变速器课程设计说明书.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流变速器课程设计说明书.精品文档.目 录第1章 变速器的设计与计算11方案的选择12档数13传动比范围14变速器各档传动比的定25中心距的选择46变速器的外形尺寸57齿轮参数的选择58各档齿轮齿数的分配及传动比的计算79变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角调整11第2章 变速器齿轮强度校核161齿轮材料的选择原则162变速器齿轮弯曲强度校核163轮齿接触应力校核19第3章 轴的设计和校核211轴的结构和尺寸设计212初选轴的直径213轴的刚度计算224轴的强度计算29第4章轴承选择与寿命计算351输入轴轴承的选择与寿命计算352输出轴轴承的选择与寿命计

2、算40第5章同步器的选择 1 同步器的选择 41 2 同步器的校核参考文献40第1章 变速器的设计与计算1 方案的选择最高车速 150 Km/h整车总质量 1200 Kg最大功率 65 Kw最大转矩 145 Nm最大转矩转速 5500 r/min前轮胎规格 165/60 R142 档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用56个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用6个档。商用车变速器采用45个档或多档。载质量在2.03.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。档数选择的要求：1、相邻

3、档位之间的传动比比值在1.8以下。2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此，本次设计的变速器为5档变速器。3 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其它商用车则更大。本设计最高档传动比为0.84 变速器各档

4、传动比的确定1、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为12： （3.1）式中：汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器传动比； 主减速器传动比。已知：最高车速=150km/h；最高档为超速档，传动比=0.8；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格165/60R14得到=264(mm)；发动机转速：=5500（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：2、最抵档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）13

5、。用公式表示如下： （3.2）式中：G 车辆总重量(N)； 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面=0.0110.017)；发动机最大扭矩(Nm)； 主减速器传动比； 变速器传动比； 为传动效率；R 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约，本处选择为20）由公式（3.2）得： （3.3）已知：m=1200kg；r=0.264m； Nm；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： （3.4）式中：驱动轮的地面法向反力，；=0.70 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.70.8之

6、间。本处取=0.8已知：kg，把数据代入（3.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：所以初选一档传动比为2.7=0.377此处，检验最低稳定车速在10km/h之内，故传动比合适3、变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即：5 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算14： （3.5）式中：A 变速器中心距（mm）； 中心距系数，乘用车=8.99.3；取发动机最大输出转距为145（Nm）； 变速器一档传动比为2.7； 变速器传动效率，取96%。9.0=64.9mm轿车变速器的中心距在6080mm范围内变化。初取A=65mm。6 变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径

7、以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：mm7 齿轮参数的选择1、模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.5

8、6.014模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00汽车变速器常用齿轮模数一系列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轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3.2选取各档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。2、压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22

9、.5或25等大些的压力角15。 国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。3、螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为22。4、齿宽齿宽对

10、变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：斜齿，取为6.08.5，取7.05、齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度

11、等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。本设计取为1.00。8 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀16

12、。根据图3.1确定各档齿轮齿数和传动比。1、一档齿数及传动比的确定一档传动比为：取整得41。计算并取整数得：=11 =30则一档传动比为： 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮图3.1 五档变速器传动方案简图2、对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。修订3、二档齿数及传动比的确定 （3.6） （3.7）已知：=67mm，=1.99，=3，；将数据代入（3.6）、（3.7）两式，齿数取

13、整得：，所以二档传动比为：4、计算三档齿轮齿数及传动比 （3.8） （3.9）已知：=67mm，=1.47，=2.75，；将数据代入（3.8）、（3.9）两式，齿数取整得：，所以三档传动比为：5、计算四档齿轮齿数及传动比 （3.10） （3.11）已知：=67mm，=1.08，=2.75，；将数据代入（3.10）、（3.11）两式，齿数取整得：，所以四档传动比为：6、计算五档齿轮齿数及传动比 （3.12） （3.13）已知：=67mm，=0.8，=2.75，；将数据代入（3.12）、（3.13）两式，齿数取整得：，所以五档传动比为：7、计算倒档齿轮齿数及传动比初选倒档轴上齿轮齿数为=23，输入

14、轴齿轮齿数=13，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： （3.14）已知：，把数据代入（3.14）式，齿数取整，解得：，则倒档传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离：mm去整为59mm输出轴与倒档轴之间的距离：mm取整为78mm9 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声17。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。为

15、了减小轴向力，抵档选用较小的螺旋角，一档选，二档选；为了增加重合度，减小噪声，三档、四档、五档选用较大的螺旋角，都选为。1、 一档齿轮的变位（mm, A=66.3mm）根据，得出中心距变位系数 齿顶高变位系数 2、 二档齿轮的变位（mm, A=66.3mm）根据，得出中心距变位系数 齿顶高变位系数 3，三档齿轮变位（mm, A=66.3mm）根据，得出中心距变位系数 齿顶高变位系数 4，四档齿轮变位（mm, A=66.3mm）根据，得出中心距变位系数 齿顶高变位系数 5，倒档齿轮 =0.215=0.2276，齿轮参数分度圆直径： 中心距变动系数： 齿顶降低系数： 齿顶高： 齿根高： 齿全高：

16、齿顶圆直径： 齿根圆直径： 齿数z分度圆直径 d中心距变动系数齿顶降低系数齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径1135.690.2330.0124.3442.376.71444.3830.953097.330.2330.0122.3194.3956.714101.9788.541445.420.2330.0124.2242.496.71453.8740.442787.600.2330.0122.4394.2756.71492.4879.051956.740.2540.0153.4792.6686.14763.7051.412677.650.2540.0152.6793.4686.14783.

17、0170.712265.700.2540.0153.3962.756.14772.4960.22368.690.2540.0152.7613.3856.14774.2161.922574.66002.753.446.18580.1667.792162.71002.753.446.18568.2155.841239.240.20.0153.553.376.9246.3432.502374.620.20.0152.614.106.7179.8466.432581.110.0470.183.283.126.4.87.6774.87第2章 变速器齿轮强度校核1齿轮材料的选择原则（1）满足工作条件的要求

18、。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对。如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。（3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬

19、齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮18。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为5862HRC。2变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (3.15)式中：圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm）， ，为法向模数（mm）；斜齿轮螺旋角

20、； 应力集中系数，=1.50；齿面宽（mm）； 法向齿距，； 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图3.2中查得； 重合度影响系数，=2.0。图3.2 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3.15），整理得到 (3.16)计算各档载荷：输入轴 =136.42N*m输出 =350.37Nm=247.70Nm=175.83Nm=134.76Nm=107.81Nm 倒挡输入 =136.42 Nm（1）一档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；，,y=0.143 =202.69MPa从动齿轮：已知：Nmm；mm；，,y=0.162=187.53MPa（2）计算二挡齿轮的弯曲应力主动齿轮：, Nmm，mm

21、 ,y=0.148=153.88MPa180-350MPa从动齿轮：, Nmm，mm ,y=0.16=134.01MPa180-350MPa因为一档受到的弯曲应力最多，一档满足范围，其余各档位均满足弯曲应力强度（3）计算倒档弯曲应力已知，,y=0.142,y=0.155,Nm,y=0.158,Nm(1)=91.84MPa(2)=89.43MPa(3) =78.45MPa以上均小于许用弯曲应力180350MPa,故，均合格3 轮齿接触应力校核 （3.17）式中：轮齿接触应力（MPa）；齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮

22、材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度（mm）；，主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；、 主从动齿轮节圆半径（mm）。表3.3 变速器齿轮许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.31、一档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mmN由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（3.17）可得：MP

23、a2、倒档齿轮接触应力校核 Nmm；MPa；mm；mm；mmN由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（3.17）可得：MPa均小于齿轮的许用接触应力,所以均合格由于，一档和倒档承受的接触应力最大，故，一档和倒档合格，其余各档均合格第3章 轴的设计和校核1轴的结构和尺寸设计变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。2初选轴的直径在已知两轴式

24、变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：式中： 经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径：=2124.15mm初选输入、输出轴支承之间的长度=230mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径： （3.22）式中： d轴的最小直径（mm）；轴的许用剪应力（MPa）；P发动机的最大功率（kw）；n发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（3.22）式，得：mm所以，选择轴的最小直径为23mm。3轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度

25、和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。图3.5 变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角如图3.5所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算： （3.23） （3.24） （3.25）式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）； 弹性模量（MPa），=2.1105 MPa； 惯性矩（mm4），对于实心轴，； 轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； 支座间的距离（mm）。

26、轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。1、变速器输入轴和输出轴的刚度校核（1）轴上受力分析一档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=19mm；b=211mm；L=230mm；d=25mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：已知：a=19mm；b=211mm；L=230mm；d=25mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相

27、反。二档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=60mm；b=170mm；L=230mm；d=30mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=60mm；b=170mm；L=230mm；d=30mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad三档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=85；b=145mm；L=230mm；d=35mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：=mmmmmmrad输

28、出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=85mm；b=145mm；L=230mm；d=35mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：=mmmmmmrad四档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=129mm；b=101mm；L=230mm；d=40mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=121mm；b=101mm；L=230mm；d=40mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.2

29、5）得到：mmmmrad五档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=151mm；b=79mm；L=230mm；d=40mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=151mm；b=79mm；L=230mm；d=40mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。4轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：计算输入轴的支反力：NNN已知：a=19mm；b=211mm；L=230

30、mm；d=25mm， 1、垂直面内支反力对C点取矩，由力矩平衡可得到A点的支反力，即： （3.26）将有关数据代入（3.26）式，解得：=2934.3N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.27） （3.28）将相应数据代入（3.27）、（3.28）两式，得到：3、计算垂直面内的弯矩B点的最大弯矩为：NmmNmmNmmB点的最小弯矩为：Nmm4、计算水平面内的弯矩Nmm5、计算合成弯矩NmmNmm轴上各点弯矩如图3.6所示：作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的

31、支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 (3.29)式中：（N.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.29）式，得：MPaMPa在低档工作时，400MPa，符合要求。图3.6 输入轴的弯矩图对输出轴校核：计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：NNN已知：a=34mm；b=270mm；L=304mm；d=37mm，c=45mm主动锥齿轮的受力分析： （3.30）式中： 发动机输出的最大转矩； 锥齿轮齿宽中点处的直径； 一档传动比。NNN1、垂直面内支反力对A点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即： （3.31）将有关数据代入（3.

32、31）式，解得：=863.77N同理，对C点取矩，由力矩平衡公式：可解得：N2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.32） （3.33）将相应数据代入（3.32）、（3.33）两式，得到：N，N3、计算垂直面内的弯矩A点的弯矩为：NmmB点的弯矩为：NmmNmmNmmD点弯矩为：Nmm4、计算水平面内弯矩：A点的弯矩为：NmmB点的弯矩为：NmmNmm5、计算合成弯矩 Nmm Nmm Nmm轴上各点弯矩如图3.7所示：图3.7 输出轴弯矩图把以上数据代入（3.29），得：MPaMPaMPa在低档工作时，400MPa，符合要求。第4章 轴承的选择和校核1 输入轴轴承的选择与寿命计算

33、初选轴承型号根据机械设计手册选择30205型号轴承KN，KN。1、变速器一档工作时N，N轴承的径向载荷：=3134.62N；N轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6NNN所以NN计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到7，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到当量动载荷：NN为支反力。h表3.4 变速器各档的相对工作时间或使用率车型档位数最高档传动比/%变速器档位轿车普通级以下3113069410.532076.541182368中级以上3112277410.5210.587410.532076.5510.52418.575510.521557.525查表3.4可得到该档的使用率，所以：

34、h所以轴承寿命满足要求。2、变速器四档工作时NNN轴承的径向载荷：=726.7N；N轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6NNN所以NN计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到当量动载荷：支反力。NNh查表3.4可得到该档的使用率，于是h所以轴承寿命满足要求。2 输出轴轴承的选择与寿命计算1、 初选轴承型号根据机械设计手册选择轴承型号为：右轴承采用30205型号KN，KN左轴承采用30206型号KN，KN变速器一档工作时：一档齿轮上力为：N，N齿轮上的力：NNN轴承的径向载荷：=503N；N轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.4NNN所以N

35、N2、计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到，查机械设计手册得到：；，查机械设计手册得到：当量动载荷：NNh查表3.4可得到该档的使用率，于是h所以轴承寿命满足要求。，以及完成了各轴轴承校核。参考文献1陈家瑞.汽车构造(上，下册) M.北京：人民交通出版社，1994.2高维山.变速器M.北京：人民交通出版社，1990.3李君，张建武，冯金芝，雷雨龙，葛安林.电控机械式自动变速器的发展、现状和展望J.汽车技术，2000(03).4晓青.汽车变速器的百年变迁J.汽车运用，2003(12).5Yolaro Halamura et al.Actual conceptual design process

36、for an intelligent machining centerJ.Annals of the CIRP, 1995(44)：123-128.6刘海江，于信汇，沈斌.汽车齿轮M.上海：同济大学出版社，1997. 7孙恒，傅则绍.机械原理M.北京：高等教育出版社，1990.8郑四发，连小珉，蒋孝煜.系列化汽车变速器设计中模型参数化的研究J.汽车，2004（5）.9谢进，丁剑飞，陈永.基于功能、约束和结构的机构概念设计.机械设计与研究J，1999（2）：33-55.10徐海山，汤梦蕊.变速器电动自动换档机构的设计J.机械工程师，2002(4)：68-72.11Jonathan S, Coho

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