现代ix35汽车手动变速器设计163401.docx

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1、吉林大学珠海学院毕 业 论论 文现代ix335汽车手手动变速器器设计系 别： 专 业 名 称： 学 生 姓 名： 学 号： 指导教师姓姓名、职称称： 完成日期：20177年 月月 日吉林大学珠海学院毕业论文（设计）摘 要 对于汽车车变速器来来说，手动动型变速比比自动变速速器更难以以操作。但但是手动变变速器有着着它有自有有的优点，首首先手动变变速能传递递的效率比比较高，比比自动变速速器来说更更节约燃料料，在节约约燃料的同同时，还能能提供较好好的动力性性，在短时时间内有较较强的加速速能力。因因此本论文文研究了现现在ix335汽车的的手动变速速器，它应应用6档位位变速器，本本文对变速速器的基本本尺寸

2、进行行了大量的的计算，并并利用画图图的相关软软件对变速速器的装配配图进行相相应的绘制制。同时对对同步器的的尺寸和结结构也进行行了相应的的设计工作作。关键字：汽汽车 变速速器 三轴六挡挡 Abstrract Forr autto trransmmissiion,manuual ttype variiablee speeed aautommaticc traansmiissioon iss morre diifficcult to ooperaate.But therre arre maanuall traansmiissioon haas itts owwn addvanttagess,the

3、firsst maanuall traansmiissioon caan trransffer eefficcienccy iss higgher， morre fuuel eeconoomy tthan for autoomatiic trransmmissiion, at the samee timme off savving fuell， alsso caan prrovidde goood ppowerr perrformmancee,has stroong aabiliity oof accceleeratiion iin a shorrt tiime. So tthis thess

4、is sstudiied tthe iix35 now car manuual ttranssmisssion, it appllies 6 geear ttranssmisssion,in tthis papeer,the basiic diimenssionss of trannsmisssionn forr a llargee amoount of ccalcuulatiion, andd usee of drawwing softtwaree of trannsmisssionn asssemblly drrawinng acccorddinglly. AAt thhe saame t

5、time on tthe ssize and struucturre off thee synnchroonizeer annd thhe coorresspondding desiign wwork.Key wwordss:Carr Geaarboxx Threee-axxisSiix-sppeed；目录摘 要IAbstrractII1 绪 论11.1 概概述11.2 研研究背景及及意义21.3 设设计要求32 变速速器主要参参数的选择择42.1 传传动机构布布置方案分分析42.2 主主要参数的的选择72.2.11 档数72.2.22 传动比比范围72.2.33 变速器器各档传动动比的确定定

6、82.2.44 中心距距的选择112.2.55 变速器器的外形尺尺寸122.2.66 齿轮参参数的选择择122.3 各各档齿轮齿齿数的分配配及传动比比的计算142.4 变变速器齿轮轮的变位及及齿轮螺旋旋角的调整整182.5本章章小结203 变速器器齿轮强度度校核203.1变速速器齿轮弯弯曲强度校校核203.2 轮轮齿接触应应力校核223.3 倒倒档齿轮的的校核253.4本章章小结264 轴的的及轴上零零件的设计计与选择264.1 初初选轴的直直径264.2 轴轴的强度验验算284.2.11 轴的刚刚度计算28 4.22.2 轴轴的强度计计算334.3 轴轴承选择与与寿命计算算374.3.11

7、输入轴轴轴承的选选择与寿命命计算374.3.22 输出轴轴轴承的选选择与寿命命计算394.4本章章小结415 变速速器同步器器及结构元元件设计415.1 同同步器锁销销的设计415.2 同同步器齿套套的设计425.3 变变速器壳体体435.4 本本章小结44结 论45参考文献46致谢448IV1 绪 论 1.1 概述述汽车已经进进入了千家家万户，已已经成为人人们日常生生活中不可可或缺的一一部分。汽汽车可以给给我们不同同速度体验验，但是你你知道它是是怎样的让让汽车产生生不同的速速度。这些些问题的关关键都可以以联系到一一个重要的的组成部分分变速器器。接下来来我们要做做的就是设设计一个变变速器。汽汽

8、车手动变变速器，顾顾名思义，主主要是用来来改变汽车车的行驶速速度，以适适应不同道道路条件的的需要。这这只是它几几个作用中中的一个小小部分。接接下来我们们要了解一一下变速器器的作用。它它的功用有有以下几点点： 11.设置倒倒挡。这个个非常重要要，可以让让车倒退行行驶。这在在生活中用用的非常多多，倒车入入库等等都都得用到这这个功能。 22.设置空空档。空挡挡的主要作作用就是适适当的踩踏踏离合器，达达到汽车不不再对外进进行动力输输出，同时时汽车不至至于熄火，以以便能使汽汽车快速起起步。3. 能改变车速速。我们在在开车的过过程中对汽汽车的速度度有不同的的要求，有有了变速器器就可以达达到目的。 现如如今

9、汽车上上所使用的的变速器普遍遍具有两个个特点：（11）.转矩矩变化范围围小，（22）.转速速高。这并并不适应汽汽车在行驶驶时的实际际状况。如如果将驱动动桥直接与与发动机连连接在一起起，首先便便会出现由由于发动机机的转矩小小，不足以以克服汽车车在行驶时时所产生的的阻力，使使得汽车根根本无法起起步的情况况；其次即即便汽车行行驶起来，也也会出现车车速太高，甚甚至无法驾驾控的情况况。所以必必须对发动动机的转矩矩和转速特特性进行改改造，使发发动机的转转矩增大、转转速下降以以适应汽车车实际行驶驶的要求。因因此，车用用变速箱和和主减速器器就出现了了。 从从改善燃油油经济性出出发，驾驶驶员可以根根据驾驶时时的

10、实际情情况，对变变速器的档档位进行改改变，从而而实现降低低燃油消耗耗的目的。 “十一五”期间，汽汽车产业发发展尤为迅迅猛，私人人汽车保有有量翻了将将近三倍，中中国已经成成为世界最最大的汽车车生产国和和消费国之之一。汽车车作为一个个在各个方方面都能影影响到居民民生产和生生活的用品品，它的经经济性、动动力性、通通过性和操操纵方式中中的任何一一项产生突突破，对于于整个汽车车行业都是是一次巨大大的改革。 1.2 研究究背景及意意义最近几十年年以来，汽汽车技术得得到了高速速的发展，许许多新的技技术在汽车车领域得到到了广泛的的应用，汽汽车技术也也可以站在在科技的前前沿，现在在也可以通通过看一个个国家的汽汽

11、车行业也也能够看出出这个国家家在机械等等一系列领领域的发展展，尤其是是对于汽车车的制造和和汽车的销销售来说，无无不彰显了了本国的科科学技术水水平和经济济水平。 根根据相关资资料的显示示，中国的的汽车市场场前景还是是相当广阔阔的，随着着改革的深深入，人们们的收入在在逐渐的增增加，人们们对车的期期望也越来来越高。从从当初的每每户每家一一辆摩托车车逐渐变为为每户一部部小轿车。中中国的汽车车市场在今今后几年的的发展的会会越来越好好，市场对对汽车的需需求量会逐逐渐增加。汽车出于刚刚起步的状状态时，需需要一个较较低的转速速，能够使使汽车顺利利起步；当当汽车达到到一定的速速度的时候候，这就需需要高转速速继续

12、使汽汽车快速前前进。我们们可以通过过换挡来改改变传动比比，这可以改改变转矩就就可以达到到我们的要要求。组成整个个汽车需要要大量的总总成和零件件，汽车变变速器就是是重要零部部件之一，他他对汽车的的行驶性能能产生重要要的影响，甚甚至关乎人人们的生命命安全。 如果一辆辆汽车上安安装一台运运转不好的的变速器，在在工作的时时候会发出出噪声，让让驾驶者心心里会产生生不愉快的的感觉，并并且产生一一系列的负负面影响。为了能够满满足学院对对于学生毕毕业设计的的要求，我我花费了大大量的时间间进行变速速器文献的的阅读工作作，同时复复习了机械械设计、机机械制图的的相关知识识，这对我我进行手动动变速器的的设计工作作奠定

13、了夯夯实的基础础。在设计计变速器是是虽然枯燥燥乏味，但但是却让我我认识到设设计对于一一个设计者者的重要性性，应该努努力认真的的对待它。 1.3 设计计要求本次设计是是以现代iix35变变速器为例例，得到与与变速器设设计的相关关数据：车型：现代代ix3552015款 2.0L手动动两驱舒适适型发动机：22.0L 1188kw车身尺寸：长宽高=4422018201660轴距：26640mm最小离地间间隙：1770mm最高车速：190Km/h车重：13398Kgg行李厢容积积：4655L2 变速速器主要参参数的选择择 2.1 传动动机构布置置方案分析析在汽车构造造中讲到，汽汽车变速器器的形式大大体可

14、以分分为两大类类：两轴式式汽车变速速器和三轴轴式汽车变变速器。每每一种变速速器类型有有着各自的的优点和缺缺点。其中中两轴式的的汽车变速速器广泛应应用在汽车车发动机处处于前置的的条件下。对对于这一种种汽车变速速器有很多多优点，比比如： 11.相对于于三轴变速速器来说，这这种变速器器类型少了了中间轴，相相应的轴承承数量也有有所减少。2.由于这这种变速器器少了相应应的部件，结结构比较简简单，维修修也变得更更加容易。 33.尺寸小小，便于在在车内的安安装。 44.由于这这种变速器器比三轴式式的变速器器少了中间间轴，这样样减少了零零部件功率率的损失，能能有效的提提高汽车零零部件的功功率。在由由于零件较较

15、少，噪声声相对较小小。任何事物都都有相对性性，这款变变速器也一一样，它也也存在一定定的缺点：由于没有有中间轴，造造成了齿轮轮与轴承需需要承受过过大的载荷荷，容易造造成轴承与与齿轮的损损坏。它的特点是是：输入轴轴与输出轴轴设计在一一条水平线线上，但是是它们不是是连接在一一起的，需需要通过结结合套使它它们连接起起来，构成成了直接挡挡。适当的增加加汽车的档档位也会给给汽车带来来很多的优优点，例如如：1.适当的的增加汽车车的档位，可可以降低燃燃油的消耗耗率，也会会增加开车车人员的愉愉悦性。 22.降低了了工作时的的噪声，延延长使用寿寿命。不过，增加加挡数同样也会会带来一些些缺点： 11.增加了了变速箱

16、的的整体质量量。 22.轴向尺尺寸增大。3.成本提提高，操作作复杂。根据上面的的内容，我我们要对变变速器进行行认真的选选择，本次次设计的车车类型是现现代ix335，属于于suv类类型。相对对于两轴变变速器来说说，在suuv上广泛泛应用于三三轴汽车变变速器。因因此，我们们所研究的的现代ixx35汽车车采用三轴轴式变速器器，它能有有效的提高高汽车的行行驶速度。图21 两轴式变变速器的传传动方案综上所述，由由于此次设设计的ixx35手动动变速器是是SUV变变速器，驱驱动形式属属于发动机机前置前轮轮驱动，且且可布置变变速器的空空间较小，对对变速器的的要求较高高，要求运运行噪声小小，设计车车速高，选选择

17、6档变速器器。 2.2 主要要参数的选选择 2.2.1 档档数近年来，为为了降低油油耗，变速速器的档数数有增加的的趋势。目目前，乘用用车一般用用46个档位的的变速器。发发动机排量量大的乘用用车变速器器多用6个档。商商用车变速速器采用446个档或多多档。载质质量在2.03.5t的货货车采用五五档变速器器，载质量量在4.008.00t的货车车采用五档档变速器。多多档变速器器多用于总总质量大些些的货车和和越野汽车车上。档数选择的的要求：（1）相邻邻档位之间间的传动比比比值在11.8以下下。（2）高档档区相邻档档位之间的的传动比比比值要比低低档区相邻邻档位之间间的比值小小。 因此，本次次设计的SSUV

18、变速速器为6档变速器器。 2.2.2 传传动比范围围我们所说的的变速器的传动比范范围也就是是指汽车变变速器的最最高档位与与最低档位位的比值大大小。截止止到现在来来看，轿车车的传动比比范围相对对较小，大大概范围是是3.04.5，轻型商用车、suv的传动比范围在5.08.0之间，重型商用车传动比范围会更大一些。本设计最高高档传动比比为0.778。 2.2.3 变变速器各档档传动比的的确定1、主减速速器传动比比的确定汽车发动机机的转动速速度和汽车车发动机提提供动力所所产生的行行驶速度有有一定的关关系，关系系如下列公公式所示： （22-1）式中 汽车行驶驶速度（kkm/h）； 发动动机转速（rr/mi

19、nn）； 车轮轮滚动半径径（m）； 变速速器传动比比； 主减减速器传动动比。已知：最高高车速=190 kkm/h；最高档为为超速档，传传动比=00.78；我们可以以根据汽车车车轮的滚动行驶半径知道，用用以确定汽汽车轮胎的规格为215/65 RR16为，因因此可以计计算得到： 发动机转速速=60000（r/min）；由以上公式（2-1）可以计计算出主动动减速器的的传动比，如如下：2、最低档档传动比计计算用公式表示示如下： （22-2）式中 G 车辆总重重量(N)；发动机机最大扭矩矩(Nm)； 主主减速器传传动比； 变变速器传动动比； 为为传动效率率（0.8850.9）；R 车轮滚滚动半径 最大爬

20、爬坡度（一一般情况下下，SUVV的爬坡度度要20，我们可以以取值为）由公式（22-2）得得： （2-3）已知：m=13988kg；r=00.3433m；g=99.8m/s2；，把把以上数据据代入（33-3）式式：满足不产生生滑转条件件。公式表表示如下： （2-4）已知：前轮轮轴荷kgg；取0.6，把数数据代入（2-4）式得：所以，一档档转动比的的选择范围围是：初选一档传传动比为22.6。3、变速器器各档速比比的配置变速器的各各个档位传传动比的配配置需要等等比数列进进行求值： 2.22.4 中中心距的选选择初选中心距距可根据经经验公式计计算： （2-5）式中 A 变速器器中心距（mmm）；中心距

21、距系数，乘乘用车=88.999.3；发动机机最大输出出转距为1184（NNm）；变速器器一档传动动比为2.6；变速器器传动效率率，取966%。（8.99.3）=（8.99.3）7.715=68.6771.75mm一般suvv汽车的中中心距可以以在6080mmm范围内变变化取值。我们初取中间值值A=700mm。 2.2.5 变变速器的外外形尺寸现在ix335变速器器的外形尺尺寸可以根根据以下公公式计算：mm初选长度为为230mmm。 22.2.6 齿齿轮参数的的选择1、模数 汽车车变速器模模数的选取取要有一定定的要求，如如下所示： （11）选小点点的模数，同同时把齿宽宽选大点，这这样做可以以降噪

22、。 （22）与之相相反，如果果我们选取取的模数值值较大，就就应当适当当降低齿宽宽，已达到到质量上的的统一。表21 汽车变速速器齿轮的的法向模数数车 型乘用车的发发动机排量量V/L货车的最大大总质量/t1.0VV1.661.6VV2.556.014模数/mmm2.252.7552.753.0003.504.5004.506.000根据汽车变变速器齿轮轮法向模数数表可选，由于斜齿轮能很好的降低噪声的产生，也能避免多度的振动，因此现代ix35采用斜齿轮设计。2、压力角角在国内外来来说，汽车车的压力角角也有着相相应的规定定。一般情情况下，压压力角取值值是20。为了满足足国家标准准和达到制制造工艺的的要

23、求本变变速器为了了加工方便便，所有的的压力角均均选取200。3、螺旋角角有人专门做做了大量的的试验，得得到的结论论就是：汽汽车变速器器的齿轮螺螺旋角会受受到一定因因素的影响响，影响最最大的因素素是齿轮的的齿数。变变速器的螺螺旋角和齿齿数成正比比例变化，但但当螺旋角角达到300这个顶峰峰数值后，齿齿的强度和和螺旋角成成反比例变变化。从实实验中可得得到的结论论是：要选选取适当的的齿数，这这样才能更更好的满足足螺旋角的的需要。本设计初选选螺旋角全全部为222。4、齿宽在模数要求求中已经讲讲到，我们们所选取的的齿轮大小小，要根据据所选取的的模数来确确定，如果果选取的模模数较大，就就适当降低低齿宽，如如

24、果模数较较小，就适适当加大齿齿轮的数值值。斜齿，取为为6.08.5，取取7.8mm5、齿顶高高系数无论是在国国内还是在在国内，齿齿顶高系数数都有着统统一的标准准，也就是是齿顶高取取值为1.00。这这样做可以以有效的降降噪和改善善齿根强度度。本设计计取为1.00。 2.3 各档档齿轮齿数数的分配及及传动比的的计算（1）一档档齿数及传传动比的确确定一档传动比比为：取整得433。乘用车车车可在12217之之间选取，取取12，则则。则一档传动动比为：（2）对中中心距A进进行修正取整得mmm，为标准准中心距。中心距调整整后取则（3）二档档齿数及传传动比的确确定 （2-6） （2-7）已知：=770mm，

25、=2.047，=3.0，；将所得到的数据代入（2-6）、（2-7）两个公式，整理可得到：，所以二档传动比为：（4）三档档齿数及传传动比的确确定 （2-8） （2-9）已知：=770mm，=1.612，=3.0，；将所得到的数据代入（2-8）、（2-9）两个公式，整理可得到：，所以三档传动比为：（5）四档档齿数及传传动比的确确定 （2-10） （2-11）已知：=770mm，=1.269，=3.0，；将所得到的数据代入（2-10）、（2-11）两个公式，整理可得到：，所以四档传动比为：（6）五档档齿数及传传动比的确确定 （2-10） （2-11）已知：=770mm，=0.999，=3.0，；将数

26、据代入（2-10）、（2-11）两式，整理可得到：，所以五档传动比为：（6）计六六档齿数及及传动比的的确定 （22-10） （2-11）已知：=770mm，=0.78，=3.0，；将上述得到的数据代入（2-10）、（2-11）两式，整理可得到：，所以六档传动比为：（8）倒档档齿数及传传动比的确确定在倒档轴上上我们选取取的倒挡齿齿轮的齿数为=223，输入入轴齿轮的的齿数=111，这样可可以达到下下面这个公公式的要求求： （22-12）已知：，将这三个个数据代入入（2-14）公公式中，由于齿数必须为为整数，计算得到到：，则倒档档传动比为为：输入轴和倒倒档轴的距离可以确确定为：mm 取输出轴与倒倒档

27、轴的距距离可以确确定为：mm 取 2.4 变速速器齿轮的的变位及齿齿轮螺旋角角的调整采用变位齿齿轮的原因因：配凑中中心距；提提高齿轮的的强度和使使用寿命；降低齿轮轮的啮合噪噪声。本次设计螺螺旋角定为为：一档至至六档，倒档根据设计手手册及相关关图表得：一档齿轮的的变位当 A00=70 Z11=12 Z2=31时，查查得总变位位系数X=0.5222 变位位系数分配配为X1=0.3324 X2=0.1198二档齿轮的的变位 当 A00=70 ZZ3=15 ZZ4=31时，查查得总变位位系数X=0.5222 变位系系数分配为为X3=0.3311 X4=0.2211三档齿轮的的变位当 A00=70 Z5

28、=17 Z6=28 时，查查得总变位位系数X=0.5222变位系数分分配为X55=0.2296 X6=0.2226四档齿轮的的变位当 A00=70 Z7=19 Z8=25 时，查查得总变位位系数X=0.5222变位系数分分配为X77=0.2270 X8=0.2252五档齿轮的的变位当 A00=70 Z9=222 Z10=21 时，查查得总变位位系数X=0.5222变位系数分分配为X99=0.2234 X100=0.2288六档齿轮的的变位当 A00=70 Z11=24 Z12=19 时，查查得总变位位系数X=0.5222变位系数分分配为X111=0.221 XX12=0.3114倒档齿轮的的变

29、位汽车变速器器输入轴和倒档轴之之间：当 A00=46 Z13=11 ZZ14=23 时，查得得总变位系系数X=00.2000变位系数分分配为X113=0.117 X14=0.003汽车变速器器输出轴和倒档轴之之间： 当 AA0=80 Z14=23 Z115=30时，查查得总变位位系数X=0.112 变位系系数分配为为X14=0.03 X15=0.15 2.5本章小小结本章进行了了整个汽车车手动变速速器的设计计计算，对对整个变速速器的设计计做了大量量的工作。对对于各个档档位的传动动比，各个个档位的齿齿轮齿数已已经中心距距都做出了了相应的理理论解释，是是这个文章章的中心内内容，汽车车变速器的的绘图

30、工作作也要根据据这章节的的内容进行行相应的绘绘制。3 变速器器齿轮强度度校核 3.1变速器器齿轮弯曲曲强度校核核齿轮的弯曲曲强度校核核公式为： (3-1)式中 圆周力（NN），；计算载载荷（Nmm）；节圆直直径（mmm）， ，为法向向模数（mmm）；斜齿轮轮螺旋角；应力集集中系数，=1.50；齿面宽宽（mm）；法向齿齿距，； 齿形系系数，可以以按照当量量齿数在齿齿形系数图图31中查查得；重合度度影响系数数，=2.0。图31 齿形系数数图将以上查到到和计算的的相关数据据带进公式（3-1），通通过计算可可以得到 (3-2)1、一档齿齿轮校核已知： NNmm；mm；XX1=0.324；，查齿形形系数

31、图331得：y=0.153，把把以上数据据代入(33-2)式式，得：MPa2、二档齿齿轮校核已知： NNmm；mm；XX3=0.311；，查齿形形系数图331得：y=0.157，把把以上数据据代入(33-2)式式，得： MPa其他各档位位齿轮的校校核同理，此此处不再一一一复述。 3.22 轮齿接接触应力校校核 （3-3）式中 轮齿接触触应力（MMPa）；齿面上上的法向力力（N），；圆周力力（N），；计算载载荷（Nmm）；为节圆直直径（mmm）；齿轮材材料的弹性性模量（MMPa）；齿轮接接触的实际际宽度（mmm）；、主从从动齿轮节节圆半径（mmm）。表31 齿轮允许许接触的应力大小齿轮/MPa渗

32、碳齿轮液体碳氮共共渗齿轮一档和倒档档1900-20000950-11000常啮合齿轮轮和高档齿齿轮1300-14000650-77001、一档齿齿轮接触应应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mmN将以上数据据代入（33-3）可可得：MPa2、二档齿齿轮接触应应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将将以上数据据代入（33-3）可可得：MPa其他各档位位校核同理理此处不再再一一复述述。以上所得到到的所有数数据，如接接触应力的的大小完全全小于齿轮轮允许接触触应力大小小的数值，所所以满足设设计内容的的要求。 3.3 倒档档齿轮的校校核1、齿轮根根部弯曲疲劳劳倒档输入齿齿轮：已

33、知：Nmm；mm；XX11=00.17；，查齿形形系数图331得：y=0.132，把把以上数据据代入(33-2)式式，得：MPa2、 齿轮表面疲疲劳许力 已知：Nmm；MPa；N同一档，将将以上数据据代入（33-3）可可得：MPa通过上述计计算可以得得出的结论论是，这两两个数值满满足设计内内容的要求求，可以予予以采用。 3.4本章小小结 本本章是以第第2章为基基础，继续续对变速器器的齿轮进进行相应的的校核强度度的计算，通通过计算可可知，我们们所设计的的零部件均均满足设计计的内容，可可以继续进进行以下工工作。4 轴的的及轴上零零件的设计计与选择 4.1 初选选轴的直径径输入轴，=0.1660.1

34、18；输出出轴，0.1800.21。输入轴上花花键直径（mmm）的选选取，可以以根据这个个公式进行行计算：式中 经验系数数，=4.04.6；发动机机最大转矩矩（N.mm）。输入轴花键键部分直径径：=21.449244.71mmm初选输入、输输出轴距离离=2700mm。根据公式55-1可以以得到轴的最最小直径： （44-1）式中 d轴的最最小直径（mmm）；轴的许许用剪应力力（MPaa）；P发动动机的最大大功率（kkw）；n发动动机的转速速（r/mmin）。将有关数据据代入（44-1）式式，得：mm所以，选择择轴的最小小直径为225mm。为了更好的的满足设计计工艺的相相关问题，我我们对变速速器的

35、轴径径进行初步步确定图41 输入轴各各部分尺寸寸图42 输出轴各各部分尺寸寸 4.2 轴的的强度验算算 4.2.1 轴的刚度度计算轴的刚度可可分别用下下式计算： （4-2） （4-3） （4-4）图43 变速器轴轴的挠度和和转角 式中 弹性模量量（MPaa），=22.1105 MPa；惯性矩矩（mm44），对于于实心轴，；、齿轮轮上的作用用力距支座座、的距离（mmm）；支座座间的距离离（mm）。轴的全挠度度为mm。轴允许值为为=0.0050.10mmm，=0.1000.15mmm。齿轮轮所在平面面的转角不不应超过00.0022rad。（1）变速速器输入轴轴与输出轴刚刚度的校核计算1）轴上受受力

36、分析一档工作时时：NNN输入轴的挠挠度和转角角的计算：已知：a=23mmm；b=2231.224mm；L=2554.244mm；dd=35.5mm，把把有关数据据代入（44-2）、（4-3）、（4-4）得到：mmmmmmrad输出轴的挠挠度和转角角的计算：已知：a=25.225mm；b=2331.244mm；LL=2566.49mmm；d=43mmm，把有关关数据代入入（4-2）、（4-3）、（4-4）得到：mmmmmmrad二档工作时时：NNN输入轴的挠挠度和转角角的计算：已知：a=76.774mm；b=1777.5mmm；L=254.24mmm；d=443.5mmm，把有有关数据代代入（4

37、-2）、（4-3）、（4-4）得到：mmmmmmrad输出轴的挠挠度和转角角的计算：已知：a=79mmm；b=1177.55mm；LL=2566.49mmm；d=40mmm，把有关关数据代入入（4-2）、（4-3）、（4-4）得到：mmmmmmrad 其其他各档位位工作时刚刚度校核计计算同理，此此处不再一一一复述。 4.2.2 轴的强度度计算当汽车手动动变速器挂在在1档位时时，我们对对输入轴进进行校核计计算：计算输入轴轴的支反力力：NNN已知：a=23mmm；b=2231.224mm；L=2554.244mm；dd=35.5mm，（1）垂直直面内支反反力对B点取距距：FAYY(a+bb)+Fa

38、a1*r11-Fr11*b=00代入得：FFAY=22623.567NN对A点取距距：FBYY(a+bb)-Faa1*r11-Fr11*a=00代入得：FFBY=5512.1173N（2）水平平面内的支支反力对B点取距距：FAXX(a+bb)-Ftt1*b=0 代入得：FFAX=77265.402NN对A点取距距：FBXX(a+bb)-Ftt1*b=0 代入得：FFBX=7722.6644N（3）计算算垂直面内内的弯矩轴上各点弯弯矩如图444所示示：图44输输入轴的弯弯矩图轴在转矩和和弯矩的同同时作用下下，其应力力为 (4-5)式中 （NN.m）；轴径（mmm）；抗弯截截面系数（mmm3）。将

39、数据代入入（4-5）式式，得：MPa在低档工作作时，4000MPaa，符合要要求。对输出轴校校核：计算输出轴轴的支反力力：齿轮受力如如下：NNN已知：a=25.225mm；b=2331.244mm；LL=2566.49mmm；d=43mmm轴上各点弯弯矩如图445所示示：（1）垂直直面内支反反力对B点取距距：FAYY(a+bb)+Faa2*r22-Fr22*b=00代入得：FFAY=33097.58N对A点取距距：FBYY(a+bb)-Faa2*r22-Fr22*a=00代入得：FFBY=338.166N（2）水平平面内的支支反力对B点取距距：FAXX(a+bb)-Ftt2*b=0 代入得：F

40、FAX=7786.669N对A点取距距：FBXX(a+bb)-Ftt2*b=0 代入得：FFBX=77357.39N图45 输出轴弯弯矩图把以上数据据代入（44-5），得得：MPa在低档工作作时，4000MPaa，符合要要求。 4.3 轴承承选择与寿寿命计算 4.3.1 输入轴轴轴承的选择择与寿命计计算根据机械设设计基础教教材轴承KN，KNN。（1）变速速器一档工工作时N，N轴承的径向向载荷：=28522.0633N；N轴承内部轴轴向力： 查机械设设计手册得得：Y=11.6NNN所以NN计算轴承当当量动载荷荷查机械设计计手册得到到，查机械设设计手册得得到；，查机械设设计手册得得到当量动载荷荷：NN为支反力。h表41 变速器各各档的相对对工作时间间或使用率率