【正文】 軸的全撓度為mm。所以被“壓緊”的軸承工作所受的總軸向力必須與相平衡，即軸承I：NKN軸承II：NKN軸承的名義壽命L（以轉為單位）由h故所選軸承合格。（1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ， 。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm。 范文范例參考 第1章 變速器主要參數的計算及校核學號：15最高車速：=113Km/h 發(fā)動機功率：= 轉矩：= 總質量：ma=4123Kg轉矩轉速：nT=2200r/min車輪：R16（） 最高車速（Km/h）發(fā)動機率（Kw）額定轉矩總質量（Kg）轉矩轉速（r/min）主減速器傳動比車輪半徑（mm）11341232200337車輪：R16（ ） 查GB/T29772008 r=337mm確定Ι檔傳動比： 汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。 （）式中：—輪齒的接觸應力（MPa）；—計算載荷（）；—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點處壓力角（176。中間軸兩端圓錐滾子軸承的選擇：初選軸承型號 32308 和32306因為掛I檔時齒輪所受圓周力，軸向力，徑向力最大，所以兩個圓錐滾子軸承在掛I檔時所受力最大。軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為mm，mm。第一軸花鍵部分直徑=~；第二軸最大直徑=~；中間軸最大直徑=~=50mm第二軸：；第一軸及中間軸：第二軸支承之間的長度=238~；中間軸支承之間的長度=～，第一軸支承之間的長度=～d35d34d33d32d24d25d23d22d21d31 軸的尺寸圖若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用式（）、（）、（）計算 （） （） （）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），=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）。N N根據力的徑向平衡條件有：NN軸承的轉速為352r/min計算兩軸承壽命：附加軸向力：NN因為,軸系有向右移動的趨勢，由于軸承1被軸承蓋頂住而壓緊，所以軸承I被“壓緊”，軸承II被“放松”。mm）；—法向模數（mm）；—齒數；—斜齒輪螺旋角；—應力集中系數，；—齒形系數，；—齒寬系數；—重合度影響系數。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪的壽命。故有：= （）式中：作用在汽車上的重力，；汽車質量；重力加速度，；—發(fā)動機最大轉矩，；—主減速器傳動比，；—傳動系效率，；—車輪半徑，；—滾動阻力系數，對于貨車取；—爬坡度，30%換算為。 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，故對齒輪材料亦有不同的要求。），—齒輪螺旋角（176。 N N根據力的徑向平衡條件有： N N軸承的轉速為1137r/min計算兩軸承壽命：附加軸向力： N N因為所以軸承I被“壓緊”，軸承II被“放松”。（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（）初選 （）式中：—經驗系數，=～；—發(fā)動機最大轉矩（）。倒檔軸齒輪11，,12基本尺寸基本額定載荷極限轉速質量軸承代號安裝尺寸脂油K型40483063009000初選軸承型號 32206 和32308因為掛I檔時齒輪所受圓周力，軸向力，徑向力最大，所以兩個圓錐滾子軸承在掛I檔時所受力最大。=中心距變動系數 =（）/=齒頂變動系數 ==齒頂高 = =齒根高 = =齒高 =齒頂圓直徑 = =齒根圓直徑 = = 1. 齒輪彎曲應力的計算2. 齒形系數圖斜齒輪彎曲應力