核。严格来说，挡位不同，不仅圆周力、径向力及轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，应该对每个挡位都进行验算，但是一挡受力比其他挡位大的多，故对二轴和中间轴一挡工作时进行强度校核。
二轴和中间轴的受力分析如下图所示：
图4-4 受力分析
本计算过程由程序进行。经程序校核，二轴和中间轴在一挡工作时强度合格。 4.2.3 轴的刚度校核
变速器的轴在工作时，轴承要受转矩和弯矩。刚度不足的轴会产生弯曲变形，破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。故需要校核轴的刚度。因二轴比较重要，刚度校核很复杂，故本设计只针对二轴做刚度校核。
本计算由程序计算，经程序校核，二轴在一挡工作时刚度合格。 4.2.4 轴承的寿命的计算
轴承的使用寿命可按汽车以平均速度Vam行驶至大修前的总行驶里程S计
算：Lh?Sh； Vam汽车平均速度：Vam＝0.6Vmax＝0.6×92＝55.2kmh，S取大修前行驶的里程数：15万公里，即1.5×105Km：
Lh?Sh＝150000/55.2＝2717h； Vam发动机转速取最大扭矩时转速1800rmin的60﹪即1080rminmin；
min速比取最常用的i＝0.6时计算，于是：nD＝1500r根据机械设计手册和计算，得下表相关参数：
轴承e
CorCr代号
（KN） （KN）
620928.2 22.5 0.68 AC 621242.8 35.5 0.68 AC 621242.8 35.5 0.68 AC 621351.2 43.2 0.68 AC
；nN＝2500r
X Y
1 1 1 1
0 0 0 0
106Cx()对每个轴承进根据前面所计算的支反力和轴向力，通过公式Lh?60?nP行校核：（球轴承x取3，滚子轴承x取1．对于轴承1
PA＝fP(XR?YA)=4891.8N
106CxLh?()＝3242.2h
60?nP10）；载荷系数fp取1.2。 32．对于轴承2
PA＝fP(XR?YA)＝5504.2N
106CxLh?()＝7957h
60?nP
3．对于轴承3
PA＝fP(XR?YA)＝4352.6N
106CxLh?()＝7837.2h
60?nP4．对于轴承4
PA＝fP(XR?YA)＝5446.7N
106CxLh?()＝8306.3h
60?nP故主变速器的4个深沟球轴承寿命均满足要求。 滚针轴承的强度校核
滚针轴承的接触应力按下式计算：
11Q σc=272?106(+) Nm2
ddlL式中 Q—每一个滚针的负荷（N），Q?4.6PZK；dl—滚针直径，mm；P—作用在一个滚针轴承上的力，P=M2r；Z—每个滚针轴承的滚针数；K—系数，表示轴承特性，此种结构取1；L—滚针工作长度，mm。按上式计算出的应力应小于[?c]=(3000~3200)?106Nm2。
滚针数目Z可有下式求得；当滚针轴承沿圆周无间隙分布时，滚针中心的最大分布直径为： D0=dl1''=KdK= l180°180°sinsinzz当滚针间的距离为f时，滚针中心分布直径由D0增加到D0' D'0=dl+fdl'=K(δ+f)f=0.5?mm 最大值 最小值 f=0.025mm180°zsinz本设计取 Z取当f=0.025mm的数值。
(1)二轴倒挡齿轮处：K35×40×20，dl?2.5，Z=36
P=M2r?6.38?63?10320N?10.05KN； Q?4.6PZK?4.6?10.05?103/36N?1284.17N；
11Qσc=272?106(+)?1213?106N/m2.
ddlL其他滚针相同计算方法。
以上各个齿轮处滚针轴承的?c均小于许用的[?c] 即各滚针轴承均满足要求。
4.2.5 键的强度校核
1.二轴上的花键校核
二轴上同步器处的花键均为渐开线花键，压力角均为30o，模数为2 齿面的挤压应力为 σp=2T??σp? ??ψZhldm式中 T——传递转矩（N?mm）；一般取0.7:0.8； ψ——各齿间不均匀系数，Z——花键的齿数;l——齿的工作长度（mm）；h——键齿工作高度（mm），h=m,m为模数；dm——平均直径（mm）.
只需校核一、倒挡同步器处花键。
2T2?63?6.38?103σp=??35.26MPa??σp??200MPa ??ψZhldm0.75?19?2?20?40 经校核强度满足要求。
课程设计货车变速器zxx
