（独家原创）EQ2102牵引车变速器设计（全套CAD图纸完整版）㊣精品文档值得下载

齿轮接触应力校核.式中轮齿接触应力齿面上的法向力，圆周力，计算载荷•为节圆直径节点处压力角，为齿轮螺旋角齿轮材料的弹性模量齿轮接触的实际宽度，主从动齿轮节点处的曲率半径，直齿轮，斜齿轮，主从动齿轮节圆半径。

将作用在变速器第轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表.。

表.变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮挡和倒挡常啮合齿轮和高挡变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性相结合能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。

对齿轮进行强力喷丸处理以后，轮齿产生残余压应力，齿轮弯曲疲劳寿命可成倍提高，接触疲劳寿命也有明显改善。

计算挡齿轮，的接触应力计算二挡齿轮，的接触应力计算三挡齿轮，的接触应力计算四挡齿轮，的接触应力常啮合齿轮，的接触应力.计算各挡齿轮的受力挡齿轮，的受力二挡齿轮，的受力三挡齿轮，的受力四挡齿轮，的受力五挡齿轮，的受力倒挡齿轮，的受力，，.轴的结构尺寸设计初选轴的直径变速器轴在工作时承受转矩弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。

轴的刚度不足，在负荷的作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的经常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。

设计变速器时主要考虑的问题有已知中间轴式变速器中心距，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承距离的比值对中间轴，对第二轴，。

第轴花键部分直径可按式.初选.式中经验系数，发动机最大转矩.。

第轴花键部分直径取第二轴最大直径.取中间轴最大直径.取第二轴第轴及中间轴第二轴支承之间的长度取中间轴支承之间的长度取，第轴支承之间的长度取.轴的强度验算轴的刚度的计算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。

前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。

初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。

轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。

计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。

第轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。

如图.所示图.变速器轴的挠度和转角若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算.式中齿轮齿宽中间平面上的径向力齿轮齿宽中间平面上的圆周力弹性模量，.惯性矩，对于实心轴，轴的直径，花键处按平均直径计算齿轮上的作用力距支座的距离支座间的距离。

轴的全挠度为。

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为，。

齿轮所在平面的转角不应超过.。

图.轴受力情况图第轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算二轴的刚度档时，二档时，三档时，四档时，倒档时，中间轴刚度图.轴受力情况图档时，四档时，二档时，倒档时，轴的强度的计算二轴的强度校核输出轴弯矩扭矩图，如图.图.输出轴弯矩扭矩图档时挠度最大，最危险，因此校核。

求水平面内支反力和弯矩由以上两式可得.，.，求垂直面内支反力和弯矩由以上两式可得.，.，，按第三强度理论得.中间轴强度校核中间轴弯矩扭距，如图.图.中间轴弯矩扭距求水平面内支反力和弯矩由以上两式可得.，.，，求垂直面内支反力和弯矩由以上两式可得.，.，按第三强度理论得轴承选择与寿命计算轴及轴承的校核由于工作转速和轴颈的要求，初选轴轴承型号为，正装。

档时传递的轴向力最大，.求水平面内支反力和弯矩由以上两式可得.，.，求垂直面内支反力和弯矩由以上两式可得.，.，，按第三强度理论得.因此轴的强度足够。

校核轴承寿命Ⅰ求水平面内支反力和弯矩由以上两式可得.，.，Ⅱ内部附加力，由机械设计手册查得.Ⅲ轴向力和由于所以轴承被放松，轴承被压紧Ⅳ求当量动载荷查机械设计课程设计得径向当量动载荷Ⅴ校核轴承寿命预期寿命，为寿命系数，对球轴承对滚子轴承。

.合格中间轴及轴承的校核由于工作转速和轴颈的要求，初选轴轴承型号为，正装。

档时传递的轴向力最大，.求水平面内支反力和弯矩