轎車五檔變速器課程設計

標準文檔目 錄第1章緒論.....................................................11.1概述......................................................11.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀..........................................11.3研究的目的、依據(jù)和意義....................................2第2章變速器主要參數(shù)的選擇.......................................32.1設計初始數(shù)據(jù)..............................................32.2變速器各擋傳動比的確定....................................32.2.1初選最大傳動比的范圍...............................32.2.2確定擋位數(shù)，設計五擋變速器.........................42.3變速器傳動方案的確定......................................52.4中心距A的確定............................................62.5齒輪參數(shù)..................................................62.5.1模數(shù)...............................................62.5.2壓力角...........................................72.5.3螺旋角β...........................................72.5.4齒寬b..............................................72.5.5齒頂高系數(shù).........................................82.6本章小結..................................................8第3章齒輪的設計計算與校核.......................................93.1齒輪的設計與計算..........................................93.1.1各擋齒輪齒數(shù)的分配.................................93.1.2齒輪材料的選擇原則................................183.1.3計算各軸的轉矩....................................183.2輪齒的校核...............................................193.2.1輪齒彎曲強度計算..................................193.2.2輪齒接觸應力σj....................................223.3本章小結.................................................26第4章軸的設計與計算及軸承的選擇與校核..........................28實用文案標準文檔4.1軸的設計計算.............................................284.1.1軸的工藝要求......................................284.1.2初選軸的直徑......................................284.1.3軸的強度計算......................................284.2軸承的選擇及校核..................................324.2.1輸入軸的軸承選擇與校核............................324.2.2輸出軸軸承校核....................................334.3本章小結.................................................34結論???????????????????????????????? 35參考文獻?????????????????????????????? 36致謝???????????????????????????????? 37實用文案標準文檔第1章 緒 論1概述對變速器如下基本要求：保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟型。設置空擋。用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。設置倒檔，使汽車能倒退行駛。設置動力傳輸裝置，需要時進行功率輸出。換擋迅速、省力、方便。工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。變速器應有高的工作效率。變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應該滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器傳動比范圍越大 [9]。2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀變速器作為傳遞動力和改變車速的重要裝置，國外對其操縱的方便性和擋位等方面的要求越來越高。目前對4擋特別是5擋變速器的應用有日漸增多的趨勢， 同時，6擋變速器的裝車率也在上升 [1]。中國汽車變速器市場正處于高速發(fā)展期。2009年中國汽車銷售1364萬輛，同比增長46.15%，2015年汽車銷售規(guī)模將達到4000萬輛。在汽車行業(yè)市場規(guī)模高速增長的情況下，中國變速器行業(yè)面臨著重大機遇。2009年中國汽車變速器市場規(guī)模達520億元人民幣，并且以每年超過20%的速度增長，預計2015年有望達到1500億元[5]。由于近年來乘用車市場增長迅速， 2007年中國乘用車變速器需求量在 600萬件以實用文案標準文檔上，其中大部分為手動變速器，但是自動變速器的需求比例不斷提高。與此同時隨著商用車市場快速發(fā)展，2007年商用車變速器的市場需求量有200萬件，其中輕型貨車用變速器占市場主流，然而重型車變速器市場有望成為未來的新亮點。在手動變速器領域，國產品牌已占主導地位。但技術含量更高的自動變速器市場卻是進口產品的天下，2007年中國變速器產品(變速器產品進口統(tǒng)計)進口額達到30億美元。國內變速器企業(yè)未來面臨嚴峻挑戰(zhàn)[2]。3研究的目的、依據(jù)和意義隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標，對轎車而言，其設計意義更為明顯。在對汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評價汽車的一個重要指標，而變速器的設計如果不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運行噪聲增大[13]。通過本題目的設計，學生可綜合運用《汽車構造》、《汽車理論》、《汽車設計》、《機械設計》、《液壓傳動》等課程的知識，達到綜合訓練的效果。由于本題目模擬工程一線實際情況，學生通過畢業(yè)設計可與工程實踐直接接觸，從而可以提高學生解決實際問題的能力。實用文案標準文檔第2章變速器主要參數(shù)的選擇1設計初始數(shù)據(jù)班級點名序號為11方案二 乘用車（兩軸式）最高車速：uamax=202Km/h發(fā)動機最大功率： Pemax=116KW最大功率轉速：6550r/min最大轉矩：Temax=184N m整備質量：ma=1720Kg最大轉矩轉速：nT=4050r/min車輪：205/55R162變速器各擋傳動比的確定 初選最大傳動比的范圍最大傳動比的確定，即一檔傳動比。①滿足最大爬坡度：FtFfFiTtqig1i0TGfcosImaxGsinrImaxig1i0G(fcosImaxsinImax)rTtqT（2.1）式中：—作用在汽車上的重力，Gmg，m—汽車質量，g—重力加速度，GG mg=16856N；實用文案標準文檔.Temax—發(fā)動機最大轉矩，Temax=184Nm；i0—主減速器傳動比，T—傳動系效率， T=96%；r—車輪半徑，r=0.316m；—滾動阻力系數(shù)，對于貨車取f=0.0165×[1+0.01(uamax-50)]=0.03795；—爬坡度，取 =16.7°帶入數(shù)值計算得ig1i0≥9.098②滿足附著條件：Ttqig1i0TFnr（2.2）Φ為附著系數(shù)，取值范圍為 0.7~0.8.，取為0.8Fn為汽車滿載靜止于水平面，驅動橋給地面的載荷，這里取 60%mg；計算得ig1i0 14.47由以上得10.154ig1i017.626取ig12.7,i03.9，乘用車i0(3~4.5)校核，因為該車發(fā)動機最低穩(wěn)定轉速nmin800r/min則最低穩(wěn)定車速umin0.377nminr9.05km/hig1i0umin umin 10km/h，故校核后傳動比滿足要求。 確定擋位數(shù)，設計五擋變速器其他各擋傳動比的確定：初選五擋傳動比i5 0.77按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系：實用文案標準文檔ii

g1g2

ii

2g3

ii

g3g4

ii

g4q（2.3）g5式中：q—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：ig1q4，ig2q3，ig3q2q4ig1/i51.37所以其他各擋傳動比為：ig1=2.7，ig2=ig1/q=1.97，ig3=i2/q=1.44，4和5擋為常用擋，其擋位間公比應該小一些取q11.35，所以i4i3/q11.07，i5i4/q10.79。3變速器傳動方案的確定圖2-1a為常見的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-1d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 2-1c所示方案。圖2-1e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-61所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些[18]。本設計采用圖2-1f所示的傳動方案。實用文案標準文檔圖2-1變速器倒檔傳動方案因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。圖2.2變速器傳動示意圖1.輸入軸一擋齒輪2.輸出軸一擋齒輪3.輸入軸二擋齒輪4.輸出軸二擋齒輪5.輸入軸三擋齒輪6.輸出軸三擋齒輪7.輸入軸四擋齒輪8.輸出軸四擋齒輪9.輸入軸五擋齒輪10.輸出軸五擋齒輪11.輸入軸倒擋齒輪12.倒擋齒輪13.輸出軸倒擋齒輪4中心距A的確定初選中心距：發(fā)動機前置前驅的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動機排量與變速器中心距A的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選，A=77mm實用文案標準文檔5齒輪參數(shù) 模數(shù)對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質量ma在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量ma大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。表2.1汽車變速器齒輪法向模數(shù)乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量ma/t車型≤≤＜≤6.0＜ma≤14ma＞14.01.01.6V1.6V2.5模數(shù)mn/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50~6.00表2.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50——發(fā)動機排量為2.5~4L，根據(jù)表2.1及2.2，齒輪的模數(shù)定為2.25~2.75mm。壓力角國家規(guī)定的標準壓力角為 20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20°。 螺旋角β實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。乘用車兩軸式變速器螺旋角： 20°～25°實用文案標準文檔 齒寬b直齒b kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為 4.5～8.0，取7.5；斜齒b kcmn，kc取為6.0～8.5。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為 2～4mm，取2mm。 齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00.6本章小結通過初始數(shù)據(jù)，首先確定變速器的最大傳動比，然后根據(jù)最大傳動比，確定擋數(shù)及各擋傳動比的大小，然后根據(jù)變速器中心距A與發(fā)動機排量的關系，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一章齒輪參數(shù)的計算做準備。實用文案標準文檔實用文案標準文檔第3章齒輪的設計計算與校核1齒輪的設計與計算 各擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為 2.75，初選β=20°一擋傳動比為ig1Z2=2.7（3.1）Z1為了求Z1，Z2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Zh，2Acos斜齒Zh =52.6取整為53（3.2）mn取Z1=14Z2=39對中心距A進行修正因為計算齒數(shù)和Zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的 Zh和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距 A，再以修正后的中心距 A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。AmnZh==77.55mm（3.3）2cos取整A=78mm修正螺旋角度β，cosmn(Z1Z2)0.9343(3.4)2A20.89分度圓直徑d1mnz1/cos=41.209mmd2mnz2/cos=114.796mm未變位中心距a=1/2d1d278.0024實用文案標準文檔對一擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角t：tant=tann/cos（3.5）t=21.28嚙合角t,：cost,=Aocost=0.932A（3.6）t,=21.27°變位系數(shù)之和=0

Z1 Z2invn2tan

,tinvt（3.7）n當量齒數(shù)：33Zv1Z1/cos=17.16,Zv2Z2/cos47.8查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得：10.18,20.18計算一擋齒輪1、2的參數(shù)：齒頂高ha1han1ynmn=3.243mmha2han2ynmn=2.253mm式中：yn（Aa）/mn=0.0009ynnyn=0.005齒根高hf1hanc1mn=2.943mmhf2hanc2mn=3.933mm齒頂圓直徑da1d12ha1=47.695mmda2d22ha2=119.302mm齒根圓直徑df1d12hf1=35.323mmdf2d22hf2=106.93mm齒全高h=ha1hf1=6.186實用文案標準文檔二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選=25°ig2Z4=1.97Z3Z3Z42Acos=56.5取整為57mnZ3=20，Z4=37則，i2Z4=1.85Z3修正螺旋角βcosmnZ3Z40.91352A24.01對二擋齒輪進行角度變位：理論中心距amnZ3Z4=77.805mm2cos端面壓力角tant=tann/cost=21.72°端面嚙合角cost,AocostA,22.08t當量齒數(shù)zv3z3/cos3=26.238zv4z4/cos3=48.54Z4Z3inv,inv變位系數(shù)之和ntt2tann=0.08查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得：30.14=-0.02二擋齒輪參數(shù)：實用文案標準文檔分度圓直徑齒頂高式中：齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑齒全高 h=三擋齒輪為斜齒輪，初選

d3Z3mn=54.6mmcosd4Z4mn=101.01mmcosha3han3ynmn=2.745mmha4han4ynmn=2.445mmyn（Aa）/mn=0.078ynnyn=0.002hf3hancn3mn=2.875mmhf4hancn4mn=3.175mmda3d32ha3=60.09mmda4d42ha4=105.9mmdf3d32hf3=48.85mmdf4d42hf4=94.66mmha4hf4=5.62=23°模數(shù)為2.5i3Z6=1.44Z5ZhZ5Z6=2Acos=57.43,取整為58mn得Z5取整為23，Z6=35ig3Z6=1.52Z5對三擋齒輪進行角度變位：實用文案標準文檔理論中心距amnZ5Z6=77.72mm2cos端面壓力角tant=tann/cost=21.38°端面嚙合角cost,AocostA,21.89t變位系數(shù)之和=0.1

z5 z6invn2tan

,t inv tn當量齒數(shù)Zv5Z5/cos3=28.84Zv6Z6/cos3=43.58查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得：5=0.086=0.02三擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑d5Z5mn=61.64mmcosd6Z6mn=93.8mmcos齒頂高ha5han5ynmn=2.73mmha6han6ynmn=2.58mm式中：yn（Aa）/mn=0.112ynnyn=-0.012齒根高 hh齒頂圓直徑 d

f5hancn5mn=2.925mmf6hancn6mn=3.075mma5d52ha5=67.1mm實用文案d齒根圓直徑 dd

標準文檔a6d62ha6=98.96mmf5d52hf5=55.79mmf6d62hf6=87.65mm四擋齒輪為斜齒輪，初選=24°模數(shù)mn=2.5ig4Z8=1.07Z7ZhZ7Z82Acos57.005取整為58mnZ7取整為27Z8=31則：ig4Z8=1.14Z7修正螺旋角度βcosmnZ7Z8=0.92942A21.64對四擋齒輪進行角度變位：理論中心距amnZ7Z8=77.72mm2cos端面壓力角tant=tann/cost=21.38°端面嚙合角cost,acostA,21.89tZ8Z7invt,invt變位系數(shù)之和n2tann=0.1當量齒數(shù)Zv7Z7/cos3=33.61實用文案標準文檔Zv8Z8/cos3=38.59查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得：3=0.064=0.04四擋齒輪7、8參數(shù)：分度圓直徑d7Z7mn=72.36mmcosd8Z8mn=83.08mmcos齒頂高式中：齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑全齒高五擋齒輪為斜齒輪，初選

ha7han7ynmn=2.68mmha8han8ynmn=2.63mmyn（Aa）/mn=0.112ynnyn=-0.012hf7hancn7mn=2.975mmhf8hancn8mn=3.025mmda7d72ha7=77.72mmda8d82ha8=88.34mmdf7d72hf7=66.41mmdf8d82hf8=77.03mmhha7hf7=5.655=25°模數(shù)mn=2.5ig5Z10=0.79Z9Z9Z102Acos取整為5756.55mnZ9取整為32 Z10=25實用文案標準文檔則：ig5Z10=0.78Z9對五擋齒輪進行角度變位：理論中心距amnZ10Z9=78.09mm2cos端面壓力角tant=tann/cost=21.72°端面嚙合角cost,acostA,21.55tZ9Z10inv,invt變位系數(shù)之和nt2tann=-0.04當量齒數(shù)Zv9Z9/cos3=41.98Zv10Z10/cos3=32.79查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得：1=-0.032=-0.01五擋齒輪9、10參數(shù)：分度圓直徑d9Z9mn=87.68mmcosd10Z10mn=68.5mmcos齒頂高ha9han9ynmn=2.435mmha10han10ynmn=2.485mm式中：yn（Aa）/mn=-0.036ynnyn=-0.004齒根高hf9hancn9mn=3.2mm實用文案標準文檔hf10hancn10mn=3.15mm齒頂圓直徑da9d92ha9=92.55mmda10d102ha10=73.47mm齒根圓直徑df9d92hf9=81.28mmdf10d102hf10=62.2mm確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，m2.75倒擋齒輪Z12的齒數(shù)一般在21～23之間，初選Z12后，可計算出輸入軸與倒擋軸的中心距A，。初選Z11=14，Z12=23，則：A，1mZ11Z12=50.875mm2為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪11和13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑De13應為A(da13da11)0.522da13111da13 mZ13 2*hZ13 38.36為了保證齒輪11和13的齒頂圓之間應保持有 0.5mm以上的間隙，取Z13=38計算倒擋軸和輸出軸的中心距 AA,, mZ13Z12=83.8752計算倒擋傳動比i倒

Z12 Z13Z11 Z12實用文案標準文檔=2.714 齒輪材料的選擇原則1、滿足工作條件的要求不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2、合理選擇材料配對如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：m法 3.5滲碳層深度0.8～1.2m法 3.5時滲碳層深度0.9～1.3m法 5時滲碳層深度1.0～1.3表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于 0.2；表面硬度HRC48~53[12]。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪， 可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒[13]。3.1.3計算各軸的轉矩發(fā)動機最大扭矩為.98%，軸承傳動效184Nm，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率率96%。輸入軸T1=Temax承齒=184×96%×99%=174.87N·m輸出軸一擋T11T1承齒ig1462.98N·m輸出軸二擋T12T1承齒ig2=307.469N·m輸出軸三擋T13T1承齒ig3=252.912N·m實用文案標準文檔輸出軸四擋T14T1承齒ig4=190.822N·m輸出軸五擋T15T1承齒ig5=129.843N·m倒擋T倒1112T（1承齒）Z12=273.041N·mZ11倒12-13倒（承齒）Z13=428.736N·mTT11-12Z122輪齒的校核 輪齒彎曲強度計算1、倒檔直齒 輪彎曲應力 w圖3.1齒形系數(shù)圖2TgKKf（3.8）wm3zKcy式中： w—彎曲應力（MPa）；.Tg—計算載荷（Nmm）；K —應力集中系數(shù)，可近似取 K=1.65；實用文案標準文檔Kf—摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同， 對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪 Kf=1.1，從動齒輪Kf=0.9；b—齒寬（mm）；—模數(shù)；Kc—齒寬系數(shù)；倒檔取 7.5y—齒形系數(shù)，如圖 3.1。當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 Temax時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力w11，w12，w13Z11=14，Z12=23，Z13=38，y11=0.132，y12=0.134，y13=0.138，T倒1112=273.041N.m，.T1=174.87Nm,T倒1213=428.736N·m2T1KKfw11 m3Z11Kcy11=701.31MPa<400～850MPa2T倒11-12K Kfw12 m3Z12Kcy12=537.233MPa<400～850MPa2T倒1213K Kfw13 m3Z13Kcy13=495.786MPa<400～850MPa2、斜齒輪彎曲應力 w2TgcosKw zmn3yKcK （3.9）式中：Tg—計算載荷，N·mm；mn—法向模數(shù)，mm；實用文案標準文檔—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角，°；—應力集中系數(shù)，K=1.50；y—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) zn zcos3 在圖中查得；Kc—齒寬系數(shù)，取 7.5—重合度影響系數(shù)，K=2.0。當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在 180～350MPa范圍，對貨車為 100～250MPa。（1）計算一擋齒輪 1，2的彎曲應力 w1 ， w2Z1=14，Z2=39，y1=0.135，y2=0.143，T11=462.98N.m，T1=174.87N.m，2T1cosKw1Z1mn3y1KcK=264.74MPa<180～350MPa2T11cosKw2Z2mn3y2KcKaa=237.538MP<180～350MP（2）計算二擋齒輪 3,4的彎曲應力Z3=20，Z4=37，y3=0.146，y4=0.148，T12=307.469N.m，T1=174.87N.m，2T1cos Kw3Z3mn3y3KcKaa=223.006MP<180～350MP2T12cos Kw4Z4mn3y4KcK=209.081MPa<180～350MPa（3）計算三擋齒輪 5，6的彎曲應力Z5=23，Z6=36，y5=0.144，y6=0.145，T13=252.912N.m，T1=174.87N.m實用文案標準文檔2T1cos Kw5 Z5m3ny5KcK=200.65MPa<180～350MPaw62T13cosKZ6mn3y6KcKaa=188.83MP<180～350MP（4）計算四擋齒輪7，8的彎曲應力..mZ7=27，Z8=31，y7=0.145，y8=0.146，T14=190.822Nm，T1=174.87Nw72T1cosKZ7mn3y7KcK=169.25MPa<180～350MPa2T14cosKw8Zm3yKKc8n8=159.75MPa<180～350MPa（5）計算五擋齒輪 9，10的彎曲應力Z9=32，Z10=25，y9=0.148，y10=0.142，T1=174.87N.m，T15=129.843N.m2T1cos Kw9 Z9mn3y9KcK=137.49MPa<180～350MPaw102T15cosKZ10mn3y10KcK=136.196MP<180～350MPaa 輪齒接觸應力σjTgE11（3.10）j0.418bdcoscoszb式中： j—輪齒的接觸應力，MPa；Tg—計算載荷，N.mm；—節(jié)圓直徑，mm；實用文案標準文檔—節(jié)點處壓力角，°， —齒輪螺旋角，°；E—齒輪材料的彈性模量， MPa；b—齒輪接觸的實際寬度， mm；z、b—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，mm，直齒輪 z rzsin 、b rbsin ，斜齒輪 z rzsin cos2 、 b rbsin cos2 ；rz、rb—主、從動齒輪節(jié)圓半徑 (mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷 Temax/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力j見表3.2。4-2Kcmn彈性模量E=20.6×10N·mm，齒寬bKcm表3.2變速器齒輪的許用接觸應力齒輪jMPa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（1）計算一擋齒輪1，2的接觸應力11.m，.m，Z14，Z39，20.89T=462.98NT1=174.87N12d1（Z1）2AZ1/Z2=41.2mm，d2（Z1Z）2AZ2/2=114.79mmz1d1sin/cos220.89=8.56mm2b2d2sin/cos220.89=23.86mm2j10.418T1E11bd1coscosb2z1=1642.835MP<1900～2000MPaa實用文案標準文檔T11E11j20.418bd2coscos22b2z1=1601.568MPa<1900～2000MPa（2）計算二擋齒輪 3，4的接觸應力T12=307.469N.m，T1=174.87N.m，z320，Z437，24.01d32AZ（Z3）3/Z4=54.736mm，d42AZ（Z3）4/Z4=101.263mmb3d3sin/cos224.01=12.137mm2z4d4sin/cos224.01=22.455mm2j30.418T1E11bd3coscos24.01z3b4=1354.423MPa<1300～1400MPaj40.418T12E11bd4coscos24b4z3=1320.407MPa<1300～1400MPa（3）計算三擋齒輪 5，6的接觸應力T13=252.912N.m，T1=174.87N.m，Z523Z635，，21.64d5（Z5Z）2AZ5/6=61.862mm，d6（Z6Z）2AZ6/5=94.137mmb6d6sin/cos221.64=13.05mm2z5d5sin/cos221.64=19.859mm2j50.418T1E11bd5coscos21.64b6z5=1261.79MPa<1300～1400MPa實用文案標準文檔T13E11j60.418bd6coscos21.64b6z5=1230.10MPa<1300～1400MPa（4）計算四擋齒輪 7，8的接觸應力T14=190.822N.m，T1=174.87N.m，Z727，Z831，21.64d7（Z7）2AZ7/Z8=72.62mm，d8（Z7）2AZ8/Z8=83.379mmz7d7sin/cos221.64=15.32mm2b8d8sin/cos221.64=17.59mm2j70.418T1E11bd7coscos21.64b8z7=1142.103MPa<1300～1400MPaj80.418T14E11bd8coscos21.64b8z7=1113.421MPa<1300～1400MPa（5）五擋齒輪1，2的接觸應力.m，T.m，Z932，Z1025，24.01T1=174.87N15=129.843Nd9（）2AZ9/Z9Z10=87.578mm，d10（）2AZ10/Z9Z10=68.421mmz9d9sin/cos224.01=19.42mm2b10d10sin/cos224.01=15.17mm2j90.418T1E11bd9coscos24.01z9b10=1029.829MPa<1300～1400MPa實用文案標準文檔T15E11j100.418bd10coscos22z9b10=1003.964MPa<1300～1400MPa（6）計算倒擋齒輪 11，12，13的接觸應力T倒=372.849N.m，T1=174.873N.m，Z1114，Z1223，Z1338d12 63.25mmd13104.5mmd1138.5mmz12d12sin20=10.816mm2b13d13sin20=17.87mm2Z11d11sin20=6.583mm2T1E11j110.418bd11cosz11b12=1973.88MP a<1900～2000MPaT倒11-12E11j120.418bd12cosz12b11==1824.73MPa<1900～2000MPaT倒12-13E11j130.418bd13cosz12b13=1396.685MP a<1900～2000MPa3本章小結本章首先根據(jù)所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，實用文案標準文檔根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。然后簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計算輪齒的彎曲應力和接觸應力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進行校核做準備。實用文案標準文檔第4章軸的設計與計算及軸承的選擇與校核1軸的設計計算 軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理 [14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在 HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。[14] 初選軸的直徑傳動軸的強度設計只需按照扭轉強度進行計算，輸入軸花鍵軸頸dK3Temax=22.751~26.164mm（4.1）K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6 軸的強度計算軸的剛度驗算若軸在垂直面內撓度為 fc，在水平面內撓度為 fs和轉角為δ，可分別用式計算Fra2b264Fra2b2（4.2）fc3ELd43EILFta2b264Fta2b2（4.3）fs3ELd43EILFrabba64Frabba（4.4）3EIL3ELd4式中：Fr—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）；Ft—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N）；實用文案標準文檔E—彈性模量（MPa），E=2.1×105MPa；I—慣性矩（4），對于實心軸，Id464；d—軸的直徑（），花鍵mmmm處按平均直徑計算；a、b—齒輪上的作用力距支座 A、B的距離（mm）；L—支座間的距離（mm）。軸的全撓度為ffc2fs20.2mm。（4.5）軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為fc=0.05～0.10mm，fs=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與撓度一擋齒輪所受力圓周力Ft12T18487.17N，F(xiàn)t22T118066.14Nd1d2徑向力Fr1Ft1tan3304.59N,Fr2Ft2tancos=3140.665Ncos軸向力Fa1Ft2tan3239.23N,Fa2Ft2tan3078.54N，a167.94mm，b1156.31mmL224.25mmfc164Fr1a12b123ELd14（4.6）=0.062mm0.050.10mm～fs164Ft1a12b12（4.7）3d14EL=0.1410.10～0.15mmf9fc21fs120.161mm0.2mm64Fr1a1b1b1a1=5.56104rad0.002rad（4.8）13ELd14輸出軸剛度實用文案標準文檔2264Fr2a1b1fc23ELd4=0.071mm0.050.10mm～64Ft2a12b12fs24EL3d=0.132 0.10～0.15mmf2fc22fs220.151mm0.2mm264Fr2a1b1b1a1=5.29104rad0.002rad3ELd4輸入軸的強度校核一擋時撓度最大，最危險，因此校核。2T1d1 41.2mmFt18487.1Nd1Ft1tanFa1 Ft1tan3239.237NFr13304.59Ncos豎直平面面上RVAL Fr1b得 RVA=2330.24N豎直力矩MC=Rvaa=151325.9N.mm2)水平面內上RHA、RHB和彎矩MSRHALFt1b由以上兩式可得RHA=5984.75N，MS=RHAa=388650.01N.mm按第三強度理論得：MMC2MS2T12452248.97N.mm32M170.7MPa400MPad3輸入軸的強度分析圖如圖 4.1。實用文案標準文檔圖4.1輸入軸強度分析圖 圖4.2輸出軸的強度分析圖輸出軸強度校核d2114.796mmFt22T128066.14Nd2Fr2Ft2tanFa2Ft2tan3078.54N3140.665Ncos豎直平面面上FVAL Fr2b得 FVA=2285.165N豎直力矩MC=FVAa=148398.61N.mm2)水平面內上RHA、RHB和彎矩MSFHALFt2b由以上兩式可得FHA5687.864N，MS=FHAa=369369.9N.mm按第三強度理論得：MMC2MS2T112.610579.029Nmm實用文案標準文檔32M230.461MPa400MPad13輸出軸的強度分析圖如圖 4.2。2軸承的選擇及校核 輸入軸的軸承選擇與