中间轴式变速器项目设计方案

1 中间轴式变速器 项目设计方案 1 概述 项设计题目，任务与分析 计题目：微型面包车变速器 设计变速器形式：中间轴式五档变速器 设计参数：满载质量 整备质量 最高车速 发动机最大功率 发动机最大转矩 车轮滚动半径 主减速比 传动系机械效率取 计要求： （ 1）画出手动机械式变速器的总装配图（ 1 号或 0 号图纸）； （ 2）画出所有手动机械式变速器 内零部件图纸（需要标注装配尺寸、配合公差与明细栏，撰写装配技术要求等）； （ 3）选取、设计和确定手动机械式变速器内各零部件结构、尺寸等，能实现所设计零部件的相关功能要求； （ 4）校核手动机械式变速器内的关键零部件。 计功用分析 现代汽车采用的活塞式内燃发动机转矩变化范围较小，不能适应汽车在各种条件下阻力变化的要求，因此在汽车传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速器。变速器不但可以扩大发动机传动到驱动轮上的转矩和转速的变化范围，以适应汽车在各种条件下行驶的需要，而且能在保持发动机 转动方向不变的情况下，实现倒车，还能利用空档暂时的切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。 速器的功用 （ 1）改变转速比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，比如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作 ; 2 （ 2）在发动机旋转方向不变的 情况 下，使汽车能倒退行驶 ; （ 3）利用空档，中断动力 传递 ，以使发动机能够启动、怠速，并变速器换挡或进行动力输出。 因此变速箱通常还设有倒挡，再不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设有空档，在滑行或者停车时发 动机和传动系统能保持分离。变速器还应能进行动力输出。 为了保证变速器具有良好的工作性能，设计变速器必须满足以下的条件和基本要求： （ 1） 应该合理的选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性； （ 2） 工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档，脱档和换挡冲击等现象发生；此外，还不允许出现误挂倒挡的现象； （ 3）操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度； （ 4）传动效力高、噪音小。为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接挡。此外，合理的齿轮形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减少噪声的有效措施； （ 5）结构紧 凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本低； （ 6）制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长； （ 7）贯彻零件标准化、部件通用化以及总成系类化等设计要求，遵守有关标准规定； （ 8）需要时应设置动力输出装置。 速器主要参数的选择与计算 本次专项设计是在已知主要整车数据参数的情况下进行设计，已知的主要汽车整体参数如表 1示： 中： km/h）； n r/; r 已知：最高车速 105Km/h；最高档为超速挡，传动比 1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 165/70 到 r =（ 165*+（ 13*）=动机转速 n = 3800r/公式得到主减速器传动比计算公式： 800* ui 3 表 1整车主要参数 发动机最大功率 45轮型号 165/70 动机最大转矩 85N*M 最高车速 105km/h 最大功率时转速 5600r/载质量 1620大转矩时转速 3800r/备质量 995 变速器的方案设计 动 方案 和零部件方案 确定 动方案确定 此次设计的汽车是微型面包车，微型面包车大多为发动机中置，后轮驱动，采用中间轴式变速器，变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第二轴前端经轴承支撑在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将他们连接后可得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达 到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的使用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。中间轴式变速器的缺点为在除直接挡以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低。 本次专项设计采用如图 1示的中间轴式五档变速器传动方案 图 1间轴式五档变速器传动方案 此方案倒挡采用直齿轮传动，其余前进档均采用常啮合齿轮传动，其余档位换挡方式采用同步器，同步器选用锁环式同步器。 4 图 1挡布置方案 、部件结构 方案 分析 轮形式 变速 器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等有点；缺点是制造时复杂，工作时有轴向力，这对轴不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于倒挡。 挡机构形式 倒挡采用直齿滑动齿轮换挡，其余档位换挡方式采用同步器。 速器轴承 作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或者其他部位的地方以及齿轮与轴做不固定连接处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱滚 子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。至于何处应当采用何种形式的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 汽车变速器有结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承结构受到限制，常在布置上有困难。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般采用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 620 滚针轴承、滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动 效率高、径向配合间隙小、定位及 5 运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大、易磨损、间隙增大后影响齿轮的定位和运转进度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。 速器主要参数 的选择 数 此次专项设计的目标为微型面包车，满载质量为 1620用五档变速器。 动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值。最高档通常是直接挡，传动比为 的变速器最高档为超速挡，传动比为 响最低档传动比选取的因素有：发 动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着能力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在 间，此次研究目标为微型面包车，属于乘用车范围，我们小组选取的传动比为 低档传动比 计算 一档传动比应该满足最大驱动力用于克服车胎与路面的滚动阻力以及最大爬坡力 m a x*m a x * * r 已知： 85N*M； r r = 0i 0i = 1620* 车变速器为有级机械变速器传动系，其传动效率可 取为 次取 ， f 为滚动阻力系数，假设为一班的沥青或者混凝土路面，取f =i 为坡度阻力，此次选取道路为山岭重丘区，道路坡度为 9%， i = 代入公式可得： 0 00*85 6 20 6 根据车轮与路面的附着 条件则 20m a x Gr r 为附着系数，它是由轮胎与路面决定的。在良好的混凝土或者沥青路面上，路面干燥时 值为 面潮湿时为 设路面情况为干燥的混凝土路面， 为 =2G =995 代入公式可得 000*85 951 由于本车型为微型面包车且无超速挡，一档初选传动比不用过大，取 1 他各档 传动比 初选 各档传动比为等分配原则： 54433221 1 q 为常数，也就是各档之间的公比，一般认为 q 不宜大于 以 q= 理 i ， i ， 5i = 心距 A 的 确定 文中设计为中间轴式变速器，初选中心距可以根据经验公式计算 3 1m ax A 变速器中心距（ 中心距系数，乘用车 发动机最大转距 =85（ 1i 变速器一档传动比为 7 g 变速器传动效率，取 96%。 将其中各参数代入公式 3 1m ax 可得 3 5* )A 乘用车变速器的中心距的变化范围为 6080选 A=67 形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。 影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸为（ A。 轴向尺寸范围为 201 轮参数 选择 数 齿轮模数选取的一般原则： （ 1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； （ 2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； （ 3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数； （ 4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些。 对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器用齿轮模数的范围见表 2 2速器常用齿轮模数 车型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最 大总质量 t V V 模数 选车型为微型面包车，属于乘用车，排量小于 所选模数值应符合国家标准 1357规定，选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。 汽车变速器常用的齿轮模数（摘自 1357 表 2车变速器常用的齿轮模数 第一系列 8 0 5 第二系列 从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应该选用不同的模数。在少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。 综合考虑文中设计齿轮模数选择为 初选齿轮模数 m= 齿轮法向模数 力角 齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降 低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯曲强度和表面接触强度。 理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用 15、 16、小些的压力角；实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、 25、30等，但普遍采用 30压力角。 本次专项设计为了便于进行角度变位，全部选用标准压力角 20。 旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因 而工作平稳、噪声降低。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。如图 2示 图 2间轴轴向力的平衡 欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： 222111 F 为使两轴向力平衡，必须满足： 2121 9 式中： 21 F 作用在中间轴承齿轮 1、 2 上的轴向力； 21 F 作用在中间轴上齿轮 1、 2 上的圆周力； 21 齿轮 1、 2 的节圆半径； T 中间轴传递的转矩。 最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或者齿数和不同等原因而造成的中 心距不等的现象得以消除。 斜齿轮螺旋角可以在下面提供的范围内选用 乘用车变速器中间轴式变速器 22 34 宽 b 齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。 选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。 选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数 m（大小来选定齿宽 b ,b =直齿 c ， 齿宽系数，取 为 斜齿 ， 为 b 为齿宽（ 采用啮合套或者同步器换挡害死，其接合齿的工作宽度初选时可取为 24一轴常啮合齿轮副的齿宽系数 取得大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。 档齿轮齿数的分配 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速 器的传动及各部件如图 2示 10 图 2速器传动示意图 1 第一轴 2 第一轴常啮合齿轮 3 第一轴齿轮接合齿圈 4 五档同步器锁环 5、 12、 20 结合套 6 四档同步器锁环 7 四档同步器接合齿圈 8 第二轴四档齿轮 9 第二轴三档齿轮 10 三档齿轮接合齿圈 11 三档同步器锁环 13、 24、 35 花键毂 14 二档同步器锁环 15 二档齿轮接合齿圈 16 第二轴二档齿轮 17 第二轴一档齿轮 18 一档齿轮接合齿圈 19 一档同步器锁环 21 倒档档齿轮接合齿圈 22 第二轴倒档齿轮 23 第二轴 25 中间轴倒档齿轮 26 中间轴 27 倒档轴 28 倒档中间齿轮 29 中间轴一档齿轮 30 中间轴二档齿轮 31 中间轴三档齿轮 32 中间轴四档齿轮 33 中间轴常啮合传动齿轮 34 变速器壳体 . 1） 一档 齿数 的确定 一档传动比为 3171 zz 如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿数和 一档齿数和，直齿斜齿 nh 9中间轴上 小齿轮 的最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。乘用车中间轴式变速器一 档齿轮的齿数 29z =1517，本设计选取 29z =15，初选 2229， 5.2 代入公式得到 2c o s*67*2 1 取整得到 50，则 35155017 z 对中心距 因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距 A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。 hn 把已知内容代入可得 o s*250*=68 2）常啮合 齿轮传动 齿轮副的 齿数确定 22933171 zz 而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即： 332917c ( n 已知各参数如下： 68,15,35,34,91733 n 代入可得 34c o s*2 )(*32 3171 zz 求解后取整可得 152Z , 3233Z ， 9 7 5351 组数据可取。 3） 二档 齿数 的确定 已知： 8, n 由式子 30216332 zz 33223016 12 30 3016 n 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须 满足下列关系式： )1(t a nt a z 联解上述三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得： 30,20,22 163030 ， 4） 三档齿数的确定 已知： 8, n 由式子 3323319 31319( n )1(t 19332 23133 z 联解上式三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得： 26,25,22 93131 5） 四档齿数的确定 已知： 8, n 由式子 3324328 32328( n 13 )1(t z 联解上述三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得： 21292483232 5 4 6） 倒档齿数的确定 5.2初选 2228 z （ 21间， 25z 小于 29z 取为 14， 22z 为 33 不发生运动接触所以合适。 中间轴与倒档轴之间的距离的确定： 45)2214(21 2528 n 取整 45 二轴与倒档轴之间的距离确定： 233(21 2822 n 速器齿轮的变位 采用变位齿轮的原因： （ 1）配凑中心距； （ 2）提高齿轮的强度和使用寿命； （ 3）降低齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。 变位系数的选择原则： （ 1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数； （ 2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数； （ 3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度 越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。 14 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。本设计采用角度变位来调整中心距。 1）一档齿轮的变位 已知条件： 一挡 齿轮变位后参数 ： 角度变位后的 端面压力角 ： tt端面 啮合角 ：AA c c 解得 n 查表得变位系数和： = 2=nn y - ）二档齿轮变位后 参数 角度变位后的端面压力角 ： t 面啮合角：AA c c 解得 n 查表得变位系数和： =2=nn y - ）三档齿轮变位后参数： 角度变位后的端面压力角 ： t 面啮合角：AA c c 解得 n 查表得变位系数和： =2=15 y - ） 四档齿轮变位后参数： 角度变位后的端面压力角 ： t n 所以 端面啮合角：AA c c 解得 n 查表得变位系 数和： = = 2 =nn y - ）五档齿轮变 位后参数： 角度变位后的端面压力角 ： t 面啮合角：AA c c 解得 n 查表 得变位系数和： =2=y - ）倒 档齿轮变位后参数： 角度 变位 后的端面压力角 ： 20查表 得变位系数和： =0 1= 2= 3=nn 0 3 齿轮参数选择 档齿轮参数 一挡 齿轮 变位后参数 ： 角度 变位 后的端面压力角 ： tt=16 端面 啮合角 ：AA c c 解得 查表得变位系数和： =0. 31 1= 2= y - 度圆直 径 : 1717 m m n =40齿顶高 17na ( 1* = 29 2* ) 齿根高17 * *c 29 * *c - 2 ) 齿高 17h=177 29h=299顶圆直径 ：1721717 aa = 292929 2 aa =根圆直径 ：1717 217 ff = 2929 229 ff =量齿数 1717z = 29= 329z =档 齿轮 变位后参数： 角度变位后的端面压力角 ： t端面 啮合角 ：AA c c 解得 查表得变位系数和： = = 2 = y - 度圆直径 : 1616 m mn= 顶16ah=na ( 1* = 30 2* )17 齿根高16 *c 30 *c - 2 )齿高 16h= 30h=顶圆直径 ：16 16 162d h= 303030 2 aa =根圆直径 ：161616 2 ff = 303030 2 ff =量齿数 163z = 30= 34z =档齿轮 变位 后参数： 角度变位后的端面压力角 ： t端面 啮合角 ：AA c c 解得 查表得 变位 系数和： = = 2 =nn y - 度圆直径 : 99 m mn=顶高9ah na ( 1* = 31 2* )根高9 *c 31 *c 齿高9h= 31h=顶圆直径 ：999 2 = 313131 2 =根圆直径 ：999 2 ff = 313131 2 ff =量齿数 99z = 31= 331z =档齿轮 变位 后参数： 角度变位后的端面压力角 ： t 18 端面啮合角：AA c c 解得 查表得变位系数和： = 2=nn y - 度圆直径 : 88 m mn=高 8ah=na ( 1* = 32 2* )根高8 *c - 1 ） 32 *c 齿高 8h= 32h=顶圆直径 ：888 2 = 323232 2 =根圆直径 ：888 2 ff = 3232 232 ff =量齿数 88z = 32= 332z =档齿轮 变位 后参数： 角度变位后的端面压力角 ： t端面 啮合角 ：AA c c 解得 查表得变位系数和： = 2=nn y - 度圆直径 : 22 m mn=顶高2na ( 1* = 33( 2* ) 根高2 *c 33 *c 19 全齿高 2h = 33h=顶圆直径：222 2 =333333 2 =根圆直径：222 2 ff = 333333 2 ff =量齿数 22z = 33= 333z = 档齿轮变位后参数： 角度变位后的端面压力角 ： 20 查表得变位系数和： =0 1= 2= 3=nn 0 y - 0 分度圆直径 : z =525 z=35828 z=55高 22ah=na ( 1* = 2* )8ah=na ( 3* =根高22 *c 25 *c 8 *c 齿高 22h = 25h= 28h=顶圆直径 ：222222 2 = 252525 2 =82828 2 =根圆直径 ：222222 2 ff = 252525 2 ff =82828 2 ff =20 轮的校核 轮的损坏形式 变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿 折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。 轮加工方法及材料 与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工 ，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7级。 国内汽车常用的变速器齿轮材料有 202015025 28 碳齿轮的表面硬度为 5863部硬度为 3348 本次设计中齿轮的材料选用 20般设计中轴与齿轮的材料选取应相同，所以此次设计中轴的材料也选用 20 计算各轴的转矩 发动机最大转矩为 85N m，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 轴 1T =承离 59 9%96%=间轴 2T =2331 承 =6%99%3 2/15= 轴 一挡2917231 承 =5/15=挡3016232 承 =0/20=挡319233 承 =6/25= 挡328234 承 =1/29=挡齿承 235 =挡252222 )( 承倒 =（ 33/14= 齿轮弯曲强度 计算 斜齿轮弯曲应力w 21 式中：计算载荷（ N 法向模数（ z 齿数； 斜齿轮螺旋角（）； K 应力集中系数，K= y 齿形系数，可按当量齿数 3n 在图中查得； 齿宽系数 K 重合度影响系数，K= 当计算载荷乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180 350货车为 100 250 图 3形系数图 （ 1）计算一挡齿轮 17， ,29的弯曲 应力 9w ， 10w 39109319 c o = 2 3 6 3 . 2 2 c o s 2 2 1 . 5 0 31033 5 2 . 5 0 . 1 4 0 7 . 0 2 . 0 22 =80 350 0310109210 c o = 332 1 6 3 . 7 9 c o s 2 2 1 . 5 0 101 5 2 . 5 0 . 1 5 6 7 . 0 2 . 0 =80 350 2）计算二挡齿轮 16,30的弯曲应力 3787327 c = 。 332 2 3 3 . 5 c o s 2 2 1 . 5 0 103 0 2 . 5 0 . 1 3 6 7 . 0 2 . 0 =80 350 388728 c = 。 332 1 6 3 . 7 9 c o s 2 2 1 . 5 0 102 0 2 . 5 0 . 1 5 4 7 . 0 2 . 0 =80 350 3）计算三挡齿轮 9,31 的弯曲应力 3565335 c = 。 332 1 6 1 . 8 9 c o s 2 2 1 . 5 0 102 6 2 . 5 0 . 1 6 4 7 . 0 2 . 0 =80 350 366526 c = 。 332 1 6 3 . 7 9 c o s 2 2 1 . 5 0 102 5 2 . 5 0 . 1 3 4 7 . 0 2 . 0 =80 350 4）计算四挡齿轮 8,32的弯曲应力 3343343 c o 23 = 。 332 1 1 2 . 7 2 c o s 2 4 1 . 5 0 102 1 2 . 5 0 . 1 8 0 7 . 0 2 . 0 =80 350 34424 c = 。 332 1 6 3 . 7 9 c o s 2 4 1 . 5 0 102 9 2 . 5 0 . 1 7 8 7 . 0 2 . 0 =80 350 5）计算常啮合齿轮 2,33的弯曲应力 312111 c = 。 332 8 0 . 7 8 4 c o s 3 4 1 . 5 0 101 5 2 . 5 0 . 1 7 8 6 . 0 2 . 0 =80 350 32222 c 。 332 1 6 3 . 7 9 c o s 3 4 1 . 5 0 103 2 2 . 5 0 . 1 6 9 6 . 0 2 . 0 =80 350 6）倒档直齿轮弯曲应力w 式中：w 弯曲应力 （ 计算载荷 （ K 应力集中系数 ，可近似取K= 摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方 向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮动齿轮 b 齿宽 （ m 模数； 24 y 齿形系数，如图 3 当计算 载荷、倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400 850车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的 许用应力 应取下限。 计算倒挡齿轮 22,25,28 的弯曲应力 11w ， 12w ， 13w 11z =33， 12z =14， 13z =22， 11y =12y =y 13=倒T =T =1113112 倒 332 3 4 8 . 7 3 1 . 6 5 0 . 9102 . 5 3 3 8 . 0 0 . 1 3 0 =00 8502123212 2 = 332 1 6 3 . 7 9 1 . 6 5 1 . 1 102 . 5 1 4 8 . 0 0 . 1 4 =00 85031331213213 /2 ）（ = 332 （ 1 6 3 . 7 9 2 2 / 1 4 ） 1 . 6 5 0 . 9 102 . 5 2 2 8 . 0 0 . 1 1 2 = 00 850 轮齿接触 应力 j 11c o sc o j 轮齿 的接触应力 （ 计算 载荷 （ ； 25 d 节圆直径 ( 节点处压力角（）， 齿轮螺旋角（）； E 齿轮 材料 的弹性模量（ b 齿轮 接触 的实际宽度 ( z 、 b 主、从动齿轮节点处的曲率半径 (直齿轮 r 、 r ， 斜齿轮 2c o ss r 、 2c o ss r ； 主、 从动齿轮 节圆半径 ( 将作用在 变速器 第一轴上的载荷 2/速器齿轮的许用接触应力j见表 弹性模量 E =04 N齿宽表 3速器 齿轮的许用接触应力 齿轮