畢業(yè)論文反研究低速載貨車變速器的齒輪設計

1、蘇州職業(yè)大學畢業(yè)設計說明書2006低速載貨車變速器的齒輪設計目錄氏U 第一早、 、- 刖言第二早低速載貨汽車主要參數(shù)的確定2.1質量參數(shù)的確疋2.2發(fā)動機的選型2.3車速的確定AVV* zzfe第二早變速器的設計與計算3.1設計方案的確定3.1.1兩軸式3.1.2二軸式3.1.3液力機械式3.1.4確定方案3.2零部件的結構分析3.3基本參數(shù)的確定3.3.1變速器的檔位數(shù)和傳動比3.3.2中心距3.3.3變速器的軸向尺寸3.3.4齒輪參數(shù)3.3.5各檔齒輪齒數(shù)的分配3.4齒輪的設計計算3.4.1幾何尺寸計算3.4.2齒輪的材料及熱處理3.4.3齒輪的彎曲強度3.4.4齒輪的接觸強度蘇州職業(yè)大學

2、畢業(yè)設計說明書2006第一章 前言低速載貨汽車是一種特殊的貨車,特殊在于它以前叫農(nóng)用運輸車，GB7258-200犁 將“四輪農(nóng)用運輸車”更名為“低速貨車”，明確“農(nóng)用運輸車”實質上是汽車的 一類。GB18320-200T規(guī)定以柴油機為動力裝置，中小噸位、中低速度，從事道路運 輸?shù)臋C動車輛，包括三輪農(nóng)用運輸車和四輪農(nóng)用運輸車等，但不包括輪式拖拉機車 組、手扶拖拉機車組和手扶變型運輸機。農(nóng)用運輸車最高設計車速不大于70km/h,最大設計總質量不大于4500kg，長小于6m 寬不大于2m和高不大于2.5m。我國農(nóng)用運輸車誕生于20世紀80年代初。我國農(nóng)村運輸?shù)奶攸c是運量小、運距 短、貨物分散、道路條

3、件差。由于同噸位的柴油車較汽油車運載能力強，燃油價格 低，且柴油保管無須特殊設備，又為廣大農(nóng)民所熟悉，所以，農(nóng)用運輸車均選用柴 油機為動力。農(nóng)用運輸車的載質量一般不超過1.5t。當前四輪農(nóng)用運輸車載質量分為4個等級，包括1.5t、1.0t、O.75t和0.5t級。在傳動系統(tǒng)中設置了變速器，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道 路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。本次設計的課題為低速載貨汽車變速器的設計，該課題來源于結合生產(chǎn)實際。本次課題研究的主要內容是：a. 參與汽車的總體設計；b. 變速器結構型式分析和主要參數(shù)的確定；c. 變速器中齒輪部分的具體結構設計。關于

4、變速器的設計，首先選擇合適的變速器確定其檔位數(shù)，接著對工況進行分 析，擬訂變速器的各檔位的傳動比和中心距，然后計算出齒輪參數(shù)以選擇合適的齒 輪并且對其進行校核，接著是初選變速器軸與軸承并且完成對軸和軸承的校核，最 終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。我的說明書主要介紹齒輪的設計，所以 對變速器的軸承的設計和選擇沒做具體分析。本課題所設計出的變速器可以解決如下問題：a. 正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，使之與發(fā)動機參數(shù)匹配，以保證汽車具 有良好的動力性與經(jīng)濟性；b. 設置空檔以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設置倒檔使 汽車可以倒退行駛；c. 操縱簡單、方便、迅速、省力；d. 傳

5、動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲；e. 體小、質輕、承載能力強，工作可靠；f. 制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；g. 貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定。表2-1貨車的質量系數(shù)m o參數(shù)車型f總質量ma /1m 0貨車1.8 v ma 14.01.30 1.70裝柴油機的貨車為0.801.00第二章2.1質量參數(shù)的確定汽車的整備質量利用系數(shù)式中 me汽車的載質量； mo 整車整備質量。低速載貨汽車主要參數(shù)的確定m em0(2-1 )汽車總質量ma:商用貨車的總質量m由整備質量m、載質量m和駕駛員以及隨行人員質量三部分 組成，即(2-2)ma mo me n

6、165kg式中，n1為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內的人數(shù)，應等于座位數(shù)。此低速載貨汽車是柴油機，查表2-1得質量利用系數(shù)為0.801.10，其載質量是 me =1.5 x 103kg,由公式（2-1）得：m0mam015000.8 1.0=15001875kg因為此車設計為單排室,所以n1=2,由公式（2-2 ）得:ma m0 me m65kg=(15001875) +1500+2X 65 =31303505kg本課題選用 ma=3500kg。2.2發(fā)動機的選型根據(jù)現(xiàn)在低速載貨汽車選用發(fā)動機的情況，參照2815系列四輪農(nóng)用運輸車，針對本次設計任務選用達到歐U排放標準的 YD48柴油機。表2-2

7、YD480柴油機技術參數(shù)型號YD480干式氣缸套型式直噴式行程（mr）i90缸心距1001小時功率/轉速（kW/r/min）29/3000外特性最低燃油消耗率（g/kW h） 250.2最大扭矩（N - m）104壓縮比18排量（L）1.809噴油壓力（kPa）22 0.5外形尺寸（長x寬x高）mmx mm mm687 X 494 X 628凈質量（kg）195252.3車速的確定Pemaxmagf V3600maxCd AVmax76140(2-3)式中Pemax 一一發(fā)動機最大功率，kgT傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅動橋的4 X 2式汽車取T0.9 ; ma汽車總質量，kg;2g 重

8、力加速度，m s ；f 滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取 0.02，對礦用自卸汽車取0.03，對轎車等高速車輛需考慮車速影響并取 f = 0.0165+0.0001 (Va-50)；Vmax - -最高車速，km/h；CD空氣阻力系數(shù)，轎車取 0.40.6，客車取0.60.7，貨車取0.81.0A汽車正面投影面積，卅，若無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距B、汽車總高H、2910.935009.8 0.023600max0.9 5761403max算出 Wx 62.3km/h,因為低速載貨汽車最高設計車速不大于70km/h，所以該車汽車總寬B等尺寸近似計算：對轎車A 0.78BH，對載貨汽車 AB1 Ho 由公式

9、(2-3)得：Rmax1 ma gf VCd a V3V maxV maxT 360076140滿足要求第三章變速器的設計與計算3.1設計方案的確定低速載貨汽車變速器一般選用機械式變速器，它采用齒輪傳動，具有若干個定 值傳動比。有軸線固定式變速器（普通齒輪變速器）和軸線旋轉式變速器（行星齒 輪變速器）兩種。采用這種變速器的低速載貨汽車通常有 35個前進檔和一個倒檔。最近幾年液力機械變速器和機械式無級變速器在汽車上的應用越來越廣泛5，根據(jù)目前廣泛使用變速器的種類，以及應用的范圍，初步擬定三種設計方案。3.1.1 兩軸式兩軸式變速器結構簡單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高。兩軸式變 速器的第

10、二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體。當發(fā)動機縱置時，主減 速器可用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪。除倒檔常用 滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔位均采用常嚙合齒輪（斜齒圓柱齒輪）傳動 ， 但兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較 大，也增加了磨損。這種結構適用于發(fā)動機前置、前輪驅動或發(fā)動機后置、后輪驅 動的轎車和微、輕型貨車上，其特點是輸入軸和輸出軸平行，無中間軸。3.1.2三軸式三軸式變速器的第一軸常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接檔。此時，齒輪、

11、軸承及中間 軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉矩因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉矩。因此，在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較 小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，但除了直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低，適用于傳統(tǒng)的發(fā)動機前置、后輪驅動的布置形式。3.1.3液力機械式由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成，其特點是傳動比可在最大值和最小值之間的幾個間斷范圍內作無級變化，但結構復雜，造價高，傳動效率低。3.1.4確定方案由于低速載貨汽車一般是傳統(tǒng)的發(fā)動機前置，后輪驅動的布置形式，同時考慮 到制造成本以及便于用戶維護等因素，再結合變速器的特點和任

12、務書的要求，現(xiàn)選 用三軸式變速器（見圖3-1 ）。圖3-1三軸式變速器與前進檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多 數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式倒檔。變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在 齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合 狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，一檔與倒檔，都應當 布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，本課題采用如下方案（見圖3-2）圖3-2倒檔布置3.2零部件的結構分析a. 齒輪型式考慮到本課題采用三軸式變速器，而且該型只有一對常嚙合齒輪副，沒有采用 同步器換檔，故選用直齒圓柱齒輪用來換檔。

13、b. 軸的結構分析變速器軸在工作時承受轉矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合，產(chǎn)生 較大的噪聲，降低使用壽命。軸的結構形狀除應保證其強度與剛度外，還應考慮齒 輪、軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有密切關系。第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的 花健尺寸與離合器從動盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側定心的矩形花 鍵，鍵齒之間為動配合。第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要 的。漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但定位性能好，承載能力大， 且鍵齒高較小使小徑相應增大，可增強軸的剛度。當一檔、倒檔采用滑動齒輪掛檔 時，

14、第二軸的相應花鍵則采用矩形花鍵及動配合，這時不僅要求磨削定心的外徑， 一般也要磨削鍵齒側，而矩形花鍵的齒側磨削要比漸開線花鍵容易。變速器中間軸分為旋轉式及固定式兩種。旋轉式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上。其上的一檔齒輪常與軸做成一體， 而高檔齒輪則用鍵或過盈配合與軸連接以便于更換。固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，與殼體呈輕壓配合并用鎖片等作軸向定 位。剛度主要由支承于其上的連體齒輪（寶塔齒輪）的結構保證。僅用于當殼體上 無足夠位置設置滾動軸承和軸承蓋時。c. 軸承型式變速器多采用滾動軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及 圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結構選定，再驗算其壽命。

15、第一軸前軸承（安裝在發(fā)動機飛輪內腔中）采用向心球軸承：后軸承為外圈帶 止動槽的向心球軸承，因為它不僅受徑向負荷而且承受向外的軸向負荷。為便于第 一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽的單列向心 球軸承，因為它也要承受向外的軸向力。某些轎車往往在加長的第二軸后端設置輔 助支承，并選擇向心球軸承。旋轉式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，此軸承不承受軸向力，因為在 該處布置軸承蓋困難；后軸承為帶止動槽的向心球軸承。中間軸的軸向力應力求相 互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受。中間軸軸承的徑向尺寸常受中心距尺寸限制， 故有時采用

16、無內圈的短圓柱滾子軸承。固定式中間軸采用滾針軸承或圓柱滾子軸承支承著連體齒輪（塔輪，寶塔齒輪）3.3基本參數(shù)的確定331變速器的檔位數(shù)和傳動比不同類型汽車的變速器，其檔位數(shù)也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較 ?。s為34）,過去常用3個或4個前進檔，但近年來為了提高其動力性尤其是燃 料經(jīng)濟性，多已采用5個前進檔。輕型貨車變速器的傳動比變化范圍約為56,其他貨車為7以上，其中總質量在3.5t以下者多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向 于增加1個超速檔；總質量為3.5IOt多用五檔變速器；大于IOt的多用6個前進 檔或更多的檔位。選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、

17、汽 車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。a. 根據(jù)汽車最大爬坡度確定汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面 間的滾動阻力及爬坡阻力。故有：Temaxigliorrmg(fCOS max sin max) mg max(3-1 )則由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動比為:iglmgrmaxTe maxi0(3-2)式中m汽車總質量； g重力加速度； f 道路阻力系數(shù)； W max道路最大阻力系數(shù);max最大爬坡要求;7驅動車輪的滾動半徑； Temax 一一發(fā)動機最大轉矩；i。主減速比；t汽車傳動系的傳動效率主減速比i o的確定:io(0

18、.3770.472)rr npva max i gh(3-3)式中r r車輪的滾動半徑，mnp發(fā)動機轉速，r/mi ni gh變速器最高檔傳動比；V amax最咼車速， km/h。本課題變速器i gh=1, 一般貨車的最大爬坡度約為30%，即max=16.7 , f=0.02 由公式（3-3）得：r npr npi0 (0.3770.472)r0.425Vamaxjgh62.3由公式(3-2)得：Wma=0.02cos16.7 +sin16.7 =0.306mgrrWmax 3500 9.8 0.306 62.3“ig i -5.48g Temaxi0 t 104 0.425 3000 0.9

19、b. 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件確定變速器I檔傳動比為：(3-4)iGrig i T iT emaxi0 t式中G2 汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷；道路的附著系數(shù)，計算時取=0.50.6。因為貨車4X2后輪單胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為60%68%，所以G=3500X 9.8 X 68% =23324N由公式(3-3)和公式(3-4)得：ig I 423324 6 6237.31gTemaxio t119340綜合a和b條件得：5.48i gimd. 齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被使用，包括我國在內，規(guī)定齒輪 的齒頂高系數(shù)fo= 1.0，為一般汽車變速器齒輪

20、所采用?，F(xiàn)代轎車變速器多采用齒頂 高系數(shù)大于1的“高齒齒輪”（或相對于短齒齒輪而言而稱為長齒齒輪），因為它不 僅可使重合度增大，而且在強度、噪聲、動載荷和振動等方面均比正常齒高的齒輪 有顯著改善，但存在相對滑動速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖（齒頂厚小于 0.3 m ）等問題3。本課題的齒頂高系數(shù)f= 1.0。335各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選變速器的檔位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪 出變速器的結構方案簡圖后，即可對各檔齒輪的齒數(shù)進行分配。(3-10)(3-11 )圖3-4本課題變速器結構簡圖a.確定I檔齒輪的齒數(shù)已知I檔傳動比igi，且.Z2 Z7igIZl Z8為了確定Z

21、7、Z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Z :直齒齒輪：2A Zm先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給 Z7、Z8。為了使Z7/Z8盡量大一些，應將Z8取得 盡量小一些，這樣，在igi已定的條件下Z2/Z1的傳動比可小些，以使第一軸常嚙合齒 輪可分配到較多齒數(shù)，以便在其內腔設置第二軸的前軸承。Z8的最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，因此Z8的選定應與中間軸軸徑的確定統(tǒng)一考慮。貨車變速器中間軸的 I檔直齒輪的最小齒數(shù)為1214,選擇齒輪的齒數(shù)時應注意最好不使相配齒輪的齒 數(shù)和為偶數(shù)，以減小大、小齒輪的齒數(shù)間有共約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均 勻磨損。由公式（3-11 ）得:2Am2 1003.557.14取z =60

22、,考慮到上述條件以及選用了標準齒輪 （齒數(shù)不要小于17）,故取Z8=17, 得出 Z7=60-17=43。b.修正中心距A若計算所得的Z7、Z8不是整數(shù)，則取為整數(shù)后需按該式反算中心距A,修正后的中心距則是各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。由公式（3-11 ）得：A= (3.5 X 60) /2=105mmc. 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)Z2Z1igiZ8Z7(3-12)確定了 Z7、Z8后由公式（3-11 ）和（3-12）聯(lián)立方程求解Z1、Z2Z2Z1igiZbZ76.4 17432.53(Z1 Z2)2Am2 1053.560故 Z1=17 ; Z2=43d. 確定其他檔位的齒輪齒數(shù)U檔齒輪副：(3

23、-13)Z2Z5Z1Z6由公式（3-11 ）和（3-13）聯(lián)立方程求解Z5、Z6。 因為 i gn = i gm X q=3.516，所以先試湊 Z5、Z6。試湊出 Z5=33、Z6=27，此時 ign =3.09。川檔齒輪副：i gmZ2Z3ZZ4(3-14)由公式（3-11 ）和（3-14）聯(lián)立方程求解Z5、Z6。因為i gm =q=1.875，所以先試湊Z3、Z4。iZ2 Z3Ig皿Zi Z42AZ3 乙m43 Z317 z.2 1053.560試湊出 Z3=24、Z4=36，此時 igm=1.69。e. 確定倒檔齒輪副的齒數(shù)通常I檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪齒數(shù)zi=2123。

24、則中間軸與倒 檔軸之間的中心距為：(3-15)A m(Z8 Z10) / 2初選Z10=22,由公式(3-15 )得:A m(z8 z10)/23.5(17 22)/268.25 mm為了避免干涉，齒輪8與齒輪9的齒頂圓之間應有不小于0.5mm的間隙，則：da8/2 da9/2 A 0.5(3-16)由公式(3-16 )得：da9 2A da8 12 68.25 17 3.5 3.5 2 1 69mmd9=da9-2h a=69-2 x 3.5=62mm根據(jù)d9選擇齒數(shù)，取Z9=17。最后計算倒檔與第二軸的中心距：A m(z7 z9)/2(3-17)由公式(3-17 )得：A m(z7 Z9)

25、/23.5 (43 17)/2105mmi g倒檔z2 Zw z7 43 22 43z1 Zs z917 17 17綜合上述計算修正一下各檔的傳動比(見下表)表3-4各檔速比檔位In出IV倒檔速比6.40:13.09:11.69:11:18.28:13.4齒輪的設計計算3.4.1幾何尺寸計算常嚙合齒輪副：10乙=17d=mz=3.5 X 17=59.5 d a=d+2h,=59.25+2 X 3.5=66.5df=d-2hf =59.5-2 X 3.5 X 1.25=50.751=43d=mz=3.5 X 43=150.5 d a=d+2ha=150.5+2 X 3.5=157.5df=d-2

26、hf=150.5-2 X 3.5 X 1.25=141.75I檔齒輪副:Z8=17d=mz=3.5 X 17=59.5 d a=d+2ha=59.25+2 X 3.5=66.5df=d-2hf=59.5-2 X 3.5 X 1.25=50.757=43d=mz=3.5 X 43=150.5 d a=d+2ha=150.5+2 X 3.5=157.5df=d-2hf=150.5-2 X 3.5 X 1.25=141.75II檔齒輪副:Z6=27d=mz=3.5 X 27=94.5 d a=d+2ha=94.5+2 X 3.5=101.5df=d-2hf=94.5-2 X 3.5 X 1.25=8

27、5.755=33d=mz=3.5 X 33=115.5 d a=d+2ha=115.5+2 X 3.5=122.5df=d-2hf=115.5-2 X 3.5 X 1.25=106.75in檔齒輪副:Z4=36d=mz=3.5 X 36=126 d a=d+2h=126+2X 3.5=133df =d-2hf=126-2 X 3.5 X 1.25=117.25倒檔齒輪:3=24d=mz=3.5 X 24=84 d a=d+2ha=84+2X 3.5=91df=d-2hf=84-2 X 3.5 X 1.25=75.2510=22d=mz=3.5 X 22=77 d a=d+2ha=77+2X 3

28、.5=84df=d-2hf=77-2 X 3.5 X 1.25=68.259 = 17d=mz=3.5 X 17=59.5 d a=d+2hb=59.25+2 X 3.5=66.5df=d-2hf=59.5-2 X 3.5 X 1.25=50.75見圖3-4 （單位：mm）。3.4.2齒輪的材料及熱處理現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造，使輪齒表層的高硬度與輪齒心 部的高韌性相結合，以大大提高其接觸強度，彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料 及熱處理時也應考慮到其機械加工性能及制造成本 6，9。國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是 20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB勺。這

29、些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。為消 除內應力，還要進行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下：滲碳深度0.81.2mm滲碳深度0.91.3mm滲碳深度1.01.6mm3.5 v m v 5mW 3.55HRC5& 63,心部硬度為滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC3 48。本課題變速器齒輪選用材料是 20CrM nTi。3.4.3齒輪的彎曲強度直齒齒輪彎曲應力（3-18）2TjK KfmzKcy式中Tj計算載荷，NmmK 應力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65 ;Kf 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9 ；m齒輪模數(shù)；z齒輪

30、齒數(shù)；Kc 齒寬系數(shù)，直齒齒輪取 4.47.0 ;y 齒形系數(shù)，見圖3-3。齒高系數(shù)f相同、節(jié)點處壓力角不同時：y14.50.79y20， y17.50.89y20，22.5 1.1 y20， y25 1.23y20 ;壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時，yf 0.81.14yf 1;w 輪齒彎曲應力，當Tj Temax時，直齒齒輪的許用應力w400 850 MPa因為該變速器所有的齒輪采用同一種材料，所以當校核時只要校核受力最大和 危險的檔位齒輪。故分別計算I檔、倒檔齒輪的彎曲強度。a. I檔齒輪副：主動齒輪 Z8=17,從動齒輪 乙=43I檔主動齒輪的計算載荷 Tj =TemaX 12=104

31、X 43/17263.06N m2TjK Kf mzKcy由公式(3-18 )得：主動齒輪Z8的彎曲強度：496.7790.2MPa2 263.06 1.65 1.1 100033.14 3.517 （4.47） 0.12I檔從動齒輪的計算載荷 Tj =TemaX gi =104X 6.40=665.6 N m 從動齒輪Z7的彎曲強度：2TjK Kfw3m zKcy2 66536 1.65 9 1000406.53646.75MPa3.14 3.543 （4.47） 0.12b.倒檔齒輪副：因為倒檔齒輪相當于一個惰輪，所以主動齒輪是 乙=17，從動齒輪 是乙0=22。通過惰輪后主動齒輪是 乙=

32、17,從動輪是乙=43。惰輪的計算載荷 Tj=TemaX 12i 810=104X( 43/17) X( 22/17 ) 340.43N m通過惰輪前，Z10=22的彎曲強度由公式(3-18 )得：2TjK Kfw3m zKcy2 340.43 1.65 0.9 10003406.4（646.54MPa3.14 3.522 （4.47） 0.12通過惰輪后主動輪是乙=17,從動輪是 乙=43。Z9 的計算載荷 T=TemaX 12i810=104X（ 43/17） X（ 22/17340.43N m2TjK KfW3m zKcy2 340f3 1.65 1.1 1000642.79-1022.

33、63MPa3.14 3.53 17 （4.47） 0.12乙的計算載荷 T=Temaj 倒檔=104X 8.28=861.12 N-m2K KfmzKcy2 861.12 1.65 0.9 10003.14 3.53 43 （4.47） 0.12525.94836.73MPa以上的齒輪副都滿足彎曲強度的要求。3.4.4齒輪的接觸強度（3-19）齒輪的接觸應力按下式計算:式中F法向內基圓周切向力即齒面法向力， N;（3-20）Ftcos cosFt 端面內分度圓切向力即圓周力，N;Ft(3-21 )dTj計算載荷，Nmmd節(jié)圓直徑，mm節(jié)點處壓力角；螺旋角；E齒輪材料的彈性模量，鋼取 2.1 X

34、 105MPab齒輪接觸的實際寬度，斜齒齒輪為 b/cos 代替，mm主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑,2r2 sin ;斜齒齒輪：1 r1 sinmm直齒齒輪： 1 r1 sin2 2/cos ，2r2 sin /cosr 1，r2分別為主、被動齒輪的節(jié)圓半徑， mm當計算載荷為Tj0.5Temax許用接觸應力見表3-5表3-5變速器齒輪的許用接觸應力齒輪j/MPa滲碳齒輪氰化齒輪一檔及倒檔190020009501000常嚙合及高檔13001400650700常嚙合齒輪副：當計算載荷為Tj 0.5Temax=0.5 X 104=522 m,由公式（3-21 ）和（3-20 ）得：2Tj2 5

35、2 1000Ft j1747.9Nd 17 3.5Ft1747.9cos coscos 201860.01NF遊聖 2959.94Ncoscoscos 201 r1 sin(273.5sin 20)/216.16 mm2r2 sin(333.5si n20)/219.75 mm1 r(sin(17 3.5 sin20)/2 10.2 mm2 2sin(43 3.5 sin 20)/2 25.7 mm由公式(3-19 )得：:FE 1 廠1860.01 2.1 10511j 0.418(一 一)0.418,( )764.40MPaV b 121610.225.7I 檔：計算載荷為 Tj 0.5Temaxi i=0.5 X 104X 6.40=332.8N m,由公式(3-21 )和(3-20 )得：Ft 塵 2 3328 10004422.6Nd43 3.5Ftcos cos442