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黑龍江工程學院
第一章 基本數(shù)據(jù)選擇
1.1設計初始數(shù)據(jù)：（方案二）
學號：26；
最高車速：=110-26=84Km/h；
發(fā)動機功率：=66-26/2=53KW；
轉(zhuǎn)矩：=210-26×3/2=171Nm；
總質(zhì)量：ma=4100-26×2=4048Kg；
轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：nT=2100r/min；
車輪：R16（選205/55R16） ；
r≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm。
1.1.1 變速器各擋傳動比的確定
初選傳動比：
設五擋為直接擋，則=1
= 0.377
式中： —最高車速
—發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速
—車輪半徑
—變速器最小傳動比
—主減速器傳動比
/ =1.4～2.0 即=（1.4～2.0）×2100=2940～4200r/min
取=3500r/min
=9549× （式中=1.1～1.3，取=1.2）
所以，=9549×=3255.6～3847.5r/min
=0.377×=0.377×=4.963
雙曲面主減速器，當≤6時，取=90%，?6時，=85%。
輕型商用車在5.0~8.0范圍，
=96%， =×=90%×96%=86.4%
最大傳動比的選擇：
①滿足最大爬坡度。
根據(jù)汽車行駛方程式
（1.1）
汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為
（1.2）
即，
式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=4840×9.8=47432N；
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=171N.m；
—主減速器傳動比，=4.963；
—傳動系效率，=86.4%；
—車輪半徑，=0.316m；
—滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.02；
—爬坡度，取=16.7°
=5.24
②滿足附著條件。
·φ
在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75
即≤=7.692
由①②得5.24≤≤7.692；
又因為輕型商用車=5.0~8.0；
所以，取=6.0 。
其他各擋傳動比的確定：
按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系：
式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：
，，，
==1.565
所以其他各擋傳動比為：
==3.833，==2.449，==1.565
1.1.2 中心距A
初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式
（1.3）
式中：—變速器中心距（mm）；
—中心距系數(shù)，乘用車：=8.9～9.3，商用車：=8.6～9.6，取9.0 ；
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；
—變速器一擋傳動比，=6.0 ；
—變速器傳動效率，取96% ；
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=171N.m 。
則，
=
=85.567～95.516（mm）
初選中心距=90mm。
1.2 齒輪參數(shù)
1、模數(shù)
對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。
嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。
表1.2.1 汽車變速器齒輪法向模數(shù)
車型
乘用車的發(fā)動機排量V/L
貨車的最大總質(zhì)量/t
1.0＞V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14.0
＞14.0
模數(shù)/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50～6.00
表1.2.2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)
一系列
1.00
1.25
1.5
2.00
2.50
3.00
4.00
5.00
6.00
二系列
1.75
2.25
2.75
（3.25）
3.50
（3.75）
4.50
5.50
—
根據(jù)表1.2.1及1.2.2，齒輪的模數(shù)定為4.0mm。
2、壓力角
理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。3、螺旋角
實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪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(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。
貨車變速器螺旋角：18°～26°
初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24°，其余擋斜齒輪螺旋角24°。
4、齒寬
直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0；
斜齒，取為6.0～8.5，取7.0。
采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取4mm。
5、齒頂高系數(shù)
在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。
1.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配
圖1.3.1變速器傳動示意圖
如圖1.3.1所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。
1、 確定一擋齒輪的齒數(shù)
中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12~17之間選用，最小為12~14，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。
一擋傳動比為 （1.4）
為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，
斜齒 （1.5）
==41.72取整為43
即=-=43-13=30
2、對中心距進行修正
因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
==92.75mm取整為A=94mm。
對一擋齒輪進行角度變位：
端面嚙合角 ： tan=tan/cos
=21.437°
嚙合角 ： cos==0.919
=23.27°
變位系數(shù)之和
=1.59
計算精確值：A=
一擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =4×30/cos23.81°=131.15mm
=4×13/cos23.81°=56.83mm
齒頂高 =2.152mm
=1.952mm
式中：=（94-92.77）/4=0.308
=1.59-0.308=1.282
齒根高 =1.72mm
=1.92mm
齒全高 =3.872mm
齒頂圓直徑 =135.45mm
=60.73mm
齒根圓直徑 ==127.71mm
=52.99mm
當量齒數(shù) =39.175
=16.976
3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)
由式（1.3）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比
（1.6）
==2.60
常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即
（1.7）
=
=42.94
由式（1.6）、（1.7）得=11.93，=31.01取整為=12，=31，則：
==5.96≈=6.0
對常嚙合齒輪進行角度變位：
理論中心距 ==94.092mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.724°
端面嚙合角 =
變位系數(shù)之和
=
=－0.059
查變位系數(shù)線圖得：
計算精確值：A=
常嚙合齒輪數(shù)：
分度圓直徑 =52.46mm
=135.52mm
齒頂高 =（1+0.31-）×4=6.472mm
=（1-0.369-）×4=3.992mm
式中：=（94-92.77）/4=0.308
=-0.059-0.308= -0.367
齒根高 =（1+0.25-0.31）×4=3.76mm
=（1+0.25+0.369）×4=6.476mm
齒全高 =10.468mm
齒頂圓直徑 =65.364mm
=143.504mm
齒根圓直徑 =44.94mm
=122.568mm
當量齒數(shù) =15.670
=40.480
4、確定其他各擋的齒數(shù)
（1）二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=24°
（1.8）
==1.484
（1.9）
==42.94
由式（1.8）、（1.9）得=25.65，=17.29取整為=26，=17
則，==3.951≈=3.833
對二擋齒輪進行角度變位：
理論中心距 =94.09mm
端面壓力角 tan=tan/cos
=21.71°
端面嚙合角 =
變位系數(shù)之和
=0.13
=0.18 =－0.05
求的精確值： =23.81°
二擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =113.66mm
=74.32mm
齒頂高 =3.19mm
=4.11mm
式中：=-0.0225
=0.1525
齒根高 =5.2mm
=4.28mm
齒全高 =8.39mm
齒頂圓直徑 =120.04mm
=82.54mm
齒根圓直徑 =103.26mm
=65.76mm
當量齒數(shù) =33.95
=22.20
（2）三擋齒輪為斜齒輪，初選=20°
（1.10）
=
=0.948
（3.11）
由式（3.10）、（3.11）得=21.494，=22.672
取整=21，=23
=
=2.359≈=2.449
對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋?
理論中心距 =93.65mm
端面壓力角 tan=tan/cos=0.387
=21.137°
端面嚙合角 ==0.929
變位系數(shù)之和
=0.478
=0.3 =0.478-0.3=0.178
求的精確值： =20.58°
三擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =89.744mm
=98.291mm
齒頂高 =3.636mm
=3.148mm
式中：=0.0875
=0.391
齒根高 =3.8mm
=4.288mm
齒全高 =7.436mm
齒頂圓直徑 =97.016mm
=104.587mm
齒根圓直徑 =82.144mm
=89.715mm
當量齒數(shù) =25.579
=28.015
（3）四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=24°
（1.12）
=
=0.606
（1.13）
由（1.12）、（1.13）得=16.20，=27.74，
取整=16，=27
則：
=
=1.531≈=1.565
對四擋齒輪進行角度變位：
理論中心距 =94.09mm
端面壓力角 tan=tan/cos=0.398
=21.713°
端面嚙合角 ==0.930
變位系數(shù)之和
=-0.12
=0.2 =-0.12-0.2=-0.32
求螺旋角的精確值： =23.81°
四擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =69.945mm
=118.033mm
齒頂高 =5.19mm
=3.11mm
式中：=-0.0225
=-0.0975
齒根高 =4.2mm
=6.28mm
齒全高 =9.39mm
齒頂圓直徑 =80.325mm
=124.253mm
齒根圓直徑 =61.545mm
=105.473mm
當量齒數(shù) =20.893
=35.257
5、確定倒擋齒輪齒數(shù)
倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=11，則：
=
=64mm
為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為
=2×94－4×(11+2)－1
=135mm
=－2
=31.75
為了保證齒輪10和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取=31
計算倒擋軸和第二軸的中心距
=
=106mm
計算倒擋傳動比
=
=7.28
倒擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =31×4=124 mm
11×4=44 mm
21×4=84 mm
齒頂高 4.92 mm
= 4.92 mm
=3.08 mm
齒根高 =4.08 mm
=4.08 mm
=5.92 mm
齒全高 =9 mm
齒頂圓直徑 =133.84mm
=53.84mm
=90.16mm
齒根圓直徑 =115.84 mm
=35.84 mm
=72.16 mm
1.4 本章小結(jié)
本章首先根據(jù)所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。
第2章 齒輪校核
2.1 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30～50HBS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
變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：
時滲碳層深度0.8～1.2
時滲碳層深度0.9～1.3
時滲碳層深度1.0～1.3
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48
對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。
對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒[13]。
2.2 計算各軸的轉(zhuǎn)矩
發(fā)動機最大扭矩為171N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。
Ι軸 ==171×98%×96%=160.88N.m
中間軸 ==160.88×96%×99%×31/12=394.99N.m
Ⅱ軸 一擋=394.99×0.96×0.99×30/13=866.31N.m
二擋=394.99×0.96×0.99×26/17=574.14N.m
三擋=394.99×0.96×0.99×21/23=342.76N.m
四擋=394.99×0.96×0.99×16/27=222.46N.m
五擋=394.99×0.96×0.99=375.40N.m
倒擋=394.99××31/11=1005.47N.m
2.3 輪齒強度計算
2.3.1 輪齒彎曲強度計算
1、倒檔直齒輪彎曲應力
圖2.1 齒形系數(shù)圖
（2.1）
式中：—彎曲應力（MPa）；
—計算載荷（N.mm）；
—應力集中系數(shù)，可近似取=1.65；
—摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；
—齒寬（mm）；
—模數(shù)；
—齒形系數(shù)，如圖2.1。
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。
計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力 ，，
=31，=11，=21，=0.134，=0.137，=0.136，=1005.47N.m，=394.99N.m
=495.07MPa<400～850MPa
=
=572.30MPa<400～850MPa
=
=557.45MPa<400～850MPa
2、斜齒輪彎曲應力
（2.2）
式中：—計算載荷（N·mm）；
—法向模數(shù)（mm）；
—齒數(shù)；
—斜齒輪螺旋角（°）；
—應力集中系數(shù)，=1.50；
—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得；
—齒寬系數(shù)=7.0
—重合度影響系數(shù)，=2.0。
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。
（1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ，
=30，=13，=0.186，=0.187，=866.31N.m，=394.99N.m，=23.81°，，，=7.0
=
=151.46MPa<100～250MPa
=
=158.51MPa<100～250MPa
（2）計算二擋齒輪7，8的彎曲應力
=26，=17，=0.142，=0.145，=574.14N.m，=394.99N.m，=22°，，，=7.0
=
=151.71MPa<100～250MPa
=
=156.34MPa<100～250MPa
（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力
=21，=23，=0.126，=0.148，=342.76N.m，=394.99N.m，=20.58°，=7.0
=
=129.31MPa<100～250MPa
=
=115.84MPa<100～250MPa
（4）計算四擋齒輪3，4的彎曲應力
=16，=27，=0.11，=0.126，=222.46N.m，=394.99N.m，=23.81°，=7.0
=
=123.31MPa<100～250MPa
=
=113.27MPa<100～250MPa
（5）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應力
=12，=31，=0.148，=0.128，=168.88N.m，=394.99N.m，=23.81°，=6.0
=
=108.23MPa<100～250MPa
=
=113.30MPa<100～250MPa
2.3.2 輪齒接觸應力σj
（4.3）
式中：—輪齒的接觸應力（MPa）；
—計算載荷（N.mm）；
—節(jié)圓直徑(mm)；
—節(jié)點處壓力角（°），—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(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；
、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表2.1。
彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×4=28mm
表2.1 變速器齒輪的許用接觸應力
齒輪
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一擋和倒擋
1900～2000
950～1000
常嚙合齒輪和高擋
1300～1400
650～700
（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力
=866.31N.m，=394.99N.m
=2×94/（2.31+1）=56.80mm，
=2.31×56.80=131.21mm
=11.60mm
=26.81mm
=
=1104.38MPa<1900～2000MPa
=
=1133.40MPa<1900～2000MPa
（2）計算二擋齒輪7，8的接觸應力
=574.14N.m，=394.99N.m
=2×94/（1.53+1）=74.31mm，
=1.53×74.31=113.70mm
=15.18mm
=23.23mm
=
=907.00MPa<1900～2000MPa
=
=930.57MPa<1300～1400MPa
（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力
=342.76N.m，=394.99N.m
=2×94/（1.095+1）=89.74mm，
=98.27mm
=17.51mm
=19.17mm
=
=806.12MPa<1300～1400MPa
=
=905.66MPa<1300～1400MPa
（4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力
=222.46N.m，=394.99N.m
=2×94/（1.69+1）=69.89mm，
=1.69×69.89=118.11mm
=24.13mm
=14.28mm
=
=786.63MPa<1300～1400MPa
=
=800.97MPa<1300～1400MPa
（5）常嚙合齒輪1，2的接觸應力
=168.88N.m，=394.99N.m
=2×94/（2.58+1）=52.51mm，
=135.49mm
=10.73mm
=27.68mm
=
=851.68MPa<1300～1400MPa
=
=809.85MPa<1300～1400MPa
（6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應力
=1005.47N.m，=394.99N.m
，
=8.88mm
=14.38mm
=21.87mm
=
=1113.50MPa<1900～2000MPa
=
=1377.18MPa<1900～2000MPa
=
=860.54MPa<1900～2000MPa
2.4 計算各擋齒輪的受力
（1）一擋齒輪9，10的受力
=131.15mm，=56.83mm
=866.31N·m, =394.99N·m
N
（2）二擋齒輪7，8的圓周力、
mm，mm
=574.14N·m, =394.99N·m
（3）三擋齒輪5，6的圓周力、
mm，mm
=42.76N.m, =394.99N.m
=20.58°
（4）四擋齒輪3，4的圓周力、
mm，mm
=222.46N.m,=394.99N.m
（5）五擋齒輪1，2的圓周力、
mm，mm
==160.88N.m,=394.99N.m
=23.81°
（6）倒擋齒輪11，12的受力
mm，mm
=878.23N.m,=394.99N.m
2.5 本章小結(jié)
本章首先簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計算輪齒的彎曲應力和接觸應力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進行校核做準備。
第3章 軸及軸上支承件的校核
3.1 軸的工藝要求
倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。
對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。
對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。
對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。
3.2 軸的強度計算
3.2.1 初選軸的直徑
在已知中間軸式變速器中心距時，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：
對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。
第一軸花鍵部分直徑（mm）：
（3.1）
式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6；
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。
第一軸花鍵部分直徑=22.20～25.53mm取26mm；第二軸最大直徑=42.3~56.4mm取60mm；中間軸最大直徑=42.3～56.4mm取40mm
第二軸支撐間長度：；中間軸支撐間長度：；第一軸支撐間長度：。
d35
d34
d33
d32
d24
d25
d23
d22
d21
d31
d31
圖3.1 軸的尺寸圖
3.2.2 軸的強度驗算
1、軸的剛度驗算
軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（3.2）、（3.3）、（3.4）計算
（5.2）
（5.3）
（5.4）
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），=2.06×105MPa；
—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(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.002rad。
a
b
L
δ
Fr
（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，
可以不必計算
（2）二軸的剛度
一檔時
N，N
50mm，，mm mm
=0.031mm
=0.079
=-0.00019rad0.002rad
二檔時
N，N
mm，，mm mm
=0.033mm
=0.089
=-0.000019rad0.002rad
三檔時
N，N
mm，，mm mm
=0.046mm
=0.120
=0.00028rad0.002rad
四檔時
N，N
mm，，mm mm
=0.029mm
=0.073
=0.0004rad0.002rad
倒檔時
N，N
mm，，mm mm
=0.015mm
=0.042
=-0.00039rad0.002rad
（3）中間軸剛度
a
b
L
δ
Fr
一檔時
N，N
mm，，mm mm
=0.029mm
=0.073
=0.00019rad0.002rad
四檔時
N，N
mm，，mm mm
=0.012mm
=0.031
=0.0002rad0.002rad
五檔時
N，N
mm，，mm mm
=0.0029mm
=0.0082
=0.00029rad0.002rad
倒檔時
N，N
mm，，mm mm
=0.016mm
=0.043
=-0.0006rad0.002rad
2、軸的強度計算
（1）二軸的強度校核
RVA
RHB
RHA
RVB
Fa9
Fr9
Ft9
RHA
Ft9
RHB
L2
L1=202
L
RVA
RVB
Fr9
M
MHc=821727.92Nmm
Mvc左=54138.02Nmm
Mvc右=448270.44Nmm
T31=8663001Nmm
M=1151728.69Nmm
一檔時撓度最大，最危險，因此校核。
；；；
；；；；
1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩
+=
由以上兩式可得=4067.96N，=9143.02N，=821727.92N.mm
2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩
+=
由以上兩式可得=268.01N，=4987.71N，=54138.02N.mm，=448270.44N.mm
按第三強度理論得：
N.mm
（2）中間軸強度校核
；；；
；；；
； ；；
；；；
Fr2
Fr12
RHA
Ft2
RHB
L2
L1
L
Fr2
RVB
RVA
RHB
Fa2
Ft2
Ft12
RHA
Ft12
C
D
M
Fr12
RVB
RVA
L3
348496.92Nmm
397560.24Nmm
132314.49Nmm
68008.99Nmm
142135.77Nmm
394990Nmm
1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、
++=
+
由以上兩式可得=-13768.32N，=13468.48N，=-397560.24N.mm，=348496.92N.mm
2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、
+=+
由以上兩式可得=2355.29N，=5493.17N，=68008.99N.mm，=132314.49N.mm，=142135.77N.mm
按第三強度理論得：
N.mm
N.mm
3.3 軸承及軸承校核
3.3.1 一軸軸承校核
；；；
；；；。
RV2
RH2
RH1
RV1
Fa9
Fr9
Ft9
RH2
Ft9
RH1
L2
L1
L
RV2
RV1
Fr9
M
FS2
FS1
854641.53Nmm
56305.80Nmm
450437.61Nmm
866310Nmm
1、軸及軸承的校核
①由于工作轉(zhuǎn)速和軸頸的要求，初選一軸軸承型號為30208，正裝。
②一檔時傳遞的軸向力最大， N.mm
③求水平面內(nèi)支反力、和彎矩
+=
由以上兩式可得=9509.23N，=3701.75N，=854641.53N.mm
④求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、
+=
由以上兩式可得=5011.84N，=243.88N，=56305.80N.mm，=450437.61N.mm
按第三強度理論得：
N.mm
因此軸的強度足夠。
⑤校核軸承壽命
Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩
+=
由以上兩式可得=9509.23N，=3701.75N，=854641.53N.mm
Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6
Ⅲ）、軸向力和
由于
所以軸承2被放松，軸承1被壓緊
Ⅳ）、求當量動載荷
查機械設計課程設計得
徑向當量動載荷 ：
Ⅴ）、校核軸承壽命
預期壽命
，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。
=112623.46h＞=24000h合格
3.3.2.中間軸及軸承的校核
；；；
；；；；
； ；；
；；；；
L2
L
L3
Fr10
Fr2
Ft10
Fa2
RH4
Fa10
RH3
Ft2
Fs4
Fs3
RV4
RV3
Ft10
C
D
RH3
RH4
Ft2
L1
Fr12
M
Fr2
844380.69Nmm
47585.54Nmm
RVA
RVB
277416.46Nmm
545562.95Nmm
371637.35Nmm
103122.86Nmm
394990Nmm
①由于工作轉(zhuǎn)速和軸頸的要求，初選一軸軸承型號為30207，正裝。
②一檔時傳遞的軸向力最大， N.mm
③求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、
++=
由以上兩式可得=1647.98N，=-9719.49N，=47585.54N.mm ，=-844380.69N.mm
④求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、、、
+=
由以上兩式可得=3571.35N，=4277.84N，=103122.86N.mm，=277416.49N.mm ，=545562.95N.mm，=371637.35N.mm
按第三強度理論得：
N.mm
N.mm
因此軸的強度足夠。
⑤校核軸承壽命
Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、
++=
由以上兩式可得=1647.98N，=-9719.49N，
Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6
Ⅲ）、軸向力和
由于
所以軸承4被放松，軸承3被壓緊
Ⅳ）、求當量動載荷
查機械設計課程設計得
徑向當量動載荷
Ⅴ）、校核軸承壽命
預期壽命
=138040.97h＞=24000h合格
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