福田雷沃拖拉機變速箱的設(shè)計【含CAD圖紙、說明書、答辯稿】

摘 要我國不僅是農(nóng)業(yè)大國，還是拖拉機的生產(chǎn)大國和使用大國，我國拖拉機保有量一直處于世界前列，作為牽引或是驅(qū)動的設(shè)備，拖拉機在農(nóng)業(yè)、工業(yè)等方面都發(fā)揮著重要的作用，隨著科技的發(fā)展，拖拉機的技術(shù)水平也在不斷提高，變速箱作為拖拉機中重要的傳動機構(gòu)，變速箱的技術(shù)始終都是研究的重中之重，可以說變速箱的性能決定了拖拉機的性能能達到的高度。隨著經(jīng)濟與科技的發(fā)展，拖拉機變速箱的設(shè)計制造也逐步改善，由依賴國外先進技術(shù)逐漸實現(xiàn)自主研發(fā)，形成具有我國特色的拖拉機變速箱技術(shù)產(chǎn)業(yè)。因為在變速箱中主要起作用的是傳動軸，齒輪以及滾動軸承，所以在設(shè)計時著重對傳動軸進行強度與剛度的校核，對齒輪進行強度校核，對滾動軸承進行使用壽命的計算。變速箱另一組成部分操縱機構(gòu)由換擋機構(gòu)和鎖定機構(gòu)組成，所以在設(shè)計時要進行這兩個部分的設(shè)計。本次設(shè)計對拖拉機進行觀察分析，對各種可能遇到路況進行分析總結(jié)，根據(jù)一些既定參數(shù)，對變速箱的動力、傳動以及零部件都進行了設(shè)計計算，并對設(shè)計方案進行論證及零部件的強度校核，設(shè)計計算包括了對傳動比、齒輪的參數(shù)計算，并以此為基礎(chǔ)設(shè)計計算軸類零件直徑長度等參數(shù)，并對箱體尺寸壁厚進行少量計算。最后對齒輪、傳動軸、滾動軸承以及箱體進行校核計算，還將在密封潤滑方面完善變速箱的使用性能。關(guān)鍵字：變速箱；齒輪；軸；軸承；操縱機構(gòu)；鎖定機構(gòu)AbstractChina is not only a big country in agriculture, but also a big country in tractor production and a big country in use. Chinas tractor ownership has been at the forefront of the world. As tractors or driving equipment, tractors play an important role in agriculture, industry, etc. Development, the technical level of the tractor is also increasing, the gearbox as an important transmission mechanism in the tractor, transmission technology is always the most important research, it can be said that the performance of the transmission determines the height of the tractor performance can reach . With the development of economy and science and technology, the design and manufacture of tractor gearboxes have also gradually improved, relying on foreign advanced technology to gradually realize independent research and development, and to form a tractor gearbox technology industry with Chinese characteristics.Because the transmission shaft, gears and rolling bearings are mainly used in the gearbox, the strength and stiffness of the drive shaft are checked during design, the strength of the gear is checked, and the service life of the rolling bearing is calculated. The other component of the gearbox is composed of a shifting mechanism and a locking mechanism. Therefore, the design of these two parts should be carried out during design.In this design, the tractor is observed and analyzed, and various road conditions that may be encountered are analyzed and summarized. According to some predetermined parameters, the power transmission, transmission and components of the transmission are all calculated and designed, and the design proposal is demonstrated and the components and parts are analyzed. The strength of the check, design calculations include the gear ratio, gear parameter calculation, and based on this design and calculation of the diameter of shaft parts and other parameters, and a small amount of box size wall thickness calculation. Finally, the calculation of gears, transmission shafts, rolling bearings, and housings will be performed. The performance of transmissions will also be improved in terms of seal lubrication.Keywords: gearbox; gear; shaft; bearing; operating mechanism; locking mechanism目 錄第一章 緒 論 .11.1 變速箱的功用 11.2 變速箱的類型 .11.3 變速箱工作原理 21.4 拖拉機變速箱發(fā)展歷史 21.5 國內(nèi)拖拉機變速箱現(xiàn)狀 21.6 拖拉機變速箱的發(fā)展趨勢 21.7 課題主要研究內(nèi)容 3第二章 變速箱的設(shè)計方案 .42.1 變速箱設(shè)計初始數(shù)據(jù) 42.2 變速箱的設(shè)計要求 42.3 變速箱的設(shè)計步驟 42.4 變速箱的傳動方案 52.5 變速箱結(jié)構(gòu)的設(shè)計方案 6第三章 確定變速箱的參數(shù) .83.1 變速箱主要參數(shù)的確定 83.1.1 確定擋位數(shù)與各擋位傳動比 .83.1.2 確定中心距 .83.1.3 確定齒輪模數(shù) .93.1.4 確定齒輪壓力角 .93.1.5 確定齒輪的寬度 .93.1.6 確定齒數(shù) 103.1.7 齒輪的精度等級和材料 123.2 齒輪的校核 .123.2.1 確定齒輪的徑向尺寸 123.2.2 齒輪的強度校核 133.3 軸的設(shè)計及校核 .173.4 軸承的選用及校核 233.4.1 軸承的選用 233.4.2 軸承使用壽命的計算 233.4.3 校核極限轉(zhuǎn)速 243.5 花鍵連接強度校核 .25第四章 變速箱附件及箱體 274.1 減速組齒輪的布置方案 .274.2 變速箱箱體 .274.3 密封裝置選擇 .274.4 潤滑劑選擇及防銹處理 .284.5 操縱機構(gòu) .284.6 換擋機構(gòu) .294.7 鎖定機構(gòu) .29第五章 結(jié) 論 31參考文獻 .32致 謝 .33附 錄 .341 各擋的傳動方案 .342 變速箱各擋位的傳動路線及傳動比 .401第一章 緒 論1.1 變速箱的功用1.實現(xiàn)汽車變速，改變傳動比，擴大驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利轉(zhuǎn)速范圍下工作。2.實現(xiàn)汽車倒車，由于內(nèi)燃機不能反轉(zhuǎn)，這樣在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，在變速箱中設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛。3.實現(xiàn)空擋，切斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠啟動，怠速，便于變速箱換擋和動力輸出。1.2 變速箱的類型1.按傳動比變化方式可分為有級式變速器，無級式變速器和綜合式變速器三種。有級式變速器：采用齒輪傳動，具有幾個可選擇的定值傳動比。有軸線固定的普通齒輪變速器和軸線旋轉(zhuǎn)的行星齒輪變速器兩種。無級式變速器：傳動比可在一定的數(shù)值范圍內(nèi)可連續(xù)多級變化，有液力式無級變速器（采用液力變矩器） 、機械式無級變速器（金屬帶式） 、電力式無級變速器（采用直流串激電動機） 。 綜合式變速器。由有級式變速器和液力式無級變速器共同組成，其傳動比可以在最大值與最小值之間幾個不同分段的范圍內(nèi)作無級變化。2.按操縱方式可分為手動操縱式變速器，自動操縱式變速器和半自動操縱式變2速器三種。手動操縱式變速器：是靠駕駛員直接操縱變速桿進行換檔。自動操縱式變速器。傳動比的選擇和換擋是自動進行的駕駛員只需操縱加速踏板，變速器就可以根據(jù)發(fā)動機的負荷信號和汽車的車速等信號來控制執(zhí)行元件，實現(xiàn)換擋。半自動操縱式變速器?？煞譃閮深?，一類是部分擋位自動換擋，部分擋位手動強制換擋；另一類是預(yù)先用按鈕選定擋位，在踩下離合器踏板或松開加速踏板時，由執(zhí)行機構(gòu)自行換擋。31.3 變速箱工作原理變速箱又稱變速器，它主要由操縱機構(gòu)和變速箱箱體，以及安裝在箱體內(nèi)各傳動軸上不同齒數(shù)的齒輪組成。根據(jù)實際工作需要，將不同的傳動軸上的不同齒數(shù)的齒輪嚙合在一起，通過改變傳動比進而改變輸出軸的輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速,從而達到改變車輛速度的目的。并利用兩嚙合齒輪旋轉(zhuǎn)方向相反的原理使從動軸旋轉(zhuǎn)方向相反，從而控制車輛行進方向，即不僅能夠使車輛前進行駛還能夠?qū)崿F(xiàn)倒擋行駛。變速箱還有一個作用就是保證發(fā)動機正常運轉(zhuǎn)的情況下，車輛能夠處于停止狀態(tài)，即實現(xiàn)空擋。1.4 拖拉機變速箱發(fā)展歷史作為牽引，驅(qū)動的大型設(shè)備，拖拉機自問世后一直備受青睞，按其變速箱的研制和應(yīng)用順序，主要有 3 種類型，包括手動變速箱、負載換擋變速箱、自動變速箱。負載換擋變速箱在手動變速箱的基礎(chǔ)上解決了換擋時動力中斷的問題，無極變速箱使傳動選擇變得更多，但在舒適度上升的同時，它的傳動效率卻在下降。目前，由于噪音等問題，前兩種變速箱在歐美國家已經(jīng)變得越來越少，他們更青睞無極變速箱，在國際市場上，他們都占有一定份額。1.5 國內(nèi)拖拉機變速箱現(xiàn)狀變速箱始終在傳動系統(tǒng)中扮演者重要的角色，由于變速箱包含的零件眾多，它始終是設(shè)計計算最多的部分，我國是拖拉機的使用大國，多數(shù)使用在農(nóng)業(yè)方面，但是在變速箱方面，還是國外的品牌占據(jù)大部分的市場，在很多方面，例如運輸速度、換擋方式、傳動效率等方面，我國還是與發(fā)達國家存在著一定的差距。41.6 拖拉機變速箱的發(fā)展趨勢1.擋位數(shù)目多樣化，增加擋位數(shù)不僅可以降低拖拉機的油耗，還能提升拖拉機的動力，使拖拉機獲得更多的傳動比分配。2.噪音最小化，在保證工作效率的同時減小噪聲。3.采用電子控制，實現(xiàn)更為復(fù)雜的控制，提高變速箱的性能。4.實現(xiàn)多級自動化，根據(jù)車速等信息以最合適傳動路線自動換到最佳擋位。1.7 課題主要研究內(nèi)容由于國內(nèi)拖拉機多用于農(nóng)業(yè)，為充分利用變速箱動力，將多設(shè)置擋位，本次設(shè)計將選取 10+2 的擋位選擇，換擋方式選擇國內(nèi)拖拉機常見的一桿操縱直接換擋的方式。通過中心距的計算確定變速器尺寸，后續(xù)確定傳動方案，操縱方案以及各零部件的尺寸，并從多個方面完善變速箱的整體性能，從設(shè)計的角度使它變得更有競爭力。5第 2 章 變速箱的設(shè)計方案2.1 變速箱設(shè)計初始數(shù)據(jù)1）拖拉機發(fā)動機輸出扭矩為 ；7540mTN:2）拖拉機各擋位行進速度表 2-1 拖拉機各擋位行進速度表檔 次 慢 擋 快 擋 擋 1.376.32 擋 .697. 擋 2.159. 擋 3.16.2 擋 4.82.3/kmh理 論 行駛 速 度（ ） 倒 擋 1.034.73）拖拉機發(fā)動機額定功率： ;4.103Pkw4）拖拉機發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速： 。5 /nnrmi2.2 變速箱的設(shè)計要求61.根據(jù)上述初始數(shù)據(jù)，該拖拉機有十個前進擋，兩個倒退擋，拖拉機在作業(yè)時各擋位的傳動比必須滿足行進速度和牽引力的要求。2.變換擋位操作方便快捷，不允許出現(xiàn)掛不上擋或同時掛兩個擋，自動脫擋以及跳擋的現(xiàn)象。2.3 變速箱的設(shè)計步驟1.收集和研究相關(guān)資料；2.根據(jù)工作環(huán)境以及特點選擇變速箱的結(jié)構(gòu)形式；3.根據(jù)原始參數(shù)確定擋位數(shù)并計算各擋位傳動比；4.根據(jù)總體布置要求確定變速箱外形尺寸允許范圍；5.確定變速箱的總體傳動方案；6.確定變速箱的主要參數(shù)；7.根據(jù)變速箱的傳動比選配齒輪，確定各擋齒輪的齒數(shù)；8.進行齒輪，軸，軸承等零件的強度，剛度計算或壽命計算；9.進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，繪制草圖，裝配圖以及零件圖，編寫設(shè)計計算說明書；10.設(shè)計總結(jié)和答辯。2.4 變速箱的傳動方案 7考慮到變速箱擋位數(shù)，速度變化范圍，各擋位傳動比以及變速箱總體布置的要求，選擇合理的結(jié)構(gòu)方案，繪制出傳動簡圖。如圖 2-1 所示2.5 變速箱結(jié)構(gòu)的設(shè)計方案（1）為了縮小變速箱尺寸，將輸入軸，輸出軸布置在同一水平面內(nèi)；8（2）當變速箱處于空擋狀態(tài)時，保證齒輪間的軸向間隙為 以便于進行23m換擋；（3）齒輪端面距箱體內(nèi)壁不小于 ；5m（4）為了減少傳動軸的形變，將受載荷較大的齒輪安排在靠近軸承處；（5）合理利用齒數(shù)比安排齒輪位置，以減小傳動軸的軸向尺寸；（6）為防止齒輪干涉現(xiàn)象的發(fā)生，齒輪的齒頂圓不可以相交或相切。9第三章 確定變速箱的參數(shù)3.1 變速箱主要參數(shù)的確定3.1.1 確定擋位數(shù)與各擋位傳動比 根據(jù)變速箱設(shè)計初始數(shù)據(jù)知擋位數(shù)為十個前進擋和兩個倒退擋。選取帶輪直徑 ，各擋位總傳動比的計算公式如下70Ldm（3-1）610vdLniv式中 vi拖 拉 機 每 個 擋 位 總 傳 動 比rindn發(fā) 動 機 轉(zhuǎn) 速 ，Lm皮 帶 輪 直 徑 ，,/nvkh拖 拉 機 每 個 擋 位 行 進 速 度將上述拖拉機原始參數(shù)代入式（3-1）得到各擋位總傳動比見下表表 3-1 各擋位總傳動比檔 位 倒慢 擋 14.6.519.065.14.031.2快 擋 3.092.293.1.2 確定中心距10中心距是變速箱設(shè)計的一個重要的參數(shù)，它主要影響變速箱的尺寸和質(zhì)量，為減小變速箱尺寸，在能夠滿足使用條件下應(yīng)盡量取最小值，但為了要保證齒輪和軸的強度，中心距又不能太小，通常根據(jù)經(jīng)驗公式初選中心距：（3-2）31maxAKT式中 AK中 心 距 系 數(shù)1maxT變 速 箱 處 于 慢 檔 時 的 輸 出 扭 矩則 331max4.975.417.5AKTm3.1.3 確定齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)是決定齒輪尺寸大小的重要基本參數(shù)，在齒輪齒數(shù)一定時，齒輪徑向尺寸隨齒輪模數(shù)的增大而增大。在齒輪分度圓直徑和寬度一定時，齒輪的彎曲疲勞強度隨模數(shù)增大而增強，但接觸疲勞強度無明顯變化，卻因齒輪齒數(shù)和重合度的增加而有所增強。所以在設(shè)計時，在能夠滿足齒輪的彎曲疲勞強度的前提條件下要盡量選用較小模數(shù)。本設(shè)計考慮到為使齒輪便于制造，所有齒輪均采用同一種模數(shù),取。5m3.1.4 確定齒輪壓力角齒輪壓力角是齒輪漸開線上的點法向方向與該點速度方向所成夾角，壓力角較大時，可以提高齒輪的彎曲疲勞強度，壓力角較小時，可以降低齒輪傳動的噪聲，獲得更為平穩(wěn)的齒輪傳動，但會降低齒輪的齒面接觸疲勞強度。在變速箱中多采用的壓力角為 或 ，本次設(shè)計選取齒輪壓力角 。20.5 =20113.1.5 確定齒輪的寬度齒輪的齒寬系數(shù) 取值較大的時候可使中心距 及直徑 減小，能夠有效的增Ad加齒輪的承受載荷能力，但如果增加到一定程度后，會使載荷分布不均，降低承載能力。因此，在變速箱的設(shè)計中，一般都是確保齒輪在滿足要求的情況下取較小值。從而優(yōu)化變速箱的結(jié)構(gòu)。齒寬 。式中齒寬系數(shù) 計算直齒齒輪時一般取 48， 為齒輪模數(shù)，mbmm因為在裝配時必然存在無法消除的裝配誤差，在節(jié)省材料的同時還要保證設(shè)計的齒輪寬度 滿足使用要求，現(xiàn)在應(yīng)用最廣泛的方法是，在制造時將小齒輪較大齒輪略寬 。510變速箱內(nèi)各齒輪的齒寬見下表。 （計算結(jié)果取整數(shù)）1231表 變 速 箱 內(nèi) 部 各 齒 輪 的 齒 寬名 稱 齒 寬 名 稱 齒 寬 名 稱 齒 寬常 吻 主 動 齒 輪 30一 擋 及 倒 擋滑 動 齒 輪 28五 擋 主 動 齒 輪 2二 擋 滑 動 齒 輪 28倒 擋 中 間 齒 輪 3四 擋 主 動 齒 輪四 擋 滑 動 齒 輪 倒 擋 主 動 齒 輪 27動 力 傳 輸中 間 齒 輪 2五 擋 滑 動 齒 輪 28一 擋 主 動 齒 輪 二 擋 主 動 齒 輪三 擋 滑 動 齒 輪 28三 擋 主 動 齒 輪 2常 吻 從 動 齒 輪 23.1.6 確定齒數(shù)計算相互嚙合的齒輪副齒數(shù)和 Z(3-3)02Am如果計算出的 設(shè)計值太小而不能滿足速度變化要求，則可以增加該值，相應(yīng)Z地減小模數(shù)，或者增加預(yù)選中心距。 02147.59A根據(jù)各擋位總傳動比確定各個相互嚙合的齒輪副傳動比進而確定各齒輪的齒數(shù)。13齒輪傳動各級傳動比分配原則：大體原則是使各級傳動比基本相等，齒面接觸疲勞強度相等，使變速箱尺寸和重量最小，大齒輪浸油深度基本相等。對于二級齒輪傳動傳動比分配可由下圖查得圖 3-1 二級齒輪傳動傳動比分配對于三級齒輪傳動傳動比分配可由下圖查得圖 3-2 三級齒輪傳動傳動比分配14當拖拉機處于快擋位時，變速箱常吻齒輪副和一擋齒輪副參與傳動，取 012.3.09/21.46ii， 則 。選取常吻主動齒輪的齒數(shù)為 19，則常吻從動齒輪的齒數(shù)為 .所以可以確2.1940定一擋主動齒輪的齒數(shù)為: ,則與之嚙合的一擋及倒擋滑動齒輪的齒5/.24數(shù)為： .按此方法計算，就可以確定余下所有齒輪的齒數(shù)，具體結(jié)果見下59243表： 32表 各 齒 輪 的 齒 數(shù) 表名 稱 齒 數(shù) 名 稱 齒 數(shù) 名 稱 齒 數(shù)常 吻 主 動 齒 輪 19一 擋 及 倒 擋滑 動 齒 輪 35五 擋 主 動 齒 輪 41二 擋 滑 動 齒 輪 32倒 擋 中 間 齒 輪 1四 擋 主 動 齒 輪 37四 擋 滑 動 齒 輪 1倒 擋 主 動 齒 輪 8動 力 傳 輸中 間 齒 輪 25五 擋 滑 動 齒 輪 7一 擋 主 動 齒 輪 24二 擋 主 動 齒 輪 7三 擋 滑 動 齒 輪 39三 擋 主 動 齒 輪 0常 吻 從 動 齒 輪 403.1.7 齒輪的精度等級和材料對于拖拉機，齒輪的精度等級范圍是 68，選用 7 級精度。對于汽車變速箱材料，通常選用 ， 齒面硬度 217HBS。經(jīng)滲碳淬火處20CrMnTi15理。3.2 齒輪的校核3.2.1 確定齒輪的徑向尺寸由于前面已經(jīng)確定了齒輪的模數(shù) ，齒數(shù) ，齒輪寬度 和壓力角 等系列參mzb數(shù)，由上述參數(shù)可以確定齒輪分度圓直徑 ，齒頂圓直徑 ，齒根圓直徑 等參數(shù)。dadfd序 號 名 稱分度圓直徑 （ ）dmz齒頂圓直徑 m（ ）(2)adz齒根圓直徑 m（ ）(2.5)fdz1常 吻 主 動 齒 輪95 105 82.52二 擋 滑 動 齒 輪160 170 147.53四 擋 滑 動 齒 輪155 165 142.54五 擋 滑 動 齒 輪85 95 72.55三 擋 滑 動 齒 輪195 205 182.56一 擋 及 倒 擋滑 動 齒 輪175 185 162.57倒 擋 中 間 齒 輪155 165 142.5168倒 擋 主 動 齒 輪 90 100 77.59一 擋 主 動 齒 輪120 130 107.510三 擋 主 動 齒 輪100 110 87.5五 擋 主 動 齒 輪205 215 192.512四 擋 主 動 齒 輪185 195 172.53動 力 傳 輸中 間 齒 輪125 135 112.514二 擋 主 動 齒 輪135 145 122.55常 吻 從 動 齒 輪200 210 187.53.2.2 齒輪的強度校核1.常吻主動齒輪的設(shè)計及校核：（1）齒面接觸疲勞強度計算 齒面接觸疲勞強度校核公式：(3-4)12()HHEHKTuZbd:式中 ；H接 觸 應(yīng) 力17；HZ區(qū) 域 系 數(shù)；E材 料 系 數(shù)；重 合 度 系 數(shù)；u齒 數(shù) 比；1d主 動 齒 輪 的 分 度 圓 直 徑；b齒 輪 寬 度HK載 荷 系 數(shù) ， 且 HAVK1T主 動 齒 輪 傳 遞 的 轉(zhuǎn) 矩 ， 且(3-5)6119.50pTn；1p主 動 齒 輪 傳 遞 的 功 率。n主 動 齒 輪 的 轉(zhuǎn) 速計算變速箱的動力傳遞到常吻主動齒輪的效率 33120.980.9.4為離合器的效率， 為滾動軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效10.98. 30.9率。所以則有 14.03.9.86pkw15/minnr18613.89.5024571TNm根據(jù)文獻1表 10-2,圖 10-8，表 10-3，表 10-4 得則1.5,.2,.,.2,AVKK1.52.1.376HAVK根據(jù)文獻1圖 10-20，表 10-5 得 ，,89HEZ根據(jù)文獻1計算重合度系數(shù) *111*2221122()() /00 3./ 9391 6.8 /()()20at anat anat atrcoszhrcszoznz.06.3820/ ). )3(tnntan重合度系數(shù)： 41.630.8,0.93ZZ取而 。10,0/92.dmbu則有 12 2() .376453.1.5189.02690HHEKTuZ MPabd而許用接觸疲勞強度應(yīng)力為：（3-limNHKS196）式中 ；limH接 觸 疲 勞 強 度 極 限；NK壽 命 系 數(shù)。S接 觸 疲 勞 強 度 安 全 系 數(shù)根據(jù)文獻1圖 10-25 得 lim150HMPa計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ： 63N（3-7）1=0hnjL91992=6058302.16.2.hnjLNi根據(jù)文獻1圖 10-23 得： ，12.,.NNK取失效概率為 1%，安全系數(shù) ，則S120.9640.53.2HMPa取 和 中較小者作為該齒輪副的齒面接觸疲勞許用應(yīng)力，即1H22435.HMPa因為 ，所以該齒輪副的齒面接觸疲勞強度滿足使用條件。H（2）齒根彎曲疲勞強度計算齒根彎曲疲勞強度的校核公式為：（3-8）10FasFsaFKTYbm20式中 ；F彎 曲 應(yīng) 力；0齒 根 危 險 截 面 的 彎 曲 應(yīng) 力；saY應(yīng) 力 校 正 系 數(shù)；F齒 形 系 數(shù)；重 合 度 系 數(shù) 0.75.2Y，F(xiàn)K載 荷 系 數(shù) FAVFK。m模 數(shù)根據(jù)文獻1表 10-3 圖 10-13 得到 ,FHFHK所以根據(jù)前面齒面接觸疲勞強度計算可知： 12.376,45,0.71FHKTNmY又因為 ，而 。10,4dmbm由于齒形系數(shù) 和應(yīng)力校正系數(shù) 與齒輪齒數(shù)有關(guān)，根據(jù)文獻1圖 10-17，齒輪FaYsaY齒數(shù)為 的 ，有9z常 吻 主 動 齒 輪 112.85,.4FaSa齒輪齒數(shù)為 的 ，有40z常 吻 從 動 齒 輪 22.0,.67FaSaY代入上述所查得的各項參數(shù)則 彎曲疲勞強度為：常 吻 主 動 齒 輪 的 12.376452.81540.7=2.130FasKTY MPabm 21彎曲疲勞強度為：常 吻 從 動 齒 輪 的 122.376245.0167.=1.08FasKTY MPabm 許用彎曲疲勞強度應(yīng)力為：（3-9）limFNKS式中 ；limF彎 曲 疲 勞 強 度 極 限；NK彎 曲 疲 勞 強 度 壽 命 系 數(shù)。S彎 曲 疲 勞 強 度 安 全 系 數(shù)根據(jù)文獻1圖 10-24 得 lim460FMPa根據(jù)文獻1圖 10-22 得 12.95,.8NFNK選取彎曲疲勞強度的安全系數(shù) .S則有 1lim2li20.95263.89.80.FNKMPaS因為 ， 所以該齒輪副的齒根彎曲疲勞強度滿足使用條件。1212,FF2.其它各對齒輪的齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度按上述方法計算。為節(jié)省篇幅，在此省略計算過程，計算結(jié)果均滿足使用條件。3.3 軸的設(shè)計及校核221.輸出軸的設(shè)計及校核（1）計算軸上的功率 、轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩PnT計算動力從發(fā)動機傳遞到一擋主動齒輪上的效率 71234為離合器的效率， 為滾動軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效10.9820.930.9率, 為齒輪嚙合的傳動效率，則有4=77.8.09.84135Ppkw50972./minnr6.1483TNn（2）計算作用在齒輪上的力求作用在一擋及倒擋滑動齒輪上的力首先要求出與一擋及倒擋滑動齒輪相嚙合的一擋主動齒輪上的圓周力 和徑向力1tF。1rF12804tan932trttrTFNd求作用在圓弧錐齒輪上的力圓弧錐齒輪齒面上的法向力 可分為圓周力 ，垂直節(jié)錐母線的力 和沿節(jié)錐母npmprp線的力 ，且ap23（3-10）jmMpr式中 ；jM主 動 齒 輪 的 扭 矩。jr主 動 齒 輪 節(jié) 圓 半 徑（3-11）mnrpcosta（3-12）at則主動錐齒輪徑向力為：（3-13）111cosin(tasisn)yrmmpprr軸向力為： （3-14）111sincos(taincos)cxrmnmpprr式中 ；n中 點 螺 旋 角；a法 向 壓 力 角；1r節(jié) 錐 角。7540,84.5j jMNmr則有 pm3.965.84將。10,2,70mnr24代入上述式（3-11） ， （3-12） ， （3-13） ， （3-14）計算得到：， ， ，326.4rpN0ap31.4yN97.18xp（3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，根據(jù)文獻1表 15-3，取 ，于是得02A33min0.59121.7PdAm（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計為保證軸的承載能力以及滑移齒輪的軸向移動，將輸入軸制成齒輪軸，中間軸和輸出軸均采用花鍵連接，設(shè)計時保證最小軸徑。輸入軸直徑 ，中間軸直徑 ，輸出軸直徑 。1min35d2min40d3min5d（5）計算軸上載荷當變速箱的擋位 時，輸出軸上的齒輪只有 參與處 于 快 擋 一 擋 及 倒 擋 滑 動 齒 輪傳動。計算此時輸出軸的強度。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)做出軸的載荷分析圖（圖 3-3） ：計 算 水 平 面 內(nèi) 的 支 反 力 1210NHtmFp1 2(37054)37(37)t mNHF解得： 12,1486NHNHF ：計 算 垂 直 面 內(nèi) 的 支 反 力 1210NVryFP