某客車變速器軸和軸承的設(shè)計計算過程案例目錄TOC\o"1-3"\h\u17536某客車變速器軸和軸承的設(shè)計計算過程案例 1189541.1初選變速器軸的軸徑和軸長 160121.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 2190501.3變速器軸的強度計算 3326411.3.1齒輪和軸上的受力計算 3224021.3.2軸的強度計算 417601.3.3軸的剛度計算 9151261.4變速器軸承的選擇和校核 12241111.4.1第一軸軸承的選擇和校核 12249981.4.2第二軸軸承的選擇和校核 14197571.4.3中間軸軸承的選擇和校核 141.1初選變速器軸的軸徑和軸長設(shè)計變速器軸時，其剛度大小應以能保證齒輪能有正確的嚙合為必要條件。軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應盡量協(xié)調(diào)。軸必須要有足夠的強度和剛度，在負荷的作用下，剛度不足的軸會發(fā)生撓度變形，還會破壞齒輪的正常嚙合，齒輪輪齒偏載受力，嚴重縮短1齒輪的壽命，同時齒輪的不正常嚙合也會產(chǎn)生大的噪聲[33]。變速器第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距按以下公式初選則=67.5～90mm故可取第二軸的最大直徑=76mm，中間軸的最大直徑=82mm。第一軸花鍵部分的直徑可根據(jù)發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩(N·m)按下式初選：則=39.18～41.06mm故可取第一軸花鍵部分的直徑為42mm。變速器的最大直徑和支承間的距離可按下列關(guān)系初選：中間軸mm故中間軸可初選為470mm。第二軸mm故第二軸的長度可初選為400mm。軸徑的選擇還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標準以及軸的剛度和強度驗算結(jié)果進行修正。1.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計輸入軸通常和齒輪做成齒輪軸，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定，該軸承一般不承受軸向力，第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮[31]。輸入軸如圖5-1所示圖1.1變速器第一軸輸入軸中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖5-2所示：圖1.2變速器中間軸mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm。圖1.3齒輪和軸上的受力簡圖1.3變速器軸的強度計算1.3.1齒輪和軸上的受力計算分別計算變速器的齒輪和軸上的作用力。第一軸NNN中間軸NNNNN第二軸NNN1.3.2軸的強度計算在進行軸的強度和剛度驗算時，欲求中間軸式變速器輸入軸的支承反力，必須先求出輸出軸的支承反力,對一到五個擋位下的軸的剛度和強度都進行驗算，因為擋位不同所以齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，輸入軸的計算轉(zhuǎn)矩為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩[17]。1)求第二軸支反力（1）在垂直平面內(nèi)的支反力由得=10364.24N由得=4921.982N（2）在水平面內(nèi)的支反力由得=7282.54N=3212.17N2)求第一軸支反力=10364.24N=—7282.54N3)求中間軸的支反力（1）在水平面內(nèi)的支反力=－6606.48N=5979.968N（2）在垂直平面內(nèi)的支反力=12111.67N=3410.32N4)驗算軸的強度作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直平面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面彎曲變形[31]。則軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，其應力為式中:(MPa)；為軸的直徑(mm)，花鍵處取內(nèi)徑；為抗彎截面系數(shù)(mm3)，在低擋工作時，≤400MPa。下面計算各軸在彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下的軸應力。（1）第一軸的軸應力計算在垂直方向的彎矩為=336837.8MPa在水平方向的彎矩為=236682.55MPa則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下故一軸的軸應力為=114.817MPa400MPa所以第一軸的強度合格。（2）第二軸軸應力計算在垂直面內(nèi)的彎矩為 =－1045430.258MPa在水平面內(nèi)的彎矩為 =－659709.19MPa則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下 =1312379.329MPa故第二軸的軸應力為=38.99MPa400MPa所以第二軸的強度合格。（3）中間軸的應力計算在垂直方向在水平方向=13213.147MPa在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下=1283539.602MPa故中間軸上的軸應力為 =31.006MPa400MPa所以中間軸強度合格。1.3.3軸的剛度計算對齒輪影響最大的當屬軸的垂向撓度以及軸轉(zhuǎn)角，撓度改變了齒輪的中心距；轉(zhuǎn)角使大小齒輪相互歪斜導致沿齒長方向壓力分布不均勻[17]。計算齒輪所在位置處的撓度和轉(zhuǎn)角。輸入軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可忽略。變速器齒輪在軸上的位置如圖1.3所示時，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[31]，可分別按下式計算： (5-1) (5-2) (5-3)式中：－齒輪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)，MPa；－慣性矩(mm4)，對于實心軸，；－軸的直徑(mm)，花鍵處按平均直徑計算；，－齒輪上的作用力到支座、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mm，mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.002rad[31]。圖1.4變速器軸的變形簡圖圖1.5變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角1)第二軸的撓度和角的計算（1）第二軸撓度的計算由式(5-1)得第二軸在垂直平面內(nèi)的撓度為而慣性矩I為mm故在垂直面內(nèi)的撓度為=0.004766mm由式(5-2)得在水平面內(nèi)的撓度為=0.0125mm故軸的合成撓度為=0.0134mm0.2mm所以第二軸的撓度符合要求。（2）第二軸轉(zhuǎn)角的校核由式(5-3)得=0.0001367ad0.002rad所以第二軸轉(zhuǎn)角符合要求。2)中間軸剛度的校核（1）中間軸撓度的計算和校核由式(5-1)得中間軸在垂直面內(nèi)的撓度為 由式(5-2)得中間軸在水平面內(nèi)的撓度為 故軸的全撓度為 =0.078mm0.2mm所以中間軸的撓度合格。（2）中間軸轉(zhuǎn)角的校核由式(5-3)得中間軸的轉(zhuǎn)角為=0.0000656rad0.002rad故中間軸的轉(zhuǎn)角合格。1.4變速器軸承的選擇和校核一般是根據(jù)軸的布置方式并參考同類車型的相應軸承，按國家規(guī)定的響應軸承標準選定，再進行壽命的驗算[31]。1.4.1第一軸軸承的選擇和校核第一軸裝軸承處的直徑為45mm，按GB/T276-1994的規(guī)定，選擇軸承6309，其基本額定動載荷N，極限轉(zhuǎn)速為8000r/min。滾動軸承的實際的載荷條件常與確定基本額定動載荷時不同。在壽命計算時，必須將實際載荷轉(zhuǎn)換為與確定基本額定動載荷時的載荷條件相一致的載荷，在假象載荷作用下的軸承壽命與其實際載荷作用下的相同，這一假想載荷稱為當量動載荷，用P表示[31]。當量動載荷的計算公式為 (5-4)式中：，－徑向、軸向載荷系數(shù)；，。－考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，對汽車來說，取1.2～1.8，在此取=1.2。=6623.83N對貨車和大客車要求行駛25萬Km。則軸承的使用預期使用壽命可按汽車以平均車速行駛至大修前的總行駛里程S來計算 (5-5)式中的汽車平均車速可取。所以軸承失效前汽車行駛的時間為，h而軸承壽命的計算公式為 (5-6)式中：－壽命系數(shù)，對滾子軸承，；－軸承轉(zhuǎn)速。將參數(shù)代入公式后得=10541.39h所以第一軸軸承的使用壽命符合要求。1.4.2第二軸軸承的選擇和校核第二軸裝軸承處的直徑為70mm，由GB/T276-1994得，選擇軸承的型號為6414，其基本額定動載荷N，極限轉(zhuǎn)速為8500r/min。求第二軸軸承的當量動載荷P=33343.692則第二軸軸承的壽命為=7960.79h所以第二軸軸承的壽命符合要求。1.4.3中間軸軸承的選擇和校核中間軸裝軸承處