十二檔手動重卡變速器設(shè)計(jì)說明書

十二檔手動重卡變速器設(shè)計(jì)說明書1.1汽車變速器概述變速器用于改變發(fā)動機(jī)曲軸的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)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，滿足驅(qū)動車輪牽引力及車速不同要求的需要。隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，今后要求汽車車型的多樣化、個(gè)性化、智能化已成為汽車的發(fā)展趨勢。但變速器設(shè)計(jì)一直是汽車設(shè)計(jì)中最重要的環(huán)節(jié)之一，它是用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，同時(shí)使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機(jī)的最低穩(wěn)定車速是難以達(dá)到的。變速器的倒擋使汽車能倒退行駛；其空擋使汽車在啟動發(fā)動機(jī)、停車和滑行時(shí)能長時(shí)間將發(fā)動機(jī)和傳動系分離。變速器的結(jié)構(gòu)除了對汽車的動力性、經(jīng)濟(jì)性有影響同時(shí)對汽車操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動機(jī)的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經(jīng)濟(jì)性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，其他結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不產(chǎn)生跳擋、亂擋、自動脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采用斜齒輪、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低，不同的傳動比還可以使在其不同路面提高汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性，使汽車和發(fā)動機(jī)有良好的匹配性。1.2課題研究現(xiàn)狀、設(shè)計(jì)的目的和意義1.2.1研究現(xiàn)狀重型汽車的裝載質(zhì)量大，使用條件復(fù)雜，欲保證重型汽車具有良好的動力性、經(jīng)濟(jì)性和加速性，則必須擴(kuò)大傳動比范圍并增多檔數(shù)。傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)三軸式變速器的最大容量：檔位數(shù)一般最多蛤能布置到6個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)倒檔，最大輸出扭矩約為8400Nm。近年來重型汽車需要更多檔位（8-16個(gè)）前進(jìn)檔，需要爬行檔（最低檔）速比為10-17。顯然傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)變速器遠(yuǎn)不能滿足需求。而組合式機(jī)械變速器則能滿足上述要求。而組合式機(jī)械變速器則能滿足上述要求。而組合機(jī)械變速器的組成是在傳統(tǒng)變速器（稱主箱）后部（或前部）加裝一個(gè)副變速器（稱副箱，一般為兩檔），將主箱的檔位數(shù)增加一倍，所增加檔位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘積，而齒輪對數(shù)小于檔位數(shù)，因此箱體尺寸大為縮小，軸的長度減短，剛度增大，并且增大了變速器的容量。1.2.2設(shè)計(jì)目的意義重型貨車裝載數(shù)十噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機(jī)需要強(qiáng)勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。大家都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時(shí)候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點(diǎn)顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點(diǎn)尚不具備。從我國的具體情況來看，機(jī)械式變速器幾乎貫穿了整個(gè)中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機(jī)都是用機(jī)械式變速器的，他們對機(jī)械式變速器的認(rèn)識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實(shí)的。1.3汽車變速器現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢現(xiàn)代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機(jī)械式變速器不能滿足人們的需要。而自動變速器技術(shù)得到了迅速發(fā)展。目前，國內(nèi)變速器廠商都向著無級變速器和自動變速器方向發(fā)展，國內(nèi)現(xiàn)已有好幾款轎車已經(jīng)應(yīng)用上無級變速器，而重型多擋位汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開。無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器(ContinuouslyVariableTransmission簡稱"CVT")。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別，是它省去了復(fù)雜而又笨重的齒輪組合變速傳動，而只用了兩組帶輪進(jìn)行變速傳動。無級變速器結(jié)構(gòu)比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復(fù)雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實(shí)現(xiàn)速比的無級變化在跨越了三個(gè)世紀(jì)的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。這是汽車的無奈和缺憾。但是,人們始終沒有放棄尋找實(shí)現(xiàn)理想汽車變速器的努力,各大汽車廠商對無級變速器(CVT)表現(xiàn)了極大的熱情，極度重視CVT在汽車領(lǐng)域的實(shí)用化進(jìn)程。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器的研究的終極目標(biāo)。在今后，摩擦傳動CVT；液力傳動；電控機(jī)械式自動變速器(AutomatedMechanicalTransmission簡稱"AMT")；齒輪無級變速器（GearContinuouslyVariableTransmission）是圍繞著汽車變速箱四個(gè)主要的研究方向。齒輪無級變速器（GearContinuouslyVariableTransmission）這是一種全新的設(shè)計(jì)思想，是利用齒輪傳動實(shí)現(xiàn)高效率、大功率的無級變速傳動。據(jù)最新消息：一種"齒輪無級變速裝置"(GearContinuouslyVariableTransmission簡稱"G-CVT")已經(jīng)試制成功，并已經(jīng)進(jìn)行了多次樣機(jī)試驗(yàn)。"齒輪無級變速裝置"結(jié)構(gòu)相當(dāng)簡單，只有不足20種非標(biāo)零件，51個(gè)零件，生產(chǎn)成本甚至低于手動變速箱。預(yù)計(jì)今年進(jìn)行裝車試驗(yàn)。齒輪無級變速器的優(yōu)勢表現(xiàn)為：傳動功率大200KW的傳動功率是很容易達(dá)到的；傳動效率高，90%以上的傳動效率是很容易達(dá)到的；結(jié)構(gòu)簡單，大幅度降低生產(chǎn)成本，相當(dāng)于自動變速箱的1/10；對汽車而言，提高傳動效率，節(jié)油20%；發(fā)動機(jī)在理想狀態(tài)下工作，燃料燃燒完全，排放干凈，極大的減少了對環(huán)境的破壞。1.4變速器的特點(diǎn)和設(shè)計(jì)要求及內(nèi)容在本次設(shè)計(jì)中，由于是對傳統(tǒng)的變速器進(jìn)行改進(jìn)性設(shè)計(jì),在給定的發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、發(fā)動機(jī)標(biāo)定功率等條件下，主要完成變速器機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。在本設(shè)計(jì)中主要設(shè)計(jì)是帶有主副變速箱的中間軸式十二檔變速器。主箱是中間軸式六檔的變速器，采用慣性鎖環(huán)式同步器，最高檔位為直接檔1。副箱采用一對直接檔齒輪傳動和一對減速檔齒輪傳動并采用鎖銷式同步器來改變傳動比。從而使掛入副箱減速檔時(shí)或得通過減速齒輪后的六個(gè)減速檔位。對于變速器的要求：（1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性；（2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機(jī)動力向驅(qū)動輪的傳輸；設(shè)置倒檔，使汽車能到推行駛；設(shè)置動力輸出裝置，需要時(shí)能進(jìn)行功率輸出；換擋迅速、省力、方便。工作可靠；汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率；變速器的工作噪聲要低。除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求，滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。1.4.1變速器設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容：本次設(shè)計(jì)主要是依據(jù)給定的重型貨車有關(guān)參數(shù)，通過對變速器各部分參數(shù)的選擇和計(jì)算，設(shè)計(jì)出一種基本符合要求的手動12檔變速器。本文主要完成下面一些主要工作：參數(shù)計(jì)算。包括變速器傳動比計(jì)算、中心距計(jì)算、齒輪參數(shù)計(jì)算、各檔齒輪齒數(shù)的分配；變速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算。變速器齒輪幾何尺寸計(jì)算；變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料選擇；計(jì)算各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速；齒輪強(qiáng)度計(jì)算及檢驗(yàn)；變速器軸設(shè)計(jì)計(jì)算。包括各軸直徑及長度計(jì)算、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、軸的強(qiáng)度計(jì)算、軸的加工工藝分析；變速器軸承的選擇及校核；同步器的設(shè)計(jì)選用和參數(shù)選擇；變速器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)選用；變速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)。第2章變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案2.1.變速器的選擇2.1.1結(jié)構(gòu)工藝性兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而當(dāng)發(fā)動機(jī)橫置時(shí)用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。2.1.2變速器的徑向尺寸兩軸式變速器的前進(jìn)擋均為一對齒輪副，而中間軸式變速器則有二對齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。2.1.3變速器齒輪的壽命兩軸式變速器的低擋齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作次數(shù)比大齒輪要高的多，因此，小齒輪的壽命比大齒輪的短。中間軸式變速器的各前進(jìn)擋，均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命較接近。在直接擋時(shí)，齒輪只空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。2.1.4變速器的傳動效率兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動比，但仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。而中間軸式變速器，可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接擋，因而傳動效率較高，磨損小，噪聲也較小。轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，而中、重型載貨汽車則多采用中間軸式變速器。因此設(shè)計(jì)的變速器采用中間軸式[6]。2.2.倒擋布置方案倒擋布置應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：倒擋齒輪在非工作位置時(shí)，不得與第二軸的齒輪有嚙合現(xiàn)象；換入倒擋時(shí)不得與其他齒輪發(fā)生干涉；倒擋軸在變速器殼體上的支承不得與與中間軸的齒輪相碰。圖2.1為常見的倒擋布置方案。圖2.1a方案主要用于小客車上。圖2.1b方案用于四擋直齒滑動齒輪的變速器上。(a)小客車常用(b)直齒滑動嚙合四擋(c)多數(shù)五擋采用(d)c方案的改進(jìn)(e)前進(jìn)擋常嚙合(f)前進(jìn)擋常嚙合(g)一、倒擋各用一跟撥叉軸圖2.1擋布置方案圖2.1d方案是對c的修改。圖2.1e用于所有前進(jìn)檔都是常嚙合的變速器上。圖2.1f也是用于所有前進(jìn)檔都是常嚙合的變速器上.為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2.1g方案；缺點(diǎn)是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。倒檔結(jié)構(gòu)方案的選擇，應(yīng)根據(jù)其它檔布置情況。力求位置合理并縮短變速器的軸向長度。綜合以上幾種變速器倒擋布置方案，選擇圖2.1f為變速器的倒擋布置方案[7]。2.3.零、部件結(jié)構(gòu)方案分析2.3.1齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍有復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。一擋、二擋和倒擋齒輪用直齒，其他擋齒輪用斜齒輪。（a）直齒滑動齒輪換擋（b）嚙合套換擋（c）同步器換擋圖2.2換擋機(jī)構(gòu)形式2.3.2換擋機(jī)構(gòu)形式如圖2.2變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。直齒滑動齒輪換擋要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)（如兩腳離合器）才能使換擋時(shí)齒輪無沖擊；換擋行程長，換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩，但除一擋、倒擋已很少使用。嚙合套換擋不能消除換擋沖擊，而且要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。2.3.3自動脫擋由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導(dǎo)致自動脫擋。為解決這個(gè)問題，除工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：(a)接合齒位置錯(cuò)開(b)齒厚切薄(c)工作面加工成倒錐角圖2.3防止自動脫擋的措施將兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開，如圖2.3a所示。這樣在嚙合時(shí)，使接合齒端部超過被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時(shí)磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫擋，如圖2.3b所示。將接合齒的工作面設(shè)計(jì)并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力，如圖2.3（c）所示。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計(jì)并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。2.4本章小結(jié)本章首先對比了兩軸式和中間軸式的優(yōu)、缺點(diǎn)，由于中間軸式變速器的結(jié)構(gòu)工藝性、變速器徑向尺寸、變速器齒輪的壽命、變速器傳動效率好于兩軸式,因此設(shè)計(jì)的變速器選擇中間軸式；接著本章確定了倒擋布置方案；然后對零部件的結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了分析，即對齒輪及換擋機(jī)構(gòu)的形式進(jìn)行了分析；最后對倒擋的布置方案以及防止自動脫擋進(jìn)行了設(shè)計(jì)。第3章變速器主要參數(shù)的選擇及齒數(shù)的分配3.1概述滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。表3.1尤尼克2764基本參數(shù)整備整備質(zhì)量最大總質(zhì)量最高車速最大爬坡度最大功率最大扭矩輪胎變速器擋數(shù)后橋速比9055kg25000kg90km/h30%1911025N.mR10.0020126.333.2擋數(shù)近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個(gè)擋位的變速器。發(fā)動機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個(gè)擋。商用車變速器采用4～5個(gè)擋或多擋。載質(zhì)量在2.0～3.5t的貨車采用五擋變速器，載質(zhì)量在4.0～8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。本設(shè)計(jì)采用十二擋變速器。3.3傳動比范圍變速器傳動比是指變速器最高擋與最低擋傳動比的比值。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其他商用車則更大。3.4變速器各擋傳動比的確定初選傳動比：設(shè)12擋為直接擋，則i=1gminU=0.377npr amax iigmin0式中：U—最高車速amaxn—發(fā)動機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速pr—車輪半徑i—變速器最小傳動比gmini—主減速器傳動比0Temax=9549×Pemax（轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)=1.1～1.3）np所以，n=9549×1.3191=231.32r/min p 171由上述兩兩式取n=2400r/minpi0=0.377×npr=5.107igminuamax雙曲面主減速器，當(dāng)i≤6時(shí)，取=90%0輕型商用車i在5.0~8.0范圍，g1=96%，=×=90%×96%=86.4%最傳動比i選擇①根據(jù)汽車行駛方程式 Tii CA duemaxrg0TGf21D.15ua2Gimdt汽車以一擋在無風(fēng)、瀝青混凝土干路面行駛，公式簡化為Tiiemaxrg0TGfcosGsin即，iGrfcossing1 Tiemax0T式中：G—作用在汽車上的重力，Gmg，m—汽車質(zhì)量，g—重力加速度，T—發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，T=1025N.m； emax emaxi—主減速器傳動比，i=5.107—傳動系效率，=8.4%； T Tr—車輪半徑，r=0.508；f—滾動阻力系數(shù)，對于貨車取f=0.02；—爬坡度，取=16.7°計(jì)算得i8.43②Temaxig1i0TFz2·φr在瀝青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75即i≤12.38得.43≤i≤12.38；g1傳動比大于10取i=11.64其按等比級數(shù)原則，式中：q—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：qn1i=1111.64=1.25所以他各擋傳動比為：i=11.64，i=9.31，i=7.45，i=5.96，i=4.77， g1 g2 g3 g4 g5i=3.81，i=3.05，i=2.44，i=1.95，i=1.56，g6 g7 g8 g9 g10i=1.25，i=1 g11 g123.5中心距A初選中心距時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式AKA3Temaxig1g因?yàn)樵撟兯倨鳛橹鞲毕渥兯倨鳎韪鶕?jù)主變速器來確定中確定。則：AKA3Temaxig7g式中：A—變速器中心距（mm）；KA—中心距系數(shù)，多檔變速器：K=9.5～11.0；AT—發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；emaxig7—變速器一擋傳動比，i=3.05；—變速器傳動效率，取6%；gTemax—發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，T=1025N.m。emax則，AK3Ti=136.9～9158.62初選=153mm。3.6齒輪參數(shù)3.6.1模數(shù)對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量m在1.8～14.0t的貨車為2.0～a3.5mm；總質(zhì)量m大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可齒數(shù)增多，有利于換擋。表3.2汽車變速器齒輪法向模數(shù)車型車型乘用車的發(fā)動機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量am/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜am≤14.0am＞14.0模數(shù)nm/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.00表3.3汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50—根據(jù)表3.2及3.3，齒輪的模數(shù)定為5.0mm。3.6.2壓力角理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。3.6.3螺旋角實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)力求使中間軸上同時(shí)工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角設(shè)計(jì)成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。貨車變速器螺旋角：18°～26°初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24°，其余擋斜齒輪螺旋角24°。3.6.4齒寬b直齒bkm，k為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0， c c斜齒bkm，k取為6.0～8.5。cn c采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為2～4mm。3.6.5齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。3.7各擋齒輪齒數(shù)的分配圖3.1齒輪傳動方案如圖3.1所示為主變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。3.7.1確定七檔擋齒輪的齒數(shù)中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12-17之間選用，最小為12-14，取Z=17，一擋齒輪為斜齒輪。12一擋傳動比為iZ2Z11g1Z1Z12為了求，Z,Z的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Z， 11 12 h斜齒Z2Acos1112h mn=2153cos24=55.90取整5為56即Z=Z-Z=56-17=39 11 h 12對中心距A進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和Z后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，h所以應(yīng)根據(jù)取定的Z和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距A，再以修正后的中心A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。AmnZh=5（1739）=153.25mm取整為A=154mm。02cos2cos24對七擋齒輪進(jìn)行角度變位：端面嚙合角：ttan=tan/cos=0.398 t n 11-12=21.71t嚙合角,：tcos,=Aocos=0.925 tA t,=22.20t變位系數(shù)之和z11z12invt,invt n 2tann=0.45查變位系數(shù)線圖得：0.420.03 12 11 n 12計(jì)算精確值：9-10A=mnZh24.62 2cos11-12 1112計(jì)算七擋齒輪11、12參數(shù)：分度圓直徑 dmz/cos =5 × 11 n11 11-1239/cos24.62°=214.52mm dmz/cos =5 ×12 n12 11-1217/cos24.62°=93.51mm齒頂高h(yuǎn)hym=3.65mm a11 an 11 n nhhym=5.60mma12 an 12 n n式中：y（AA）/m=（154-153.25）/5=0.15 n 0 nyy=0.45-0.15=0.30nnn齒根高h(yuǎn)hcm=6.10mm f11 an 11 nhhcm=4.15mmf12an12n齒全高h(yuǎn)hh=9.75mma11 f11齒頂圓直徑dd2h=221.82mma11 11 a11dd2h=104.71mm a12 12 a12齒根圓直徑dd2h=203.32mmf11 11 f12dd2h=85.21mm f12 12 f123.7.2確定常嚙合傳動齒輪取2412Z Z2i12 Z g7Z 1 11=3.0517=1.3339常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即AmnZ1Z22cos122Acos ZZ 12 1 2 m n=2154cos245=56.27得Z，Z取整為Z，Z，則：iZ2Z11=2.06≈3.05g7Z1Z12對常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距AmnZ1Z2=52432=153.25mmo2cos2cos2412端面壓力角tan=tan/cos=0.398 t n 12=21.71°t端面嚙合角cos,Aocos=153.25cos21.71tA t 154,22.20t變位系數(shù)之和z1z2invt,invt n 2tann=2432inv22.20inv21.712tan20=0.45查變位系數(shù)線圖得：uz21.330.300.15 z1 1 2計(jì)算精確值：12A=mnZh24.62 2cos12 12常嚙合齒輪數(shù)：分度圓直徑dz1mn=132.01mmcos2dz2mn=176.02mmcos2齒頂高h(yuǎn)hym=（1+0.30-0.3） a1 an 1 n n×5=5mmhhym=（1+0.15-0.3） a10 an 2 n n×5=4.25mm式中：y（AA）/m=（154-153.25）/5=0.15 n 0 nyy=-0.45-0.15=0.3n n n齒根高h(yuǎn)hcm=（1+0.25-0.3） f1 an n 1 n×5=4.75mmhhcm=（1+0.25-0.15） f2 an n 2 n×5=5.5mm齒全高h(yuǎn)hh=9.75mma1 f1齒頂圓直徑dd2h=142.01mma1 1 a1dd2h=184.52mma22a2齒根圓直徑dd2h=122.51mmf1 1 f1dd2h=165.02mm f2 2 f23.7.3確定其他各擋的齒數(shù)（1）八擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與七擋齒輪相同，初選=18°910iZ2Z9g2Z1Z10Z9iZ1=2.4424=1.83 Z gZ 32 10 2AmnZ9Z102cos910ZZ2Acos910=2154cos18=58.58 9 10 m 5n得Z=37.88，Z=20.7取整為Z=37，Z=21 9 10 9 10則，iZZ=3432=2.35≈i=2.44 8 g8110對八擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距AmnZ9Z10=152.63mm o 2cos910端面壓力角tan=tan/cos t n 910=20.96°t端面嚙合角cos,Aocos=152.63cos20.96tA t 154,22.25t變位系數(shù)之和zzinv,inv 9 10t t n 2tann=0.48查變位系數(shù)線圖得：uz91.850.48=0.36=0.12z10 n 10 9 n 10計(jì)算精確值：78AmnZ9Z10=19.68° 2cos910 910八擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑dz9mn=196.60mm9cos910dz10mn=111.58mm10cos910齒頂高h(yuǎn)hym=4.57mm a9 an 9 n nhhym=5.77mma10 an 10 n n式中：y（AA）/m=0.274 n 0 nyy=0.206nnn齒根高h(yuǎn)hcm=5.4mm f9 an n 9 nhhcm=4.7mmf10ann10n齒全高h(yuǎn)hh=9.97mma9 f9齒頂圓直徑dd2h=205.74mma9 9 a9dd2h=123.12mma1010a10齒根圓直徑dd2h=185.3mmf9 9 f9dd2h=102.68mm f10 10 f10（2）九擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=18°78iZ2Z7g9Z1Z8 Z7 Z1=1.9524=1.46i Z g2Z 32 8 2AmnZ7Z82cos78ZZ2Acos78=2154cos28=58.58 7 8 m 5n得Z=34.72，Z=24.13取整為Z=34，Z=247 8 7 8則，iZ2Z7=3432=1.90≈i=1.95 9ZZ 2424 g918對九擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距AmnZ7Z8=152.63mm o 2cos78端面壓力角tan=tan/cos t n 78=20.96°t端面嚙合角cos,Aocos=152.63cos21.71tA t 154,22.25t變位系數(shù)之和zzinv,inv7 8t tn 2tann=0.48查變位系數(shù)線圖得：uz71.40.48=0.31=0.17 z8 n 8 7 n 8計(jì)算精確值：78AmnZ7Z8=19.68° 2cos78 78九擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑dz7mn=180.66mm7cos78dz8mn=127.52mm8cos78齒頂高h(yuǎn)hym=4.82mm a7 an 7 n nhhym=5.52mma8 an 8 n n式中：y（AA）/m=0.27 n 0 nyy=0.206nnn齒根高h(yuǎn)hcm=5.4mm f7 an n 7 nhhcm=4.7mmf8 an n 8 n齒全高h(yuǎn)hh=10.22mma7 f7齒頂圓直徑dd2h=190.3mma7 7 a7dd2h=138.56mma88a8齒根圓直徑dd2h=169.86mmf7 7 f7dd2h=118.12mm（3）十擋齒輪為斜齒輪，選=0°56Z5iZ1 Z6 10Z2=1.562432=1.17AmnZ5Z62cos56得Z=31.25，Z=26.63 5 6取整Z=31，Z=275 6iZ2Z5g10Z1Z6=32312427=1.53≈i=1.56g10對十擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋豪碚撝行木郃mnZ5Z6=154.25mm o 2cos56端面壓力角tan=tan/cos=0.387 t n 56=21.16°t端面嚙合角cos,Aocos=154.25cos21.16=0.930tAt154,20.93t變位系數(shù)之和zzinv,inv56ttn 2tann=0.2查變位系數(shù)線圖得：uz51.17=0.12 z6 6=0.48-0.3=0.08算精確值：56AmnZ5Z619.68 2cos56 56十擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑dz5mn=164.72mm5cos56dz6mn=143.46mm6cos56齒頂高h(yuǎn)hym=4.15mm a5 an 5 n nhhym=4.35mma6 an 6 n n式中：y（AA）/m=-0.05 n 0 nyy=0.25n n n齒根高h(yuǎn)hcm=5.85mm f5 an n 5 nhhcm=5.65mmf6 an n 6 n齒全高h(yuǎn)hh=10mma5 f5齒頂圓直徑dd2h=173.02mma55a5dd2h=152.16mma6 6 a6齒根圓直徑dd2h=153.02mmf55f5dd2h=132.166mm f6 6 f6（4）十一擋齒輪為斜齒輪Z3iZ1 Z4 g4Z2=1.252432=0.94AmnZ3Z42cos34tan13241z221zz43tanzz得Z=27.66，Z=29.4422 3 4取整Z=28，Z=293 4則：iZ2Z3g4Z1Z4=32282429=1.28≈i=1.23g4對十一擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距AmnZ3Z4=153.72mm o 2cos34端面壓力角tan=tan/cos=0.392 t n 34=21.43°t端面嚙合角cos,Aocos=153.72cos21.43=0.929tAt154,21.69t變位系數(shù)之和zzinv,inv3 4t tn 2tann=0.35查變位系數(shù)線圖得：uz41.00=0.2=-0.22-0.16=0.15 z3 3 4精確值=22.2834十一齒輪3、4參數(shù)：分度圓直徑dz3mn=151.35mm3cos34dz4mn=156.59mm4cos34齒頂高h(yuǎn)hym=4.53mm a3 an 3 n nhhym=4.28mma4 an 4 n n式中：y（AA）/m=0.056 n 0 nyy=0.294nnn齒根高h(yuǎn)hcm=5.25mm f3 an n 3 nhhcm=5.5mmf4ann4n齒全高h(yuǎn)hh=9.78mma3 f3齒頂圓直徑dd2h=160.41mma3 3 a3dd2h=165.15mma44a4齒根圓直徑dd2h=140.85mmf3 3 f3dd2h=145.59mm f4 4 f4（5）確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距A，。初選Z=16，Z=10，則： 15 14A，1mZZ 2 14 15=1610162=78mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動干涉，齒輪14和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑D應(yīng)為e13De140.5De13A 2 2D2AD1 e13 e14=2×154－6×(10+2)－1=235mmZDe132 n m=235－26=39.1為了保證齒輪13和14的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取Z=38計(jì)算倒擋和第二軸的中心距AA,,mz13z152=638162=162mm計(jì)算倒擋傳動比iz2z15z13倒z1z14z15=321638241016=5.07查表得·0.40，0.40 13 14分度圓直徑dzm=38×6=228mm13 13dzm10×6=60mm14 14dzm16×6=96mm 15 15齒頂高h(yuǎn)h*m3.6mma13 a 13hh*m=3.6mm a14 a 14hh*m=8.4mm a15 a 15齒根高h(yuǎn)hcm=9.9mm f13 a 13hhcm=9.9mm f14 a 14hhcm=5.10mmf15 a 15齒全高h(yuǎn)hh=13.5mma13 f13齒頂圓直徑dd2h=235.2mm a13 13 a13dd2h=67.2mma14 14 a14dd2h=112.8mma15 15 a15齒根圓直徑dd2h=208.2mmf1313f13dd2h=40.2mm f14 f14 f14dd2h=85.8mm f15 f15 f15（6）確定副變速箱低速擋齒輪的齒數(shù)取Z=17，齒輪為斜齒輪。19低速檔傳動比為iZ17Z18副Z16Z19為了求Z，Z的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Z，初選=25°18 19 h 1819斜齒Z2Acos1819 h mn=2154cos25=55.8取6整為56即Z=Z-Z=56-17=39 18 h 19對齒輪進(jìn)行角度變位：端面嚙合角：ttan=tan/cos=0.402 t n 18-19=21.89t嚙合角,：tcos,=Aocos=0.931 tA t,=21.39t變位系數(shù)之和z18z19invt,invtn 2tann=0.28查變位系數(shù)線圖得：uz182.290.400.12 z19 19 18 n 19計(jì)算精確值：18-19A=mnZh24.62 2cos18-19 1819計(jì)算一擋齒輪18、19參數(shù)：分度圓直徑d18mnz18/cos18-1939/cos24.62°=214.52mm=5×dmz/cos=5× 19 n19 18-1913/cos24.62°=93.51mm齒頂高h(yuǎn)hym=2.45mm a18 an 18 n nhhym=5.05mma19 an 19 n n式中：y（AA）/m=（154-154.53）/5=-0.11 n 0 nyy=0.28+0.11=0.39nnn齒根高h(yuǎn)hcm=6.85mm f18 an 18 nhhcm=4.25mmf19an19n齒全高h(yuǎn)hh=9.30mma18 f18齒頂圓直徑dd2h=219.42mma18 18 a18dd2h=103.61mma1919a19齒根圓直徑dd2h=200.82mmf18 18 f18dd2h=85.01mm（7）確輪的齒數(shù)（=25）16-17求出常嚙合傳動齒輪的傳動比Z17iZ19 Z16 副Z18=3.8117=1.6639常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即AmnZ16Z172cos1617ZZ2Acos1617 16 17 mn=2154cos255=55.8得Z，Z取整為Z，Z，則：iZZ=3539=3.82≈3.81 g副 1919161817ZZ1721對常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距AmnZ16Z17=154.53mm o 2cos1617端面壓力角tan=tan/cos=0.407 t n 1617=21.89°t端面嚙合角cos,Aocos tA t,21.39t變位系數(shù)之和z16z17invt,invtn 2tann=2135inv21.39inv21.892tan20=0.28查變位系數(shù)線圖得：0.30.280.30.0217計(jì)算精確值24.621617常嚙合齒輪參數(shù)：分度圓直徑dz16mn=115.51mm16cos1617dz17mn=192.52mmcos1617齒頂高 hhym = a16 an 16 n n（1+0.31+0.29）×5=4.55mmhhym=（1-0.67+0.29） a17 an 17 n n×5=2.95mm式中：y（AA）/m=（96-96.28）/5=-0.07 n 0 nyy=-0.36+0.07=-0.29n n n齒根高 hhcm = f16 an n 16 n（1+0.25-0.31）×5=4.75mmhhcm=（1+0.25+0.67）f17ann17n×5=6.35mm齒全高h(yuǎn)hh=9.30mma16 f16齒頂圓直徑dd2h=124.61mma16 16 a16dd2h=198.42mma1717a17齒根圓直徑dd2h=106.01mmf16 16 f16dd2h=179.82mm f17 17 f173.8本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R計(jì)算出主減速器的傳動比，然后計(jì)算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計(jì)算各擋傳動比，同時(shí)對各擋齒輪進(jìn)行變位。第第4章齒輪校核4.1齒輪材料的選擇原則滿足工作條件的要求不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。合理選擇材料配對如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料?？紤]加工工藝及熱處理工藝變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：m3.5時(shí)滲碳層深度0.8～1.2法m3.5時(shí)滲碳層深度0.9～1.3法m5時(shí)滲碳層深度1.0～1.3面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這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(xì)化材料晶面粒。4.2計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機(jī)最大扭矩為1025N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。第一軸：T=T=1025×98%×96%=964.32N.m1 emax離承中間軸：T=T1承齒i21=964.32×96%×99%×32/24=1221.299N.m第二軸：T=Ti=1221.99×0.96×0.99×39/17=2664.34N.m2承齒1112T=Ti=1221.99×0.96×0.99×37/21=202承齒91046.24N.mT=Ti=1221.99×0.96×0.99×34/24=162承齒7845.29N.mT=Ti=1221.99×0.96×0.99×31/27=13 310 2承齒5633.44N.mT=Ti=1221.99×0.96×0.99×28/29=11 311 2承齒3421.33N.mT=T=1221.99×0.96=1173.11N.m 312 2承第二軸是主變速器輸出軸也是副變速器輸入軸。第二中間軸軸：T=Ti=2664.34×0.96×0.99×35/21=422 51 37承齒16170.31N.mT=Ti=2046.24×0.96×0.99×35/21=324 52 38承齒16171.56N.mT=T39承齒i1617=1645.29×0.96×0.99×35/21=260536.14N.mT=Ti=1333.44×0.96×0.99×35/21=21 54 310承齒161712.17N.mT=Ti=1121.33×0.96×0.99×35/21=17 55 311承齒161776.19N.mT=Ti=1173.11×0.96×0.99×35/21=18 56 312承齒161758.21N.m第三軸：T=Ti=4220.31×0.96×0.99×39/17=9200.28N.m51承齒1819T=Ti=3241.56×0.96×0.99×39/17=7052承齒181966.6N.mT=Ti=2606.14×0.96×0.99×39/17=5653承齒181981.39N.mT=Ti=2112.17×0.96×0.99×39/17=4654承齒181904.53N.mT=Ti=1776.19×0.96×0.99×39/17=3855承齒181972.09N.mT=Ti=1858.21×0.96×0.99×39/17=4056承齒181950.90N.m倒檔軸：T=Ti=1221.99×0.96×0.99×16/10=1858.21N.m7 2承齒14154.3輪齒強(qiáng)度計(jì)算4.3.1．輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算1、倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力w圖4.1齒形系數(shù)圖2TgKKfwm3zKyc式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）；T—計(jì)載荷（N.mm）；gK—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取K=1.65； K—摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動齒輪K=1.1，f從動齒輪K=0.9；b—齒寬（m）；m—模數(shù)；y—齒形系數(shù)，如上圖4.1當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。計(jì)算倒擋齒輪13，14，15的彎曲應(yīng)力z=38，z=10，z=16，y=0.161，y=0.141，y=0.11， 13 14 15 13 14 15T=1858.21N.m，T=1221.99N.m 倒 22T倒KKfw11m3z13Kcy1321858.211.650.910363387.00.161=418.96MPa<400～850MPa2T2KKfw12m3z14Kcy14=21221.991.651.110363107.00.141.=681.09MPa<400～850MPa（2T2Z15/Z14）KKfw13m3z15Kcy15=2（1221.9916/10）1.650.910363167.00.11=714.30MPa<400～850MPa2、斜齒輪彎曲應(yīng)力w2TgcosKwzmn3yKcK式中：T—計(jì)算載荷（N·mm）；m—向模數(shù)（mm）；nz—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角（°）；K—應(yīng)力集中系數(shù)，K=1.50；y—齒形系數(shù)，可按當(dāng)齒數(shù)zzcos3在圖中查得；nKc—齒寬系數(shù)K=7.0K—重合度影系數(shù)，K=2.0。當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時(shí)，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。（1）計(jì)算七擋齒輪11，12的彎曲應(yīng)力，z=39，z=17，，y=0.118，y=0.155，T664.4N.m， 11 12 11 12 37T=1221.99N.m，=24.62°，K=7.0 2 1112 c2T37cos1112Kw11zm3yKKn11c=22664.34cos24.62。1.5010339530.1187.02.0=204.13MPa<100～250MPa2T2cos1112Kw12zm3yKKn12c=21221.99cos24.62。1.5010317530.1557.02.0=198.65MPa<100～250MPa（2）計(jì)算八擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力，z=37，z=21，y=0.18，y=0.15，T2046.4N.m， 9 10 9 10 38T=1221.99N.m，=19.68°，K=7.0 2 910 c2T38cos910Kw9zm3yKKn9c=22046.24cos19.68。1.5010337530.187.02.0=179.35MPa<100～250MPa2T2cos910Kw10zm3yKKn10c=21221.99cos19.68。1.5010317530.157.02.0=214.65MPa<100～250MPa（3）計(jì)算九擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力z=34，z=24，y=0.141，y=0.142，T=1645.29N.m， 7 8 7 8 39T=1221.99N.m，=19.68°，K=7.078 c2T39cos78Kw7zm3yKKn7c=21645.29cos19.68。1.5010334530.1417.02.0=158.71MPa<100～250MPa2T2cos78Kw8zm3yKKn8c=21221.99cos19.68。1.5010324530.1427.02.0=165.82MPa<100～250MPa（4）計(jì)算十擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力z=31，z=27，y=0.150，y=0.157，T=1333.44N.m， 5 6 5 6 310T=1221.99N.m，=19.68°，K=7.0 2 56 c2T310cos56Kw5zm3yKKn5c=21333.44cos19.68。1.5010331530.1507.02.0=117.92MPa<100～250MPa2T2cos56Kw6zm3yKKn6c=21221.99cos19.68。1.5010327530.1577.02.0=118.54MPa<100～250MPa（5）計(jì)算十一擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力z=28，z=29，y=0.142，y=0.118，T=1121.33N.m，4 3 4 311T=1221.99N.m，=22.28°，K=7.034 c2T311cos34Kw3zm3yKKn3c=21121.33cos22.28。1.5010328530.1427.02.0=97.82MPa<100～250MPa2T2cos34Kw4zm3yKKn4c=21221.99cos22.28。1.5010329530.1187.02.0=123.66MPa<100～250MPa（6）計(jì)算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力z=24，z=32，y=0.153，y=0.113，T=964.32N.m， 1 2 1 2 1T=1221.99N.m，=24.62°，K=6.02 12 c2T1cos12Kw1zm3yKKn1c=2964.32cos24.62。1.5010324530.1536.02.0=103.63MPa<100～250MPa2TcosK 2 12w2zm3yKKn2 c=21221.99cos24.62。1.5010332530.1536.02.0=133.35MPa<100～250MPa4.3.2輪齒接觸應(yīng)力j j0.418bdcosTgE 1z1b（4.3）cos式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；jT—計(jì)算載荷（N.mm）；gd—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）；E—齒輪材料的彈性模量（MPa）；b—齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)；、—主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪z brsin、brbsin，斜齒輪zrzsincos2、brbsincos2；r—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。z b將作用在變速器第一軸上的載荷T/2作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表.1。彈性模量E=20.6×104N·mm，齒寬bKm表4.1變速器齒輪的許用接觸力齒齒輪MPaj滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700計(jì)算七擋齒輪11，12的接觸應(yīng)力T=2664.34N.m，T=1221.99N.m，z39，z17， 37 2 11 1224.6211