《变速器设计参数》word版

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1、l挡采用滑动直齿齿轮传动，模数m为3.0，中心距A=141.8mm，计算后得zh=2A/m=94.53，取zh为整数95，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的1挡齿轮z10。一般可取为12~17，z10取17，1挡大齿轮齿数为z9=zh-z10=48(78)。2)对中心矩A进行修正A=mzh2=105mm(142.5)3)确定常啮合齿轮副的齿数。由公式（10-6）求出常啮合传动齿轮的传动比z2z1=ig1z10z9=1.775(1.199)(10-7)A=m(z1+z2)2cosβ2而常啮合传动齿轮中心距和1挡齿轮的中心距相等。中型、重型货车螺旋角的初选范围是18°~26°，初选螺旋角

2、β2=26°，由式(10-7)、式(4-16)求得z1=38.8，取整为z1=39，z2=46.2取整为z2=47。验证l挡传动比ig1=z2z9z1z10=6.95（5.53）>7.1（5.5），齿数分配合理，则根据传动比ig1=5.5满足要求。根据所确定的齿数，按公式（4-16）算出精确出螺旋角值β2为25°。4）确定其他各挡齿数。先进行2挡齿轮齿数z7、z8的分配，z7、z8有如下关系z7z8=ig2z1z2=2.41（2.99）（10-8）由得从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还应尽量满足下列关系式取β8=22°进行试凑tanβ2/tanβ8=1.15相差较多，为尽量缩小差距，取β

3、8=18。，已是极限值。将数据代入式(10-8)~式(10-13)求得，z8=22.6取整为23，z7=67.8取整为68，验证传动比为ig2=3.56，齿数分配不合适。。进行齿数调整，令z1=23，z2=69，则根据传动比ig2=3.62满足要求。根据所确定的齿数，按式（10-10）算出精确的螺旋角β8值为20.6°。同样方法求得β6=19。，z6=27，z5=51，验证传动比为ig3=2.43，满足要求，精确的螺旋角β2值为20.5°；取β4=20°，z4=36，z3=32，验证传动比为ig4=1.61，满足要求；根据所确定的齿数，按式（4-16）算出精确的螺旋角值β4为21°。5)确

4、定倒挡齿轮齿数及中心距。图10-1中所示的倒挡齿轮有常啮合齿轮副z12和z11。一般z11取值21~23，取z11=23，z12=21，mn=3.0，β12=25°，可计算倒挡轴与中间轴的中心距A´。数值代入公式（10-14）求得A´=66.6mm，取整为67mm。由iR=z2z9z11z1z13z12可求出z13=19.1，取整为19，则最终确定倒挡传动比为5.41。直齿齿轮z13的模数与1挡齿轮相同，确定倒挡轴与第二轴的中心距A＂A＂=m（z9+z13）2（10-15）由公式（10-15）求得A＂=145.5mm。5.齿轮弯曲强度计算（1）直齿齿轮弯曲强度计算符合弯曲强度要求。（2）斜

5、齿齿轮弯曲强度计算满足弯曲强度要求。6.齿轮接触强度计算利用公式（4-30）计算齿轮接触强度代入公式（4-30）得σj=806.7MPa，采用渗碳处理齿轮满足设计要求。（2）1挡和倒挡直齿齿轮接触应力计算代入式（4-30）得σj=1430MPa,，采用渗碳处理齿轮满足设计要求。7.轴的强度计算第一轴花键部分直径d可按下式初选d=K3Temax（10-16）式中：K=4.0~4.6，取4.4。由公式（10-16）计算得第一轴花键部分直径为d=4.43228=26.88≈27mm第二轴和中间轴中部直径d≈0.45A=47.3mm≈48mm中间轴的最大直径d和支承间距离L（近似等于变速器壳的轴向

6、长度）的比值d/L=48/292≈0.16，满足设计要求。第二轴支承间的距离通常由经验公式确定Lzh=Lk-2b1=292-2×24=244mm第二轴d/L=48/244≈0.20,满足设计要求。式中：d为轴的直径，mm，花键处取内径；W为压弯截面系数。经计算σ≤[σ]，符合强度要求。8.变速器操纵机构采用直接操纵手动换挡。