畢業(yè)設(shè)計論文轎車變速器設(shè)計說明書

1、目錄第一章 總體方案設(shè)計11.1 汽車參數(shù)的選擇11.2 變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求2第二章 變速器傳動機構(gòu)布置方案22.1 傳動機構(gòu)布置方案分析22.1.1 固定軸式變速器22.1.2 倒擋布置方案3第三章 變速器傳動比分配及個檔傳動比確立4第四章 變速器設(shè)計和計算64.1 擋數(shù)64.2中心距a64.3 外形尺寸74.4齒輪參數(shù)74.4.1 模數(shù)的選取74.4.2 壓力角84.4.3 螺旋角84.4.4 齒寬b84.4.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配94.4.6 確定一擋齒輪的齒數(shù)94.5.1 齒輪材料的選擇原則144.5.2計算各軸的轉(zhuǎn)矩154.5.3輪齒強度計算16輪齒彎曲強度計算16第六章 軸

2、及軸上支承聯(lián)接件的校核226.6.1軸的工藝要求22第七章 軸承校核297.7.1軸承校核297.7.2輸入軸軸承校核297.7.3 輸出軸軸承校核31參考文獻(xiàn)32第一章 總體方案設(shè)計1.1 汽車參數(shù)的選擇 根據(jù)變速器設(shè)計所選擇的汽車基本參數(shù)如下表表1-1設(shè)計基本參數(shù)表發(fā)動機114kw最高車速188km/h轉(zhuǎn)矩208n m總質(zhì)量1860kg轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速5800r/min車輪215/55r17s1.2 變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求對變速器如下基本要求. 1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。 3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設(shè)置動力輸出裝置，需要時

3、能進(jìn)行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。第二章 變速器傳動機構(gòu)布置方案機械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡單，傳動效率高，制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到 廣泛應(yīng)用。2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析2.1.1 固定軸式變速器固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變

4、速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，布置方便。此外，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計得很大。我們設(shè)計的是乘用車，所以我選擇的是兩軸式的變速器。傳遞方案如下圖所示 。2.1.2 倒擋布置方案與前進(jìn)擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案。前者雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，負(fù)交

5、替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，并使倒擋傳動比略有增加。選擇倒擋布置方案如下圖所示因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋第三章 變速器傳動比分配及個檔傳動比確立根據(jù)給定條件去頂主減速器傳動比；五擋為超速擋=0.8；n

6、最大發(fā)動機轉(zhuǎn)速，n=5800r/min； u最高車速，u=188km/h；車輪半徑，=0.33m； =4.55 （3.1） 確定最大傳動比 按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。用公式表示如下： （3.2）式中：g 車輛總重量(n)； 坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面=0.010.02)；發(fā)動機最大扭矩(n·m)； 主減速器傳動比； 變速器傳動比； 為傳動效率（0.850.9）；r 車輪滾動半徑；最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）由公式（1.2）得： （3.

7、3）已知：m=1860kg；r=0.33m；n·m；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： （3.4）式中：驅(qū)動輪的地面法向反力，； 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面可取0.50.6之間。已知：kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是：初選一檔傳動比為3.2。校核：km/h 所以傳動比選擇符合標(biāo)準(zhǔn)。 符合附著條件 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，所以各擋傳動比與擋傳動比的關(guān)系為=2.26，=1

8、.60，=1.132，=0.8第四章 變速器設(shè)計和計算4.1 擋數(shù)增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時操縱機構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的當(dāng)屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下,該制約小換擋工作越容易進(jìn)行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。目前轎車一般用45個擋位，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用45個擋位或多擋。裝載質(zhì)量在23.5t的貨車采用5擋變速器，裝載質(zhì)

9、量在48t的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。選用的是5擋變速器。4.2中心距a對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距。其大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質(zhì)量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當(dāng)有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。 a= =77.56mm 式中，a為中心距（mm）；為中心距系數(shù)，轎車：=8.99.3； 為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（）；為變速器一

10、擋傳動比；為變速器傳動效率0.96。轎車變速器的中心距在6580mm變化范圍。原則上總質(zhì)量小的汽車中心距小。取78mm。4.3 外形尺寸轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸（3.03.4）a。當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)k應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，a取整。初選長度為237.6mm。4.4齒輪參數(shù)4.4.1 模數(shù)的選取遵循的一般原則：為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質(zhì)量小，增加數(shù)，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù)。減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選?。粚ω涇?，減小質(zhì)量比噪聲更重要，

11、故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)。低擋齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)，其他擋位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應(yīng)，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。初選齒輪模數(shù) =3mm 齒輪法向模數(shù) =3mm4.4.2 壓力角壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。變速器齒輪壓力角為 20 4.4.3 螺旋角斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：兩周式變速器為2

12、025 初選的螺旋角=25°4.4.4 齒寬b通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。直齒：b=m， 為齒寬系數(shù)，取為4.58.0 取=7斜齒：b=，取6.08.5 ，取=7 一檔齒寬為斜齒 b=21二檔 三檔齒寬為b=21mm四檔齒寬為b=19.25mm五檔齒寬為b=19.25mm倒檔直齒為 b=16.5mm4.4.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。根據(jù)圖3.1確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比#183;2468104.4

13、.6 確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比 取整得53。轎車=12，則。則一檔傳動比為：2、對中心距進(jìn)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)。=77.81mm 取整為78mm。 4、一檔齒輪的變位系數(shù)； 分度圓壓力角 =20分度圓直徑 =36.42mm =119.21mm端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 =0.30根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)比，查機械設(shè)計手冊小齒輪變位系數(shù)為，則大齒輪變?yōu)橄禂?shù)為齒頂圓直徑 =43.8 mm =122.75mm齒根圓直徑 =33-2*3.16=31.74mm =112.75-2*4.54

14、=110.69mm二 擋傳動比，齒數(shù)及變位系數(shù)的確立 已知：=78mm，=2.26，=3，；將數(shù)據(jù)代入兩式，齒數(shù)取整得：，所以二檔傳動比為： 2、對螺旋角進(jìn)行修正 =25.33 3、二檔齒輪的變位系數(shù)； 分度圓直徑 =46.36mm =109.27 mm變位系數(shù)之和 =0.3根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)比，查機械設(shè)計手冊小齒輪變位系數(shù)為，則大齒輪變?yōu)橄禂?shù)為齒頂圓直徑 =52.30mm =114.25mm齒根圓直徑 =40.24mm =102.19mm三 擋傳動比，齒數(shù)及變位系數(shù)的確立 已知：=78mm，=1.6，=3，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，齒數(shù)取整得：，所以三檔傳動比為：分度圓直徑 =59.60mm =96.0

15、3mm變位系數(shù)之和 =0.3齒頂圓直徑 =65.36mm =101.19mm齒根圓直徑 =52.66mm =89.09mm四 擋傳動比，齒數(shù)及變位系數(shù)的確立 已知：=78mm，=1.13，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，齒數(shù)取整得：，所以三檔傳動比為： 分度圓直徑 =74.16mm =83.06mm端面嚙合角 = 齒頂圓直徑 =78.98mm =87.84mm齒根圓直徑 =66.78mm =75.64mm 五 擋傳動比，齒數(shù)及變位系數(shù)的確立 已知：=78mm，=1.05，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入兩式，齒數(shù)取整得：，所以四檔傳動比為：齒頂圓直徑 =90.81 =76.04mm齒根圓直徑 =78.

16、61mm =63.82mm六 倒檔齒輪的齒數(shù)的確立及變位系數(shù) 初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為=23，輸入軸齒輪齒數(shù)=11，為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式： 已知：，把數(shù)據(jù)代入上式，齒數(shù)取整，解得：，則倒檔傳動比為：輸入軸與倒檔軸之間的距離：mm輸出軸與倒檔軸之間的距離：mm尺頂圓直徑 d+ 39mm mm 尺根圓直徑 2 mm mm 變位系數(shù)的齒輪 確立根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)比，查機械設(shè)計手冊小齒輪變位系數(shù)為，則大齒輪變?yōu)橄禂?shù)為 5. 齒輪校核4.5.1 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

17、，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3050hbs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0.81.2時滲碳層深度0.91.3時滲碳層深度1.01.3表面硬度hrc5863；心部硬度hrc3348對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度hrc485312。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25crmnm

18、o，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(xì)化材料晶面粒13。4.5.2計算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機最大扭矩為143n m，最高轉(zhuǎn)速5600r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。輸入軸 =208×98%×96%=195.69n.m輸出軸 一擋=195.69×0.96×0.98×3.2=589.136n.m 二擋=195.69×0.96×0.98×2.36=434.488n.m三擋=195.69×0.96×0.98

19、×1.61=296.409n.m四擋=195.69×0.96×0.98×1.12=206.20n.m五擋=195.69×0.96×0.98×0.8=152.81n.m倒擋 =195.69×0.96×0.98×3.27=384.78n.m=195.69×0.96×0.98×3.27=566.38n.m4.5.3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；

20、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(dāng)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400850mpa，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(dāng)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(dāng)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

21、齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350mpa范圍，對乘用車為100250mpa。=11，=36，=0.02，=0.095，=192.93n.m，=25.33°n.m =243.40mpa<180-350mpa范圍=259.67mpa<180-350mpa（2）計算二擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力=14，=33，=0.107，=0.11，=192.93n.m，=388.29n.m , =24.43°=215.80mpa<180-350mpa=185.702mpa<180-350mpa（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=18，=29，=0.1，=0.096，=1

22、92.93n.m，=278.47 n.m =25.33 °=171.32mpa<180-350mpa=153.65mpa<180-350mpa（4）計算四檔齒輪7，8的彎曲應(yīng)力=25，=28，=0.1，=0.103， =192.93n.m， =20.89° =208.23mpa<180-350mpa =187.04mpa<180-350mpa（5）計算五檔齒輪9，10的彎曲應(yīng)力=29，=24，=0.161，=0.133， =192.93n.m， =20.89° =172.32mpa<350mpa =168.68mpa 4.5.3 輪齒

23、接觸應(yīng)力j （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190020009501000常嚙合齒輪和高擋

24、13001400650700（1）計算一擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力=626.48n.m =192.93n.m 節(jié)圓直徑：mm，mm主動齒輪 =1738.79mpa =1698.74mpa（2）計算二擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力=388.29n.m，=192.93n.m 節(jié)圓直徑：mm，mm主動齒輪 =1296.7mpa=1874.47mpa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力 =278.47n.m =192.93n.m 節(jié)圓直徑：mm，mm主動齒輪 =1643.23mpa=1552.92mpa（4）計算四擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力 =189.31n.m =192.93n.m 節(jié)圓直徑：mm，mm主動齒輪 =1

25、325.78mpa=1389.45mpa（5）計算五擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力 =125.48n.m =192.93n.m節(jié)圓直徑：mm，mm主動齒輪 =1288.7mpa=1197.43mpa （6）計算倒擋直尺齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力=192.93n.m 103.43n.m 2120.26n.mmm mmmmmm =1937.00mpa<19002000mpa =1887.9mpa<19002000mpa =1771.36mpa<19002000mpa注：以上校核都在小于19002000范圍內(nèi)符合要求。第六章 軸及軸上支承聯(lián)接件的校核6.6.1軸的工藝要求 倒擋軸為壓

26、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(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在hrc5863，面光潔度不低于815。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。 6.6.1計算齒輪的受力，選擇一檔受力分析，進(jìn)行軸的剛

27、度和強度校核。（1）一擋齒輪1， 2的圓周力、 =519.29n.m =177.38n.m 節(jié)圓直徑：mm，mm 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=0.160.18：對輸出軸0.180.21。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)，=4.04.6；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（n.m）。輸出軸最高檔花鍵部分直徑=23.9127.54mm取25mm；輸入軸最大直徑=29.640.8mm取30mm。輸出軸：；輸入軸：；，（2）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，可分別用下列式計算 式中：齒輪

28、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=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad18。（1）輸入軸的剛度=2579.72n，軸頸=25mm，=17.75mm，=196mm， =2.1×105n n，n（2）輸出軸的剛度=2579.72n，軸頸mm，=17.75mm，=196m

29、m， =2.1×105n n，n（3）軸的強度計算輸入軸強度計算=38.35mm，=135.91n.m，=17.75mm，=25mm,=196mm=7087.87n.m，=2579.77n.m，=2797.7n.m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n.mm（3）輸出軸強度計算=97.35mm，=327.88n.m，=17.75mm，=30mm,=196mm=6736.11n.m，=2658.86n.m，=2658.88n.m·輸出軸受力彎矩圖2) 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n.mm第七章 軸承校核7.7.1軸承校核軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程s來計