五菱宏光手動變速器設計

畢業(yè)設計(論文)紙光手動變速器設計 學生姓名： 指導教師： 長春大學二○一五年六月畢業(yè)設計(論文)紙畢業(yè)設計(論文)紙如果說發(fā)動機是車輛的心臟，那么我認為變速器就是車輛的動脈。給予車輛動力變速器能夠按其要求改變從發(fā)動機傳過來的轉(zhuǎn)矩和速度，使工作的驅(qū)動輪能正常坡，轉(zhuǎn)彎，加速，減速等，使汽車在不同的工作環(huán)境中獲得不同的最佳牽引力和速度，變本設計過程得到了蘇老師的一些我們院里的老師和同學的幫助，在此對他們表示改畢業(yè)設計(論文)紙畢業(yè)設計(論文)紙。T 。畢業(yè)設計(論文)紙 畢業(yè)設計(論文)紙 畢業(yè)設計(論文)紙是在年，變速器的發(fā)展可謂是更改了汽車的整體使用性能，至今變速器已有余年的發(fā)展歷史，可謂是發(fā)展的比較成熟了。年中變速器一定會將其作用發(fā)揮到極致，因此變速器做到‘0’功率低。第1頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙發(fā)動機最大功率最高車速總質(zhì)量最大轉(zhuǎn)矩1)保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。2)設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。3)設置倒檔，使汽車能倒退行駛。4)設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。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7)變速器應當有高的工作效率。此外，變速器是滿足質(zhì)量分布和體積小，成本低，維護方便。以滿足性能和汽車的經(jīng)濟指標，它是必要的，其數(shù)目是傳動齒輪，該傳動比，并為每個齒輪比。汽車行第2頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙。B長度的第一齒輪的倒檔。但移位兩個齒輪嚙合，以使在位移是困難的。圖所示的實施有齒輪對齒齒輪，換檔更加便于攜帶。為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度和一個倒檔各設有一個轉(zhuǎn)印較大的工作力，它仍然是在兩軸傳動軸傳這一點的過渡性覆蓋率減少了很多，并按照低速高速傳輸在每個塊的排列順序，所以另外，中間齒輪的倒檔可以用于倒檔有影響力狀態(tài)的傳動軸的左側(cè)或右側(cè)，見圖圖2.1倒擋布置方案第3頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙斜齒圓柱齒輪與直齒圓柱齒輪比較，它的使用齒面重合度高壽命比較長，傳動平穩(wěn)，工作時噪聲較低，但直齒圓柱齒輪具有傳遞動效率高的特點，主要應用在倒檔和一檔上面使用，所以設計中一擋和倒擋要用平凡的直圓柱齒輪，其他的擋都是用高性直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種主要換擋機構(gòu)形式。當汽車，每個塊不同的過渡角速度，使得軸向位移直徑齒輪的變化會影響牙齒表面和伴隨的噪聲。這使只用人工技術驅(qū)動程序(如離合器腳)，當換檔時，上述缺點克服沒有影響。但此刻駕駛員的注意力被分散，會影響行車安全。因此，雖然這種轉(zhuǎn)變的結(jié)構(gòu)，但很少用于壞，但是，是不是消除換擋沖擊，它仍然需要駕駛員資格的技術。由于加入的耦合和慣性常嚙合齒輪，變速器的轉(zhuǎn)動部分的總力矩的進一步增加。重型貨車之間的雄性齒輪相對較小，該切換機構(gòu)被連接到片小，減少之間的角速度差以關和制造成本，并減少傳輸距離。第4頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙動齒輪的情況下，這種車出塊是傳播的主要故障之一。為了解決這個問題，在此過程，但是也實際程序鎖定裝置，以確保移動換檔撥叉軸相互撥叉軸被鎖定時，是該機構(gòu)的作用，以防(1)鎖定銷型(2)塊樞軸鎖定(3)將顎式可以提供操作裝置，以確保該機構(gòu)不會被誤認為相反。作為一項規(guī)則，在反向叉第5頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙軸承，圓錐滾子和滑動軸承，軸套作為第二軸支承在第一齒輪恒定內(nèi)腔軸傳輸以足夠的尺寸圓柱滾子軸承的內(nèi)腔的前端能如果空間是使用的滾針軸承不足進行安排。第一波的傳輸支持，因為滾珠軸承在飛的第一變速箱殼體，在那里它共享第一軸軸承的軸承外圈。后端第二波通常用于球軸此有大容量，并且能夠產(chǎn)生傳輸?shù)谝恢虚g軸后軸承和第二軸后軸承的第一軸，用于按照該系列的直徑一般在串聯(lián)m滾針軸承具有滾動阻力小，傳動效率高，與徑向游隙，定位精度高，操作，齒輪和其他有用的好處。徑向滑動套筒與尺寸的間隙，便于攜帶，在間隙之后增加傳輸?shù)亩ㄎ缓筒僮鞯牟僮鬟^程中的精確度和增加的噪聲?；瑒犹淄驳膬?yōu)點是制造簡單，成本低。在本次設計中，由于工作條件的限制，所以要更加精準的選選圓錐滾子軸承和深溝球第6頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙本章通過首先為車輛變速箱的設計和傳輸?shù)闹饕獏?shù)的設計是必要滿足的基本要求開始，對自己的設計也有一定的規(guī)范。然后變速器和齒輪組件的變速機構(gòu)在簡短的介紹的形式，分析每個傳輸方案的優(yōu)點和缺點，選擇傳輸?shù)倪m當和有效的傳輸方案和設計經(jīng)常會出現(xiàn)一些問題，為計算收益齒輪和軸奠定了良好的基礎。齒輪箱提供多種形狀轉(zhuǎn)移分析和容易出現(xiàn)的問題和相應的解決方案，最終使工作條件和工作第7頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙加。在最低的等級，在相同條件下，無疑將增加的傳動比之間的傳動比減小的低擋和相鄰高速，輪班工作很簡單。要求的以下相鄰比率之間的比率，一小的移位的限制工在最近幾年中，為了減少燃料消耗，在上升的幀編號。目前，汽車通常是四個檔，配合五速變速箱更卡車高級轎車采用四個齒輪或齒輪。店質(zhì)量卡車~采用的是五速變速器，裝車~速變速箱質(zhì)量。多級變速器和卡車和越野車。設計為變速比是旋轉(zhuǎn)的最低和最高齒輪比的齒輪比的傳輸范圍的比率。比率來確定周和他因素。汽車傳動比目前的到，光，其他貨車的商用車更大。u=0.377rn(3.1)aiig0式中u——汽車行駛速度(km/h)；an——發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min)；r——車輪滾動半徑(m)；第8頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙i——變速器傳動比；gi—主減速器傳動比。0由上文可知最高車速u=v=139km/h；最高檔為超速檔，傳動比i=1；由于amaxamaxg5ppi=0.377nr=5.340iu按最大爬坡發(fā)達程度到最大容量的條件下，要求所用的斜最大斜坡角，驅(qū)動力應滿足余下式：Tiinemax0gtGfco+GsTiinrmaxmax(3.2)式中G——車輛總重量(N)；f——滾動阻力系數(shù)，對良好路面μ=0.01~0.02；T——發(fā)動機最大扭矩(N·m)；axi比；0i——變速器傳動比；gn——為傳動效率(0.85~0.9)；t由公式(3.2)得：i(3.3)g1TinNmimaxemax0g=9.8m/s2；n=0.9，把以上數(shù)據(jù)代入(3.3)式：t第9頁共61頁i3.4=2==2.26i3.4=2==2.26i2.26畢業(yè)設計(論文)紙(28809.80.012cos16.7。+28809.8sin16.7。)0.2968i=4.82g11085.340.9動力時，要驅(qū)動輪不可以產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)的現(xiàn)象。要產(chǎn)生不滑動的現(xiàn)Tiin emax0g1tFrnriFrng1Tinemaxt 式中F——驅(qū)動輪的地面法向反力，F(xiàn)=mg；nn1取0.55，把數(shù)據(jù)代入(3.4)式得：初選一檔傳動比為5.1。gniiii1=2=3=4iiii2345i2i3i4i5.1=qq=41=4=1.5i15=1==1==3.4q1.5第10頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙A=K3TinAemax1gA——變速器中心距(mm)；AAT——發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為210(N·m)；ax1g 商用車變速器的中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。所以根據(jù)計算結(jié)果，初取頻繁選擇當傳輸和同步數(shù)長時，中心距因子應當采取最大給定系數(shù)。方便實現(xiàn)四舍一般原則：為了降低噪音應該考慮合理增加減少模塊米寬，使小質(zhì)量，增加同時用相同的傳輸?shù)南嗤觧第11頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙如果接觸角是小的，以提高匹配程度，傳動平穩(wěn)，噪音低，高彎曲強度和齒面接螺旋齒輪用于傳輸。螺桿選擇坡角，要注意其對齒輪的強度和軸向傳輸操作聲音的影，5是到軸承。設計應在中間軸齒輪工作時兩個軸向力平衡，減少軸承負荷，提高了軸承的使用壽命追捧。因此，螺旋角應不同的傳輸之后，圖3.1顯示了軸向力假裝兩個中間軸斜齒輪的平衡，必須滿足以下條件F=Ftan(3.6)a1n11F=Ftan(3.7)an2由于Fr=Fr，為使兩軸向力平衡，必須滿足n11n22(3.8)tanr22a1a2n1n2a1a2n1n21212第12頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙0。~30°CCCCnCCCCC第13頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙齒強度的程度補遺系數(shù)，運行噪音，滑動速度相對牙，牙鉆蝕和增編厚度的影響。如補遺系數(shù)小，齒輪重疊小，噪音大的工作，但該齒被彎曲力矩減小，彎曲應力也減小齒。因此，在過去是由于齒輪的加工精度不高，并且該負載被集中在梳子的齒，使用超過齒頂系數(shù)取得短齒齒輪。數(shù)和細如火如荼的傳輸。有兩種類型的改性傳送方式：垂直偏移量和角度偏差。高程偏差齒輪副一對牙修正系數(shù)為零。增加的小齒輪齒根的移位量，所以它是在規(guī)模和強度中的大齒輪的附近。副有幾個中間齒輪安裝在傳動軸和第二軸組合和配置，以提供每一個齒輪比由于需要確保各齒輪彼此和具有不同數(shù)量的齒。為了確保每個齒輪具有相同的中心的距離，這個時間與進料齒處理。如果牙齒并用標準齒輪或副高度偏轉(zhuǎn)的數(shù)量，然后齒和少齒輪為螺旋齒輪，但也通過選擇適當?shù)穆菪?，以達到相同的要求的中心。傳動齒輪循環(huán)荷載條件下工作，有時沖擊負荷。高端齒輪齒面疲勞剝落位置的主要損上較大的負荷傳遞小齒輪齒根彎曲現(xiàn)象可能會發(fā)生。第14頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙根據(jù)上述和其他原因，為了，除了用于去除的齒輪傳動裝置，以減少噪聲，兩個齒輪圖3.2五擋變速器傳動方案i=i 910求其齒數(shù)和zhhhn h后四舍五入計整數(shù)算。取中間軸的小齒輪齒盡可能小，因此/比被設定為在殼體/傳動比較大與較小的相關聯(lián)，使得第一軸齒輪常數(shù)的詳細的齒數(shù)，以便定位在所述第。制剛度。若選擇，所第15頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙109h10cosa'=m(z+z)cosa=0.93972A910z31根據(jù)齒數(shù)比u=9==1.82z17z參數(shù)9aaafaaa齒根圓直徑d=d-2h=(z-2.5)m=85.5mmff22z參數(shù)分度圓直徑d=zm=173=51mm齒頂高h=h*m=m=3mm(h*=1)aaafaaa齒根圓直徑d=d-2h=(z-2.5)m=43.5mmff22第16頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙并且由中央的距離計算，并改變了圓角，因此應根據(jù)與從在該場的中心作為訂正齒輪到每個塊的基礎的新的數(shù)據(jù)中心相關聯(lián)的齒輪變化系數(shù)。修改后的中心距，以便采取毫米3.5.3(3.12)求出傳動比z2=i(3.12)9z311而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即(3.13)(3.13)n1221求得常嚙合齒輪齒數(shù)為z=12z=3212z參數(shù)1tnh=h*m=m=3mm(h*=1)aannnafannnnaa齒根圓直徑d=d-2h=33.72mmffd+d(z+z)mA=12d+d(z+z)mz參數(shù)2tnh=h*m=m=3mm(h*=1)aannnafannnn第17頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙aaffd+d(z+z)mA=1d+d(z+z)m核算i=z2z9=4.86在誤差允許范圍內(nèi)1zz2zz12 7=i1=3.4z2z3282m(z+z)A=n78還有，要抵消或減少中間軸上的軸向力，還應該滿足下式：tan2=z2(1+z7)tanz+zz8128 聯(lián)解上述三式，采用試湊法，當螺旋角為15。時，解(3.14)、(3.15)得：7z=18代入上式近似滿足軸向力平衡8所以需變位yaa=7266=2nm3na=20。nta=tcotta't72t第18頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙x=(inva'inva)=2.387n2tanattn12y=xy=0.387nnz參數(shù)7分度圓直徑節(jié)圓直徑齒頂高z參數(shù)8節(jié)圓直徑d=z7mn=77.65mmcosd'=2a'=60.25mm(u=z7=1.39)1(u+1)z8hh+xy)m=1.793mmaannnnh=(h*+c*x)m=0.21mmfannnnh=(2h*+c*y)m=5.607mmannnnaannnddh+c*x)m=77.23mmfannnn21z8hh+xy)m=5.466mmaannnnh=(h*+c*x)m=0.15mmfannnnh=(2h*+c*y)m=5.607mmannnnaannnd=d2(h*+c*x)m=55.6mmfannnn第19頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙同理：三擋齒輪齒數(shù)z=20z=23=19。時近似滿足軸向力平衡關系66所以需變位a'+a7268y===1.3nm3na=20。nta=tcotta't72tx=z5+z6(inv'inv=1.5923n2tattn12第20頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙nnz參數(shù)5分度圓直徑節(jié)圓直徑z參數(shù)6節(jié)圓直徑d=z5mn=63.457mmcosd'=2a'=77mm(u=z5=0.87)1(u+1)z6aannnnmmfannnnannnnaannnfannnn21z6aannnnmmfannnnannnnaannnfannnn第21頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙四擋齒輪齒數(shù)z=15z=28=22.66。時近似滿足軸向力平衡關系344所以需變位nm3na=20。nta=tcotta't72tx=z3+z4(inv'inv=1.157n2tattnx=0.57x=0.572nnz參數(shù)3分度圓直徑節(jié)圓直徑齒頂高d'=2a'=93.51mm(u=z3=0.54)1(u+1)z4hhxym39mmaannnnh=(h*+c*x)m=2.04mmfannnnh=(2h*+c*y)m=6.279mmannnnaannnddh+c*x)m=44.68mmfannnn第22頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙z參數(shù)4分度圓直徑節(jié)圓直徑d'=ud'=50.49mm(u=z3=0.54)12z4aannnnhh+c*一x)m=2.04mmfannnnannnnaannn齒根圓直徑d=d一2(h*+c*一x)m=86.95mmfannnn初選z=23計算中間軸與倒檔軸的中心距A,設z=1512Amzzmm圓整后取A'=55mm22ynm3na=20。n第23頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙na't72tx=(inva'inva)=0.0128n2tattnx=0.01x=0.002812y=xy=-0.6472nnz參數(shù)節(jié)圓直徑d'=2a'=98.03mm(u11=0.469)1(u+1)zaannnnh=(h*+c*x)m=3.72mmfannnnh(2h*+c*y)m=8.69mmannnnaannnd=d2(h*+c*x)m=88.56mmfannnnz參數(shù)節(jié)圓直徑22zaannnnh=(h*+c*x)m=3.74mmfannnnh(2h*+c*y)m=8.69mmannnnaannn第24頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙d=d2(h*+c*x)m=37.52mmfannnn在這一章中，將文件數(shù)，根據(jù)它們的設計決定傳輸多個文件時，計算在與相應的車輛參數(shù)結(jié)合的傳動比的范圍引入和所涉及的傳動比范圍，也提出了傳輸?shù)膮?shù)的合第25頁共61頁(4.2)(4.2)畢業(yè)設計(論文)紙壓步態(tài)一對互鎖齒面反對在牙齒表面的潤滑油上升小裂縫彼此，則存在的，然后對裂擴展和從牙齒表面的牙齒表面上形成點蝕的表面的方塊顯示。他提出了越來越高的完成的方式來移動換檔，以抵抗和倒擋，因為齒輪變化引起兩個角速度差直接影響動FKK(4.1)=1(4.1)wbty式中，為彎曲應力；F為圓周力，F(xiàn)=2T/d；T為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；Kw11ggfff2TKK=gfcTKKgf=25101031.651.1=814.34MPa850MPc一擋主動齒輪第26頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙=gf==297.79MP850MP=gf==297.79MP850MPac曲應力在400~850N/mm故直齒輪彎曲應力均符合要求2)斜齒輪彎曲應力FK=1FKwwbtyK 寬；t為法向齒距，t=m；y為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)z=z在圖6-1中查得；nacos3ee將上述有關參數(shù)代入式(4.3)，整理后得斜齒輪彎曲應力為2TcosK=g(4.4)wzm3yKKenc四擋齒輪彎曲應力主動齒輪=2TgcosK=2125103cos22.6。1.5=86.73MP250MPmyKKeaanc從動齒輪=2TgcosK=2233.33103cos22.6。1.5=224.24MP250MPwzm3yKKe3.1415330.1572.0aanc當計算載荷T取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩T時，對乘用車常嚙合齒輪和高gemax擋齒輪，許用應力在180~250范圍。符合要求。第27頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙(假定載荷作用在齒頂=20。，f=1)。輪齒接觸應力FE11δj=0.418b(ρz+δj=0.418式中，為輪齒的接觸應力；F為齒面上的法向力，j(4.5)F=F1；F為圓周力，gg為齒輪材料的彈性模量；b為齒輪接觸的實際寬度；p、p為主、從動齒輪節(jié)點處zbzz、p=rsin，斜齒輪p=rzsinbbzcos2r、r為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。zbFE11b(ρb(ρz+ρb)第28頁共61頁FE11b(FE11b(ρz+ρb)畢業(yè)設計(論文)紙==0.4182411032.1105(2+2)3463(cos22.6。cos20。)314sin20346sin20。a四擋齒輪接觸應力δj=0.418=0.4181981032.1105(273sin20。+283sin20。)2733(cos22.66。cos20。)2cos22.66。2cos22.66。a校核都在范圍之內(nèi)，符合要求用在變速器第一軸上的載荷Temax2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸j.齒輪／MP齒輪ja滲碳齒輪滲碳齒輪常嚙合齒輪和高擋在已知兩軸式變速器中心距A時，軸的最大直徑d和支承距離L的比值可在以下輸入軸花鍵部分直徑d(mm)可按下式初選取：d=emaxKK4.0~4.6；T——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩(N.m)。emax為1第29頁共61頁fdfd畢業(yè)設計(論文)紙出軸支承之間的長=310mm。==式中d——軸的最小直徑(mm)；[T]——軸的許用剪應力(MPa)；P——發(fā)動機的最大功率(kw)；n——發(fā)動機的轉(zhuǎn)速(r/min)。33軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖4.2所示，若軸在垂直面內(nèi)撓度為f，在水平面內(nèi)撓度為f和cs=1=1c3EILf=Fa2b22s3EIL 第30頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙 式中F——齒輪齒寬中間平面上的徑向力N()；1F——齒輪齒寬中間平面上的圓周力N()；2E——彈性模量(MP)，E=2.1×105MP；aad——軸的直徑(mm)，花鍵處按平均直徑計算；a、b——齒輪上的作用力距支座A、B的距離(mm)；L——支座間的距離(mm)。cscstraF=1=5440Nt1d11F=2-1=11850Nt9d9FtanaF=t9=4310Nr9cosb9F=2-2=9458N7r7cosb7第31頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙F=23=7690Nt5d5F=F=t5=2960NF=24=6640N3F=tF=t3=2620NF=中=6170NtFtanF=t4=Ftanr4cos4F=中=1539Ntd6F=F=t6=5925NF=中=20093Nt8d8F=tF=t8=7571NF=中=22024Nt10dF=t10F=t10=8016N(1)一檔工作時的計算第32頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙f=r1=r1Fa2b2Ff=r1=r1f=Ft1a2b264=13087222248264=0.04[f]=0.1~0.15mms3E幾d4L32.11053.14324270sf=f2+f2=0.0162+0.042=0.1270.2mmcs(2)二檔工作時的計算f=r2=r2=Fa2b2Fa2b264f=r2=r2=cfFtabf1~0.15mms3EIL32.11053.14464214sf=f2+f2=0.0092+0.0232=0.0250.2mmcs(3)三檔工作時的計算f=r3=r3f=r3=r3f.10mm32.11053.14424214cf=Ft3a2b264=3976772136.5264=0.021[f]=0.1~0.15mms3E幾d4L32.11053.14424214sf=f2+f2=8.510一32+0.0212=0.0220.2mmcs第33頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙3、變速器輸出軸的剛度計算(1)一檔工作時的計算f=r1=r1fcs(2)二檔工作時的計算f=r2=r2=fccs(3)三檔工作時的計算f=r3=r3dL第34頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙fFt3a2b264755511021602640.11[f]0.1~0.15mms3Ed4L32.11053.14354270sfff0.0720.1120.150.2mmcsFr3ab(ba)2889110160(160110)640.3104rad0.002rad3EIL32.11053.14354270Fg11Fg1110278.3542Nt1dmz1n1徑向力F徑向力FFn3872.98N1a1t11(1)繪制軸受力簡圖(圖a)(2)繪制垂直面彎矩圖(圖b)RAVL337.5RBVrRAVCVRBV.22CVRAV.22(3)繪制水平面彎矩圖(圖C)F10278.2542軸承支反力FFt5139.17NRAHRBH22CHRAH.22(4)繪制合成彎矩圖(圖d)CCVCH第35頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙CCVCH(5)繪制轉(zhuǎn)矩圖(圖e)(6)繪制當量轉(zhuǎn)矩圖(圖f)ecC第36頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙FF=ttana=3872.42NrcosnF=Ftan=3740.45Nat(1)繪制軸受力簡圖(圖a)(2)繪制垂直面彎矩圖(圖b)dL77.65339軸承支反力F=Fa.Fr.2=3740.4523872.982=1507.82NRAVL339RBVrRAVLCVRBV2LCVRBV2(3)繪制水平彎矩圖(c)F=F=t==5139.17NRAHRBH22CHRAH.22CHRAH.22(4)繪制合成彎矩圖(圖d)CCVCHCCVCH(5)繪制轉(zhuǎn)矩圖(圖e)(6)繪制當量轉(zhuǎn)矩圖(圖f)ecC第37頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙=ec==47.38MPa55MPaLSv5.19)號軸承C=37KN，C=32.2KN；orrorr第38頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙1、變速器一檔工作時軸承的徑向載荷F=4310N，F(xiàn)=11850Nra9ABF1066s=A==333.F106612Y21.6s=FB=12021=3756.56N22Y21.61a92所以軸承內(nèi)部軸向力F=11850NF=s+F=12183.125+11850=24033.125Na71a9計算軸承當量動載荷pF1066AF12021BP=f(xF+yF)pra式中F——支反力。rf=1.4pp=39410N1p=54919N2查表4.1可得到該檔的使用率，所以L=106(C)=198hh60nP2第39頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙0所以軸承壽命滿足要求。L=106(C)e=198hh60nP22、變速器四檔工作時F==6398NtdF=Ftanan=2534Nrtcosfgi變變速器檔位Ⅲ88傳動比111檔位數(shù)4455668111111Ⅳ3433221貨車車型F=Ftan=2329Nat軸承的徑向載荷：F=198N；F=2898NABs=FB=724.5N12Ys=FA=49.5N22Y以F=430NF=s+F=3053.5Na21a計算軸承當量動載荷p，查機械設計手冊得到e=0.3。第40頁共61頁畢業(yè)設計(論文)紙Fx=1 a1eFy=0AFx=0.4 Fy=2BP=f(xF+yF)praf=1.4p1p=5581N220所以軸承壽命滿足要求。本章首先在齒輪和齒輪的形式破壞引入強度計算，剛度和強度檢查，以驗證設備的強第