两轴变速器设计说明书讲解学习

1、第一部分:变速器的基本设计方案 2第二部分:变速器主要参数的选择 4第三部分：变速器各档齿轮的设计计算 5第四部分:变速器轴的设计计算 6第五部分：变速器齿轮的校核 14第六部分：变速器轴的的校核 18第七部分：滚动轴承的选择和计算20第八部分：参考文献 第一部分 变速器的基本设计方案变速器的结构对汽车的动力性、 燃油经济性、换挡操纵的可靠性 与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。 采用优化设计方 法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好 的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接 合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧） 等措

2、施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱 档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、 修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、 噪声低。降低噪声水平已 成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。变速器设计的基本要求：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。4）设置动力输出装置。5）换挡迅速、省力、方便。6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7）变速器应有高的工作效率。8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修 方便等要求。固定轴

3、式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱 动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。 旋转轴式主要用于液力机械式变速器。两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。图1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传其它挡位均用常啮合齿轮的传动ni）倒挡布置方案图2为常见的倒挡布置方案。图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-c方案能获得较大的

4、倒挡传动比，缺点是换挡程序 不合理。图-2d方案对2-c的缺点做了修改。图2-e所示方案是将一、 倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图2-g所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些第二部分：变速器主要参数的选择主要参数方案一发动机功率70kw最高车速159km/h转矩155N- m总质量1685kg转矩转速3200r/min车轮18360R14SrnUama n = 0.377igiioUaman 最高车速，Uaman =159km/hr 车轮半径，r= 0.

5、288n 功率转速,n=5175r/minio 主减速器传动比igi 一挡传动比np/ nT = 1.42.0 即入=(1.42.0)x 3200=4480-6400r/minTemax=9549X 主鑒所以，n p=46545500r/mi n=5175r/mi ni0 =0.377npig max u max=5.06汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为r- Gf Gi、Gr ( f COS。max + s in Oman) ig1 _Titq max1 0 T式中：G作用在汽车上的重力，G二mg , m 汽车质量，g 重力加速度,G = mg =16513N;T tq - Tema

6、x =155Nm；t 传动系效率，t=0.9;r 车轮半径，r=0.288m；f 滚动阻力系数，良好的沥青或混凝土路面f (0.0100.018)取 f =0.018;i 坡度，i=16.7i gi-16513 0288°.。7 sin16.7 =2.058155 5.06 0.9Temax i0i g1 t < FnFn r式中:Fn驱动轮的地面法向反力，Fn二；一一驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.50.6 之间。已知：m1 =1685 kg ；取0.6，把数据代入(3.4 )式得：1685汽 9.8 汇0.6汇 0.288i g12.334g 155 5

7、.06 0.9所以，一档转动比的选择范围是：2.058 Gg1 乞 2.334初选一档传动比为2.3最低稳定车速校核：rn700 0.2888ua =0.377=0.3376.5 km/higi02.3 汉 5.06满足附着条件般汽车各挡传动比大致符合如下关系i g1 i g2 ig3ig2ig3 ig4式中：q 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为 q = 1.49所以各挡传动比与 挡传动比的关系为igi = 2.3 , ig2 = 1.54 , ig3 = 1.04 , ig4 二 0.7ig1i g 2i g 3（实际） > > i g 2i g 3i g 4初选

8、中心距时，可根据下述经验公式式中：A 变速器中心距（mm）;Ka 中心距系数，商用车：Ka=8.993;Temax 发动机最大转矩（“巾）；h 变速器一挡传动比，ig1=2.3 ；g 变速器传动效率，取96% ；Temax 发动机最大转矩，Temax =155Nm 。贝A 二 KAlTemaxh g=（8.9- 9.3）3 155 2.3 0.96=62.25465.052 (mm)初选中心距A=65mm。第三部分变速器各档齿轮的计算设计1、模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模 数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺

9、上的原因， 同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量ma 在1.814.0t的货车为2.03.5mm;总质量ma大于14.0t的货车为 3.55.0m m。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。乘用车的发动机排量货车的最大总质量车型V/Lma/t1.0> V< 1.61.6V V< 2.56.0 ma < 14.Cma > 14.0模数mn/ mm2.25 2.752.75 3.003.5 0 4.504.56.00表2汽车变速器齿轮法向模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.

10、753.253.503.754.505.50表3汽车变速器常用齿轮模数根据表2及3, 一二档齿轮的模数定为2.75mm,三四档及倒档的模数定为2.5mm,啮合套和同步器的模数定为2.25mm。2、压力角:压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大 时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5 °、15°、16°、16.5 ° 等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5 °或25° 等大些的压力角15。国家规定的标准压力角为20°,所以普遍采用的压力角为20

11、6;。 啮合套或同步器的压力角有 20°、25°、30°等，普遍采用30°压 力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。3、螺旋角1实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选 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， 应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该 是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设 计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。变速

12、器螺旋角：23°4、齿宽b直齿b=kcm , kc为齿宽系数，取为4.58.0,取7.0;斜齿 b=kMn, kc取为 6.0 8.5,取 7.0。1-一轴一挡齿轮2-二轴一挡齿轮 3- 一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮 5- 一轴轴三挡齿轮6-二轴三挡齿轮7- 轴四档齿轮8-二轴四档齿 轮9- 一轴五档齿轮10-二轴五档齿轮11-一轴倒档12-二轴倒档齿 轮13-倒档齿轮图3变速器传动示意图如图3所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和 螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿 轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数， 以使齿面磨损均

13、匀。也U U'1L-J0B如2*寓冷祁f i f / / / 7 ./ / X£j?rw>1 ® 心?>2 2:-3.&如“丽皿織謡51变为系数图1、确定一挡齿轮的齿数取模数mn =2.75mm螺旋角=23° 齿宽系数kc=7丄 2AcosPZ1 Z2 二mnZ2二 igi = 2.3Zi zi = 13 z2=30对中心距进行修整:(zi Z2)mn2 cos :(13 30) 2.752 cos23= 64.231 mm取整A = 65mm A为标准中心矩。对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角tan ： t = tan ： n/co

14、s := 21.57端面啮合角a64.231cos:t cos:t=cos 21.57A65:,t =23.22°.z230 小U=二=2.31 z113变位系数之和查表得n二=0.029m = 0.2n 1 二 0.0 9A - A' yn = mn65-64.2312.75二 0.280yn 二 2- yn 二 0.29-0.280= 0.01分度圆直径：d1mnz-iU = 39.303mmcos -齿顶高齿根高全齿高精品文档d2 =90.700mmcos P*ha1 二 d12(ha n1；.yn)mn=3.273mmha2 = d22(han2 - yn)mn=2.

15、970mm*thf (hacn - n1)mn=2.888mmhf2 = (hacn - n2)mn=3.190mmh1= ha1+hf 1= 6.161mm齿顶圆直径da仁d1+2ha仁49.849mmda2=d2+2ha2=96.64mm齿根圆直径df1=d1-2hf仁33.527mmdf2=d2-2hf2=84.320mm2、确定二挡齿轮的齿数取模数mn =2.75mm螺旋角一：=23°齿宽系数kc=7丄2AcosPZ1 Z2 二mnZ4 ig2 三 1.544Z3 z3=17 z4=26(z3 - z4)mn2cos :(1726)2.752 cos23= 64.231 mm

16、对二挡齿轮进行角度变位: 分度圆压力角tan ： t = tan ： n/cos : ：t = 21.57°端面啮合角a,64.231cos $cos_汛二cos 21.57A65:,t =23.22°U=z4 = 26 =1.529z3 17变位系数之和查表得n'=0.29n1 = 0.18n 1 二 0.11mn2.75ynn'- yn = 0.29 - 0.280 = 0.01d3 =mnZ3 = 51.396mm齿顶高齿顶高dmn4=78.606mmcos :ha3=d3 + 2(ha 十巴 n1 Ayn)mnha4 二 d4 2(han2；护加=3

17、.025mm齿根高齿根高hf3 二(hacn - n1)mn=2.943mmhf4 二(ha* Cn* - n2)mn=3.135mmh3=ha3+hf3=6.16mmda3=d3+2ha3=57.831mmda4=d4+2ha4=84.656mmdf3=d3-2hf3=45.511mmdf4=d4-2hf4=72.336mm3、确定三挡齿轮的齿数=2.5mm螺旋角：=23°齿宽系数kc=72 AcosPZ1 Z2 =mnZ6Z5jg3 = 1.036/. z5=24 z6=25= 66.54 mmA, _(Z5 + Z6)mn _ (24 + 25)汉 2.5 A =2cos ：2

18、 cos23对三挡齿轮进行角度变位:分度圆压力角tan ： t = tan ： n/cos -二：t = 21.57°端面啮合角a74.69cos 灾 cos 二 cos 21.57A74:-,t =21.707°utK04变位系数之和查表得n=-0.57n1 = -0.28n1=0.2 9A - A' yn =mn坐更型0.6162.5-yn =0.57 0.616 = 0.046分度圆直径：mnZ5 “ Ld5 -63.675mmcos -dmn6=66.328mmcos -齿顶高ha5 二 d5 2(han1 . ： yn) mn=1.685mm*ha6 =

19、d6 + 2(ha + h2 迥n) mn=1.660mm、， * *齿根咼hf5 = (ha + cn - -n1)mn=3.825mmhf6 = (haCn - n2)mn=3.850mm全齿高h5=ha5+hf5=5.510mm齿顶圆直径da5=d5+2ha5=67.045mmDa6=d6+2ha6=69.648 mm齿根圆直径df5=d5-2hf5=56.025mmDf6=d6-2hf6=58.628mm4、确定四挡齿轮的齿数取模数mn =2.5mm螺旋角一：=23°齿宽系数kc=7丄 2AcosPZ1 Z2 二mnZ8二 ig4 = 0.7Z7 z7=29 z8=20(Z7

20、 +z8)mn (29 +20)汉 2.75A,66.54 mm2 cos P2 汉 cos 23对四挡齿轮进行角度变位: 分度圆压力角tan ： t = tan ： n/cos : ：t = 21.57°端面啮合角cos"上 cos：t=竺COS21.57A74:,t =17.82°U=z8 = 20 =0.7Z7 29变位系数之和查表得 n =-0.57yn=4A =36540.616ni = -0.40 ni 二 - 0.1 72.5mnyn 二 n=yn =-0.57 0.616 = 0.046分度圆直径：d7_ mnZ72.5 2976.940mm co

21、s -0.942d8mnZ82.5 20R=53.062mmcos -0.942齿顶高ha7 = d72(ha n1 - ： yn )mnn1=1.385mm*ha8 二 d8 2(han2 - yn) mn=1.960mm齿根高hf 7 = (ha + 6 - -n1)mn=4.125mmhf8 二(haCn - n2)mn=3.550mm全齿高h7=ha7+hf7=5.510mm齿顶圆直径da7=d7+2ha7=79.710mmDa8=d8+2ha8=56.982 mm齿根圆直径df7=d7-2hf7=68.690mmDf8=d8-2hf8=45.962mm确定倒档齿数倒挡齿轮选用的模数为

22、 2.5，倒挡齿轮Zii的齿数一般在2123 之间，初选倒档轴上齿轮齿数为 乙1=22,输入轴齿轮齿数Z9=2O,为保 证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮 10和齿轮99的齿顶圆之间应 保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式：(乙0 Z9)mn2-2mn 0.5 二 A二 Z9 二 20, Z10 二 28, zn 二 22i倒二兰二迢=1.4Z920输入轴与倒档轴之间的距离：(2022) 2.52二 52.5 mm输出轴与倒档轴之间的距离:二 62.5 mm_ (ze + zn)m _ (28 + 22尸 2.5 a -2 2分度圆直径:d9 二 Z9m = 20 2.5 二 50mm

23、d10 二 Z10m 二 28 2.5 二 70mmdii 二 ziim 二 22 2.5 二 55mm齿顶圆直径：da9 = d9 2h am = 50 2 2.5 二 55 mmdaio 二dio2ham= 7022.5 二 75mmdaii 二dii2ham= 5522.5 二 60mm齿根圆直径：df9 二 d9 一 2h am = 50 - 2 2.5 二 45 mmdfio = di。- 2h am = 70 - 2 2.5 = 65mmdfi1 二 d" - 2h am = 55 - 2 2.5 二 50 mm第四部分：变速器轴的设计计算在已知两轴式变速器中心距 A时，

24、轴的最大直径d和支承距离L的 比值可在以下范围内选取：对输入轴d/L=0.i60.i 8:对输出轴d/L 0.i80.2i。输入轴花键部分直径d (mm)可按式下面公式初选d 二 K'Temax( 5.i )式中：K 经验系数，K=4.04.6;Temax 发动机最大转矩(N'm)。输出轴最高档直径 dj = 4.04.6 3155 =21.4924.70mm, 取 24mm.输出轴：竺=0.i80.2i ；输入轴： 如=0.i60.i8 ;L2L?初选输入、输出轴支承之间的长度 L=230mm按扭转强度条件确定轴的最小直径：d “ 9550 103 3 Pv 0.2N V n

25、式中：d轴的最小直径（mr）轴的许用剪应力（MPa；P发动机的最大功率（kw）；n发动机的转速（r/min ）。将有关数据代入（3.22 ）式，得：d9550工叫匹= 23.i6mmV 0.2可 n 0.2X52 5175所以，选择轴的最小直径为 24mm第五部分变速器齿轮的的校核变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮）btyK ；式中:2TgF1圆周力（N）, F;dTg计算载荷（N mm）;d节圆直径（mm）, d = mnZ , mn为法向模数（mm）；sc P:斜齿轮螺旋角（）；K匚一一应力集中系数，K；=1.50;b齿面宽（mm）；t法向齿距，t =二mn ；齿形系数，可按当

26、量齿数ZnH 在齿形系数图3.2中查得;COS PK .重合度影响系数，K -2.0图3.2齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3.15），整理得到2Tg cosPaw 3 zmn yKcK ；(1) 一档齿轮校核主动齿轮:已知：Tg =155"03 N - mm B =2455 ：； K=1.5 ；2.75 mn；Kc =7.0 ；-0.70 ；K ； = 2.0 ； Znz13cos : cos 24.55-=17.274，查齿形系数图3.2得：y=0.135，把以上数据代入式中，得:-w1263.61 MPa2TgCOS：K；_ 2 155 103 cos24.551.5Zm/

27、yKcK ；3.14 13 2.753 0.135 2 7从动齿轮:已知:5 詈 1宀 338.82 10N mm24.55 ；K；：- = 1.5 ；mn =2.75mm © =7.0 ；-0.73 ； K= 2.0 ； Zncos303cos 24.55-二 39.86查齿形系数图3.2得：y=0.154，把以上数据代入式中，得:2 338.82 103 3cos24.55 1.218.9MPa3.14 30 2.753 0.154 2 72Tg cos K _ zmn yKcK .(2) 二档齿轮校核主动齿轮：已知：Tg =155 1 03 N- mm= 24.55 ； K 十

28、 1.5 ； mn=2.75mn；Kc =7.0 ;0.53 ； K ；. =2.0 ;Zncos3 ：cos3 24.5517 -二22.59，查齿形系数图3.2得：y=0.148，把以上数据代入式中，得:2Tg cos K_二 Zsmn'yKcK ；MPa2 155 103 cos24.551.53183.883.14 17 2.753 0.148 2 7已知：Tg =155话X103 =227.45X1O3 N mm P =2455= ； K”.5 ；从动齿轮:mn = 2.75 mm Kc =7.0 ;= 0.46 ; K ； = 2.0 ;zz :ncos3 :26cos3

29、24.55、严 34.55查齿形系数图3.2得：y=0.0.153，把以上数据代入式中，得:-w42Tg cos P K2 沃 227.45 "03 沃 cos24.55 * 1.5 = 170 66MPapmn'yKcK3.14 26 2.753 0.153 2 7(3)三档齿轮校核主动齿轮:已知：Tg =155 103 N-mm B =19.56 '； K毎=1.5 ； mn = 2.5mm Kc = 7.0 ；= 0.07 ； K，2.0 ；乙二243 一- 3" 28.68，查齿形系数图3.2cos - cos 19.56得：y=0.128，把以上数

30、据代入式中，得:-w52Tg cos : K；_ 2 155 103 cos19.561.5z5mn3yKc 3.14 24 2.53 0.128 2 7二 207.65 MPa已知：25Tg =155103 =152.62 103 N - mm : =19.56 ； K；一 1.5 ；从动齿轮:mn =2.5mm Kc =7.0 ；z"07 ； KO ；才25cos319.56 = 29.88，查齿形系数图3.2得：y=0.127,把以上数据代入式中，得:2TgCOsK 2 152.62 103 cos19.561.5Nmn3yKCK3.14 25 2.53 0.127 2 7S-

31、(4)四档齿轮的校核主动齿轮：已知：Tg =155"03 N mm =19.56 =； K占=1.5 ； mn = 2.5mm Kc =7.0 ；二=0.07 ； K. 2.0 ； Zn 二一二一浮34.66，查齿形系数图3.2cos P cos 19.56得：y=0.118，把以上数据代入式中，得:w72Tg cos -K厂Zmn'yKcK .2 155 103 cos19.561.533.14 29 2.50.118 2 7= 186.41 MPa已知：2933Tg"55、。"0 "03.12"0 N mm P =19-56 ； K

32、 厂5 ；从动齿轮:mn = 2.5 mm Kc = 7.0 ；= 0.07 ； K ；二 2.0 ；zzncos3 :20cos319.56-=23.90查齿形系数图3.2得：y=0.124，把以上数据代入式中，得： 厂2Tg cos% =空但空沁嗨曲15 = 171 12MPaw二z8mn3yKcK ；3.14 20 2.53 0.124 2 7对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180350MPa以上各档均合适。轮齿接触应力校核j =0.418 E( 1式中:轮齿接触应力（MPa；齿面上的法向力（N）,Fisc 第 sc2TFi圆周力(N, FdTg计算载荷（Nm

33、m d为节圆直径（mm；节点处压力角，1为齿轮螺旋角;齿轮材料的弹性模量2.i io5（MPa；齿轮接触的实际宽度（mm；?z ,几一一主从动齿轮节点处的曲率半径（mm,直齿轮cos2 :，z 二 rz sin,b 二 rb sin斜齿轮:;z= 弘主从动齿轮节圆半径（mm。变速器齿轮许用接触应力齿轮叭/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700将作用在变速器第一轴上的载荷号作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表:1、一档齿轮接触应力校核已知：Tg =155x103N mm G =20:1： =24.55

34、 ；E=2.06 105 MPad1=2 A0 = 2 ： 65 Zh43二 39.30 mmd2心 f= 2 65 知 90.70mmKm7 2.75cos24.5521.163 ； mmFid12 155 10339.30-3944.02 Nrz sin 二cos2 :19.65 sin 20= 8.12cos 24.55rb sin :COS2 ：45.35 sin20 =18.752cos 24.55由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力,轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷荷，将以上数据代入可得: i1, = 0.418ij1,24614.3 2.06 105x21.16

35、32、二档齿轮接触应力校核已知：Tg=155汉 103N mm a =20 '；d3 二 2A。Zhd4 =2A°Z4ZhG 18.75=2 65 17436 2.7524.55 ；=51.395 mm= 78.604 mm21.163 mm cos 一 cos24.55故只计算一个齿Temax作为计算载1183MPaE = 2.06 105 MPa?z2Tg2 竺卫"015.86N51.395d3rz sin :cos2 :cos2 :灣亦20 =16.25 cos2 24.5539.302 sin20 =16.252cos 24.55同一档，将以上数据代入可得:

36、859.4 MPa54.0.418,3528.412。6105(121.163，416.253、三档齿轮接触应力校核已知：Tg=155X03N mm a =20 '；匕-19.56 ；E =2.06 105 MPad s - 2 AoZh=2 65 2449二 63.673 mmd6 = 2 A0Zh=2 65 空49= 66.327 mmcmn7 2.518.57 mmcos19.56F5 二 2Tg2 155 103d563.673-2434.3Nzrz sin -cos2 :3184 s"20 =12.272cos 19.56rb sin 二cos2 :33.164&q

37、uot;in 20 才2772cos 19.56同一档，将以上数据代入可得:J j5,6 - O.4182749.18 2.06 10518.57(1 )12.2712.77992.8 MPaE = 2.06 105 MPa4、四档齿轮接触应力校核已知：Tg =155"03N mm a =20； 0 =19.56 '；d7 =2A0 勺=2 65 29Zh49= 76.94 mn；2Zh=2 65 20 = 53.06mm49b空 cos -7 2.518.57 mmcos19.56F72Tg2 155 10 = 2014.56 N76.94cos2 ：2cos 19.56r

38、b sin :-6.53 sin 20rz sin :d7cos2 :cos219.5638.49 sin20 = 14.83-10.22同一档，将以上数据代入可得:7, =0.4182275.15 2.06 105( 1(14.8318.571亦)=853.72MPa以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力；j，所以各档均合格。倒档齿轮的校核1、齿面接触疲劳许用应力的计算19ChH lim ZN ZLVRZwZxsH lim式中:-H lim齿轮的接触疲劳极限应力（MP3；ZN 寿命系数；ZLVR 润滑油膜影响系数；Zw 工作硬化系数；-尺寸系数；最小安全系数。查机械设计手册得到

39、：二 h lim =1500MPa ； Zn =1 ； Zlvr=1 ； Zw =1 ； Zw =1 ；SHlim=1将这些数据代入（3.18 ）式，得：c JHlimZNZLVRZwZx J500 1 1 1 j 1500 MPaSh lim12、齿根弯曲疲劳许用应力计算FlimYNY reITYRrelYxa =SF lim（3.19）式中：-F lim齿根弯曲疲劳极限应力；Yn寿命系数；YrelT相对齿根圆角敏感系数；Yx尺寸系数；YRrel表面系数；SFlim 最小安全系数。查机械设计手册得到：lim=920 MPa Yn=1； YrelT =1； YRrel =0.9 ；Yx = 1

40、； SFlim =1.25将这些数据代入（3.19 ）式，得：JimYNY和丁绻必=920心5°.9"=662.4皿卩3SF lim1 .25第六部分变速器轴的校核发动机最大扭矩为155Nm齿轮传动效率99%,离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。输入轴Ti=Temax 离承=155x 98%x 96%=145.8N1轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工 作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应 采用渗碳或高频处理14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有

41、相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58- 63,面光洁度不低于 815。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应 低于 7,并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同 心度16。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少17O2.计算齿轮的受力，选择一档受力分析，进行轴的刚度和强度 校核。(1) 一挡齿轮1, 2的圆周力Fi、F2乙=11z2 =34 1 =21.57di mZ12.75 13 =38.35 mm,cos 1 cos21.54d2 minZ2cos2.75 33 = 97.3

42、5 mmcos21.542 135.913io3 =7087.87NTi=135.91Nm,Tn=327.88Nm匚2ThFt2 :d22 327.883103 = 67 36.11N97.35Fr1Ft1 ta n ：7087.87tar202579.77N cos Mcos21.54Fr2Ft2 tan ：6736.11tar20t22635.82 Ncoscos21.542Tidi38.35Fa1 =Ftitan M =7087.87tan21.54 =2797.7NFa2 =Ft2tan 打=6736.11tan21.542658.86N 初选轴的直径（2）轴的刚度计算若轴在垂直面内挠

43、度为1fc，在水平面内挠度为fs和转角为S,可分别用下列式计算f _ F1a2b2f c -3EIL2 2F2a b fs3EIL益Fbg a）o =3EIL式中：F1齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）;F2 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；E 弹性模量（MPa）, E=2.1 x fMPa；I 惯性矩（mm4）,对于实心轴，I "d4/64 ； d 轴的直径(mm),花键处按平均直径计算；a、b 齿轮上的作用力距支座 A、B的距离(mm);L 支座间的距离(mm )。轴的全挠度为ffs2 < 0.2 mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc 1=0.050.10mm ,f

44、s】=0.10 0.15m m。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad18。(1)输入轴的刚度Fr1=2579.72N,轴颈 d1=25mm, a1 =17.75mm, L=196mm,E=2.1 x 1N=19165.0464Ft1 =7087.87 N, Fr1 =2579.77 N2 2 2 2Fr1a b64a (L -a)3EIL 3 二 d；EL64 2951.74 17.752 196 -17.75 2450.011mm 乞 0.050.10mm二 3 252.1 10196c11片航264Ft1a2 L -a23EIL 一3d14EL=0.029mm _ 0.100.15

45、mm64 2579.77 17.752 196-17.75 2兀3汉 254;<2.1:<105 汉196人=*fFf1=j0.0112 +0.292 =0.01mm 兰0.02mmFr1a b(ba)64Fr1a (L -a (L2a)'143EIL3 二 d1 EL164 2579.77 17.75196-17.75 (196 -2 17.75)=45二 3 252.1 10196= 5.544 10 "rad 乞 0.002rad(3) 轴的强度计算输入轴强度计算d1=38.35mm,= 135.91Nm, a1 =17.75mm, d1=25mm, L =196mmFti=7087.87Nm, F” =2579.77Nm, Fai=2797.7NmFt1 = 7087 .87水平FBH135.91Fch输入轴受力弯矩图1）求H面内支反力Fbh、Fhv和弯矩M hF BHF BHL - Fti( L - a1) = 0二已匸)= 78087.87 168.25 = 6588.59N196Fbv a1 - Fr1 (L - a1)- Fa1r1=0Fr1 (L _aj +Fa1r1Fbvr1 1=2693.66NaiM H = FBH a<i = 84004.522）求V面内支反力Fch、Fcv和弯矩Mvfch