四輪農(nóng)用運輸車機(jī)械式變速箱設(shè)計

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1、四輪農(nóng)用運輸車機(jī)械式變速箱設(shè)計 摘 要 本設(shè)計是四輪農(nóng)用運輸車機(jī)械式變速箱的設(shè)計，采用三軸式滑移齒輪換擋，這 種方案傳動效率高，制造簡單，成本低廉，維修方便，并設(shè)置有直接檔，提高了本 車的機(jī)動性和實用性。 首先在緒論中簡單介紹了四輪農(nóng)用運輸車的相關(guān)知識，然后從整車質(zhì)量開始設(shè) 計，選用匹配的發(fā)動機(jī)，驗算車輛行駛的最高速度。之后開始具體設(shè)計變速箱的各 個參數(shù)，確定變速箱的傳動方案和檔位設(shè)置是首要任務(wù)，然后根據(jù)確定的傳動比， 設(shè)計傳動系統(tǒng)中各個齒輪的相關(guān)參數(shù)，然后根據(jù)相關(guān)原則和經(jīng)驗公式具體確定軸的 結(jié)構(gòu)和軸承的選型，然后通過已有公式的計算校核齒輪的接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度，軸 的剪力、彎矩等還有軸承的使用

2、壽命，最后得到所設(shè)計的方案可以達(dá)到使用要求， 接下來完成相關(guān)圖紙的繪制。 關(guān)鍵詞：四輪農(nóng)用運輸車，機(jī)械式變速箱，三軸式，滑移齒輪換擋 Mechanical Transmission design of the four-wheel farm vehicles Abstract This design is the mechanical transmission design of the four-wheel farm vehicles. The transmission is three-axis and sliding by gear shift, it has high transmis

3、sion efficiency. And the program can be easily created, low cost, easy to repair, and it set up a direct stall, enhanced the mobility and practicality of the vehicles. First it give a brief introduction of the knowledge of four-wheel farm vehicles, and start from the quality of the whole vehicle, th

4、en decide the choice of the matching engine, check the vehicles maximum speed. Then determine the various parameters of the specific design of the transmission, the transmission scheme and setting up the stalls is a priority, and then determine the transmission ratio of each gear in the design of tr

5、ansmission system parameters, and then specifically identified in accordance with the relevant principles and empirical formula selection of the structure of the shaft and bearing, and then through the existing formula check and calculate the gears contact strength, bending strength, the axis of the

6、 shear, bending moment, bearing life, and finally the design can achieve the using requirements, the next is to complete the drawing of the associated parts. Keywords: four-wheel farm vehicles, mechanical transmission, three-axis, sliding gear shift 目 錄 摘要 Abstract 1 緒論 .1 2 四輪農(nóng)用運輸車主要參數(shù)的確定 .2 2.1 總質(zhì)

7、量的確定 .2 2.2 發(fā)動機(jī)的選型 .2 2.3 最高車速的確定 .3 3 變速箱參數(shù)設(shè)計 .4 3.1 設(shè)計方案的確定 .4 3.1.1 可選方案 .4 3.1.2 確定方案 .4 3.2 零部件的相關(guān)設(shè)計原則 .5 3.3 基本參數(shù)的確定 .6 3.3.1 初選各檔傳動比 .6 3.3.2 初選中心距 .7 3.3.3 初選變速箱的軸向尺寸 .8 3.3.4 齒輪參數(shù) .8 3.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 .10 3.4 齒輪的設(shè)計計算 .12 3.4.1 幾何尺寸計算 .12 3.4.2 齒輪的材料及熱處理 .13 4.變速箱其它有關(guān)參數(shù)設(shè)計校核 .14 4.1 齒輪的相關(guān)校核 .14

8、 4.1.1 齒輪的彎曲強(qiáng)度校核 .14 4.1.2 齒輪的接觸強(qiáng)度校核 .15 4.2 軸的設(shè)計校核與軸承的選擇 .18 4.2.1 軸的設(shè)計校核 .18 4.2.2 軸承的選擇和壽命計算 .29 參考文獻(xiàn) 致謝 1 四輪農(nóng)用運輸車機(jī)械式變速箱設(shè)計 1 緒論 農(nóng)用運輸車是一種特殊的貨車， “四輪農(nóng)用運輸車”又名“低速貨車” ， “農(nóng)用 運輸車”實質(zhì)上是汽車的一類。GB18320-2001 規(guī)定以柴油機(jī)為動力裝置，中小噸 位、中低速度，從事道路運輸?shù)臋C(jī)動車輛，包括三輪農(nóng)用運輸車和四輪農(nóng)用運輸車 等，但不包括輪式拖拉機(jī)車組、手扶拖拉機(jī)車組和手扶變型運輸機(jī)。農(nóng)用運輸車最 高設(shè)計車速不大于 70km

9、/h，最大設(shè)計總質(zhì)量不大于 4500kg，長小于 6m、寬不大于 2m 和高不大于 2.5m。我國農(nóng)用運輸車誕生于 20 世紀(jì) 80 年代初。我國農(nóng)村運輸?shù)?特點是運量小、運距短、貨物分散、道路條件差。由于同噸位的柴油車較汽油車運 載能力強(qiáng)，燃油價格低，且柴油保管無須特殊設(shè)備，又為廣大農(nóng)民所熟悉，所以， 農(nóng)用運輸車均選用柴油機(jī)為動力。農(nóng)用運輸車的載質(zhì)量一般不超過 1.5t。當(dāng)前四輪 農(nóng)用運輸車載質(zhì)量分為 4 個等級，包括 1.5t、1.0t、0.75t 和 0.5t 級。 變速箱的設(shè)置是為了適應(yīng)在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行 駛條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同要求。 本次設(shè)計

10、的課題為四輪農(nóng)用運輸車機(jī)械式變速箱設(shè)計，說明書以設(shè)計四輪農(nóng)用 運輸車機(jī)械式變速箱的傳動機(jī)構(gòu)為主線。第 1 章是對設(shè)計的簡單介紹。第 2 章主要 確定四輪農(nóng)用運輸車的參數(shù)，進(jìn)而明確變速箱應(yīng)滿足的條件及其所受的限制。第 3 章是對四輪農(nóng)用運輸車機(jī)械式變速箱的傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計說明，首先是對四輪農(nóng)用運 輸車的產(chǎn)品技術(shù)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行分析，然后確定四輪農(nóng)用運輸車的總質(zhì)量，以此來 選擇合適的發(fā)動機(jī)。根據(jù)發(fā)動機(jī)的功率以及汽車的總質(zhì)量計算該車的最高速度。關(guān) 于變速箱的設(shè)計，首先選擇合適的傳動方案并確定其檔位數(shù)，接著對工況進(jìn)行分析， 擬訂變速箱的各檔位的傳動比和中心距，然后計算出齒輪參數(shù)以選擇合適的齒輪。 第四章則

11、是關(guān)于對變速箱其他參數(shù)進(jìn)行設(shè)計校核，包括初選變速箱軸與軸承并且完 成對軸和軸承的校核，最終完成變速箱的裝配圖和零件圖的繪制。 2 2 四輪農(nóng)用運輸車主要參數(shù)的確定 2.1 總質(zhì)量的確定 汽車的整備質(zhì)量由經(jīng)驗公式來計算： （2-00me 1） 式中 汽車的載質(zhì)量；em 整車整備質(zhì)量；0 質(zhì)量系數(shù)。 表2-1 質(zhì)量系數(shù) om 車型 總質(zhì)量 ta/ 0m 貨車 1.8 6.0 0.80 1.10 貨車 6.0 14.0 1.20 1.35a 貨車 14.0 1.30 1.70m 農(nóng)用運輸車的總質(zhì)量 由整備質(zhì)量 、載質(zhì)量 和駕駛員以及隨行人員質(zhì)a0e 量三部分組成，即 （2-2）kgnea651 式中

12、， 為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。1n 此設(shè)計采用柴油機(jī)，查表2-1得質(zhì)量利用系數(shù)為0.801.10，其載質(zhì)量是 =1.5103kg, 由式（ 2-1）得：em 0.1850ma =15001875kg 此車設(shè)計為單排室,所以 =2,由公式（2-2）得:1nkgnea6510 =（15001875）+1500+265 =31303505kg 本設(shè)計選用m a=3400kg。 2.2 發(fā)動機(jī)的選型 參照 2815 系列四輪農(nóng)用運輸車，針對本次設(shè)計選用 YD480 柴油機(jī)。 表 2-2 YD480 柴油機(jī)技術(shù)參數(shù) 3 型號 YD480 行程（mm） 90 1 小時功率/轉(zhuǎn)速（k

13、W/r/min） 29/3000 最大扭矩（Nm） 104 壓縮比 18 排量（L） 1.809 噴油壓力（kPa） 220.5 2.3 最高車速的確定 （2-3）3maxmaxmax76140301VACgfPDTe 式中 發(fā)動機(jī)最大功率，kW；maxeP 傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅(qū)動橋的 42 式汽車取T 0.9； 汽車總質(zhì)量，kg；a 重力加速度， ms 2；g 滾動阻力系數(shù)，對農(nóng)用運輸車取 0.02，對礦用自卸汽車取 0.03，對f 轎車等高速車輛需考慮車速影響并取 0.0165+0.0001（V a-50） ；f 最高車速，kmh；maxV 空氣阻力系數(shù)，轎車取 0.40.6

14、，客車取 0.60.7，貨車取 0.81.0DC 汽車正面投影面積， ，若無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距 B1、汽車總高A H、汽車總寬 B 等尺寸近似計算： 對轎車 A0.78BH； 對農(nóng)用運輸車 AB 1 H。 由式（2-3）得： 3maxmaxmax7614030VACgfPDTe 3axax59.62.894.0129 算出 Vmax61.5km/h, 因為農(nóng)用運輸車最高設(shè)計車速不大于 70km/h，所以該設(shè) 計滿足要求。 4 3 變速箱參數(shù)設(shè)計 3.1 設(shè)計方案的確定 農(nóng)用運輸車變速箱一般選用機(jī)械式，它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。 采用這種變速箱的低速載貨汽車通常有 35 個前進(jìn)檔和

15、一個倒檔。最近幾年液力 機(jī)械變速箱和機(jī)械式無級變速箱在汽車上的應(yīng)用越來越廣泛，根據(jù)目前廣泛使用變 速箱的種類，以及應(yīng)用的范圍，初步擬定三種備選方案。 3.1.1 可選方案 a.兩軸式 兩軸式變速箱結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高。兩軸式變 速箱的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體。除倒檔常用滑移齒輪 （直齒圓柱齒輪）外，其他檔位均采用常嚙合齒輪（斜齒圓柱齒輪）傳動,但兩軸式 變速箱沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增 加了磨損。特點是輸入軸和輸出軸平行，無中間軸。我國常見的國產(chǎn)轎車均采用這 種形式的變速箱，如捷達(dá)、桑塔納、富康等。 b.三軸

16、式 三軸式變速箱的典型結(jié)構(gòu)是第一軸常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間 軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩則 稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩， 因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小,其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳 遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，直接檔 外的其他各檔傳動效率有所降低，適用的布置形式為傳統(tǒng)的發(fā)動機(jī)前置、后輪驅(qū)動。 c.液力機(jī)械式 由液力變矩器和齒輪式有級變速箱組成,其特點是傳動比可在最大值和最小值之 間的幾個間斷范圍內(nèi)作無級變化，并且沖擊振動小，但結(jié)構(gòu)和計算復(fù)雜，

17、造價高， 傳動效率也較低。 3.1.2 確定方案 由于農(nóng)用運輸車一般是傳統(tǒng)的發(fā)動機(jī)前置，后輪驅(qū)動的布置形式，并考慮檔位 設(shè)置和結(jié)構(gòu)簡單，最終確定采用三軸式，具體傳動方案如圖 3-1。 5 圖 3-1 三軸式 參考相關(guān)書籍中關(guān)于倒檔的布置方案，決定采如下圖（圖 3-2）倒檔方案。 圖 3-2 倒檔布置方案 3.2 零部件的相關(guān)設(shè)計原則 本設(shè)計采用三軸式，只有一對常嚙合齒輪副，選用直齒滑移齒輪來換檔。 第一軸通常與齒輪做成一體，其長度取決于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的 花健尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵相同，采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，鍵齒之間 為動配合。第二軸為階梯式以便于齒輪安裝。當(dāng)一檔、倒檔采

18、用滑移齒輪掛檔時， 第二軸的相應(yīng)花鍵采用矩形花鍵及動配合，這時要磨削定心的外徑，也還磨削鍵齒 側(cè)，而矩形花鍵的齒側(cè)磨削要比漸開線花鍵容易，所以選擇矩形花鍵。變速箱中間 軸分為旋轉(zhuǎn)式和固定式兩種。旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上。其上的一 檔齒輪常與軸做成一體，而高檔齒輪則用鍵或過盈配合與軸連接以便于更換。固定 式中間軸為僅起支承作用的光軸，與殼體呈輕壓配合并用鎖片等作軸向定位。剛度 主要由支承于其上的連體齒輪的結(jié)構(gòu)保證。 根據(jù)變速箱的結(jié)構(gòu)選定軸承，再驗算其壽命。第一軸前軸承采用向心球軸承， 后軸承為外圈帶止動槽的向心球軸承，因為它不僅受徑向負(fù)荷而且承受向外的軸向 負(fù)荷。為便于第一軸的拆裝，

19、后軸承的座孔直徑應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。 6 第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽的單列向心球軸 承，因為它也要承受向外的軸向力。旋轉(zhuǎn)式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承， 此軸承不承受軸向力，因為在該處布置軸承蓋困難；后軸承為帶止動槽的向心球軸 承。中間軸的軸向力應(yīng)盡量相互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受。中間軸軸承的徑 向尺寸常受中心距尺寸限制，故有時采用無內(nèi)圈的短圓柱滾子軸承。固定式中間軸 采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承著連體齒輪。 3.3 基本參數(shù)的確定 3.3.1 初選各檔傳動比 a.根據(jù)最大爬坡度確定 爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪

20、胎與路面間的 滾動阻力及爬坡阻力。故有： （3-1）maxaxmax0max )sinco( gfgriTtge 則由上式得到的變速箱檔傳動比為： （3-2）teaxrgiTi0m 式中 農(nóng)用運輸車總質(zhì)量；m 重力加速度；g 道路阻力系數(shù)；f max道路最大阻力系數(shù)； 最大爬坡要求；max 驅(qū)動車輪的滾動半徑；r 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；aeT 主減速比；0i 傳動系的傳動效率。t 主減速比 i0的確定： （3-3）ghaprivni mx0)472.3.( 式中 r r車輪的滾動半徑，m； np發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min； igh變速箱最高檔傳動比； vamax最高車速，km/h。 本設(shè)計變速箱 igh

21、=1，農(nóng)用運輸車的最大爬坡度約為 30%，即 =16.7，max =0.02f 由式（3-3）得： 7 3.6245.0)472.03.(max0 prghprnivni 由式（3-2）得： .16si.co.max 48.5903425.08930ax tergiTi b.根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定 查閱相關(guān)資料得變速箱檔傳動比為： （3-4）tergiTGi0max2 式中 滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷；2G 道路的附著系數(shù)，計算時取 =0.50.6。 因為該車 42 后輪單胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為 60%68%，所以 G2=35009.868=23324N 由式（3-

22、3）和式（3-4）得： 31.7194062.30max2 tergiTi 綜合考慮 a 和 b 的結(jié)果得： 5.48 ig 7.31，取 ig =（5.48+7.31）/26.40 變速箱的最高檔為直接檔，中間檔的傳動比理論上按公比為 （其中1ngiq n 為檔位數(shù)）的幾何級數(shù)排列。因為 ，所以初步確定578.140.631ngiq ig =q=1.857,ig =ig q=3.447 3.3.2 初選中心距 三軸式變速箱的中心距 A（mm）可根據(jù)經(jīng)驗公式初選： （3-5）3maxTK 式中 中心距系數(shù)。對轎車取 8.99.3；對農(nóng)用運輸車取 8.69.6；對多AK 檔主變速箱，取 9.51

23、1； 變速箱處于檔時的輸出轉(zhuǎn)矩， ； （3-maxT geiTmaxa 6） 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Nm；ae 8 變速箱的檔傳動比；gi 變速箱的傳動效率，取 0.96。 由式（3-6）得： =1046.40.96=638.976NmgeiTmaxa 由式（3-5）得: mm68.207.496.38).68(3ax KA 初選中心距也可由發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出： （3-7）3maxeAT 式中 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時的中心距系數(shù)，對轎車取Ae 14.516.0，對農(nóng)用運輸車取 17.019.5。 由式（3-7）得: mm7.915.104)5.97(33max TKeA 查閱相關(guān)書

24、籍得到變速箱的中心距應(yīng)在 80170mm 范圍內(nèi)變化,初選 A=100mm。 3.3.3 初選變速箱的軸向尺寸 查閱相關(guān)書籍得到農(nóng)用運輸車變速箱殼體的軸向尺寸與中心距的關(guān)系： 四檔時軸向尺寸為（2.42.8）A 初選軸向尺寸:（2.42.8）A=（2.42.8）100=240280mm 變速箱殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速箱總裝圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 3.3.4 齒輪參數(shù) a.齒輪模數(shù) 根據(jù)圓柱齒輪強(qiáng)度的簡化計算方法，可列出直齒輪模數(shù) 與彎曲應(yīng)力 之間mw 有如下關(guān)系： （3-8）32wcfjyzKTm 式中 計算載荷，Nmm；jT 應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65；K 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取

25、 1.1，被動齒輪取 0.9；f 齒輪齒數(shù)；z 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.47.0；c 齒形系數(shù)，見圖 3-3。齒高系數(shù) 相同、節(jié)點處壓力角不同時：y f ， ， ， ；壓力角205.1479y205.179y205.1y2053.y 9 相同、齒高系數(shù)為 0.8 時， ；18.04ffyy 輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng) 時，直齒齒輪的許用應(yīng)力wmaxejT MPa。8504w 圖 3-3 齒形系數(shù) y 參考同類車型，初選第一軸的軸齒輪的齒數(shù) z=17，查圖 3-3 得 y=0.12。 由公式（3-8）得： 2.35)8504(12.0714.3.6233 yzKTmwcfj 出于工藝考慮，模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一

26、。表 3-1 給出了汽車變速箱齒輪模數(shù)范圍。 表 3-1 變速箱齒輪的法向模數(shù) mn 車型 微型、輕型轎車 中級轎車 中型貨車 重型汽車 Mn 2.252.75 2.753 3.504.5 4.506 設(shè)計時所選模數(shù)應(yīng)符合國標(biāo) GB1357-78 規(guī)定（表 3-2）并滿足強(qiáng)度要求。 表 3-2 變速箱常用齒輪模數(shù)（mm） 1 1.25 1.5 - 2 - 2.5 - 3 - - - 1.75 - 2.25 - 2.75 - - - - 4 - 5 - 6 - 3.25 3.5 3.75 - 4.5 - 5.5 - 3.25 由表 3-1 和表 3-2 并且參照同類車型選取 m=3.5。 b.壓

27、力角 國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20，本設(shè)計的所有齒輪選用標(biāo)準(zhǔn)直齒輪。 c.齒寬 10 根據(jù)以下公式來確定齒寬 b： （3-9）ncmK 式中 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.47.0，斜齒輪取 7.08.6；cK 法面模數(shù)。nm 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 由式（3-9 ）得： ,由此確定各檔的齒輪齒寬如下：24.51.357.0)(4b 常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪 b=16mm,第一軸軸齒輪 b=18mm； 檔：中間軸上齒輪 b=21mm,對應(yīng)的一檔齒輪 b=21mm； 檔：中間軸上齒輪 b=19mm, 對應(yīng)的二檔齒輪 b=19mm； 檔：中間軸上齒輪

28、b=21mm, 對應(yīng)的三檔齒輪 b=21mm； 倒檔：b=21mm,b=19mm。 d.齒頂高系數(shù)和齒底高系數(shù) 本設(shè)計的齒頂高系數(shù)為 1，齒底高系數(shù)為 0.25。 3.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配 最終確定如下圖的傳動方案： 12345678910 圖 3-4 本設(shè)計變速箱傳動方案簡圖 檔齒輪： 根據(jù)傳動原理圖可知檔傳動比 ，且gi （3-10）8172z 為了確定 、 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ：7z8 直齒齒輪： 11 （3-11）mAz2 先取齒數(shù)和為整數(shù)，再分配給 、 。78 由式（3-11）得： 14.57.302z 取 =60，標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒數(shù)不能小于 17，故取 z8=17，得出 z7=6

29、0-17=43。z 修正中心距： 如果計算所得的 、 不是整數(shù)，則取為整數(shù)后還需按公式反算中心距 A，7z8 由式（3-11）得： A=（3.560）/2=105mm 常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)： （3-12）7812zig 確定了 、 后由式（3-11）和（3-12）聯(lián)立方程求解 、7z8 1z2 故 ； 605.312)(.4.21782mAzig 71432 其他檔位的齒輪： 檔齒輪副： （3-13）6152zig 由式（3-11）和（3-13）聯(lián)立方程求解 、 。5 因為 ig = ig q=3.516 ，所以先試湊 、 。6 試湊出 、 ，此時 。3z527609.3ig 檔齒輪副： （

30、3-14）4132zig 由式（3-11）和（3-14）聯(lián)立方程求解 、 。3 因為 ig =q=1.857 ，所以先試湊 、 。4605.3127434313mAzzig 試湊出 、 ，此時 ig =1.69。24z36 倒檔齒輪副： 12 通常檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪齒數(shù) 。則中間軸與231z0 倒檔軸之間的中心距為： （3-15）2/)(108zmA 初選 ,由式（3-15）得:2z10 mm25.68/)7(5.3/)(108 z 為了避免干涉，齒輪 8 與齒輪 9 的齒頂圓之間應(yīng)有不小于 0.5mm 的間隙，則: （3-16）.2/8Ada 由式（3-16 ）得: m69

31、125.3175.61289 aaAdmh3-9- 根據(jù) 選擇齒數(shù)，取 。97z 最后計算倒檔與第二軸的中心距： （3-17）2/)(97zA 由式（3-17 ）得: mm105/435.2/)(97 ）（zm 8.287198170ig倒 檔 綜合上述計算修正一下各檔的傳動比，如表 3-3。 表 3-3 各檔最終傳動比 檔位 倒檔 速比 6.40 3.09 1.69 1 8.28 3.4 齒輪的設(shè)計計算 3.4.1 幾何尺寸計算 常嚙合齒輪副：Z 1=17 5.917.3mzd 5.6.325.9daah7.02-2-ffh Z2=43 0.4. 17.1.4.ff 檔齒輪副：Z 8=17

32、5.917.3zd 5.6.3259daah7.02.13-2-ffh Z7=43 0.4.m17.4.ff 檔齒輪副：Z 6=27 59.7.3zd 50.3259.daah 13 758.2.153-94.2-dffh Z5=33 53mz 512.31.daah06.1.ff 檔齒輪副：Z 4=36 6.25.72.1-2-dffh Z3=24 845.3z 91.384daah.53ff 倒檔齒輪：Z 10=22 7.m.25.6.12-dffh Z9=17 .915.3z 5.6.39daah （單位：mm）.052ff 3.4.2 齒輪的材料及熱處理 國產(chǎn)農(nóng)用運輸車變速箱齒輪的常用

33、材料是 20CrMnTi,也有用 20Mn2TiB,20MnVB 的。這些低碳合金鋼經(jīng)過滲碳、淬火處理，提高表面硬度，細(xì)化材料晶粒。為消除 內(nèi)應(yīng)力，還要進(jìn)行回火。變速箱齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下： mn3.5 滲碳深度 0.81.2mm 3.5m n5 滲碳深度 0.91.3mm mn5 滲碳深度 1.01.6mm 滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為 HRC5863，心部硬度為 HRC3348。本設(shè)計變速箱齒輪選用材料是 20CrMnTi。 14 4.變速箱其它有關(guān)參數(shù)設(shè)計校核 4.1 齒輪的相關(guān)校核 4.1.1 齒輪的彎曲強(qiáng)度校核 直齒齒輪彎曲應(yīng)力 ：w （4-1）yzKmT

34、cfjw32 式中 計算載荷，N mm；jT 應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取 1.65；K 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 1.1，被動齒輪取 0.9；f 齒輪模數(shù)；m 齒輪齒數(shù)；z 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.47.0；c 齒形系數(shù)，見圖 3-3。齒高系數(shù) 相同、節(jié)點處壓力角不同時：y f ， ， ， ；壓力角205.1479y205.1789y205.1y2053.y 相同、齒高系數(shù)為 0.8 時， ；.4ff 輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng) 時，直齒齒輪的許用應(yīng)力wmaxejT MPa。4w 當(dāng)校核時需要校核受力最大和危險的檔位齒輪。所以分別計算檔、倒檔齒輪 的彎曲強(qiáng)度。 a.檔齒輪副：主動齒輪 z8=17,從動

35、齒輪 z7=43 檔主動齒輪的計算載荷 Tj=Temaxi12=10443/17263.06Nm 由式（3-18 ）得:主動齒輪 z8的彎曲強(qiáng)度： MPayzKmcfjw 2.790.4612.0)74.(15.3460223 檔從動齒輪的計算載荷 Tj=Temaxig =1046.40=665.6 Nm 從動齒輪 z7的彎曲強(qiáng)度： PayTcfjw 75.643.012.)74.(35.143906223 b.倒檔齒輪副:因為倒檔齒輪相當(dāng)于一個惰輪,所以主動齒輪是 Z8=17，從動齒 輪是 Z10=22。通過惰輪后主動齒輪是 Z9=17，從動輪是 Z7=43。 惰輪的計算載荷 Tj=Tema

36、xi12i810=104（43/17）（22/17）340.43Nm 15 通過惰輪前，Z 10=22 的彎曲強(qiáng)度由公式（4-1）得: MPayzKmTcfjw 54.60.412.)74.(25.314096023 通過惰輪后主動輪是 ，從動輪是 。79 3z Z9的計算載荷 Tj=Temaxi12i810=104（43/17）（22/17）340.43Nm Payzcfjw 63.10279.6412.0)74.(15.3460223 Z7的計算載荷 Tj=Temaxi 倒檔 =1048.28=861.12 Nm MayzKmcfjw 73.8694.512.0)74.(35.143962

37、823 以上的齒輪副都滿足彎曲強(qiáng)度的要求。 4.1.2 齒輪的接觸強(qiáng)度校核 齒輪的接觸應(yīng)力按下式計算： （4-2）)1(418.02bFEj 式中 F法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力，N； （4-3）cost Ft端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力，N； （4-4）dTFjt2 Tj計算載荷，Nmm； d節(jié)圓直徑，mm； 節(jié)點處壓力角； 螺旋角； E齒輪材料的彈性模量，鋼取 2.1105MPa； b齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為 b/cos 代替，mm； 主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑，mm；直齒齒輪：21, ， ；斜齒齒輪： ，sin1rsin2r21cos/inr ；2co/ r1，r 2分別為主

38、、被動齒輪的節(jié)圓半徑，mm。 當(dāng)計算載荷為 許用接觸應(yīng)力見表 4-1。max5.0ejT 16 表 4-1 變速箱齒輪的許用接觸應(yīng)力 單位 /MPaj 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔 19002000 9501000 常嚙合及高檔 13001400 650700 常嚙合齒輪副：當(dāng)計算載荷為 =0.5104=52Nm,max5.0ejT 由式（4-4 ）和（4-3 ）得: NdFjt 9.1745.32 t 0.86coscos mm mm2.10/)in5.317(sin1 r 7.25/)0sin5.34(in2 r 由式（4-2 ）得: MPabFEj 4.6)7.21.0(61.84.)

39、(48.0 521 檔: 計算載荷為 i =0.51046.40=332.8Nm,max5.0ejT 由式（4-4 ）和（4-3 ）得: NdFjt 6.425.341082 t .7coscos mm2.10/)in5.31(in1 r mm75s4s2 由式（4-2 ）得: MPabFEj 4.106).2.10(2.70618.)1(48.0 52 檔：計算載荷為 I =0.51043.09=160.68Nm,max5.0ejT 由式（4-4 ）和（4-3 ）得: NdFjt 34.2785.31062 17 NFt 94.250cos3.78cos mm 16./)in.2(in1r

40、mm 7592s53s2 由式（4-2 ）得: MPabFEj 69.803).16.(190.48.0)1(418.0 52 檔：計算載荷為 i =0.51041.6987.88Nm,max5.ejT 由式（4-4 ）和（4-3 ）得: NdFjt 38.2095.324187 t 4.coscos mm5.21/)0in5.36(in1 r mm364s24s2 由式（4-2）得: MPabFEj 78.1)36.45.21(0.9518.0)1(48.02 倒檔:計算載荷為 i12=0.510443/17=131.53Nm,max5.ejT 由式（4-4）和（4-3）得: NdFjt 1

41、8.425.31702 t .7coscos mm2.10/)in5.317(in1 r mm73s2s2 由式（4-2）得: 18 MPabFEj 74.195).32.10(2.84701.)1(48.0 52 計算載荷為 i 倒檔 =0.51048.28=430.56Nm,max5.ejT 由式（4-4）和（4-3）得: NdFjt 73.521.3406t 89.cos7cos mm17.02/)in5.31(in1 r mm5s4s2 由式（4-2）得: MPabFEj 8.1206)7.5.10(.289601.)1(48.0 52 以上的計算數(shù)據(jù)都滿足強(qiáng)度的要求。 4.2 軸的設(shè)

42、計校核與軸承的選擇 4.2.1 軸的設(shè)計校核 變速箱軸的最大直徑 d 與支承間的距離 l 可按下列關(guān)系式初選： 對第一軸及中間軸： 18.06.d 對第二軸： （4-5）218.0l 三軸式變速箱的第二軸與中間軸的最大直徑 d 可根據(jù)中心距 A 按下式初選： （4-6）Ad)6.45.( 由式（4-6）得： =（0.450.60）105=47.2563mmAd)60.45.( 由式（4-5）得： 第二軸：l=d/（0.180.21）=225350mm； 中間軸：l=d/（0.160.18）=262.5393.75mm； 第一軸：l=d/（0.160.18）=104.4135.13mm。 第一軸

43、花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 Temax（Nm）按下式初選： （4-7）3max)6.4(ed 19 由式（4-7）得： mTde 62.18.104)6.()6.4( 33max 初選的軸徑還需進(jìn)行修正，各力的求取參考相關(guān)力學(xué)書籍，作用在第一軸上的 轉(zhuǎn)矩應(yīng)取 Temax。 齒輪嚙合的圓周力 Ft、徑向力 Fr、及軸向力 Fa可按下式求出： （4-8） diTiearet /tn2)cos(/maxa 式中 i至計算齒輪的傳動比； d計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm； 節(jié)點處壓力角； 螺旋角； 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Nmm。maxeT 在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 （MPa）為： （4-9）32dMW

44、 （4-10）2jscT 式中 W彎曲截面系數(shù)，mm 3； d軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm； Mc在計算斷面處軸的垂向彎矩，Nmm； Ms在計算斷面處軸的水平彎矩，Nmm； 許用應(yīng)力，在低檔工作時取 400MPa。 變速箱軸與齒輪的制造材料相同，計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和 轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以 不必計算。變速箱齒輪在軸上的位置如圖 4-1 所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為 fc, 在水平面內(nèi)撓度為 fs和轉(zhuǎn)角為 ，可分別用下式計算： 圖 4-1 變速箱軸的撓度和轉(zhuǎn)角 20 （4-11） EILabFfIbartSrc3)(

45、32 式中 E彈性模量，MPa，E=2.110 5MPa； I慣性矩，對實心軸 I=d 4/64，mm 4； d軸的直徑，mm，花鍵處按平均直徑來計算； a,b齒輪上的作用力矩支座 A、B 的距離，mm； L支座間的距離，mm。 在上述計算中，花鍵軸的計算直徑可取為其花鍵內(nèi)徑的 1.1 倍。軸斷面的轉(zhuǎn)角 不應(yīng)大于 0.002rad（弧度） 。軸的垂向撓度的容許值 fc0.050.10mm；軸的水 平撓度的容許值 fs0.100.15mm。軸的合成撓度應(yīng)小于 0.20mm。 a.校核第二軸在各檔位下的的強(qiáng)度與剛度 檔：此時第二軸受到齒輪 Z7的作用力 由式（3-5 ）得： NdiTFert 27

46、.31845./20tan4.6102/tan2 835/43mx ）（）（水 平 平 面 :垂 直 平 面 2N1 圖 4-2 第二軸在檔時 垂直面內(nèi)： N1=Fr1b/l=3184.2732/193527.96N Mc=N1a=527.96（193-32）8.510 4Nmm 水平面內(nèi)： Ms=Ft ba/l=8845.18（32/193）（193-32）2.410 5Nmm 由式（4-10 ）得： Tj=Temaxi =1046.40=665.6Nm 23252422 106.10.105.8）（）（）（ jscT 7.1210 5Nmm 由式（4-9 ）得: 21 MPadMW57.2

47、431.307235 剛度：花鍵軸的計算直徑取其花鍵內(nèi)徑的 1.1 倍,d h=1.131=34.1mm， I=d h4/64=3.1434.14/64 66338.74mm 4。 由式（4-11 ）得： radEILabFmfIbartSrc 45225 106.9374.6810.39784)( . 01.3.610.3978）（ ）（ ）（ 軸的合成撓度 mm。022scff 以上數(shù)據(jù)滿足要求。 檔：此時第二軸受到齒輪 Z5的作用力 由式（3-5 ）得： NdiTFert 28.0345.3/20tan9.31042/tan2 685/mx3 ）（）（水 平 平 面 :垂 直 平 面 2

48、N1 圖 4-3 第二軸在檔時 垂直面內(nèi): N2=Fr a/l=2003.2891/193=944.55N Mc=N2b=944.5（193-91）9.610 4Nmm 水平面內(nèi): N 2=Ft a/l=5564.68（91/193）2.6210 3N Ms=N 2b=2.62103（193-91）2.710 5Nmm 由式（4-10 ）得： Tj=Temaxi =1043.09=321.36Nm 23252422 106.107.106.9）（）（）（ jscT 4.310 5Nmm 22 由式（4-9 ）得: MPadMW10.4731.235 剛度：d h=1.131=34.1mm， I

49、=d h4/64=3.1434.14/64 66338.74mm 4。 由式（4-11 ）得： radEILabFmfIbartSrc 552225 104.937.6810.3)1(9)( 6.4.8640.37.10.3)9( 軸的合成撓度 mm0222scff 檔：此時第二軸受到齒輪 Z3的作用力 由式（3-5 ）得： NdiTFert 51.06245.3/0tan69.1042/tan2 78453/1mx ）（）（水 平 平 面 :垂 直 平 面 2N1 圖 4-4 第二軸在檔時 垂直面內(nèi): N2=Fr a/l=1506.5165/193507.37N Mc=N2b=507.37（

50、193-65）6.510 4Nmm 水平面內(nèi): N 2=Ft a/l=4184.76（65/193）1.4110 3N Ms=N 2b=1.41103（193-65）1.810 5Nmm 由式（4-10 ）得： Tj=Temaxi =1041.69=175.76Nm 23252422 1076.108.5.6）（）（）（ jscT 2.610 5Nmm 由式（4-9 ）得: 23 MPadMW94.8314.06235 剛度：d h=1.131=34.1mm， I=d h4/64=3.1434.14/64 66338.74mm 4。 由式（4-11 ）得： radEILabFmfIbartSr

51、c 552225 108.9374.6810.3)9()( 6.748013.7.63810.3)59( 軸的合成撓度 mm0222scff 倒檔：此時第二軸受到齒輪 Z7 的作用力 由式（3-5 ）得： NdiTFert 64.1935./20tan8.1042/tan2 4135/3mx ）（）（倒 檔倒 檔 水 平 平 面 :垂 直 平 面 F倒 擋 2N1倒 擋 圖 4-5 第二軸在倒檔時 垂直面內(nèi): N1=Fr 倒檔 b/l=4119.6432/193683.05N Mc=N1a=683.05（193-32）1.110 5Nmm 水平面內(nèi): N 2=Ft 倒檔 b/l=11443.4

52、6（32/193）1.910 3N Ms=N 2a=1.9103（193-32）3.0610 5Nmm 由式（4-10 ）得： Tj=Temaxi 倒檔 =1048.28=861.12Nm 23252522 10.86109.104. ）（）（）（ jscT 9.1410 5Nmm 由式（4-9 ）得: 24 MPadMW67.31214.30825 剛度：d h=1.131=34.1mm， I=d h4/64=3.1434.14/64 66338.74mm 4。 由式（4-11 ）得： radEILabFmfIbartSrc 452225 10.3974.63810.3)(49)( . 01

53、.97.63810.3)(9 軸的合成撓度 mm0222scff 以上數(shù)據(jù)滿足要求。 b.校核中間軸在各檔位下的強(qiáng)度與剛度 檔：此時中間軸受到齒輪 Z8的作用力，由上述的第二軸上齒輪所受的力可以 得到中間軸上齒輪所受的力。F t =8845.18N；F r =3184.27N垂 直 平 面 : N21水 平 平 面Ft 圖 4-6 中間軸在檔時 垂直面內(nèi): N1=Fr b/l=3184.2732/203501.95N Mc=N2a=501.95（203-32）8.5810 4Nmm 水平面內(nèi): N 2=Ft b/l=8845.18（32/203）1394.31N Ms=N 2a=1394.31

54、（203-32）2.410 5Nmm 由式（4-10 ）得： Tj=Temaxi12=10443/17263Nm 23252422 10610.1058. ）（）（）（ jscT 3.6610 5Nmm 由式（4-9 ）得: 25 MPadMW72.382514.3062 剛度： I=d 4/64=3.14254/64 19165.04mm 4 由式（4-11 ）得： radEILabFmfIbartSrc 452225 108.9304.196.3)(784)( .0.3 039.196. )(78 軸的合成撓度 mm222scff 檔：此時中間軸受到齒輪 Z6的作用力，由上述的第二軸上齒輪

55、所受的力可以 得到中間軸上齒輪所受的力。F t =5564.68N；F r =2003.28NN21垂 直 平 面 :水 平 平 面1t 2 圖 4-7 中間軸在檔時 垂直面內(nèi): N2=Fr a/l=2003.28100/203986.84N Mc=N2b=986.84（203-100）1.0210 5Nmm 水平面內(nèi): N 2=Ft a/l=5564.6（100/203）2741.18N Ms=N 2b=2741.18（203-100）2.810 5Nmm 由式（4-10 ）得： Tj=Temaxi12=10443/17263Nm 23252522 106108.10. ）（）（）（ jsc

56、T 3.9710 5Nmm 由式（4-9 ）得: MPadMW94.2814.39723 26 剛度： I=d 4/64=3.14254/64 19165.04mm 4 由式（4-11 ）得： radEILabFmfIbartSrc 552225 10.304.196.3)(80)( .64087.3.19.3)0(80 軸的合成撓度 mm0.2mm2722scff 由于第二軸上采用聯(lián)體齒輪,并且中間軸上套有隔套,故相當(dāng)于增大軸的直徑,因 而軸的剛度增加,且滿足允許值范圍。 檔：此時中間軸受到齒輪 Z4的作用力，由上述的第二軸上齒輪所受的力得到 中間軸上齒輪所受的力。 Ft =4184.76N

57、；F r =1506.51N 水 平 平 面 :垂 直 平 面tN12r 圖 4-8 中間軸在檔時 垂直面內(nèi): N2=Fr a/l=1506.5173/203541.75N Mc=N2b=541.75（203-73）7.0410 4Nmm 水平面內(nèi): N 2=Ft a/l=4184.76（73/203）1504.86N Ms=N 2b=1504.86（203-73）1.9610 5Nmm 由式（4-10 ）得： Tj=Temaxi12=10443/17263Nm 23252422 1061096.10.7）（）（）（ jscT 3.3610 5Nmm 由式（4-9 ）得: MPadMW15.2

58、914.323 27 剛度： I=d 4/64=3.14254/64 19165.04mm 4 由式（4-11 ）得： radEILabFmfIbartSrc 452225 103.04.196.357)3(7106)( .480.9.3)730(106 軸的合成撓度 mm22scff 由于第二軸上采用聯(lián)體齒輪,并且中間軸上套有隔套,故相當(dāng)于增大軸的直徑,因 而軸的剛度增加,且滿足允許值范圍。 c.校核倒檔軸的強(qiáng)度與剛度 當(dāng) Z8和 Z10嚙合時： NdiTF Nert 23.180tan3.842/tan2 3.8425./)7()/(1mx倒 檔倒 檔 ）（水 平 平 面 :垂 直 平 面

59、 2F倒 擋1r倒 擋N 圖 4-9 中間軸在倒檔時 Z8和 Z10嚙合時 垂直面內(nèi)： N1=Fr 倒檔 b/l=3183.2343/1021341.95N Mc=N1a=1341.95（102-43）7.910 4Nmm 水平面內(nèi)： Ms=Ft 倒檔 ba/l=8842.3（43/102）（102-43）2.210 5Nmm 由式（4-10 ）得： Tj=Temaxi =104（43/17）（22/17）340.43Nm 23252422 104.10.109.7）（）（）（ jscT 4.1310 5Nmm 由式（4-9 ）得: MPadMW37.26914.323 28 剛度： I=d

60、4/64=3.14254/64 19165.04mm 4 由式（4-11 ）得： radEILabFmfIbartSrc 45225 105.04.196.338)( 6.0.4017.196.338）（ ）（ ）（ 軸的合成撓度 mm7222scff 當(dāng) Z7和 Z9嚙合時： NdiTFert 33max 410.5.3/20tan8.1042/tn2 145/ ）（）（倒 檔倒 檔 水 平 平 面 :垂 直 平 面 N2倒 擋1倒 擋 圖 4-10 中間軸在倒檔時 Z7和 Z9嚙合時 垂直面內(nèi)： N1=Fr 倒檔 b/l=410066/1022652.94N mNaMc 410.6)-(1

61、0294.265 水平面內(nèi)： Ms=Ft 倒檔 ba/l=1.14104（66/102）（102-66）2.6610 5Nmm 由式（4-10 ）得： 340.(2/17)(3/)10max iTej 1043.16.6.9 52325422 Njsc ）（）（）（ 由式（4-9 ）得: MPadMW9.82514.3023 剛度： I=d 4/64=3.14254/64 19165.04mm 4 由式（4-11 ）得： 29 radEILabFmfIbartSrc 452425210.04.196.330)( 5.1019.916.30）（ ）（ ）（ 軸的合成撓度 mm522scff 以上

62、數(shù)據(jù)滿足要求。 長的軸應(yīng)進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗算，每米長軸扭轉(zhuǎn)角的許用值為 0.2500.350 度。在轉(zhuǎn)矩 T 的作用下，長為 L 的軸的扭轉(zhuǎn)角計算公式如下： （4-12）pGJT3.57 式中 T轉(zhuǎn)矩，Nmm； L軸長，mm； Jp軸橫截面的極慣性矩，mm 4：對實心軸 ；對空心軸32 4dJp ；)(13244dip G軸材料的剪切彈性模量，對于鋼材 G=8104MPa。 對第一軸進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗算: 已知 L=170mm，T=104Nmm， 。52.108932. 44dJp 由式（4-12 ）得: .5.1089743.57. 3pGJTL 故第一軸滿足使用條件。 4.2.2 軸承的選擇和

63、壽命計算 根據(jù)結(jié)構(gòu)布置并參考同類車型的相應(yīng)軸承以后,查閱相關(guān)手冊選擇軸承,再對使 用壽命進(jìn)行計算。軸承的名義壽命 L（以 106 轉(zhuǎn)為單位） : （4-13） PC 式中 C軸承的額定載荷或承載容量，N，根據(jù)選定的軸承型號查相關(guān)手冊； P軸承的當(dāng)量動載荷，N； 軸承壽命指數(shù)，對球軸承 =3；對圓柱滾子軸承取 =10/3。 30 軸承壽命也可按平均車速 vam行駛至大修前的總行駛里程 S 來計算： （4-14）amvSLh 式中的汽車的平均車速可取 vam0.6 va max。 對汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬 km，貨車和大客車 25 萬 km。 L 與 Lh之間的換算關(guān)系為 L=60nL

64、h/106 （4-15） 式中 n軸承的轉(zhuǎn)數(shù)，r/min。 徑向和徑向止推球軸承的當(dāng)量動載荷，可按下式對每個檔位進(jìn)行計算： （4-16） eYFkVFPYXraTr rTar當(dāng)當(dāng))( 式中 X， Y徑向系數(shù)和軸向系數(shù)； V考慮軸承內(nèi)圈或外圈旋轉(zhuǎn)的系數(shù)，內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)取 V=1.0,外圈旋轉(zhuǎn)取 V=1.2； Fr， Fa徑向和軸向載荷，N，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩 Tj計算各檔的支承反力后求得； k 考慮路面不平度引起的動載荷的影響系數(shù)，對于變速箱軸承可取 k =1.0； kT溫度系數(shù)； e軸向加載參數(shù)，由相關(guān)手冊查得。 第一軸后軸承采用深溝球軸承，第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承， 后端采用深溝球軸承。

65、參考同類車型，初選第一軸后軸承為 6209 軸承,第二軸后軸 承為 6307 軸承。 由式（4-14 ）得： hSLh 07.65.)/(1025v4am 由式（4-15 ）得： 1.3/.36.1/6066hn 根據(jù)汽車傳動系的載荷強(qiáng)度繪制了行駛狀況系數(shù) Kx 隨計算牽引力 Ftj 與平均牽 引力 Fta 的比值（Ftj/Fta ）變化而改變的曲線圖（見圖 4-11） 。 31 12345Ftj/a0.Kxw 圖 4-11 行駛狀況系數(shù) Kxj、K xw與（ Ftj/Fta）之關(guān)系曲線 計算牽引力 Ftj 與平均牽引力 Fta 應(yīng)根據(jù)變速箱第一軸的計算轉(zhuǎn)矩 Tj,按各檔傳 動比進(jìn)行計算，即

66、（4-17）/riT F0gjtj （4-18）jawat 式中 Fa 平均道路阻力，見表 4-2； Fwa平均空氣阻力，按表 4-2 給出的公式計算； Fja平均加速阻力，按表 4-2 給出的公式計算。 表 4-2 平均比阻力 車型 平均比阻力 Fa /Ga Fwa/Ga Fja/Ga 四輪運輸車 0.030 2.5v2m/Ga 0.3（ Ftj- Fa - Fwa）/ Ga 說明： Ga為汽車總重（N） ；v m為平均車速（km/h） 。 由式（4-17 ）和（4-18 ）得： mNKTVA 5.164.1504104j gpgjrgjtj 3i /62.niT /i F.98.3. aavm7.25whkm/.5106.axa 分別計算出各檔的牽引力 Ftj 與平均牽引力 Fta,以此來查出行駛狀況系數(shù) Kx 檔: NiFg 32.4.63.3tj 51.49N493.6)-.()-(watja j 28015.9.t 檔: ig087.6j 32 172.3N349.6)-.(104.87.3)F-(3.0watjja Fj 5269t 檔: Nig5.6.j 8.)-.()-