輕型客車四檔中間軸式變速器設(shè)計

1、汽車設(shè)計課程設(shè)計計算說明書題 目：輕型客車四檔中間軸式變速器設(shè)計院另XXXXXX專 業(yè)： XXXXX班級：XXXXXXXX姓 名:XXXXXXXXXXX學 號:XXXXXXXXXXXXXXXXX扌指導教師： XXXXXXXXXXXXXX二零一五年一月十九日錯誤!未定義書簽錯誤!未定義書簽五、結(jié)論-27 -參考文獻-28 -一、變速器的功用與組成 6 -1. 變速器的組成6-二、變速器的設(shè)計要求與任務(wù) 6-1. 變速器的設(shè)計要求 6-2. 變速器的設(shè)計任務(wù) 6-三、變速器齒輪的設(shè)計 6-1. 確定一擋傳動比6-2. 各擋傳動比的確定6-3. 確定中心距8-4. 初選齒輪參數(shù) 8-5. 各擋齒數(shù)分

2、配 -11 -四、變速器的設(shè)計計算 -16 -1.輪齒強度的計算2中間軸的強度校核現(xiàn)代汽車除了裝有性能優(yōu)良的發(fā)動機外還應(yīng)該有性能優(yōu)異的傳動系與之匹 配才能將汽車的性能淋漓盡致的發(fā)揮出來，因此汽車變速器的設(shè)計顯得尤為重 要。變速器在發(fā)動機和汽車之間主要起著匹配作用，通過改變變速器的傳動比， 可以使發(fā)動機在最有利的工況圍工作。本次設(shè)計的是輕型客車變速器設(shè)計。 它的布置方案采用四檔中間軸式、同步 器換擋，并對倒擋齒輪和撥叉進行合理布置， 前進擋采用圓柱斜齒輪、倒檔采用 圓柱直齒輪。兩軸式布置形式縮短了變速器軸向尺寸，在保證擋數(shù)不變的情況下， 減少齒輪數(shù)目，從而使變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊。首先利用已知參數(shù)確

3、定變速器各擋傳動比、中心矩，然后確定齒輪的模數(shù)、 壓力角、齒寬等參數(shù)。由中心矩確定箱體的長度、高度和中間軸及二軸的軸徑， 然后對中間軸和各擋齒輪進行校核， 驗證各部件選取的可靠性。最后繪制裝配圖 及零件圖。設(shè)計結(jié)論表明，變速器齒輪及各軸尺寸確定，各軸強度的校核滿足設(shè)計要求， 設(shè)計結(jié)構(gòu)合理。關(guān)鍵詞：輕型客車、四檔變速器、中間軸式、同步器，、變速器的組成1. 變速器的組成速器通常設(shè)有倒檔，在不改變發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向的情況下汽車能倒退行駛；設(shè)有空檔，在滑行或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。變速器還應(yīng)能進行動力輸 出。手動變速器基本上是由齒輪、軸、軸承、同步器等動力傳動部件組成。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)

4、定車速行駛，而這種低的車速只靠燃機的最低 穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達到的。變速器的倒檔使汽車可以倒退行駛； 其空檔使汽車在啟 動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機與傳動系分離。變速器由變速器傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。 根據(jù)需要，還可以加裝動力輸出 器。按傳動比變化方式，變速器可以分為有級式、無級式和綜合式三種。二、變速器設(shè)計要求與任務(wù)1. 變速器的設(shè)計要求 正確地選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，并使之與發(fā)動機參數(shù)及主減速 比作優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性與燃料經(jīng)濟性。 設(shè)置空擋，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；使 汽車可以倒退行駛。 體積小、質(zhì)量小、承載能力強、使用壽命長、工作可靠。

5、 操縱簡單、準確、輕便、迅速。 傳動效率高、工作平穩(wěn)、無噪聲或低噪聲。 制造工藝性好、造價低廉、維修方便。 貫徹零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計要求，遵守 有關(guān)標準和法規(guī)。 需要時應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置。2. 變速器的設(shè)計任務(wù)1）同步器換擋，進行所有齒輪參數(shù)的設(shè)計和計算2）對一擋齒輪的接觸強度和彎曲應(yīng)力進行校核，以及中間軸的強度校核；3）繪制常嚙合齒輪和中間軸的 CAD圖。發(fā)動機取大轉(zhuǎn)矩（Nm）160最高車速（Km/h）100汽車總質(zhì)量（Kg）2270額定轉(zhuǎn)速（r/min）3800爬坡度（%）30車輪滾動半徑（m）0.33主減速比5.1驅(qū)動輪上法向作用力（N）10810道路最大阻力系

6、數(shù)0.278汽車傳動系的傳動效率0.9、變速器齒輪的設(shè)計1.確定一擋傳動比本設(shè)計最高檔位是四檔，傳動比為1.0。考慮到汽車在平坦硬路面上行駛時的燃油經(jīng)濟性，變速器的最高檔位多為直接檔（傳動比為1）或超速檔（傳動比小于1）。這時汽車的動力性及燃油經(jīng)濟性由發(fā)動機及驅(qū)動橋減速比決定。變速 器低檔（一檔，有時還有爬坡檔）的傳動比則決定了汽車的最大爬坡度。選擇最 低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低 穩(wěn)定車速，以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力，查文獻1，4-1可知:T

7、emaxi g1 i0 Trrmg f cosmax sin max mgmax(3.1)式中：m 汽車總質(zhì)量;g 重力加速度;max 道路最大阻力系數(shù);rr 驅(qū)動車輪的滾動半徑;Temax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩;i0 主減速比;T汽車傳動系的傳動效率;max 最大爬坡度;f 滾動阻力系數(shù);i g1 變速器一檔傳動比。則由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比查文獻1，4-4可知:(3.2)mgmaxbTemax:"i0 T2270 9.8 0.278 0.33160 5.1 0.9 =2.7789根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件有：Temaxi g1 i0 TG2rr式中：G2 汽車滿載靜止于水平

8、路面時驅(qū)動橋給地面的載荷,道路的附著系數(shù)，計算時取0.5 0.6。求得的變速器一檔傳動比查文獻1，4-4可知:G2 rr1i g1ti1 e max i0 T70% 22709.80.6 0.331605.10.9=4.1984（3.3）計算時取70%mg；（3.4）變速器一檔傳動比的圍為：2.7789 ig1 4.1984根據(jù)本設(shè)計要求的具體情況和上述條件可以初選一檔傳動比2.各擋傳動比的確定變速器最高檔的傳動比ign與最低檔的傳動比ig1確定以后,理論上是按公比查文獻1，4-4可知:n 1'.ign的幾何級數(shù)排列，式中n為檔位數(shù)（n4），四檔傳動比igni g1 3.825。中間各

9、檔的傳動比（3.5）1.00。4 1；Hi 1.00=1.5639Ig13.825Ig 22.4458q1.5639Ig13.825Ig 3221.5639q1.5639Ig 41.00實際上各檔傳動比之間的排列與幾何級數(shù)排列略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常 用檔位間的公比應(yīng)小些，以便于換檔。另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理配合。 因此初選各檔傳動比： 一檔傳動比igi 3.825二檔傳動比ig2 2732三檔傳動比ig3 1.397四檔傳動比ig4 1.003. 確定中心距對中間軸式四檔變速器而言，其中心距系指第一、第二中心線與中間軸中心線 之間的距離。變速器的中心距對其尺寸及質(zhì)量的大小有直接影響，

10、它也代表著變max Igi g速器的承載能力。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計數(shù)據(jù)而 得出經(jīng)驗公式進行初選，查文獻1，4-4可知：式中：K 中心距系數(shù)，轎車取 K=8.99.3，貨車取K=8.69.6，多檔變速器取A(3.6)K=9.511;Temax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N m；I g1 變速器一檔傳動比;變速器的傳動效率，取0.96。本設(shè)計變速器的中心距為:Ag9.13 160 3.825 0.96=76mm符合乘用車變速器的中心距變化圍 6580mm。初選：A=76mm變速器的橫向外型尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間(過度)齒輪和換檔 機構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺

11、寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為(3.03.4)A。商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：四檔(2.2 2.7)A五檔(2.7 3.0)A六檔(3.2 3.5) A當變速器選用的檔數(shù)和同步器時，上述中心距應(yīng)取給出圍的上限。為了檢測 方便，中心距A最好為正數(shù)。軸向尺寸處取2.6A 2.6 76 198 mm4. 初選齒輪參數(shù)(1) 模數(shù)：對輕型客車，對舒適性和操縱穩(wěn)定性要求較高， 故齒輪模數(shù)大小要適合；從 工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。選取齒輪模數(shù)時一般遵守的原則是在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增

12、加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加， 并 減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)， 同時增加齒寬；為使質(zhì)量小 些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模 數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；變速器低檔齒輪應(yīng)選用大些 的模數(shù)，其它檔位選用另一種模數(shù)。變速器用齒輪模數(shù)的圍見表：汽車變速器齒輪的法向模數(shù) mn車型輕型客車發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量mg/t1.0v VW 1.61.6 v VW 2.56.0v mg < 14.0mg >14.0模數(shù)mn /mm2.252.752.753.003.504.504.506.0所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標準

13、 GB/T1357-1987的規(guī)定，一檔齒輪初選m=2.75mm；其它檔位初選2.5 mm（2）壓力角理論上對于輕型客車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5 °、15°、16°、16.5。等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等 大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為20°,所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。（3）螺旋角隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使 齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生 軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時，應(yīng)力

14、求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的 軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的 螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè) 計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，以 15° 25°，宜取 25o（4） 齒頂高系數(shù)：在齒輪加工精度提高以后，在我國齒頂高系數(shù)為1.00。（5）根據(jù)模數(shù)的大小選定齒寬：通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來選定齒寬：直齒b kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為4.58.0,也=6.0b 6.5 2.75 18 mm斜齒 b &mn， kc取為 6.08.5， &

15、=8.0b 8.0 2.5 20mm5.各擋齒數(shù)分配圖3.7四檔變速器傳動方案簡圖一檔傳動比:iiZ2Z7ZiZ(3.8)先求其齒數(shù)合Zh，再求Z7和Z8的齒數(shù)，就可以確定一檔傳動比。2A直齒斜齒Zh(3.9)m2Acos Zh mn計算后取Zh為整數(shù)，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小Z7全齒輪的齒數(shù)盡可能取少些，以便使 Z8的傳動比大些，在ii一定的條件下，Zi的 傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其腔設(shè)置第二軸的 前軸承保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸承孔的限制和裝配的可 能性，該齒輪齒數(shù)又不易取多。乘用車中間軸式變速器一檔傳動比ii=3.53

16、.8時,中間軸上一檔齒數(shù)可在Z8=1517之間選取，貨車可在1217之間選用。一檔大齒輪齒數(shù)用Z7 Zh Z8計算求得。由公式（3.9）得：2AZhm2 762.7556初選 z8=17，則 z7 Zh z8 =56 - 17 = 39對中心距進行修正：A Zhm2=56 2.752=77 mm常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)由公式（3.9）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比Z2. Z8i1Z1(3.10)Z7而常嚙合傳動齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，查文獻2，3-3可知:A 口.(乙 Z2)2 cos(3.11)解方程式（3.10）和式（3.11 ）求Z1與Z2，Z1、Z2都應(yīng)取整數(shù)；然后核算一檔傳動比

17、，最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3.11）算出精確的螺旋角。聯(lián)立公式（3.10）和公式（3.11）得: Z8Z111 -Z7mn(Z1 Z2)2cosZ13.8251739772.5( Z1Z2)2cos25Z2解方程組ZiZiz255.8286解得:z121z235由公式（3.11）算出精確的螺旋角:mn(ZiZ2)2 cosarccosmin (Zi Z2 )2A=arccos2.5 562 77= 24.62=24 37 12確定其它各檔的齒數(shù)知:二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角6與常嚙合齒輪的2不同時，查文獻2，3-3可Z5.Z112 -Z6Z2A mn(Z5Z6)2 cos 6(3.12)(3

18、.13)Z5. Zi12 -Z6Z2Amn(Z5 Z6)A2 COS 6Z5212.732 解方程組Z635772.5(Z5 Z6)2cos20Z51.6392Z6Z5Z658解得：Z536Z622三檔齒輪是斜齒輪，螺旋角4與常嚙合齒輪的2不同時,Z3. ZiIg3 Z4Z2查文獻2, 3-3可知:426，由公式（3.15）和式（3.16）得:Z4ig3 Z2(3.15)(3.16)mn(Z5 Z6)2cos 6mn(Z3 Z4)2 cos 4Z3解方程組Z4771.39721352.5(Z3 乙)2cos26全 0.8382Z4Z3 Z456解得:Z325Z431確定倒檔齒輪齒數(shù)倒檔齒輪選用

19、的模數(shù)往往與一檔相近。倒檔齒輪Z10的齒數(shù)，一般在2128之間，初選乙0=26，計算出中間軸與倒檔軸的中心距 A，查文獻2, 3-3可知：1A' -m(zg Zio)( 3.18)2由公式(3.18)得：1A - m(Z8 Z10)12.75 (1726)2=59.125 mm為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉， 齒輪8和9的齒頂圓之間保持有0.5mm以上的間隙，查文獻2，3-3可知，齒輪9的齒頂圓直徑Deg應(yīng)為：De80.5D9A'22De92A'De8 1(3.19)22.6m 2.75齒輪8的齒頂圓直徑De8ha(f0)m (1.0 0)2.752.75 mmD

20、e8 d8 2ha 46.75 2 2.7552.25 mm由公式(3.19)得De9 2A' De8 1=2 X =65mm由De9 d9 2ha可得：d9 De9 2ha 65 2 2.7559.5 mmd8 z8m =17X 2.75 =46.75mmdg 59.5Zg齒輪圓整至z923變速器倒檔傳動比：iRz2 z10 z735 26 39N 互 z921 17 23計算倒檔軸與第二軸的中心距A查文獻2，3-3可知：，1A 倍 Z9)( 3.20)21-2.75 (39 23)=85 mm確定各檔齒數(shù)后重新計算各檔傳動比一檔ii三勺空空3.824z1 z82117二檔 i2 三

21、三空衛(wèi)6 2.727乙兀 2122三檔 i3三蘭匣_哲 1.344z1 z42131四檔i4 1.00倒檔 iR玉玉旦竺空聖4.322乙乙互 21 17 23四、齒輪校核1.輪齒強度的計算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用； 一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊 載荷。 所以需要對齒輪進行計算和校荷。4.1齒輪彎曲強度計算w 彎曲應(yīng)力（MPa）;Ft 圓周力（N），F(xiàn)12T-；Tg為計算載何（N -mm） ； d為節(jié)圓直徑（mm）； dK 應(yīng)力集中系數(shù)，K =

22、1.65；式中:FiK Kfbty(4.1)Kf 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪 Kf =1.1，從動齒輪Kf=0.9;b 齒寬（mm）；t 端面齒距，t m ；齒形系數(shù)，=0.46因為齒輪節(jié)圓直徑d mz，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式（4.1） 后得(4.2)2TgK Kfm3zKc當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距Temax時，一、倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400800MPa,查文獻2，3-4可知，w =600 MPa。由公式（4.2）得:2TgK Kfm'zKc=2 160 103 1.65 0.932.7543 2 0.46=183.85MPa w滿足設(shè)計要求。（

23、2） 二檔斜齒輪彎曲應(yīng)力w，查文獻2，3-4可知：F1K bt K彎曲應(yīng)力（MPa）；Ft 圓周力(N) , Fi2Tgd;Tg為計算載荷（N -mm） ； d為節(jié)圓直徑（mm）；d mn z cos斜齒輪螺旋角（），=20 °；K 應(yīng)力集中系數(shù),=1.50；b 齒寬（mm）；t 法向齒距，tmn ；齒形系數(shù)，=0.47K 重合度影響系數(shù)，K=2.0。將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式（4.3）,整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為:(4.4)2Tg cos KW3"-z mn K當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距Temax時，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在 180350MPa,查文獻2，3-

24、4可知，w=320 MPa。由公式（4.4）得:2Tg cos Kwz mn3 K32 160 103 cos20 1.50340 2.50.47 2.0=244.38MPa< w滿足設(shè)計要求。4.2輪齒接觸應(yīng)力(4.5)j 0.418式中:j 輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）;；Fi為圓周力;F 齒面上的法向力（N）, FFjcos cos斜齒輪螺旋角（° ）；E 齒輪材料的彈性模量（MPa） , E 2.1 105MPab 齒輪接觸的實際寬度（mm）；z主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪zrz sin斜齒輪zrz sincos2；b 從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪b

25、rb sin斜齒輪brb sincos2；將作用在變速器第一軸上的載荷Temax2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力j查文獻2，3-4可知，見表4.1表4.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力,MPa）齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒一檔和倒檔齒輪19002000輪9501000常嚙合齒輪和咼檔齒輪13001400650700計算二軸一檔直齒輪接觸應(yīng)力j2Tg2F10.5 1601031353.1Nd118.25FF1cos1353.11439.94 Ncos20z rz sin24.75si n208.465 mmbrb sin59.125si n2020.223 mm由公式（4.5）得:j 0.41

26、8FE 11b z b1763.87 2.1 105110.418V188.465 20.223=145.73 MPa< j滿足設(shè)計要求。本設(shè)計變速器齒輪材料采用 20CrMnTi，并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。2. 中間軸的強度校核變速器在工作時，由于齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸 要受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。 因為剛度不足會產(chǎn)生 彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均 有不利影響。因此，在設(shè)計變速器時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合 為前提條件。（1）初選軸的直徑在已知中

27、間軸式變速器的中心距 A時，第二軸和中間軸中部直徑d 0.45A， 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑 d可根據(jù)中心距A按下式初選。d （0.45 0.60） A （ mm）初選二軸中部直徑d 0.45 81.125 36.506mm，圓整至d 39mm。（2）按彎扭合成強度條件計算計算二軸一檔齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr和軸向力Fa。查文獻2，3-4可知：FrFt2le max Id2Temax 1 tand COS2Temax 1 tand(4.6)(4.7)(4.8)式中：i 至計算齒輪的傳動比;d 計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm；節(jié)點處壓力角；螺旋角I II圖4.1二軸結(jié)構(gòu)簡圖因為二

28、軸一檔齒輪是直齒輪，所以0,軸向力Fa 0圖4.1為變速器二軸結(jié)構(gòu)簡圖Fnv-a)Fnv2FNH21IILii 1FtFrL2L3FNH1FNH2FtMHFNH1b)1 "-U.I IMH圖4.2軸的載荷分析圖如圖4.2所示，I截面為危險截面由公式（4.6）計算二軸一檔齒輪所受圓周力Ft為：d mz 2.75 39 107.25 mmFt2Teid32 160 103.824115.5=10594.63N由公式（4.7）計算二軸一檔齒輪所受徑向力 Fr為：Fr2T e max i tand cos3=2 160 10 tan 20115.5 1=1008.40 N垂直力計算:Fr L

29、2 FNV1 ( L1 L2)01008.40 28 FNV1 (16828)0匚1008.40 28168 28=144.06N二 FNV2 Fr FNV1 1008.40 144.06864.34N水平力計算：Fa L2FNH 1 ( L1L2 ) 010594.63 28 Fnh1 (168 28)0F10594.63 28F NH 1168 28=1513.52N二 FnH2 Fa FnH1 10594.63 1513.52 9081.11 N彎矩計算：M VFnV1 L1 144.06 168 24202.08 N mmMhFnH1 L1 1513.52 168 254271.36

30、N mm計算轉(zhuǎn)矩：TjTemax i1160 103 3.824 611840 N mm軸在水平面彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度 f s 后，計算相應(yīng)的垂向彎矩 Me和水平彎矩 向應(yīng)力查文獻2，3-4可知：M 32MWwd3式中：M .M； M： 2一計算轉(zhuǎn)矩，N mm;d軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取徑，mm ；Ww 彎曲截面系數(shù)，mm3;Ms。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸(MPa)(4.8)作用在齒輪上的Fr和Fa使軸在鉛垂面彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度 fc ；而Ft使M s 在計算斷面處軸的水平彎矩，N mm;Mc 在計算斷面出軸的垂向彎矩，N mm；許用應(yīng)力，在低檔工作時查文獻2, 3-4可知 4

31、00 MPa.M mC2 MS2 Tj2.24202.082 254271.362 6118402 663014.2 N mm由公式（4.8）得：M 32M3Wwd32 663014.2393=113.85MPa.對齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度fc和軸斷面在水平面的轉(zhuǎn)角。前者改變了齒輪中心距并破壞了其正確嚙合；后者使大、小齒輪相互歪斜，如圖（4.3）所示，易導致沿齒長方向壓力分布不均勻。a）軸在垂直面內(nèi)的變形b）軸在水平面內(nèi)的變形圖4.3變速器軸的變形簡圖變速器齒輪在軸上的位置如圖（4.4）所示時，若軸在垂直面撓度為fc，在水平面撓度為fs和轉(zhuǎn)角為，查文獻2，3-4可知:F1a2b23EI

32、L(4.9)2. 2(4.10)(4.11)fF?a bf s3EILRab（b a）3EIL式中：Fi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 2.1 105MPa;I 慣性矩（mm4），對于實心軸，I d4/64 ；d軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算；a、b為齒輪上的作用力距支座 A、B的距離（mm）；L 支座間的距離（mm）。A!F f1Bsa - ° _ _b1“ 一 一一I""L 右L圖4.4變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角查文獻2，3-4可知，軸的合成撓度為:1.fc2fs2f0.20 mm( 4.12)計算慣性矩1 :d4 394Id113503.2 mm46464計算垂直面撓度fc由公式（4.9）得:F1a2b23EIL2 2=1008.40 202263 2.1 105 113503.2 228=0.00171mm計算水平面撓度fs由公式（4.10）得：2 2fF?a bT s 3EIL=1059