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商用 汽车 变速器 设计

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车辆工程专业课程设计设计任务书机械与汽车学院 班级 ：07车辆三班 姓名：蔡雪涛一设计任务：商用汽车变速器设计二基本参数： 三设计内容主要进行变速器总成设计，设计的内容包括：1查阅资料、调查研究、制定设计原则2根据给定的设计参数(发动机最大力矩，传动系传动比，驱动轮类型与规格，汽车总质量和使用工况)，选择变速器总成的传动方案及零部件方案，设计出一套完整的变速器装置，设计过程中要进行必要的计算。3变速器结构设计和主要技术参数的确定（1）主要参数的选择和计算中心距，外形尺寸，齿轮参数（2）主要零部件的设计与计算齿轮强度计算，轴的强度计算，（3）操纵机构设计3绘制装配图及主要零部件的零件图四设计要求 1变速器总成的装配图，1号图纸一张。装配图要求表达清楚各部件之间的装配关系，标注出总体尺寸，配合关系及其它需要标注的尺寸，在技术要求部分应写出总成的调整方法和装配要求。2主要零部件的零件图，3号图纸4张。要求零件形状表达清楚、尺寸标注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技术要求应标明对零件毛胚的要求，材料的热处理方法、标明处理方法及其它特殊要求。3编写设计说明书。五设计进度与时间安排本课程设计为3周 明确任务，分析有关原始资料，复习有关讲课内容及熟悉参考资料0.5周。 设计计算 1.0周 绘图 1.0周 编写说明书、答辩 0.5周六、主要参考文献1成大先 机械设计手册（第三版）2汽车工程手册 机械工业出版社3陈家瑞 汽车构造（下册） 人民交通出版社4王望予 汽车设计机械工业出版社5余志生 汽车理论 机械工业出版社七注意事项（1）为保证设计进度及质量，设计方案的确定、设计计算的结果等必须取得指导教师的认可，尤其在绘制总布置图前，设计方案应由指导教师审阅。图面要清晰干净；尺寸标注正确。（2）编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通达，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点部分，应有分析论证，要能反应出学生独立工作和解决问题的能力。（3）独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或雷同按不及格处理。八成绩评定成 绩 内 容 优良中及格不及格出勤情况（20%）设计方案（20%）性能计算（20%）图纸质量（20%）说明书质量（20%）评 语总 成 绩指导教师注意：此任务书要妥善保管，最后要装订在设计说明书的第一页，如有丢失，后果自负。 机械式变速器设计一、 传动方案和零部件方案的确定根据题目给定的参数和总体设计结果可以确定，作为一辆前置后轮驱动的货车，毫无疑问应该选用中间轴式多挡位机械式变速器。（一）、传动方案初步确定1)、变速器第1轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第2轴前端经轴承支撑在第1轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的（1挡）采用滑动直齿齿轮传动。2）、倒挡利用率不高，而且都是在停车后再挂入倒挡，因此可以采用直齿滑动齿轮作为换挡方式。（二）、零部件结构方案1、 齿轮形式齿轮形式为直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。变速器的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。2、 换挡机构形式此变速器换挡机构有直齿滑动齿轮和同步器换挡两种形式。此变速器1挡、倒挡采用轴向滑动直齿齿轮换挡。2挡以上都采用同步器换挡，能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。3、 变速器轴承变速器第1轴、第2轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴上齿轮工作时产生轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。 滚动轴承、滑动轴套用于齿轮与轴不固定连接，有相对转动的地方，比如高挡区域同步器换挡的第2轴齿轮与第2轴的连接，由于滚针滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合，在不影响齿轮结构的情况下，应尽量使用滚针轴承。（二） 主要参数的选择和计算计算需要的相关数据：最高车速：=100Km/h；发动机最大功率转速=2200r/min发动机最大转矩转速=1278r/min车轮滚动半径r=0.4628m 发动机最大输出转矩=754 Nm变速器的传动效率=95%货车的最大质量=8930kg1、 先确定最小传动比= 汽车最高车速时变速器的传动比最小，则根据公式 式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最小传动比 主减速器传动比发动机最大功率转速=2200r/min车轮滚动半径r=0.4628m 最高车速：=100Km/h；代入数据，得到 =3.818为了满足足够的动力性能，还需要校核最高挡动力因数一般中型货车最高挡动力因数取值范围为0.040.08G（n）A()（km/h）8930kg*9.80.950.94.49100代入数值，得到=0.04541 满足最高挡动力因数兼顾燃油经济性要求。此变速器最高挡为直接挡=1，则=3.818，该车采用单级主减速器，主减速器传动比7,满足要求。2） 确定最大传动比确定最大传动系最大传动比，要考虑三方面问题，最大爬坡度或1挡最大动力因数、附着力和汽车最低稳定车速。1、传动系出最大传动比通常是变速器1挡传动与主减速器传动比的乘积，即当汽车爬坡时车速很低，可以忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为 各表达式展开则 其中爬坡度为30%，即fr(m)（Nm）0.90.023.8180.4628754代入数据得到 4.5392）、1挡传动比还应满足附着条件 对于后轮驱动汽车，最大附着力有如下公式式中：为后轴质量，670%。将以上两式联立，得到 代入数据，得到 8.3287取=5.00传动系的最大传动比=19.093）验证货车的最低稳定速度 发动机的最低转速n=700r/min得到贷车的最低稳定速度=6.4kmh 符合要求；（一） 挡位数确定在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡位数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，换挡容易进行。在确定汽车最大和最小传动比之后，应该确定中间各挡的传动比。实上上，汽车传动系各挡传动比大体上是按照等比级数分配的。因此，各挡传动比的大致关系为式中：q为各挡之间的公比。当挡位数为n时，有对于本变速器，挡位数暂定为4，则=1.711.8一般挡数的选择要求如下：1） 为了减小换挡难度，相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。2） 高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。所以，变速器各挡位的传动比可以确定如下：=5.00 =2.92 =1.71 =1单级主减速器传动比=3.818经初步验证，满足题目要求。（二） 中心距A对于中间轴式变速器，中间轴与第2轴之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当保证轮齿有必要的接触强度来确定。初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算式中：为中心距系数，货车为=8.6-9.6,取=9.0为变速器传动效率，取95%。=754 Nm=5.100=137.699mm货车的变速器中心距在80-170mm范围内变化,满足要求。（三） 外形尺寸4挡变速器壳体的轴向尺寸取2.7A，取整得L=372mm（四） 齿轮参数1、 模数的选取对于货车，减少质量比减少噪声更重要，因此模数应选得大些，同时减小齿宽。另外，低挡齿轮选用大一些的模数，其他挡位选用另一种模数。中型货车 ，接合齿模数取值范围3.5-4.5遵照以上原则，本变速器1挡直齿齿轮m=6.00mm,其余挡位斜齿轮=5.00mm啮合套和同步器的结合齿多数采用渐开线齿开，由于工艺上的原因，同一变速器的接合齿模数相同。其取值范围如下表：接合齿模数取值乘用车中型货车重型货车2.03.52.03.53.55.0选取较小的模数可以使齿数增加，有利于换挡。在此取m=3mm。2、压力角遵照国家规定取齿轮压力角为，啮合套或同步器的压力角为。3、螺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。从提高高挡齿轮的接触强度和重合度出发，应当选用大一些的螺旋角。斜齿轮螺旋角选用范围为货车变速器是1826初选螺旋角26。4、 齿宽1挡第1轴常啮合直齿齿轮宽度取=86=48mm1挡第2轴常啮合直齿齿轮宽度取=75=35mm其余斜齿轮宽度取mm5、 齿轮变位系数的选择原则对于高挡齿轮，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。对于低挡齿轮，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。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。6、 齿顶高系数齿顶高系数取值为1.07、 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距A、齿轮模数m和螺旋角以后，可以根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮齿数。下面以4挡变速器图示来进行齿数分配。 4挡变速器示意图挡位传动比5.002.921.711（1） 确定1挡齿轮的齿数1挡传动比 和齿数和：直齿取整得46取=13，则1挡大齿轮齿数为=（2） 对中心距A修正因为一般计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变化系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A为各挡齿轮分配的依据。修正后得（3） 确定常啮合传动齿轮副的齿数。根据式得（1）常啮合传动齿轮、中心距和1挡齿轮的中心距相等，即解得=62.017（2）联立（1）、（2）两式解得=16.7 取整得=17 =33核算传动比 则齿数分配合适。由，得到= （2）确定其他各挡齿轮的齿数2挡齿轮齿数。2挡齿轮为斜齿轮，螺旋角与常啮合轮不同。，即=，（3） ，（4）另外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下式解得 暂取=18 最小只能取到18把代入（4），联立（3）式，得到=1.504解得=28.75，取=20.96 取整为20 =31.53 取整为31核算传动比= 取=31时， 与2.92相差不大，满足要求。算出精确的螺旋角 满足要求3挡齿轮齿数计算，即， ，另外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下式 =20.65所以，=得到=27.46 取整 27 ，则=25核算传动比= ，满足要求，故齿数合理。求精确： ，符合要求。4挡为直接挡。（4） 确定倒挡齿轮齿数及中心距倒挡选用的模数与1挡齿轮相同，中间轴上倒挡齿轮的齿数已确定为13，倒挡轴上的倒挡一般在2123之间，先初选=26，再调整。可计算出中间轴到倒挡轴的中心距mm，为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径应为 =21176(13+2)1=143mm =2=21.8333为了保证齿轮8和9的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取=21倒挡齿轮10与1挡齿轮7啮合，初选，则可计算倒挡轴与第2轴的中心距可知，所以变速器各齿轮齿数：17332527312033132123第三节 主要零部件的设计和计算（一）齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力式中，为弯曲应力（MPa），为计算载荷（Nmm），为应力集中系数，可近似取为1.65，为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，弯曲应力的影响也不同，主动齿轮，从动齿轮，m为模数（mm），y为齿形系数，如右图。齿形系数图（假定载荷作用在齿顶）取作用在变速器第1轴上的最大转矩根据传动比换算到1挡的值，知1挡和倒挡齿轮相同，齿宽系数取8.0，齿形系数带入可得，1挡=弯曲应力略大于400MPa小于850MPa，因此在许用应力400850MPa,满足要求。斜齿轮弯曲应力当计算载荷取作用到变速器1轴上的最大转矩时，对货车常啮合齿轮和高挡齿轮的许用应力为100250Mpa。式中：重合度影响系数，取。为应力集中系数，取。取齿宽系数。2挡齿轮=20 =19.6= 满足弯曲应力要求。（二）齿轮接触强度计算式中，为齿轮的接触应力（MPa）；为齿面上的法向力（N），；为圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；d为节圆直径（mm）；为节圆压力角；为齿轮螺旋角；E为齿轮材料的弹性模量（），；b为齿轮接触的实际宽度（mm）；，为主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；为主，从动齿轮节圆半径（mm）。变速器齿轮许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮渗齿轮1挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700计算第1轴常啮合齿轮接触应力。860MPa满足设计要求。（2）计算高挡（第3挡）常啮合齿轮接触应力919.91MPa,可选用液体碳氮共渗齿轮,满足设计要求。（3）计算1挡和倒档直齿齿轮接触应力515.7MPa,可选用液体碳氮共渗齿轮,满足设计要求。二、轴的强度计算（一）初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距A时，第2轴和中间轴中部直径，轴的最大直径d和支承间距L的比值：对于第1轴和中间轴，d/L=0.160.18；对于第2轴，d/L=0.180.21。 第一轴花键部分直径d可按下式初选： 其中，K为经验系数，K=4.04.6；为发动机最大转矩（Nm）。在此，取K=4.4，计算得第一轴花键部分直径，第2轴和中间轴中间部分直径=62.182.8mm间，取d=0.45A=62.1mm62mm核算轴的最大直径d和支承间距离L的比值：对于货车的4挡变速器，壳体的轴向尺寸在（2.22.7）A间，中间轴支承间的距离略小于轴向尺寸L，可取L=370mm计算，中间轴，满足设计要求。第2轴支承间的距离通常由经验公式确定第2轴 在0.180.21的范围内，满足设计要求。（二）轴的强度验算轴刚度的验算对于齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。在验算时，由于挡位不同、不仅圆周力、径向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时将轴看成铰接支承的梁。计算时仅计算齿轮所在位置处的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷小，通常挠度不大，故可不必计算。垂直平面内的挠度，水平面内的挠度，以及转角的计算方法如下： 轴的全挠度为 式中：为齿轮齿宽中间平面上的圆周力，N；为齿轮齿宽中间平面上的径向力，N；为弹性模量，MPa，；为惯性矩，对于实心轴；d为轴的直径，mm；花键处按平均直径计算；、为齿轮上作用力距支座A、B的距离；L为支座间距离。按要求全挠度，轴在垂直面和水平面内的挠度许用值为,。齿轮所在平面的转角不应该超过0.002rad。本例中，由于中间轴上常啮合齿轮上的圆周力最大，因此只需要验算中间轴上常啮合齿轮处的强度和刚度即可。变速器中间轴两支点长L=372mm，取, 代入满足设计要求。（2）轴的强度计算作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩、。得出满足设计要求。机械式变速器设计一、 传动方案和零部件方案的确定根据题目给定的参数和总体设计结果可以确定，作为一辆前置后轮驱动的货车，毫无疑问应该选用中间轴式多挡位机械式变速器。（一）、传动方案初步确定1)、变速器第1轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第2轴前端经轴承支撑在第1轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的（1挡）采用滑动直齿齿轮传动。2）、倒挡利用率不高，而且都是在停车后再挂入倒挡，因此可以采用直齿滑动齿轮作为换挡方式。（二）、零部件结构方案1、 齿轮形式齿轮形式为直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。变速器的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。2、 换挡机构形式此变速器换挡机构有直齿滑动齿轮和同步器换挡两种形式。此变速器1挡、倒挡采用轴向滑动直齿齿轮换挡。2挡以上都采用同步器换挡，能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。3、 变速器轴承变速器第1轴、第2轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴上齿轮工作时产生轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。 滚动轴承、滑动轴套用于齿轮与轴不固定连接，有相对转动的地方，比如高挡区域同步器换挡的第2轴齿轮与第2轴的连接，由于滚针滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合，在不影响齿轮结构的情况下，应尽量使用滚针轴承。（二） 主要参数的选择和计算计算需要的相关数据：最高车速：=100Km/h；发动机最大功率转速=2200r/min发动机最大转矩转速=1278r/min车轮滚动半径r=0.4628m 发动机最大输出转矩=754 Nm变速器的传动效率=95%货车的最大质量=8930kg1、 先确定最小传动比= 汽车最高车速时变速器的传动比最小，则根据公式 式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最小传动比 主减速器传动比发动机最大功率转速=2200r/min车轮滚动半径r=0.4628m 最高车速：=100Km/h；代入数据，得到 =3.818为了满足足够的动力性能，还需要校核最高挡动力因数一般中型货车最高挡动力因数取值范围为0.040.08G（n）A()（km/h）8930kg*9.80.950.94.49100代入数值，得到=0.04541 满足最高挡动力因数兼顾燃油经济性要求。此变速器最高挡为直接挡=1，则=3.818，该车采用单级主减速器，主减速器传动比7,满足要求。2） 确定最大传动比确定最大传动系最大传动比，要考虑三方面问题，最大爬坡度或1挡最大动力因数、附着力和汽车最低稳定车速。1、传动系出最大传动比通常是变速器1挡传动与主减速器传动比的乘积，即当汽车爬坡时车速很低，可以忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为 各表达式展开则 其中爬坡度为30%，即fr(m)（Nm）0.90.023.8180.4628754代入数据得到 4.5392）、1挡传动比还应满足附着条件 对于后轮驱动汽车，最大附着力有如下公式式中：为后轴质量，670%。将以上两式联立，得到 代入数据，得到 8.3287取=5.00传动系的最大传动比=19.093）验证货车的最低稳定速度 发动机的最低转速n=700r/min得到贷车的最低稳定速度=6.4kmh 符合要求；（一） 挡位数确定在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡位数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，换挡容易进行。在确定汽车最大和最小传动比之后，应该确定中间各挡的传动比。实上上，汽车传动系各挡传动比大体上是按照等比级数分配的。因此，各挡传动比的大致关系为式中：q为各挡之间的公比。当挡位数为n时，有对于本变速器，挡位数暂定为4，则=1.711.8一般挡数的选择要求如下：1） 为了减小换挡难度，相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。2） 高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。所以，变速器各挡位的传动比可以确定如下：=5.00 =2.92 =1.71 =1单级主减速器传动比=3.818经初步验证，满足题目要求。（二） 中心距A对于中间轴式变速器，中间轴与第2轴之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当保证轮齿有必要的接触强度来确定。初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算式中：为中心距系数，货车为=8.6-9.6,取=9.0为变速器传动效率，取95%。=754 Nm=5.100=137.699mm货车的变速器中心距在80-170mm范围内变化,满足要求。（三） 外形尺寸4挡变速器壳体的轴向尺寸取2.7A，取整得L=372mm（四） 齿轮参数1、 模数的选取对于货车，减少质量比减少噪声更重要，因此模数应选得大些，同时减小齿宽。另外，低挡齿轮选用大一些的模数，其他挡位选用另一种模数。中型货车 ，接合齿模数取值范围3.5-4.5遵照以上原则，本变速器1挡直齿齿轮m=6.00mm,其余挡位斜齿轮=5.00mm啮合套和同步器的结合齿多数采用渐开线齿开，由于工艺上的原因，同一变速器的接合齿模数相同。其取值范围如下表：接合齿模数取值乘用车中型货车重型货车2.03.52.03.53.55.0选取较小的模数可以使齿数增加，有利于换挡。在此取m=3mm。2、压力角遵照国家规定取齿轮压力角为，啮合套或同步器的压力角为。3、螺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。从提高高挡齿轮的接触强度和重合度出发，应当选用大一些的螺旋角。斜齿轮螺旋角选用范围为货车变速器是1826初选螺旋角26。4、 齿宽1挡第1轴常啮合直齿齿轮宽度取=86=48mm1挡第2轴常啮合直齿齿轮宽度取=75=35mm其余斜齿轮宽度取mm5、 齿轮变位系数的选择原则对于高挡齿轮，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。对于低挡齿轮，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。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。6、 齿顶高系数齿顶高系数取值为1.07、 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距A、齿轮模数m和螺旋角以后，可以根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮齿数。下面以4挡变速器图示来进行齿数分配。 4挡变速器示意图挡位传动比5.002.921.711（1） 确定1挡齿轮的齿数1挡传动比 和齿数和：直齿取整得46取=13，则1挡大齿轮齿数为=（2） 对中心距A修正因为一般计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变化系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A为各挡齿轮分配的依据。修正后得（3） 确定常啮合传动齿轮副的齿数。根据式得（1）常啮合传动齿轮、中心距和1挡齿轮的中心距相等，即解得=62.017（2）联立（1）、（2）两式解得=16.7 取整得=17 =33核算传动比 则齿数分配合适。由，得到= （2）确定其他各挡齿轮的齿数2挡齿轮齿数。2挡齿轮为斜齿轮，螺旋角与常啮合轮不同。，即=，（3） ，（4）另外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下式解得 暂取=18 最小只能取到18把代入（4），联立（3）式，得到=1.504解得=28.75，取=20.96 取整为20 =31.53 取整为31核算传动比= 取=31时， 与2.92相差不大，满足要求。算出精确的螺旋角 满足要求3挡齿轮齿数计算，即， ，另外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下式 =20.65所以，=得到=27.46 取整 27 ，则=25核算传动比= ，满足要求，故齿数合理。求精确： ，符合要求。4挡为直接挡。（4） 确定倒挡齿轮齿数及中心距倒挡选用的模数与1挡齿轮相同，中间轴上倒挡齿轮的齿数已确定为13，倒挡轴上的倒挡一般在2123之间，先初选=26，再调整。可计算出中间轴到倒挡轴的中心距mm，为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径应为 =21176(13+2)1=143mm =2=21.8333为了保证齿轮8和9的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取=21倒挡齿轮10与1挡齿轮7啮合，初选，则可计算倒挡轴与第2轴的中心距可知，所以变速器各齿轮齿数：17332527312033132123第三节 主要零部件的设计和计算（一）齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力式中，为弯曲应力（MPa），为计算载荷（Nmm），为应力集中系数，可近似取为1.65，为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，弯曲应力的影响也不同，主动齿轮，从动齿轮，m为模数（mm），y为齿形系数，如右图。齿形系数图（假定载荷作用在齿顶）取作用在变速器第1轴上的最大转矩根据传动比换算到1挡的值，知1挡和倒挡齿轮相同，齿宽系数取8.0，齿形系数带入可得，1挡=弯曲应力略大于400MPa小于850MPa，因此在许用应力400850MPa,满足要求。斜齿轮弯曲应力当计算载荷取作用到变速器1轴上的最大转矩时，对货车常啮合齿轮和高挡齿轮的许用应力为100250Mpa。式中：重合度影响系数，取。为应力集中系数，取。取齿宽系数。2挡齿轮=20 =19.6= 满足弯曲应力要求。（二）齿轮接触强度计算式中，为齿轮的接触应力（MPa）；为齿面上的法向力（N），；为圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；d为节圆直径（mm）；为节圆压力角；为齿轮螺旋角；E为齿轮材料的弹性模量（），；b为齿轮接触的实际宽度（mm）；，为主、从动齿轮节点处的曲率半径（m