 四档齿轮强度的计算 表 1.18 四档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力（ ）waMP2501接触应力 （ ）jaMP2
24、019（ ）3a（ ）4w（mm3b）（mm4z）（3ja）（4jaP）122.69 195.92 18.84 20.85 754.17 773.611.9.3 四挡齿轮受力的计算 表 3.19 四档齿轮的受力圆周力 （N）tF径向力 （N）rF轴向力 （N）aF3t4t3r4r346174.24 6496.7 2459.71 2588.18 2747.65 2891.151.10 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 的齿数一般在 21-23 之间，初选12Z后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 。初选 =23， =14
25、，则：13Z ，A312= mm （1-24）cos2120ZmAn中 倒 3.546.75倒挡齿轮参数：分度圆直径 =3.514=49mm12n12dz齿顶高 mm3.5ahm齿根高 =4.375mm12anfc齿高 =7.875mm12f中间轴机械变速器课程设计18齿顶圆直径 =56mm12a12hd齿根圆直径 =40.25mmff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。 1215eeDA0121ee=133mm1eZm=36计算倒挡轴和第二轴的中心距 A213,z=103.25mm表 1.20 倒档齿轮参数
26、（mm）分度圆直径 d齿顶高 ah齿根高 fh1131a131f13f126 80.5 3.5 3.5 4.375 4.375齿顶圆直径 ad齿根圆直径 fd全齿高 h1ad131fd13f7.875 133 87.5 117.25 71.751.10.2 倒档齿轮强度的计算 1 弯曲应力 12312fwncTKzmy倒 33789.2165.10.44中间轴机械变速器课程设计19405.7085aaMPP2 接触应力mm12sin.3bd12121320.48coj bTE倒=53.601. 09s876182.712aaMPP表 1.22 倒档齿轮的接触应力与弯曲应力弯曲应力 （w）aMP
27、2501接触应力 （ ）jaM09（ ）w（ ）13wa（mm1b）（mm13z）（1jaP）（13ja）405.7 409.61 22.14 13.76 1401.81 1742.681.10.3 倒挡齿轮受力的计算 3120.651495.1N49tTFd倒12tan2.r表 1.23 倒档齿轮的受力圆周力（N）tF径向力（N）r1t 1r12190.3 3115.52中间轴机械变速器课程设计20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
28、变速器各档的相对工作时间或使用率 可知 hgif 631%,755ghgfLfh69.4320.86125amhVSL由 r/min.3187n7 50max得与 irg中间轴机械变速器课程设计21KN8.21rF根据式（7-2-1 ） TndmhfPC查表 7-2-31表 7-2-26 可知 0.1.82.1,5.,297.0,.1 Tdmnh fffffKN.48.5C根据式（7-2-6 ） 0PSC查表（7-2-29 ） KN8.20rF查表（7-2-31 ） KN8.2.1,0查表（7-2-85 ）选择滚针轴承：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 质量 轴承代
29、号 安装尺寸wFEcBrCr0脂 油 wK 型 1B1H40 48 30 45.2 86.8 6300 9000 4083k30.14 2.7轴承寿命验算： 45.80).24()31PCL由 h6317893.1696/606 nLhh得故所选轴承合格。根据速比极差计算各档转速：中间轴机械变速器课程设计22= = = =5maxgiU4axgi3maxgi2axgiU1maxgi= = = =nnn即 r/min r/min r/min r/min419.3n3916.2594.1379.2.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 可知gif
30、h2957%,1644ghgfLfKN18.3rF根据式（7-2-1 ） TndmhfPC查表 7-2-31表 7-2-26 可知 0.1.82.1,5.,293.0,7.1 Tdmnh fffffKN.4.1C根据式（7-2-6 ） 0PS查表（7-2-29 ） KN18.30rF查表（7-2-31 ） KN18.3.,0C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 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0脂 油 /gwK 型 1B1H35 42 30 37.8 72.5 7000 1000062 35420k30.14 2.3轴承寿命
31、验算：中间轴机械变速器课程设计231037.8().9CLP由66.450.829701n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 可知gifh8.95273%,533ghgfLfKN068.43rF根据式（7-2-1 ） TndmhfPC查表 7-2-31表 7-2-26 可知 0.1.82.1,5.,391.0,7.1 Tdmnh fffffKN.460.C根据式（7-2-6 ） 0PS查表（7-2-29 ） KN68.40rF查表（7-2-31 ） KN068.4.1,0KNC查表（7-2-85 ）选择滚针轴承：表 2.
32、3 三档滚针轴承参数基本尺寸 基本额定载荷 极限转速 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0脂 油 wK 型 1B1H38 46 30 44 82.5 6700 9500 - 38460k30.14 2.7轴承寿命验算：中间轴机械变速器课程设计241034()27986CLP由 h6.03.45927.801n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 可知gifh3.1576%,1622ghgfLfKN35.rF根据式（7-2-1 ） TndmhfPC查表 7-2-31表 7-2-26 可知 0.1.82.1,5.,48.
33、0,97.1 Tdmnh fffffKN3.1.C根据式（7-2-6 ） 0PS查表（7-2-29 ） KN35.0rF查表（7-2-31 ） KN351,0C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 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0脂 油 wK 型 1B1H50 58 30 49.8 105 5000 7000 95 5083k30.14 2.7轴承寿命验算：中间轴机械变速器课程设计2510349.8()6.5CLP由 h66109.107.54Ln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
34、速器各档的相对工作时间或使用率 可知gifh473269%,11ghgfLfKN706.3rF根据式（7-2-1 ） TndmhfPC查表 7-2-31表 7-2-26 可知 0.1.82.1,5.,490.,7.1 Tdmnh fffffKN6.071.C根据式（7-2-6 ） 0PS查表（7-2-29 ） KN76.0rF查表（7-2-31 ） KN7061,0C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 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0脂 油 wK 型 1B1H50 58 30 50.8 108 5000 7000 95 5
35、083k30.14 2.7轴承寿命验算：中间轴机械变速器课程设计261035.8()6.67CLP由 h661085.3102.479Ln故所选轴承合格。6.倒档齿轮滚针轴承的选择h KN69.4732倒hL12.3rF根据式（7-2-1 ） TndmfPC查表 7-2-31表 7-2-26 可知 0.1.82.1,5.,482.0,97.1 Tdmnh fffff 6931C根据式（7-2-6 ） 0PS查表（7-2-29 ） KN12.30rF查表（7-2-31 ） KN12.3.,0KNC查表（7-2-85 ）选择滚针轴承：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 质
36、量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0脂 油 wK 型 1B1H30 35 27 26.8 55.8 8000 1200033 30527k27.14 1.7轴承寿命验算： 10326.8()97.CLP中间轴机械变速器课程设计27由 h6610297.103259hLn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 质量 轴承代号 安装尺寸wFEcBrCr0脂 油 wK 型 1B1H40 48 30 45.2 86.8 6300 9000 - 4083k30.14 2.72.1.2 圆锥滚子轴承的选择及寿命验算1.第二轴两端轴承的选
37、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。N N76.0reF695.80aeF根据力的径向平衡条件有：N1r128324.7rerNr50F053rrF轴承的转速为 352r/min计算两轴承寿命：附加轴向力：N1264.7.8rdFYN205.3.09rd因为 ,轴系有向右移动的趋势，由于轴承 1 被轴承盖顶住而压紧，12daeF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 必须与 相平衡，即1aF2daeF中间轴机械变速器课程设计2821da
38、eF轴承 I：N12605.98.657.8aedF173.4.ar eKN110.40.261.758.14.2rraPY轴承 II：N2.09adF265273r eKN05rP轴承的名义寿命 L（以 转为单位）611035()6.84.2CP由 h6610.8108.9352Ln故所选轴承合格。中间轴两端圆锥滚子轴承的选择：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。N N105748reF10586.7aeF根据力的径向平衡条件有：N1r12397.3rerNr205F68rrF轴承的转速为
39、1137r/min计算两轴承寿命：中间轴机械变速器课程设计29附加轴向力：N1397.810.42rdFYN26.5.9rd因为 12daeF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 必须与 相平衡，即1aF2daeF21dea轴承 I：N12453.986.79.6aedF11ar eKN110.40.43798.629.1.06rraPY轴承 II：N25.adF243.90.26178r eN2.1rP轴承的名义寿命 L（以 转为单位）61010315()8.62.rCP由 h661083.09.7Ln故所选轴承合格。 10238.5
40、()7689.rCLP中间轴机械变速器课程设计30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 HRC5863，表面光洁度不低于 815。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
41、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 =96mm，第二轴和中间轴中部直径 ，轴的A0.45dA最大直径 和支承距离 的比值：dL对中间轴， =0.160.18；对第二轴， 0.180.21。/ Ld/第一轴花键部分直径 （mm）可按式（5.1）初选d（2.1）3maxeTK式中： 经验系数， =4.04.6；K发动机最大转矩（N .m） 。maxeT第一轴花键部分直径 =23.6427.19mm 取 25mm；第二14.062.5d:1d轴最大直径 =43.257.6mm 取 50mm；中间轴最大直径2max0.59d=43.257.6mm 取 =50mm964.max，maxd第二轴： ；第一轴及中间轴：21.08.2maxL 18.06.max1，Ld第二轴支承之间的长度 =238287.77mm；中间轴支承之间的长度2=287.77325.5mm，第一轴支承之间的长度 =138.88156.25mmL 1
