ZF自动变速器传动系统分析

I 动变速器传动系统分析 摘要： 变速器是汽车的重要组成部分之一，它是发动机传递动力的桥梁，变速器的好坏直接影响到汽车的燃油性能、汽车行驶过程中换挡的平顺性，更是汽车稳定性的重要保障之一。传统的变速器一般为手动变速器，它是机械操作的，随着科技的进步，自动变速器的出现，像现在比较普及的 们的出现解决的驾驶汽车时换挡的操作步骤，换挡的操作步骤被自动变速器所取代，大大减少了驾驶汽车时的工作。同时变速器的好坏也决定了汽车行驶平顺性、燃油经济性、整车稳定性等多方面，所以变速器成为汽车研究除发动机外最重要的构件 ，现代计算机技术的普及与发展，使得我们在研究变速器方面更加能合理优化，运用现代的计算机仿真技术，合理的优化变速器结构，使其达到我们理想要求，并在未来的汽车上我们将安装更加高效稳定的变速器。 关键词 :变速器 ； 传动效率 of F is of of it is a to of is of of a it is of as it is T, to is by of At so in of us to of in of so as to of in of we of . 录 摘要 . . 目录 . 1 绪论 .究目的及意义 . 自动变速器发展的历程 . 自动变速器类型 . 研究的内容 . 动变速器传动机构的分析 .动变速器工作原理分析 . 变速器方案的确定 .速器结构方案的确定 .速器主要参数的选择 . 挡数和传动比 . 中心距 . 轴向尺寸 . 齿轮参数 . 主要零件的选择 .挡传动比机器齿轮数的确定 . 确定各挡齿轮的齿数 . 齿轮变位系数的选择 .齿轮的损坏原因及形式 .齿轮的强度计算与校核 .变速器轴的结构和尺寸 . .V .轴承选择 .轴承的校核 . 总结 . 29 参考文献 .谢 . 1 究目的及意义 动变速器发展历程 世界上第一台量产的自动变速器是 是由三排行星齿轮和液力耦合器组成，此变速器提供了四个前进挡位和一个倒挡，这是世界上第一台量产的自动变速器也是第一台大批量安装在汽车上的自动变速器；自动变速器的关键改进是二战期间别克公司为作战坦克所研发的，它主要部件是液力变矩器，其与其他组件结合成了液力变速器，这也是自动变速器最初的原型；在后来自动变速器上应用了电子元件，使的自动变速器更加智能化、高效化，目前自动变速器也越来越多的在车辆上普及 1。 动变速器类型 目前我们所普及的自动变速器包括了 们分别是：液力自动变速器、电控机械自动变速器、机械无极自动变速器、双离合变速器；这两种 自动变速器 不仅有点各有不同而且他们 的组成也各不相同，例如 还能自主的调节运行的档位，使其适应在不同的路况行驶； 由于它本身结构的独特性，它是由传动带传递动力，避免了其他变速器换挡时产生的顿挫感，有良好的平顺性； 由两套离合器组成，分别啮合奇数档位和偶 数档位，能提供较快的换挡速度，缩短换挡时间。 究的内容 本文先对采埃孚公司的 对 面我们确定了所涉及变速器的布置方案，采用了六个前进档和一个倒挡的结构，详细布置了内部齿轮和传动轴，整体布局上还布置了换挡机构和档位的布置形式；我们还就变速箱所匹配的发动机的参数来确定了齿轮的参数，确定了整体的传动比，在保证变速箱和整车平顺性的前提下还要保证整车的动力性和燃油经济性，计算出自动变速器内零件的相关参数，并对这些零件 的主要参数进行了分析，确保了变速器和整车工作时对这些零部件的要求。 2 动变速器传动机构的分析 动变速器工作原理分析 德国采埃孚 (团，简称 业生产传动系统产品，其中 6速自动变速器，是宝马 7系和奥迪 本次我们研究的是其公司生产的 动变速器，它有 6个前进挡位和 1个后退挡位，内部组成有1组太阳轮固定的行星齿轮机构，下面我们称其为 1号机构， 1组拉维娜式行星齿轮机构，下面我们称其为 2号机构。具体的零部件如下表所示 ： 表 1 6自动变速器执行元件的功能 离合器 名称 功能 A 1/2/3挡离合器 主要负责前行星齿轮机构行星架与后拉维娜式行星齿轮机构小太阳轮的连接与释放，当 1/2/3挡才可能实现。 B 3/5挡和倒挡离合器 主要负责前行星齿轮机构行星架与后拉维娜式行星齿轮机构大太阳轮的连接与释放，当 3/5挡和倒挡才可能实现。 C 2/6挡制动器 主要负责后拉维娜式行星齿轮机构大太阳轮与自动变速器壳体的连接与释放，当 太阳轮被制动， 2/6挡才可能实现。 D 1挡和倒挡制动器 主要负责后拉维娜式行星齿轮机构共用行星架与自动变速器壳体的连接与释放，当 用行星架被制动， 1挡和倒挡才可能实现。 E 4/5/6挡离合器 主要负责输入轴与后拉维娜式行星齿轮机构共用行星架的连接与释放，当 E 离合器结合时， 4/5/6挡才可能实现。 1挡动力传递路线分析 如图 1所示， 当整车处于工作状态时，发动机传递动力到变速器，变速器开始工作，这是离合器 部 1号行星齿轮机构和 2号行星齿轮机构运行，这时制动器 是输出的转速最低，扭矩最大。 3 图 1 1 挡动力传递路线 2挡动力传递路线分析 如图 2所示， 当变速器处于 2挡时， 制动器分离开， 2号机构里的大太阳轮处于制动状态，与 1挡的动力输出相比，机构内部齿轮的转速更高，内部机构的转速相比高 1挡的输出转速。 图 2 2 挡动力传递路线 挡动力传递路线分析 如图 3所示， 当变速器处于 3挡时，离合器处于闭合状态的是离合器是 ，动力的输出经过减速器的减速后，传递到 2机构的大小太阳轮上，动力的具体输出如下图所示。 4 图 3 挡动力传递路线 图 4 挡动力传递情况 当变速器处于 3 挡的状态时，行星齿轮机构内的大行星齿轮和小行星齿轮之间由于相互力的作用，会产生阻力趋势，形成运动干涉，这样会是的 2号机构非正常工作，要想解决这类问题，在变速器工作时，我们要加速内部零部件的自转速度，避免引起运动干涉，使得整体的输出转速应该高于 2挡的转速。 挡动力传递路线分析 如图 5所示， 离合器 都处于结合状态时，变速器处于 4挡工作状态，动力由内部行星齿轮机构传递，这时整体的输出转速要高于 3挡的输出转速。 5 图 5 挡动力传递路线 挡动力传递路线分析 如图 6所示， 当 变速器处于 5挡时，离合器 处于结合状态，在动力的输出上，与 4挡时的动力输出有所相同，输出的转速也较 4挡输出的转速有所提高。 图 6 挡动力传递路线 挡动力传递路线分析 如图 7所示， 当变速器处于 6挡时，离合器 动器 时变速器处于最高挡位，变速器输出转速最高，大行星齿轮进入了超速运转状态。 6 图 7 挡动力传递路线 倒挡动力传递分析 图 8 倒挡动力传递路线 如图 8所示， 当变速器处于倒挡时，离合器 动器 力传递机构使得输出轴的旋转方向变为逆时针旋转。 7 第 3 章变速器方案的确定 速器结构方案的确定 传 动机构与操纵机构是变速器的主要部件。此次自动变速器我们设置六个前进挡位和一个倒挡，我们将采用中间轴式的动力传递方案，所有的前进挡位均采用常啮合齿轮，而倒挡结构则采用直齿滑动齿轮来进行换挡，具体的布置方案如下图所示： 图 a) 中间轴式六挡变速器传动方案 倒挡的传动方案如下图所示，它的齿轮全部采用了常啮合齿轮，这样的设计有其换挡轻便的优点。 图 b)变速 器倒挡传动方案 速器主要参数的选择 表 2 相关参数 主减速比 最高时速 最大功率 最高转速 15km/h 115400500r/ 8 数和传动比 资源的匮乏倒逼设计降低油耗，这时变速器的挡数就必须增加，现在市场上的乘用车一般用 46 个挡位的变速器。所以本设计也采用 6 个挡位。 汽车的设计除了对汽车外形的设计、汽车发动机的设计、轮胎与地面的附着力，更为重要的是与动力传递所匹配的变速器的设计，变速器的运行参数将会影响到汽车的最大爬坡度、汽车的最低稳定车速、汽车的最高车速、汽车整体的平均油耗这些相关联的数据等。 当汽车行驶在有坡度的路面上，车速保持在低速合理的范围内，汽车行驶所受到的空气阻力就可以忽略不记，这是汽车的驱动力就是在行驶中所需克服汽车爬坡阻力和汽车轮胎对路面见的滚动阻力。所以则有： 则由最大爬坡度要求的变速器挡传动比为 （ 3 式中， m/； m)； N m)； 根据驱动车轮与路面的附着条件： 求得的变速器 I 挡传动比为： （ 3 上式中， 2G 为当汽车满载负荷时，但其静止在公路上，汽车驱动桥对路面所产生的载荷。 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I i i m g f m m g i m a x 2e g I r 2m i 9 在计算时 一般取值为 间，它是路面的附着系数。 由已知条件：满载质量 1800 07 Te 00N m； = 由 3算可得： 本设计取六挡传动比为 1， 中间挡的传动比理论上按公比为： （ 3 由此可知计算出来的为等比数列，由于实际的操作的理论上的计算会有略微的差异，实际中齿数都为整数，并且与档位的公比要小一点，此外我们还需考虑变速器参数 与发动机参数的合理匹配。根据以上公式可得： 314.1q 。故有： 心距 变速器的设计 离不开 中心距，中心距的设计直接影响到变速器的大小与整体 的 质量 。我们根据已有的参考资料，可得出三轴式变速器中心距 A（ 计算公式： A = 31 (3式中， 轿车， 货车， 多挡变速器 :1； TI TI e =m 10 故可得出初始中心距 A= 向尺寸 变速器内部齿轮的尺寸和换挡机构的布置形式决定着变速器外形的大小，影响最重要的是变速器横向尺寸。 轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸 车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关： 五挡 ( 六挡 ( 变速器采用的齿轮对数与同步器多时，我们在计算 时应该 把中心距系数 整数。 轮参数 我们此次设计的变速器 他拥有 六个前进挡位和一个倒挡，变速器外形的轴向尺寸 （ 1）齿轮模数 我们根据 标准来选取所采用齿轮的模数大小。 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 m a 4 7 m m (3其中 170m =170后得出 749.2 一挡直齿轮的模数 m 3 1 m 3 3 (3通过计算 m= 3。 同步器的制造我们将选用和变速器中集合套一样的模数，制造工艺我们都 应该使用 渐开线齿轮 。 （ 2）齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b 变速器齿轮的制造按下表所示的规格来制造，包括齿轮的齿形、压力角、及螺旋角如下表选取： 11 表 3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 15， 16 25 45 变速器工作时产生噪声的大小与起压力角的大小有关，但压力角的大小却影响着传动性能，当压力角相对较大时，在工作时，我们需要提高齿轮的整体强度，防止齿轮疲劳，提高整体工作性能的可靠性，当压力角较小时，重合度增大，整体的工作相对比较平稳，噪声相对较小，目前来说，我们在制造过程中会采用较小的压力角，这样就使得在工作时能有较小的噪声。 本次我们所设计的变速器啮合套取 30 度，齿轮压力角取 20 度；斜齿轮螺旋角 取 30。 在齿轮的选取上，我们首先考虑的是齿轮工作性能，就是齿轮的承载能力和工作寿命，而齿轮的整体性能与其齿轮的宽度 b 有着一定的联系，齿轮越宽，其承载能力就越高，齿轮的工作寿命就越高，但这个也是在一定的范围内，当起到达某一峰值时，其性能反而会随着增大而下降，所以我们在选取是应该选取合适的齿宽，在保证最大承载能力和使用寿命的同时，还能减轻整体质量和整体尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(.0)m， 斜齿 b=(.5)m， 实际的参数选取中，为了能是的齿轮的寿命有所提高以及提高其工作的可靠性，我们通常选取齿轮副齿宽的系数值较大些。 12 挡传动比机器齿轮齿数的确定 各挡齿轮齿数的分配需要结合变速器挡数、传动比和结构方案设计等因素来综合确定，而且这些都是建立在选定了中心距、齿轮模数和螺旋角之后。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。 定各挡齿轮的齿数 一挡传动比 1 1 112 1 2（ 3 确定 齿数的前提必须是计算得出齿数和 Z : 2 3 其中 A=m=3，故有 Z = 54 如果轿车的三轴式变速器 .3时的 范围内选择可在 171512Z ，本设计确定 12Z =17，通过计算就可以得出 11Z =37。 经过计算 Z 的数值可能不是整数，如果将其数值调整为整数后，中心距就会发生变化，所以应该 Z 及齿轮变位系数反推中心距 A，这个反推后的 如果将 Z 修正为 54，根据计算式就会（ 3会反推出 A=81 确定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 3出常啮合齿轮的传动比 （ 3 由已经得出的数据可确定 （ 3 选取与一挡齿轮中心距数值相同的 常啮合齿轮中心距 101212 13 （ 3 由此可得： (3而根据已求得的数据可计算出： 5221 。 （ 3 （ 3（ 3联立可得： 1Z =19、 2Z =33。 则通过公式（ 3计算得到一挡的实际传动比：1 。 确定其他挡位的齿数 二挡传动比 而 ，故有 （ 3 对于斜齿轮， （ 3 故有： 52109 3 （ 3联立 （ 3得： 2131109 。 按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮 232987 ；四挡齿轮 2725 65 ， 2923 43 。 确定倒挡齿轮的齿数 一般倒挡传动比与一挡传动比数值上会很相近，因此本设计中取倒挡传动比中间轴上的倒挡传动齿轮的齿数会比一挡主动齿轮 10稍微小一点，所以会取 1414 Z 。 而通常情况下，倒挡轴齿轮15123，此处取15Z=23。 由 （ 3 可计算出 2913 Z。 故可得出中间轴与倒挡轴的中心距 ( 21 n co 10912 g 1214151513 14 (3=58 而倒挡轴与第二轴的中心 : (3= 轮变位系数的选择 本次设计，我们要是的设计出来的产品有平稳、低噪、抗磨损等优点，所以在本次设计中对于齿轮的设计我们采用变位齿轮的设，这样不仅可以增强其强度，还可以使其拥有以上工 作有点。 变位齿轮一般分为高度变位和角度变位两种， 两者有着相同的优点就是可以增强小齿轮的齿根强度，从而提高小齿轮的整体强度，不能同时提高一对齿轮的强度，且在工作时产生的噪声也较大，相比来说角度变位出了能达到以上优点外还能避免高度变位所产生的缺点。 第二轴上的齿轮与中间轴上的齿轮构成了变速器，工作时传动比的大小与啮合的齿轮齿数有关，我们在设计中要保证所选用的齿轮都有相同的中心距，我们一般在齿轮的选取上较多选用斜齿齿轮，并选择合适的螺旋角，这样在保证良好啮合性能的同事还能有拥有相同的中心距。 变速器工作 时，变速器的齿轮承受着较大的工作压力，它需要有高强度的抗压能力，我们就需要在保证质量的同时来提高其抗压能力，想选择变位系数来提高接触强度，添加材料的抗耐磨剂避免出现齿面疲劳脱落。当变位系数变小时，齿宽减小，齿轮抗弯曲能力下降，齿轮的刚度也会减小，这样就能有效的吸收在工作时所产生的冲击的噪声。 总结上面分析可得，在我们实际的选取中，我们应该在选取总变位系数时，选取较小的值，这样就会减小变速器齿轮工作是摩擦力的大小，从而达到降低噪声的效果。 动 变速器齿轮的强度计算与材料选择 轮的损坏原因及形式 齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏 2。 )(21 1514 n co ( 1513 n 15 10 K Kb 10 2/ d 1 2m a 1Z 122 齿折断分两种： 一是齿轮轮齿受到较大冲击力造成轮齿的断裂； 二是当齿轮长时间高强度工作时，轮齿产生较高的疲劳强度，造成轮齿的断裂。在实际变速器工作中第二种出现的齿数要高于第一种情况，因为变速器的长时、高强度的工作特性。 当齿轮进入工作状态后，它们间相互挤压，相互作用，在齿轮表面上存在较小的裂纹，工作摩擦挤压会产生高温，从而加剧了齿轮的损伤，造成齿面的脱落，受力不均匀，恶性循环，最终产生轮齿的损坏。 变速器的换挡是 通过齿轮的移动来完成的，且在换挡时两齿轮间会有速度差，这样就会造成齿轮间的冲击，缩短了齿轮的寿命，造成齿轮轮齿的损坏。 轮的强度计算与校核 虽然不同用途的汽车上，变速器的齿轮有所不同，但与在其他用途的齿轮相比，它们之间还是有较多的相识之处。如它们在加工上，很多加工工艺的相同，制作密度与精度相同，具有相同严格的要求 。 在这里所选择的齿轮材料为 40 （ 1）齿轮弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力W（ 3 式中，W 100的圆周力 (N)， ；其中 为载荷 (N 近似取 取 20 当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为： （ 3 =200 1000 659668 16 1w 1 0 982 10 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a 故由 可以得出12将所得出的数据代入式（ 3得 12 6 5 1 P a 11 5 3 3 . 0 1w M P a 当 计算 第一轴上的最大扭矩挡的 齿轮的 弯曲应力取在 400850间。 斜齿轮弯曲应力 （ 3 式中 K为重合度影响系数，取 他参数均与式（ 3释相同， ， 我们在选择齿形系数 根据当量 3/ co 模数在图（ 3 查得。 二挡齿轮圆周力： （ 3 依据斜齿轮参数计算公式，我们可得出：10 9轮 10的当量齿数 3/ co =查表（ 3：10 。 故 同理可得： 9 2 3 1 . 9 9w M P a 。 按上面 计算二挡齿轮的方法，我们可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，算结果如下： 表 3 其他档位齿轮的弯曲应力 三档 档 档 挡 计算第一轴载荷所作用的最大扭矩时， 并在 满 足 其内部常啮合齿轮和高挡齿轮的要求 下 ，我们对许用应力的选取因选取 180250因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。 （ 2）齿轮接触应力 17 110 . 4 1 8j 22s i n / c o ss i n c o （ 3 式中， N)，1 / ( c o s c o s )； 1(N)， ； 资料可取 31 9 0 1 0E M P a ； 20 、齿轮节点和 从动齿轮节点处的曲率半径 直齿轮： （ 3 （ 3 斜齿轮： （ 3 （ 3 其中，别为主从动齿轮节圆半径（ 当 载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见下表： 齿轮 j / 18 整理可得： 直齿： )s i i n1(c o sc o 斜齿： )s i nc o ss i nc o s(c o sc o 2 我们通过计算得出各挡齿轮的接触应力，具体结果列表如下： 表 4 各档齿轮的接触应力 一档 档 档 档 档 挡 档 看表可知 ，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。 速器轴的强度计算与校核 速器轴的结构和尺寸 （ 1）轴的结构 在实际的应用中，我们通常会把一挡齿轮和一轴做成一体的，它的形状结构是前端较大，这样就好能卡在飞轮内部的轴承上， 后轴承用卡环和轴承盖能实现轴的轴向定位。具体效果如下图所示： 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 19002000 9501000 常啮合齿轮和高挡 13001400 650700 19 图 a) 变速器第一轴 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一挡和倒挡的传动比较大，它们的齿轮较小，我们在设计中可把它们与轴做成一体的，相对高级的齿轮则用键固定在轴上，方面在以后的维护更换。 （ 2）轴的尺寸 我们在变速器的设计中，对于变速器轴的确定和尺寸除了考虑设计标准外，还需要考虑其布置的位置、变速器的外形、变速器的加工工艺与装配工艺等，我们在图纸设计时，可根据如齿轮等零部件的大小来确定选轴的大小，还可参考在同类设计中其轴的大小， 也可由下列经验公式初步选定： 第一轴和中间轴： ( 0 . 4 0 . 5 ) ,d A m m （ 3 第一轴花键部分直径 d(选 d=K 3 （ 3 式中： K 经验系数 ， K K 发动机最大转矩 Nm； d=取 d 32 在设计中我们要协调轴的强度和刚度，确保设计的合理性。 所以 轴的直径 第一轴和中间轴： d/L= 第二轴： d/L= 以下是轴的计算尺寸 ： 第二轴： 311 （ C 是由轴的材料和承载情况确定的常数 ） （ 3 20 395500000 . 2 T=1610 T=ig设计中由于发动机的最大扭矩较小，所以我们在设计中选取 00 整理可得： 36m a xm ge (代入数据可得各挡位齿轮处的轴径为： 表 5 各挡位齿轮处的轴径 d d d d d d 处还应根据阶梯轴的结构特点与标准件要求进行轴径调整。 的校核 确定了变速器期的布置方案和外面尺寸外，我们还要考虑其工作的可靠性，如能承受多大的工作强度。 。当变速器工作时，其一挡所收到的扭矩最大，一挡时对轴的承受的载荷也最大，所以我们在验证时只要看一挡是否满足工作所需的强度和刚度；同时变速器的二轴的结构相对比较复杂，下面我们将对一轴和二轴进行分析研究。 （ 1）第一轴的强度与刚度校核 当变速器工作时，第一轴在运转过程中，受到弯矩和扭矩的作用，但是弯矩很小，所以我们以及对弯矩忽略不计，在计算中只考虑扭矩，那么可根据轴的扭矩强度条件公式为 （ 3 式中：T N 3 21 311595500006500 5 0 . 50 . 2 2 5T M P a45 . 7 3 1 04442 0 0 1 0 0 05 . 7 3 1 0 0 . 93 . 1 4 2 58 . 1 1 032 m a xm a xm a t a nc o s2 t a T 其中 P =115n =6400r/d =24入上式得： 根据查表可知 T=55T T，符合强度要求。 轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示。其计算公式为： （ 3 式中， T N G 于钢材， G =10 4 32/4； 将已知数据代入上式可得： 。 对于一般传动轴可取 0 1 ( ) / m ；故也符合刚度要求。 （ 2） 第二轴的校核计算 轴的强度校核 下面我们将计算、，它们分别代表着齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出： （ 3 （ 3 （ 3 22 1 2 4 6 6 2 7 9 7 16021 6 0 7 5 2 2 22 2 25( 2 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) (1 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 . 5 1 0 0 0 )6 . 9 1 0c s M TN m m 在上式中 i 时求得三挡传动比 d 90 16； 30； 200000N 代入上式可得： ， ， 。 危险截面的受力图为： 图 4.3(b) 危险截面受力分析 水平面：160+75） = 水平面内所受力矩： 31 6 0 1 0 2 1 0 . 7 8 N m 垂直面： = （ 3 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 . 7 8 N m 该轴所受扭矩为： 1 7 0 3 . 8 5 6 5 4 . 5 故危险截面所受的合成弯矩为： （ 3 23 332 2213c F a 223sF a 5则我们可求得 在弯矩和转矩联合作用 时所产生 的轴应力 ,（ 3 然后将 M 代入上式可求得： 1 3 6 M P a ，在其低挡工作时 =400此有： ； 符合要求。 轴的刚度校核 我们可以总结第二轴在垂直面内的挠度按照下式计算： （ 3 （ 3 式中 , 1N） ,这里等于 2N），这里等于 0E （ E = 0 4， 4 / 64 ， ； a、 、 ； 。 将数值代入式（ 3（ 3： 故轴的全挠度为 22 0 . 1 9 8 0 . 2f f m m m m ， 符合刚度要求。 承的选择与校核 承选择 轴承类型的选择 在设计中我们对轴的选取参考我国对轴承的分类标准，共分为九类，下面是我们在选取时主要考虑的几大因素： 24 轴承的载荷 在选取轴承时 ， 我们主要从轴承所受载荷的大小、方向和性质这几个方面 进行考虑 。 再选取时 除了载荷大小对轴承选取的影响外 我们还应该注意 对轴承轴向载荷的大小 。 轴承的转速 通常情况下，轴承是否适合，但其承载较高的载荷或者在较高的转速下工作才能给你明显的区分，看其对整体工作的影响。 球轴承相比滚子轴承更适合告诉工作。 球轴承与滚子轴承相比，球轴承能承受相比较高的转速，所以在高速工作的环境中我们一般选用球轴承。 当工作时，要获得较小的离心惯性力则需滚动体的外形越小、质量较轻，这样它们的外径小、质量轻，在内经相同的条件下，外径越小、质量轻的越适合在更高的转速下工作，所以高速时，宜选用超轻、特轻及轻系列的轴承。质量相对较重的轴承则适合用在一些转速较低、载重较大的场合。如达不到承载能力的要求，我们还可以多个较轻的轴承并装使用。 保持架的材料与结构对轴承的转速影响极大。 推力轴承的极限转速均很低。 在变速器工作中，当它超过了我们设计合理的范畴时，我们可以通过提高轴承的公差等级、适当加大轴承的径向游隙，还可以增加零件之间的润 滑，加强对整体的冷却等措施来改善轴承的高速性能。如平时较多的处于高强度工作状态，我们在制作时应选取将高强度的零部件。 在我们选择轴承的类型时，便于拆装也是我们在选取轴承时需要考虑的重要因素之一。在考虑完便于拆装的问题后，我们还要充分考虑其对整体装置的影响，如轴承的配置使用要求、游动要求等。 我们综合上述条件以及设计中所需考虑的因素，在设计中第一周后轴承将采用外座圈上带有止动槽的深沟球轴承；此轴承承受径向载荷和第一轴上的轴向载荷 ； 变速器第二轴上常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承，在第二轴穿过壳体处采用圆柱滚子 轴承以承受径向力，第二轴后部采用深沟球轴承支撑在轴承盖内。 25 承的校核 初选轴承，代号 7206（ 46206） =25 o A/Re 时， x=1 y=0 A/R e 时， x=