【正文】 上的法向力(N)，為圓周力()，為計(jì)算載荷(Nm)，為節(jié)圓直徑(mm)，為節(jié)點(diǎn)處壓力角()，為齒輪螺旋角()；——齒輪材料的彈性模量(MPa)，MPa；——齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)，斜齒輪用代替；、－主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪、斜齒輪、主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表42。3． 常嚙合齒輪強(qiáng)度的校核（1） 彎曲應(yīng)力的校核常嚙合齒輪為斜齒輪，由式(42)得齒輪的彎曲應(yīng)力公式為式中 ——齒形系數(shù)。由圖41得。通過以上的計(jì)算，把各個(gè)參數(shù)代入公式后得 =～250MPa=～250Mpa所以常嚙合齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。 表42 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700（2） 接觸應(yīng)力的校核由式(43)得齒輪的接觸應(yīng)力公式為 確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力 =3336N =主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)出的曲率半徑， = =將各參數(shù)代入公式后得 =～1400MPa =～1400MPa所以常嚙合齒輪的接觸應(yīng)力合格。4． 一擋齒輪強(qiáng)度校核（1） 彎曲強(qiáng)度的校核一擋齒輪為斜齒輪，由式(42)得斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為結(jié)合一擋齒輪的變位系數(shù)，由圖41得 ，將各參數(shù)代入公式后得 =～250MPa=～250MPa所以一擋齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。（2） 接觸強(qiáng)度的校核由式(43)得接觸應(yīng)力的公式為 確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力 ==主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑， =將各參數(shù)代入公式后得 =～1400MPa =～1400MPa所以一擋齒輪的接觸強(qiáng)度合格。5． 二擋齒輪的強(qiáng)度校核（1） 彎曲強(qiáng)度校核二擋齒輪為斜齒輪，由式(42)得齒輪的彎曲應(yīng)力公式為 式中 ——齒形系數(shù)；由圖41得。將二擋齒輪的參數(shù)代入上式后得 　=～250MPa = MPa100～250MPa所以二擋齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。（2） 接觸強(qiáng)度校核由式(43)得齒輪接觸強(qiáng)度的公式為 確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力 將各參數(shù)代入得 = =主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑， = =將參數(shù)代入公式后得 =～1400MPa =～1400MPa所以二擋齒輪的接觸強(qiáng)度合格。6． 三擋齒輪的強(qiáng)度校核（1） 彎曲強(qiáng)度的校核三擋齒輪為斜齒輪，由式(42)得齒輪的彎曲強(qiáng)度公式為 式中 ——齒形系數(shù)；由圖41得。代入各參數(shù)后得 =～250MPa =～250MPa所以三擋齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。（2） 接觸強(qiáng)度的校核由式(43)得接觸強(qiáng)度的公式為確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力代入?yún)?shù)后得 = =主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑， = =將參數(shù)代入公式后得 =～1400MPa=～1400MPa所以三擋齒輪的接觸強(qiáng)度合7． 五擋齒輪的校核（1） 彎曲強(qiáng)度的校核五擋齒輪為斜齒輪，由式(42)彎曲強(qiáng)度校核的公式為 式中 ——齒形系數(shù)；由圖41得。將各參數(shù)代入式中得 =～250MPa =～250MPa所以齒輪的彎曲強(qiáng)度合格。（2） 接觸強(qiáng)度的校核由式(43)得接觸強(qiáng)度的公式為 確定有關(guān)的參數(shù)和系數(shù)：齒面法向力 代入?yún)?shù)后得 = =主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑， = =將各參數(shù)代入公式后得=～1400MPa=～1400MPa所以五擋齒輪的接觸強(qiáng)度合格。 本章小結(jié)在齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算過程中，需要全面考慮，分清主次要方面，最大限度的平衡各方面關(guān)系，設(shè)計(jì)出正確的齒輪形式，完成了對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算問題。第5章 變速器軸和軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算 初選變速器軸的軸徑和軸長(zhǎng)變速器在工作時(shí)承受著轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會(huì)引起彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強(qiáng)度、耐磨性及壽命。設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，其剛度大小應(yīng)以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。軸的徑向及軸向尺寸對(duì)其剛度影響很大，且軸長(zhǎng)與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào)。變速器第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距按以下公式初選 則 =～42mm故可取第二軸的最大直徑=40mm，中間軸的最大直徑=40mm。第一軸花鍵部分的直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩(Nm)按下式初選： 則 =～故可取第一軸花鍵部分的直徑為19mm。變速器的最大直徑和支承間的距離可按下列關(guān)系初選：中間軸 mm故中間軸可初選為250mm。第二軸 mm故第二軸的長(zhǎng)度可初選為220mm。初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸的剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖51所示，根據(jù)軸的受力，取第一軸裝軸承處的直徑為40mm，第二軸裝軸承處的直徑為35mm，中間軸裝軸承處的直徑為25mm；mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm。圖51 齒輪和軸上的受力簡(jiǎn)圖 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算根據(jù)受力簡(jiǎn)圖51，可計(jì)算出變速器的齒輪和軸上的作用力。第一軸N N N中間軸 N NN N N第二軸 N N N 軸的強(qiáng)度計(jì)算 在進(jìn)行軸的強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算時(shí)，欲求三軸式變速器第一軸的支承反力，必須先求出第二軸的支承反力。應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)擋位下的軸的剛度和強(qiáng)度都進(jìn)行驗(yàn)算，因?yàn)閾跷徊煌粌H齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點(diǎn)也有變化。驗(yàn)算時(shí)可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩。1． 求第二軸支反力（1） 在垂直平面內(nèi)的支反力 由得 =由得 =（2） 在水平面內(nèi)的支反力由得 =－ =2． 求第一軸支反力 = =3． 求中間軸的支反力（1） 在水平面內(nèi)的支反力 = =（2） 在垂直平面內(nèi)的支反力 = =4． 驗(yàn)算軸的強(qiáng)度作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直平面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的反力后，計(jì)算相應(yīng)的垂向彎矩、水平彎矩。則軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為 式中 (MPa)；為軸的直徑(mm)，花鍵處取內(nèi)徑；為抗彎截面系數(shù)(mm3)，在低擋工作時(shí)，≤400MPa。下面計(jì)算各軸在彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下的軸應(yīng)力。（1） 第一軸的軸應(yīng)力計(jì)算在垂直方向的彎矩為 =－彎矩圖為 在水平方向的彎矩為 =彎矩圖為則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下 =故一軸的軸應(yīng)力為 =所以第一軸的強(qiáng)度合格。（2） 第二軸軸應(yīng)力計(jì)算在垂直面內(nèi)的彎矩為 =－彎矩圖為在水平面內(nèi)的彎矩為 =－彎矩圖為則在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下 =故第二軸的軸應(yīng)力為 =所以第二軸的強(qiáng)度合格。（3） 中間軸的應(yīng)力計(jì)算在垂直方向 在水平方向 =－ 在彎矩和轉(zhuǎn)矩的聯(lián)合作用下　　　　　　　　　　　　 =117440MPa故中間軸上的軸應(yīng)力為 所以中間軸強(qiáng)度合格。 軸的剛度計(jì)算對(duì)齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角，前者改變了齒輪