課程設計貨車變速器x

1、. . . . 設 計 說 明 書 題目：貨車機械變速器學號： ：變速器的設計計算1.1 變速器的選擇變速器的種類很多，按前進檔位的不同可分為三、四、五和多檔變速器，根據(jù)軸的型式的不同，又有固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式（常配合行星齒輪傳動）兩類。固定軸式又有兩軸式、中間軸式、雙中間軸式和多中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。2-1-1 中間軸式變速器 從結(jié)構(gòu)外形看中間軸式變速器有三根軸：一軸和二軸在一條中心線上。將它們連接即為直接檔，此時，齒輪、軸承不承受載荷而只傳遞轉(zhuǎn)矩，故

2、而傳動效率高，而且摩損小，壽命長，噪音也較小。而在其他檔位上，經(jīng)過兩對連續(xù)齒輪傳動，傳動效率稍低。由于本設計中的汽車為重型貨車，且檔位多，傳動比大，故本設計采用這種型式。2-1-2 變速器齒輪型式變速器中的齒輪一般只有兩種：直尺圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪多用為滑動式，故使用在一檔和倒檔的較多，它們的結(jié)構(gòu)簡單，制造容易。但是在換檔時齒輪端部產(chǎn)生沖擊，噪聲很大，從而加劇端部磨損，使齒輪的壽命降低，而且由于噪聲大，容易造成駕駛員的疲勞。斜齒圓柱齒輪傳動平穩(wěn)，噪聲很小，磨損小，壽命長。唯一的缺點是工作時有軸向力的產(chǎn)生，而且結(jié)構(gòu)復雜，這個缺點可以在進行軸的載荷計算時予以平衡。通過比較兩種型式齒

3、輪的優(yōu)缺點，本設計中，倒檔采用直齒圓柱齒輪，這是考慮到倒檔的使用率較低，綜合衡量經(jīng)濟性和便利性而定的，其余各檔全部采用斜齒圓柱齒輪傳動，這樣充分發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，噪聲小等優(yōu)點。2-1-3變速器的換檔結(jié)構(gòu)變速器的換檔機構(gòu)形式有以下幾種：直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔。(1) 直齒滑動齒輪換檔 該結(jié)構(gòu)形式制造容易，結(jié)構(gòu)簡單。但缺點較多：汽車行駛時各檔齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，造成汽車的行駛安全性降低，同時使駕駛員精神緊，而換檔產(chǎn)生的噪聲又會使乘坐舒適應大大的降低。只有駕駛員用熟練的操作技術(shù)（如兩腳離合器

4、），使齒輪換檔時無沖擊，才能克服上述缺點。但是該瞬間駕駛員注意力被分散，會影響行駛安全性。因此，盡管這種換檔方式結(jié)構(gòu)簡單，但除一、倒檔外已很少使用。(2) 嚙合套換檔 由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)，所以可用移動嚙合套換檔。這時，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換檔，它們都不會過早損壞，但不能消除換檔沖擊，對汽車的行駛安全性和乘坐舒適性仍有影響，同時，仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性矩增大。因此，目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位與重型車變速器上應用。這是因為重型車檔位間的公比較小，則換檔機構(gòu)連接件

5、之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換檔，并且還能降低制造成本與減小變速器長度。(3) 同步器換檔 使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性等一系列性能，故現(xiàn)代汽車大多數(shù)采用這種換檔形式，同上述兩種換檔方式相比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復雜，制造精度要求高，軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。同時，利用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。在換動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，換入不同檔位的變速桿行程要求盡可能一樣。綜合比較以上三種換檔方式，在本設計中所有檔位全部采用鎖銷式慣性同步器換檔。1.2

6、倒檔的選擇與前進檔位比較，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)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。為實現(xiàn)倒檔傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪方案的，前者雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正、負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的彎曲狀態(tài)下工作，并使倒檔傳動比略有增加。至此，我們可以參考汽車設計中的相關(guān)容進行討論。汽車設計中的圖3-5主要介紹了七種不同的倒檔布置方案。其中圖b所示方案的優(yōu)點是換檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使

7、換檔困難。圖c所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖d所示方案針對前者的缺點作了修改，因而取代了圖c所示方案。圖e所示方案是將中間軸上的一、倒檔齒輪作成一體，將其齒寬加長。圖f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒檔傳動采用圖g所示方案。其缺點是一、倒檔需各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復雜一些。在本設計中，由于整個變速器是由主，副兩個變速器組成的（5+1）*2變速器，所以采用一檔和倒檔共用同步器的設計。即汽車設計倒檔布置方案中的f）方案。1.3 支承方案選擇因為變速器在一檔和倒檔工作時有較大的

8、力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒檔，都應當布置在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高檔的順序布置各檔齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛度，又能保證裝配方便。倒檔的傳動比雖然與一檔的傳動比接近，但因為使用倒檔的時間非常短，從這點出發(fā)，有些方案將一檔布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒檔。此時在倒檔工作時，輪齒磨損與噪聲在短時間略有增加，與此同時在一檔工作的輪齒的磨損與噪聲有所減少。倒檔設置在變速器的左側(cè)或右側(cè)在結(jié)構(gòu)上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒檔是駕駛員移動變速桿的方向改變了。為防止意外掛入倒檔，一般在掛倒檔時設有一個掛倒檔時需克服彈簧所產(chǎn)生的

9、力，用來提醒駕駛員注意。經(jīng)常使用的檔位，其齒輪因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞。將高檔布置在靠近軸的支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小，齒輪保持較好的嚙合狀態(tài)，偏載減少能提高齒輪壽命。1.4 具體零部件方案確定 下面就同步器的具體形式、軸承的選擇、變速器殼體的形式與檔位的設置問題分別討論：2-5-1 同步器的選擇 同步器是在接合套換檔機構(gòu)基礎上發(fā)展起來的，其中除有前面已述與的接合套、花鍵轂、對應齒輪上的接合齒圈外，還增設了使接合套與對應接合齒圈的圓周速度迅速達到并保持一致的機構(gòu)，以與阻止二者在達到同步之前接合以防止沖擊的結(jié)構(gòu)。同步器一般有常壓式、慣性式、和自行增力式

10、幾種，其中慣性式同步器較為常用。1.常壓式同步器應用常壓式同步器換檔與用接合套換檔相比較，在工作過程上的區(qū)別，主要在于前者的摩擦作用能使需接合的兩花鍵齒圈迅速達到并保持同步，并且由于帶彈簧的定位銷對接合套的阻力，使兩齒圈在達到同步之前暫不接合。但是，在這種同步器，對接合套的軸向阻力是由彈簧壓力造成的，故其大小有限。如果駕駛員用力過猛，則可能在未達到同步前，接合套便克服彈簧壓力，壓下定位銷而與齒輪的接合齒圈接觸，此時齒間仍將產(chǎn)生沖擊。因此，常壓式同步器工作不可靠，目前較少采用。2.慣性式同步器慣性式同步器與常壓式同步器一樣，都是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但是它可以從結(jié)構(gòu)上保證接合套與待接合的花鍵齒

11、圈在達到同步之前不可能接觸，以避免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。慣性式同步器又分為：鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、多錐式等幾種：(1) 滑塊式同步器 其本質(zhì)上是鎖環(huán)式同步器，它工作可靠，零件耐用，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制轉(zhuǎn)矩容量不大。而且鎖止面在同步錐環(huán)的接合齒上。齒面磨損大，易失效。它主要用于轎車和輕型的變速器上，故而從汽車安全性方面本設計中考慮不宜采用。(2) 鎖環(huán)式同步器 這種同步器的鎖止面在同步錐環(huán)和嚙合套的倒錐面上，省去了同步錐環(huán)的接合齒。這樣可使軸向尺寸變小。目前這種形式的同步器達到了廣泛的應用?？紤]到結(jié)構(gòu)布置上的合理性、緊湊性與錐面產(chǎn)生的摩擦力矩的大小等因素，鎖環(huán)式同步器多用于轎車和輕、中型

12、貨車中廣泛使用，而在本設計中不采用。(3) 鎖銷式同步器 此種形式的同步器優(yōu)點是零件數(shù)量少，摩擦錐面平均半徑大，轉(zhuǎn)矩容量得到提高，縮短了同步時間，缺點是軸向尺寸較長，多用于中、重型汽車的變速器中，所以本次設計中即采用這種結(jié)構(gòu)形式的同步器。如下圖：2-5-2 軸承形式變速器要求增長傳遞功率與質(zhì)量之比，而且要求工作軸承的可靠性高，容量大，性能好、壽命長，故軸承的選擇比較重要。一軸和二軸由于轉(zhuǎn)速較高，承受載荷中等，且多為徑向載荷，只有很小的軸向載荷，但要求在較高轉(zhuǎn)速下正常工作，故從以上方面考慮，選用角接觸球軸承，二軸前端通過滾針軸承支撐在一軸后段腔中。中間軸由于跨度大，直徑大，質(zhì)量大，而且有相當大的

13、軸向力，故選用一對角接觸球軸承，二軸齒輪通過滾針軸承空套在二軸上，倒檔齒輪由于利用率低，且轉(zhuǎn)速也不高，可直接套在倒檔軸上。2-5-3 軸的結(jié)構(gòu)設計變速器中的軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩與彎矩，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(jié)構(gòu)形狀除應保證其強度與剛度外，還應考慮齒輪、同步器與軸承等的安裝，固定它與加工工藝也有密切關(guān)系。第一軸通常與齒輪作成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花鍵尺寸與離合器從動盤轂的花鍵統(tǒng)一考慮，本次設計采用漸開線花鍵,壓力角為。如圖：漸開線花鍵第二軸制成階梯式，以便于各齒輪的安裝，從受力與合理利用材料來看也是必須的。各截面尺寸不應相差懸殊

14、，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應力集中會引起軸的斷裂。第二軸安裝同步器齒座的花鍵采用漸開線花鍵且以大徑定心更為合理。因為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。漸開線花鍵可以用制造齒輪的方法加工，工藝性較好，制造精度也較高，花鍵齒的根部強度高，應力集中小，易于定心，當傳遞的轉(zhuǎn)矩較大且軸徑也大時，宜采用漸開線花鍵聯(lián)結(jié)。漸開線花鍵的定心方式為齒形定心。當齒受載時，齒上的徑向力能起到自動定心作用，有利于各齒均勻承載。中間軸一、倒檔采用齒輪軸形式，其它檔位采用漸開線花鍵聯(lián)結(jié)齒輪。中間軸采用階梯形式，以便于各齒輪的安裝，從受力與合理

15、利用材料來看也是必須的。各截面尺寸不應相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應力集中會引起軸的斷裂。中間軸安裝齒輪采用漸開線花鍵且以大徑定心更為合理。因為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。漸開線花鍵可以用制造齒輪的方法加工，工藝性較好，制造精度也較高，花鍵齒的根部強度高，應力集中小，易于定心，當傳遞的轉(zhuǎn)矩較大且軸徑也大時，宜采用漸開線花鍵聯(lián)結(jié)。漸開線花鍵的定心方式為齒形定心。當齒受載時，齒上的徑向力能起到自動定心作用，有利于各齒均勻承載。第四章 變速器的設計計算4.1確定變速器的主要參數(shù)4.1.1各擋傳動比的確定不同

16、類型的變速器，其擋位數(shù)也不盡一樣，本設計為四擋變速器。傳動比為已知：i1=6.40，i2=3.09， i3=1.69，i4=1.00，iR=7.82. 4.1.2中心距A的選取初選中心距A時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式初選：式中，A為變速器中心距(mm)；為中心距系數(shù)，貨車：=8.6-9.6；為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；為變速器一擋傳動比；為變速器傳動效率，取96%。本設計中，取=9.1。將數(shù)值代入公式，算得A=99.940mm，故初取A=100mm.4.1.3 變速器的軸向尺寸影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構(gòu)形式以與齒輪形式。設計時可根據(jù)中心距A的尺寸參照下列經(jīng)驗關(guān)系初選：四擋貨車變速器殼體軸向尺

17、寸：(2.22.7) A4.1.4 齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：在變速器中心距一樣的條件下，為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)；對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；變速器低擋齒輪應選用大些的模數(shù)，其它擋位選用另一種模數(shù)。一擋模數(shù)：3mm 二擋模數(shù)：2.5mm 三擋模數(shù)：2.5mm 四擋模數(shù)：2.5mm倒擋模數(shù)：3mm在本次設計的貨車中，倒擋和一擋齒輪采用直齒，其余前進擋采用斜齒。（2）壓力角齒輪壓力角較小時，重合

18、度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角增大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。本設計中采用標準壓力角=20°。（3）螺旋角選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，會使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)，噪聲降低，齒輪的強度也相應提高。因此從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，不宜過大，以15°25°為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大的螺旋角。螺旋方向的選擇：斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用在軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的

19、兩對齒輪的軸向力相互抵消，以減少軸荷，提高壽命。為此，中間軸上的全部齒輪一律采用右旋，而一、二軸上的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。為使工藝簡便，中間軸軸向力不大時，可將螺旋角僅取為三種。二、三、四擋齒輪螺旋角22°；常嚙合齒輪螺旋角25.28°。（4）齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力與齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。4.1.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配 1.確定一擋齒輪齒數(shù)已知 A=100mm ，m=3mm

20、2.修正中心距A=99mm3.確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)已知 =6.38 =2.5mm=25.28°+=78.343 =78=22，=564.確定其它擋位齒輪齒數(shù) （1）確定二擋齒輪齒數(shù)已知 =3.09 =2.5mm =22°聯(lián)立求解 取，（2）確定三擋齒輪齒數(shù)已知=1.69，mm，=25°聯(lián)立求解 （3）確定四擋齒輪齒數(shù)已知 =1.00， =2.5mm ，=22°聯(lián)立求解 取（5）確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋采用直齒輪，mm。已知選由，得mmmm4.1.6 變速器齒輪幾何參數(shù)設計計算1.一擋齒輪幾何參數(shù)=3mm，=16，=35，=20°，=0

21、6;，=99mm，(1) =0.37，=-0.37(2) 嚙合角 =23.22°(3) 理論中心距 A=99mm(4) 中心距變動系數(shù) =0(5) 變位系數(shù)之和 =0.98(6) 齒頂降低系數(shù) =0.98(7) 分度圓直徑 =m=66mm，m=168mm (8) 齒頂高 =2.10mm，=1.35mm(9) 齒根高 =4.86mm，=2.64mm(10)齒全高 =6.75mm(11)齒頂圓直徑 =69.78mm，=176.22mm(12)齒根圓直徑 =56.28mm，=162.72mm(13)周節(jié) p=m=7.85mm(14)基節(jié) =7.376mm2.常嚙合齒輪幾何參數(shù)=2.5mm，

22、=22，=56，=20°，=25°，=99mm(1) 端面模數(shù) =2.76mm(2) =0.37，=-0.37(3)端面壓力角 =21.925°(4)端面嚙合角 =22.086°(5)分度圓直徑 =60.69mm，=145.79mm(6)齒頂高 ha1=mn(f0+1)=3.075mm ha2=mn(f0+2)=1.925mm(7)齒根高 hf1=(f0+c-1)=2.55mm hf2=(f0+c-2)=3.7mm(8)齒全高 5.625mm(9)齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=66.84mm da2=d2+2ha2=149.64mm(10)齒根圓直

23、徑 df1=d1-2hf1=55.59mm df2=d2-2hf2=138.39mm(11)中心距 A=91.08mm(12)法向基節(jié) =8.85mm(13)基圓直徑 db1=d1cosat=56.30mm db2=d2cosat=135.24mm(14)法面分度圓弧齒厚 =4.71mm3.二擋齒輪幾何參數(shù)=2.5mm，=40，=33，=20°，=22°，=99mm(1)變位系數(shù) =0.25，=0.43(2)端面模數(shù) =2.696mm(3)端面壓力角 =21.409°(4)端面嚙合角 =22.96°(5)理論中心距 A=98.40mm(6)中心距變動系數(shù)

24、 =0.24(7) 變位系數(shù)之和 =0.97(8) 齒頂降低系數(shù) =0.73(9)分度圓直徑 =107.87mm，=89.00mm(10)齒頂高 ha1=mn(f0+1-n)=0.42mm ha2=mn(f0+2-n)=0.04mm(11)齒根高 hf1=mn(f0+c-1)=2.5mm hf2=mn(f0+c-2)=2.05mm(12)齒全高 2.835mm(13)齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=108.71mm da2=d2+2ha2=89.08mm(14)齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=102.87mm df2=d2-2hf2=84.9mm(15)法向基節(jié) =7.376mm(16

25、)基圓直徑 db1=d1cosat=100.43mm db2=d2cosat=82.86mm4.三擋齒輪幾何參數(shù)=2.5mm，=31，=47，=20°，=22°，=99mm(1)變位系數(shù) =0.31，=0.37(2)端面模數(shù) =2.696mm(3)端面壓力角 =21.409°(4)端面嚙合角 =22.96°(5)理論中心距 A=105.14mm(6)中心距變動系數(shù) =2.28(7) 變位系數(shù)之和 =1.04(8) 齒頂降低系數(shù) =1.24(9)分度圓直徑 =83.60mm，=126.75mm(10)齒頂高 ha1=mn(f0+1-n)=1.54mm ha

26、2=mn(f0+2-n)=1.40mm(11)齒根高 hf1=mn(f0+c-1)=2.35mm hf2=mn(f0+c-2)=2.2mm(12)齒全高 2.735mm(13)齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=86.68mm da2=d2+2ha2=129.55mm(14)齒根圓直徑 df1=d1+2hf1=78.90mm df1=d1+2hf1=122.35mm(15)法向基節(jié) =7.376mm(16)基圓直徑 db1=d1cosat=70.29mm db2=d2cosat=92.88mm5.四擋齒輪幾何參數(shù)=2.5mm，=23，=50，=20°，=22°，=99mm(

27、1)端面模數(shù) =2.696mm(2)端面壓力角 =22.227°(3)端面嚙合角 =22.96°(4)理論中心距 A=98.40mm(5)分度圓直徑 =62.03mm，=134.84mm(6)齒頂高 ha1=mn(f0+1-n)=3.26mm ha2=mn(f0+2-n)=3.11mm(7)齒根高 hf1=mn(f0+c-1)=2.2mm hf2=mn(f0+c-2)=2.35mm(8)齒全高 5.46mm(9)齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=68.55mm da2=d2+2ha2=141.06mm(10)齒根圓直徑 da1=d1+2ha1=57.63mm da2=d2

28、+2ha2=130.14mm(11)法向基節(jié) =7.376mm(12)基圓直徑 db1=d1cosat=57.42mm db2=d2cosat=124.76mm6.倒擋齒輪幾何參數(shù) a.一級齒輪副幾何尺寸=3mm，=56，=28，=20°，=0°(1) =0.1，=-0.1(2) A=126mm(2) =128.1mm(4) 中心距變動系數(shù) =0.7(5) 變位系數(shù)之和 =0.74(6) 齒頂降低系數(shù) =0.04(7) 分度圓直徑 =Z9*m=168mm，Z10*m=84mm (8) 齒頂高 =2.7mm，=3.3mm(9) 齒根高 =4.05mm，=3.45mm(10)齒

29、全高 =6.75mm(11)齒頂圓直徑 =173.4mm，=90.6mm(12)齒根圓直徑 =159.9mm，=77.1mm(13)周節(jié) p=m=9.42mm(14)基節(jié) =8.85mmb.倒擋軸大齒輪=3mm，Z11=23=20°(1) =0.37(7) 分度圓直徑 = Z11*m=69mm (8) 齒頂高 =4.11mm(9) 齒根高 =2.64mm(10)齒全高 =6.75mm (11)齒頂圓直徑 =77.11mm(12)齒根圓直徑 =63.72mm (13)周節(jié) p=m=9.42mm(14)基節(jié) =8.85mm4.1.7 變速器軸與軸承軸材料選為20CrMnTi。對第二軸和中

30、間軸中部直徑 d=0.45A=44.55mm，第一軸花鍵部分直徑 =54.56mm，結(jié)構(gòu)設計如零件圖。4.2 變速器傳動件的剛度、強度計算與校核4.2.1 齒輪的強度校核變速器齒輪的損壞形式有三種：輪齒折斷、齒面點蝕和移動換擋時齒輪端部破壞。1 齒輪接觸應力計算齒輪的接觸應力按下式計算：式中， F為齒面上的法向力（N），；為圓周力（N），；為計算載荷（）；d為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)點處壓力角（°）；為齒輪螺旋角（°）；E為齒輪材料的彈性模量（N/mm），本設計中E=20.6Mpa；b為齒輪接觸的實際寬度（mm）；、為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，、為

31、主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷時，一擋和倒擋齒輪的許用接觸應力為19002000 N/mm，常嚙合齒輪和高擋齒輪的許用接觸應力為13001400 N/mm。將有關(guān)參數(shù)帶入可得 。變速器齒輪的許用接觸應力（/MP）齒輪滲碳齒輪氰化齒輪一擋與倒擋1900-2000950-1000常嚙合與高擋1300-1400650-700122848743.88343525821.87564445888.757856791045.979102248607.73111276561432.6912137656811.95由以上兩表可知，變速器所有齒輪的齒面接觸強度均滿足要求

32、。2.齒輪彎曲強度計算(1) 直齒輪彎曲應力式中，為彎曲應力（MPa）；為圓周力（N），；為計算載荷（）；d為節(jié)圓直徑 （mm）；為應力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；b為尺寬（mm）；t為端面齒距（mm），t=，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，可由汽車設計中圖3-19查得。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400850 MPa，貨車可取下限850MPa。由于d=mZ,所以有。(2) 斜齒輪彎曲應力式中，為圓周力（N），；為計算載荷（）；d為節(jié)圓直徑（mm），,為法面模數(shù)；為斜齒輪螺旋角（°）；z為

33、齒數(shù);為應力集中系數(shù)，可近似取=1.5；b為齒面寬（mm）;t為法面齒距（mm），t=；y為齒形系數(shù)，可按在汽車設計中圖3-14上查得;為重合度影響系數(shù)，=2；當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 時，各擋斜齒輪許用彎曲應力在100250 MPa。整理后可得。 計算結(jié)果如下表所示：直齒的彎曲強度：bmy91.650.91830.147147.32101.651.12030.138174.37111.650.91230.115641.36121.651.13030.143557.49131.650.91830.123299.8斜齒輪的彎曲應力如下表：Zby11.52202.5180.147105.7721.52452.5200.14111.0631.52222.5180.172111.8941.52452.5200.167115.2451.52282.5200.166146.1961.52372.5200.165147.0971.52392.5180.163190.2181.52282.5200.166186.77由上兩表可知，變速器的所有齒輪的彎曲強度都滿足要求。4.2.2 軸的強度校核由軸的布置而確定的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險截面進行校核。嚴格來說，擋位不同，不僅圓周力、徑向力與軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，應該對每個擋位都進行驗算，