课程设计货车变速器x

1、设计手册主题：卡车机械传动传输设计计算1.1 传输选择变速器的种类很多，根据前进档位的不同可分为三档、四档、五档和多档变速器。固定轴式有两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式传动。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于前置发动机前轮驱动车辆，中间轴式变速器多用于前置发动机后轮驱动车辆。转轴式主要用于液力机械传动。2-1-1中间轴传动从结构上看，中间轴传动有三个轴：第一轴和第二轴在一条中心线上。连接它们是一个直接的齿轮。此时的齿轮和轴承不承受载荷，只传递扭矩，因此传动效率高，摩擦损失小，使用寿命长，噪音小。在其他齿轮中，两对连续齿轮传动后传动效率略低。由于本设计车辆为重卡，齿轮多，传动比大，

2、故本设计采用该车型。2-1-2传动齿轮类型传动中的齿轮一般只有两种：直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。正齿轮多为滑动式，所以多用于一档和倒档。它们的结构简单，易于制造。但在换档时，齿轮端部受到冲击，噪音很大，加剧了端部的磨损，降低了齿轮的寿命，并且容易因噪音大而导致驾驶员疲劳。斜圆柱齿轮传动平稳、噪音低、磨损小、寿命长。唯一的缺点是运行时会产生轴向力，结构复杂。在计算轴的负载时可以平衡这个缺点。通过对比两种齿轮的优缺点，本次设计中倒档采用直齿轮，这是基于倒档利用率低的考虑和经济性和便利性的综合评价，使用所有其他齿轮。斜齿轮圆柱齿轮传动，充分发挥传动平稳、噪音低的优点。2-1-3变速器的换档结构变速器

3、的换档机构有以下几种形式：直齿滑动齿轮、啮合套筒和同步器换档。(1)直齿轮变速这种结构制造容易，结构简单。但缺点也很多：汽车行驶时各个齿轮的角速度不同，所以采用轴向滑动正齿轮的方式换档会对轮齿的端面产生冲击，并伴有噪音。这使得齿轮端部过早加重和损坏，降低了汽车的行车安全性，同时使驾驶员紧张，换档时产生的噪音会大大降低乘坐舒适性。上述缺点只能通过驾驶员使用熟练的操作技术（如两脚离合器）使换档无冲击力来克服。但此时会分散驾驶员的注意力，影响行车安全。因此，尽管这种换档方法结构简单，但除了一档和倒档外，很少使用。(2)啮合套的换档 由于变速器的第二轴齿轮与中间轴齿轮处于恒定啮合状态，因此可以移动啮合

4、套进行换档。此时，由于同时承受换档冲击载荷的啮合齿数较多，而轮齿不参与换档，不会过早损坏，但不能消除换档冲击，影响汽车的行车安全和乘坐舒适性。还是有效果的，同时还要求司机有熟练的操作技能。此外，由于增加了啮合套筒和常啮合齿轮，增加了变速器转动部分的总惯性矩。因此，这种换档方式目前只用在一些要求不高的档位和重型车辆的变速器上。这是因为重型汽车的齿轮之间的公比小，换档机构各连接件的角速度差也小，所以换档采用啮合套，制造成本低。并且传输的长度也可以减少。（3）同步器换档同步器可以保证快速、无冲击、无噪音的换档，无论操作技术是否熟练，从而提高汽车的加速、经济、行车安全等一系列性能。大多数现代汽车都使用

5、这种变速形式。与上述两种变速方式相比，虽然存在结构复杂、制造精度高、轴向尺寸大等缺点，但仍被广泛使用。同时，使用同步器或啮合套换档时，换档行程小于滑动齿轮。这种差异在换档特别宽的情况下更加明显。为便于操作，换档时的换档杆行程要求尽可能相等。综合对比以上三种换档方式，本设计中所有档位均采用锁销惯性同步器换档。1.2 倒档的选择与前进档相比，倒档的利用率不高，而且倒档是在停车状态下换档的，所以大部分方案都是采用直齿滑动齿轮换倒档。为实现倒档传动，有的方案采用在中间轴和二轴上的齿轮传动路径中增加一个中间传动齿轮的方案，也有采用两个连体齿轮的方案。前者虽然结构简单，但中间传动齿轮的第一齿轮的齿工作在正

6、负交替对称变化的最不利弯曲应力状态下，而后者工作在更有利的弯曲状态下并略微增加反向传动比。至此，我们可以参考汽车设计中的相关内容进行讨论。汽车设计中的图 3-5 主要介绍了七种不同的倒档布置。图b所示方案的优点是换挡时使用了中间轴上的一档，从而缩短了中间轴的长度。然而，换档时，两对齿轮同时啮合，换档困难。图c所示的方案可以获得较大的倒档传动比，但缺点是换档过程不合理。图 d 所示方案针对前者的缺点进行了修改，从而替代了图 c 所示方案。图e所示方案是将中间轴上的一档和倒档齿轮合二为一，并加长其齿宽。图f所示方案适用于所有齿轮副常啮合的齿轮，换档更方便。为充分利用空间，缩短传动轴向长度，部分货车

7、采用图g所示方案进行倒档传动。缺点是第一，倒档需要各使用一个变速器拨叉轴，使变速器上盖内的操作机构更加复杂。在本设计中，由于整个变速器由主副两个变速器（5+1）*2变速器组成，所以采用一档和倒档共用同步器的设计。即汽车设计倒档排档方案中的f)方案。1.3 支持方案的选择由于变速器在一档和倒档工作时受力较大，所以双轴传动或中间轴传动的低档和倒档应设置在靠近轴的支撑处，以减少轴的变形.确保齿轮的重合度不会减少太多，然后按从低档到高档的顺序排列，这样既可以使轴有足够的刚度，又可以保证装配方便。虽然倒档的传动比接近一档，但由于使用倒档的时间很短，从这个角度来看，一些方案将一档布置在轴的支撑附近，然后安

8、排倒档。此时，在倒档工作时，轮齿的磨损和噪音在短时间内略有增加，同时在一档工作的轮齿的磨损和噪音降低。倒档可以设置在变速箱的左侧或右侧。不同之处在于驾驶员移动变速杆的方向发生了变化。为防止意外挂入倒档，一般在挂入倒档时，有弹簧产生的力需要在挂入倒档时克服，以提醒驾驶者注意。经常使用的齿轮由于接触应力过大而产生表面麻点损伤。将高档布置在靠近轴的轴承中部区域更为合理。在该区域，由于轴变形引起的齿轮偏角小，齿轮保持良好的啮合状态，偏心载荷的减少可以提高齿轮的寿命。1.4 特定零部件的确定下面将讨论同步器的具体形式、轴承的选择、变速器壳体的形式和档位的设置：2-5-1同步器选择该同步器是在啮合套换档机

9、构的基础上发展起来的，其中除上述啮合套、花键轮毂和相应齿轮上的啮合齿圈外，还有一个附加机构。用于连接啮合套筒和相应的啮合齿圈。一种快速实现并保持一致的圆周速度的机制，一种机制可以防止两者接合，直到它们达到同步以防止冲击。同步器一般有大气式、惯性式和自激式，其中惯性式同步器较为常用。1、大气压同步器使用恒压同步器换档和使用啮合套筒在工作过程中的区别在于前者的摩擦作用可以快速实现并保持两个待啮合的花键齿轮之间的同步。定位销对啮合套筒的阻力使两个齿圈暂时不啮合，直到达到同步为止。然而，在这种同步器中，对套筒的轴向阻力受到弹簧压力的限制。如果驱动器用力过大，啮合套可能会克服弹簧压力，压下定位销与齿轮的

10、啮合齿圈接触，从而达到同步。这个时候，牙齿之间还是会有冲击的。因此，常压同步器工作不可靠，目前很少使用。2.惯性同步器惯性同步器和恒压同步器一样，依靠摩擦力来实现同步。但在结构上可以保证啮合套筒和待啮合的花键齿圈在同步之前不能接触，从而避免齿间冲击和噪音。惯性同步器分为：锁销式、锁环式、滑块式、多片式、多锥式等：滑块式同步器本质上是一种锁环式同步器。工作可靠，零件经久耐用，但受结构布置的限制，扭矩容量不大。锁紧面在同步锥环的啮合齿上。齿面磨损大，容易失效。主要用于乘用车和轻型变速器，因此从汽车安全方面考虑，不适合在该设计中使用。这种同步器的锁紧面在同步锥环与啮合套的倒锥面上，省略了同步锥环的啮

11、合齿。这内容减小轴向尺寸。目前，这种形式的同步器已经达到了广泛的应用。考虑到结构布置的合理性、紧凑性以及锥面产生的摩擦力矩的大小，锁环同步器广泛应用于轿车和轻中型卡车，但本次设计并未采用.这种同步器的优点是零件数量少，摩擦锥的平均半径大，提高了扭矩容量，缩短了同步时间。因此，本设计采用了这种结构的同步器。如下所示：2-5-2轴承形式传动要求提高传递的功率质量比，要求工作轴承的可靠性高、承载能力大、性能好、寿命长，因此轴承的选择更为重要。由于一、二轴转速较高，载荷为中等，多为径向载荷，轴向载荷较小，但要求在较高转速下正常工作。因此，综合考虑以上几个方面，选择角接触球轴承。 ，两轴的前端通过滚针轴

12、承支撑在第一轴后段的空腔内。由于中间轴跨度大、直径大、质量大、轴向力大，选用一对角接触球轴承，副轴齿轮通过滚针轴承套在副轴上。低，且转速不高，可直接套在倒档轴上。2-5-3轴设计传动中的轴在运转过程中承受扭矩和弯矩，轴的明显变形会影响齿轮的正常啮合，从而产生较大的噪音，降低使用寿命。轴的结构形状不仅要保证其强度和刚度，还要考虑齿轮、同步器和轴承的安装。修复它也与加工技术密切相关。第一轴通常与齿轮成一体，其长度由离合器组件的轴向尺寸决定。第一轴的花键尺寸和离合器从动盘轮毂的花键尺寸一起考虑。本设计采用渐开线花键，压力角为。如图所示：渐开线花键第二轴做成阶梯式，方便各齿轮的安装，从受力和合理使用材

13、料的角度来看也是必须的。各断面尺寸不应相差很大，轴上用于磨削的砂轮超程槽处的应力集中会导致轴断裂。二轴花键采用渐开线花键安装同步器座，大直径定心更合理。由于渐开线花键比矩形花键精度要求低，定位性能好，承载能力大，键齿高度小，因此相应加大小径，可增强轴的刚性。渐开线花键可以采用制造齿轮的方法加工，具有更好的可制造性和更高的制造精度。花键齿根部强度高，应力集中小，易于定心。当传递的扭矩较大且轴径也较大时，建议使用渐开线花键连接。渐开线花键的定心方法是齿定心。轮齿受载时，轮齿上的径向力可起到自动定心的作用，有利于各轮齿受力均匀。中间轴的一、倒档齿轮为齿轮轴形式，其他齿轮采用渐开线花键连接。中间轴采用

14、阶梯形式，方便各齿轮的安装，从受力和合理使用材料的角度来看也是必须的。各断面尺寸不应相差很大，轴上用于磨削的砂轮超程槽处的应力集中会导致轴断裂。中间轴安装齿轮采用渐开线花键和大直径定心更合理。由于渐开线花键比矩形花键精度要求低，定位性能好，承载能力大，键齿高度小，因此相应加大小径，可增强轴的刚性。渐开线花键可以采用制造齿轮的方法加工，具有更好的可制造性和更高的制造精度。花键齿根部强度高，应力集中小，易于定心。当传递的扭矩较大且轴径也较大时，建议使用渐开线花键连接。渐开线花键的定心方法是齿定心。轮齿受载时，轮齿上的径向力可起到自动定心的作用，有利于各轮齿受力均匀。第四章 传输设计与计算4.1 确

15、定变速器的主要参数4.1.1确定各齿轮的传动比不同类型的变速器有不同的档位。这种设计是四速变速器。传动比已知：i 1 =6.40，i 2 =3.09，i 3 =1.69，i 4 =1.00，i R =7.82。4.1.2中心距A的选择当初选中心距离为A时，初选可根据以下经验公式：式中，A为传输中心距（mm）；为中心距系数，卡车： =8.6-9.6；是发动机的最大扭矩；是变速器的一档传动比；在本设计中，取= 9.1。将数值代入公式计算A=99.940mm，故初始取A=100mm。4.1.3传动轴向尺寸影响变速器壳体轴向尺寸的因素是齿轮的数量、换档机构的形式和齿轮的形式。设计时，可根据中心距A的大

16、小，采用如下经验关系式进行初步选择：四档货车变速器壳体轴向尺寸：（2.22.7）A4.1.4齿轮参数(1) 齿轮模块选择齿轮模数应遵循的一般原则是：在传动中心距相同的情况下，为降低噪声，应合理减小模数，同时增加齿宽；为了使质量更小，模块应同时增加和减少齿宽；从技术的角度来看，每个齿轮应该选择一个模块，从强度的角度来看，每个齿轮应该有不同的模块；对于卡车来说，减轻质量比降低噪音更重要，因此齿轮应使用更大的模数；变速器的低速档应选择较大的模数，其他档位应选择另一种模数。一档模数：3mm 二档模数：2.5mm 三档模数：2.5mm 四档模数：2.5mm 倒档模数：3mm本次设计的卡车，倒档和一档采用

17、直齿，其他前进档采用斜齿轮。(2) 压力角当齿轮的压力角小时，重合度大，齿轮齿的刚度降低。为此，可以减少进出网格时的动载荷，传动平稳，降低噪音；当压力角增加时，可以增加齿轮刚度。弯曲强度和表面接触强度。本设计使用标准压力角= 20。(3) 螺旋角在选择斜齿轮的螺旋角时，应注意它对齿轮的工作噪声、轮齿的强度和轴向力都有影响。 When a larger helix angle is selected, the coincidence of the gear meshing will increase, so the operation is stable, the noise is reduce

18、d, and the strength of the gear is correspondingly improved.因此，从提高低速齿轮抗弯强度的角度来看，不宜过大，以15 25 为宜；从提高高速齿轮的接触强度和增加重合度的角度出发，应选择较大的螺旋角。斜方向的选择：斜齿轮传递扭矩时，应产生轴向力并作用于轴承。在设计中，同时工作的两对齿轮对中间轴的轴向力应相互抵消，以减少轴载荷，提高使用寿命。为此，中间轴上的所有齿轮均为顺时针方向，而一、二轴上的斜齿轮均为左旋，轴向力通过轴承盖由外壳承受。为了使工艺简单，当中间轴的轴向力不大时，只能选择三种螺旋角。二、三、四档的螺旋角为22 ；恒啮合齿轮螺

19、旋角25.28 。(4)齿轮位移系数的选择原则它除了避免齿轮的咬边和匹配中心距外，还会影响齿轮的强度、使用的稳定性、耐磨性、抗胶能力和齿轮的啮合噪音。位移齿轮主要有两种类型：高度位移和角位移。角位移具有位移大的优点，避免了它的缺点。4.1.5每个齿轮的齿数分布1.确定第一齿轮的齿数已知A=100mm，m=3mm2.校正中心距A= =99mm3、确定恒啮合传动齿轮副的齿数已知= 6.38 = 2.5 mm = 2 5.28 + = =78.343= 78=22, =564.确定其他齿轮的轮齿数(1)确定二档齿轮的齿数已知= 3.09 = 2.5mm = 22 eq oac(,1) eq oac(

20、,2)同时 eq oac(,1) eq oac(,2)解决问题，(2)确定三档齿轮的齿数已知=1.69， mm， =25 eq oac(,1) eq oac(,2)同时 eq oac(,1) eq oac(,2)解决(3)确定四档齿轮的齿数已知= 1.00, = 2.5mm, = 22 eq oac(,1) eq oac(,2)同时 eq oac(,1) eq oac(,2)提取(5)确定倒档齿轮的齿数倒档采用正齿轮， mm。已知选择由,必须毫米毫米4.1.6传动齿轮几何参数的设计与计算一、一档几何参数= 3毫米, = 16 , = 35 , =20 , = 0 , =99mm,(1) =0.

21、37, =-0.37(2)啮合角= 23.22 (3) 理论中心距A= =99mm(4) 中心距变化系数= =0(5) 位移系数之和= =0.98(6) 附录减少系数=0.98(7) 分度圆直径= m=66mm, m =168mm(8) 齿顶高度=2.10mm， =1.35mm(9) 根高=4.86mm， =2.64mm(10)齿高=6.75mm(11) 尖端圆直径= 69.78mm, = 176.22mm(12) 根圆直径=56.28mm, =162.72mm(13) 周截面 p= m=7.85mm(14) 基部=7.376mm2、恒啮合齿轮几何参数= 2.5毫米, = 22, = 56,

22、=20 , = 25 , =99 毫米(1)端面模数= 2.76mm(2) =0.37, =-0.37(3) 端压角= 21.925 (4)端面啮合角= 22.086 (5) 分度圆直径= 60.69mm, = 145.79mm(6) 齿顶高度h a1 =m n (f 0 + 1 )=3.075mm h a2 =m n (f 0 + 2 )=1.925mm(7) 根高h f1 =(f 0 +c- 1 )=2.55mm h f2 =(f 0 +c- 2 )=3.7mm(8)齿高5.625mm(9) 尖端圆直径 d a1 =d 1 +2h a1 =66.84mm d a2 =d 2 +2h a2

23、=149.64mm(10) 齿根圆直径d f1 =d 1 -2h f1 =55.59mm d f2 =d 2 -2h f2 =138.39mm(11)中心距A = 91.08mm(12) 正常基部= 8.85mm(13) 基圆直径 d b1 =d 1 cosa t =56.30mm d b2 =d 2 cosa t =135.24mm(14) 法线面分度圆弧齿厚=4.71mm3、二档几何参数= 2.5毫米, = 40 , = 33 , =20 , = 22 , =99mm(1) 位移系数= 0.25, = 0.43(2)端面模数= 2.696mm(3) 端压角= 21. 409 (4)端面啮合

24、角= 22.96 (5) 理论中心距A= =98.40mm(6) 中心距变异系数= =0.24(7) 位移系数之和=0.97(8) 附录减少系数=0.73(9) 分度圆直径= 107.87mm, = 89.00mm(10) 齿顶高度h a1 =m n (f 0 + 1 - n )=0.42mm h a2 =m n (f 0 + 2 - n )=0.04mm(11) 根高h f1 =m n (f 0 +c- 1 )=2.5mm h f2 =m n (f 0 +c- 2 )=2.05mm(12)齿高2.835mm(13) 尖端圆直径 d a1 =d 1 +2h a1 =108.71mm d a2

25、=d 2 +2h a2 =89.08mm(14) 齿根圆直径d f1 =d 1 -2h f1 =102.87mm d f2 =d 2 -2h f2 =84.9mm(15) 普通基部=7.376mm(16) 基圆直径 d b1 =d 1 cosa t =100.43mm d b2 =d 2 cosa t =82.86mm4、三档几何参数= 2.5毫米, = 31, = 47, =20 , = 22 , =99 毫米(1) 位移系数= 0.31, = 0.37(2)端面模数= 2.696mm(3) 端压角= 21. 409 (4)端面啮合角= 22.96 (5) 理论中心距A= =105.14mm

26、(6) 中心距变异系数= =2.28(7) 位移系数之和=1.04(8) 附录减少系数=1.24(9) 分度圆直径=83.60mm, =126.75mm(10) 齿顶高度h a1 =m n (f 0 + 1 - n )=1.54mm h a2 =m n (f 0 + 2 - n )=1.40mm(11) 根高h f1 =m n (f 0 +c- 1 )=2.35mm h f2 =m n (f 0 +c- 2 )=2.2mm(12)齿高2.735mm(13) 尖端圆直径 d a1 =d 1 +2h a1 =86.68mm d a2 =d 2 +2h a2 =129.55mm(14) 齿根圆直径d

27、 f1 =d 1 +2h f1 =78.90mm d f1 =d 1 +2h f1 =122.35mm(15) 普通基部=7.376mm(16) 基圆直径 d b1 =d 1 cosa t =70.29mm d b2 =d 2 cosa t =92.88mm5、四档几何参数= 2.5毫米, = 23 , = 50 , =20 , = 22 , =99mm(1)端面模数= 2.696mm(2) 端压角= 2 2.227 (3)端面啮合角= 22.96 (4) 理论中心距A= =98.40mm(5) 分度圆直径= 62.03mm, = 134.84mm(6) 齿顶高度h a1 =m n (f 0

28、+ 1 - n )=3.26mm h a2 =m n (f 0 + 2 - n )=3.11mm(7) 根高h f1 =m n (f 0 +c- 1 )=2.2mm h f2 =m n (f 0 +c- 2 )=2.35mm(8)齿高5.46mm(9) 尖端圆直径 d a1 =d 1 +2h a1 =68.55mm d a2 =d 2 +2h a2 =141.06mm(10) 齿根圆直径 d a1 =d 1 +2h a1 =57.63mm d a2 =d 2 +2h a2 =130.14mm(11) 普通基部=7.376mm(12) 基圆直径 d b1 =d 1 cosa t =57.42mm

29、 d b2 =d 2 cosa t =124.76mm6.倒档几何参数一个。初级齿轮副的几何尺寸= 3毫米, = 56 , = 28 , =20 , = 0 (1) =0.1, =-0.1(2) A=126mm(2) =128.1mm(4) 中心距变异系数= =0.7(5) 位移系数之和= =0.74(6) 附录减少系数=0.04(7) 分度圆直径=Z 9 *m=168mm, Z 10 *m=84mm(8) 齿顶高度=2.7mm， =3.3mm(9) 根高= 4.05mm, = 3.45mm(10)齿高=6.75mm(11) 尖端圆直径= 173.4mm, = 90.6mm(12) 根圆直径=

30、159.9mm, =77.1mm(13) 周截面 p= m=9.42mm(14) 基部=8.85mm湾。倒档轴大齿轮= 3毫米，Z 11 = 23 = 20(1) =0.37(7) 分度圆直径=Z 11 *m=69mm(8) 齿顶高度=4.11mm(9) 根高=2.64mm(10)齿高=6.75mm(11) 齿尖圆直径=77.11mm(12) 齿根圆直径=63.72mm(13) 周截面 p= m=9.42mm(14) 基部=8.85mm4.1.7传动轴和轴承轴材料选用20CrMnTi。对于第二轴和中间轴的中径，d=0.45A=44.55mm，第一轴花键部分直径=54.56mm，结构设计，如零件

31、图。4.2 传动件刚度和强度计算与校核4.2.1齿轮强度校核传动齿轮的损坏分为三种：换档时的断齿、齿面麻点和齿轮端部损坏。1 齿轮接触应力的计算齿轮的接触应力计算如下：式中，F 为齿面上的法向力（N）， ；是圆周力 (N), ;是计算载荷（ ）； d节圆直径（mm）；是节点处的压力角（）；齿轮螺旋角（）； E为齿轮材料的弹性模量（N/mm ），本设计中E=20.6 Mpa； b 为齿轮接触的实际宽度（mm）； ,在主齿轮和从动齿轮节点处 曲率半径 (mm), 正齿轮, , 斜齿轮, , ,主齿轮和从动齿轮的节圆半径 (mm)。以作用在变速器第一轴上的载荷/2作为计算载荷时，一档和倒档的许用接触

32、应力为19002000N/mm ，恒啮合齿轮的许用接触应力高速档为 1300 N/mm 1400 N/mm 。将相关参数带入可用.传动齿轮的许用接触应力( /MP)齿轮渗碳齿轮氰化物齿轮第一和反向1900-2000950-1000恒定啮合和高速齿轮1300-1400650-700122848743.88343525821.87564445888.757856791045.979102248607.73111276561432.6912137656811.95从以上两个表可以看出，变速器所有齿轮的齿面接触强度均符合要求。2、齿轮抗弯强度的计算(1) 直齿轮的弯曲应力式中，为弯曲应力（MPa）；是

33、圆周力 (N), ;是计算载荷（ ）； d节圆直径（mm）；为应力集中系数，可近似取=1.65；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； b 为脚宽（mm）； t为端面节距（mm），t= ，m为模数； y为齿形系数，可从汽车设计-19乍得图3中得到。当计算载荷取作用在变速器第一轴上的最大扭矩时，一、反向正齿轮的内容弯曲应力为400850 MPa，卡车的下限为850 MPa。由于 d=mZ，有.(2)斜齿轮的弯曲应力式中，为圆周力（N）， ；是计算载荷（ ）； d 为节圆直径（mm）， ，为法向模数；为斜齿轮螺旋角（）； z 为齿数；为应力集中系数，可近似取=1.5； b齿面宽度（mm）； t 为标

34、准齿距（mm），t= ； y为齿形系数，见“汽车设计”中的图3-14；为重合度影响系数， =2；当计算载荷取作用在变速器第一轴上的最大扭矩时，每个斜齿轮的许用弯曲应力为100-250 MPa。分拣后可用.计算结果如下表所示：直齿弯曲强度：b米是的91.650.91830.147147.32101.651.12030.138174.37111.650.91230.115641.36121.651.13030.143557.49131.650.91830.123299.8斜齿轮的弯曲应力如下：Zb是的11.52202.5180.147105.7721.52452.5200.14111.0631.52二十二2.5180.172111.8941.52452.5200.167115.2451.52282.5200.166146.1961.52372.5200.165147.0971.52392.5180.163190.2181.52282.5200.166186.77从以上两个表可以看出，变速器所有齿轮的抗弯强度均符合要求。4.2.2轴强度校核由轴的布置确定的尺寸通常足够坚固，只能检查其危险部分。严格来说，齿轮不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不同，而且受力到支点的距离也不同。应检查每个