车辆工程专业课程设计-变速箱设计说明书

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目录

任务书 ……………………………………… 1

第一章 汽车变速器的概述 ……………………………………… 2

§1.1 汽车变速器的功用 ……………………………………… 2 §1.2汽车变速器的一般结构……………………………………… 2 §1.3汽车变速器的分类 ……………………………………… 3 §1.4变速器的自锁互锁和倒挡锁………………………………… 4

第二章 变速器的方案设计 ……………………………………… 6

§2.1 传动机构布置方案分析 ……………………………………… 6 §2.2零、部件结构方案分析 ……………………………………… 8

第三章 变速器主要参数的选择 ……………………………………… 11

§3.1 传动比的选择 ……………………………………… 11 §3.2 变速器主要参数的选 ……………………………………… 13 §3.3 各档齿轮齿数的分配 ……………………………………… 14 §3.4齿轮强度校核 ……………………………………… 16

第四章 轴的校核 ……………………………………… 18

§4.1 中间轴的强度计算 ……………………………………… 19 §4.2 轴的刚度验算 ……………………………………… 21

第五章 变速器的使用方法和注意事项………………………………… 22 参考文献 ……………………………………… 25 设计总结 ……………………………………… 26

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第一章 汽车变速器的概述

§1.1 汽车变速器的功用

1.在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。 由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如在高速路上车速应能达到100km/h，而在市区内，车速常50km/h左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。

2.实现倒车行驶

汽车发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒挡来实现汽车倒车行驶。

3.实现空挡

当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。

为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器有如下要求：

（1）应正确选择变速器的挡数和传动比，保证汽车有必要的动力性和经济性指标；

（2）设置空挡和倒挡，保证发动机与驱动轮能长期分离，使汽车能进行倒退行驶；

（3）换挡迅速、省力，以便缩短加速时间并提高汽车动力性能，目前有发展自动、半自动和电子操纵机构的趋势；

（4）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生；

（5）应设置动力输出装置，以便必要时能进行功率输出。此外，变速器还应满足效率高、噪声低、体小质轻、制造容易、成本低等要求。

§1.2汽车变速器的一般结构

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简单式变速器的基本结构：由壳体、传动部分和操纵部分组成

(1) 壳体：壳体是基础件，用以安装支承变速器全部零件及存放润滑油).：其上有安装轴承的精确镗孔。变速器承受变载荷，所以壳体应有足够的刚度，内壁有加强，形状复杂，多为铸件(材料为灰铸铁，常用HT200)。

为便于安装，传动部分和操纵部分常做成剖分式，箱盖与壳体用螺栓联接并可靠定位。壳体上有加油、放油口，油面检查尺口，还应考虑散热。

(2) 传动部分：是指齿轮、轴、轴承等传动件。轴的几何尺寸通过强度、刚度计算确定。因主要决定于刚度，而碳钢与合金钢弹性模量近乎相等，所以一般用碳钢(常用45钢)。只有齿轮与轴制成一体或轴载荷严重才用合金钢。轴与齿轮多为花键联接(对中性好，能可靠传递动力，挤压应力小等)。轴的花键部分和放轴承处经表面淬火处理。轴多用滚动轴承支承，润滑简单，效率高、径向间隙小，轴向定位应可靠。润滑方式多用飞溅(υ>25m／s，只要粘度适宜可甩到壁上)。

(3) 操纵部分：主要零件位于变速器盖内。

§1.3汽车变速器的分类

变速器是由变速传动机构和操纵机构组成，需要时，还可以加装动力输出器。在分类上有两种方式：按传动比变化方式和按操纵方式的不同来分。

一、按传动比变化方式来分：

有级式变速器是目前使用最广的一种。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系型式不同，有轴线固定式变速器(普通变速器)和轴线旋转式变速器(行星齿轮变速器)两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有3-5个前进挡和一个倒挡，在重型货车用的组合式变速器中，则有更多挡位。所谓变速器挡数即指其前进挡位数。

无级式变速器 其的传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式(动液式)两种。电力式无级变速器的变速传动部件为直流串激电动机，除在无轨电车上应用外，在超重型自卸车传动系中也有广泛采用的趋势。动液式无级变速器的传动部件为液力变矩器。

综合式变速器 是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大指与最小值之间的几个间断的范围内作无级变

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化，目前应用较多。

二、按操纵方式来分：

强制操纵式变速器是靠驾驶员直接操纵变速杆换挡。

自动操纵式变速器其传动比选择和换挡是自动进行的，所谓“自动”，是指机械变速器每个挡位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统来控制换挡系统的执行元件而实现的。驾驶员只需操纵加速踏板以控制车速。

半自动操纵式变速器有两种型式：一种是常用的几个挡位自动操纵，其余挡位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定挡位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来进行换挡。变速器的操纵机构用来保证驾驶员能随时拨动齿轮进行换挡，或使之从工作挡退到空挡。其主要部分位于变速器盖内，包括换挡机构，锁定机构，互锁机构。图1-1就是我本次设计的参考。

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图1-1 变速器操纵机构

§1.4变速器的自锁互锁和倒挡锁

§1.4.1 自锁装置

挂挡后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合（或滑动齿轮换挡时，全齿长都进入啮合）。在振动等条件影响下，操纵机构应保证变速器不自行挂挡或自行脱挡。为此在操纵机构中设有自锁装置。如图所示，换挡拨叉轴上方有三凹坑，上面有被弹簧压紧的钢珠。当拨叉轴位置处于空某一挡位置时，钢珠压在凹坑内。起到了自锁的作用 如图1-2所示。

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图1-2 自锁装置

§1.4.2互锁机构

当中间换挡拨叉轴移动挂挡时，另外两个拨叉轴被钢球琐住。防止同时挂上两个挡而使变速器卡死或损坏，起到了互锁作用如图1-3所示。

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图1-3 互锁装置

§1.4.3倒档锁机构

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当换挡杆下端向倒挡拨叉轴移动时，必须压缩弹簧才能进入倒挡拨叉轴上的拨块槽中。防止了在汽车前进时误挂倒挡，而导致零件损坏，起到了倒挡锁的作用。当倒挡拨叉轴移动挂挡时，另外两个拨叉轴被钢球琐住。如图1-4所示。

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图1-4 倒挡锁装置

第二章 变速器的方案设计

§2.1 传动机构布置方案分析

§2.1.1固定轴式变速器

根据轴的型式不同，变速器分为固定轴式和旋转轴式（常啮合行星齿轮传动）两大类。

固定轴式变速器又分为两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式变速器。两轴式的特点是：变速器输出轴与主减速主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮，简化制造工艺；除倒挡传动采用滑动齿轮外，其他挡位均采用

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常啮合齿轮传动；各挡的同步器多数装在输出轴上，这是因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器装在输入轴上有困难，而高挡同步器可以装在输入轴后端。

来源：汽车设计下册

图2-1 中间轴式五挡变速器传动方案

我此次设计所选择方案是中间轴式的6+1档。变速器的第一轴后端与常啮合齿轮做成一体。第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持在一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不受载荷，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损小。因为直接档的利用率高于其他档位，所以变速器寿命长。根据实际需求，我选了这个方案。如图2-1的中间轴式变速器。

§2.1.2倒挡布置方案

与前进挡位相比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。下图为几种倒档方案。

来源:汽车设计下册

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图2-2 倒挡布置方案

我此次设计所选的倒挡方案为图2-1f）所示方案适用于全部齿轮副为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。

§2.2零、部件结构方案分析

§2.2.1齿轮型式

变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。

与直齿齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪音低等优点；缺点是制造是稍复杂，工作有轴向力，这对轴承不利。变速器中倒挡用直齿圆柱齿轮。其他齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。

§2.2.2换挡机构型式

变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。

使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济和行使安全性。因此，本设计在所以挡位中均采用同步起换挡。又因为是重型车，所以抵挡用锁销式同步器。装有锁销式同步器不仅使齿轮的结构形式合理，而且还可在摩擦锥面产生较大的的摩擦力矩，缩短了同步时间。

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在多级变速箱换挡机构设计时，采用拔叉拔动滑移齿轮，直接进行“硬”啮合，实践中，啮合齿之间有一定的冲击，产生啮合噪声，而且强大的冲击力必然降低啮合齿轮的强度，尤其在传递功率和扭矩较大时，常常使啮合齿折断，极大的损耗了变速箱的使用寿命。

在研究重型汽车变速箱机构时，我们发现，由于采用了同步器，不仅换挡灵活，换挡时不必“停车”，而且，在换挡过程中，换挡机构基本无冲击，噪声小，操纵灵活，传动可靠，成功的解决了换挡机构的啮合噪声和冲击问题。

受其启发，在设计变速箱的换挡机构时，引入同步器后，除了降低换挡噪声外，还获得了极佳的操纵感。

同步器有常压式，惯性式和自行增力式等种类。那么，同步器是如何实现无冲击换挡的呢？我们首先要弄清其工作原理。

一、同步器原理

在箱体换挡机构设计中，我们考虑最多的是这几个问题。1、如何实现运行中的动啮合？2、如何减小换挡时的冲击？3、该设计对换挡齿轮的寿命影响尽量小？同步器就是为解决这些问题而诞生的。

同步器主要分为五部份：1、同步滑套；2、同步齿座；3、锁块；4、同步环； 5、同步锥毂。

同步齿座固定在轴上，同步滑套与同步齿座通过内齿啮合，当拨动同步滑套时，同步滑套通过锁块推动同步环移动，使其锥面与同步锥毂的锥面先行摩擦，依靠摩擦力带动同步器的旋转，在同步滑套与同步锥毂相对速度约为零的情况下，同步滑套内齿与同步锥毂的外齿相啮合，从而通过同步滑套带动同步齿座旋转，使动力传递到中间轴，达到换挡的目的。

二、同步器结构设计

根据同步器的原理分析，可以得到同步器的大致结构。

下图是我这次设计变速器时用的锁销式同步器。

由于是重型自卸车，所以选用锁销式同步器。装有锁销式同步器不仅使齿轮的结构形式合理，而且还可在摩擦锥面产生较大的的摩擦力矩，缩短了同步时间。

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图2-3锁销式同步器

三、直接齿轮啮合换挡换挡机构的比较

在换挡机构中采用同步器后，与直接齿轮啮合换挡换挡机构相比较，具有以下优点：

1、随时换挡，不用停车；2、减小了换挡冲击噪声；3、提高了传动平稳性；4、增强了换挡可靠性；5、降低了事故率；6、延长了变速箱使用寿命。

实践证明，采用同步器换挡机构后，换挡时感觉极佳，是机械式变速箱换挡机构的最佳选择。

§2.2.3变速器轴承

以往，变速器轴的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承。近年来，变速器的设计趋势是增大其传动功率与质量之比，并要求它有更大的容量和更好的性能，而上述轴承型式已渐渐不能满足对变速器可靠性和寿命提出的要求故使用圆锥滚子轴承的增多。因此，我在次设计中对于中间轴支承使用了圆锥滚子轴承。其主要优点有：它的直径较小，宽度较大，因而容量大可承受高负荷；锥体、外圈和滚子间基本的几何关系使滚子能正确对中，确保轴承的可靠性，使用寿命长，滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴承和齿轮的刚度，降低齿轮噪声，减少自动脱挡的可能并大幅度提高其寿命。第一轴及第二轴用深沟球轴承，因为它主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷。高速时能承受纯轴向载荷，大量生产，价格最低，经济性很好。在第二轴与齿轮连接时用滚针轴承，因为它与其他轴承比较时，外径最小，工作时允许轴向错动，符合轴与齿轮的配合。

依据润滑剂供给轴承时的外现状将润滑方式分为脂，油两大类润滑方式，

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并进一步将润滑润滑分为油浴润滑，连续油流润滑，断续油流润滑，滴油润滑，弥散微滴与油雾润油五种类型。对各种润滑方式的性能特点进行了分析，并对技术经济指示进行了综合评价，从而给出了滚动轴承清还骨方式的选择原则 进口轴承的润滑方法大致分为脂润滑和油润滑两种。为了充分发挥进口轴承的功能，重要的是根据使用调减和使用目的，采用合适与正确的润滑方法。油润滑在高速、高温的条件下，脂润滑已不适应时可采用油润滑。通过润滑油的循环，可以带走大量热量。粘度是润滑油的重要特性，粘度的大小直接影响润滑油的流动性及摩擦面间形成的油膜厚度，轴承工作温度下润滑油的粘度一般是12-15cst。转速愈高应选较低的粘度，负荷愈重应选较高的粘度。常用的润滑油有机械油、高速机械油、汽轮机油、压缩机油、变压器油、气缸油等 。

第三章 变速器主要参数的选择

§3.1 传动比的选择

§3.1.1 确定主减速器传动比

ua≈0.377rn

igi0 （3-1）

式中：ua--汽车最高行驶速度，ua=110； n--发动机转速，n=2200； r--车轮半径，r=0.61mm（14×2﹢20）×25.4÷2＝0.61；

ig--变速器器传动比，因为对于有超速档的汽车，直接档的车速最高，此时的变速器传动比等于0.8；

i0为主减速器传动比。

将各值代入上式可得：i0=6.13。

§3.1.2 传动比的范围

变速器的传动比范围是指变速器最抵挡传动比与最高挡传动比的比值.

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传动比范围的确定于选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件（如要求的汽车的爬破能力）等因素有关。

一、根据最大爬破度确定一挡传动比

汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，这时 Fkmax>Ff+Fimax （3-2）

式中：Fkmax——最大驱动力；

Ff——滚动阻力；

Fimax——最大上坡阻力。 ig1＝G(fcosamax﹢sinaamax)r （3-3） TtqmaxioηT

当a不大时，cosa≈1，sina≈i。代入上式

式中；Ttqmax——发动机最大扭矩，Ttqmax=1125；

ig1——变速器一挡传动比；

io——主传动器传动比=6.13；

η——汽车传动系数总效率=95%；

m——汽车总质量15.5t；

g——重力加速度9.8；

——道路最大阻力系数0.4；

r——驱动轮滚动半径0.61m；

f——滚动阻力系数0.02-0.05；

——道路最大上坡角30%.

将各值代入上式可得：ig1≥4.81

二、根据驱动轮与地面附着系数

Ttqmaxigi0ηT≤G2 r （3-4）

G2—满载时驱动桥给地面的质量为15500×0.75kg

—路面附着系数

将各值代入上式可得：ig1≤5.83

可以根据等比关系求出各档的传动比。

但是实际传动比与理论值略有出入。原因主要是1）传动系只能够齿轮

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必须是整数，配齿后计算值与理论值有误。2）换挡过程中车速有所降低，换挡车速越高，换挡过程车速下降得越低。汽车主要是用高挡行驶的，例如中型货车5挡变速器的1、2、3三个挡位的总利用率只有10%～15%,所以较高挡位相邻两挡间的传动比的间隔应小些，特别是最高挡与次高挡之间应更小，这对改善汽车的动力性有利。因此，实际上各挡传动比常按下面的关系分布：

i1≥i2≥i3≥i4≥i5≥i6 i2i3i4i5i6i7

重新分配传动比后各挡传动比为：

i1=5.08 i2=2.95 i3=1.94 i4=1.35 i5=1 i5=0.8 i倒=4.85

§3.2 变速器主要参数的选择

§3.2.1中心距的确定 A ka3Temaxi1ηg （3-5）

K 中心距系数=9.0；

Temax--发动机最大扭矩=1125；

i1=5.08；

ηT 0.96。

将各值代入上式可得：A=159mm

§3.2.2齿轮参数

1.齿轮模数

选取齿轮模数，要保证齿轮有足够的强度，同时兼顾它对噪声和质量的影响。减少模数，增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变速器质量。本设计变速箱用于重型载货汽车，总质量大于14t，模数m应该在4.5-6.0之间，取m=5.0。

2.压力角

因国家规定的标准压力角为20 ，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20 。

3.斜齿轮螺旋角

螺旋角 是表征斜齿轮传动的主要参数。确定 时，主要从它对啮合性能、齿轮强度的影响以及轴向力平衡等方面综合考虑。 增大，齿轮啮合的重合系数增大运转平稳，噪声下降。但 过大时，不仅使轴向力过大，导致

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传动效率低，且使轴承工作条件恶化。实验证明：随着 的增大，齿的强度也相应提高，但是与相应的直齿轮比较，当螺旋角大于30 时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍继续上升，因此从提高低挡齿轮的弯曲强度出发，不希望 过大，而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，可选取较大的 。由于螺旋角的存在，传递扭矩时，在齿轮上产生一定的轴向力。设计时应力求中间轴上的轴向力趋向平衡。为此，将中间轴上斜齿轮的螺旋方向一律取右旋，而让第一、第二轴上斜齿轮成为左旋。后者的轴向力经轴承盖由壳体承受。欲使中间轴上两斜齿轮的轴向力完全平衡，需满足一定的条件。

初选23°

4.齿宽

直齿b=kcm，kc为齿宽系数，取为4.5-8.0

斜齿b=kcm，kc取为6.0-8.5 小齿轮b=40mm 大齿轮b=35mm

tan 1r1 。tan 2r2

§3.3 各档齿轮齿数的分配

在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比 和传动方案来分配各档齿轮齿数。

§3.3.1确定一档齿轮的齿数

一档传动比 i1 z2z13 （3-6） z1z14

z11 z12 2Acosβ11-12

式中：A=159；

β11-12=23°；

mn=5。

将各值代入上式可得：z11 z12 58.9

选取：z11 42 z12 17 n （3-7）

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§3.3.2对中心距进行修正 A

取整：A=160 β arccos5×59（3-9） 2×160 mn(z1 z2) 160.2 （3-8） 2cosβ

22.8°

z2

z iz12

z 2.06

111

A mn(z1 z2)

2cosβ

z1 z2 59

所以，z1 19 z2 40

§3.3.3确定其他各档齿数 i9

2 z2z

zz

110

所以：z9

z 1.43 10

z9 z10 2×160cos23

5

=58.9

将各值代入上式可得：z9 35 z12 24

修正螺旋角： β arccos5×59

160

=23.8°

3-10） （3-11） （3-12） （3-13） （

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用类似的办法可以得到其他档位的各个齿轮的参数，总结如下。

表3-1 各挡齿轮参数

§3.3.4确定齿根高和齿顶高 假设每对齿轮的齿根高和齿顶高都各自相等。

ha h*anmn （3-14）

=5mm

hf (h*an c*n)mn （3-15）

=6.25mm

§3.4齿轮强度校核

轴的失效形式主要有：1.断齿：是在齿轮传动中由于各种以外原因，一个或多个轮齿折断使齿轮失效；2.胶合：当齿轮在高速、大载荷或润滑失效

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的情况下，两齿面直接接触形成局部高温，接触区出现较大面积粘连现象，为胶合。3.磨损：齿轮传动过程中，齿面上的相对滑动会引起磨损；4.点蚀：齿轮传动过程中，齿轮接触面上各点的接触应力呈脉动循环变化，经过一段时间后，会由于接触面上金属的疲劳而形成细小的疲劳裂纹，裂纹的扩展造成金属剥落，形成点蚀；现校核第一轴常啮合齿轮，因为是变速器齿轮，所以选用以下公式对其强度进行校核。

§3.4.1轮齿接触应力σj

j （3-16）

式中：F--

齿面法向力，F F1(cosαcosβ)；

F1--

圆周力，F1 2Tgd；

Tg--计算载荷(作用在第一轴上的一半)；

D--节圆半径

--节点出压力角；

--螺旋角；

E--齿轮材料的弹性模量，取202000N/mm2；

B--齿轮接触的实际宽度；

z、 b--主、从动齿轮节点处的曲率半径， 斜齿轮：ρz (rzsinαicos3β ρb (rbsinαicos3β ；

rz、rb--主、从动齿轮节圆半径。

代入各值后得： σj 0.418×20200011( ) 3519.660.42

=927Nmm-2

2 1900~2000N mm所以，渗碳齿轮的许用接触应力为 ， j j j ，

故齿轮满足要求。

§3.4.2斜齿轮弯曲应力 w w F1k ， （3-17） btyk

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k --应力集中系数，k =1.50；

（查《汽车设计》图3-19可得y=0.13；t--法向齿距，t= m；y--齿形系数，

k --重合度影响系数，k =2；Ft为圆周力，Ft 2Tg 21845N。 d

校核第一轴常啮合齿轮 σw 21845×1.5

40×3.14×5×2×0.13 （3-18）

=200.7Nmm-2

同理与它啮合的中间轴常啮合齿轮的弯曲应力σw为 σw 21845×1.5 （3-19） 3.5×3.14×5×2×0.13

=229.4Nmm-2

而货车的许用应力， F 100~250N mm 2, F F ，故该齿轮满足要求。

第四章 轴的校核

根据轴线形状的不同，轴可以分为曲轴和直轴两类。根据轴的承载情况，又可分为：1.转轴：工作时既承受弯矩又承受扭矩，是机械中最常见的轴，如各种减速器中的轴等。2.心轴:用来支承转动零件只承受弯矩而不传递扭矩，有些心轴转动，如铁路车辆的轴等，有些心轴则不转动，如支承滑轮的轴等。3.传动轴:主要用来传递扭矩而不承受弯矩，如起重机移动机构中的长光轴、汽车的驱动轴等。轴的材料主要采用碳素钢或合金钢，也可采用球墨铸铁或合金铸铁等。轴的工作能力一般取决于强度和刚度，转速高时还取决于振动稳定性。轴的设计应满足如下准则：1.根据轴的受力情况、轴上零件的安装位置、配合尺寸及定位方式、轴的加工方法等具体要求，确定轴的合理结构形状及尺寸，即进行轴的结构设计。2.根据轴的工作条件、生产批量和经济性原则，选取适合的材料、毛坯形式及热处理方法。 3.轴的强度计算或校核。对受力大的细长轴（如蜗杆轴）和对刚度要求高的轴，还要进行刚度计算。在对高速工作下的轴，因有共振危险，故应进行振动稳定性计算。

变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力、和轴向力作用，其轴要承受弯矩和扭矩。变速器的轴应有足够的刚度和强度。

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§4.1 中间轴的强度计算

轴的直径与轴传递转矩有关，因而轴的直径与变速器中心距有一定的关系，根据《汽车设计》的有关内容初选轴的直径。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径：

d≈0.45A （4-1） 所以，d≈0.45A=0.45×160=72

计算齿轮受力

倒档齿轮受力

齿轮直径：d2=108.5mm d12=46.1mm

齿轮2受力：转矩：T2=2368N.m

圆周力：Ft2=2Ti倒/d = 21830N

径向力：Fr2=Fttanαn/cosβ

=21830×tan20o/cos22.8o

=8610N

轴向力：Fa2= Fttanβ

=21830×tan22.8o

=9176N

齿轮12受力：转矩：T12=2368N.m

圆周力：Ft12=2Ti倒/d = 51364N

径向力：Fr12=Fttanαn/cosβ

=51364×tan20o/cos22.8o

=20256N

轴向力：Fa12= Fttanβ

=20256×tan22.8o

=21591N

轴上所受的力： FA=10767N

FD=18100N

FA`=11470N

FD`=41004N

（4-2） （4-3） （4-4） 4-2） （4-3） （4-4） （

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