購(gòu)買設(shè)計(jì)請(qǐng)充值后下載，，資源目錄下的文件所見(jiàn)即所得，都可以點(diǎn)開預(yù)覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無(wú)水印，可編輯。。。具體請(qǐng)見(jiàn)文件預(yù)覽，有不明白之處，可咨詢QQ:12401814
南京工程學(xué)院車輛工程系本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
第四章 變速機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
4.1 變速器主要參數(shù)選擇
1. 擋數(shù)
增加變速器的擋數(shù)，能夠改善汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時(shí)換擋頻率增高并增加了換擋難度。
在最低擋傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動(dòng)比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進(jìn)行。因高擋使用頻繁，所以又要求高擋區(qū)相鄰擋拉之間的傳動(dòng)比比值，要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值小。商用車變速器采用4~5個(gè)擋或多擋。
本設(shè)計(jì)采用五擋變速器。
2. 傳動(dòng)比范圍
變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比的比值。最高擋通常是直接擋，傳動(dòng)比為1.0；有的變速器最高擋是超速擋，傳動(dòng)比為0.7~0.8.影響最低擋傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.0~4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0~8.0之間，其他商用車則更大。
參照QJ805，選取傳動(dòng)比范圍為1.00~5.82。
3. 中心距A
對(duì)中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距A。它是一個(gè)基本的參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對(duì)輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過(guò)小而影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過(guò)少的限制，要求中心距也要取大些。還有，變速器中心距取得過(guò)小，會(huì)使變速器長(zhǎng)度增加，并因此而使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。
乘用車的變速器中心距在60~80范圍內(nèi)變化，而商用車的變速器中心距在80~170內(nèi)變化。原則上，總質(zhì)量小的汽車，變速器中心距也小些。
中間軸式變速器中心距A的確定
初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：
(4-1)
式中，A為變速器中心距（mm）；為中心距系數(shù)，乘用車：=8.9~9.3，商用車：=8.6~9.6；為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距（）；為變速器一擋傳動(dòng)比；為變速器傳動(dòng)效率，取96%。
取=9.5，=830，=5.82，求得，
滿足設(shè)計(jì)要求。
4. 外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間（過(guò)渡）齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。
變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：
乘用車：四擋(3.0~3.4)A
商用車：四擋(2.2~2.7)A
五擋(2.7~3.0)A
六擋(3.2~3.5)A
當(dāng)變速器選用的擋數(shù)和同步器多時(shí)，上述中心距系數(shù)就取給出范圍的上限。為了檢測(cè)方便，中心距A最好取為整數(shù)。
這里取A為160mm,并取軸向尺寸為3.0A=480mm。
5. 齒輪參數(shù)
（1）模數(shù)
選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲就合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，就該增加模數(shù)，同時(shí)減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；減少乘用車工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選得小些。變速器低擋齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。變速器用齒輪模數(shù)的范圍見(jiàn)表4-1。
表4-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)
車型
乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L
貨車的最大總質(zhì)量/t
1.0＜V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14.0
＞14.0
模數(shù)/mm
2.25~2.75
2.75~3.0
3.50~4.50
4.50~6.0
所選模數(shù)值就符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987的規(guī)定，見(jiàn)表4-2。選用時(shí)，就優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。
表4-2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自GB/T1357-1987） （mm）
第一系列
1.00
1.25
1.5
-
2.00
-
2.50
-
3.00
-
-
-
4.00
-
5.00
-
6.00
第二系列
-
-
-
1.75
-
2.25
-
2.75
-
(3.25)
3.50
(3.75)
-
4.50
-
5.50
-
此處選取一擋直齒輪模數(shù)為m=5.00mm，其他各擋位齒輪模數(shù)m()=4.50mm。
嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8~14.0t 的貨車為2.0~3.5mm ；總質(zhì)量大于14.0t 的貨車為3.5~5.0mm 。選取小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。此處取。
（2）壓力角
齒輪壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。試驗(yàn)證明：對(duì)于直齒輪，壓力角為28°時(shí)強(qiáng)度最高，超過(guò)28°強(qiáng)度增加不多；對(duì)于斜齒輪，壓力角為25°時(shí)強(qiáng)度最高。因此，理論上對(duì)于商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
實(shí)際不，因國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°，嚙合套或同步器的接合角有20°，25°，30°等，但普遍采用30°壓力角。
此處變速器齒輪壓力角=20o ；嚙合套或同步器接合齒角=30°。
（3）螺旋角
斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用，選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)，噪聲降低。試驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過(guò)當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角，以15°~25°為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。
斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：
乘用車變速器：
兩軸式變速器為20°~25°
中間軸式變速器為22°~34°
貨車變速器：18°~26°
（4）齒寬b
在選擇齒寬時(shí)，應(yīng)該注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。
考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小負(fù)擔(dān)，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用寬些的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來(lái)選定齒寬：
直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0
斜齒，取為6.0~8.5
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。對(duì)于模數(shù)相同的各檔齒輪，檔位低的齒輪的齒寬系數(shù)取的稍大。
一擋第一軸常嚙合斜齒輪寬度取，第二軸常嚙合斜齒輪寬度取，其余擋位斜齒輪寬度取，一擋滑動(dòng)直齒輪與倒擋滑動(dòng)直齒輪寬度取。
4.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配
12
11
10
9
8
7
6
5
4
3
2
1
圖4.1 中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。
圖中所示的方案，除一、倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換擋外，其他各擋均用同步器換擋。
此變速器有五個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)倒檔，由殼體、第一軸（輸入軸）、中間軸、第二軸（輸出軸）、倒檔軸、各軸上齒輪、操縱機(jī)構(gòu)等幾部分組成。
1. 確定一擋齒輪的齒數(shù)
一擋傳動(dòng)比為
(4-2)
一擋采用滑動(dòng)直齒齒輪傳動(dòng)，模數(shù)為5.00，中心距，由
(4-3)
得，。
將取整為63，然后進(jìn)行大小齒輪齒數(shù)的分配。原則上中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能去少些，以便使的傳動(dòng)比大些，在已定的條件下，的傳動(dòng)比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸承孔的尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪的齒數(shù)又不宜過(guò)多。
中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時(shí)，對(duì)軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。乘用車中間軸式變速器一擋傳動(dòng)比為時(shí)，中間軸上一擋齒輪的齒數(shù)可在15~17之間選取，貨車可在12~17之間選取。此處取=15。計(jì)算，得=49。
2.對(duì)中心距A進(jìn)行修正
，得。
3.確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比為
(4-4)
常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即
(4-5)
選定螺旋角=33°，解出方程（4-4），（4-5）求出，取整為；，取整為。
驗(yàn)證一擋傳動(dòng)比，相近于原傳動(dòng)比5.82，滿足要求。
根據(jù)所確定齒數(shù)和式（3-5），求得螺旋角，滿足設(shè)計(jì)要求。
4.確定其他各擋的齒數(shù)
由于二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí)，由下式計(jì)算
(4-6)
又
(4-7)
此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式
(4-8)
解上述方程組（4-6）、（4-7）、（4-8）時(shí)，可用試湊法，即先選定螺旋角，解方程（4-6）、（4-7）求出，取整為43；，取整為23。再把、和帶回方程（4-8），近似滿足方程。再將求得的值代入式（4-7），求得。
用同樣方法可以求得其他各擋的齒數(shù)和螺旋角：
三擋時(shí)滿足：
解此方程組時(shí)，設(shè)，求得，取整為30；，取整為34。經(jīng)檢驗(yàn)等式左邊為1.378，右邊為1.374，近似滿足方程（4-11），再帶回方程（4-10），求得。
四擋時(shí)滿足：
解此方程組時(shí)，設(shè)，求得，取整為35；，取整為26。經(jīng)檢驗(yàn)等式左邊為1.164，右邊為1.122，近似滿足方程（4-14），再帶回方程（4-13），求得。
5.確定倒擋齒輪齒數(shù)
倒擋齒輪選用的模數(shù)一般與一擋相近。一般在21~23之間。取=23。
中間軸與倒擋軸的中心距。
為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生干涉，齒輪10和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為
(4-15)
或
(4-16)
，代入（4-15）或式（4-16）中，可求得。
根據(jù)，再選擇適當(dāng)?shù)凝X數(shù)及采用變位系數(shù)，，取整為24。
計(jì)算倒擋軸與第二軸的中心距，取整為164。
4.3 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算
4.3.1 齒輪的損壞形式
變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。
輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)得極少，而后者出現(xiàn)得多些。
輪齒工作時(shí)，一對(duì)齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時(shí)存在于齒面幼小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點(diǎn)，稱之為齒面點(diǎn)蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，并可能導(dǎo)致輪齒折斷。
用移動(dòng)齒輪的方法完成換擋的低擋和倒擋齒輪，由于換擋時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在輪齒端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。
負(fù)荷大，齒面相對(duì)滑動(dòng)速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸處產(chǎn)生高溫作用的情況下使齒面間的潤(rùn)滑油膜破壞，導(dǎo)致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動(dòng)方向形成撕傷痕跡，稱為齒面膠合。變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)較少。
4.3.2 輪齒強(qiáng)度計(jì)算
1.輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算
(1)直齒輪彎曲應(yīng)力
(4-17)
式中，是彎曲應(yīng)力（）；為圓周力（N），；為計(jì)算載荷（）; d為節(jié)圓直徑（）；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；b為齒寬（）；為端面齒距（），，為模數(shù)；為齒形系數(shù)。
因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)代入式（4-17）后得
(4-18)
代入各個(gè)數(shù)據(jù)后，求得
而一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850，滿足設(shè)計(jì)要求。
2.斜齒輪彎曲應(yīng)力
(4-19)
式中，為圓周力（N），；計(jì)算載荷（）；為節(jié)圓直徑（），，為法向模數(shù)（）；為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角（°）；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；為齒面寬（）；為法向齒距（），；為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)；為重合度影響系數(shù)，=2.0。
將上述有關(guān)參數(shù)代入式（4-11），整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為
(4-20)
代入各個(gè)數(shù)據(jù)后，求得
對(duì)常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力為100~250，滿足設(shè)計(jì)要求。
3.輪齒接觸應(yīng)力
(4-21)
式中，為輪齒接觸應(yīng)力（）；為齒面上的法向力（）,
；為圓周力（），；為計(jì)算載荷（）；為節(jié)圓直徑（）；為節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），為齒輪螺旋角（°）；E為齒輪材料的彈性模量（）；為齒輪接觸的實(shí)際寬度（）；、為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（），直齒輪、，斜齒輪、；、為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（）。
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(jiàn)表4-3。
表4-3 變速器齒輪的許用應(yīng)力
齒輪
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一擋和倒擋
1900~2000
950~1000
常嚙合齒輪和高擋
1300~1400
650~700
對(duì)于直齒輪，求得，其許用應(yīng)力值為1300~2000，滿足設(shè)計(jì)要求。
對(duì)于斜齒輪，求得，其許用應(yīng)力值為650~1000，滿足設(shè)計(jì)要求。
4.3.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算
1.初選軸的直徑
在已知中間軸式變速器中心距時(shí)，第二軸和中間軸中部（最大）直徑；軸的最大直徑和支承間距離的比值：中間軸，；第二軸，。
第一軸花鍵部分直徑（）可按經(jīng)驗(yàn)公式初選：
(4-22)
式中，為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，；為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（）。
取，計(jì)算得。
第二軸和中間軸中部直徑。
中間軸的最大直徑和支承間的距離（近似等于變速器殼的軸向長(zhǎng)度）的比值，滿足設(shè)計(jì)要求。
第二軸支承間的距離通常由經(jīng)驗(yàn)公式確定。
第二軸，滿足設(shè)計(jì)要求。
2．軸的強(qiáng)度驗(yàn)算
（1）軸的剛度驗(yàn)算
對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。
初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支點(diǎn)反作用力。擋位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)，將軸看作鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取。
軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)，僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4.2所示[35]時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用正式計(jì)算
(4-23)
(4-24)
(4-25)
式中，為齒輪齒寬中間平面上的徑向力（）;為齒輪齒寬中間平面上的圓周力（）; 為彈性模量（），；為慣性矩（），對(duì)于實(shí)心軸，；為軸的直徑（），花鍵處按平均直徑計(jì)算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（）；為支座間的距離（）。
f
圖4.2 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角
軸的全撓度。
軸在垂直面內(nèi)撓度的允許值；軸在水平面撓度的允許值為；齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)。
由設(shè)計(jì)的軸上面的結(jié)構(gòu)可知,的值大概是2：3.
其中，，，經(jīng)驗(yàn)算，兩者都在其允許值內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求；軸的全撓度，轉(zhuǎn)角，均滿足設(shè)計(jì)要求。
2.軸的強(qiáng)度驗(yàn)算
作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。大求取支點(diǎn)在垂直面和水平面內(nèi)的支反力和之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩、，軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為
(4-26)
式中，（）；為軸的直徑（），花鍵處取內(nèi)徑；為抗彎截面系數(shù)（）。
在低擋工作時(shí)，。
又
(4-27)
(4-28)
經(jīng)驗(yàn)算，，滿足設(shè)計(jì)要求。
變速器的軸用與齒輪相同的材料制造。
39