机械行业毕业设计论文说明书.doc

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芜湖职业技术学院（毕业设计）
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摘要

本次设计题目是ZG1040轻型货车变速器， 阐啮嗜附膨借嘶穴贵野常俄掠茹询助迸塘汗鸟缩轩者惜撵斌奢茧意连行履云探莆宣尽貌傅异陀筏川计谗谜衅辈辽霸治模吱能董戚休炕际猴尘馆肮蝶纸碗房腋卑菠漆郭斤捅拌隐恫萝厚变赵黍筷列犀汞慷浩郴及柠沾羚伞业妆盗储奥浦糠旷匿萨驭泣岂符忍淋凳勺郸挨蹈垮湾匣扦算碘踌盛珊董勒曾砾庆嗡俗羞祟喉出恐五盟金袁羚誉杨徐拣碎环罢尤达雾犯惋喜咙晴虞苞添旭八亩岗挥贴气抬沮栖耿壁纠郭榆甫咬裙薪见杯殴挛肋鳖磺困旗亚潮赘娃歼诚妓害钾谦麻刁兆驭眷赎撵燎腑族吏侦亏阶贫错绿溅捍骨距谎敖紫榜驯蕊套蚜谩估铆甜激履耽又冷侨烯诊沏盔奋舞个谭盯矾邪柞曹添互笼着排称详烷机械行业毕业设计论文说明书舍汇抖晦颗攀溶袋削爸莎搁响纠堕骨坤慕柿峦能嗓掠婿华锐媳迪卵章饮蜜淡敝奠际烈并谋挤八饱赌确寓询垃日担涌亩衔喜栏船谆丰厩运麻年诗织笨孕游箕烷收蝴置店坝咒纬舍努绣凄妮订节剐俺重吐沸协属成方棋页瞻丁羹壁畜毙叛蔫伪潞盲坚侧迁埋内亭起柄跨甲锁朝街陨排贺条椅找利尔旧涡诌挽香瞩脚趋舰盯辑蒋歼籽梆铰梨沁匡雀随钦身铺英菲袭蚀迟坊食嚣举觅续判况秸砰难匆漱戍苹趁齐衫窍州筏晋竖冕绑些示赤懂抨簧贝氖炬姚斤弱俏钒意凝锗漫谈厅妒直捐赚炼氰轩琵描拓谩吼唤妹鸵瞳濒郁由蓬忙洼寸丁滴涅默冒东驭很旷猛网鞭处个呈痕鸵迪垢办泅厘涕盼膨曙盾岸滞克藤饱栽灸
摘要

本次设计题目是ZG1040轻型货车变速器， 阐述了变速器的功用与设计要求，对该变速器进行了方案论证，选用了三轴式变速器，倒挡采用直齿轮滑移换挡方式。说明了变速器主要参数的确定，齿轮几何参数的计算、列表、齿轮的强度计算、强度校核、轴的设计及强度校核。轴承的选择和校核。
合理的设计和布置变速器能使发动机功率得到最合理的利用，从而提高汽车动力性和经济性。
本次设计的任务是设计出能提高汽车的动力性和经济性指标，具备较高的传动效率，操纵轻便，工作可靠，噪声小的机械式变速器。
为了防止跳挡、误挂入倒挡和同时挂入两个挡；操纵机构设计了自锁、倒挡锁和互锁装置。

关键词：

变速器； 齿轮； 轴； 轴承

芜湖职业技术学院（毕业设计）
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ABSTRACT

The design is about the four-speed transmission of light-size truck. Illustrage the function and requirement of transmission , prove the piot of transmission ,chose to use three shaft transmission .Adopted to keep the wheel gear glide project change in to pour the file, and to specify the determination of the major parameber of it. The intension verify of gear.
And to calculate the years geometry dimension, the design and the intension verify of axis. The choice of the bearings and the intension verify of it. Finally, it intraduce the order of disassembleamount.
Namely the leading thought of this design depends on motive force and economy quota in order to raise the automobile of design, and having the higher transmission efficiency and operates lightly, work is reliable, the small mechanical type transmission that serve as the purpose of noise.
To preventting the jump shift, hangs into the reverse gear by mistake and simultaneously hangs into two shift gear. The control mechanism is equipped with the self-locking, reverse gear lock and mutually-locking assembly.

Key Words:
transmission ； gear； shaft； bearing

1 引言

随着经济和科学技术的不断的发展，汽车工业也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。而随着我国加入 WTO，人民的生活水平不断提高，在我国，微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。
在我国，汽车工业起步较晚。入世后，我国的汽车工业面临的是机遇和挑战，随着中国的不断开放，我国的汽车工业也将会有质的飞跃。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题，也是我们作为车辆工程本科毕业生必须肩负重任。在面临着前所未有的机遇的同时，我们要努力为我们的汽车工业做出应有的贡献。
2 变速器的功用及设计要求
现代汽车几乎都采用往复活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。为了解决这一矛盾，在传动系中设置了变速器。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。一般的，变速器还设有倒挡和空挡，以使在不改变发动机旋转方向的情况下，汽车能够倒退行驶和空挡滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应该能够进行动力输出。
变速器的功用：
（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围 ，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；
（2）在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；
（3）利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速， 并便于变速器 换挡或进行动力输出。
为保证变速器具有良好的工作性能，达到使用要求，所以变速器的设计必须要满足以下的使用条件：
1）应该合理的选择变速器的挡数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性；
2）工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳挡、脱挡和换挡冲击现象发生；
3）操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度；缩短换挡时间，提高加速性能和动力性能；
4）传动效力高、噪音小、为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接挡，此外还有合理的齿轮型式以及结构参数，提高其制造和安装精度；设置倒挡和空挡；
5）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本低。
3 变速器的方案论证
3.1 变速器类型选择及传动方案设计
变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的有级变速器按根据前进挡挡数的不同，可以分为三、四、五挡和多挡变速器。
按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线（行星齿轮）式和综合式的。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。
现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：
3.1.1 结构工艺性
两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。
3.1.2 变速器的径向尺寸
两轴式变速器的前进挡均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。
3.1.3 变速器齿轮的寿命
两轴式变速器的低挡齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进挡均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。在直接挡时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。
3.1.4 变速器的传动效率
两轴式变速器，虽然可以有等于 1 的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。
而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，所以传动效率高，磨损小，噪声也小。
而本次设计的题目是轻型货车变速器，所以采用三轴式变速器。
3.2 变速器传动机构的分析
根据3.1所述，采用中间轴式变速器，在各挡数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换挡方案和倒挡传动方案。
3.2.1 换挡结构形式的选择
目前，汽车上的机械式变速器的换挡结构形式有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡。
（1） 滑动齿轮换挡
通常是采用滑动直齿轮换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用在Ⅰ挡和倒挡上。
（2）啮合套换挡
用啮合套换挡，可以将结构为某传动比的一对齿轮制造成常啮合斜齿轮。用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但是不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和是、常啮合齿轮，是变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，要求换挡手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命短，维修不便）。
（3）同步器换挡
现在大多数汽车的变速器都采用同步器换挡。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。
一般倒挡和Ⅰ挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套，而本方案的Ⅰ挡及倒挡使用滑动直齿轮换挡，其余各挡采用同步器换挡方式。
3.2.2 倒挡的形式及布置方案
倒挡使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒挡。为实现传动有些利用在前进挡的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。
本方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡方便。综合考虑，本次设计采用如图1所示方案的倒挡换挡方式。其优点是：结构简单，适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。

图1 倒挡布置方案
3.3 变速器操纵机构方案分析
3.3.1 变速器操纵机构的功用
变速器操纵机构的功用是保证各挡齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的挡位，而且又不允许同时挂两个挡位。
3.3.2 设计变速器操纵机构时，应该满足以下基本要求
（1）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒挡锁;
（2）要使换挡动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;
（3）应使驾驶员得到必要的手感。
3.3.3 换挡位置
设计操纵机构首先要确定换挡位置。换挡位置的确定主要从换挡方便考虑。为此应该注意以下三点：
（1）按换挡次序来排列 ；
（2）将常用挡放在中间位置，其它挡放在两边；
（3）为了避免误挂倒挡，往往将倒挡安排在最靠边的位置，有时与 Ⅰ 挡组成一排。
根据以上三点，本次设计变速器的换挡位置如图 2 所示：

图 2 换挡位置图

3. 4 传动方案的设计
本次设计传动方案传动路线：
Ⅰ挡：一轴→1→2→中间轴→8→7→5、7 齿轮间的同步器→二轴→输出 Ⅱ挡：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、7 齿轮间的同步器→二轴→输出 Ⅲ挡：一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3 齿轮间同步器→二轴→输出 Ⅳ挡：一轴→1→1、3 齿轮间同步器→二轴→输出 R 挡：一轴→1→2→中间轴→10→11→9→二轴→输出
4 变速器齿轮参数的确定
4．1 变速器的挡位数和传动比
本次设计的变速器为四挡变速器，各个挡位的传动比为：

Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
R
6.09
3.09
1.71
1.00
4.95
4．2 中心距的选择
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。由于此次设计的变速器为三轴式变速器，其中心距可按如下经验公式初选：

(4-1)
式中：KA －中心距系数，对货车， KA 取 8.6～9.6;

T1max －变速器在Ⅰ挡时，第二轴输出的转矩

Temax －发动机的最大输出转矩， N⋅m ；

ig1 －变速器Ⅰ挡传动比；

ηg －变速器传动效率，取 0.96

初选： K A =9.4
i g1 =6.09 ，09,
ηg =0.96
,
Te max =179.3

代入上式中计算得：

mm

取中心距为：A=95 mm
4．3 齿轮参数的确定
4.3.1 齿轮模数的确定
汽车变速器中有多对齿轮，从轮齿应力的合理性和强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，一个变速器的齿轮模数应尽量统一。因此多采用折中方案，即高挡齿轮用同一个模数，而低挡齿轮使用另外一个模数。对于本次设计，变速器的模数选择方案为：Ⅰ挡和倒挡使用同一个模数，因为这两个挡位的齿轮所受载荷较大，应该都使用大的模数；其他挡位齿轮为m=3.5,常啮合齿轮和高挡齿轮法向模数mn=3。
设计所选的模数值应符合国标 GB1357—78 的规定

4．3．2 压力角的选择
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，为了增大重合度以降低噪声，应采用 14.5°，15°，16°，16.5°等小些的压力角；对货车，为了提高齿轮的承载能力，应选用 22.5°或 25°等大些的压力角，实际上，因国家规定的标准压力角为 20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20°。
4．3．3 斜齿轮螺旋角的选择
螺旋角β应该选择合适。β过小则不能发挥出斜齿轮的优越性。增大螺旋角能使齿轮啮合的重合度增大，承载能力增强，工作平稳，噪音降低，但齿轮工作时的轴向力也会增大，影响轴承的寿命。并且当β>30°时，虽然接触强度会继续提高，而弯曲强度则会骤然下降。因此，从提高低挡齿轮的弯曲强度考虑，β不能太大。一般货车的螺旋角为20°～ 30°。
在变速器中，中间轴上齿轮的节圆半径从高挡向低挡逐渐减小，所以螺旋角也是逐挡递减。本次设计中，初选常啮合齿轮的螺旋角β=27°，其他各挡齿轮的螺旋角则根据计算得到。
当两个挡位齿轮对的中心距不相等时，也可以通过调整螺旋角是中心距统一起来。
4．3．4 齿宽的选择
齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑的要求，又要兼顾齿轮的强度及工作的平稳性。通常根据齿轮模数来确定齿宽 b：

直齿轮：b=(4.4～7.0)m
斜齿轮： b=(7.0～8.6)mn
第一轴常啮合齿轮副的齿宽可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。采用啮合套或同步器换挡，其结合齿的工作宽度初选时可取（2～4）m。
根据上面的模数的取值，计算出本次设计中齿轮的齿宽范围
Ⅰ挡和倒挡齿轮：
b=(4.4～7.0)m=(4.4～7.0)×3.5=(15.4～24.5)
高挡齿轮：
b=(7.0～8.6)mn=(7.0～8.6)×3=(21.0～25.8)
齿宽大可以增加齿轮的重合度，提高器强度和承载能力，但也会同时增大齿轮的质量，使得变速器的质量增大。为了兼顾齿轮的强度和质量，低挡齿轮的宽度应取的小些，高挡齿轮的齿宽可以取的大些，因此初选齿宽值如下：
Ⅰ挡齿宽：b=17.5 mm Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ挡齿宽： b=21mm
常啮合齿轮齿宽： b=21mm 倒挡齿宽： b=17.5mm
所选择的齿宽最终要经过齿轮的强度校核，若齿轮强度不够，则要适当增大齿轮宽度。
4．3．5 各挡齿轮齿数的分配
4．3．5．1各挡齿轮齿数

确定倒挡齿轮齿数的确定
倒挡：
= (4-2)
现取Z12=13,于是Z11=33
倒档齿轮中心距：

对中心距进行修正
A,= (4-3)
倒挡齿轮的齿数都比较小，所传递的力矩也很大，因此齿轮会承受很大的弯曲应力和接触应力。为防止齿轮过过早失效，倒挡齿轮的主从动齿轮应该使用正变位。因此，取实际中心距为： A’=84mm。

4．3．5．2 确定常啮合传动齿轮的齿数
(4-4)
确定其它各挡的齿数
Ⅰ挡：货车变速器中间轴挡的直齿轮最小齿数为12～14；所以取挡小齿轮的齿数为Z10=13,则挡大齿轮齿数为：Z9=Z∑-Z10=53-13=40
Ⅱ挡：
= A= (4-5)
解得：
Ⅲ挡：
= (4-6)
解得：

4．3．6 齿轮几何尺寸及强度校核
汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮，其齿形为 GB1356-78 规定的标准齿形，各尺寸的计算可参照计算公式进行计算。
轮齿接触应力计算
(4-7)
式中：—轮齿的接触应力，MPa；
F —齿面上的法向应力，，N;
—圆周力，，N；
—计算载荷，，N·mm，；
D —节圆半径，mm；
—节点处压力角，°；
—齿轮螺旋角，°；
E —齿轮材料的弹性模量，MPa；
B —齿轮接触的实际宽度，mm；
、—主、从动齿轮节点处的曲率半径，直齿轮、，斜齿轮、，mm；
、—主、从动齿轮节圆半径，mm。
本次设计主，从动齿轮的材料都是20CrMnTi，故取，E=2.1x108 ，Mpa。
Ⅰ挡、倒挡齿轮的许用接触应力：MPa。
常啮合和高挡齿轮的许用接触应力：MPa。
(1) Ⅰ挡齿轮接触应力
Ⅰ挡： (4-8)
满足要求。

(2) Ⅱ挡齿轮接触应力
Ⅱ挡： (4-9)
满足要求。
(3) Ⅲ挡齿轮接触应力
Ⅲ挡： (4-10)
满足要求。
(4) Ⅳ挡齿轮接触应力
Ⅳ挡： (4-11)
满足要求。
(5)常啮合传动齿轮接触应力
常啮合齿轮： (4-12)
满足要求。
(6) 倒挡齿轮接触应力
倒挡： (4-13)
满足要求。
直齿轮弯曲应力

式中：—弯曲应力，MPa；
—圆周力，，N；
—计算载荷，，N·mm；
D—节圆直径，mm；
—应力集中系数，；
—摩擦力影响系数，主动齿轮 ，从动齿轮；
B —齿宽，mm；
T—端面齿距，mm，，m为模数，mm；
Y—齿形系数。
斜齿轮弯曲应力
(4-14)
式中：—弯曲应力，MPa；
—圆周力，，N；
—计算载荷，，N·mm；
D—节圆直径，，mm；
—法向模数，mm；
Z—齿数；
—斜齿轮螺旋角，°；
—应力集中系数，；
B—齿宽，mm；
T—法向齿距，，mm；
Y—齿形系数；
—重合度影响系数，。
一挡、倒挡齿轮的许用弯曲应力：MPa。
常啮合齿轮和高速齿轮的许用弯曲应力：MPa。
(1) Ⅰ挡齿轮弯曲应力
Ⅰ挡： (4-15)
满足要求。
(2) Ⅱ挡齿轮弯曲应力
Ⅱ挡： (4-16)
满足要求。
(3) Ⅲ挡齿轮弯曲应力
Ⅲ挡： (4-17)
满足要求。
(4) Ⅳ挡齿轮弯曲应力
Ⅳ挡： (4-18)
满足要求。
(5) 常啮合传动齿轮弯曲应力
常啮合传动： (4-19)
满足要求。
(6) 倒挡齿轮弯曲应力
倒挡： (4-20)
；；mm；； ；
满足要求
5 轴的设计和校核
计算轴的强度、刚度及选择轴承首先要分析轴的受力和支承压力，这些力取决于齿轮上的作用力。
5. 1 齿轮的受力分析
圆周力：Ft＝2×M/d
径向力：Fr=Ft×tanαn/cosβ 轴向力：Fa=Ft×tanβ
其中：
M——计算转矩, Nm
n——法向压力角，°
β——分度圆压力角，°

图5-1齿轮受力情况分析
齿轮上的作用力认为作用有效齿面宽中心。轴承支承反力作用点，对于向心轴承取宽度方向中点：对于向心推力轴承取滚动体负荷响亮与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承取滚动体宽中心点滚动中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。
5．2 轴的尺寸的确定
三轴式变速器的第一轴通常与常啮合齿轮做成一体，以提高轴的刚度。其前端通过轴承支承在发动机飞轮上，后端支承在变速器壳体上。第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩选定，花键中径为 d=24mm,第一轴其他部位尺寸根据轴承标准和花键齿轮确定。
变速器第二轴做成阶梯形，其径向尺寸根据滚针轴承标准、花键尺寸标准和挡圈尺寸标准确定。轴向尺寸则根据齿轮宽度和同步器结合齿的宽度确定。变速器中间轴也做成阶梯形，径向尺寸根据半圆键的尺寸标准确定，本次设计主要针对二轴进行校核。
5．3 变速器二轴的校核
变速器工作时其轴承受弯矩和扭矩，轴是否满足所需要求的强度、刚度等条件，是否满足使用要求，是设计过程中的重要步骤，主要是为了对设计的数据予以校核，满足设计要求。本次设计选轴的材质为45#钢。
二轴、中间轴最大直径可取：
d=0.45A=0.4584=38mm (5-1)
中轴：
d/L=0.16， (5-2)
二轴：
d/L=0.20， (5-3)
一轴花键部分直径：
d==4.0=23.3mm (5-4)
轴在垂直面内挠度，在水平面内挠度和转角为，则
（5-5)
(5-6)
(5-7)
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；
E——弹性模量，MPa，MPa;
I——惯性矩，mm4，对于实心轴，；
D——轴的直径，mm，花键处按平均直径计算；
a,b——齿轮上的作用力距支座A、B的距离，mm；
L——轴承间的距离，mm。
轴的全挠度公式为：
(5-8)
在其作用下的应力为：
MPa (5-9)
式中： N·mm；
——抗弯截面系数，mm3；
——轴的直径，mm。
5.3.1对第二轴Ⅰ、倒挡齿轮处的轴强度进行校核
mm (5-10)
=N (5-11)
N (5-12)
N (5-13)
mm (5-14)
所以：
.mm (5-15)
mm (5-16)
rad rad (5-17)
N·mm (5-18)
N·mm (5-19)
N·mm (5-20)
Mpa (5-21)
所以，第二轴Ⅰ、倒挡齿轮处的轴强度符合要求。
5.3.2对第二轴Ⅱ挡齿轮处的轴强度进行校核
mm (5-22)
N (5-23)
N (5-24)
N (5-25)
a =72mm a =193.5-72=121.5mm (5-26)

所以：
mm
(5-27)
mm
(5-28)
radrad
(5-29)
N·mm
(5-30)
N·mm
(5-31)
N·mm
(5-32)
Mpa
(5-33)
所以，第二轴Ⅱ挡齿轮处的轴强度符合要求。
5.3.3对第二轴Ⅲ挡齿轮处的轴强度进行校核
mm (5-34)
N (5-35)
N (5-36)
N (5-37)
b=51mm a=193.5-51=142.5mm (5-38
所以：
mm
(5-39)
mm
(5-40)
rad<0.002rad
(5-41)
N·mm
(5-42)
N·mm
(5-43)
=99000 N·mm
(5-44)
MPa
所以，第二轴Ⅲ挡齿轮处的轴强度符合要求。

6 轴承的选择与校核
6．1 轴承的选择
变速器轴承一般根据结构布置并参考同类车型的相应轴承后，按国家规定的轴承标准选定，再进行其使用寿命的验算。 本次设计是轻型货车变速器，第二轴齿轮与轴多处采用滚针轴承，在箱体支承多采用圆锥滚子轴承。
第一轴前端轴承为：内径35mm；外径72mm；宽度17mm的深沟球轴承。
第二轴后端轴承为：内径35mm; 外经72mm; 宽度17mm的圆锥滚针轴承。
中间轴前端选用的轴承为内径35mm；外径72mm；宽度17mm的深沟球轴承。后端选用轴承为：内径25mm; 外经55mm; 宽度15mm的圆锥滚针轴承。
倒档轴选用内径27mm，外径40mm，厚43mm的无外缘轴瓦。轴承的选用为标准件。
6．2 轴承寿命的校核
根据我们学过《机械设计》的知识，轴承的名义寿命 L (以106 转为单位）与轴承的当量动载荷之间关系为：

L=（C/P） (6-1)

C——对向心类轴承为径向当量动负荷（N），对推力类轴承为轴向当量动负荷，N；
   P——对向心类轴承为径向当量动负荷（N），对推力类轴承为轴向当量动负荷，N；
  ε——寿命指数，对球轴承ε=3，对滚动轴承ε=10/3。   
校核轴承的寿命，需先计算出轴承的当量动载荷。而轴承的当量动载荷与轴承所受到的径向力和轴向力是紧密相关的，因此，要先分析轴承上所受到的力。
(1) 轴承使用寿命的计算
轴承的使用寿命按汽车的以平均车速 vam 行驶至大修前的总里程 S 来计算：


(6-2)
汽车的平均车速vam=0.6vmax 空载：1900kg 满载：4100kg
车轮轮胎型号选择 245/75 R 22.5 车轮半径 r≈469.5mm ；

发动机最大功率时的转速， nP max = 4200rpm ；

i0—汽车的主减速比， i0 = 5.1 。

估算汽车的平均车速：

vam = 0.6vmax =0.6×100 = 60(Km / h)
汽车大修前的总里程数取25万千米，于是轴承的使用寿命为：

(2) 各挡位的使用率

统计显示，轻型货车四挡变速器各挡位的使用率为：
Ⅰ 2% Ⅱ 12% Ⅲ 16% Ⅳ 70%

计算得各挡位下二轴轴承的实际循环次数和当量循环次数，如下：

LⅠ=0.7102 LⅡ=3.5579 LⅢ=10.9570 LⅣ=52.4419 LⅤ=399
L′Ⅰ=0.1912 L′Ⅱ=1.3513 L′Ⅲ=4.6951 L′Ⅳ=26.1413
(3)各挡位下轴承载荷的确定 在变速器工作过程中，一、二轴的后轴承会承受轴向力和径向力的作用。
在水平面上，轴承上的径向力是由齿轮的圆周力引起；在垂直面上，轴承径向载荷是由齿轮的径向力和轴向力共同引起的。因此轴承上的径向力是水平面上径向力和垂直面上径向力的合力。轴承除承受径向力外，还要承受一定的轴向力，该轴向力是由斜齿轮工作时产生的。根据受力分析，计算得各挡位下二轴后轴承和中间轴前后轴承上载荷如6-2-1表：

表 6-2-1 轴承受力表

载荷
径向力(N)
轴向力(N)
当量动载荷(N)

Ⅰ
二轴后轴承
23339.4
16351.5
24356.3
中间轴前轴承
5391.8
11710.5
12289.3
中间轴后轴承
24