捷達GIF兩軸五檔手動變速器設計

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1、 摘　　要 汽車動力總成是汽車的核心部分。他的工作是將發(fā)動機功率的轉換，功率有效地傳遞到驅動輪上和經(jīng)濟上適應，以滿足汽車的需求。傳輸是一個重要的組成部分完成的動力總成的任務，而且關鍵部件，以確定車輛的性能之一。設計這款車的動力性，燃油經(jīng)濟性，可靠性和可移植性切換操作，穩(wěn)定性和傳輸效率等的傳輸水平有直接的影響。隨著汽車工業(yè)，汽車越來越多傳動設計的發(fā)展趨勢權力移交重量轉移重量和需要傳輸具有更小的體積和良好的性能。 本文介紹了發(fā)動機的選擇，程序確定的傳輸，傳輸設計，變速器同步設計，變速箱的設計。捷達在給定的發(fā)動機輸出扭矩，速度和最大速度，最大爬坡能力條件。在齒輪軸等結構尺寸的設計計算的結構參數(shù)

2、 關鍵詞：變速器；齒輪；同步器；設計；結構 ABSTRACT Automotive Powertrain is the core of the car. His job is to convert the engine power, the power effectively transmitted to the drive wheels and economically adapt to meet the demand for cars. Power transmission is an important part of the completion of assembly m

3、ission, but the key component to determine the performance of the vehicle. Have a direct impact on the design of this cars power, fuel economy, reliability and portability switching operation, stability and transmission efficiency of the transmission level. With the auto industry, more and more cars

4、 drive design trends devolution weight and weight transfer required transmission with a smaller footprint and a good performance. This article describes the engine choice, the program determines the transmission, transmission design, transmission synchronous design, the gearbox design. Jetta at a g

5、iven engine output torque, speed and the maximum speed, maximum gradeability condition. Structural parameters of gear shaft structure size design calculation Key words: Transmission；Gear；Synchronizer ；Design；Structure II  目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.1.1 汽車變速器的設計要求 1

6、 1.1.2 國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.2 設計的內(nèi)容及方法 2 第2章 變速器傳動機構與操縱機構的布置 3 2.1 變速器傳動機構布置方案 3 2.1.1 變速器傳動方案分析與選擇 3 2.1.2 倒檔布置方案 3 2.1.3 零部件結構方案分析 4 2.2 變速器操縱機構布置方案 6 2.2.1 概述 6 2.2.2 典型的操縱機構及其鎖定裝置 7 2.3 本章小結 9 第3章 變速器的設計與計算 10 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 10 3.1.1 檔數(shù) 10 3.1.2 傳動比范圍 10 3.1.3 變速器各檔傳動比的確定 10 3.1.4

7、中心距的選擇 13 3.1.5 變速器的外形尺寸 13 3.1.6 齒輪參數(shù)的選擇 13 3.1.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 15 3.1.8 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 18 3.2 變速器齒輪強度校核 19 3.2.1 齒輪材料的選擇原則 19 3.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核 20 3.2.3 輪齒接觸應力校核 23 3.2.4 倒檔齒輪的校核 27 3.3 軸的結構和尺寸設計 30 3.3.1 初選軸的直徑 30 3.4 軸的強度驗算 32 3.4.1 軸的剛度計算 32 3.4.2 軸的強度計算 39 3.5 軸承選擇與壽命計算 44

8、 3.5.1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算 45 3.5.2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算 47 3.6 本章小結 49 第4章 變速器同步器及結構元件設計 50 4.1 同步器設計 50 4.1.1 同步器的功用及分類 50 4.1.2 慣性式同步器 50 4.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 51 4.1.4 主要參數(shù)的確定 52 4.2 變速器殼體 54 4.3 本章小結 54 結論 55 參考文獻 56 致謝 57 附錄 58 第1章 緒 論 1.1 概述 隨著汽車行業(yè)的多種型號的快速發(fā)展，已成為汽車發(fā)展的個性化的趨勢。自動變速箱的設

9、計是設計中最重要的方面之一。將其傳送到用于控制發(fā)動機轉矩和變速的驅動車輪，并且被定向在不同的驅動條件，由此，車輛還粘附和速度，而發(fā)動機處于最有利的工作條件的范圍內(nèi)。因此，它是經(jīng)濟指標和汽車的動力，影響車，設計當然是很重要的。在當今不斷提高的性能要求車整車舒適性也是評價汽車齒輪設計不合理，就會體會到汽車的舒適性，恢復車輛運行噪音增大，汽車的完整性的一個重要指標。 1.1.1 汽車變速器的設計要求 汽車動力總成是汽車的核心部分。它的任務是調(diào)節(jié)，以改變發(fā)動機的動力時，電源可被有效地傳遞到驅動輪上和經(jīng)濟上，以滿足車輛的要求[1]。傳輸是一個重要的組成部分完成的動力總成的任務，而且關鍵部件，以確

10、定車輛的性能之一。用于目前的汽車，燃料消耗的結構的條件下，移位的可靠性和傳輸?shù)撵`活性的控制傳輸有直接影響的穩(wěn)定性和效率。與汽車行業(yè)，是汽車的設計趨勢，以增加它的發(fā)送功率，以重量比傳遞和需要具有更小的尺寸和良好的性能。前的車輛變速箱的設計工作開始時，首先開始選擇的一些用于根據(jù)實際使用的場合的傳輸?shù)淖钪匾膮?shù)。的主要參數(shù)是：軸距，轉移軸向尺寸，直徑，各齒輪等的齒軸齒輪參數(shù)的數(shù)目。變速器的基本結構設計要求[2]：必須確保汽車的動力性和經(jīng)濟;在中性，用來切斷動力傳遞到驅動輪的發(fā)動機設置;扭轉了一句，讓車子行駛倒退;移動迅速，節(jié)省舒適，可靠的汽車移動傳輸不具有快速動作，隨機文件和換擋沖擊等現(xiàn)象，效率高

11、，噪聲低，結構簡單，合理的解決方案;在影響壽命長，甚至超出了傳輸應的質量信息和體積小，成本低，易于進行維護滿載和負載條件。 ，齒輪機構有兩種分類。 三檔，四檔變速箱，五速變速箱，多速變速器：由前進檔數(shù)除以。 的固定軸，所述旋轉軸：根據(jù)形狀軸被劃分。兩軸齒輪箱，中間軸齒輪，雙中間軸傳動，多中間軸變速器：固定軸劃分。圈養(yǎng)廣泛，包括前置發(fā)動機前輪驅動的汽車，更與后輪驅動車的中間軸齒輪發(fā)動機前置兩個多軸式變速器。旋轉軸主要用于液壓機械傳動。1.1.2 國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 自動變速箱目前在國際上已經(jīng)成為一種趨勢。與傳統(tǒng)的手動變速器，自動變速器的汽車中的能源效率相比，處理和乘坐舒適，并

12、且因此它有一個顯著優(yōu)勢。因此，自動變速裝置的汽車業(yè)在發(fā)達國家和地區(qū)，增加市場份額。目前，自動變速器幾乎90％的美國汽車市場份額的80％以上，日系車市場份額，超過50％的歐洲乘用車市場的份額，而我國超過60十億汽車保有量，使得自動車更多超過10％。 在美國，AT（自動變速器）占有絕對優(yōu)勢。這主要是由于自動變速器的早期發(fā)展，汽車需要操縱消費者要求簡單，乘坐舒適性和燃料消耗不敏感。這樣的消費習慣創(chuàng)造了一個基于AT自動變速器市場國家。 歐洲消費者注重駕駛體驗和駕駛樂趣，為使手動控制的機器控制感，并且燃料消耗比較值，這樣對自動變速器T（雙離合變速器）的發(fā)展，他們瞬間成為歐洲的最愛市場 日本

13、是世界上最高的市場CVT（無級變速器）加載速度。日本消費者CVT可以使發(fā)動機的，誰在相同的轉速范圍內(nèi)工作，以保持傳輸青睞的沉默和不斷加快的我。在中國，近幾年以20％的年增長速度的自動變速器市場，但尾盤開始后，基礎薄弱，很多自動變速器仍依賴進口。自主品牌已經(jīng)開發(fā)了一些新產(chǎn)品，但大多數(shù)人沒有形成技術路徑的產(chǎn)業(yè)化還不是很清楚。從第10開始連續(xù)在“產(chǎn)業(yè)透視”一文介紹了中國的汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀和未來趨勢的讀者。汽車動力傳動“轉換器”，這是它的性能駕駛現(xiàn)代汽車的舒適性，便利性，一致性等質量的重要。隨著國內(nèi)汽車市場的發(fā)展，具有自動變速器自動擋汽車的需求在過去兩年增加，中國汽車市場上銷售的自動擋車型約占35

14、％，總銷售額。因為自動變速器，高研發(fā)成本，零部件和困難的過程，開發(fā)和生產(chǎn)技術的復雜結構所使用的外國公司中，這樣的小市場國內(nèi)產(chǎn)能，尤其是外資和壟斷外商獨資企業(yè)生產(chǎn)，但基本依靠進口。 中國從20世紀60年代，在“紅旗”轎車770采用液力自動變速器有兩個前進檔和1975年，與自動變速器開發(fā)CA774三個前進擋。在20世紀80年代初，老“紅旗”轎車停產(chǎn)，由于油耗高。此外，為了返回的原因的燃料液壓自動變速器的高燃料效率，但主要的是要其位移達到5.6L。此外，除了軍用車輛上的液力自動變速器的部分是國內(nèi)汽車行業(yè)幾乎是沒有機會，與自動變速器。有些人甚至認為中國不具備自動變速器在今年第2000 隨著中國改革

15、開放以來，大量的外國汽車在中國市場，其中很多都是高端汽車自動變速器，而類幾乎完全液力自動變速器。它還允許大量的汽修企業(yè)的液力自動變速器的維修都非常熟悉。 由于自動變速器的認識到用戶的需求越來越多，使國內(nèi)汽車企業(yè)加快了自動變速器的發(fā)展步伐的良好表現(xiàn)。 1998年，一汽大眾生產(chǎn)的“捷達”的自動變速器作為附件。神龍公司也推出了電控液壓自動在其“比佛利”1.6L車型。上海通用別克生產(chǎn)的“世紀”汽車行駛的最先進的液壓式自動變速器的配備--4T65E四檔電控自動變速器。廣州本田“雅閣”轎車，幾乎是自動的默認。因此，在國內(nèi)汽車是可選的液力自動變速器已經(jīng)成為一種必然趨勢。從與機械連接生產(chǎn)了近2000臺的角度

16、CA770液力自動變速器研發(fā)和制造工藝，軍用車輛與動力換檔行星齒輪在最近幾年十幾年的歷史，也為家庭用電汽車成功開發(fā)電控自動變速器，可以說，在液壓自動科研，生產(chǎn)和維修一定的基礎。但目前國內(nèi)的轎車配備了液壓自動變速箱都是進口的。但是通用汽車的合資企業(yè)在上海已開始試生產(chǎn)4T65E型四檔開始電子控制自動變速箱。當然，完全國產(chǎn)化將是必要的。 機械無級變速器，十年前該國已經(jīng)獲得了哪些國外大學的原型進行分析，但是從財務問題，無法深入的痛苦。近兩年之前的一些高校，他們開始重新啟動。據(jù)國外CVT應用的趨勢目前預計，做，CVT，小功率（以下排量2L）能自動威脅的挑戰(zhàn)者，也不能忽視國內(nèi)市場的前景。但靠自己的實力

17、國內(nèi)實際CVT完全是既不現(xiàn)實，時間是不允許離開。以技術實施的道路是一個縮寫。 根據(jù)中國汽車產(chǎn)業(yè)政策，到2010年計劃中國的汽車產(chǎn)量將達到400萬，但可能是過于樂觀了這一目標。我認為，如果每年生產(chǎn)200萬輛汽車是完全可能的，但改善是由于大量的非專業(yè)車手和車輛性能的要求，自動變速器具有至少10％，事實上，有些公交車還配備自動變速箱的，是自動的需求，超過20萬，這對于中國汽車行業(yè)，這將是一個極好的機會，也是一個新的挑戰(zhàn)。 目前，國內(nèi)汽車變速器的發(fā)展是非常快的，普遍的研究和使用電子控制自動變速箱，這款變速箱更好的性能，卓越的駕駛動態(tài)和更大的道路安全[3]。但是，司機失去駕駛，而不是更好的快樂體驗

18、駕駛的樂趣。機械變速箱具有結構簡單，傳動效率高，成本基礎和可靠的有開車有很多樂趣，等等，它被廣泛用于各種形式的汽車。與設置展位，舒適和國外的要求和立場提出了越來越高的操縱等方面的數(shù)量。目前，4速5速變速箱，特別是金額呈上升趨勢。同時，六速變速箱的負荷率也不斷提高1.2 設計的內(nèi)容及方法 變速箱的設計是基于原始捷達的傳輸是基于，在給定的發(fā)動機輸出扭矩，速度和最大速度，最大爬坡能力的條件下，傳動機構的特別的設計完成，并提出了圖表和主變速器組件的部件。 1、對變速器傳動機構的分析與選擇 通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點，以及所設計車輛的特點，確定傳動機構的布置形式。 2、變速器主要參

19、數(shù)的選擇 變速器主要參數(shù)的選擇：檔數(shù)、傳動比、中心距、齒輪參數(shù)等。 3、變速器齒輪強度的校核 檢查主齒輪的強度，齒根彎曲疲勞強度及齒面接觸的檢測的疲勞強度的傳輸。 4、軸的基本尺寸的確定及強度計算 為強度計算軸，剛度的軸線和強度進行檢查。 5、軸承的選擇與壽命計算 第2章 選擇的齒輪軸支承部變窄磙子軸承壽命的計算是基于轎廂檢修測量300000公里車輛的基礎上的性能。該設計目前設計的變速箱設計文獻國內(nèi)外近年來在與合適的老師主要涉及專業(yè)知識的連接。通過比較不同的方案，并選擇最佳的解決方案，設計方法，結構參數(shù)計算裝置和計算方法，它;相同的結構同步，變速控制機構和其它分析和設計，除了改善

20、現(xiàn)有的傳統(tǒng)傳輸結構和完善。 第3章 變速器傳動機構與操縱機構的布置 2.1 變速器傳動機構布置方案 機械變速器具有結構簡單，傳動效率高，生產(chǎn)成本和工作基極并可靠時，通常在各種形式的汽車使用。 2.1.1 變速器傳動方案分析與選擇 兩波傳輸和中間軸變速器：機械傳動機構是建立在兩個主要方案。 該傳動軸發(fā)動機前輪驅動車的兩個。相比于中間軸變速器，它有若干軸和軸承，結構簡單，低剖面的尺寸，易于布局等等。此外，每個中間齒輪，以通過一對齒輪只移動，使得高轉印效率，更少噪聲存在。但兩軸式變速器不能被直接設置文件，以便當工作齒輪和軸承磨損，增加了操作噪音和脆弱，受結構性限制而不是設計的傳動比是非常

21、高的。其特點是：所述傳動裝置輸出軸和減速齒輪形成一體，直接輸出功率時發(fā)動機在縱向方向。而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。其特點是：所述傳動軸的后端一體地與齒輪的常數(shù)與大多數(shù)在同一行的程序的第二波形成時，離合器，之后它們被直接連接到一個波形文件，使用直接加速齒輪和中間軸軸承和非軸承，此時噪音低，減速齒輪，軸承磨損。 排列總結由于捷達轎車變速箱中檔變速箱的設計，前置發(fā)動機前輪驅動的形式往下走，并且可以在一個較小的傳送室傳送的噪音設計加快了很高的要求運行，因此兩種選擇軸傳輸作為傳輸方式。選擇覆蓋5速變速箱和五檔。 2.1.2 倒檔布置方案 圖中所示的2.

22、1反向通用布局圖。該方案的圖2.1B優(yōu)點是使用一個倒檔，中間軸的長度的縮短。但如果兩個同時換檔困難數(shù)字接合的齒輪的是2.1C方案能夠獲得更大的扭轉偏移的缺點是不合理;圖2.1D2.1C退款政策變化而成，在圖2.1E所示的實施方式，形成一個倒檔延伸的齒寬。它適用于圖2.1f所有代表常嚙合齒輪，換擋的變化更便攜。 考慮到上述因素，移動至光，降低噪音，并返回與圖2.1f所示的情況。 圖2.1 倒檔布置方案 2.1.3 零部件結構方案分析 1、齒輪形式 有兩種傳輸正齒輪和錐齒輪。正齒輪主要用于在第一檔，倒檔，相比正齒輪，斜齒輪減速器具有壽命長，運行平穩(wěn)安靜，讓所有選定斜齒輪的設計。傳動齒輪和

23、軸的設計作為一個整體或單獨的軸和帶鍵，一個壓配合或滑動的支持等，以軸之一。齒輪尺寸小和由波分離，厚度（圖2.2），以使根直徑在其內(nèi)徑齒厚[6]。所需的大小大于或等于在危險部分的齒的厚度。以允許齒輪在軸上后的寬度尺寸大到足以維持在結構條件的裝齒輪轂部的穩(wěn)定性應盡可能做大，采取至少尺寸要求： （2.1） 式中：——花鍵內(nèi)徑。 為了降低質量，如果厚度輪輻設計成滿足強度薄條件。圖2.2尺寸1.25至1.40倍所需要的楔形刀。 圖2.2 變速器齒輪尺寸控制圖 齒面粗糙度值減小，噪聲降低，減緩牙齒磨損，改進的傳輸壽命的速率。的透射面的表面粗

24、糙度應該在微米范圍內(nèi)被使用。精密齒輪制造要求不超過七級。 2、變速器軸 在大多數(shù)情況下，傳動軸通過軸承在外殼的軸承孔支承。當轉印間距是小的，在兩滾子軸承的結構的住房困難同一端面，輸出軸可直接推入殼體內(nèi)孔和固定。在移動換檔齒輪和軸應用矩形楔連接之間的路徑應當用于良好的定心和滑動靈活并研磨定心和矩形花鍵側的外徑確保漸開關鍵為便于[7]。兩高檔傳動裝置輸入軸和中間軸傳動軸中間軸由軸和齒輪孔與軸之間的干涉配合鍵入。裝在兩個軸傳動裝置輸出軸和傳動軸的中間軸齒輪直接軸之間的第二齒輪和軸副，常常設置有滾針軸承，滑動軸承，在某些情況下，變速箱常數(shù)。在這種情況下，應該在軸的表面是低和畝米，不小于58?63H

25、RC的硬度。由于漸開良好的定位性能，彈性和漸開線花很短，可以提高相對于增加的軸的剛性具有小直徑，從而使所述軸和套筒通常用于同步上的漸開線連接。倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸，并由螺栓固定。 由上可知，與軸承，齒輪，齒輪組和其他部件的傳動軸，和一些具有矩形波或花鍵，因此考慮在安裝上的組織和應該是成功的，在位置上，可拆卸的軸不僅可能性部分。另外，需要注意的問題處理。 3、變速器軸承的選擇 3.1 變速器軸承常用的圓柱滾子軸承 滾針軸承和滑動軸承主要用于在齒輪組，而不是附接到軸，并且所需要的兩地之間的相對運動。 [8]圓錐滾子軸承的傳遞，雖然它具有較小的直徑，寬度，從而更大容量的高負荷

26、等來承受，還需要預加載，安裝工作，根本沒有戴后下行歪斜影響使用不當調(diào)整由于傳輸?shù)脑O計是用兩軸傳動，具有大的軸向力，以使變速器輸入軸，根據(jù)本圓錐滾子軸承的直徑選定的輸出軸后軸承數(shù)的第一個設計。 2.2 變速器操縱機構布置方案 2.2.1 概述 對應于該條件要求駕駛者通過以實現(xiàn)換檔或換檔桿和退休中性完成了操縱機構。應該變速器控制部門滿足以下主要要求[9]：移進后，被帶到在從事牙齒全長換檔齒輪要結婚，以避免過速自動或自動變速器，以防止意外倒檔防止移位光。傳輸控制機構通常安裝在蓋子的頂部或側面，有幾個分開的。傳輸控制機制操作的滑動式的第二軸，離合器或同步所需的各個展位的齒輪。帶動機械傳動，常見的

27、換擋桿，開關塊，叉，撥叉軸和鎖，自鎖和逆轉劑，等要害部位，并依靠人工力量的驅動程序來完成換檔桿，換檔到空檔或推工作中，所謂的手動變速器。 1、直接操縱式手動換檔變速器 手動當靠近駕駛員座位的傳輸，可以直接安裝在變速桿和手動力通過直接移位功能桿所指示的驅動器和執(zhí)行手動變速器，稱為直接操縱變速器。這種操作簡單的結構方案是普遍。近年來，更多的應用單軌控制機構，降低了換檔撥叉軸，每一個文件的一組自鎖，因此簡化了控制裝置的優(yōu)點，但它需要等于每級移位筆劃。 2，遙控手動變速器 赤裸上身的汽車或安排的總限額后置發(fā)動機和后輪驅動的機動車輛接送，從駕駛座上的變速器，變速桿等一系列傳動部件，轉向練手用這些

28、轉換機構結束時移功能的話已經(jīng)安排叉。這種手動變速箱，為遠程操作稱為手動變速器。3、電動自動換檔變速器 20世紀80年代后，通過使用計算機和電子控制技術自動變速器的囚犯機械傳動基地，并消除了換檔桿和離合器踏板。駕駛員容易控制的油門踏板，汽車將能夠自動換檔的運動，如齒輪，電動自動變速器[10]的過程。由于用兩軸傳動變速器的設計，采用前置發(fā)動機前輪驅動變速器的是從駕駛座接近，使得使用導向操作的手動變速箱。 2.2.2 典型的操縱機構及其鎖定裝置 圖2.3 為典型的操縱機構圖 定位裝置的作用是將放置在上接合保持一定的位置，并防止自動接合和脫離，一般彈簧和球機構。 1、換檔機構 變速器換

29、檔器有直齒滑動齒輪，離合器和同步切換三種形式。 軸向滑動正齒輪，它將具有在牙齒表面上的效果，傳輸?shù)哪p和過早失效的端部，隨著噪聲。因此，除了配置文件，這是顛倒很少使用之外 經(jīng)常移動的離合器切換使用。抵抗由于轉向沖擊負荷更多的齒互鎖齒，離合器不會被過早地損壞，但不是消除換檔沖擊。只有在一些要求不高的位置和重型卡車變速器使用的電源轉變。 使用同步器可以保證快速換擋技術，沒有任何影響，無論控制程度，無噪音，即為了提高車輛加速，燃油經(jīng)濟性和行車安全比較這兩個位移的方法，盡管它具有復雜的結構，高精密制造，等缺點的軸向尺寸，它仍然是普遍。采用同步或離合器開關推遲旅程，作為一個滑動開關的時鐘小。 此

30、變速器設計采用同步器換擋。 2、防脫檔設計 鎖定裝置是確保的換檔撥叉軸的運動，另一個換檔撥叉軸被相互鎖定，以防止在兩檔同時連接，允許過渡的大的故障，則該機構的作用 常見的互鎖機構有： （1）互鎖銷式 圖2.4 互鎖銷式互鎖機構 （2）擺動鎖塊式 圖2.5為擺動鎖塊式互鎖機構保證換檔時不能同時掛入兩檔。 （3）轉動鉗口式 。 圖2.5 擺動鎖塊式互鎖機構 圖2.6 轉動鉗口式互鎖機構 圖2.5是一個鎖定塊鎖定機構概略擺動鎖定螺釘塊裝有殼體上同心波和自由旋轉的螺桿的軸線轉動，杠桿鎖定放置塊選頭箱，此時，鎖定塊生存的一個或兩個突起的文件的另外兩個

31、換檔撥叉軸槽，不能保證換擋時，她分兩批加入。 圖2.6是用類似的夾爪鎖緊裝置的旋轉的鎖定機構的原理的塊。搖桿頭選入鉗口，夾板上軸旋轉的一個。轉動杠桿夾持板時在所選擇的換檔叉軸槽選擇器桿，則夾具或兩個夾爪抓其他兩個換檔撥叉以確保所述互鎖效應[11]。 可以提供操作裝置，以確保該機構不會被誤認為相反。作為一項規(guī)則，在反向叉或U形夾裝有彈簧機構，以允許駕駛員在位移時由于彈簧力，造成顯著的感覺。 該鎖定機構還包括一自鎖，反向決定性兩個機構。的自鎖機構的作用將鎖定全齒長度，以確保參與的接合，并防止在該文件中的自動和在過渡。自鎖球形和棒狀鎖定機構有兩種類型的鎖定機構 逆止器的作用，確保駕駛員有

32、更多的力量杠桿，才接反提請注意的作用，防止其反向，導致安全事故適用。 在前輪驅動汽車的設計屬于，轉向系統(tǒng)直接操作模式，特別是鎖定機構，設置自鎖，鎖定，扭轉鎖定裝置。為了實現(xiàn)自鎖球自鎖，互鎖鎖銷。限制使用反向鎖彈簧來實現(xiàn)，所以駕駛員為了防止意外的感覺相反。 2.3 本章小結 本章描述的傳動齒輪機構和控制機構，分析的優(yōu)勢和不同類型的設施的缺點的類型，以及用于傳輸，特征的模式和傳輸模式，操作機構的結構的傳輸?shù)墓δ埽⑶抑髟O計聽到一個預選的基礎為后續(xù)的設計工作已經(jīng)取得。 第4章 變速器的設計與計算 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 捷達兩軸五檔手動變速器車身技

33、術參數(shù) 表3.1 發(fā)動機最大功率 90kw 車輪型號 185/60R14S 發(fā)動機最大轉矩 180Nm 最大功率時轉速 5400 r/min 最大轉矩時轉速 4000r/min 最高車速 175km/h 總質量 1500kg 變速器形式 兩軸五檔 3.1.1 檔數(shù) 在最近幾年中，為了降低燃料消耗的消耗，齒輪比的數(shù)目趨于增加。目前，客船用4?5速變速器。大排量發(fā)動機的汽車行駛的五速變速箱更多。商用車變速器與四，五速或多速。 1.8?與五速手動變速箱，載荷艙內(nèi)4.0噸負荷大貨車4.0?采用六速變速箱8.0T。 檔數(shù)選擇的要求： 1、為1.8或更少相鄰齒輪

34、比之間的比率。 2、靠近低面積比率比相鄰單元之間的齒輪比高端區(qū)域之間的齒輪比。 變速箱為五速手動變速箱，兩軸設計。 3.1.2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指最低檔的比例。最高端的通常是一個直接的文件，1.0傳動比;一些高端的是0.7?0.8的超速傳動比。在大多數(shù)的小齒輪嚙合的選擇的因素的影響：責任汽車是最大的爬坡能力最大轉矩和車輪的最低穩(wěn)定的發(fā)動機轉速和主齒輪和驅動輪的滾動半徑比和要實現(xiàn)的最小穩(wěn)定速度的要求之間的路。如目前，在3.0至4.5的范圍內(nèi)的乘客的比例，在兩者之間5.0至8.0和其他商用車輛一些輕型商用車總質量就更大了本設計最高檔傳動比為0.77。 3.1.3 變速器各檔

35、傳動比的確定 1、主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉速和車輛速度之間的關系之間的[12] （3.1） 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 鑒于：速度= 170 km / h之間對超速驅動比=0.77最高檔的;車輪滾動半徑是從輪胎尺寸185/60R14S=29（毫米）的篩選獲得;發(fā)動機速度==5400（轉/分鐘），通過公式（3.1）表示，得到的最終傳動比公式:); 2、最抵檔傳動比計算 用公式表示如下：

36、 （3.2） 式中： G ——車輛總重量(N)； ——斜面滾動阻力系數(shù)（用于瀝青路面?0.02μ=0.01）;——發(fā)動機最大扭矩(Nm)； ——主減速器傳動比； ——變速器傳動比； ——為傳動效率（0.85~0.9）； R ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約） 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：m=1488kg；；；r=0.29m； Nm；；g=9.8

37、m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 滿足無滑移條件。驅動輪現(xiàn)象是當發(fā)出最大驅動力與文檔未被生產(chǎn)。 公式如下： （3.4） 式中： ——驅動輪的地面法向反力，； ——粘著車輪與地面之間的系數(shù)，最好為0.5之間混凝土或瀝青路面?0.6。已知：kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得： 因此，旋轉的齒輪比的選擇： 3.4一個主要的齒輪比。 3、變速器各檔速比的配置 分配不同比例幾何級數(shù)，即:: 3.1.4 中心距的選擇 初選中心距公式

38、計算[14]： （3.5） 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，乘用車=8.8~9.2； ——發(fā)動機最大輸出轉距為185（Nm）； ——變速器一檔傳動比為3.6； ——變速器傳動效率，取95%。 （8.9~9.3）=（8.9-9.3）8.375=74.54~77.89mm 在60?80毫米的范圍內(nèi)自動中心傳輸距離。初取A=75mm。 3.1.5 變速器的外形尺寸 因素變速箱軸向尺寸螺柱數(shù)量和形式的形式的換檔機構汽車變速箱的軸向尺寸可

39、以使用下列公式選定 mm 初選長度為240mm。 3.1.6 齒輪參數(shù)的選擇 1、模數(shù) 以選擇在一般的齒輪模原理時跟隨，分別是：為了降低噪音，應適當降低模塊，同時增加了齒的寬度與較小的質量，應增加，同時降低了模塊齒寬;從穩(wěn)定的傳輸應該選擇從強度的觀點出發(fā)的模塊的過程的觀點出發(fā)，每個發(fā)送模塊應該是不同的。對于汽車，降噪工作是很重要的，所以該模塊應該被選擇為小，卡車，降低質量比噪聲的降低更重要的是，應該彈性模量更大的選擇。 表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 車 型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.0

40、14 >14 模數(shù)/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 車載模塊決定排量為依據(jù)，選擇從表3.2模塊文件，自駕車減少過多的噪音和振動的要求，使每個文件斜齒輪的使用。 2、壓力角 如果接觸角是小的，很大程度的重疊，傳動平穩(wěn)，噪音低的，大的接觸角是，彎曲強度和齒接觸電阻的表面可能增加。 為了減少車子，應14.5，15，16，16.5和其他較小的接觸角。用于卡車，變速器的強度應為22.5或25壓力角，以及使用其他的，更大的[15]。 標準的壓力狀態(tài)角20，20，這樣頻繁使用的壓力角。壓力離合器或同步角20，25，30，等等，通常使

41、用的30壓力角。 為了便于處理，所以使用所有的標準壓力角20。 3、螺旋角 工作齒輪噪聲的齒距角，牙齒和軸向力的影響的強度。選擇較大的俯仰角，接近比變速箱的增加，順風順水，降噪。 試驗證明，用槳距角增大，增加了齒的強度的相應增加，但是，當傾斜角大于30，的急劇下降和接觸強度彎曲強度。因此，提高低齒輪輸出的抗彎強度，以花大螺旋角不想要的，并從增加記高檔齒輪接觸強度，應該使用一個更大的槳距角本設計初選螺旋角全部為22。 4、齒寬 傳輸質量，軟步態(tài)，機械傳動強度和均勻性的過渡的齒寬的工作等有影響的軸向尺寸 考慮到盡可能縮短軸向尺寸和傳輸質量應該較小齒的寬度。另一方面，齒寬被減少，使得螺

42、旋齒輪的優(yōu)點順利減弱，雖然這時候可以用于增加槳距角補償處理，但此時的軸向軸承力增加了平均壽命縮短了。齒寬度小，將工作壓力的增加齒輪。使用較大的齒寬，工作由于變形軸傾斜齒輪，該部分負荷沿面寬度方向造成的，這可能會導致容量降低和不均勻磨損的齒寬方向的齒輪不連續(xù)性。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 斜齒，取為6.0～8.5，取6.0 mm 5、齒頂高系數(shù) 4.1.1 匹配，牙齒強度的程度補遺系數(shù)，運行噪音，滑動速度相對牙，牙鉆蝕和增編厚度的影響。如補遺系數(shù)小，齒輪重疊小，噪音大的工作，但該齒被彎曲力矩減小，彎曲應力也減小齒。因此，在過去是由于齒輪的加工精度不高，并且該負載被集中在梳子的齒，

43、使用超過齒頂系數(shù)取得0.75-0.80短齒齒輪。經(jīng)過齒輪加工精度提高，包括我自己，1.00的規(guī)定編系數(shù)。為了提高合規(guī)性轉變的程度，以減少噪音和齒根的實力，擁有編系數(shù)和1.00細如火如荼的傳輸。 這種設計取為1.00。 3.1.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在主中心距模塊和螺旋角的齒輪可以被用于被分配給的齒數(shù)比和傳輸方案，齒數(shù)數(shù)每個齒輪傳動。應當指出的是，每一個齒輪比的齒的數(shù)目應盡可能不是整數(shù)，所以齒面磨損均勻[16]。 3.1測定的齒輪齒和圖78所示的傳動比。1、一檔齒數(shù)及傳動比的確定 一檔傳動比為： 取整得53。轎車可在12～17之間選取，取13，則。則一檔傳動比為

44、： 1-2-一個驅動齒輪的從動齒輪3齒輪傳動4速從動齒輪5三檔第三檔從動齒輪驅動齒輪從第四檔速驅動齒輪10-9-5五速6-7-8-第四檔驅動齒輪倒車驅動齒輪從動齒輪12-11-13-逆向中心倒檔輸出軸齒輪圖3.1 五檔變速器傳動方案簡圖 2、對中心距A進行修正 取整得mm，為標準中心矩。 3、二檔齒數(shù)及傳動比的確定 （3.6） （3.7） 已知：=80mm，=2.345，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入

45、（3.6）、（3.7）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以二檔傳動比為： 4、計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3.8） （3.9） 已知：=80mm，=1.618，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入（3.8）、（3.9）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以三檔傳動比為： 5、計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3.10）

46、 （3.11） 已知：=80mm，=1.116，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入（3.10）、（3.11）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以四檔傳動比為： 6、計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3.12） （3.13） 已知：=80mm，=0.77，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入（3.12）、（3.13）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以五檔傳動比為：

47、 7、計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比 初選反向齒輪軸= 25時，驅動軸齒輪箱= 13，以確保倒檔是沒有運動的牙齒產(chǎn)生齒輪11和齒輪應該保持大于0.5mm齒頂圓13，即之間的距離，滿足下式： （3.14） 已知：，，，把數(shù)據(jù)代入（3.14）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒檔傳動比為： 輸入軸與倒檔軸之間的距離： mm 輸出軸與倒檔軸之間的距離： mm 3.1.8 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲[17]。 為了減少，以除去傳輸

48、，每個齒輪二檔的變異等綜合系數(shù)，使用更小的數(shù)目大于該值。在正常情況下，與下齒輪，總位移因子應該從文件增加。第二齒輪和倒檔應選擇一個較大的值。 為了安全地減少對使用較小的螺旋角的軸向力，一個文件被選擇，第二齒輪被選擇;是增加重疊，噪聲的程度，第三齒輪減少四檔，五檔，使用較大的俯仰角中選擇的。 1、一檔齒輪的變位 查機械設計手冊中的齒輪變位系數(shù)線圖，得 2、二檔齒輪的變位 查機械設計手冊中的齒輪變位系數(shù)線圖，得 3、其他各檔齒輪的變位 同理得到三檔、四檔、五檔變位系數(shù)如下：

49、 3.2 變速器齒輪強度校核 3.2.1 齒輪材料的選擇原則 （1）必須符合工作條件。不同的操作條件，變速箱有不同的要求，從而使牙科材料有不同的要求。但是對于一般的動力傳遞齒輪，齒芯需要具有足夠的強度和耐磨損性，以及硬齒面軟的材料制成。 （2）合理選擇材料配對。至于軟齒面硬度≤350HBS過渡，對于兩輪壽命接近該材料的硬度應比小齒輪稍高并使兩輪的硬度差為約30?50HBS。為了改善抗黏結特性，大，小輪應在各種鋼材料中。 3）檢查過程和熱處理工藝。大規(guī)模的經(jīng)常項目投空白使用，鋼或鑄鐵，較高的平均或以下通道中等尺寸要求的選擇是經(jīng)常使用偽造的空白，可選擇鍛鋼制作。小，但不要時，請為空白

50、圓形的選擇。軟齒面齒輪通常用于在鋼或碳鋼，正?；虼慊鸷?，再切割;硬化齒輪（硬度> 350HBS）淬火至牙齒表面后切割面浸潤猝滅之后，或在碳素鋼（或碳鋼）經(jīng)常使用低碳鋼-Schneidzahnoberflche，齒殘端硬質組織，熱處理的齒面通過變形需求被削減的齒輪磨齒，消得。但是，如果使用氮化的是牙齒表面變形小，不磨，它可以應用到齒輪[18]不能是一個內(nèi)部輪齒磨削等。 3.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） (3.15) 式中： 　——圓周力（N）

51、，； ——計算載荷（Nmm）； 　——節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）； 　——斜齒輪螺旋角； ——應力集中系數(shù)，=1.50； 　——齒面寬（mm）； 　 ——法向齒距，； 　——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.2中查得； ——重合度影響系數(shù)，=2.0。 圖3.2 齒形系數(shù)圖 將上述有關參數(shù)據(jù)代入公式（3.15），整理得到 (3.16) （1）一檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： Nmm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.191

52、，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa 從動齒輪： 已知：Nmm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.182，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa （2）二檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： Nmm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.168，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa 從動齒輪： 已知：Nmm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.175，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa （3）三檔齒輪校核 主動齒輪： 已知：Nmm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.148，把以上數(shù)據(jù)代入(3.1

53、6)式，得： MPa 從動齒輪： 已知：Nmm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa （4）四檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知：Nmm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.149，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa 從動齒輪： 已知：Nmm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.151，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： Nmm （5）五檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知：Nmm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa

54、 從動齒輪： 已知：Nmm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.144，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa 當計算負荷為汽車采取的最大變速器輸入軸扭矩，允許電壓180?350MPa，特別是正確的設備不超標 3.2.3 輪齒接觸應力校核 （3.17） 式中： 　——輪齒接觸應力（MPa）； 　——齒面上的法向力（N），； 　——圓周力（N），； 　——計算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 　——節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角； 　——齒輪材料的彈性模量（MPa）；

55、 　——齒輪接觸的實際寬度（mm）； ，——主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，； 、 ——主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 表3.3 變速器齒輪許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 見表3.3： 1、一檔齒輪接觸應力校核 已知：Nmm；；；MPa； mm； mm； ；mm N 由于兩齒力的作用和反應的作用，僅存在一個過渡接觸載荷上計算在所述第一波浪載荷的傳播中的作用，用于計算負載，將以上數(shù)據(jù)代入（3.

56、17）可得： MPa 2、二檔齒輪接觸應力校核 已知：Nmm；；；MPa； mm； mm； mm； N 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得： MPa 3、三檔齒輪接觸應力校核 已知：Nmm；；；MPa； mm； mm； mm； N 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得： MPa 4、四檔齒輪接觸應力校核 已知：Nmm；；；MPa； mm； mm； mm； N 同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得： MPa 5、五檔齒輪接觸應力校核 已知：Nmm；；；MPa； mm； mm； mm； N 同一檔，將以

57、上數(shù)據(jù)代入（3-17）可得： MPa 聯(lián)系壓過速變速箱，使每個文件都是合格的課程小于允許的觸點負載[]。 3.2.4 倒檔齒輪的校核 1、齒面接觸疲勞許用應力的計算[19] （3.18） 式中： ——齒輪的接觸疲勞極限應力（MPa）； 　——壽命系數(shù)； ——潤滑油膜影響系數(shù)； 　——工作硬化系數(shù)； 　——尺寸系數(shù)； ——最小安全系數(shù)。 查機械設計手冊得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1將這些數(shù)據(jù)代入（3.18）式，得： MPa 2、齒根彎曲疲勞許用應力計算

58、 （3.19） 式中： ——齒根彎曲疲勞極限應力； 　——壽命系數(shù)； ——相對齒根圓角敏感系數(shù)； 　——尺寸系數(shù)； ——表面系數(shù)； ——最小安全系數(shù)。 查機械設計手冊得到：=920 MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25將這些數(shù)據(jù)代入（3.19）式，得： MPa 3、接觸疲勞強度校核 （3.20） 式中： ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)； ——彈性系數(shù)； ——重合度系數(shù)； 　

59、——齒輪上的圓周力（N）； ——表示齒寬（mm）； ——齒輪直徑； ——表示傳動比； ——使用系數(shù)。 查機械設計手冊得到： =2.33；=189.8；0.73； 已知： mm； ； N 將以上數(shù)據(jù)代入（3.20）式，得： MPaMPa。 4、齒根彎曲疲勞強度校核 （3.21） 式中： ——齒形修正系數(shù)； ——重合度系數(shù)。 查機械設計手冊得到： =4.9；=0.64 在上述數(shù)據(jù)（3.21），我們有MPa 所以倒檔接

60、觸疲勞強度和彎曲強度都合格。 3.3 軸的結構和尺寸設計 傳輸在通過齒輪圓周力，徑向力和軸向力的工作，傳動軸經(jīng)受轉矩和彎曲力矩。要求軸應具有足夠的剛度和強度。由于彎曲剛度不足產(chǎn)生的結果破壞了右齒輪，該齒輪為強度，耐磨損性受到不利的影響 3.3.1 初選軸的直徑 當兩個波傳輸中心距離是已知的，并且從可以在以下范圍內(nèi)設置的軸的最大直徑之比的支持：輸入軸=0.16-0.18;輸出軸，0.18至0.21。 輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。? 式中： ——經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； ——發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 輸入軸花鍵部分直徑： =22.58～25.97mm 初

61、級輸入，輸出軸支承=265毫米之間的長度 扭曲強度由軸的最小直徑的條件決定的 （3.22） 式中： d——軸的最小直徑（mm）； ——軸的許用剪應力（MPa）； P——發(fā)動機的最大功率（kw）； n——發(fā)動機的轉速（r/min）。 在相關數(shù)據(jù)（3.22），我們得到： mm 因此，最小直徑的選擇為25mm 根據(jù)軸[20]，在圖3.3，3.4中所示的軸的各部分的初步設計的制造過程的要求： 圖3.3 輸入軸各部分尺寸 圖3.4 輸出軸各部分尺寸 3.4 軸的強度驗算 3.4

62、.1 軸的剛度計算 沖擊角偏轉和軸最大軸在齒輪的水平面垂直創(chuàng)建平面工作。齒輪變化的前中心的距離，破壞右齒輪，后者使齒輪被扭曲，不均勻地分布到壓力沿齒的長度方向。最初由軸確定，該軸的剛度和強度可以被檢查。 圖3.5 變速器軸的撓度和轉角 軸的撓度和轉角如圖3.5所示，如果在一個垂直平面的軸的偏轉，在水平平面和偏轉角δ可以由下式分別計算： （3.23） （3.24）

63、 （3.25） 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），=2.1105 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； 、——齒輪上的作用力距支座、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=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.

64、002rad。 一檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm，把有關數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到： mm mm mm rad 輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=45mm，把有關數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到： mm mmmm rad 二檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=76mm；b=185mm；L

65、=261mm；d=40mm，把有關數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到： mm mmmm rad 輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=76mm；b=185mm；L=261mm；d=42mm，把有關數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到： mm mmmm rad 三檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=99；b=162mm；L=261mm；d=50mm，把有關數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到： =mm mmmm rad

66、輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=99mm；b=162mm；L=261mm；d=40mm，把有關數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到： mm mmmm rad 四檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=150mm；b=111mm；L=261mm；d=50mm，把有關數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到： mm mmmm rad 輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=150mm；b=111mm；L=261mm；d=35mm，把有關數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到： mm mmmm mm 五檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=166mm；b=95mm；L=261mm；d=60mm，把有關數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：