1、目 錄第1章 變速器的設計與計算11方案的選擇12檔數13傳動比范圍14變速器各檔傳動比的定25中心距的選擇46變速器的外形尺寸57齒輪參數的選擇58各檔齒輪齒數的分配及傳動比的計算79變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角調整11第2章 變速器齒輪強度校核161齒輪材料的選擇原則162變速器齒輪彎曲強度校核163輪齒接觸應力校核19第3章 軸的設計和校核211軸的結構和尺寸設計212初選軸的直徑213軸的剛度計算224軸的強度計算29第4章軸承選擇與壽命計算351輸入軸軸承的選擇與壽命計算352輸出軸軸承的選擇與壽命計算40第5章同步器的選擇 1 同步器的選擇 41 2 同步器的校核參考文獻40變速器

2、的設計與計算1 方案的選擇最高車速 150 Km/h整車總質量 1200 Kg最大功率 65 Kw最大轉矩 145 N·m最大轉矩轉速 5500 r/min前輪胎規格 165/60 R142 檔數近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用56個檔位的變速器。發動機排量大的乘用車變速器多用6個檔。商用車變速器采用45個檔或多檔。載質量在2.03.5t的貨車采用五檔變速器，載質量在4.08.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。檔數選擇的要求：1、相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。2、高檔區相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區相

3、鄰檔位之間的比值小。 因此，本次設計的變速器為5檔變速器。3 傳動比范圍變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.70.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發動機的最大轉矩和最低穩定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.04.5之間，總質量輕些的商用車在5.08.0之間，其它商用車則更大。本設計最高檔傳動比為0.84 變速器各檔傳動比的確定1、主減速器傳動比的確定發動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為12：

4、 （3.1）式中：汽車行駛速度（km/h）； 發動機轉速（r/min）； 車輪滾動半徑（m）； 變速器傳動比； 主減速器傳動比。已知：最高車速=150km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.8；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規格165/60R14得到=264(mm)；發動機轉速：=5500（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式：2、最抵檔傳動比計算按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）13。用公式表示如下： （3.2）式中：G 車輛總重量(N)； 坡道面滾動阻力系數(

5、對瀝青路面=0.0110.017)；發動機最大扭矩(N·m)； 主減速器傳動比； 變速器傳動比； 為傳動效率；R 車輪滾動半徑；最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約，本處選擇為20°）由公式（3.2）得： （3.3）已知：m=1200kg；r=0.264m； N·m；g=9.8m/s2；，把以上數據代入（3.3）式：滿足不產生滑轉條件。即用一檔發出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現象。公式表示如下： （3.4）式中：驅動輪的地面法向反力，；=0.70 驅動輪與地面間的附著系數；對混凝土或瀝青路面可取0.70.8之間。本處取=0.8已知：kg，把數據代入（3

6、.4）式得：所以，一檔轉動比的選擇范圍是：所以初選一檔傳動比為2.7=0.377此處，檢驗最低穩定車速在10km/h之內，故傳動比合適3、變速器各檔速比的配置按等比級數分配其它各檔傳動比，即： 5 中心距的選擇初選中心距可根據經驗公式計算14： （3.5）式中：A 變速器中心距（mm）； 中心距系數，乘用車=8.99.3；取發動機最大輸出轉距為145（N·m）； 變速器一檔傳動比為2.7； 變速器傳動效率，取96%。9.0=64.9mm轎車變速器的中心距在6080mm范圍內變化。初取A=65mm。6 變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可以根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布

7、置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數、換檔機構形式以及齒輪形式。乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：mm7 齒輪參數的選擇1、模數選取齒輪模數時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數應選得大些。表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數車 型乘用車的發動機排量V/L貨車的最大總質量/t1.0<V<1.61.6<V<2.

8、56.0<<14>14模數/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00汽車變速器常用齒輪模數一系列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轎車模數的選取以發動機排量作為依據，由表3.2選取各檔模數為，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。2、壓力角壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16

9、76;、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角15。 國家規定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角20°。3、螺旋角齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩、噪聲降低。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30°時，

10、其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。本設計初選螺旋角全部為22°。4、齒寬齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩的優點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均

11、勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬：斜齒，取為6.08.5，取7.05、齒頂高系數齒頂高系數對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數為0.750.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規定齒頂高系數取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數大與1.00的細高齒。本設計取為

12、1.00。8 各檔齒輪齒數的分配及傳動比的計算在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的檔數、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。應該注意的是，各檔齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻16。根據圖3.1確定各檔齒輪齒數和傳動比。1、一檔齒數及傳動比的確定一檔傳動比為：取整得41。計算并取整數得：=11 =30則一檔傳動比為： 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9-五檔主動齒輪 10-五檔從動齒輪 11-倒檔主動齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪圖3.

13、1 五檔變速器傳動方案簡圖2、對中心距A進行修正取整得mm，為標準中心矩。修訂3、二檔齒數及傳動比的確定 （3.6） （3.7）已知：=67mm，=1.99，=3，；將數據代入（3.6）、（3.7）兩式，齒數取整得：，所以二檔傳動比為：4、計算三檔齒輪齒數及傳動比 （3.8） （3.9）已知：=67mm，=1.47，=2.75，；將數據代入（3.8）、（3.9）兩式，齒數取整得：，所以三檔傳動比為：5、計算四檔齒輪齒數及傳動比 （3.10） （3.11）已知：=67mm，=1.08，=2.75，；將數據代入（3.10）、（3.11）兩式，齒數取整得：，所以四檔傳動比為：6、計算五檔齒輪齒數及傳

14、動比 （3.12） （3.13）已知：=67mm，=0.8，=2.75，；將數據代入（3.12）、（3.13）兩式，齒數取整得：，所以五檔傳動比為：7、計算倒檔齒輪齒數及傳動比初選倒檔軸上齒輪齒數為=23，輸入軸齒輪齒數=13，為保證倒檔齒輪的嚙合不產生運動干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式： （3.14）已知：，把數據代入（3.14）式，齒數取整，解得：，則倒檔傳動比為：輸入軸與倒檔軸之間的距離：mm去整為59mm輸出軸與倒檔軸之間的距離：mm取整為78mm9 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽

15、命；降低齒輪的嚙合噪聲17。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。為了減小軸向力，抵檔選用較小的螺旋角，一檔選，二檔選；為了增加重合度，減小噪聲，三檔、四檔、五檔選用較大的螺旋角，都選為。1、 一檔齒輪的變位=（mm, A=66.3mm）根據，得出中心距變位系數 齒頂高變位系數 2、 二檔齒輪的變位=（mm, A=66.3mm）根據，得出中心距變位系數 齒頂高變位系數 3，三檔齒輪變位=（mm, A=66.3mm）根據，得出中心距變位系數 齒頂高變位系數

16、 4，四檔齒輪變位=（mm, A=66.3mm）根據，得出中心距變位系數 齒頂高變位系數 5，倒檔齒輪 =0.215=0.2276，齒輪參數分度圓直徑： 中心距變動系數： 齒頂降低系數： 齒頂高： 齒根高： 齒全高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒數z分度圓直徑 d中心距變動系數齒頂降低系數齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑1135.690.2330.0124.3442.376.71444.3830.953097.330.2330.0122.3194.3956.714101.9788.541445.420.2330.0124.2242.496.71453.8740.442787.600.2

17、330.0122.4394.2756.71492.4879.051956.740.2540.0153.4792.6686.14763.7051.412677.650.2540.0152.6793.4686.14783.0170.712265.700.2540.0153.3962.756.14772.4960.22368.690.2540.0152.7613.3856.14774.2161.922574.66002.753.446.18580.1667.792162.71002.753.446.18568.2155.841239.240.20.0153.553.376.9246.3432.502

18、374.620.20.0152.614.106.7179.8466.432581.110.0470.183.283.126.4.87.6774.87 變速器齒輪強度校核1齒輪材料的選擇原則（1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。（2）合理選擇材料配對。如對硬度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、小輪應采用不同鋼號材料。（3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采

19、用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經正火或調質處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內齒輪等無法磨齒的齒輪18。由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用

20、20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為5862HRC。2變速器齒輪彎曲強度校核齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） (3.15)式中：圓周力（N），； 計算載荷（N·mm）；節圓直徑（mm）， ，為法向模數（mm）；斜齒輪螺旋角； 應力集中系數，=1.50；齒面寬（mm）； 法向齒距，； 齒形系數，可按當量齒數在齒形系數圖3.2中查得； 重合度影響系數，=2.0。圖3.2 齒形系數圖將上述有關參數據代入公式（3.15），整理得到 (3.16)計算各檔載荷：輸入軸 =136.42N*m輸出 =350.37Nm=247.70Nm=175.83Nm=134.76Nm=107.81Nm 倒擋輸入

21、=136.42 Nm（1）一檔齒輪校核主動齒輪：已知： N·mm；mm；，,y=0.143 =202.69MPa從動齒輪：已知：N·mm；mm；，,y=0.162=187.53MPa（2）計算二擋齒輪的彎曲應力主動齒輪：, N·mm，mm ,y=0.148=153.88MPa<180-350MPa從動齒輪：, N·mm，mm ,y=0.16=134.01MPa<180-350MPa因為一檔受到的彎曲應力最多，一檔滿足范圍，其余各檔位均滿足彎曲應力強度（3）計算倒檔彎曲應力已知，,y=0.142,y=0.155,Nm,y=0.158,Nm(1)

22、=91.84MPa(2)=89.43MPa(3) =78.45MPa以上均小于許用彎曲應力180350MPa,故，均合格3 輪齒接觸應力校核 （3.17）式中：輪齒接觸應力（MPa）；齒面上的法向力（N），；圓周力（N），；計算載荷（N·mm）；為節圓直徑（mm）；節點處壓力角，為齒輪螺旋角；齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪接觸的實際寬度（mm）；，主從動齒輪節點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，；、 主從動齒輪節圓半徑（mm）。表3.3 變速器齒輪許用接觸應力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔齒輪1300-1400

23、650-700將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.31、一檔齒輪接觸應力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mmN由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（3.17）可得：MPa 2、倒檔齒輪接觸應力校核 N·mm；MPa；mm；mm；mmN由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（3.17）可得：MPa均小于齒輪的許用接觸應力,所以均合格由于，一檔和倒

24、檔承受的接觸應力最大，故，一檔和倒檔合格，其余各檔均合格軸的設計和校核1軸的結構和尺寸設計變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性等均有不利影響。2初選軸的直徑在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內選?。簩斎胼S，=0.160.18；對輸出軸，0.180.21。輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。菏街校?經驗系數，=4.04.6；發動機最大轉矩（N.m）。輸入軸花鍵部分直徑：=2124.15mm初選輸入、

25、輸出軸支承之間的長度=230mm。按扭轉強度條件確定軸的最小直徑： （3.22）式中： d軸的最小直徑（mm）；軸的許用剪應力（MPa）；P發動機的最大功率（kw）；n發動機的轉速（r/min）。將有關數據代入（3.22）式，得：mm所以，選擇軸的最小直徑為23mm。3軸的剛度計算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。圖3.5 變速器軸的撓度和轉角軸的撓度和轉角如圖3.5所示，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角

26、為，可分別用下式計算： （3.23） （3.24） （3.25）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），=2.1×105 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、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撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核（1）軸上受力分析一檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉角的計算：已知：a=19mm；b

27、=211mm；L=230mm；d=25mm，把有關數據代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉角的計算：已知：a=19mm；b=211mm；L=230mm；d=25mm，把有關數據代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。二檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉角的計算：已知：a=60mm；b=170mm；L=230mm；d=30mm，把有關數據代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉角的計算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向

28、相反。已知：a=60mm；b=170mm；L=230mm；d=30mm，把有關數據代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad三檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉角的計算：已知：a=85；b=145mm；L=230mm；d=35mm，把有關數據代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：=mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉角的計算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=85mm；b=145mm；L=230mm；d=35mm，把有關數據代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：=mmmmmmrad四檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉角的計算

29、：已知：a=129mm；b=101mm；L=230mm；d=40mm，把有關數據代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmrad輸出軸的撓度和轉角的計算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=121mm；b=101mm；L=230mm；d=40mm，把有關數據代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmrad五檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉角的計算：已知：a=151mm；b=79mm；L=230mm；d=40mm，把有關數據代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉角的計算：輸出軸上作用力與輸入軸上

30、作用力大小相等，方向相反。已知：a=151mm；b=79mm；L=230mm；d=40mm，把有關數據代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad由以上可知道，變速器在各檔工作時均滿足剛度要求。4軸的強度計算變速器在一檔工作時：對輸入軸校核：計算輸入軸的支反力：NNN已知：a=19mm；b=211mm；L=230mm；d=25mm， 1、垂直面內支反力對C點取矩，由力矩平衡可得到A點的支反力，即： （3.26）將有關數據代入（3.26）式，解得：=2934.3N同理，對A點取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面內的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.27） （3.2

31、8）將相應數據代入（3.27）、（3.28）兩式，得到：3、計算垂直面內的彎矩B點的最大彎矩為：N·mmN·mmN·mmB點的最小彎矩為：N·mm4、計算水平面內的彎矩N·mm5、計算合成彎矩N·mmN·mm軸上各點彎矩如圖3.6所示：作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為 (3.29)式中：（N.m）；軸的直徑（mm），花鍵處取內徑；抗彎截面系數（mm3）。將數據代入（3.29）式

32、，得：MPaMPa在低檔工作時，400MPa，符合要求。圖3.6 輸入軸的彎矩圖對輸出軸校核：計算輸出軸的支反力：齒輪受力如下：NNN已知：a=34mm；b=270mm；L=304mm；d=37mm，c=45mm主動錐齒輪的受力分析： （3.30）式中： 發動機輸出的最大轉矩； 錐齒輪齒寬中點處的直徑； 一檔傳動比。NNN1、垂直面內支反力對A點取矩，由力矩平衡可得到C點的支反力，即： （3.31）將有關數據代入（3.31）式，解得：=863.77N同理，對C點取矩，由力矩平衡公式：，可解得：N2、水平面內的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.32） （3.33）將相應數據代入（3.32）

33、、（3.33）兩式，得到：N，N3、計算垂直面內的彎矩A點的彎矩為：N·mmB點的彎矩為：N·mmN·mmN·mmD點彎矩為：N·mm4、計算水平面內彎矩：A點的彎矩為：N·mmB點的彎矩為：N·mmN·mm5、計算合成彎矩 N·mm N·mm N·mm軸上各點彎矩如圖3.7所示：圖3.7 輸出軸彎矩圖把以上數據代入（3.29），得：MPaMPaMPa在低檔工作時，400MPa，符合要求。軸承的選擇和校核1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算初選軸承型號根據機械設計手冊選擇30205型號軸承K

34、N，KN。1、變速器一檔工作時N，N軸承的徑向載荷：=3134.62N；N軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=1.6NNN所以NN計算軸承當量動載荷查機械設計手冊得到7，查機械設計手冊得到；，查機械設計手冊得到當量動載荷：NN為支反力。h表3.4 變速器各檔的相對工作時間或使用率車型檔位數最高檔傳動比/%變速器檔位轎車普通級以下3113069410.532076.54<1182368中級以上3112277410.5210.5874<10.532076.5510.52418.5755<10.521557.525查表3.4可得到該檔的使用率，所以：h所以軸承壽命滿足要求。2、變速器四檔工作時NNN軸承的徑向載荷：=726.7N；N軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=1.6NNN所以NN計算軸承當量動載荷查機械設計手冊得到，查機械設計手冊得到；，查機械設計手冊得到當量動載荷：支反力。NNh查表3.4可得到該檔的使用率，于是h所以軸承壽命滿足要求。2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算1、 初選軸承型號根據機械設計手冊選擇軸承型號為：右軸承采用30205型號KN，KN左軸承采用30206型號KN，KN變速器一檔工作時：