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（图纸） A0输出轴.dxf.dwg

（图纸） A0装配图.dxf.dwg

（图纸） A1中间轴.dxf.dwg

（图纸） A2倒挡辅助齿轮.dxf.dwg

（图纸） A2输出轴倒档齿轮.dxf.dwg

（图纸） A2输出轴四档齿轮.dxf.dwg

（图纸） A2输出轴一档齿轮.dxf.dwg

（图纸） A2中间轴常啮合齿轮.dxf.dwg

（图纸） A2中间轴四档齿轮.dxf.dwg

（其他） 封皮.doc

（其他） 五档变速器设计说明书.doc

1、置设置滚动轴承和轴承盖。因而多采用固定式中间轴。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上档齿轮尺寸较小，常和轴做成体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换。如结构尺寸允许，应尽量用旋转式中间。

2、轴而不用固定式中间轴。设计中的中型货车的变速器就是采用的旋转式中间轴。中间轴的轴承运用圆锥滚子轴承，从前之后依次是常啮合齿轮，四档齿轮，三档齿轮，二档齿轮，档齿轮除常啮合齿轮和四档齿轮由于尺寸较大外，其他齿轮与中间轴制成体。轴的尺寸在已知中间轴式变速器中心距时，可。

3、以下公式初选轴直径各轴的最小直径.其中轴的估算最小径计算常数，取决于轴的材料及受载情况，见表.轴传递的功率轴的转速第轴花键部分.其中经验系数，发动机最大转矩第二轴及中间轴最大轴径轴的直径与支承跨度长度之间关系可按下式选取第轴及中间轴.第二轴.轴的尺寸还与齿轮轴承花。

4、键标准等有定联系，需要根据具体情况，参照轴承花键标准进行修正。已知中心距，•应用上述公式计算各轴尺寸第轴花键部分直径取第二轴最大直径.取中间轴最大直径.取第二轴支承之间的长度.取.中间轴支承之间的长度.取.。表.轴常用材料的值轴的材料.轴的强度验算轴的刚度验算若轴。

5、垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式.计算.式中齿轮齿宽中间平面上的径向力齿轮齿宽中间平面上的圆周力弹性模量，.惯性矩，对于实心轴，轴的直径，花键处按平均直径计算齿轮上的作用力距支座的距离支座间的距离。轴的全挠度为。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值。

6、为，。齿轮所在平面的转角不应超过.。．第轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算．二轴的刚度档时，二档时，三档时，四档时，倒档时．中间轴刚度档时，二档时，三档时，四档时，五档时，倒档时，轴的强度计算作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂。

7、平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。先求取支点的垂直面和水平面内的反力，计算相应的垂向弯矩水平弯矩。则轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为.式中为轴的直径，花键处取内径为抗弯截面系数，在低挡工作时，。．二轴的强度校核•档时挠度最大，最危险，因此校核。求水。

8、平面内支反力和弯矩由以上两式可得.，.，.•求垂直面内支反力和弯矩由以上两式可得.，.，，.•按第三强度理论得•．中间轴强度校核求水平面内支反力和弯矩由以上两式可得.，.，.•，.•求垂直面内支反力和弯矩由以上两式可得.，.，.•，.•，.•按第三强度理论得••轴。

9、的选择及校核．轴轴承选择及校核初选轴承的型号为，正装.，.，.。，求竖直面内支反力.内部附加力，由机械设计手册查得.轴向力和由于所以轴承被放松，轴承被压紧求当量动载荷查机械设计课程设计得，径向当量动载荷因为查机械设计手册得，取所以校核轴承寿命预期寿命，为寿命系数，。

10、对球轴承对滚子轴承。合格．中间轴及轴承的校核初选轴承的型号左端，右端正装.，.，.内部附加力，由机械设计手册查得左.，右.轴向力和由于所以轴承被放松，轴承被压紧求当量动载荷查机械设计课程设计得，径向当量动载荷因为，查机械设计手册得，取所以校核轴承寿命预期寿命，为寿。

11、系数，对球轴承对滚子轴承。合格合格．二轴轴承选择及校核初选轴承的型号，正装.，.，.内部附加力，由机械设计手册查得.轴向力和由于所以轴承被放松，轴承被压紧求当量动载荷查机械设计课程设计得径向当量动载荷因为查机械设计手册得，取所以校核轴承寿命预期寿命，为寿命系数，对。

12、球轴承对滚子轴承。合格.本章小结本章主要对传动机构中的轴及轴承进行设计及校核，确定其结构尺寸。计算轴的刚度和强度。最后校核各轴上的轴承的寿命是否满足要求。第章同步器的确定同步器使变速器换挡轻便迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮使用寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油。

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