课程设计说明书(4)

tan?2tan?1?z2z2?z4(1?z3z4) （3.22）

联解上述（3.20），（3.21），（3.22）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得：

?3?4?20.36?z3?28z4?32

ig4?7.倒档齿数的确定

z2z1?z3z4?3723?2832?1.408

m?3.5

初选z13?22 （22-23）之间，z12小于z10取为14， iR?4.09 中间轴与倒档轴之间的距离的确定：

A?'12mn(z12?z13)?12?3.5(14?22)?63

取整63mm。

为保证倒挡齿轮在啮合不发生干涉，齿轮11和齿轮顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙。则齿轮11的齿顶圆直径De11为：

De112?0.5?De122?A

De11=129.92mm

Z11=35.12 取整为Z11=35 二轴与倒档轴之间的距离确定：

A?''12mn(z11?z13)?12?3.5(35?22)?99.75mm

取整100mm。

2.2齿轮与轴的设计计算

2.2.1齿轮设计与计算

变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。

（1）一档齿轮弯曲强度校核 已知参数：

mn?3,Kc?7z9?42,z10?16,??0.815

T1?282.24N·m,T中?283.84N·m

查齿形系数图4.1得：代入公式（4.2）得：

?w1?y9?0.195y10?0.186；

2?285.12?10?1.53.14?16?3.5?7?2?0.1952?285.12?10?1.53.14?42?3.5?7?2?0.1863333?194.39MPa

?w2??209.75MPa

对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于250Mpa，?w1，

?w2均小于250Mpa，所以满足设计要求。

（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核

常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮相同其计算结果：

一档齿轮接触应力校核 已知条件：

???17,mn?3,Kc?7，z9?42,z10?16

Tg9?300?10?4.23N·

Tg10?300?10?34216N·mm

17

F?2Tgdcos??2Tgmnzcos?3

F10?2?300?10?4.23.0?42?cos172?300?10?3??20912.86N,

42F9?16?34311.48N ?3.0?16?cos17b?Kcmncos??7?3cos23???26.09mm

mnz29sin?2cos?mnz17sin?2cos??0.1368533?z??b?1rzsin?cos?rbsin?cos?1?33dsin?2cos?dsin?2cos??22??3.0?16?sin172cos2333???10.439?

?24.358?1?1?3.0?42?sin172cos23??z??b10.43924.358

将已知数据代入公式（4.4）得：

?j9?0.418FEb(1?z?1?b)?

50.41834311.48?2.1?102?26.09FEb(1?1?0.13685?1224.74(MPa)?j10?0.418?z?b5)?

?0.13685?1214.5(MPa)0.41820912.86?2.1?102?26.09j10 ?j9，?均小于1900 MPa，所以满足设计要求。

（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核

常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核的方法同上，校核计算结果见表4.3：

表2.2.1各齿轮的接触应力

轮 常啮合齿二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮

Z1Z2Z7Z8Z5Z6Z3Z4 接8 894.05 1 1 9 9 9 9触应力94.05 073.67 072.13 83.55 99.785 15.157 22.77 （MPa） 各齿轮的接触应力均小于1300——1400 MPa，所以满足设计要求。 4、直齿倒档齿轮接触应力校核 已知条件：

m?3.5,??17?,Kc?7,z12?14

T中?435.92N·m

将已知数据代入公式（4.4）得到：

FTg12?2mzcos??2T中mz?2?435.9212cos?3.5?14?cos17??18605.207N

F2Tg2T中mzcos?mz?2?435.9213??13cos?3.5?22?cos17??11839.22N

2T3Fg2Tg11?300?10?4.211?mzcos??mz?211cos?3.5?35?cos17??21511.43N

?mz12?z1?d2?sin??2?sin17??3.5?142?sin17?8.379?d?sin??mz13?sin17?22?3.5?22?z2b1?2?sin17?13.168b?Km?7?3.5?24.5?dmz112?sin17??3.5?352?sin17?cb2?2?sin???19.7521?1?1?1??0.1193?0.07594?0.19524z1?b18.37913.1681??1?1?1?0.07594?0.05063?0.1266z2?b213.16819.752?105?j13?0.418FE18605.207?2.1b(1??1z?)?0.418b2?24?0.19524?1561.99FE11?105j13?0.418b(??1z?)?0.41811839.22?2.b2?24?0.1266?1257.72MPa

MPa

19

?

?j11?0.418FEbj13(1?z?1?b)?0.41821511.43?2.1?102?245?0.19524?1561.99MPa

?j12，?，?j11均小于1900 MPa，所以满足设计要求

2.2.2轴的设计与计算

变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度[15]。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。

1.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d为0.45A，轴的最大直径d和支承间距离l的比值：对中间轴，dl?0.16?0.18对第二轴，dl?0.18?0.21。第一轴花键部分直径d可按下式初选：

d?K3Temax （4.5） 式中：

K——经验系数K=4.0-4.6； 。 Temax——发动机最大转距（N·mm）

第二轴和中间轴中部直径d?0.45A=0.45?96?43.2mm

l的取值：

中间轴长度初选：

dl?0.16?0.18

43.20.16?0.18?240?270l?mm

l?260mm

第二轴长度初选：

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