汽车设计变速器设计说明书

1、第一章基本数据选择设计初始数据：（方案二）学号：12；最高车速：Uamax=110-12=98km/h；发动机功率：Pemax=66-12/2=60kW；转矩：Temax=210-123/2=192Nm；总质量：ma=4100-122=4076kg；转矩转速：nT=2100r/min；车轮：R16（选205/55R16）；rR=1610/2+205=315.95mm。变速器各挡传动比确实定初选传动比：设五挡为直接挡，则ig5=1Uamax=nprigmini0式中：Uamax最高车速np发动机最大功率转速车轮半径igmin变速器最小传动比i0主减速器传动比Temax=9549Pemax（式中=

2、）np所以，np=9549(1.11.3)60=min192取np=3500r/minnp/nT=3500/2100=在范围内，切合要求i0npr=3500315.95103=98igmaxi0双曲面主减速器，当i06时，取=90%，i0?6时，=85%。轻型商用车ig1在范围，g=96%，T=g=90%96%=%最大传动比ig1的选择：知足最大爬坡度：依据汽车行驶方程式GfCDAua2Gimdu（）Temaxigi0Tr21.15dt汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为Temaxigi0TGsin（）GfcosrGrfcossin即，ig1Ttqi0T式中：G作用在汽车上的重力，Gmg

3、，m汽车质量，g重力加快度，Gmg=4076=；Temax发动机最大转矩，Temax=；i0主减速器传动比，i0=；T传动系效率，T=%；r车轮半径，r=0.316m；f转动阻力系数，关于货车取f=；爬坡度，取=4076（）ig11924.25=86.4%最小传动比ig1的选择知足附着条件：Temaxig1i0TFz2r在沥青混凝土干路面，=，取=即ig140769.860%=1924.2586.4%由得ig1；又因为轻型商用车ig1=；所以，取ig1=。其余各挡传动比确实定：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大概切合以下关系：iig1g2iig2ig3ig4ig4qg3ig5式中：q常数，也

4、就是各挡之间的公比；所以，各挡的传动比为：ig1q4，ig2q3，ig3q2，ig4qqn1ig1=46.0=所以其余各挡传动比为：ig2=q3=，ig3=q2=，ig4=q=中心距A初选中心距时，可依据下述经验公式AKA3Temaxi1g（）式中：A变速器中心距（mm）；KA中心距系数，乘用车：KA=，商用车：KA=，取；Temax发动机最大转矩（）；i1变速器一挡传动比，ig1=；g变速器传动效率，取96%；Temax发动机最大转矩，Temax=。则，AKA3Temaxi1g=(8.69.6)31926.096%=（mm）初选中心距A=96mm。2齿轮参数1、模数对货车，减小质量比减小噪声

5、更重要，故齿轮应当采纳大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应当采纳一种模数。啮合套和同步器的接合齿多半采纳渐开线。因为工艺上的原由，同一变速器中的接合齿模数同样。其取值范围是：乘用车和总质量ma在的货车为；总质量ma大于的货车为。选用较小的模数值可使齿数增加，有益于换挡。表汽车变速器齿轮法向模数乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t车型VVmama模数mn/mm表汽车变速器常用齿轮模数一系列二系列（）（）依据表及，齿轮的模数定为。2、压力角理论上关于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用、15、16、等小些的压力角；对商用车，为提升齿轮承载能力应采纳或25等大些的压力角。国家规定的标准压

6、力角为20，所以变速器齿轮广泛采纳的压力角为20。3、螺旋角实考证明：跟着螺旋角的增大，齿的强度也相应提升。在齿轮采纳大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增添，因此工作安稳、噪声降低。斜齿轮传达转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力争使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力均衡，以减小轴承负荷，提升轴承寿命。所以，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应当是不同样的。为使工艺简易，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成同样的，或许仅取为两种螺旋角。货车变速器螺旋角：1826初选一、三、四挡斜齿轮齿轮螺旋角为22，其余挡斜齿轮螺旋角20。4、齿宽b直齿bkcm，kc为齿宽系数，取为，取；斜齿bkc

7、mn，kc取为，取。bkcmn7428mm采纳啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取4mm。5、齿顶高系数在齿轮加工精度提升此后，包含我国在内，规定齿顶高系数取为。3各挡齿轮齿数的分派图变速器传动表示图以下图为变速器的传动表示图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角此后，可依据变速器的挡数、传动比和传动方案来分派各挡齿轮的齿数。应当注意的是，各挡齿轮的齿数比应当尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。1、确立一挡齿轮的齿数中间轴一挡齿轮齿数，货车可在1217之间采纳，最小为1214，取Z10=14，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为ig1Z2Z9（）Z1Z10为了求Z9，Z10的齿数

8、，先求其齿数和Zh，斜齿Zh2Acos（）mn296cos22=取整为454即Z9=Zh-Z10=45-14=312、对中心距A进行修正因为计算齿数和Zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应依据取定的Zh和齿轮变位系数从头计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分派的依照。mnZh=4（1431）A0=97.6mm取整为A=98mm。2cos2cos22对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角t：tant=tann/cos9-10=t=啮合角t,：cost,=Aocost=At,=变位系数之和nz9z10inv2tan=,invtn100.4190.2560.410.154计算精准值：A

9、=mnZh91023.312cos10一挡齿轮参数：分度圆直径d9mnz9/cos910=431/=d10mnz10/cos910=414/=60.98mm齿顶高ha9han9ynmn=ha10han10ynmn=5.556mm式中：yn（AA0）/mn=（）/4=ynnyn=齿根高hf9hanc9mn=齿全高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数节圆直径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、确立常啮合传动齿轮副的齿数由式（）求出常啮合传动齿轮的传动比Z2ig1Z10（）Z1Z914=6.0=31常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即mnZ1Z2（）A2cos122Acos12Z1Z2mn=294cos204=由式（）、（）得Z1=，Z2=取整为Z1=12，Z2=33，则：ig1Z2Z9=3331=ig1=Z1Z101214对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距Ao

11、mnZ1Z2=41233=2cos122cos20端面压力角tant=tann/cos12=t=端面啮合角cost,Aocost=97.06A97,21.51tz1z2inv,invt变位系数之和nt2tann=1233inv21.51inv21.182tan20=查变位系数线图得：1计算精准值：A=mnZh122cos120.35223.31常啮合齿轮数：分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数节圆直径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、确立其余各挡的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮同样，初选78=20i2Z2Z7（）Z1Z8Z7i2Z1=3.8512=Z8Z233A

13、mnZ7Z8（）2cos78Z7Z82Acos78=296cos20=mn4由式（）、（）得Z7=，Z8=取整为Z7=26，Z8=19则，i2Z2Z73326=ig2=Z1Z8=1912对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距AomnZ7Z8=2cos78端面压力角tant=tann/cos78=t=端面啮合角cos,Aocos95.78cos21.17=tAt=98,24.3tz7z8inv,invtt变位系数之和n2tann=8=7=求8的精准值：AmnZ7Z878=2cos78二挡齿轮参数：分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数节圆直径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）三挡齿轮为斜齿轮，初选56=22Z5i3Z1Z6Z2=2.471233=A

15、mnZ5Z62cos56由式（）、（）得Z5=，Z6=取整Z5=21，Z6=24（）（）i3Z2Z5Z1Z6=33211224=i3=对三挡齿轮进行角度变成：理论中心距AomnZ5Z6=2cos56端面压力角tant=tann/cos56=t=端面啮合角cos,Aocos97.06cos21.45=tAt=98,21.79tz5z6inv,invtt变位系数之和n2tann=5=6=求mnZ5Z66的精准值：A2cos5656=三挡齿轮参数：分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数节圆直径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）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角34=22Z3i4Z1（）Z4Z2=1431=mnZ3Z4（）A2cos34由（）、（）得Z3=

17、，Z4=，取整Z3=19，Z4=27则：i4Z2Z3Z1Z4=33191227=i4=对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距AomnZ3Z4=2cos34端面压力角tant=tann/cos34=t=端面啮合角cos,Aocost=99.23=tAcos21.4398,20.15t变位系数之和=z3z4invn2tan,tinvtn3=4=求螺旋角mnZ3Z44的精准值：A2cos3434=四挡齿轮参数：分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数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=节圆直径d32Az3298191980.96mmz3z427r31d340.48mm2d42Az42982719115.04mmz3z427r41d457.52mm25、确立倒挡齿轮齿数倒挡齿轮采纳的模数与一挡同样，倒挡齿轮Z13的齿数一般在2123之间，初选Z12后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A，。初选Z13=23，Z12

19、=14，则：A，1mZ12Z132=1414232=74mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干预，齿轮12和11的齿顶圆之间应保拥有以上的空隙，则齿轮11的齿顶圆直径De11应为De120.5De11A22De112ADe121=2984(14+2)1=131mmDe11Z112m131=2=为了保证齿轮10和11的齿顶圆之间应保拥有以上的空隙，取Z11=30计算倒挡轴和第二轴的中心距AA,mz13z11242330=106mm计算倒挡传动比i倒2z2z13z11z1z12z13=312330141423=倒挡齿轮参数：u1213z131.64,查表得z12u1311z111.30,查表得z1

20、312130.24，0.24，13110.240.24分度圆直径d11z11m=304=120mmd12z12m144=56mmd13z13m234=92mm齿顶高ha11ha*11mmmha12h*a12m=4.96mmha13h*a13m=3.04mm齿根高hf11hac11m=mmhf12hac12m=4.04mmhf13hac13m=5.96mm齿全高齿顶圆直径齿根圆直径节圆直径4本章小结hha11hf11=9mmda11d112ha11=da12d122ha12=65.92mmda13d132ha13=98.08mmdf11d112hf11=mmdf12df122hf12=47.92

21、mmdf13df132hf13=80.08mmd11z112106302A120mmz11z133023r111d1160mm2d122Az12214z12z137456mm1423r121d1228mm2d132Az13210623z11z1392mm3023r131d1346mm2本章第一依据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，而后计算出变速器的各挡传动比；接着确立齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并依据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，依据齿数从头计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。第二章齿轮校核齿轮资料的选择原则1、知足工作

22、条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮资料亦有不同的要求。可是关于一般动力传输齿轮，要求其资料拥有足够的强度和耐磨性，并且齿面硬，齿芯软。2、合理选择资料配对如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命靠近，小齿轮资料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提升抗胶合性能，大、小轮应采纳不同钢号资料。3、考虑加工工艺及热办理工艺变速器齿轮渗碳层深度介绍采纳以下值：m法3.5时渗碳层深度m法3.5时渗碳层深度m法5时渗碳层深度表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348关于氰化齿轮，氰化层深度不该小于；表面硬度HRC485312。关于大模数的重型汽车变速

23、器齿轮，可采纳25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火办理，以提升表面硬度，细化资料晶面粒13。计算各轴的转矩发动机最大扭矩为，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。轴T1=Temax离承=19298%96%=中间轴T2=T1承齿i21=96%99%33/12=轴一挡T31T2承齿i910=31/14=二挡T32T2承齿i78=26/19=三挡T33T2承齿i56=21/24=四挡T34T2承齿i34=19/27=五挡T35T2承齿=倒挡倒2齿21112=230/14=轮齿强度计算TT（承）i（）轮齿曲折强度计算1、倒档

24、直齿轮曲折应力w图齿形系数图2TgKKfw（）m3zKcy式中：w曲折应力（MPa）；Tg计算载荷（）；K应力集中系数，可近似取K=；Kf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，对曲折应力的影响也不同；主动齿轮Kf=，从动齿轮Kf=；b齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，一、倒挡直齿轮许用曲折应力在400850MPa，货车可取下限，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11，12，13的曲折应力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、斜齿轮曲折应力w2TgcosK（）wzmn3yKcK式中：Tg计算载荷（Nmm）；mn法向模数（mm）；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znzcos3在图中查得；Kc齿宽系数Kc=K重合度影响系数，K=。当计

26、算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。（1）计算一挡齿轮9，10的曲折应力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）计算二挡齿轮7，8的曲折应力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）计算三挡齿轮5，6的曲折应力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）计算四挡齿轮3，4的曲折应力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）计算常啮合齿轮1，2的曲折应力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轮齿接触应力jj0.418TgE11（）bdcoscoszb式中：a）；j轮齿的接触应力（MPTg计算载荷（）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；E齿轮资料的弹性模量（a）；MPb齿轮接触的实质宽度(mm)；z、b主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮zrz

30、sin、brbsin，斜齿轮zrzsincos2、brbsincos2；rz、rb主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见表。4-2弹性模量E=10Nmm，齿宽bKcmKcmn=74=28mm表变速器齿轮的许用接触应力齿轮jMPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮9，10的接触应力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）计算二挡齿轮7，8的接触应力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）计算三挡齿轮5，6的接触应力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）计算四挡齿轮3，4的接触应力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）常啮合齿轮1，2的接触应力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）计算倒挡齿轮11，12，13的

35、接触应力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计算各挡齿轮的受力（1）一挡齿轮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）二挡齿轮7，8的圆周力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）三挡齿轮5，6的圆周力F7、F8d591.47mm，d6104.53mmT33=T2=56Ft52T

38、332392.591038584.02Nd591.47Ft62T22472.0939032.62Nd610104.53Fr5Ft5tann8584.02tan203402.01Ncos5cos23.316Fr6Ft6tann9032.62tan203579.80Ncos5cos23.316Fa5Ft5tan563698.64NFa6Ft6tan563891.93N（4）四挡齿轮3，4的圆周力F5、F6d380.95mm，d4115.04mmT34=T234Ft32T342315.731037800.62Nd380.95Ft42T22472.091038207.41Nd4115.04Fr3Ft3

39、tann7800.62tan203024.30Ncoscos20.1534Fr4Ft4tann8207.41tan203182.01Ncoscos20.1534Fa3Ft3tanFa4Ft4tan4342862.34N3011.61N（5）五挡齿轮1，2的圆周力F3、F4d152.26mm，d2143.73mmT1=T212Ft12T12180.631036912.74Nd152.262T22472.091036569.12NFt2143.73d2Fr1Ft1tann6912.74tan202739.65Ncoscos23.3112Fr2Ft2tann6569.12tan202603.47Nc

40、oscos23.3112Fa1Ft1tan122978.53NFa2Ft2tan122830.47N（6）倒挡齿轮11，12的受力d11mz11430120mm，d12mz1241456mmT倒=T2Ft112T倒2913.7610315229.33Nd11120Ft122T22472.0910316860.36Nd1256Fr11Ft11tan15229.33tan205543.02NFr12Ft12tan16860.36tan206136.67N本章小结本章第一简要介绍了齿轮资料的选择原则，即知足工作条件的要求、合理选择资料配对、考虑加工工艺及热办理，而后计算出各挡齿轮的转矩。依据齿形系数

41、图查出各齿轮的齿形系数，计算轮齿的曲折应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。第三章轴及轴上支承件的校核轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视构造不同，可采纳渗碳、高频、氰化等热办理方法。关于只有滑动齿轮工作的第二轴能够采纳氰化办理，但关于有常啮合齿轮工作的第二轴应采纳渗碳或高频办理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，表面光洁度不低于8。关于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不该低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的齐心直径应可控制其不齐心度。关于采纳高频或渗碳钢的轴

42、，螺纹部分不该淬硬，免得产生裂纹。关于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。轴的强度计算初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径0.450.60A，轴的最大直径d和支承距离L的比值：对中间轴，d/L=；对第二轴，d/L。第一轴花键部分直径d（mm）：dK3Temax（）式中：K经验系数，K=；Temax发动机最大转矩（）。第一轴花键部分直径d14.04.63192=取26mm；第二轴最大直径d2max（0.450.60）98=取60mm；中间轴最大直径dmax0.450.6098=取50mm第二轴支撑间长度：L2d2max285.71333.33mm；

43、中间轴支撑间长0.180.21度：Ldmax277.78312.5mm；第一轴支撑间长度：0.160.18L1d1max123.81144.44mm0.180.21图轴的尺寸图轴的强度校核1、轴的刚度校核轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为，可分别用式（）、（）、（）计算F1a2b2fc（）3EILF2a2b2fs（）3EILF1abba（）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=105MPa；4），关于实心轴，Id464；d轴的直径（mm），I惯性矩（mm花键处按均匀直径计算；a、b齿轮上的作使劲距支

44、座A、B的距离（mm）；L支座间的距离（mm）。轴的全挠度为f220.2。fcfsmm轴在垂直面和水平面内挠度的同意值为fc=，fs=。齿轮所在平面的转角不该超出。（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，往常挠度不大，能够不用计算（2）二轴的刚度一档时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=二档时Ft710843.87N，Fr74297.63Nd3347mm，a7198.25mm，b7146.75mmL345mm22fc764Fr7a7b743ELd330.10mmfs764Ft7a72b723d334EL2146.75254743450.15mmf7fc27fs270159mm0.2mm764Fr7a7b7b7a73EL

46、d334644297.63198.25146.75（146.75198.25）33.142.06105474345=三档时Ft5，Fr5d3440mm，a5152.25mm，b5192.75mmL345mmfc564Fr5a52b523ELd3442192.7525404345=0.077mm0.050.10mm64Ft5a52b52fs53d344EL648584.02152.252192.75233.142.06105404345=0.100.15mmf5fc25fs25564Fr5a5b5b5a53ELd344（192.75152.25）54=四档时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=倒档时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）中间轴刚度一档时Ft1015483.44N，Fr106136.38Nd2252mm，a10255.43mm，b10104.57mmL360mm64Fr10a102b102fc103ELd

49、2240.10mm22fs1064Ft10a10b10=0.100.15mm3d224ELf10fc210fs1020.0552mm0.2mm64Fr10a10b10b10a10=四档时103ELd224Ft48207.41N，Fr43182.01Nd25100mm，a4109.13mm，b4250.87mmL360mmfc464Fr4a42b42=0.0457mm0.050.10mm43ELd25fs464Ft4a42b420.100.15mm3d4EL=25f4fc24fs240.063mm0.2mm64Fr4a4b4b4a4=五档时43ELd254Ft2，Fr2d26127mm，a230

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

51、5mm0.2mm=、轴的强度计算（1）二轴的强度校核RVARHAFa9Ft9RHAFr9Ft9L1=243LRVAMFr9Mvc左=T31=993490NmmM=一档时挠度最大，最危险，所以校核。T31993490Nmm；Fa96108.17N；Ft9RVBRHBRHBL2RVBMHc=Mv右=14716.19N；Fr95832.30N；d3147mm；L1243.25mm；L2101.75mm；L345mm求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHCRHA+RHB=Ft9RHAL1RHBL2由以上两式可得RHA=，RHB=，MHC=求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVCRVA+RVB=Fr

52、91Fr2L12Fa9d9RVBL由以上两式可得RVA=，RVB=，MVC左=，MVC右=按第三强度理论得：32M321618024.422158.82MPa400MPad3133.14473（2）中间轴强度校核T2472090Nmm；Fa22830.47N；Ft26569.12N；Fr22603.47N；Ft1216860.36N；Fr126136.67N；d2135.52mm；d26126mm；d53.95mm；L158.875mm；L2271mm；L355.125mm；L360mmFr2Fr12Ft12Fa2Ft2RHARHBRVBRVAFt12CDRHAFt2RHBLLL123Lr2r

53、12FMFRVARVB394990Nmm求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHC、MHDRHA+RHB+Ft2=Ft12Ft2L1+RHBLFt12L1L2由以上两式可得RHA=，RHB=，MHC=，MHD=求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVC、MVDRVA+RVB=Fr2+Fr121Fr2L12Fa2d2Fr12L1L2RVBL由以上两式可得RVA=，RVB=，MVC左=，MVC右=，MVD=按第三强度理论得：MCMvc2右MHC2T22132314.492397560.2420.64720902518817.43MDMVD2MHDT22142135.772348496.9220.6

54、4720902485039.1132M32518817.4342.30MPa400MPaC3.14503d31332M32485039.1131.48MPa400MPaD3.1453.953d313轴承及轴承校核一轴轴承校核T31993490Nmm；Fa96108.17N；Ft914716.19N；Fr95832.30Nd3144mm；L1243.25mm；L2101.75mm；L345mm。RRV2H2RV1RH1FFS2S1Fa9Ft9FH1RH2Ft9L1L2LRV2MRV1Fr9866310Nmm1、轴及轴承的校核因为工作转速和轴颈的要求，初选一轴轴承型号为30208，正装。一档时传达的轴向力最大，Fa96108.17N,T31993490求水平面内支反力RH1、RH2和弯矩MHRH1+RH2=Ft9Ft9L1RH1L由以上两式可得RH1=，RH2=，MH=求垂直面内支反力RV2、RV1和弯矩M