毕业设计（论文）-机械式五挡三轴式变速器设计说明书.doc

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1、武汉理工大学毕业论文绪 论1内容提要 本文详细介绍了机械式五挡三轴式变速器的具体过程。阐述了机械式变速器的功用、要求，介绍了变速器各种结构方案，说明了变速器主要参数的确定方法，齿轮的几何计算、强度计算等计算方法。涉及到了同步器的设计，概括同步器工作原理和工作过程，设计计算和轴承寿命的计算方法。 变速器一般安装于发动机和驱动桥之间，其主要的功用是：1变速与变矩 通过改变变速器的传动比，可以使汽车在不同的使用条件下得到不同的牵引力和速度。同时使发动机在最有利的工况范围内工作。 2设置倒档和空档 在不改变发动机旋转方向的情况下便汽车能倒退行驶，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。 3变速器一般还

2、应设置动力输出窗口。合理的设计和布置变速器使得发动机功率得到最合理的利用，而提高汽车动力性和经济性。本设计主导思想即在于设计以提高汽车的动力性和经济性指标，具备较高的传动效率，操纵轻便，工作可靠，噪声小为目的的机械式变速器。由于水平有限，难免有很多不足之处，欢迎大家批评指正。Summary This text detail has been introduced the concrete course to design one medium-sized mechanical type transmission .Has expounded the function of mechanical

3、 type transmission and the requirement , and has introduced the various structure schemes of gearbox , and explaind that the major parameter of transmission decides the method surely , the geometry computational methods such as calculation and intensity calculation etc of gear wheel .Involve the com

4、putational method of the design of synchronizer , brief synchronizer work principle and work course , design calculation and bearing life span. Involving the medium-sized freight train transmission design in this design possesses the controllability ability of better motive force , economy and good

5、owing to the machinery transmission , and just easily equips the merits such as unassuming maintenances etc , and gets the extensive application in the society of modern times The transmission generally loads between engine and drive bridge , and major act on being the speed change becomes the carpe

6、nters square , and sets up to reverse gear and the neutral position , with the power output needs of satisfied automobile under the difference operating modes .Reasonable design and fixing up that the transmission makes that the engine merit rate gets the most reasonable utilization , and automobile

7、 motive force and economy are raised.Namely the leading thought of this design depends on motive force and economy quota in order to raise the automobile of design , and having the higher transmission efficiency , and operates lightly , work is reliable , the small mechanical type transmission that

8、serve as the purpose of noise .Owing to the fact that the standard is limited , haring to avoid to have a lot of shortcomings , everybody criticizes and makes a comment the welcome. 2关键词 机械式五档变速器 锁销式同步器 变速器设计说明书正文一、 变速器的结构分析与型式选择变速器是由传动机构与操纵机构组成的。目前，汽车上采用的变速器是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也由于各种类型汽车的使

9、用要求不同所决定。尽管如此，一般变速器的机构型式，仍具有很多的共同点。1、 变速器的型式有级变速器与无级相比，起结构简单、造价低廉，具有高的传动效率，因此在各种类型的汽车上得到广泛的应用。设计时首先根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。2、 两轴式和三轴式变速器现代汽车大多数都采用三轴式变速器。两轴式变速器只用与发动机的前置、前轮驱动或者发动机后置、后轮驱动的轿车上。究竟采用哪一种形式，除了汽车的总布置的要求外，主要考虑以下三个方面：2.1变速器的径向尺寸两轴式变速器，它的前进档均由一对齿轮传递动力，当需要大的

10、传动比时，需将主动齿轮做的小些，而将从动轮做的很大，因此两种的中心距和变速器壳的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器，由两对齿轮传递动力，在同样的传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做的小些，因此中心距及变速器的相关尺寸均可减小。2.2变速器的寿命两轴式的变速器的低档齿轮副，大小悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高的多。因此小齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档，均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和齿轮寿命也比较接近。用直接档工作时，因第一轴与第二轴直接连在一起，齿轮只是空转，并不传递动力，故不影响齿轮寿命。2.3变速器的效率两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但仍

11、要经过一对齿轮传递动力，因此有功率损失。而三轴式变速器，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档。这种动力传递方式，几乎无功率损失，且噪声较小。轿车、尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多。这样可将变速器的主动传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到教大的有效空间，便于汽车的总体布置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用的比较多。综上所述，参考设计题目为重型货车变速器，所以采用三轴五档式变速器。3、 齿轮安排各档齿轮副的相对安装位置，对于整个变速器的结构布置很大的影响。各档位置安排应考虑以下四个方面的要求：3.1整车的总布置根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以

12、及换档机构提出要求。3.2驾驶员的使用习惯有人认为人们习惯与按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档，但也有人认为应该将常用档放在中间位置，而将不常用的低档放在两边。值得注意的是倒档，虽然它是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是 决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不结合。否则，从安全考虑，将倒档与一档放在一起教好。在五档变速器中，倒档与序列结合不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆。本题中采用此种布置方式，见图1-1。3.3提高平均传动效率为提高平均传动效率，在三轴式变速器中采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。3.4改

13、善齿轮受载状况各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安排在离轴较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是应接触力过高而造成表面电蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起的齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。4、 换档结构形式目前汽车上的机械式变速器采用的换档形式有三种：4.1滑动齿轮换档采用滑动斜齿轮换档，虽工作平稳，承载能力大、噪音小的优点。但它的换档仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进档采用滑动齿轮换档的已甚为少见。4.2啮合套换档用啮合套换档，这种结构既有斜齿轮传动的优

14、点，同时啮合套和结合齿的齿轮所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。4.3同步器换档现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行驶的安全性。缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。本设计中采用同步器换档方案。二、变速器主要参数的选择设计参考东风EQ1141八吨的平头重型货车。参数： 1、发动机最大功率为118KW/2600rpm 2、最大转矩为583Nm/1400rpm（6BT5

15、.9型发动机） 3、各档速比：i1=6.540,i2=3.780,i3=2.168,i4=1.442,i5=1,i6=6.533选用五档机械式变速器11从最大爬坡度考虑：汽车在最大坡道上行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面问滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，这时： 式中最大驱动力；滚动阻力；最大坡道阻力；又 将式带入式中得： 发动机最大输出转矩；变速器一档传动比；主减速比；汽车传动系总传动效率；汽车总质量；重力加速度；道路最大阻力系数；驱动轮滚动半径；滚动阻力系数；道路最大上坡角。其中此处取为滚动阻力系数。312从附着条件考虑： 汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，

16、必须使驱动力小于或等于驱动轮与路面间的附着力，即：式中道路附着系数，计算时取=0506；N驱动轮垂直反力解得：根据最低稳定车速确定一档传动比 式中：车轮滚动半径； 发动机最低转速； 分动器低档传动比（此处取1）则设计参考东风EQ1141八吨的平头重型货车。选取=6.540 ，i5=132传动系档数与各档传动比的选择 传动系档数增加可以改善汽车的动力性和燃油经济性。但过多又影响换档操作，造成换档困难考虑到轻型载货汽车车速一般都不高，参考同类车型，本设计设置4个前进档，1个倒档。则又上述已知， =6.540， 传动系变速器各档传动比按等比级数分配，器优点在于：换档过程中，发动机总在同一速度范围内工

17、作；可以充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性按等比级数分配传动比的变速器，还便于和副变速器结合构成更多档位的变速器。 传动系变速器各档之间的公比为因为齿数为整数，故实际传动比与计算出的理论值略有出入。另外，在换档过程中，由于空气和道路阻力，空档的一瞬间车速下降，且车速高时速度下降更多。为了使发动机在各档时都在相同的转速范围内工作，靠近于高档的邻档公比应比靠近低档的小。取， 此时邻档传动比比值：=1.73 =1.73 =1.5 =1.4423初选中心距变速器齿轮的中心距对变速器的整体尺寸、体积及质量有直接影响，所选中心距应能满足保证齿轮强度。通常根据经验公式初选中心距A。 A=KA 式中中

18、心距系数， 其中货车取8.69.6. Memax发动机最大转矩初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求去A= 对货车取17.019.0取KA=17.0，所以中心距A=17=142.02mm.4齿轮参数的选择4.1齿轮模数齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定。选择模数应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。载货汽车应重视减小其质量。4.2齿形、压力角及螺旋角 选择GB1356-78规定的标准齿形，压力角=20,螺旋角=2030。4.3齿宽 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮的强度及工

19、作平稳性的要求。通常根据齿轮模数来确定齿宽b：b=KCmn 式中KC 齿宽系数，直齿轮取KC=4.47.0;斜齿轮取KC=7.08.6。 mc 法面模数本设计中选取直齿轮KC取6，斜齿轮取8。 4.4齿顶高系数本设计中选取齿顶高系数f0=1.0。下图中为变速器布置的总体形式：4.5各档齿轮齿速的分配4.5.1确定一档齿轮齿数已知I档齿轮的传动比ig1，且ig1=，为了确定 Z9和Z10齿数，先其齿数和Zh。直齿 Zh= 斜齿 一档采用直齿轮，故Zh= =56.88。mn=5。Zh取整数Zh=57。Zh分配给Z9、Z10为使Z9/Z10尽量大一些，应将Z10尽量取得小一些，在ig1一定的条件下，

20、Z2/Z1的传动比可分配下些。于是第一轴常啮合齿轮可分配更多齿数，以便在其内腔设置第二轴轴承。货车中间轴I档直齿轮的最小齿数为124之间选取。本设计中选择Z10=12，则Z9=5712=45。4.5.2修正中心距A= =142.5mm4.5.3确定常啮合传动齿轮副的齿轮 由 可得A= 取mn=4,Z1=24 所以 A= 由以上可得Z2=41.86542. 则精确 1-2=22.354=2231244.5.4确定其他各档齿轮齿数 二档齿轮副：其中mn=4.5, Z8=19 由 A=所以Z7=39.840 7-8=225330三档齿轮副：mn=4.5, Z6=27由ig3=2.168= A=142

21、.5=由以上可得Z5=31.9732 5-6=21.825=214937 四档齿轮副：mn=4， Z4=36 由 A=142.5由上可得Z3=29。6630 3-4=2249484.5.5确定倒档齿轮齿数通常I档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮的齿数一般在2123之间，初选Z11后，可计算出中间轴与倒档的中心距A。即选取Z11=23，则中心距AA为了使倒档齿轮的啮合和避免产生干涉。齿轮11和10之间应保持0.5以上的间隙，则齿轮12的齿顶圆直径De12应为：De10/2+0.5+De12=A De11=2A-De10-1所以De12=287.5-（512+215）-1=104mm选择齿数Z1

22、2=19，再求出道档轴与第二轴的中心距AA=1/25（19+45）=160mm4.6变速器齿轮的几何尺寸的计算。直齿论圆柱齿轮参数计算所用公式：分度圆直径 d=zm 变位系数 x1=-x2齿顶高 ha=(f+x)m 齿根高 hf=(f+c-x)m齿全高 h=(2f+c)m 齿顶圆直径 da=d+2ha齿根圆直径 df=d-2hf 中心距 a=a0=(z1+z2)m/2分度圆弧齿厚 S=m/2+2mtan 基圆直径= 周节P= m 基节=m斜齿圆柱齿轮参数的计算端面模数 mt=mn/cos 分度圆直径 d=zmt齿顶高 ha=f0mn 齿全高 h=(2f0+c)mn齿顶高直径 da=d+2ha

23、中心距 a=a0=（z1+z2）mt/2齿根圆直径 df=d-2hf 齿根高 hf=(f+c-x)m分度圆弧齿厚 S=m/2+2mtan 基圆直径= 周节P= m 基节=m其各档齿轮参数计算结果如下：档 位齿数法向模数端面模数压力角变位系数分度圆直径齿顶圆直径 常啮主244.04.32200104.68112.68从424.04.32200182.46190.46四 档主364.04.34200156.24164.24从304.04.34200130.20138.20三 档主274.54.847200130.50139.50从324.54.847200156.80168.80二 档主194.5

24、4.8320091.27100.27从404.54.83200193.47202.47一 档主125.0200.36073从455.0200225235 倒档1主125.0200.36073从235.0200115125倒档 2 主195.020095105从455.0200225235续表：档 位齿根圆直径齿顶高齿全高螺旋角螺旋方向法向弧齿厚中心距的名义尺寸 常啮主93.684.09223124左6.28142.5从171.444.09223124右6.28142.5四 档主146.244.09224948左6.28142.5从120.24.09224948右6.28142.5三 档主115

25、.3754.7510.6921337左7.46142.5从145.9254.7510.6921337右7.46142.5二 档主77.8854.7510.688225330左7.4575142.5从183.4854.7510.688225330右7.4575142.5一 档主50.55.011.258.94142.5从212.55.011.257.85142.5 倒档1主50.55.011.258.9487.5从102.55.011.257.8587.5倒档 2 主82.55.011.257.85160从212.55.011.257.851603齿轮的校核3.1变速器齿轮的损坏有以下几种：3.

26、1.1齿轮折断齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故齿轮根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。这种破坏的断面在疲劳断裂部分呈光滑表面，在突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器中齿轮的折断以疲劳破坏居多数。为了避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿弯曲应力，即提高轮齿弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿弯曲强度；增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆

27、角半径；采用长齿齿轮传动，提高重合度，使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料许用应力，如采用优质钢材等。3.1.2齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面相互挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。若以节圆为界，把轮齿分为根部及顶部两段，则靠近节圆的根部齿面处，较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重，两个互相啮合的齿轮中，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后

28、果不仅是齿面出现许多小麻点，而且由此使齿形误差加大，产生动载荷，也可能引起轮齿折断。提高接触强度的措施，一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。3.1.3齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。防止胶合的措施有：一方面采用粘度大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升，另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。3.2齿

29、轮的校核计算齿轮强度计算接触强度：用以下公式计算接触应力 （N/mm2）式中 Fbn法面内基圆切向力，Fbn=Ft/coscos M计算扭矩，N.m d节圆直径 节圆压力角 螺旋角 b齿轮接触实际宽度 E齿轮材料弹性模量 主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径 为主动及被动节圆半径计算扭矩M=Memax时，许用应力为 H接 =13001400N/mm2 常啮合及高档 =19002000N/mm2 一档及倒档其中Memax为发动机最大转矩。弯曲强度：直齿轮用以下公式计算弯曲应力： （N/mm2）斜齿轮用以下公式计算： 式中：Ft圆周力， N； Ft应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5； Kf

30、摩擦力影响系数；主动齿轮取1.1；斜齿轮取0.9； Pt端面周节，Pt=m; Ptn法面周节，Ptn=mn K重合度影响系数，K=2 许用应力为400850N/mm2（直齿轮）；100250N/mm2（货车斜齿轮）。3.2.1一档齿轮校核因为 Fbn（主） Fbn（从） 即 即取b=Kcmc=65=30mm 所以合格。弯曲强度： Ft(主)=19。4333KN Ft(从)=5。1822KN （主）=（从）= 所以合格。3.2.2二档齿轮校核接触强度： Fbn(主) = Fbn(从)= 即 即 取b=Kcmn=84.75=38 所以合格。弯曲强度： Ft(主)=12.9956KN Ft(从)=5

31、.971KN （主）=（从）= 所以合格。3.2.3三档齿轮校核接触强度： Fbn(主)=Fbn(从)= 即 即取b=Kcmn=84.75=38 所以合格。弯曲强度：Ft(主)=9.1642KN Ft(从)=7.3906KN（主）=（从）=所以合格。3.2.4四档齿轮校核接触强度： Fbn(主)= Fbn(从)= 即 即取b=38mm 所以合格。弯曲强度： F(主)= F(从)= 3.2.5常啮合齿轮接触强度： Fbn(主)=Fbn(从)= 即 即取b=38所以合格。弯曲强度： F(主)= F(从)=所以合格。3.2.6倒档2齿轮校核接触强度：Fbn(主)=Fbn(从)= 即 取b=30mm所

32、以合格。弯曲强度：F(主)=F(从)=所以合格。3.2.7倒档2齿轮校核接触强度：Fbn(主)=Fbn(从)= 即 即取b=30mm所以合格。弯曲强度：F(主)=F(从)=所以合格。三变速器轴的参数选择1.轴的尺寸变速器轴在工作时承受转矩和弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。在变速器的结构方案确定以后，轴的长度可以初步选定。轴的长度对刚度影响很大，为满足刚度要求，轴径d与支撑跨度之间的关系可按下式选取：中间轴：d/l=0.160.18第二轴：d/l=0.180.21轴的直径与轴传递的转矩有关，因而与变速器中

33、心距有一定关系，轴径可按下式初选：第二轴和中间轴的最大直径(mm)：d=（0.40.5）A第一轴花键部分直径d(mm)：d=（4.04.6）轴的具体参数见零件图。2轴的强度和刚度校核2.1轴的受力分析计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支撑反力。这些力取决于齿轮轮齿上的作用力。求支撑力，先从第二轴开始，然后依次计算中间轴、第一轴。轴的受力分析见下图： 以下为各档齿轮Ft,Fr,Fa的计算2.1.1常啮合档齿轮Ft=Fr=Fa=2.1.2一档齿轮Ft=Fr=Fa=2.1.3二档齿轮Ft=Fr=Fa=2.1.4三档齿轮Ft=Fr=Fa=2.1.5四档齿轮Ft=Fr=Fa=2.1.6

34、倒档齿轮Ft=Fr=Fa=34.01tg0=02.2轴的强度校核 以下为轴的受力分析：2.2.1计算中间轴：2.2.1.1当挂上第一档时，轴的计算： N1373=12.336116+4.42(373-32)N1=7.877KN N2=4.42+12.336-7.877=8.879KNM1max=7.87732=252.06NmM2max=8.878116=1029.964=1030Nm弯矩Ma373=414.87Ma=1.112KNPA=414.87-1.11232=379.3KNPB=1.112116=129KNQA373+11.25(373-32)-33.89116=0QA=0.225KN

35、QB=33.89-11.25-0.255=22.385KNM1=22.385116=2596.66NmM总=3985.52Nm由d可知dmm轴承支撑左边的合力N左总=N左总=0轴承支撑右边的合力N右总=N右总=4.575KN2.2.1.2.当挂上二档时，轴的计算N1373=1659.13+4.42341N1=8.08KN N2=9.13+4.42-8.08=5.47KNM1max=8.0832=258.56NmM2max=5.47165=902.6Nm弯矩Ma373+414.87=490.336Ma=0.202KNPA=0.20232+414.87=421.334KNPB=490.336-0.

36、202165=456.95KNQA373+11.25341-22.570165=0QA=-0.3QB=22.57+0.3-11.25=11.62KNM1=11.32165=1917.3NmM总= =Nmd轴承左端所受力 N左总= N右总=10.93-4.575=6.355KN轴承右端所受力 N右总= N右总=02.2.1.3当挂上三档时，轴的计算N1373=6.25235+4.42341N1=7.98KNN2=6.253+4.42-7.98=2.7KNM1max=7.9832=255.4NmM2max=632.8Nm弯矩Ma373+414.87=39.42Ma=-0.055NmMb=0.055

37、Nm所以PB=0.055235+394.2KNQA373+11.25341=16.023235QB=-0.19KNQB=16.023+0.19-11.25=4.963KNM1=4.963235=1166.305NmM总= =1581.5353Nmd轴承左端受力 N左总= N左总=6.196-4.575=1.621KN 轴承右端受力N右总=N右总=02.2.1.4当挂四档时，轴的计算N1373=4.42341+2765.06N1=7.78KN N2=4.42+5.06-7.78=1.7KNM1max=7.7832=248.96NmM2max=1.7276=467.8Nm 弯矩Ma373+414.

38、87=425Ma=0.0273Nm Mb=-0.0273Nm所以PB=425-0.02732.76=417.4QA373+11.25341=27612.816QA=-0.80KNQB=0.80KNM1=0.8276=221.27NmM总= = 889.3Nmd轴承左端受力 N左总=N左总=5.4-4.575=0.825KN轴承右端受力 N右总= N右总=02.2.2第二轴的计算2.2.2.1当挂一档时，轴的计算 N1323=12.33680 N1=3.52KNN2=8.81KNM1max=8.8180=704.9NmQA323=33.8980QA=8.390KNQB=25.5KNM1=25.5

39、80=2039.7NmM总= =4381.2Nmd2.2.2.4挂上二档时，轴的计算： N1323=1059.13 N1=2.96KN N2=6.16KNMA=1056.16=646.8NmM1280+1067.2M1=-3.30M2=3.30MA=1067.2-3.30105=720.3QA1600NmQB=15.233M总=3047.2Nmd2.2.2.3当挂三档时，轴的计算：N1323=1746.253所以N1=3.368KNN2=6.253-3.368=2.885KNMA=501.9NmM1323+488。265=0M1=-1.5132Nm M2=1.5132NmMa=1.513217

40、4NmPA323=16.023174PA=8.62KNPB=7.38KNM=1284.3Nm所以M总= =1957.65Nm所以d36.81mm2.2.2.4当挂四档时，轴的计算：N1323=5.06212所以N1=3.32KN，N2=1.74KNMA=1.74212=368.6NmM1323=354.2M1=1.097Nm；M2=1.097NmMA=354.2-1.097212所以M总= =925.988Nmd四、轴承的选择及校核1 变速器轴承型式的选择变速器轴承多采用滚动轴承：向心球轴承、向心圆柱滚子轴承，变速器的轴承通常根据接选定，再验算其寿命。2轴承的计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度Vmax行驶至大修前的总行程来计算，取S=km，Vmax=200km/h 则每个档位计算轴承的当量循环次