1、第一章基本數據選擇設計初始數據：（方案二）學號：12；最高車速：Uamax=110-12=98km/h；發(fā)動機功率：Pemax=66-12/2=60kW；轉矩：Temax=210-123/2=192Nm；總質量：ma=4100-122=4076kg；轉矩轉速：nT=2100r/min；車輪：R16（選205/55R16）；rR=1610/2+205=315.95mm。變速器各擋傳動比確實定初選傳動比：設五擋為直接擋，則ig5=1Uamax=nprigmini0式中：Uamax最高車速np發(fā)動機最大功率轉速車輪半徑igmin變速器最小傳動比i0主減速器傳動比Temax=9549Pemax（式中=

2、）np所以，np=9549(1.11.3)60=min192取np=3500r/minnp/nT=3500/2100=在范圍內，切合要求i0npr=3500315.95103=98igmaxi0雙曲面主減速器，當i06時，取=90%，i0?6時，=85%。輕型商用車ig1在范圍，g=96%，T=g=90%96%=%最大傳動比ig1的選擇：知足最大爬坡度：依據汽車行駛方程式GfCDAua2Gimdu（）Temaxigi0Tr21.15dt汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為Temaxigi0TGsin（）GfcosrGrfcossin即，ig1Ttqi0T式中：G作用在汽車上的重力，Gmg

3、，m汽車質量，g重力加快度，Gmg=4076=；Temax發(fā)動機最大轉矩，Temax=；i0主減速器傳動比，i0=；T傳動系效率，T=%；r車輪半徑，r=0.316m；f轉動阻力系數，關于貨車取f=；爬坡度，取=4076（）ig11924.25=86.4%最小傳動比ig1的選擇知足附著條件：Temaxig1i0TFz2r在瀝青混凝土干路面，=，取=即ig140769.860%=1924.2586.4%由得ig1；又因為輕型商用車ig1=；所以，取ig1=。其余各擋傳動比確實定：按等比級數原則，一般汽車各擋傳動比大概切合以下關系：iig1g2iig2ig3ig4ig4qg3ig5式中：q常數，也

4、就是各擋之間的公比；所以，各擋的傳動比為：ig1q4，ig2q3，ig3q2，ig4qqn1ig1=46.0=所以其余各擋傳動比為：ig2=q3=，ig3=q2=，ig4=q=中心距A初選中心距時，可依據下述經驗公式AKA3Temaxi1g（）式中：A變速器中心距（mm）；KA中心距系數，乘用車：KA=，商用車：KA=，取；Temax發(fā)動機最大轉矩（）；i1變速器一擋傳動比，ig1=；g變速器傳動效率，取96%；Temax發(fā)動機最大轉矩，Temax=。則，AKA3Temaxi1g=(8.69.6)31926.096%=（mm）初選中心距A=96mm。2齒輪參數1、模數對貨車，減小質量比減小噪聲

5、更重要，故齒輪應當采納大些的模數；從工藝方面考慮，各擋齒輪應當采納一種模數。嚙合套和同步器的接合齒多半采納漸開線。因為工藝上的原由，同一變速器中的接合齒模數同樣。其取值范圍是：乘用車和總質量ma在的貨車為；總質量ma大于的貨車為。選用較小的模數值可使齒數增加，有益于換擋。表汽車變速器齒輪法向模數乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量ma/t車型VVmama模數mn/mm表汽車變速器常用齒輪模數一系列二系列（）（）依據表及，齒輪的模數定為。2、壓力角理論上關于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用、15、16、等小些的壓力角；對商用車，為提升齒輪承載能力應采納或25等大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓

6、力角為20，所以變速器齒輪廣泛采納的壓力角為20。3、螺旋角實考證明：跟著螺旋角的增大，齒的強度也相應提升。在齒輪采納大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增添，因此工作安穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳達轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力爭使中間軸上同時工作的兩對齒輪產生的軸向力均衡，以減小軸承負荷，提升軸承壽命。所以，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應當是不同樣的。為使工藝簡易，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成同樣的，或許僅取為兩種螺旋角。貨車變速器螺旋角：1826初選一、三、四擋斜齒輪齒輪螺旋角為22，其余擋斜齒輪螺旋角20。4、齒寬b直齒bkcm，kc為齒寬系數，取為，取；斜齒bkc

7、mn，kc取為，取。bkcmn7428mm采納嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為24mm，取4mm。5、齒頂高系數在齒輪加工精度提升此后，包含我國在內，規(guī)定齒頂高系數取為。3各擋齒輪齒數的分派圖變速器傳動表示圖以下圖為變速器的傳動表示圖。在初選中心距、齒輪模數和螺旋角此后，可依據變速器的擋數、傳動比和傳動方案來分派各擋齒輪的齒數。應當注意的是，各擋齒輪的齒數比應當盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。1、確立一擋齒輪的齒數中間軸一擋齒輪齒數，貨車可在1217之間采納，最小為1214，取Z10=14，一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動比為ig1Z2Z9（）Z1Z10為了求Z9，Z10的齒數

8、，先求其齒數和Zh，斜齒Zh2Acos（）mn296cos22=取整為454即Z9=Zh-Z10=45-14=312、對中心距A進行修正因為計算齒數和Zh后，經過取整數使中心距有了變化，所以應依據取定的Zh和齒輪變位系數從頭計算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數分派的依照。mnZh=4（1431）A0=97.6mm取整為A=98mm。2cos2cos22對一擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角t：tant=tann/cos9-10=t=嚙合角t,：cost,=Aocost=At,=變位系數之和nz9z10inv2tan=,invtn100.4190.2560.410.154計算精準值：A

9、=mnZh91023.312cos10一擋齒輪參數：分度圓直徑d9mnz9/cos910=431/=d10mnz10/cos910=414/=60.98mm齒頂高ha9han9ynmn=ha10han10ynmn=5.556mm式中：yn（AA0）/mn=（）/4=ynnyn=齒根高hf9hanc9mn=齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數節(jié)圓直徑hf10hanc10mn=3.36mmhha9hf9=da9d92ha9=da10d102ha10=72.09mmdf9d92hf9=135.0225.616=df10d102hf10=60.9823.36=54.26mmzv9z9/cos3910=z

10、v10z10/cos3910=d92Az929831z1031135.022mmz914r91d967.511mm2d102Az1029814z103160.978mmz914r101d1030.489mm23、確立常嚙合傳動齒輪副的齒數由式（）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比Z2ig1Z10（）Z1Z914=6.0=31常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即mnZ1Z2（）A2cos122Acos12Z1Z2mn=294cos204=由式（）、（）得Z1=，Z2=取整為Z1=12，Z2=33，則：ig1Z2Z9=3331=ig1=Z1Z101214對常嚙合齒輪進行角度變位：理論中心距Ao

11、mnZ1Z2=41233=2cos122cos20端面壓力角tant=tann/cos12=t=端面嚙合角cost,Aocost=97.06A97,21.51tz1z2inv,invt變位系數之和nt2tann=1233inv21.51inv21.182tan20=查變位系數線圖得：1計算精準值：A=mnZh122cos120.35223.31常嚙合齒輪數：分度圓直徑齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數節(jié)圓直徑d1z1mn=cos12d2z2mn=143.73mmcos12ha1han1ynmn=（1+yn）4=ha10han2ynmn=（yn）4=4.82mm式中：yn（AA0）/

12、mn=（）/4=ynnyn=hf1hancn1mn=（1+）4=hf2hancn2mn=（1+）4=6.184mmhha1hf1=da1d12ha1=da2d22ha2=153.37mmdf1d12hf1=df2d22hf2=131.362mmzv1z1/cos312=zv2z2/cos312=d12Az121252.26mmz298z11233r11d126.13mm2d22Az2233z298143.73mmz11233r21d271.87mm24、確立其余各擋的齒數（1）二擋齒輪為斜齒輪，模數與一擋齒輪同樣，初選78=20i2Z2Z7（）Z1Z8Z7i2Z1=3.8512=Z8Z233A

13、mnZ7Z8（）2cos78Z7Z82Acos78=296cos20=mn4由式（）、（）得Z7=，Z8=取整為Z7=26，Z8=19則，i2Z2Z73326=ig2=Z1Z8=1912對二擋齒輪進行角度變位：理論中心距AomnZ7Z8=2cos78端面壓力角tant=tann/cos78=t=端面嚙合角cos,Aocos95.78cos21.17=tAt=98,24.3tz7z8inv,invtt變位系數之和n2tann=8=7=求8的精準值：AmnZ7Z878=2cos78二擋齒輪參數：分度圓直徑齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數節(jié)圓直徑d7z7mn=cos78d8z8mn=8

14、2.75mmcos78ha7han7ynmn=ha8han8ynmn=5.364mm式中：yn（AA0）/mn=ynnyn=hf7hancn7mn=hf8hancn8mn=3.48mmhha7hf7=da7d72ha7=da8d82ha8=93.478mmdf7d72hf7=df8d82hf8=75.79mmzv7z7/cos378=zv8z8/cos378=d72Az7226z7z898113.25mm2619r71d756.62mm2d82Az8219z7z89882.76mm2619r81d841.38mm2（2）三擋齒輪為斜齒輪，初選56=22Z5i3Z1Z6Z2=2.471233=A

15、mnZ5Z62cos56由式（）、（）得Z5=，Z6=取整Z5=21，Z6=24（）（）i3Z2Z5Z1Z6=33211224=i3=對三擋齒輪進行角度變成：理論中心距AomnZ5Z6=2cos56端面壓力角tant=tann/cos56=t=端面嚙合角cos,Aocos97.06cos21.45=tAt=98,21.79tz5z6inv,invtt變位系數之和n2tann=5=6=求mnZ5Z66的精準值：A2cos5656=三擋齒輪參數：分度圓直徑齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數節(jié)圓直徑d5z5mn=cos56d6z6mn=104.53mmcos56ha5han5ynmn=h

16、a6han6ynmn=4.22mm式中：yn（AA0）/mn=ynnyn=hf5hancn5mn=hf6hancn6mn=4.76mmhha5hf5=da5d52ha5=da6d62ha6=112.97mmdf5d52hf5=df6d62hf6=95.01mmzv5z5/cos356=zv6z6/cos356=d52Az529821z5z691.47mm2124r51d545.73mm2d62Az629824104.53mmz5z62124r61d652.27mm2（3）四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角34=22Z3i4Z1（）Z4Z2=1431=mnZ3Z4（）A2cos34由（）、（）得Z3=

17、，Z4=，取整Z3=19，Z4=27則：i4Z2Z3Z1Z4=33191227=i4=對四擋齒輪進行角度變位：理論中心距AomnZ3Z4=2cos34端面壓力角tant=tann/cos34=t=端面嚙合角cos,Aocost=99.23=tAcos21.4398,20.15t變位系數之和=z3z4invn2tan,tinvtn3=4=求螺旋角mnZ3Z44的精準值：A2cos3434=四擋齒輪參數：分度圓直徑齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數d3z3mn=cos34d4z4mn=115.04mmcos34ha3han3ynmn=ha4han4ynmn=5.268mm式中：yn（A

18、A0）/mn=ynnyn=hf3hancn3mn=hf4hancn4mn=6.248mmhha3hf3=da3d32ha3=da4d42ha4=127.536mmdf3d32hf3=df4d42hf4=102.54mmzv3z3/cos334=zv4z4/cos334=節(jié)圓直徑d32Az3298191980.96mmz3z427r31d340.48mm2d42Az42982719115.04mmz3z427r41d457.52mm25、確立倒擋齒輪齒數倒擋齒輪采納的模數與一擋同樣，倒擋齒輪Z13的齒數一般在2123之間，初選Z12后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距A，。初選Z13=23，Z12

19、=14，則：A，1mZ12Z132=1414232=74mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干預，齒輪12和11的齒頂圓之間應保擁有以上的空隙，則齒輪11的齒頂圓直徑De11應為De120.5De11A22De112ADe121=2984(14+2)1=131mmDe11Z112m131=2=為了保證齒輪10和11的齒頂圓之間應保擁有以上的空隙，取Z11=30計算倒擋軸和第二軸的中心距AA,mz13z11242330=106mm計算倒擋傳動比i倒2z2z13z11z1z12z13=312330141423=倒擋齒輪參數：u1213z131.64,查表得z12u1311z111.30,查表得z1

20、312130.24，0.24，13110.240.24分度圓直徑d11z11m=304=120mmd12z12m144=56mmd13z13m234=92mm齒頂高ha11ha*11mmmha12h*a12m=4.96mmha13h*a13m=3.04mm齒根高hf11hac11m=mmhf12hac12m=4.04mmhf13hac13m=5.96mm齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑節(jié)圓直徑4本章小結hha11hf11=9mmda11d112ha11=da12d122ha12=65.92mmda13d132ha13=98.08mmdf11d112hf11=mmdf12df122hf12=47.92

21、mmdf13df132hf13=80.08mmd11z112106302A120mmz11z133023r111d1160mm2d122Az12214z12z137456mm1423r121d1228mm2d132Az13210623z11z1392mm3023r131d1346mm2本章第一依據所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，而后計算出變速器的各擋傳動比；接著確立齒輪的參數，如齒輪的模數、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數；介紹了齒輪變位系數的選擇原則，并依據各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數，依據齒數從頭計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。第二章齒輪校核齒輪資料的選擇原則1、知足工作

22、條件的要求不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪資料亦有不同的要求。可是關于一般動力傳輸齒輪，要求其資料擁有足夠的強度和耐磨性，并且齒面硬，齒芯軟。2、合理選擇資料配對如對硬度350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命靠近，小齒輪資料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050HBS左右。為提升抗膠合性能，大、小輪應采納不同鋼號資料。3、考慮加工工藝及熱辦理工藝變速器齒輪滲碳層深度介紹采納以下值：m法3.5時滲碳層深度m法3.5時滲碳層深度m法5時滲碳層深度表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348關于氰化齒輪，氰化層深度不該小于；表面硬度HRC485312。關于大模數的重型汽車變速

23、器齒輪，可采納25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火辦理，以提升表面硬度，細化資料晶面粒13。計算各軸的轉矩發(fā)動機最大扭矩為，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。軸T1=Temax離承=19298%96%=中間軸T2=T1承齒i21=96%99%33/12=軸一擋T31T2承齒i910=31/14=二擋T32T2承齒i78=26/19=三擋T33T2承齒i56=21/24=四擋T34T2承齒i34=19/27=五擋T35T2承齒=倒擋倒2齒21112=230/14=輪齒強度計算TT（承）i（）輪齒曲折強度計算1、倒檔

24、直齒輪曲折應力w圖齒形系數圖2TgKKfw（）m3zKcy式中：w曲折應力（MPa）；Tg計算載荷（）；K應力集中系數，可近似取K=；Kf摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對曲折應力的影響也不同；主動齒輪Kf=，從動齒輪Kf=；b齒寬（mm）；模數；齒形系數，如圖。當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩Temax時，一、倒擋直齒輪許用曲折應力在400850MPa，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力應取下限。計算倒擋齒輪11，12，13的曲折應力w11，w12，w13z11=30，z12=14，z13=23，y112T倒KKf=，y12=，y13

25、=，T倒=，T2=w11m3z11Kcy112913.761.650.910343307.00.157=400850MPa2T2KKfw12m3z12Kcy1210343147.00.141.=400850MPa（）KKf2T2Z13/Z12w13m3z13Kcy13=2（472.0923/14）10343237.00.124=400850MPa2、斜齒輪曲折應力w2TgcosK（）wzmn3yKcK式中：Tg計算載荷（Nmm）；mn法向模數（mm）；z齒數；斜齒輪螺旋角（）；K應力集中系數，K=；y齒形系數，可按當量齒數znzcos3在圖中查得；Kc齒寬系數Kc=K重合度影響系數，K=。當計

26、算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180350MPa范圍，對貨車為100250MPa。（1）計算一擋齒輪9，10的曲折應力w9，w10z9=31，z10=14，y9=，y10=，T31=，T2=，910=，zv940.00，zv1060.978，Kc=2T31cos910Kw9z9mn3y9KcK2993.49。1.50cos23.313=430.1467.02.01031=100250MPa2T2cos910Kw10KcKz10mn3y10。1.501031343=100250MPa（2）計算二擋齒輪7，8的曲折應力z7=26，z

27、8=19，y7=，y8=，T32=，T2=，78=，Zv720.14，Zv814.72，Kc=w72T32cos78Kz7mn3y7KcK=2613.98cos23.31。1.5010326430.1617.02.0=100250MPa2T2cos78Kw8z8mn3y8KcK。=2472.09cos23.311.5010319430.1397.02.0=100250MPa（3）計算三擋齒輪5，6的曲折應力z5=21，z6=24，y5=，y6=，T33=，T2=，56=，Zv527.11，Zv630.98，Kc=2T33cos56Kw5z5mn3y5KcK=2392.59cos23.31。1.

28、5010321430.1497.02.0=100250MPa2T2cos56Kw6z6mn3y6KcK。3=310=100250MPa（4）計算四擋齒輪3，4的曲折應力z3=19，z4=27，y3=，y4=，T34=，T2=，34=，Zv322.97，Zv432.65，Kc=2T34cos34Kw3z3mn3y3KcK=2315.73cos20.15。1.5010319430.1417.02.0=100250MPa2T2cos34Kw4z4mn3y4KcK。1032743=100250MPa（5）計算常嚙合齒輪1，2的曲折應力z1=12，z2=33，y1=，y2=，T1=，T2=，12=，Zv

29、115.49，Zv242.61，Kc=2T1cos12Kw1z1mn3y1KcK。1.50103=2180.63cos23.3112430.1546.02.0=100250MPa2T2cos12Kw2z2mn3y2KcK=2472.09cos23.31。1.5010333430.1336.02.0=100250MPa輪齒接觸應力jj0.418TgE11（）bdcoscoszb式中：a）；j輪齒的接觸應力（MPTg計算載荷（）；節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點處壓力角（），齒輪螺旋角（）；E齒輪資料的彈性模量（a）；MPb齒輪接觸的實質寬度(mm)；z、b主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪zrz

30、sin、brbsin，斜齒輪zrzsincos2、brbsincos2；rz、rb主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷Temax/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力j見表。4-2彈性模量E=10Nmm，齒寬bKcmKcmn=74=28mm表變速器齒輪的許用接觸應力齒輪jMPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力T31=，T2=d9135.002，d1060.978mmb9d9sin/cos223.31=27.37mm2z10d10sin/cos223.31=

31、12.36mm2j90.418T31E11bd9coscos23.81z10b9=0.41828993.4920.61041110312.3627.37=19002000MPaj100.418T2E11bd10coscos23.81z10b9=0.41828472.0920.61041110312.3627.37=19002000MPa（2）計算二擋齒輪7，8的接觸應力T32=，T2=d7113.25mm，d882.76mmb7d7sin/cos223.31=22.96mm2z8d8sin/cos223.31=16.78mm2j70.418T32E11bd7coscos23.31z8b7=0.

32、418613.9820.6104111032816.7822.96=19002000MPaj80.418T2E11bd8coscos23.31z8b7=0.418472.0920.6104111032816.7822.96=13001400MPa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力T33=，T2=d591.47mm，d6104.53mmb5d5sin/cos223.31=18.55mm2z6d6sin/cos223.31=21.19mm2j50.418T33E11bd5coscos23.31z6b5=0.41828392.5920.61041110321.1918.55=13001400MPaj

33、60.418T2E11bd6coscos23.31z6b5=0.41828472.0920.61041110321.1918.55=13001400MPa（4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力T34=，T2=d380.96mm，d4115.04mmb3d3sin/cos220.15=15.71mm2z4d4sin/cos220.15=22.32mm2T34E11j30.418bd3coscos20.15z4b3=0.418315.7320.6104111032822.3215.71=13001400MPaj40.418T2E11bd4coscos20.15z4b3=0.418472.0920.61

34、04111032822.3215.71=13001400MPa（5）常嚙合齒輪1，2的接觸應力T1=，T2=d152.26mm，d2143.73mmz1d1sin/cos223.31=10.60mm2b2d2sin/cos223.31=29.14mm2j10.418T1E11bd1coscos23.31z1b2=0.41824180.6320.61041110310.6029.14=13001400MPaj20.418T2E11bd2coscos23.31z1b2=0.41824472.0920.61041110310.6029.14=13001400MPa（6）計算倒擋齒輪11，12，13的

35、接觸應力T倒=，T2=d1256mm，d1392mm，d11120mmz12d12sin20=9.58mm2z13b13d13sin20=15.73mm2b11d11sin20=20.52mm2j110.418T倒E11bd11cosz13b11=0.418913.7620.61041110328120cos2015.7320.52=19002000MPaj120.418T2E11bd12cosz12b13=0.418472.0920.6104111032856cos209.5815.73=19002000MPa0.418（）E11j13T2z13/z12bd13cosz13b11=0.418

36、472.09（23/14）20.6104111032892cos2015.7320.52=19002000MPa計算各擋齒輪的受力（1）一擋齒輪9，10的受力d9=135.02mm，d10=60.98mmT31=m,T2=m91023.312T312993.4910314716.19NFt9135.02d92T22472.0910315483.44NFt1060.98d10Ft9tann14716.19tan20/cos23.315832.30NFr9cos910Ft10tann15483.44tan20/cos23.316136.38NFr10cos910Fa9Ft9910Fa10Ft109

37、106671.43N（2）二擋齒輪7，8的圓周力F9、F10d7113.24mm，d882.75mmT32=m,T2=m7823.31Ft72T322613.98310843.87Nd710113.24Ft82T22472.0910311410.03Nd882.75Ft7tann10843.87tan20/cos23.314297.63NFr7cos78Ft8tann11410.03tan20/cos23.314522.01NFr8cos78Fa7Ft778Fa8Ft8784916.30N（3）三擋齒輪5，6的圓周力F7、F8d591.47mm，d6104.53mmT33=T2=56Ft52T

38、332392.591038584.02Nd591.47Ft62T22472.0939032.62Nd610104.53Fr5Ft5tann8584.02tan203402.01Ncos5cos23.316Fr6Ft6tann9032.62tan203579.80Ncos5cos23.316Fa5Ft5tan563698.64NFa6Ft6tan563891.93N（4）四擋齒輪3，4的圓周力F5、F6d380.95mm，d4115.04mmT34=T234Ft32T342315.731037800.62Nd380.95Ft42T22472.091038207.41Nd4115.04Fr3Ft3

39、tann7800.62tan203024.30Ncoscos20.1534Fr4Ft4tann8207.41tan203182.01Ncoscos20.1534Fa3Ft3tanFa4Ft4tan4342862.34N3011.61N（5）五擋齒輪1，2的圓周力F3、F4d152.26mm，d2143.73mmT1=T212Ft12T12180.631036912.74Nd152.262T22472.091036569.12NFt2143.73d2Fr1Ft1tann6912.74tan202739.65Ncoscos23.3112Fr2Ft2tann6569.12tan202603.47Nc

40、oscos23.3112Fa1Ft1tan122978.53NFa2Ft2tan122830.47N（6）倒擋齒輪11，12的受力d11mz11430120mm，d12mz1241456mmT倒=T2Ft112T倒2913.7610315229.33Nd11120Ft122T22472.0910316860.36Nd1256Fr11Ft11tan15229.33tan205543.02NFr12Ft12tan16860.36tan206136.67N本章小結本章第一簡要介紹了齒輪資料的選擇原則，即知足工作條件的要求、合理選擇資料配對、考慮加工工藝及熱辦理，而后計算出各擋齒輪的轉矩。依據齒形系數

41、圖查出各齒輪的齒形系數，計算輪齒的曲折應力和接觸應力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進行校核做準備。第三章軸及軸上支承件的校核軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視構造不同，可采納滲碳、高頻、氰化等熱辦理方法。關于只有滑動齒輪工作的第二軸能夠采納氰化辦理，但關于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采納滲碳或高頻辦理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC5863，表面光潔度不低于8。關于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不該低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的齊心直徑應可控制其不齊心度。關于采納高頻或滲碳鋼的軸

42、，螺紋部分不該淬硬，免得產生裂紋。關于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。軸的強度計算初選軸的直徑在已知中間軸式變速器中心距A時，第二軸和中間軸中部直徑0.450.60A，軸的最大直徑d和支承距離L的比值：對中間軸，d/L=；對第二軸，d/L。第一軸花鍵部分直徑d（mm）：dK3Temax（）式中：K經驗系數，K=；Temax發(fā)動機最大轉矩（）。第一軸花鍵部分直徑d14.04.63192=取26mm；第二軸最大直徑d2max（0.450.60）98=取60mm；中間軸最大直徑dmax0.450.6098=取50mm第二軸支撐間長度：L2d2max285.71333.33mm；

43、中間軸支撐間長0.180.21度：Ldmax277.78312.5mm；第一軸支撐間長度：0.160.18L1d1max123.81144.44mm0.180.21圖軸的尺寸圖軸的強度校核1、軸的剛度校核軸在垂直面內撓度為fc，在水平面內撓度為fs和轉角為，可分別用式（）、（）、（）計算F1a2b2fc（）3EILF2a2b2fs（）3EILF1abba（）3EIL式中：F1齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；F2齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；E彈性模量（MPa），E=105MPa；4），關于實心軸，Id464；d軸的直徑（mm），I慣性矩（mm花鍵處按均勻直徑計算；a、b齒輪上的作使勁距支

44、座A、B的距離（mm）；L支座間的距離（mm）。軸的全撓度為f220.2。fcfsmm軸在垂直面和水平面內撓度的同意值為fc=，fs=。齒輪所在平面的轉角不該超出。（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，往常撓度不大，能夠不用計算（2）二軸的剛度一檔時Ft914716.19N，Fr95832.30Nd32=47mm，a9243.25mm，b9101.75mmL345mmfc964Fr9a92b923ELd324645832.30243.252101.75233.142.06105474345=0.069mm0.050.10mmfs964Ft9a92b923d324EL6414716

45、.19243.252101.75233.142.06105474345=0.100.15mmf9fc29fs290.06920.134264Fr9a9b9b9a993ELd324645832.30（101.75243.25）33.142.06105474345=二檔時Ft710843.87N，Fr74297.63Nd3347mm，a7198.25mm，b7146.75mmL345mm22fc764Fr7a7b743ELd330.10mmfs764Ft7a72b723d334EL2146.75254743450.15mmf7fc27fs270159mm0.2mm764Fr7a7b7b7a73EL

46、d334644297.63198.25146.75（146.75198.25）33.142.06105474345=三檔時Ft5，Fr5d3440mm，a5152.25mm，b5192.75mmL345mmfc564Fr5a52b523ELd3442192.7525404345=0.077mm0.050.10mm64Ft5a52b52fs53d344EL648584.02152.252192.75233.142.06105404345=0.100.15mmf5fc25fs25564Fr5a5b5b5a53ELd344（192.75152.25）54=四檔時Ft3，Fr3d3535mm，a311

47、0.25mm，b3234.75mmL345mmfc364Fr3a32b323ELd354648207.41110.252234.75233.142.061053543450.10mmfs364Ft3a32b323d354EL647800.62100.252234.75233.142.06105354345=0.100.15mmf3fc23fs2364Fr3a3b3b3a33ELd354（234.75100.25）54=倒檔時Ft11，Fr11d3144mm，a11313.5mm，b1131.5mmL345mm64Fr11a112b112fc1143ELd31645543.02313.5231.

48、5233.142.06105444291.8750.10mmfs1164Ft11a112b1123d314EL6415229.33313.5231.5233.142.06105444345=0.100.15mmf11fc112fs2110.137mm0.2mm64Fr11a11b11b11a11113ELd314645543.02313.531.5（31.5313.5）33.142.06105444345（3）中間軸剛度一檔時Ft1015483.44N，Fr106136.38Nd2252mm，a10255.43mm，b10104.57mmL360mm64Fr10a102b102fc103ELd

49、2240.10mm22fs1064Ft10a10b10=0.100.15mm3d224ELf10fc210fs1020.0552mm0.2mm64Fr10a10b10b10a10=四檔時103ELd224Ft48207.41N，Fr43182.01Nd25100mm，a4109.13mm，b4250.87mmL360mmfc464Fr4a42b42=0.0457mm0.050.10mm43ELd25fs464Ft4a42b420.100.15mm3d4EL=25f4fc24fs240.063mm0.2mm64Fr4a4b4b4a4=五檔時43ELd254Ft2，Fr2d26127mm，a230

50、.13mm，b2329.87mmL360mmfc264Fr2a22b22=0.0029mm0.050.10mm43ELd26fs264Ft2a22b220.100.15mm3d4EL=26f2fc22fs220.0087mm0.2mm64Fr2a2b2b2a2=倒檔時23ELd264Ft1216860.36N，Fr126136.67Nd2146mm，a12335.05mm，b1224.95mmL360mmfc1264Fr12a122b122=0.016mm0.050.10mm3ELd214fs1264Ft12a122b122=0.100.15mm3d214ELf12fc212fs1220.04

51、5mm0.2mm=、軸的強度計算（1）二軸的強度校核RVARHAFa9Ft9RHAFr9Ft9L1=243LRVAMFr9Mvc左=T31=993490NmmM=一檔時撓度最大，最危險，所以校核。T31993490Nmm；Fa96108.17N；Ft9RVBRHBRHBL2RVBMHc=Mv右=14716.19N；Fr95832.30N；d3147mm；L1243.25mm；L2101.75mm；L345mm求水平面內支反力RHA、RHB和彎矩MHCRHA+RHB=Ft9RHAL1RHBL2由以上兩式可得RHA=，RHB=，MHC=求垂直面內支反力RVA、RVB和彎矩MVCRVA+RVB=Fr

52、91Fr2L12Fa9d9RVBL由以上兩式可得RVA=，RVB=，MVC左=，MVC右=按第三強度理論得：32M321618024.422158.82MPa400MPad3133.14473（2）中間軸強度校核T2472090Nmm；Fa22830.47N；Ft26569.12N；Fr22603.47N；Ft1216860.36N；Fr126136.67N；d2135.52mm；d26126mm；d53.95mm；L158.875mm；L2271mm；L355.125mm；L360mmFr2Fr12Ft12Fa2Ft2RHARHBRVBRVAFt12CDRHAFt2RHBLLL123Lr2r

53、12FMFRVARVB394990Nmm求水平面內支反力RHA、RHB和彎矩MHC、MHDRHA+RHB+Ft2=Ft12Ft2L1+RHBLFt12L1L2由以上兩式可得RHA=，RHB=，MHC=，MHD=求垂直面內支反力RVA、RVB和彎矩MVC、MVDRVA+RVB=Fr2+Fr121Fr2L12Fa2d2Fr12L1L2RVBL由以上兩式可得RVA=，RVB=，MVC左=，MVC右=，MVD=按第三強度理論得：MCMvc2右MHC2T22132314.492397560.2420.64720902518817.43MDMVD2MHDT22142135.772348496.9220.6

54、4720902485039.1132M32518817.4342.30MPa400MPaC3.14503d31332M32485039.1131.48MPa400MPaD3.1453.953d313軸承及軸承校核一軸軸承校核T31993490Nmm；Fa96108.17N；Ft914716.19N；Fr95832.30Nd3144mm；L1243.25mm；L2101.75mm；L345mm。RRV2H2RV1RH1FFS2S1Fa9Ft9FH1RH2Ft9L1L2LRV2MRV1Fr9866310Nmm1、軸及軸承的校核因為工作轉速和軸頸的要求，初選一軸軸承型號為30208，正裝。一檔時傳達的軸向力最大，Fa96108.17N,T31993490求水平面內支反力RH1、RH2和彎矩MHRH1+RH2=Ft9Ft9L1RH1L由以上兩式可得RH1=，RH2=，MH=求垂直面內支反力RV2、RV1和彎矩M