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河北建筑工程學院
畢業(yè)設計計算書
指導老師：郭秀云 李長歡
設計題目：ZL15裝載機總體及變速箱設計（3軸及齒輪） 設計人：楊東勝
設計項目
計算與說明
結果
定軸式動力換檔變速箱設計
傳動比的確定
傳動簡圖設計
傳動簡圖的選擇
離合器的布置
畫出傳動簡圖并寫出各檔傳動路線
§配齒計算
確定變速箱的主要參數(shù)
選配齒輪
§離合器設計
確定主要參數(shù)
摩擦片間最大相對轉速的驗算
換檔離合器的滑磨功
結構設計
軸承的選擇計算
軸的設計
第五章 定軸式動力換檔變速箱設計
變速箱是裝載機重要零部件之一，其作用是：減速增扭，降低發(fā)動機的轉速，增大扭矩；變扭變速，通過變速箱排擋以改變傳動系的傳動比、改變裝載機的牽引力和運行速度，以適應阻力的變化；實現(xiàn)空檔，以利于發(fā)動機起動和在發(fā)動機不熄火的情況下停車；實現(xiàn)倒檔，以改變運動方向。
變速箱按結構分可分為定軸式和行星式兩類兩類。定軸動力換檔變速箱與行星變速箱相比，其最大優(yōu)點是結構簡單，裝配精度容易保證，造價低。缺點是尺寸重量較大。定軸式變速箱全部采用摩擦離合器換檔，由于離合器工作條件較行星傳動中惡劣，故在一定程度上影響變速箱的使用壽命。
變速箱的設計，必須與總體設計相協(xié)調，并充分考慮在各機型之間實現(xiàn)系列化，通用化，標準化的問題。
為了適應各種用途車輛對液力傳動的要求，動力換擋定軸變速箱有多種型式，按動力傳遞可分為各檔獨立傳遞和組合傳動兩種；按軸的布置可以分為同軸式、雙軸式和多軸式三種，其中多軸式變速箱的特點是由三根以上的軸組成并帶有換向機構，由于其傳動比多級分配，故可保證在離合器相對轉速較低的情況下，獲得較大的變速箱傳動范圍，因此它在作業(yè)機械上得到了廣泛應用。
由于本裝載機是小型裝載機，故選擇定軸式變速箱。
定軸式動力換檔變速箱的設計要求是：
1、摩擦離合器的布置應較合理。
動力換檔定軸式變速箱的最大特點就是以多片摩擦離合器換檔，而每個離合器所傳遞的扭矩及其空轉時摩擦副間的相對轉速大小，皆同其在變速箱中的位置有關。
1）、根據(jù)減小扭矩的要求確定離合器布置位置：結構布置時注意減小離合器傳遞的扭矩，以求縮小其軸向和徑向尺寸。一般情況下要求各個離合器所傳遞的摩擦扭矩。
2）、根據(jù)減小相對轉速的要求確定離合器的布置位置。
3）、為減少離合器的主、被動片間的液力摩擦損失以及避免離合器滑摩發(fā)熱和摩擦片間的相對轉速不易過高，一般希望將空轉離合器主、被動片平均半徑處的相對線速度控制在50m/s以下，從減少摩擦扭矩出發(fā)，離合器應布置在低速軸上，從減小摩擦扭矩出發(fā)則應布置在高速軸上，故設計時應比較兩個條件，來合理選擇離合器的布置位置
2、定軸變速箱設計中，應盡量考慮上齒輪和軸共用，以使用最少的齒輪和軸獲得所需要的變速范圍，并保證結構簡單。具體配置齒輪和軸時，應盡量注意下列問題：
1）、一對齒輪的傳動比不宜過大，一般應控制在3以下，否則齒輪大小相差懸殊影響變速箱的結構緊湊性和齒輪潤滑。
2）、低速齒輪副要盡量靠近端部支承，以減小軸的撓度。
3）、應適當排列同一軸上的負載齒輪的螺旋角旋向，以便使其軸向力平衡，減輕軸承上的軸向載荷。
4）、當采用斜齒輪時，要注意受力情況，以求減輕惰輪軸的軸向載荷。
5）、配齒時選擇最小齒輪的齒數(shù)，除注意根切外，還要兼顧結構因素，如要做軸承的可能性，中心距離等。對于公用齒輪，其雙向受載，工作條件差，所以其尺寸要大些。
3、全輪驅動的輪式裝載機一般其前后橋間應加軸間差速器。
4、定軸變速箱潤滑結構設計中對離合器摩擦片及行星輪中的滾輪針軸承，均需采用壓力強制潤滑與冷卻，對齒輪和其它軸承可采用噴油淋洗潤滑或飛濺潤滑，此外在箱壁上應開V型槽，以便潤滑油進入軸承。
5、結構設計時應盡量提高零部件的通用性
5.1 傳動比的確定
在牽引力計算中，已經(jīng)初步確定了傳動系統(tǒng)各檔的總傳動比。
的數(shù)值往往很大，最低檔的總傳動比可達80～110甚至更大,因此在通常的機械傳動或液力機械傳動系統(tǒng)中，都要經(jīng)過多級減速才能實現(xiàn)。
參照[Ⅳ]P191知：
式中： —變速箱在某檔位的傳動比；
—主傳動器的傳動比；
—輪邊傳動（最終傳動）的傳動比，其中、一般為定值,而則相應不同的檔位取不同的值。
確定、、數(shù)值的一般原則是：為了減小傳動系統(tǒng)中（除最后一級減速裝置的從動件）各零件的荷載，根據(jù)功率傳遞的方向，應盡可能地把傳動比多分配給后面的構件，甚至先增速后減速。具體地說，對于上述系統(tǒng)，應首先選取盡可能大的，然后再選取盡可能大的，最后由所需的各檔確定。但在具體分配時必須考慮以下幾點：
1、傳動比分配應考慮結構布置的合理性和可能性。例如，為了不影響整機的寬度，在結構布置上往往要求輪邊傳動（最終傳動）裝置包在輪輞內或履帶的上方區(qū)段和支承區(qū)段之內，因此，其傳動比受到輪輞直徑或履帶驅動輪直徑的限制。又如主傳動器的大圓錐齒輪往往受到最小離地間隙的限制。因而其傳動比亦不能過大等。
2、當選用較大的和時，在某些檔位可能出現(xiàn)<1，即變速箱在某些檔位是增速而不是減速，這是允許的。但是，的最小值受到變速箱軸承、傳動軸、主傳動器輸入軸承的最高允許工作轉速及齒輪的最大允許圓周速度的限制，因而也不能過小。
設計中，傳動比分配還可參考現(xiàn)有的同類機械分配方案，結合具體情況選取。初步選定的各傳動比數(shù)值是否合適，需要通過各部件的草圖布置及整機總體布置進行復核，而各部件傳動比的精確數(shù)值，只有在完成選配齒輪及強度計算后才能最后確定。
根據(jù)裝載機傳動比的要求，主傳動的傳動比一般為4～6， 輪邊傳動的傳動比一般為3～5。
我們根據(jù)各檔位的總傳動比、、進行傳動比的分配。取主傳動比=4.5，取輪邊減速傳動比=3.2。則變速箱各檔位傳動比分別為：
Ⅰ檔：
Ⅱ檔：
Ⅲ檔：
5.2 傳動簡圖設計
5.2.1傳動簡圖方案設計的一般原則：
1、盡量縮短傳動路線，即減少從輸入軸至輸出軸傳動齒輪齒合對數(shù)，提高傳動效率。
2、采用公用軸減少軸數(shù)。
3、采用公用齒輪，減少齒輪數(shù)目，但采用公用齒輪往往會給實現(xiàn)所需傳動比湊齒數(shù)帶來困難。
4、軸的位置，輸入軸和輸出軸的位置往往由總體布置確定。一般倒檔惰輪軸最好能布置在其軸上合力R小的一側。具體來說如從變速箱前面來看，輸入軸順時針轉動時，倒檔軸布置在右邊也是合理的。
5、齒輪在軸上的布置，為減小軸的變形，應將受力大的齒輪布置在靠近軸承處。一般來說，相鄰檔位的齒輪應相鄰布置，這樣相鄰檔位便可合用同一齒合套，換檔操作較方便。
6、重復利用結構空間，為了減小變速箱的軸向長度，常常采用重疊軸向空間的方法。
5.2.2傳動簡圖的選擇
1、按自由度分：兩自由度，只結合一個離合器，變速箱就成為一個自由度機構，得到一個檔位。三自由度，要結合兩個離合器，變速箱才能成為一個自由度機構，得到一個檔位。四自由度，要結合三個離合器，變速箱才能成為一個自由度機構，得到一個檔位。采用多自由度方案，即采用多變速箱串聯(lián)的方法，可以減少離合器的數(shù)目，同時可使空轉離合器數(shù)目減少，且能減少離合器相對空轉時的轉速。但是換檔較復雜，必須同時分離或結合多個離合器，換檔性能也較差。本機采用三自由度方案，使換檔時分離和結合離合器不多，同時又能減少離合器的空轉時的傳遞。
2、從換檔方案來看，可以分為全部動力換檔和人力混合換檔兩種，考慮到裝載機使用工況中快慢檔之間的變換機會較少，我們所設計為三個前進檔，三個后退檔，由于檔主要用于運輸轉移廠地用，因此，我們采用齒合套來實現(xiàn)從檔到檔的轉化。此機構節(jié)省了兩個離合器。使費用降低，結構簡單緊湊。
3、從換檔離合器的布置位置來看可分為離合器布置在箱外和箱內兩種。離合器布置在箱體外，從維修角度看，似乎是方便的，但是隨著動力換檔變速箱制造水平的提高，一般濕式離合器很少發(fā)生故障。而將離合器布置在箱體外，引起了變速箱結構復雜，零件支撐情況不良等缺點，因此，我們將離合器布置在箱體內。
5.2.3離合器的布置
設計確定離合器位置時考慮以下幾點：
1、離合器所需傳遞的扭矩
離合器所需傳遞的力矩與離合器的位置布置有關。要使 小，應使離合器布置在高速軸上。設計中希望盡量減少離合器的規(guī)格：采用一種或兩種離合器以及在設計中須盡量使各離合器傳遞的力矩相差小。如果能做到離合器所需傳遞力矩≤（1～1.5），則可以采用一種規(guī)格離合器，而其傳遞扭距的差別可以用增減摩擦片或改變離合器油缸油壓來調整。
2、空轉離合器的相對轉速
在定軸式動力換檔變速箱設計中，需控制空轉離合器 相對轉速（掛上x檔，檔離合器主動部分相對被動部分的轉速）使它不超過一定數(shù)值，因為相對轉速過高會引起以下不良后果。
1）、使空轉時離合器片間摩擦阻力矩增加，變速箱的傳動效率降低（離合器空轉摩擦損失是動力換檔變速箱主要的功率損失）。
2）、 空轉時轉速高則發(fā)熱大，使離合器結合時滑磨功和滑磨功率增加，也即離合器片的負荷大，易導致離合器片的損壞。
3、降低空轉離合器片間相對轉速的措施
1）、將離合器布置在低速軸上，增大離合器傳遞的扭矩。
2）、將變速箱倒吸部分獨立出來，整個變速箱由倒吸組和變速組兩部分串聯(lián)組成。
3）、對變速比范圍大的變速箱，僅將倒吸部分獨立出來，還不足降低片間相對轉速，此時可將速度組再分成兩部分串聯(lián)起來。
一般變速箱傳動簡圖設計中，取離合器片間相對轉速的最大值為<(2.5~3)。
在校核中，要求摩擦片空轉時允許的相對線速度[v]不超過下述范圍：
同向旋轉?。篬v]≤50~60m/s
反向旋轉?。篬v]≤40~50m/s
參考[IV]式(3-3-16)
[v]=π (R+r)/（200×30 ） m/s
式中：R—摩擦片外半徑（cm）
r—摩擦片內半徑（cm）
5.2.4 畫出傳動簡圖并寫出各檔傳動路線
傳動簡圖如圖5-1所示
各檔位傳動路線：
前進檔：
I檔： i—/—/—/—/—O
II檔： i—/—/—/—/—O
III檔；i—/—/—/—/—O
后退檔：
I檔： i—/—/—/—/—/—O
II檔：i—/—/—/—O
III檔；i—/—/—/—O
5.3 配齒計算
一般在設計中采用統(tǒng)計和類比的方法來初步確定變速箱的主要參數(shù)。
以天津市政工程機械廠ZL15裝載機變速箱作為參考。
5.3.1 確定變速箱的主要參數(shù)
1．中心距a
中心距的大小決定變速箱的重量和體積，應盡量縮小，但中心距也是決定齒輪接觸強度的主要因素，因此中心距的縮小受到齒輪接觸強度的限制；另外還要考慮軸承能否布置得下；應保證變速箱殼體上軸承孔之間有必要的厚度，又不能太小。
為此，可用類比法初步估計軸徑。參照天津市政ZL15變速箱，我們取中心距分別為：
i－Ｉ軸： ＝128mm
Ⅰ－Ⅱ軸：＝172mm
i－Ⅱ軸: ＝132mm
Ⅱ－III軸：＝176mm
III－O軸：＝208mm
2．齒輪模數(shù)m
齒輪模數(shù)m同輪齒大小、幾何參數(shù)、齒輪彎曲強度有關。選用大模數(shù)能增加彎曲強度，但是在中心距和速比一定的情況下，若選用小模數(shù)，可以增加齒數(shù)來增大重疊系數(shù)，和改善傳動的平穩(wěn)性和齒輪接觸強度。因此，在滿足彎曲強度的前提下，應盡量選用較小模數(shù)。
多數(shù)變速箱，從制造方便的角度出發(fā)，整個選用一個模數(shù)。參考同類機型，我們選m=4。
3．齒寬b
齒寬b的大小影響齒輪的強度。在一定范圍內b大強度就高，但是變速箱的軸向尺寸和重量亦增大。齒寬過分增大，由于齒寬方向負荷分布不均勻性增大，反而使齒輪承載能力隨之降低。
我們采用直齒圓柱齒輪，根據(jù)m的大小來選取齒寬。
齒寬：b=（4.4~7）m=17.6~28mm
小齒輪相應加寬（5~10）mm
綜上，取b=28mm。
5.3.2 選配齒輪
選配齒輪的任務是，在變速箱傳動簡圖方案和變速箱的主要參數(shù)以確定的情況下，根據(jù)所需的各檔傳動比來確定各對齒輪的齒數(shù)。
變速箱各前進檔的傳動比由總體計算得：
=3.5 =1.75 =0.875
1、確定各齒數(shù)和∑Z
當中心距，模數(shù)已確定，則總齒數(shù)和即可求得。
∑Z＝2A/m [IV]公式(3-3-5)
則：＋=＋=64
＋= ＋=86
＋ =＋=88
＋=104
2、分配各齒輪的傳動比以及確定各齒輪的齒數(shù)
由：＝/
＝/
＝/
進行齒輪傳動比分配：
初取/=1, 把=3.5，=1.75，=0.875，代入上式，/=0.9，由+=88，得出=42，=46，又得=39，把已知數(shù)據(jù)代入上三式中，最后將求得的結果進行圓整，使相互嚙合的兩齒輪齒數(shù)為互質得：
=35 =29 =39 =26 =31
=46 =60 = 31 =42 =52
= 57 =52
將以上各齒數(shù)代入傳動比公式得變速箱各檔的實際傳動比：
=3.516 =1.752 =0.870
與前面各檔傳動比誤差都小于2.5%，因此，配齒合理。
倒檔各檔速度比相應前進擋要高些，取，由公式計算得=31。
此配齒每對齒輪傳動比都小于3，無過大齒輪出現(xiàn)，有些齒輪齒數(shù)相同可通用，制造修理較方便，經(jīng)過驗算無干涉現(xiàn)象，因此合理。
5.4 離合器設計
5.4.1 確定換檔離合器的結構型式
參考同類機型，采用雙離合器的結構，兩離合器制成一件齒輪與離合器內鼓相連，軸與離合器外鼓焊接成一體，壓緊方式為活塞壓緊；彈簧采用一個大的螺旋彈簧布置在中央，利用離合器內鼓內的空間來布置此螺旋彈簧，不至于增加離合器的軸向尺寸。
5.4.2 確定主要參數(shù)
1、摩擦片
參照同類機型取主動片數(shù)為4片，被動片數(shù)為5片。
2、離合器比壓力計算
（1）、各軸最大扭矩
=（/）=（29/35）×398.4=330.1N.m
= =330.1 N.m
=（/）=（31/35）×398.4=352.9 N.m
=（/）= N.m
則離合器最大扭矩：=379.6 N.m
（2）、扭矩容量
參考［IV］式（3-3-32）
==β
式中：β－儲備系數(shù)，對液力機械傳動的動力換檔變速箱中的換檔離合器取β＝1.05～1.25 取β＝1.15
則=β=1.15×379.6=436.5N.m
（3）、接地比壓q
參考［IV］式（5-4-1）
式中：μ－摩擦系數(shù)（濕式離合器粉末冶金摩擦材料取0.08）
z－摩擦表面對數(shù) z=s＋t-1；
s－主動片的數(shù)目；t－動片的數(shù)目；
z=s＋t-1＝4+5-1=8
c－摩擦片內外徑比c＝0.6～0.8 取c＝0.8
－摩擦片外徑
K－考慮離合器傳遞扭矩時，離合器在花鍵處的摩擦阻力引起串聯(lián)壓緊著的各摩擦片壓緊力遞減的系數(shù)?！∑渲狄溃踃II］P210表取為0.96
ψ－凈面積和摩擦片面積之比，一般取0.6～0.7
取ψ＝0.65
－實際比壓
［q］－許用比壓，取［q］≤20～40 kg/，此處?。踧］=30 kg/
由 得：
=13.81cm
取D2=14.5cm=145mm，則
5.4.3摩擦片間最大相對轉速的驗算
最大相對轉速發(fā)生在前進檔離合器接合時，后退檔離合器的摩擦片間。因此，我們只需驗算離合器3的轉速。前進檔離合器１接合時，后退檔離合器3主被動片反向旋轉。
掛上x檔，Φ檔離合器主動部分相對被動部分的轉速
為：
其相對線速度：
式中：R－摩擦片外半徑(cm) r－摩擦片內半徑(cm)
由以上驗算知：
<(2.5～3)=5500～6600rpm
v<[v]=40～50m/s （反向旋轉）
故離合器的最大相對轉速滿足要求。
5.4.4換檔離合器的滑磨功
在車輛起步或換檔過程中，接合換檔離合器勢必出現(xiàn)滑磨，使離合器片磨損和燒損，為了避免離合器片快速磨損及燒損翹曲，在設計離合器時，要驗算接合離合器時的磨功及滑磨時間。
由于滑磨功計算較復雜，故在設計實踐中用的較少。設計中一般用實驗測得摩擦片單位面積的滑磨功率和滑磨工界限線。它與離合器工作情況有關。例如：冷卻油種類及其流量，摩擦片的材料和溝槽形式，一定時間間隔內接合的次數(shù)等。
5.5 結構設計
5.5.1齒輪設計
由配齒計算確定齒輪的主要參數(shù)，可選擇一對齒輪驗算。材料為20CrMnTi。
1.計算載荷的確定
（1）變矩器的輸入力矩：=379.6N?m。
（2）計算由地面附著力決定的變速箱的輸入力矩
地面附著力：==43500×0.5=21750N
工作時的滾動阻力：==43500×0.04=1740N
最大切線牽引力：
由前面§3—2設計知車輪半徑為：
=0.506m
所以驅動輪的驅動力矩為：
最大附著力時，總傳動比為：50.4。
由得輸入力矩為：
=11885.9/50.4=235.8N?m
計算載荷取由變矩器輸入力矩和地面附著力決定的變速箱的輸入力矩的較小值。
因此，取計算荷載為：235.8N?m
2.齒輪的變位和修正
齒輪變位修正的目的在于：
（1）改善嚙合條件，提高齒輪強度。
（2）湊所需傳動比。
（3）避免由于齒輪輪齒少，產(chǎn)生根切現(xiàn)象，該變速箱所選用的齒輪無根切現(xiàn)象，同時，實際傳動比與理論傳動比也無多大差距，嚙合條件較好，因此無須進行齒輪的變位修正。
3.齒輪的材料，加工精度和形狀
齒輪的材料采用20GrMnTi，進行滲碳淬火，表面硬度HRC58～64，心部硬度HRC31～48，淬硬層深度0.8～1.3mm，齒輪精度為8-7-7，表面粗糙度Ra值不大于2.5μm，齒側間隙Dd。齒輪的結構形式采用幅板式結構（大齒輪）小齒輪采用輪緣和輪轂合為一體的結構形式。
4.齒輪的強度驗算
變速箱齒輪的主要破壞形式為疲勞接觸破壞和疲勞彎曲破壞，因此，一般需要對變速箱齒輪進行疲勞彎曲強度計算和疲勞接觸計算。
因為輸出軸上的齒輪受扭矩最大，所以只要對輸出軸上的齒輪進行強度驗算，就能確定。
取輸出軸（低速軸）上的齒輪Z12及其配對齒輪Z10進行強度驗算。
（1）齒輪的彎曲疲勞強度計算
驗算齒根危險斷面處的彎曲應力：
式中：M—計算扭矩（主動齒輪所傳遞的扭矩）（ N.m）
r—主動齒輪節(jié)圓半徑(mm)
r=m/2=(52×4)/2=104mm
m—模數(shù)(mm) m=4mm
b—齒輪寬度(mm),大小齒輪不同時取小值計算。
此處齒寬相同，均為28mm
— 齒形系數(shù)，由［IV］表2-4-3查得
＝0.488
—齒向載荷系數(shù)，由P169圖9-8得＝1；
—工作狀況系數(shù)，由[Ⅳ]P192表2-4-4得=1
［］—許用彎曲應力,當齒輪材料為20CrMnTi時，許用彎曲應力［］=250～350Mpa。
該齒輪材料為20CrMnTi，?。郏荩?00MPa
故齒輪的彎曲疲勞強度滿足。
（2）接觸疲勞強度計算(參考資料[Ⅳ]P191)
驗算節(jié)點處的接觸應力
式中：—系數(shù)，直齒取338.3；
—中心距，A=208mm=20.8cm
i —傳動比，
M —小齒輪上扭矩
—工作狀況系數(shù)
b —齒輪寬度（cm），b=28mm=2.8cm
—角變位修正對接觸強度影響系數(shù)，，為修正后的嚙合角，因無修正故，=1
—許用接觸應力，當齒輪材料為20CrMnTi、時，為1000～1400，取=1000Mpa。
于是，＜
故接觸疲勞強度也滿足要求。
5.5.2軸承的選擇計算
1．選擇
由于滾動軸承是標準件，在機械設計中，對于滾動軸承，主要是解決正確選擇問題。
滾動軸承的選擇主要有兩大內容：一是確定軸承的類型和尺寸（型號）；二是正確設計支撐部位的組合結構。
滾動軸承類型可參照如下原則進行選擇：
（1）考慮軸承所受載荷的方向。原則上，當軸承僅承受純徑向載荷時，一般選用向心軸承（0～5類），當軸承僅承受純軸向載荷時，一般選用推力軸承（8類），當軸承既承受徑向載荷又承受軸向載荷時，一般選用向心推力軸承（6、7類）或推力向心軸承（9類）。
但是，0、1、3類向心軸承在主要承受徑向載荷的同時，也能承受不太大的軸向載荷。因此，當軸承既承受徑向載荷又承受軸向載荷，但軸向載荷不大時，也可選用0、1、3類軸承，當軸承僅承受純軸向載荷但軸向載荷很小，轉速很高時，也可選用0類軸承來代替推力球軸承。
（2）轉速較高、旋轉精度要求較高，載荷較小時一般選用球軸承。
（3）載荷較大且有沖擊振動時，一般選用滾子軸承。但當軸承內徑較?。╠≤20mm）時，球軸承與滾子軸承的承載能力差不多而球軸承價廉，故應優(yōu)先選用球軸承。
（4）徑向尺寸要求很緊湊時,一般選用滾針軸承。
（5）軸的剛度較差、支承間距較大、軸承孔同軸度較差或多支點支承時，一般選用自動調心軸承（1，3）；反之，不能自動調心的滾子軸承（2，4，5類）僅能用在軸的剛度最大，支承間距不大，軸承孔同軸度能嚴格保證的場合。
（6）單列向心推力軸承應成隊使用反向安裝。
（7）同一軸上各支承應盡可能選用同類型號的軸承。
根據(jù)以上各原則，初選各軸承如下：
i軸：6307；
I軸：31307，6008；
Ⅱ軸：30308，6008；
Ⅲ軸：6009，6010，30308；
O軸：30308；
2．軸承的強度校核以及壽命計算
校核第Ⅰ根離合器上的軸承
（1）對軸承進行計算時，應考慮以下幾個問題：
a、當變速箱掛不同檔時，變速箱各軸的軸承所受的載荷也不同，因此，為了綜合考慮變速箱各檔工作時間的比例，不同檔位時軸承轉速和所受不同載荷的影響，需要確定一個換算的當量載荷來代替當量動負荷；
b、為了計算換算的當量載荷，需要知道各檔位總工作時間的百分比。（見下表）
變速箱工作時間比例系數(shù)Ti(%)
Ⅰ檔
Ⅱ檔
Ⅲ檔
倒Ⅰ
倒Ⅱ
倒Ⅲ
35
20
10
20
10
5
當量力矩：
式中：—換算力矩
—各檔軸承的計算載荷；
—某檔工作時間占全部工作時間的百分比；
—轉速換算系數(shù), (為某檔時的轉速；為用以換算的任選轉速,一般可取=1000轉/分或2000轉/分,此處取2000rpm。)
=====202.1N.m
====1593rpm
==×243.9=187.Nm
===1714rpm
==0
軸承受力有兩種情況，其中軸承6008傳遞載荷時內外圈相對靜止，所以只需校核其靜強度。
1、第一種情況
===3068.7N
軸承①②受力相同，分別為：
軸承③④受力相同，分別為：
綜上，得
（1） 右端軸承27307受力為：
（2）左端軸承30308受力為：
2、第二種情況
===2225N
軸承①②受力情況，分別為：
左端軸承27307受力為：
右端軸承受力為：
由以上計算可知，只須對6008軸承③④(第一種情況)以及左端軸承27307第一種情況進行校核和驗算即可。
對軸承③④進行靜負荷驗算
查機械設計課本P267式（13—17） 得：
—當量靜載荷
—靜徑向載荷系數(shù) 查表13—14 =0.6
—靜軸向載荷系數(shù) 查表13—14 =0.5
—徑向載荷
—軸向載荷
取==1821.35N
靜強度條件為：
（式13—18）
—查表6—1—24 得=1.5
—基本額定靜載荷 由機械設計手冊P894表6—1—49 得=94200N
將以上數(shù)據(jù)代入公式得：
故靜強度滿足要求。
對左端軸承27307進行負荷校核：
徑向力
Y=0.8 e=0.73
軸向力
因為
所以
由手冊差得：
壽命系數(shù)：
載荷性質系數(shù)：
速度系數(shù)：
溫度系數(shù)：
則軸承強度：
由手冊查得額定動載荷C=658000kg
∵ ∴軸承的強度足夠
驗算軸承壽命：
軸承壽命在一個大修期內，故軸承滿足要求。
5.5.3軸的設計
軸的設計包括定出軸的外形和全部結構尺寸。
對于變速箱軸，主要進行強度和剛度計算，在變速軸處于不同檔時，軸所受的扭矩和彎矩不同，當扭矩最大時，彎矩不一定最大，因此，在軸的設計中，應選擇最危險的工況進行驗算。
1.軸的結構設計：
（1）、軸的材料：據(jù)[Ⅶ] 表6-1，選用軸的材料為40調質，硬度241~286HB。
（2）、初選軸徑：軸的直徑，可根據(jù)軸所傳遞的功率P 以及軸的轉速n, 按下式進行估算：
（5-5-4）[Ⅶ]P196式（6-1）
式中： A—根據(jù)軸的材料及受載情況而定的系數(shù)。
此處取A=100
P—取變矩器的最大輸出功率，為32.5HP=24kw
n—最大輸出功率所對應的轉速， n=1320rpm；
將A、P、n值代入式（5-5-4）中，得輸入軸直徑：
考慮花鍵的影響，適當加粗。取。
Ⅰ軸：
取=35mm
Ⅱ軸：
取=35mm
考慮軸上打高壓油孔和潤滑油孔，適當加粗。
Ⅲ軸：
O軸：
取
（3）、軸的布置及軸上零件定位，（見裝配圖）。
2、軸的強度計算：
驗算離合器軸的強度。軸結構草圖如下：
下面分析不同檔位下Ⅰ軸的受力情況：
Ⅰ檔：受力簡圖
Ft2
Fr2
Ft1
Fr1
R
1x
R
1z
R
2z
R
；
；
；
；
；
；
；
，
于是，軸的受力圖及彎矩圖如下：
F
t1
=3331
F
t2
=3598
R
1x
=4071
R
2x
=2858
水平受力：
（）
水平彎矩：
（）
138.4
270.8
285.8
A
C
B
F
r1
=1212
R
1z
=695
F
r2
=1310
R
2z
=793
垂直受力：
（）
140.4
279.4
296.6
B
C
A
合成彎矩：
（）
合成彎矩：
A截面：
B截面：
C截面：
Ⅰ軸上只中間處軸段受扭,扭矩通過離合器2進行傳遞。此時危險截面為B、C截面。
軸的彎曲疲勞極限。
＜；
＜，
所以，Ⅰ檔時Ⅰ軸的強度足夠。
Ⅱ、Ⅲ檔時，離合軸Ⅰ的受力情況相同：
受力簡圖：
；
；
；
；
；
；
于是，軸的受力圖及彎矩圖如下：
R
1x
=4291.1
R
2x
=1232.8
F
t1
=3331
F
t3
=2193.9
水平受力：
（）
145.9
243.5
A
D
水平彎矩：
（）
R
1z
=614.7
F
r3
=798.5
F
r1
=1212
R
2x
=201.2
垂直受力：
（）
垂直彎矩：
（）
20.9
39.7
A
D
合成彎矩：
（）
246.7
147.4
D
A
危險截面為A、B、C、D截面，與Ⅰ檔時的合成彎矩（圖）進行比較可知Ⅰ檔時的合成彎矩較大，所以按Ⅰ檔時的合成彎矩校核軸徑。由前面校核知軸Ⅰ彎曲強度滿足。
3軸的剛度驗算
為了保證齒輪的正確嚙合，對變速箱軸的剛度提出了比較嚴格的要求，規(guī)定位于齒輪嚙合處的軸的合成撓度不超過0.15～0.2。
對離合器軸Ⅰ進行撓度驗算：
軸的當量直徑按下式計算：
式中：—階梯軸第段的長度，；
—階梯軸第段的直徑，；
—階梯軸計算長度，當載荷作用于兩支撐之間時，，為兩支撐跨距，；
——階梯軸計算長度內的軸段數(shù)。
此時，。
于是，轉動慣量為，，又軸彈性模量，由此可計算不同檔位下軸上A、B兩處撓度。
Ⅰ檔：軸受力圖如前面所示。
；
于是，可算出A、B兩點撓度分別是：
Ⅱ、Ⅲ檔：軸受力圖如前面所示。
；
于是，可算出A、D兩點撓度分別是：
由以上計算可知，齒輪嚙合處軸的撓度都小于0.15 ，所以軸的剛度足夠。
4．軸的經(jīng)濟性分析：
軸的經(jīng)濟性分析包括軸材料的經(jīng)濟性和軸加工的經(jīng)濟性。軸材料40Cr是合金鋼中強度較高價格較低的產(chǎn)品，故其經(jīng)濟性好。軸加工程序則只需要經(jīng)過粗車和精車兩道工序。故其加工經(jīng)濟性好。
m=4
b=28mm
=3.516
=1.752
=0.870
=
=330.1N.m
= 379.6N.m
=
379.6N.m
β=1.15
μ=0.08
z=8
c＝0.7
K=0.96
ψ=0.65
D1=102mm
D2=145mm
=
V=31.11
m/s
=
379.6N?m
=235.8N?m
計算荷載：235.8N?m
M=857.5
N.m
r=104mm
m=4mm
b=28mm
=1
=1
=150.86Mpa
Ⅰ檔時Ⅰ軸的強度足夠
剛度合適
69