機械畢業(yè)設(shè)計（論文）-4座微型客貨兩用車變速器傳動軸和操縱機構(gòu)設(shè)計【全套圖紙】

1、<p>　　四座微型客貨兩用車—變速器、傳動軸和操縱機構(gòu)設(shè)計</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　變速器、傳動軸和操縱機構(gòu)是汽車動力重要組成部分，本設(shè)計是建立在參考國內(nèi)外大量微型客貨兩用車動力設(shè)計的基礎(chǔ)之上，在設(shè)計中注重實際運用并密切聯(lián)系小組成員的整車總體布置、離合器、驅(qū)動橋、車架、制動系的設(shè)計。實現(xiàn)變速器與發(fā)動機及其他機構(gòu)的最佳

2、匹配，力求整車結(jié)構(gòu)及性能更為合理。 </p><p>　　變速器主要用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況下范圍工作，本設(shè)計設(shè)有四個前進檔、空檔和倒檔。變速器的結(jié)構(gòu)直接影響汽車的動力性，經(jīng)濟性，操縱可靠性。</p><p>　　設(shè)計主要分為三個部分。在變速器設(shè)計上先進行其結(jié)構(gòu)分析，在參

3、數(shù)方面考慮檔數(shù)，傳動比，及其如何分配傳動比。在變速器齒輪設(shè)計中，主要考慮材料、強度和齒數(shù)的確定；傳動軸方面，通過對傳動軸的傳動類型與結(jié)構(gòu)分析，對傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速和計算載荷的確定，分析出傳動軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核了其扭轉(zhuǎn)強度和臨界轉(zhuǎn)速，確定出合適的安全系數(shù)；操作機構(gòu)方面，考慮到微型客貨兩用車的使用條件和要求，為了協(xié)調(diào)駕駛室、總體布置等問題，本次設(shè)計采用雙拉桿式遠距離換檔操縱機構(gòu)和單桿式高低檔換檔操縱機構(gòu)。 </p>

4、<p>　　關(guān)鍵詞：變速器，傳動軸，操縱機構(gòu)，微型客貨兩用車</p><p>　　全套圖紙，加153893706</p><p>　　four seats MINI-station waggon TRANSMISSION PROPELLER SHAFT AND OPERATED MECHANISM</p><p><b>　

5、　ABSTRACT</b></p><p>　　The structure of the transmission ，powerller shaft and operated mechanism are the most important parts of the vehicle. The design is referrenced many of the power about minity

6、pe station waggons in domestic and oversea. During design times, I attented the fact using in lives and interosculate my co-worker’s design, it included collectivity disposal, clutch , main frame,drive axle ,brake

7、 system. Gearbox can be well worked with engine and other machines. It wanted to be that the performan</p><p>　　The transmission is main used for changing engine’s power which transmited to the torque and re

8、volution on the drive wheel.When the vehicle under the case about starting, mountain climbing, swerving,adding speed that the transmission can give different power or speed to the vehicle. At the same time,the engine can

9、 work in good conditions.The design involved four D-drive,one R-reverse and one N-neutral. The structure of the transmission can influence the vehicle’s power, economic, controling.</p><p>　　The design invo

10、lved three parts in all,first, I analyse its structure,In parameter the main thinking is about the number of shaft,gear ratios and how to assign them. In gear design the main problem is materials ,intension and NO. of w

11、heel; In transmission shaft,through analysing the varieties and structures that be sure the critical of rotate speed and the data of load.The data about shaft spline and tubal,and checking its torsion and critical rotate

12、 speed to find the reasonable safety data; on</p><p>　　KEY WORDS：transmission，powerller shaft，operated mechanism, minitype station waggon</p><p><b>　　符 號 說 明</b></p><p>

13、　　汽車總質(zhì)量 kg</p><p>　　重力加速度 N/kg</p><p><b>　　道路最大阻力系數(shù)</b></p><p>　　驅(qū)動輪的滾動半徑 mm</p><p>　　發(fā)動機最大扭矩 N·m</p&

14、gt;<p><b>　　主減速比</b></p><p>　　汽車傳動系的傳動效率</p><p><b>　　一檔傳動比</b></p><p>　　汽車滿載載荷 N</p><p><b>　　路面附著系數(shù)</b></p>

15、<p>　　第一軸與中間軸的中心距 mm</p><p>　　中間軸與倒檔軸的中心距 mm</p><p>　　第二軸與中間軸的中心距 mm</p><p><b>　　中心距系數(shù)</b></p><p><b>　　直齒輪模數(shù)</b></p><p&g

16、t;<b>　　斜齒輪法向模數(shù)</b></p><p>　　齒輪壓力角 。</p><p>　　斜齒輪螺旋角 。</p><p>　　齒輪寬度 mm</p><p><b>　　齒輪齒數(shù)</b></p>

17、;<p><b>　　齒輪變位系數(shù)</b></p><p>　　齒輪彎曲應(yīng)力 MPa</p><p>　　齒輪接觸應(yīng)力 MPa</p><p>　　齒輪所受圓周力 N</p><p>　　軸向力 N <

18、/p><p>　　徑向力 N</p><p>　　計算載荷 N·m</p><p><b>　　應(yīng)力集中系數(shù)</b></p><p><b>　　摩擦力影響系數(shù)</b></p><p>　　齒輪材料的彈

19、性模量 MPa</p><p>　　重合度影響系數(shù) </p><p>　　主動齒輪節(jié)圓半徑 mm</p><p>　　從動齒輪節(jié)圓半徑 mm </p><p>　　主動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm</p><p>　　從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm</p&

20、gt;<p>　　扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPa</p><p>　　軸的抗扭截面系數(shù) </p><p>　　軸的材料的剪切彈性模量 MPa</p><p>　　軸截面的極慣性矩 </p><p>　　垂直面內(nèi)的撓度 mm</p><p&g

21、t;　　水平面內(nèi)的撓度 mm</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　第一章 前言.............................................1</p><p>　　第二章 傳動軸的設(shè)計.............................2</p&g

22、t;<p>　　§2.1 傳動軸的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)..........................2</p><p>　　§2.2 萬向傳動的計算載荷........................3</p><p>　　§2.3 十字軸設(shè)計計算............................4</p><p>　　&

23、#167;2.4 十字軸滾針軸承計算........................5</p><p>　　§2.5 萬向節(jié)叉的設(shè)計計算........................6</p><p>　　§2.6 傳動軸臨界轉(zhuǎn)速計算........................8</p><p>　　§2.7 軸管強度計算....

24、..........................10</p><p>　　§2.8 傳動軸花鍵軸的計算........................10</p><p>　　第三章 變速器的結(jié)構(gòu)分析..........................12</p><p>　　§3.1 概述..........................

25、...........12</p><p>　　§3.2 變速器的總體結(jié)構(gòu)........................12</p><p>　　§3.3 變速器操縱機構(gòu)..........................14</p><p>　　第四章 變速器主要參數(shù)的確定......................16</p>

26、<p>　　§4.1 擋數(shù)選擇...............................16</p><p>　　§4.2 主減速器傳動比...........................16</p><p>　　§4.3 分配各擋傳動比........................16</p><p>　　

27、67;4.4 初定中心距.............................17</p><p>　　§4.5 齒輪模數(shù)的選取..........................17</p><p>　　§4.6 壓力角.................................17</p><p>　　§4.7 螺旋角的選

28、擇...........................17</p><p>　　§4.8 齒寬的選擇...............................18</p><p>　　第五章 齒輪參數(shù)的選擇計算........................19</p><p>　　§5.1變速器各擋齒數(shù)的確定...............

29、.......19</p><p>　　§5.2 齒輪的設(shè)計計算..........................20</p><p>　　第六章 變速器齒輪的強度計算及材料的選擇..........24</p><p>　　§6.1 齒輪的材料選擇........................24</p><p>　

30、　§6.2 齒輪的破壞形式........................24</p><p>　　§6.3 強度的校核........................25</p><p>　　第七章 變速器軸的設(shè)計計算........................26</p><p>　　§7.1 估算軸的直徑...........

31、.............26</p><p>　　§7.2 變速器軸的強度校核計算....................26</p><p>　　第八章 軸承的設(shè)計計算............................31</p><p>　　第九章 結(jié)論..............................33</p>&l

32、t;p>　　參考文獻...................................34</p><p>　　致謝.....................................35</p><p><b>　　第一章 前 言</b></p><p>　　我國汽車工業(yè)發(fā)展規(guī)?？涨?，獨有百家爭鳴之景象。隨著經(jīng)濟的不斷發(fā)展

33、，各種乘用車也進入普通家庭，但就中國國情來看，農(nóng)村更有著廣闊的市場前景。特別是客貨兩用車更適用于鄉(xiāng)村公路，方便了群眾的生產(chǎn)與生活，更被消費者所接受。目前國內(nèi)涌現(xiàn)諸如昌河、五菱、江淮、長城、東風(fēng)、重汽等眾多微型客貨兩用車品牌。 </p><p>　　客貨兩用車的技術(shù)難點還在其動力方面，這就要充分考慮發(fā)動機的功率表現(xiàn)，以及它與變速箱和傳動軸整

34、體布置，以滿足整車的動力性。</p><p>　　變速器操縱機構(gòu)分為直接操縱式和遠距離操縱式，目前前沿的還有電控自動換檔變速器。直接操縱結(jié)構(gòu)簡單，在各種類型的汽車上得到廣泛的應(yīng)用。但只有當(dāng)變速器布置在駕駛座位附近時直接操縱的方案才能實現(xiàn)。</p><p>　　遠距離操縱機構(gòu)用于當(dāng)變速器布置得離駕駛座椅較遠時，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換檔手力經(jīng)過這些機構(gòu)才能實現(xiàn)換檔功能。這

35、種布置要求整套系統(tǒng)有足夠的剛性，并且各連接件之間間隙不能過大。否則會引起變速桿顫動和換檔手感不明顯。</p><p>　　萬向傳動軸由萬向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵組成，對于長軸距的汽車，有時還加中間支撐。在發(fā)動機前置后輪或全輪驅(qū)動的汽車上，由于彈性懸架的變形，變速器或分動器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸的軸線相對位置經(jīng)常變化，所以普遍采用十字軸萬向節(jié)傳動。這種結(jié)構(gòu)簡單，但強度高，耐久性好，傳動效率高。</p>&

36、lt;p>　　考慮到變速器操縱機構(gòu)與總體布置密切相關(guān)，為了協(xié)調(diào)駕駛室、總體布置等問題，本次設(shè)計采用雙拉變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。</p><p>　　第二章 傳動軸設(shè)計計算</p><p>　　在汽車傳動系統(tǒng)或其他系統(tǒng)中，經(jīng)常采用萬象傳動裝置來實現(xiàn)一對軸線相交且相對位置經(jīng)常變化的轉(zhuǎn)軸之間的動力傳遞。萬向傳動軸由萬向節(jié)和傳動軸組成，有時還加裝中間支承。它主要用來在工

37、作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。</p><p>　　萬向傳動軸在汽車上應(yīng)用比較廣泛。在發(fā)動機前置后輪或全輪驅(qū)動的汽車上，由于彈性懸架的變形，變速器或分動器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸的軸線相對位置經(jīng)常變化，所以普遍采用十字軸萬向傳動軸。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，內(nèi)、外半軸之間的夾角隨行駛需要而變，這時多采用等速萬向傳動軸。當(dāng)后驅(qū)動橋為獨立懸架時，也必須采用萬向傳動軸。</p><p>

38、;　　萬向傳動軸設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求：</p><p>　　1)保證所連接的兩軸相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力。</p><p>　　2)保證所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。</p><p>　　3)傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等。</p><p>　

39、　萬向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸鏈?zhǔn)竭B接傳遞動力的，可分成不等速萬向節(jié)(如十字軸式)、準(zhǔn)等速萬向節(jié)(如雙聯(lián)式、凸塊式、三銷軸式等)和等速萬向節(jié)(如球叉式、球籠式等)。撓性萬向節(jié)是靠彈性零件傳遞動力的，具有緩沖減振作用。</p><p>　　不等速萬向節(jié)是指萬向節(jié)連接的兩軸夾角大于零時，輸出軸和輸入軸之間以變化的瞬時角速度比傳遞運動，但平均角速度比為1的萬向節(jié)

40、。準(zhǔn)等速萬向節(jié)是指在設(shè)計角度下工作時以等于1的瞬時角速度比傳遞運動，而在其它角度下工作時瞬時角速度比近似等于1的萬向節(jié)。輸出軸和輸入軸以等于1的瞬時角速度比傳遞運動的萬向節(jié)，稱之為等速萬向節(jié)。</p><p>　　§2.1傳動軸的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)</p><p>　　傳動軸外觀及零件加工表面不得有毛刺、碰傷、銹蝕、折痕、扭曲變形及裂紋等缺陷。</p><p>　　

41、傳動軸裝配前零部件應(yīng)符合以下要求： </p><p>　　1)保證所連接的兩軸相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力。</p><p>　　2)保證所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。</p><p>　　3)傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等。</p><p>　　&

42、#167;2.2 萬向傳動的計算載荷 </p><p>　　萬向節(jié)傳動軸因布置位置不同，計算載荷是不同的。本次設(shè)計傳動軸布置在變速器與驅(qū)動橋之間。計算載荷的設(shè)計方法有三種：1）按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動比來確定；2）按驅(qū)動輪打滑來確定；3）按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來確定。</p><p>　　在此設(shè)計中采用根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動比來計算。由公式：</p><p>&

43、lt;b>　　（2-1） </b></p><p>　　式中：--傳動軸計算載荷，單位：；</p><p>　　--猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，在此取=2；</p><p>　　--發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，單位：N.m；</p><p>　　K --液力變矩器變矩系數(shù)，k=1;</p><p>　　--變速

44、器一擋傳動比，；</p><p>　　--分動器傳動比，；</p><p>　　--發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，％；</p><p>　　n—計算驅(qū)動橋數(shù)，為1。</p><p><b>　　由公式（2—1）：</b></p><p>　　對萬向傳動軸進行靜強度計算時，計算載荷取，安全系數(shù)一

45、般取2.5-3.0 。</p><p>　　§2.3. 十字軸設(shè)計計算 </p><p>　　十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要有十字軸軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸和滾針軸承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下，當(dāng)磨損或壓痕超過0.15mm時，十字軸萬向節(jié)便應(yīng)報廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂，所以在設(shè)計十字軸萬向節(jié)時，應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強度。</p>

46、<p>　　本次設(shè)計參考《底盤設(shè)計》（吉林工業(yè)大學(xué)出版），根據(jù)不同噸位載重汽車的十字軸總成初選其尺寸：</p><p>　　十字軸：H=90mm d=18mm h=16mm </p><p>　　設(shè)各滾針對十字軸軸頸作用力的合力為F，則：</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p

47、>　　式中：--萬向傳動的計算轉(zhuǎn)矩，；</p><p>　　r--合力F作用線到十字軸中心之間的距離，r=38mm；</p><p>　　--萬向傳動的最大夾角，取 。</p><p>　　則由式（2—2）可得:</p><p>　　十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力應(yīng)滿足：</p><p><b>　?。?-3

48、）</b></p><p>　　式中：--十字軸軸頸根部彎曲應(yīng)力，單位：；</p><p>　　--十字軸軸頸直徑，；</p><p>　　--十字軸油道孔直徑，；</p><p>　　s--合力F作用線到軸頸根部的距離，s=8mm；</p><p>　　--彎曲許用值，為 。</p><

49、;p>　　由公式（2—3）可得：</p><p><b>　　滿足強度要求。</b></p><p>　　十字軸軸頸的切應(yīng)力應(yīng)滿足：</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p><b>　　則由已知數(shù)據(jù)可得：</b></p><p&

50、gt;　　滿足切應(yīng)力許用范圍 。</p><p>　　§2.4 十字軸滾針軸承的計算</p><p>　　滾針軸承中的滾針直徑一般不小于1.6mm，以免壓碎。而且差別要小，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性。公差帶一般控制在0.003mm以內(nèi)。滾針軸承徑向間隙過大時，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙過小時，有可能出現(xiàn)所熱卡住或因贓物阻滯卡住，合適的間隙為0.

51、009-0.095mm .滾針軸承得軸向總間隙以0.08-0.30mm為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度。使其既有較高的承載能力，又不致因滾針果場發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針得軸向間隙一般不超過0.2-0.4mm 。</p><p>　　十字滾針軸承的接觸應(yīng)力為：</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　式中：--

52、滾針直徑，；</p><p>　　--十字軸軸頸直徑，；</p><p>　　--滾針工作長度，。</p><p>　　其中，為合力F作用下一個滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N），可有下式求得:</p><p><b>　　(2-6)</b></p><p>　　式中：i—滾針列數(shù)，i=1；</p&g

53、t;<p>　　Z—每列中滾針數(shù)，Z=22 。</p><p><b>　　則:</b></p><p>　　由公式（2-5）可得:</p><p>　　當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時，許用接觸應(yīng)力為3000-3200，即滿足接觸強度要求。</p><p>　　計算結(jié)果:滾針直徑；<

54、;/p><p><b>　　工作高度；</b></p><p>　　列數(shù) i=1；</p><p><b>　　單列滾針數(shù)Z=22</b></p><p>　　§2.5萬向節(jié)叉的設(shè)計計算</p><p>　　由于十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉(zhuǎn)矩 、的作用，在主、從動

55、萬向節(jié)叉上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力 、和軸向力 、 。</p><p><b>　?。?-7）</b></p><p>　　式中：R—切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離；</p><p>　　--轉(zhuǎn)向節(jié)主動叉軸之轉(zhuǎn)角；</p><p>　　--轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動叉軸之夾角。</p><p>　　在十字軸軸線所

56、在平面內(nèi)并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為：</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p>　　圖（a）為主動叉位于與初始位置的受力狀況，此時 ，達最大值：</p><p><b>　　（2-9）</b></p><p>　　圖（b）為主動叉軸轉(zhuǎn)角時的受力狀況，這時 、及均達最

57、大值：</p><p><b>　?。?-10）</b></p><p>　　圖2-1 萬向節(jié)叉危險截面示意圖</p><p>　　萬向節(jié)叉在力作用下承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，在截面B-B處，彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力分別為：</p><p><b>　　（2-11）</b></p><p&g

58、t;　　式中: 、--抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù) ，對于本設(shè)計中矩形截面：</p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>　　根據(jù)相關(guān)設(shè)計參數(shù)可知：</p><p>　　H=60mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm </p><p><b>　　則：

59、 </b></p><p>　　萬向節(jié)叉由45鋼制造，其彎曲應(yīng)力不應(yīng)大于 ，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不應(yīng)大于 。而設(shè)計計算所得結(jié)果滿足條件要求。</p><p>　　§2.6 傳動軸臨界轉(zhuǎn)速計算</p><p>　　萬向傳動軸的結(jié)構(gòu)與其所連接的萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)有關(guān)。通常，萬向傳動軸由中間部分和端部組成，中間部分可為實心軸或為空心軸管。本次設(shè)計采用空心軸管?？招牡?/p>

60、軸管具有較小的質(zhì)量但能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，且較實心軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，故用作汽車傳動系的萬向傳動軸。</p><p>　　傳動軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及內(nèi)徑是根據(jù)所傳遞最大轉(zhuǎn)矩、最高轉(zhuǎn)速及長度按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)（YB242-63）選定，并校核臨界轉(zhuǎn)速及扭矩強度。</p><p>　　傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速與其長度及斷面尺寸等有關(guān)。由于沿軸管表面鋼材質(zhì)量分布的不均勻性以及在旋轉(zhuǎn)使其本身質(zhì)量

61、產(chǎn)生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，后者在一定的轉(zhuǎn)速下會導(dǎo)致軸管的斷裂。所謂傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速是指旋轉(zhuǎn)軸失去穩(wěn)定的最低轉(zhuǎn)速，它決定于傳動軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支撐情況。為了確定臨界轉(zhuǎn)速，可研究一下兩端自由支撐與剛性球鉸上的軸（見下圖）：</p><p>　　圖2-2 傳動軸臨界轉(zhuǎn)速計算示意圖</p><p>　　設(shè)軸的質(zhì)量m集中于O點，且O點偏離旋轉(zhuǎn)軸線的量為e，當(dāng)軸以角速度旋轉(zhuǎn)時，

62、產(chǎn)生的離心力為：</p><p>　　式中：y—軸在其離心力作用下產(chǎn)生的撓度。</p><p>　　與離心力相平衡的彈性力為：</p><p>　　式中：c—周的側(cè)向剛度，對于質(zhì)量分布均勻且兩端自由地支撐于球形鉸接的軸，其側(cè)向剛度為： </p><p>　　E—材料的彈性模量，可??；</p><p>　　J—軸管截面的

63、抗彎慣性矩。</p><p><b>　　因 </b></p><p><b>　　故有 </b></p><p>　　認為在達到臨界轉(zhuǎn)速的角速度時，傳動軸將破壞，即，則有：</p><p><b>　?。?-13）</b></p><p><b

64、>　　傳動軸管：</b></p><p>　　式中：D、d—軸管的外徑及內(nèi)徑，mm. D=50mm,d=46mm;</p><p>　　L—傳動軸的支撐長度，取兩萬向節(jié)之中心距，mm；</p><p>　　--軸管材料的密度，對于鋼 ；</p><p>　　將上述c、J及m的表達式代入（3-13），令 </p>

65、<p>　　則得傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為：</p><p><b>　?。?-14）</b></p><p>　　由于傳動軸動平衡的誤差，伸縮花間聯(lián)接的間隙以及支承的非剛性等，傳動軸的實際臨界轉(zhuǎn)速要低于所計算的臨界轉(zhuǎn)速。因此引進安全系數(shù)K，并取：</p><p>　　式中：--相應(yīng)于最高車速時傳動軸最大轉(zhuǎn)速，r/min;</p>

66、;<p>　　--傳動軸臨界轉(zhuǎn)速,r/min;</p><p>　　在本次設(shè)計中，已知D=50mm，d=46mm,L=672mm;</p><p>　　已知發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速。</p><p><b>　　安全系數(shù)。</b></p><p>　　§2.7 軸管強度計算</p><p

67、>　　萬向傳動軸的尺寸除了要有足夠的扭轉(zhuǎn)強度，傳動軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可按下式計算：</p><p><b>　　（2-15）</b></p><p>　　式中：--發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N.m;</p><p>　　--變速器一擋傳動比；</p><p><b>　　--動載系數(shù)；</b></p

68、><p><b>　　--抗扭截面系數(shù)。</b></p><p>　　傳動軸采用空心結(jié)構(gòu)，則：</p><p><b>　?。?-16）</b></p><p>　　式中：T—傳動軸計算轉(zhuǎn)矩，T=494480N.mm；</p><p>　　D d—傳動軸管的外徑和內(nèi)徑，D=50m

69、m,d=46mm;</p><p>　　傳動軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不大于，安全系數(shù) 。</p><p>　　§2.8 傳動軸花鍵軸的計算</p><p>　　對于傳動軸上的花鍵軸，應(yīng)保證在傳遞轉(zhuǎn)矩時有足夠的扭轉(zhuǎn)強度。通常以底徑計算其扭轉(zhuǎn)且應(yīng)力。</p><p><b>　?。?-17）</b></p>&l

70、t;p>　　軸的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為，可初取花鍵軸直徑計算，然后進行強度校核。取，則：</p><p>　　安全系數(shù)為 ，安全系數(shù)一般在2-3左右。即滿足要求。</p><p>　　傳動軸滑動花鍵采用矩形花鍵，齒側(cè)擠壓應(yīng)力為：</p><p><b>　　（2-18）</b></p><p>　　式中：--花鍵處轉(zhuǎn)矩分

71、布不均勻系數(shù)。=1.3-1.4 ；</p><p>　　--花鍵外徑，取 ；</p><p>　　--花鍵內(nèi)徑，取 ；</p><p>　　--花鍵的有效工作長度， ；</p><p>　　--花鍵齒數(shù)， ； 則：</p><p>　　對于齒面硬度大于35HRC的滑動花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為 。故安全系數(shù) ，滿

72、足要求強度。</p><p>　　根據(jù)前面計算傳動軸管強度，可取滑動叉軸直徑為46mm 。</p><p>　　第三章 變速器的結(jié)構(gòu)分析</p><p><b>　　§3.1概述</b></p><p>　　變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車獲得在不同使用工況下不同的牽引力和速度，使發(fā)動機在最

73、有利的工況范圍下工作。</p><p>　　變速器的設(shè)計需要在整車設(shè)計的總體原則下結(jié)合變速器要滿足的具體功能展開。因此本著好用、好造、好修的總原則，力求產(chǎn)品通用化、標(biāo)準(zhǔn)化、系列化。</p><p>　　對變速器提出如下的基本要求：</p><p>　?。?）正確選擇擋數(shù)和傳動比，保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)； </p><p>　?。?

74、）設(shè)置空擋，以使發(fā)動機能啟動怠速、換檔、切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸；在滑行或停車時使發(fā)動機和傳動系徹底分離；</p><p>　?。?）設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛；</p><p>　?。?）設(shè)置動力輸出裝置，能進行功率輸出；</p><p>　?。?）換檔迅速、省力、方便，以便縮短加速時間并提高汽車的動力性能；</p><p>　?。?）

75、工作可靠，汽車行駛中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；</p><p>　　（7）變速器還應(yīng)當(dāng)滿足效率高，噪聲低，體積小，質(zhì)量輕，制造容易，成本低等要求、維修方便等要求。</p><p>　　滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。</p><p>　

76、　§3.2 變速器的總體結(jié)構(gòu)</p><p>　　有級變速器與無級變速器相比具有傳動效率高（0.96～0.98），造價低廉，因此在各類汽車中均得到廣泛采用，此次設(shè)計也采用有級變速器。有級變速器傳動機構(gòu)分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩類。固定軸式又分為中間軸式，兩軸式和多中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用最廣泛。兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。由于中間軸式變速器直接檔工作時，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的

77、各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪嚙合，且第一，二軸均不承受徑向載荷載荷，第一，二軸只起傳遞扭矩的作用。因此直接檔的傳遞效率高，磨損及噪聲也最小，這是中間軸式變速器的突出的優(yōu)點。</p><p>　　從結(jié)構(gòu)上講兩軸式變速器與中間軸式變速器相比，其傳動系結(jié)構(gòu)簡單，緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率都比較高，噪聲也低，但多用于前置前驅(qū)的轎車布置。綜合對比后選用中間軸式。</p><p>　　一般情

78、況下，變速器的檔位數(shù)與汽車的動力性，燃油經(jīng)濟性有著密切的關(guān)系。就汽車的動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機在底燃油消耗率區(qū)工作的可能性，降低了油耗；同時有利擴大傳動比范圍，以適應(yīng)各種使用條件下動力性經(jīng)濟性的要求。</p><p>　　主、副變速器主要用于空、滿載質(zhì)量變化大、使用條件復(fù)雜、加之柴油機轉(zhuǎn)矩變化平穩(wěn)、適應(yīng)性差而需要擴大傳動比范圍、增加擋位數(shù)以適應(yīng)各種使用條件下的動力性與經(jīng)濟性要求的重型車。為使變速器的結(jié)構(gòu)

79、不致過于復(fù)雜和便于系列化，多以四檔或五檔的變速器與三檔、四檔的副變速器組合，副變速器裝在主變速器之前之后或前后。</p><p>　　倒檔的布置方式參考中間軸式變速器倒檔布置方式。從動力性、加工工藝性考慮宜使倒檔軸傳動比接近于一擋傳動比。</p><p>　　考慮到微型客貨兩用車的使用條件和要求，此次設(shè)計所選用的變速器結(jié)構(gòu)方案為采用中間軸式，4+1前置后驅(qū)的變速方案。</p>

80、<p>　　圖3-1 變速器傳動結(jié)構(gòu)簡圖</p><p>　　§3.3 變速器操縱機構(gòu)</p><p>　　變速器操縱機構(gòu)分為直接操縱式和遠距離操縱式。直接操縱結(jié)構(gòu)簡單，在各種類型的汽車上得到廣泛的應(yīng)用。但只有在當(dāng)變速器布置在駕駛座位附近時直接操縱的方案才能實現(xiàn)。但要把變速器布置在駕駛室附近會給總體布置帶來極大限制。</p><p>　　遠距離

81、操縱機構(gòu)用于當(dāng)變速器布置得離駕駛座椅較遠時，在客車、貨車、轎車上都有廣泛的應(yīng)用。因僅需桿系、繩索等換檔傳動機構(gòu)操縱變速器，使總體布置有很大的靈活性，也易于實現(xiàn)整車結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計。</p><p>　　考慮到變速器操縱機構(gòu)與總體布置密切相關(guān)，為了協(xié)調(diào)駕駛室、總體布置等問題，本次設(shè)計采用雙拉桿式遠距離換檔操縱機構(gòu)和單桿式高低檔換檔操縱機構(gòu)。</p><p>　　在本次設(shè)計中，我通過彈簧和雙拉桿

82、實現(xiàn)對變速器的遠程操縱，通過操縱機構(gòu)手柄左右移動，壓縮彈簧帶動連桿左右移動使拉桿轉(zhuǎn)動，重而帶動換位擺桿軸轉(zhuǎn)動以實現(xiàn)選檔。經(jīng)計算可知換位擺桿軸上</p><p>　　上下擺動角度約為20度，重而計算出手柄左右擺動的距離約為3厘米。通過手柄的前后移動帶動橫桿的前后轉(zhuǎn)動，重而使拉桿轉(zhuǎn)動帶動換檔擺桿軸轉(zhuǎn)動以實現(xiàn)換檔。經(jīng)計算可知換檔擺桿軸轉(zhuǎn)動角度約為17度，通過連桿的運動關(guān)系可以計算出手柄前后的擺動角度約為25度，經(jīng)過對我

83、們四座微型客貨兩用車整體布局的考慮，對操縱手柄的長度選取為260毫米。</p><p>　　第四章 變速器主要參數(shù)的確定 </p><p><b>　　§4.1 擋數(shù)</b></p><p>　　本設(shè)計選用4+1擋。</p><p>　　§4.2主減速器傳動比</p><p>

84、　　由車速計算公式ua=nr/(igio) ： </p><p>　　有umax=nmaxr/(igminio) 若變速器最小傳動比 igmin 取1；發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速nmax當(dāng)取發(fā)動機在額定功率下的轉(zhuǎn)速，即nmax=4600r/min 已知滾動半徑r=0.268m,最高車速umax=95km/h</p><p>　　求得io=5.136 。</p><p&g

85、t;　　同時考慮的總體布置要求，驅(qū)動橋設(shè)計等問題，綜合分析后io取5.14合適 。</p><p>　　§4.3分配各檔傳動比</p><p>　　已知最小傳動比igmin=1,由公式</p><p><b>　　ig1=</b></p><p>　　可知最大傳動比ig1=3.70；按等比數(shù)列分配各檔傳動比，設(shè)

86、相鄰兩檔公比為q；在4+1的變速器中</p><p><b>　　則有：</b></p><p>　　所以 , , , </p><p>　　§4.4 初定中心距</p><p>　　初定中心距A時可根據(jù)下面經(jīng)驗公式計算：</p><p>　　A=K（Memax）1/3 Me

87、max是發(fā)動機輸出最大扭矩，即: Memax=Temex=72Nm ; K是經(jīng)驗系數(shù)對商用車K在14～17之間。</p><p>　　代入數(shù)據(jù)求的A=53.046～64.413mm ;主箱中心距A取60 mm。</p><p>　　§4.5 齒輪模數(shù)的選取</p><p>　　齒輪模數(shù)的選取由輪齒的彎曲或最大載荷作用下的靜強度所決定，選擇模數(shù)時應(yīng)考慮到當(dāng)

88、增大齒寬而減小模數(shù)時，能有效降低變速器的噪聲，而從減小變速器的質(zhì)量考慮，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心矩，初選模數(shù) m＝2。</p><p><b>　　§4.6 壓力角</b></p><p>　　壓力角的大小對傳動的平穩(wěn)性，工作噪聲，齒輪的彎曲強度和表面的接觸強度為都有影響。為提高齒輪的承載能力應(yīng)選用大的壓力角。實際國家標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20O，所以變速器齒輪

89、普遍采用20O。按國家標(biāo)準(zhǔn)選取=20O。</p><p>　　§4.7 螺旋角的選擇</p><p>　　增大角可以使齒輪嚙合的重合度系數(shù)增加，工作平穩(wěn)噪聲降低，隨著角的增大齒抗彎的強度也相應(yīng)的提高，不過當(dāng)螺旋角大于30O時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升，故從提高齒輪的接觸強度考慮可取較大的角，但從保證齒輪的彎曲強度著眼不應(yīng)大于30O。一般商用車選180～260。&

90、lt;/p><p>　　角選擇應(yīng)力求使中間軸上的軸向力平衡，因此角的最終確定應(yīng)根據(jù)中心距、軸向力、傳動比綜合選擇。</p><p>　　主箱第一軸常嚙合齒輪定為右旋，中間軸上各齒輪定為左旋，則主箱第二軸各檔齒輪為右旋。</p><p>　　§4.8 齒寬的選擇 </p><p>　　選擇齒寬時應(yīng)綜合考慮，變速器的軸向尺寸，齒輪的強度以及

91、齒輪工作時受力均勻程度度等因素的影響。</p><p>　　由經(jīng)驗公式 ：kc為齒寬系數(shù)</p><p>　　直齒寬：b=kc×m kc=4.5～8.0 b=9～16mm</p><p>　　斜齒：b=kc×mn kc=7.0～8.6 b=14～17.2mm</p><p>　　齒寬的選取可以

92、根據(jù)變速器實際設(shè)計情況加以改變，一般以滿足實際情況為準(zhǔn)。</p><p>　　第五章 齒輪參數(shù)的選擇計算</p><p>　　§5.1 變速器各擋齒數(shù)的確定</p><p>　　一、確定一擋齒輪的齒數(shù)</p><p>　　ig1=Z2Z7/Z1Z8=3.70</p><p>　　Zh=2A cosβ/mn=2

93、×60×cos25/2=54</p><p>　　初選Z8=15，Z7=39</p><p>　　Z2/Z1=i1×Z8/Z7=3.70×15/39=1.40</p><p><b>　　Zh=Z1+Z2=</b></p><p>　　取Z1=23，Z2=31</p>

94、<p>　　==31×39/(23×15)=3.504</p><p>　　β=arcosZhmn/A=25.8420</p><p>　　故取Z8=39，Z7=15 ，Z1=23，Z2=31</p><p>　　二、確定二擋齒輪齒數(shù)</p><p>　　ig2=Z2Z5/Z1Z6=2.39</p>

95、<p>　　Z5/Z6=i2×Z1/Z2=2.39×23/31=1.8</p><p>　　Zh=2A cos/mn=2×60×cos25/2=54</p><p>　　取Z6=19，Z5=35</p><p>　　為減少或抵消中間軸的軸向力</p><p>　　tgβ1/tgβ2=[Z2

96、/(Z1+Z2)](1+Z5/Z6)</p><p>　　由Z1=23，Z2=31，Z6=19，Z5=35</p><p>　　算出β2=24.732</p><p>　　i2=31×35/(23×19)=2.483</p><p><b>　　三、確定三擋的齒數(shù)</b></p><

97、;p>　　ig3=Z2Z3/Z1Z4=1.55</p><p>　　Z3/Z4=i3×Z1/Z2=1.55×19/35=0.84</p><p>　　Zh=2A cos/mn=2×60×cos25/2=54</p><p>　　取Z4=26，Z3=31</p><p>　　為減少或抵消中間軸的軸向

98、力由</p><p>　　Z1=23，Z2=31，Z4=26，Z3=31</p><p>　　tg/tg=[Z2/(Z1+Z2)](1+Z3/Z4)</p><p>　　算出=21.0480</p><p><b>　　故,</b></p><p>　　故i3=31×31/(26

99、5;19)=1.56(故相差不大)</p><p><b>　　四擋的傳動比為1</b></p><p>　　五、確定倒擋齒輪的齒數(shù)</p><p>　　擋齒輪選用的模數(shù)往往與一擋的相近。</p><p>　　初選i倒=3.32，Z9=17,Z10=37</p><p>　　§5.2 齒

100、輪的設(shè)計計算</p><p>　　計算Z1，Z2的幾何尺寸</p><p>　　已知Z1=23，Z2=31計算中心距A＇=60mm</p><p><b>　　故采取標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動</b></p><p><b>　　端面模數(shù)</b></p><p>　　mt=mn/cosβ=

101、2/cos25.8420=2.22mm</p><p><b>　　端面壓力角</b></p><p>　　tanαt=tanαn/cosβ=0.411</p><p>　　αt=22.3460</p><p><b>　　分度圓直徑</b></p><p>　　d1=23&

102、#215;2/cos25.8420=51mm</p><p>　　d2=31×2/cos25.8420=69mm </p><p><b>　　齒頂高</b></p><p>　　ha=mnha*=2mm</p><p><b>　　齒根高</b></p><p>

103、　　hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm</p><p><b>　　齒頂圓直徑</b></p><p>　　da1=d1+2ha=55mm</p><p>　　da2=d2+2ha=73mm</p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　df1=d

104、1-2hf=46mm</p><p>　　df2=d2-2hf=64mm</p><p><b>　　中心距</b></p><p><b>　　A=mm</b></p><p>　　計算Z3，Z4的幾何尺寸</p><p>　　已知Z3=31，Z4=26計算中心距A＇=60

105、mm</p><p><b>　　故采取標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動</b></p><p><b>　　端面模數(shù)</b></p><p>　　mt=mn/cosβ=2/cos22.970=2.31</p><p><b>　　端面壓力角</b></p><p>　　t

106、anαt=tanαn/cosβ=0.478</p><p>　　αt=23.4750</p><p><b>　　分度圓直徑</b></p><p>　　d3=31×2/cos22.970=64mm</p><p>　　d4=26×2/cos22.970=56mm </p><p&

107、gt;<b>　　齒頂高</b></p><p>　　ha=mnha*=2mm</p><p><b>　　齒根高</b></p><p>　　hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm</p><p><b>　　齒頂圓直徑</b></p><p>　　

108、da3=d3+2ha=68mm</p><p>　　da4=d4+2ha=60mm</p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　df3=d3-2hf=59mm</p><p>　　df4=d4-2hf=51mm</p><p><b>　　中心距</b>

109、;</p><p><b>　　A=60mm</b></p><p>　　計算Z5，Z6的幾何尺寸</p><p>　　已知Z5=35，Z6=19計算中心距A＇=60mm</p><p><b>　　故采取標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動</b></p><p><b>　　端面模數(shù)&

110、lt;/b></p><p>　　mt=mn/cosβ=2/cos24.860=2.31</p><p><b>　　端面壓力角</b></p><p>　　tanαt=tanαn/cosβ=0.478</p><p><b>　　αt=23.480</b></p><p&

111、gt;<b>　　分度圓直徑</b></p><p>　　d5=35×2/cos24.860=78mm</p><p>　　d6=19×2/cos24.860=42mm </p><p><b>　　齒頂高</b></p><p>　　ha=mn ha*=2mm</p>

112、;<p><b>　　齒根高</b></p><p>　　hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm</p><p><b>　　齒頂圓直徑</b></p><p>　　da5=d5+2ha=82mm</p><p>　　da6=d6+2ha=46mm</p><p&

113、gt;<b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　df5=d5-2hf=73mm</p><p>　　df6=d6-2hf=37mm</p><p><b>　　中心距</b></p><p><b>　　A=60mm</b></p><p>　

114、　計算Z7，Z8的幾何尺寸</p><p>　　已知Z7=39，Z8=15計算中心距A＇=60mm</p><p><b>　　故采取標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動</b></p><p><b>　　端面模數(shù)</b></p><p>　　mt=mn/cosβ=2/cos25.8420=2.22</p>

115、<p><b>　　端面壓力角</b></p><p>　　tanαt=tanαn/cosβ=0.411</p><p>　　αt=22.3460</p><p><b>　　分度圓直徑</b></p><p>　　d7=31×2/cos25.8420=86mm</p&g

116、t;<p>　　d8=26×2/cos25.8420=34mm </p><p><b>　　齒頂高</b></p><p>　　ha=mnha*=2mm</p><p><b>　　齒根高</b></p><p>　　hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm</p&g

117、t;<p><b>　　齒頂圓直徑</b></p><p>　　da7=d7+2ha=90mm</p><p>　　da8=d8+2ha=38mm</p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　df7=d7-2hf=81mm</p><p>

118、;　　df8=d8-2hf=29mm</p><p><b>　　中心距</b></p><p><b>　　A=60mm</b></p><p>　　在變速器各齒輪齒數(shù)確定后實際傳動比如下表5-1：</p><p><b>　　表5-1</b></p><

119、p>　　第六章 變速器齒輪的強度計算與材料選</p><p>　　§6.1 齒輪的材料選擇</p><p>　　變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的耐磨及抗彎疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理是時，對切削加工的性能及成本也應(yīng)該考慮。國內(nèi)變速器齒輪的材料主要有： , , .</p><p>　　本次設(shè)計各齒輪材料選用 ，滲碳淬火，表面硬度5

120、8～63HRC,芯部硬度33～48HRC.</p><p>　　§6.2 齒輪的破壞形式</p><p>　　齒輪在嚙合過程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，過度圓角處有應(yīng)力集中，所以齒輪受到足夠大的載荷作用時其根部彎曲應(yīng)力超過材料的許用應(yīng)力，輪齒就會斷裂。在汽車變速器中這種破壞情況很少發(fā)生，而常見的斷裂是由于在重復(fù)載荷作用下，使齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，而逐漸擴展到一定深度而

121、產(chǎn)生折斷其破壞斷面在疲勞裂縫部位呈光滑表面，而突然斷裂部位呈粗粒狀表面。</p><p>　　齒面點蝕是常見的高檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。齒面長期在脈動的接觸應(yīng)力作用下，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時由于齒面的相互擠壓使充滿潤滑油的裂縫處有油壓增高導(dǎo)致裂縫的擴展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面產(chǎn)生大量的扇形小麻點，即所謂點蝕。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重，主動小齒輪較被動大齒

122、輪較嚴重。在局部高溫，高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱為齒面膠合。</p><p>　　綜上所述，在汽車變速器中齒輪的破壞形式主要有彎曲疲勞斷裂和點蝕兩種。應(yīng)對齒輪的彎曲強度和接觸強度進行重點校核。</p><p>　　§6.3 強度的校核計算</p><p>　　三擋齒輪強度計算 ，,</p><p>

123、;<b>　　斜齒輪的彎曲應(yīng)力：</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　式中 為彎曲應(yīng)力（ N/）； F1圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d； </p><p>　　為模數(shù),m=3；y 為齒形系數(shù)，查齒形系數(shù)圖取y=0.12; 為集中應(yīng)力系數(shù)，?。?.5，為重合度影響系數(shù)=2.0</p>

124、<p>　　代入數(shù)據(jù)=234MPa</p><p>　　對于采用20CrMnTi的材料，齒輪的許用彎曲應(yīng)力[]在180～350之間，因=234<350N/，故三檔齒輪滿足彎曲疲勞強度要求</p><p><b>　　輪齒接觸應(yīng)力</b></p><p><b>　　=</b></p><

125、;p>　　式中，為輪齒的接觸應(yīng)力，F(xiàn)為齒面上的法向力，F(xiàn)=F1/（coscos）, F1 為圓周力，F(xiàn)1=2T/d,T為計算載荷，d為節(jié)圓直徑，為節(jié)點出壓力角，為齒輪螺旋角，E為材料的彈性模量，b為齒輪接觸的實際寬度,為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，斜齒輪,</p><p>　　由于滲碳高檔齒輪的許用接觸應(yīng)力為1300-1400N/</p><p>　　可得齒輪接觸強度滿足設(shè)計要求。