三軸五檔變速器課程設(shè)計 中心距78 發(fā)動機功率64KW

機械變速器傳動機構(gòu)設(shè)計全套圖紙加扣?3012250582姓 名： 學 號： 系部名稱： 汽車工程系 班 級： 車輛B06-2班 指導老師： 職 稱： 目 錄第一章 變速器參數(shù)的確立 41.1 變速器各擋傳動比的確定 41.1.1 中心距A 61.2 齒輪參數(shù) 61.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配 8第2章 齒輪的校核 182.1 齒輪材料的選擇原則 182.2 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 18輪齒彎曲強度計算 194、輪齒接觸應(yīng)力σj 23第3章 軸及軸上支承聯(lián)接件的校核 293.1 軸的工藝要求 293.2 計算齒輪的受力，選擇一檔受力分析，進行軸的剛度和強度校核 293.3 軸的剛度計算 303.4 軸承校核 373.4.1軸承校核 377.7.2輸入軸軸承校核 383.5 中間軸軸承校核 39參考文獻 41初始數(shù)據(jù)：（方案二）學號：1最高車速：=110-2=108Km/h 發(fā)動機功率：=66-2=64KW 轉(zhuǎn)矩：=210-2×1=208Nm 總質(zhì)量：ma=4100-1×5=4095Kg轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：nT=2100r/min車輪：R16（選6.5R16RT） r≈R=360mm 第一章 變速器參數(shù)的確立1.1 變速器各擋傳動比的確定初選傳動比：設(shè)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=4200r/min=0.377×=0.377×=5.27雙曲面主減速器，當≤6時，取=90%，?6時，=85%。

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，=4095×9.8=40131N；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=208N.m；—主減速器傳動比，=5.27；—傳動系效率，=86.4%；—車輪半徑，=0.36m；—滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.02；—爬坡度，取=16.7°=4.58②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≤=6.68由①②得4.58≤≤6.68；所以，取=4.58 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：，，，==1.46所以其他各擋傳動比為：==2.14，==3.13，==1.461.1.1 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9.2 ；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；—變速器一擋傳動比，=4.58 ；—變速器傳動效率，取96% ；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=208N.m 。

則，==89.3（mm）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(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)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/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14.0＞14.0模數(shù)/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.00表1.2.2　汽車變速器常用齒輪模數(shù)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—根據(jù)表1.2.1及1.2.2，齒輪的模數(shù)定為3.5mm 2、壓力角理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(shè)計時，應(yīng)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(yīng)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(shè)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25，其余擋斜齒輪螺旋角18°4、齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取6.0；斜齒，取為6.0～8.5，取6.05、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)的分配如圖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(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)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=14一擋齒輪為斜齒輪。

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）==46.6取整后47即=-=47-14=332、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(yīng)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)90.75 取整后為90mm計算精確值：A= 對一擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos =21. 71° 嚙合角 ： cos==0.926 =22.076°式中：=（90-88.7）/3.5=0.06 cos=0.066變位系數(shù)之和 =0.09=0.09-0.066=0.0024 當量齒數(shù) =43.23 =18.34 查機械設(shè)計手冊小齒輪變位系數(shù)為，則大齒輪變位系為 一擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 3.5×33/ cos23.95°=126.06mm =3.5×13/ cos23.95°=53.48mm齒頂高 =2.296 =4.536 齒根高 =5.495 =3.255齒全高 =7.791齒頂圓直徑 =131.192mm =62.552mm齒根圓直徑 =114.16mm =46.97mm 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）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） ==47.001由式（1.6）、（1.7）得=15.64, 為=16=31，則：=≈=4.58對常嚙合齒輪進行角度變位：端面壓力角 tan=tan/cos =21.71°端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 =0.096查變位系數(shù)線圖得： 26 計算精確值：A= 常嚙合齒輪數(shù)：分度圓直徑 =61.12mm =118.42mm齒頂高 =4.326mm =2.506mm 式中：=0.06 =0.066齒根高 =（1+0.25-0.31）×4=3.76mm =（1+0.25+0.369）×4=6.476mm齒全高 =7.917mm齒頂圓直徑 =69.772mm =123.423mm齒根圓直徑 =54.19mm =107.85mm 當量齒數(shù) =20.91 =40.6134、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=18° （1.8） （1.9）==48.91取整為=29=19則，==3.09≈3.13 求的精確值： =21.3°對二擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =90mm端面壓力角 tan=tan/cos =21. 3°端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 =0 =0.21 =－0.21二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =108.75mm =71.25mm齒頂高 =2.675mm =4.235mm 式中：=0 =0齒根高 =5.11mm =3.64齒全高 =7.875齒頂圓直徑 =114.63mm =79.37mm齒根圓直徑 =98.88mm =63.62mm 當量齒數(shù) =35.66 =23.36（2）三擋齒輪為斜齒輪，初選=18° （1.10） （3.11）由式（3.10）、（3.11）得=21.494，=22.672 取整=23=25==2.04≈2.14對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋豪碚撝行木? =90mm求的精確值： =21.04端面壓力角 tan=tan/cos =21.3°端面嚙合角 ==0.929 變位系數(shù)之和 =0 =0.108 三擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =86.25mm =93.75mm齒頂高 =3.878mm =3.122mm 式中：=0 =0齒根高 =3.997mm =4.753mm齒全高 =7.875齒頂圓直徑 =94.244mm =99.994mm齒根圓直徑 =78.256mm =84.244 當量齒數(shù) =28.29 =30.74（3）四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=18 （1.12） （1.13）由（1.12）、（1.13） 取整=21，=27則： ==1.51≈=1.45對四擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =90mm求螺旋角的精確值： =21.3°端面壓力角 tan=tan/cos=0.398 =21.23°端面嚙合角 ==0.9321 變位系數(shù)之和 =0 =0.12=-0.12四擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =78.75mm =101.25mm齒頂高 =3.92mm =3.08mm 式中：=0 =0齒根高 =3.955mm =4.795mm齒全高 =7.875齒頂圓直徑 =86.66mm =107.41mm齒根圓直徑 =70.84mm =91.66 當量齒數(shù) =33.21 =25.835、確定倒擋齒輪齒數(shù)初選=14 =34則： =52.5mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11和12齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑應(yīng)為 =126.5mm計算倒擋軸和第二軸的中心距 = =88mm計算倒擋傳動比 ==4.7 =14 =17 =34 m=3.5 =0 嚙合腳 =20 分度圓直徑 d=m z =123.48 d 12=59.5mm d13=54.11mm倒擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =119mm 59.5mm 45.5mm齒頂高 2.24mm = 3.6435mm =4.305mm齒根高 =5.18 mm =4.0915mm=3.155mm齒頂圓直徑 =123.48mm =54.11mm=66.787mm齒根圓直徑 =108.64mm =51.317mm =39.2mm第2章 齒輪的校核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(yīng)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(yīng)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(yīng)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208N m，最高轉(zhuǎn)速4200r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%Ι軸 ==208×99%×96%=197.68 N.m中間軸 ==197.68×0.96×0.99×31/16=364.02N.mⅡ軸 一擋=364.02×0.96×0.99×33/14=815.48N.m 二擋=364.02×0.96×0.99×29/19=518.05N.m三擋=364.02×0.96×0.99×23/25=294.71N.m四擋=364.02×0.96×0.99×21/27=268.08N.m倒擋=364.02×0.96×0.99×Z11/Z12=691.93 N.m =364.02×0.96×0.99×Z2/Z1=364.02 N.m =364.02×0.96×0.99×Z13/Z12=264.56 N.m2、輪齒強度計算輪齒彎曲強度計算1、直齒輪彎曲應(yīng)力圖4.1 齒形系數(shù)圖 （4.1）式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）；—計算載荷（N.mm）；—應(yīng)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(yīng)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4.1。

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(yīng)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(yīng)力應(yīng)取下限3、斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4.2）式中：—計算載荷（N·mm）；—法向模數(shù)（mm）；—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角（°）；—應(yīng)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(yīng)力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力=14，=33，=0.171，=0.135，=815.48N.m，=364.02N.m，=23.95=3. 5 主動齒輪 ==207.09MPa<100～250MPa從動齒輪 ==221.87MPa<100～250MPa（2）計算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力=29，=19，=0.156，=0.137，=528054N.m，=364.02N.m，=21.3=3 5 主動齒輪 ==182.46MPa<100～250MPa從動齒輪 ==168.08MPa<100～250MPa（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=23，=25，=0.152，=0.132，=294.71N.m，=364.02N.m，=21.3=3. 5 主動齒輪 ==125.23從動齒輪 ==163.87MPa<100～250MPa（4）計算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力=21，=27，=0.148，=0.142，=268.08N.m，=364.02N.m，=21.3=3. 5 主動齒輪 ==127.83MPa<100～250MPa從動齒輪 ==140.71MPa<100～250MPa六 倒檔齒輪 彎曲應(yīng)力校核=364.02N.m 倒擋264.56 N.m 691.93N.m=34 =17， =13，=0.142，=0.142，=0.136 =3. 5 主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； ==554.27MPa<100～250MPa ==677.66 MPa<100～250MPa ==485.88MPa<100～250MPa 注：倒檔直齒輪許用應(yīng)力在400~850 MPa，當計算載荷作用到變速器另一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車長嚙合齒輪和高速檔齒輪，許用應(yīng)力在100~250MPa范圍內(nèi)，因此校核適應(yīng)各檔。

4、輪齒接觸應(yīng)力σj （4.3）式中：—輪齒的接觸應(yīng)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(yīng)力見表4.1彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×5.5=38.5mm表4.1　變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力=815.48N.m =364.02N.m =23.95 mm 節(jié)圓直徑：mm，mm21.569.14==1956. 9MPa ==1904.83MPa（2）計算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=528.05N.m，=364.02N.m =21.3 mm 節(jié)圓直徑：mm，mm18.5912.18 ==1507.39 MPa ==1541.36 MPa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力 =294718N.m =364.02N.m =21.3 mm 節(jié)圓直徑：mm，mm=14.7516.03主動齒輪 ==1183.27 MPa ==1371.05MPa（4）計算四擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力 =268.08N.m =364.02N.m =21.3 mm 節(jié)圓直徑：mm，mm=13.47=17.31主動齒輪 ==123.96 MPa ==902.96 MPa（5）計算五擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力 =197.68N.m =364.02N.m =23.95 mm 節(jié)圓直徑：mm，mm=12.8320.3主動齒輪 ==1264 MPa ==270.76MPa （6）計算倒擋直尺齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力=364.02N.m 264.56. N.m 691.93N.mmm mmmmmm=20.78=10.39 =7.95 = =1905.34MPa<1900～2000MPa = =1987.14MPa<1900～2000MPa = =1900.46MPa<1900～2000MPa第3章 軸及軸上支承聯(lián)接件的校核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(yīng)采用滲碳或高頻處理[14]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(yīng)在HRC58～63，面光潔度不低于▽8[15]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(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度[16]對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少[17] 3.2 計算齒輪的受力，選擇一檔受力分析，進行軸的剛度和強度校核（1）一擋齒輪1， 2的圓周力、 mm， =197.68N.m, 初選軸的直徑在已知中間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(nèi)選?。簩斎胼S=0.16～0.18：對輸出軸0.18～0.21輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按式下面公式初選 （5.1）式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。

輸出軸最高檔花鍵部分直徑=23.69～27.25mm取24mm；輸入軸最大直徑=40.5～54mm取45mm輸出軸：；輸入軸： 3.3 軸的剛度計算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下列式計算 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），=2.1×105MPa；—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(yīng)超過0.002rad[18]1）輸入軸的剛度=2566.52N，軸頸=30mm，=22mm，=202mm， =2.1×105NN N，N（2）輸出軸的剛度=5498.42N，軸頸mm，=85mm，=316mm， =2.1×105N ，N N（3）軸的強度計算輸入軸強度計算=61.35mm，=197.68N.m，=22mm，=30mm,=202mm=6444.34N.m，=2566.52N.m，=2862.47N.m求H面內(nèi)支反力、和彎矩 =-141775.2 N.mm2)求V面內(nèi)支反力、和彎矩 由以上兩式可得N.mm17.75168.25水平17.75168.25豎直7581.99水平豎直197.68合成141775.29331343.487806.27153916.3887806.27輸入軸受力彎矩圖（3）輸出軸強度計算=53.71mm，=85mm，=45mm,=316mm=13555.02N.m，=5398.42N.m，=6020N.m·水平231豎直453656.28水平豎直956660.46468340.57.97815.48N合成成842256.03-116356.63輸入軸受力彎矩圖1) 求H面內(nèi)支反力、和彎矩 2)求V面內(nèi)支反力、和彎矩 由以上兩式可得（4）中間軸的強度校核水平975503.59968765.65378377.52360651.04 231豎直水平豎直815.48N合成成Fa10150324.99899131.64228945.759458.85231539.91107346.8 由以上兩式可得3.4 軸承校核3.4.1軸承校核1、初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號30204，30205，30206，轉(zhuǎn)速=5600r/min，查《機械設(shè)計實踐》該軸承的=？N，=？N，=0.35。

2、計算軸承當量動載荷=0.35查《機械設(shè)計原理與設(shè)計》，則=0.4，查《機械設(shè)計實踐》為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機械設(shè)計原理與設(shè)計》1.2～1.8）取=1.23、計算軸承的基本額定壽命，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3 7.7.2輸入軸軸承校核1、初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選圓柱滾子軸承型號左端NE306E，右端為NE305E查《機械設(shè)計實踐》該軸承的=48.2KN，=49.2KN2、計算軸承當量動載荷=0.42則查《機械設(shè)計原理與設(shè)計》，則=1，查《機械設(shè)計實踐》=0為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機械設(shè)計原理與設(shè)計》（1.2～1.8）取=1.2=132000N=132000N=132000N1水平24、對左端NE306E計算軸承當量動載荷 e查〈機械設(shè)計實踐〉書；=1，=0，，分別查〈機械設(shè)計原理與設(shè)計〉和〈機械設(shè)計實踐〉為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見〈機械設(shè)計原理與設(shè)計〉1.2～1.8）取=1.2=1.2（1×2392.39）=2870.87N3、計算軸承的基本額定壽命，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3 輸出軸軸承2校核=38.5KN，=35.8KN當量載荷 取=1.2 =1.2（1×2247.18）=2696.63N3.5 中間軸軸承校核1、初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號左端30206，右端為30205查〈機械設(shè)計實踐〉該軸承的左端 =43200N，=50500N 右端為=32200N，=37000N2、計算軸承當量動載荷=0.37則查《機械設(shè)計原理與設(shè)計》，則=0.4，查《機械設(shè)計實踐》=1.4為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機械設(shè)計原理與設(shè)計》（1.2～1.8）取=1.24、計算軸承當量動載荷 =1264N=1225.04N所以 左端軸承被壓緊，右端軸承被放松。

e查〈機械設(shè)計實踐〉書；=0.4，=1.6，，分別查〈機械設(shè)計原理與設(shè)計〉和〈機械設(shè)計實踐〉為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見〈機械設(shè)計原理與設(shè)計〉1.2～1.8）取=1.2左 =1.2（0.4×4044.82+1.6×4383.49）=10357.81N右 =1.2×1×3902.12=4704.14N3、計算左端軸承的基本額定壽命，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3 4、計算右端軸承的基本額定壽命，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3 參考文獻1. 王望予主編. 汽車設(shè)計（第四版）. 北京：機械工業(yè)出版社, 20052. 劉維信主編. 汽車設(shè)計. 北京：清華大學出版社, 20013. 陳家瑞主編. 汽車構(gòu)造（下冊）. 北京：機械工業(yè)出版社, 20014. 汽車工程手冊編輯委員會. 汽車工程手冊（設(shè)計篇）. 北京：人民交通出版社, 20015. 劉維信編著. 機械最優(yōu)化設(shè)計（第二版）. 北京：清華大學出版社, 19946. 汽車機械式變速器動力輸出孔連接尺寸. GB／T 13051一917. 汽車機械式變速器分類的術(shù)語及定義. QC/T 465—19998. 汽車機械式變速器臺架試驗方法. QC/T 568—19999. 機械工程手冊：第五卷，機械零部件設(shè)計. 第二版. 北京：機械工業(yè)出版社, 199641。