1、图第二轴圆锥滚子轴承受力分析根据力的径向平衡条件有即可得即可得轴承的转速为计算两轴承寿命附加轴向力因为所以轴承被压紧，轴承被放松。所以被压紧的轴承工作所受的总轴向力必须与相平衡，即轴承轴承轴承的名义寿命以转为单位由得故所选轴承合格。中间轴两端圆锥滚子轴承的选择初选轴承型号和因为挂档时齿轮所受圆周力，轴向力，径向力最大，所以两个圆锥滚子轴承在挂档时所受力最大。轴向载荷分析图如下图中间轴圆锥滚子轴承受力分析根据力的径向平衡条件有即可得即可得轴承的转速为计算两轴承寿命附加轴向力因为所以轴承被压紧，轴承被放松。所以被压紧的轴承工作所受的。

2、直径及长度计算轴的强度和刚度计算同步器的设计选用和参数选择变速器箱体的结构设计设计。第章变速器的结构分析与型式选择变速器传动机构的结构分析与型式选择有级与无级变速器有级变速器与无级的相比，其结构简单造价低廉，具有高的传动效率，因此在各种类型的汽车上得到了广泛的应用。通常，有级变速器具有个个个前进挡重型载货汽车和重型越野车则采用多党变速器，其前进档位数多达个甚至个。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目转速传递的功率润滑系统的有效性齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度刚度等。两轴式与三轴式变速器三轴式变速器如图所示。中间轴第轴第二轴换挡拨叉定位钢球图载货汽车的三轴式五档变速器其第轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第二轴同心。。

3、及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处得应力集中会引起轴断裂。用弹性挡圈定位各档齿轮虽简单，但拆装不方便，且与旋转件端面有滑摩，同时弹性挡圈也不能承受大的轴向力，故这种结构仅用于轻型及以下的汽车变速器上。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大径定心更宜。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。变速器中间轴分为旋转式及固定式双联齿轮滚针轴承参数基本尺寸基本额定载荷极限转速质量轴承代号安装尺寸脂油型圆锥滚子轴承的选择及寿命验算第二轴两端轴承的选择初选轴承型号和因为挂档时齿轮所受圆周力，轴向力，径向力最大，所以两个圆锥滚子轴承在挂档时所受力最大。轴向载荷分析图如。

4、输设置倒档，使汽车能到推行驶设置动力输出装置，需要时能进行功率输出换挡迅速省力方便工作可靠汽车行驶过程中，变速器不得有跳档乱档以及换挡冲击等现象发生变速器应当有高的工作效率变速器的工作噪声要低。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求，满足汽车有必要的动力性和经济性指标。变速器设计的主要内容变速器传动机构方案的选择变速器操纵机构的设计各档齿轮参数计算及其强度校核。参数计算包括变速器传动比计算中心距计算各档齿轮齿数的分配齿轮参数等，强度校核包括齿轮的弯曲应力的校核接触应力的校核以及计算齿轮所受的圆周力径向力轴向力变速器轴及轴上支撑的计算及其校核。包括格挡齿轮滚针轴承的选择及其寿命验算第二轴和中间轴上圆锥滚子的选择及其寿命验算轴的加工工艺分析轴的结构设计各轴。

5、部件的磨损，又可减少自动脱档的可能性。变速器的多支承方案变速器的短第二轴方案图变速器的多支承方案与短第二轴方案变速器零部件的结构分析与型式选择齿轮型式斜齿圆柱齿轮虽然工作时有轴向力且加工稍复杂些，但仍以其运动平衡噪声低寿命长的突出优点而受到变速器的普遍采用。直齿圆柱齿轮仅用于些变速器的档和倒档。轴的结构与分析变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮同步器及轴承等的安装固定，它与加工工艺也有密切关系。第轴通常与齿轮做成体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统考虑，目前般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于安装，从受力。

6、总轴向力必须与相平衡，即轴承轴承轴承的名义寿命以转为单位由得故所选轴承合格。故所选轴承合格。轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳高频氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在，表面光洁度不低于▽。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于▽，并规定其端面摆差。根轴上的同心直径应可控制其不同心度。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯。

7、将第二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮轴承及中间轴均不承载，而第二轴也仅传递转矩。因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距影响变速器尺寸的重要参数较小的情况下仍然可以获得大的档传动比，这是三轴式变速器的另优点。其缺点是除直接档外其他各档的传动效率有所降低。两轴式变速器如图所示。第轴第二轴,同步器图轿车具有纵置发动机时的两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高噪声低。两轴式变速器的第二轴即输出轴与主减速器主动齿轮做成体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮见图或双曲面齿轮当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。两轴式变速器没。

8、中二档时，中，，中中中三档时，中，，中中中四档时，中，，中中中轴的强度校核第二轴的强度校核图第二轴剪力图与弯矩图档时挠度最大，最危险，因此校核。水平面求水平面内支反力由平衡方程得与端得支反力分别为建立剪力与弯矩方程由于在截面处作用有集中载荷，故应以该截面为分界面，将梁划分为与两段，分段建立剪力与弯矩方程。对于段，选点为原点，并用坐标表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为对于段，选点为原点，并用坐标表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪。

9、直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限也受到较大限制，但这这缺点可通过减小各高档传动比同时增大主减速比来消除。支承方案分析有些货车变速器采用多支承方案见图以提高第二轴与中间轴的刚度，这时可采用以该两轴所决定的平面作为壳体的分界面，以解决轴和齿轮等零部件的拆装问题。传统的三轴式变速器的第二轴长且支承刚度差，而各换挡部件多装在第二轴上，低档同步条件较差，近年来有些货车变速器采用短的第二轴方案。如图所示，其常啮合传动齿轮加大，故除了后置啮合传动齿轮较大外，各档齿轮均可设计得紧凑轻巧另外，低档同步器安装在中间轴上，同步惯量减小，这样既可缩短同步时间又可减轻换挡力中间轴的支承刚度较大，低档同步器装于其上既可减少换挡零。

10、，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为，。齿轮所在平面的转角不应超过。图第二轴受力分析第轴常啮合齿轮副，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，倒，，倒倒倒中间轴刚度图中间轴受力分析档时，中，，中中。

11、力与弯矩方程分别为画剪力图与弯矩图根据式与画剪力图，根据式与画弯矩图，如图所示。图中间轴剪力图与弯矩图垂直面求垂直面内支反力由平衡方程得与端得支反力分别为建立剪力与弯矩方程由于在截面处作用有集中载荷，故应以该截面为分界面，将梁划分为与两段，分段建立剪力与弯矩方程。对于段，选点为原点，并用坐标表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为对于段，选点为原点，并用坐标表示横截面的位置，则由上图可知，该梁段得剪力与弯矩方程分别为画剪力图与弯矩图根据式与画剪力图，根据式与画弯矩图，如图所示。按第三强度理论得本章小结本章完成的主要任务是对于轴和轴承进行设计计算，。

12、应尽可能少。轴的校核计算初选轴的直径三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选第轴花键部分直径可根据发动机最大转矩按下式初选式中经验系数，发动机最大转矩。初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键，弹性挡圈等标准件以及轴的刚度，强度验算结果进行修正。第轴花键部分直径第二轴最大直径中间轴最大直径。变速器轴的最大直径与支撑之间的距离可按下列关系式初选第二轴第轴及中间轴第二轴支承之间的长度取中间轴支承之间的长度取，第轴支承之间的长度取图轴的尺寸图轴的刚度校核若轴在垂直面内挠度为，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。

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