【正文】 用到變速器第一軸上的最大轉矩 emaxT 時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在 400~850 MPa，貨車可取下限 850MPa。 由于 d=mZ,所以有 gfw 3 c2T K Km ZK y????。 (2) 斜齒輪彎曲應力 w? 1 ζw εFKζ =btyK 式中， 1F 為圓周力（ N）， 1gF=2T/d ； gT 為計算載荷（ mmN? ）； d 為節(jié)圓直徑（ mm）， nd= m z cos β , nm 為法面模數(shù)； ? 為斜齒輪螺旋角（176。）； z 為齒數(shù) 。 ζK為應力集中系數(shù)，可近似取 ζK =； b 為齒面寬（ mm） 。t 為法面齒距（ mm），t= nπm ； y 為齒形系數(shù)，可按在《汽車設計》中圖 314 上查得 。K? 為重合度影響系數(shù)， K? =2； 當計算載荷 gT 取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 emaxT 時，各擋斜齒輪許用彎曲應力在 100～ 250 MPa。整理后可得 gw 3nc2T cos KZm K K ??????。 計算結果如下表所示： 直齒的彎曲強度： K? fK b m y w? 9 18 3 10 20 3 11 12 3 12 30 3 13 18 3 斜齒輪的彎曲應力如下表： K? K? Z nm ? b y w? 1 2 20 18 2 2 45 20 3 2 22 022 18 4 2 45 022 20 5 2 28 022 20 6 2 37 022 20 7 2 39 022 18 8 2 28 022 20 由上兩表可知，變速器的所有齒輪的彎曲強度都滿足要求。 軸的強度校核 由軸的布置而確定的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險截面進行校 核。嚴格來說，擋位不同，不僅圓周力、徑向力及軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，應該對每個擋位都進行驗算，但是一擋受力比其他擋位大的多，故對二軸和中間軸一擋工作時進行強度校核。 二軸和中間軸的受力分析如下圖所示： 圖 44 受力分析 本計算過程由程序進行。經(jīng)程序校核，二軸和 中間軸在一擋工作時強度合格。 軸的剛度校核 變速器的軸在工作時，軸承要受轉矩和彎矩。剛度不足的軸會產生彎曲變形，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。故需要校核軸的剛度。因二軸比較重要，剛度校核很復雜，故本設計只針對二軸做剛度校核。 本計算由程序計算，經(jīng)程序校核，二軸 在一擋工作時剛度合格。 軸承的壽命的計算 軸承的使用壽命可按汽車以平均速度 amV 行駛至大修前的總行駛里程 S計 算： hVSL amh ?； 汽車平均速度： amV ＝ maxV ＝ 92＝ ， S取大修前行駛的里程數(shù)： 15 萬公里，即 510 Km： hVSL amh ? ＝ 150000/＝ 2717h； 發(fā)動機轉速取最大扭矩時轉速 1800 minr 的 60﹪即 1080 minr ； 速比取 最常用的 i＝ 時計算，于是： Dn ＝ 1500 minr ； Nn ＝ 2500 minr 根據(jù)機械設計手冊和計算，得下表相關參數(shù)： 軸承代號 rC（ KN） orC（ KN） e X Y 6209AC 1 0 6212AC 1 0 6212AC 1 0 6213AC 1 0 根據(jù)前面所計算的支反力和軸向力，通過公式 xh PCnL )(60106?? 對每個軸承進行校核：（球軸承 x取 3，滾子軸承 x 取 310 ）；載荷系數(shù) pf 取 。 1．對于軸承 1 AP ＝ )( YAXRfP ? = xh PCnL )(6010 6?? ＝ 2．對于軸承 2 AP ＝ )( YAXRfP ? ＝ xh PCnL )(6010 6?? ＝ 7957h 3．對于軸承 3 AP ＝ )( YAXRfP ? ＝ xh PCnL )(6010 6?? ＝ 4．對于軸承 4 AP ＝ )( YAXRfP ? ＝ xh PCnL )(6010 6?? ＝ 故主變速器的 4個深溝球軸承壽命均滿足要求。 滾針軸承的強度校核 滾針軸承的接觸應力按下式計算： 6c l1 1 Qζ = 2 7 2 1 0 ( + )d d L? 2mN 式中 Q— 每一個滾針的負荷（ N）， P ZK? ； ld — 滾針直徑， mm； P— 作用在一個滾針軸承上的 力， P=M2r ； Z— 每個滾針軸承的滾針數(shù)； K— 系數(shù)，表示軸承特性，此種結構取 1； L— 滾針工作長度， mm 。按上式計算出的應力應小于[ c? ]= 62( 300 0 ~ 320 0) 10 Nm?。 滾針數(shù)目 Z可有下式求得；當滾針軸承沿圓周無間隙分布時，滾針中心的最大分布直徑為： 39。l0l176。dD = =K d180sin z 39。176。1K=180sin z 當滾 針間的距離為 f 時，滾針中心分布直徑由 0D 增加到 39。0D 39。39。l0 176。d +fD = =K (δ+f)180s in z f= 最小值 ldf= mmz? 最大值 本設計取 Z取當 f= 的數(shù)值。 (1)二軸倒擋齒輪處： K35 40 20， ld ? ， Z=36 3P = M 2r 63 10 20 K N? ? ? ?； 34 .6 4 .6 1 0 .0 5 1 0 / 3 6 1 2 8 4 .1 7Q P Z K N N? ? ? ? ?； 6 6 2cl1 1 Qζ = 2 7 2 1 0 ( + ) 1 2 1 3 1 0 /d d L Nm? ? ?. 其他滾針相同計算方法。 以上各個齒輪處滾針軸承的 c? 均小于許用的 [ c? ] 即各滾針軸承均滿足要求。 鍵的強度校核 二軸上同步器處的花鍵均為漸開線花鍵，壓力角均為 30 ，模數(shù)為 2 齒面的擠壓應力為 ppm2Tζ = ζψZ hld ??? ?? 式中 T—— 傳遞轉矩（ Nmm? ）； ψ —— 各齒間不均勻系數(shù)，一般取 ； Z—— 花鍵的齒數(shù) 。l—— 齒的工作長度（ mm）； h—— 鍵齒工作高度（ mm）， h=m,m為模數(shù)； md —— 平均直徑（ mm） . 只需校核 一、倒擋同步器處花鍵。 3ppm2 T 2 6 3 6 . 3 8 1 0ζ = 3 5 . 2 6 M Pa ζ 2 0 0 M Paψ Z h l d 0 . 7 5 1 9 2 2 0 4 0? ? ? ??? ? ? ???? ? ? ? 經(jīng)校核強度滿足要求。