轿车5挡机械式手动变速器设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 轿车 5挡 机械 式手动 变速器设计 摘要 随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势为增大变速器传递功率与重量之比，并要求变速器具有较小的尺寸和良好的性能。在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算。 该型结构 紧 凑工艺性能好，适配性强，传动平稳噪声低，节油且成本低。 关键词 ：变速器；齿轮；同步器；设计 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 ars of of is to In of of as as by 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 目 录 摘要 绪论 .变速器的国内外发展状况及种类 机械式变速器的特点 两轴五挡机械式变速器设计 . .变速器设计的基本要求 . 变速器的功用与要求 .变速器 的传动布置 方案的确定 倒挡传动方案 .变速器主要零件结构的方案分析 齿轮形式 轴的结构 轴承形式 换挡结构形式 变速器主要参数的选择与主要零件的设 计 . .变速器主要参数的选择 . . 挡数和传动比 . 中心距 . 轴向尺寸 . 齿轮参数 .各档传动比及其齿轮齿数的确定 . 确定一挡齿轮的齿数 10 确定其他 挡位的齿数 齿轮变位系数的选择 . 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 .变速器 齿轮的几何尺寸计算 . .文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 齿轮的强度计算与校核 . 变速器轴 与轴承 .变速器轴的结构和尺寸 .轴的校核 .轴 承 的校核 . 变速器同步 器的设计 .同步器的结构 类型 . 23 锁环式 同步器的工作原理 .锁环式 同步器的主要参数的确定 . 结论 .考文献 致谢 轿车 5挡 机械 式手动 变速器设计 1 绪论 变速器 是 用于改变发动机的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求 的汽车总成。设置变速器的目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机 在最有利的工况范围内工作。因此它的性能直接影响汽车的动力性和经济性。 速器的国内外发展状 况及种类 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。 从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（ 自动变速器（ 手动 /自动变速器（ 无级变速器（ 手动变速器 （ 采用齿轮组，每 档 的齿轮组的齿数是固定的，所以各 档 的变速比是个定值 ( 也就是所谓的“级” )。所以说它是有级变速器。 械式变速器的特点 机械式变速器 结构简单，维修维护方 便，造价低廉，传动效率较高，工作可靠 性强 。机械式变速器分为两轴式和中间轴式。两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动乘用车，买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 中间轴式发动机前置后轮驱动和发动机后置后轮驱动的中轻型货车。中间轴式机械效率低，噪声大。而两轴式轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点。本设计中所采用的相关设计参数均来源于 07 款捷达春天 型，根据其发动机前置前驱的特点， 本 设计采用两轴式结构形式，以使设计的变速器结构紧凑、优化、 操作简便，并且性价比更高。 设计中采用的具体参数如下表所示： 表 1速器设计参数 项 目 参 数 最高时速 175km/h 轮胎型号 185/60动机型号 大扭矩 140500 最大功率 68600 最高转速 6000r/减速比 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 2 两轴五档机械式变速器设计 速器 设计 的基本要求 变速器的设计应满足如下基本要求： （ 1）保证汽车有必要的的动力性和经济性； （ 2）设置不同挡位，满足用来调整与切断发动机动力向驱动轮的传输并使汽车能倒退行驶； （ 3）工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡 、乱挡，以及换挡冲击等现象出现； （ 4）工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理； （ 5）在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长。 速器的功用和要求 变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱 档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。 变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。 变速器都装有单向的通气阀，以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底的放油塞多置磁铁，以吸附油中铁屑。涉水车需有防水措施。 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下的设计要求。 （ 1）正确的选择变速器的档位数和传 动比，并使之与发动机参数及主减速比做优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性。 （ 2）设置空挡，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。 （ 3）操作简单、准确、轻便、迅捷。 （ 4）传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声。 （ 5）制造工艺性好、造价低廉、维修方便。 （ 6）贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规。 （ 7）需要时应设置动力输出装置。 （ 8）体积小、质量小、承载能力强、使用寿命长、工作可靠。 速器的传动布置方案 有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为 般用途的货车和轻型以上的客车为 常， 有级变速器具有 3、 4、 5 个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进挡位数多达 616 个甚至 20 个。 变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于 5 个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为 5 档。多于 5 个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。 某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶 时才使用的超速档。采用传动比小于 1（ 超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为 1 的直接档比较，采用超速挡会降低传动效率。 有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。 三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。 两轴式变速器如图 2三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到挡外其他各档的传动效率高、噪 声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力 纵性好且可使汽车质量降低 6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒挡常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；各档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可 以装在第一轴的后端，如图示。 两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（ =受到较大限制 ,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消 1。 图 2轴式变速器 1 第一轴； 2 第二轴； 3 同步器 两轴式变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。斜买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 齿比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在 变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮合式，因此也采用斜齿轮。 由于所设计的汽车是发动机前置， 前 轮 驱动，因此采用两轴式变速器。 档传动方案 变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的扰度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声大。所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从 低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处 1。 本设计采用图 2 图 2速器倒档传动方案 2 3 变速器主要零件结构的方案分析 轮型式 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿 圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即均采用斜齿轮传动。 的结构 变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 噪声、降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花 键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间用动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大经定心更宜。 变速器中间轴分为旋转式和固定式两种。 轴承形式 变速器多采用滚动轴承，即深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。 固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮。为了适应 汽车变速器向着增大其单位质量的传递功率、增大其承载能力、具有更高的可靠性、更长的寿命和更好的性能等发展方向，变速器采用圆锥滚子轴承的日益增多 8。 档结构型式 换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏等原因，初一档、倒档外很少采用。 啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而 选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。 采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。 自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，工艺上采取措施 3： 图 2止自动脱档的结构措施 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 将啮合套做得长一些（如图 2这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约 13用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档 1。 在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图 23： 图 2环环式同步器 l、 42356 滑块 ; 789 输出轴 ;10、 11买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I i i m g f m m g i m a x 2e g I r 2m i 3 变速器主要参数的选择与主要零部件的设计 变速器主要参数的选择 数和传动比 近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 45 个档位的变速器。本设计采用 5 个档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最 大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 1 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 （ 3 式中 m/ N m）； 根据驱动车轮与路面的附着条件 求得的变速器 I 档传动比为： （ 3 式中 算时取 = 由已知条件：满载质量 1545 89 Te 40N m； = ; 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 m a 3 IA m T根据公式（ 3得： m a x 0m a 4 5 9 . 8 0 . 2 8 9 0 . 4 81 4 0 4 . 5 2 9 0 . 9g r = 本设计取五档传动比 =1。 中间档的传动比理论上按公比为： （ 3 的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机 参数的合理匹配。根据（ 3得出： q =1。 故有 ： 心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度 。三轴式变速器的中心距 A（ 根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： (3式中 K 轿车， K A =货车， K A =多档 主变速器， K A =1； TI TI e =1 4 0 3 0 =m 33 1 m a x 9 . 3 4 6 2 . 4 2 . 7 2 m T N m 故可得出初始中心距 A=72。 向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径 以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。 轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档 ( 五档 ( 六档 ( 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 取给出系数的上限。为检测方便， 本次设计采用 5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是 72 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 轮参数 （ 1）齿轮模数 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 10912 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 m a 4 7 （ 3 其中40得出 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取 2设计取 （ 2）齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 2取。 表 2车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 15， 16 25 45 一般货车 定的标准齿形 20 20 30 重型车 同上 低档、倒档齿轮 25 小螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承 载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角 取 20 ,啮合套或同步器取 30o；斜齿轮螺旋角 取30。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，第二轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴的斜齿轮左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 齿轮宽度 b 的大小直接影响着齿轮的承载能力， b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸 7。 通常根 据齿轮模数的大小来选定齿宽： 斜齿 b = kc 齿宽系数，取为 8.5 b= kc 8 b 为齿宽 (采用接合套或同步器换档时，其接合套的工作宽度初选时可取为 24 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命 1。 档传动比及其齿轮齿数的确定 在 初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比 和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 定一档齿轮的齿数 一档传动比 （ 3 为了确定 齿数， 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 先求其齿数和 Z : （ 3 其中 A =72m = 有 60Z 。 当轿车两轴式的变速器 .3处取9 49Z ，则可得出10 13Z 1。 上面根据初选的 A 及 m 计算出的 Z 可能不是 整数，将其调整为整数后，从式（ 3出中心距有了变化，这时应从 Z 及齿轮 变位系数反过来计算中心距 A=75，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 定其他档位的齿数 二档传动比 10 897（ 3 而 有： 对于斜齿轮， （ 3 故有： 5287 71 5 3 8、按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 651 9 3 6、；四档齿轮 432 3 3 0、；五档齿轮 212 6 2 6、。 一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比档传动齿轮的齿数与一档主动齿轮 /1 相当，取 21Z 倒 挡1。 轮变位系数的选择 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 1717Z 根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大 齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿 轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。 根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位 系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮 10 的齿数17，因此一档齿轮需要变位。 变位系数 （ 3 式中 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 速器齿轮的几何尺寸计算 汽车变速器齿轮均 为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比恒定不变等传动的基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分离性及刀齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。 中线如图 4圆齿形 表 4开线圆柱齿轮的基准齿形 基本要素名称 代号 标准齿 短齿 增大齿形角 齿形角 20 20 25 齿顶高系数 f 径向间隙系数 c 0 0 齿根圆角半径 r 0 0 （ 1）直齿圆柱齿轮计算 （见表 4 档直齿圆柱齿轮计算： 0 13，9 49买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 表 4齿圆柱齿轮尺寸计算 计算项目 计 算 公 式 非 变 位 齿 轮（ 分度圆直径 0 1 0 31d m z991 1 9 d m z 齿顶圆直径 1 0 1 0( 2 )(1 3 2 1 ) 2 . 5 3 6 . 5 h m *99( 2 )( 4 9 2 1 ) 2 . 5 1 2 4 . 5 h m 齿根圆直径 *1 0 1 0( 2 2 )(1 3 2 1 2 0 . 2 5 ) 2 . 52 6 . 2 5 h C m *99( 2 2 )( 4 9 2 1 2 0 . 2 5 ) 2 . 51 1 6 . 2 5 h C m 基圆直径 0 1 0 0c o c o s 2 0 2 9 . 8 4 99 0c o 9 . 5 6 c o s 2 0 1 1 2 . 3 5 （ 2） 斜齿圆柱齿轮计算 表 4齿圆柱齿轮计算 名称 公式 二挡 三挡 四档 五档 倒挡 螺旋角 30 30 30 30 30 30 30 30 30 30 基圆螺旋角b28 28 28 28 28 28 28 28 28 法面模数nm/面压力角n020n 20 20 20 20 20 20 20 20 20 端面模数tm/mm 面齿距np/mm 面齿距tp/mm 度圆直径 d /mm 2 108 50 100 65 85 75 75 59 齿顶圆直径 2 47 113 55 105 70 90 80 80 64 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 ad/根圆直径 顶高ah/n 根高fh/ *n an nm h c面压力角t 230 230 230 230 230 230 230 230 230 基圆直径bd/mm 38 100 46 92 60 78 69 69 55 轮的强度计算与校核 算 （ 1）档直齿圆柱齿轮： 0 13 59 4 9 , 2 . 0 4 1 0E M P a 1 0 1 0 31d m z9119d m zmm m a 5 , 1 4 0 0 . 5 7 0j e j N m m （ 4 310102 7 0 2 4 . 5 1 0 m d （ 4 3 310101 0 9 9 1 04 . 5 1 0 4 . 7 8 1 0 m mc o s c o s c o s 2 0 c o s 0 （ 4 3992 7 0 2 1 . 1 8 1 0 m d （ 4 3 3999 1 0 9 1 01 . 1 8 1 0 1 . 2 6 1 0 m mc o s c o s c o s 2 0 c o s 0 （ 4 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 10 K K b t y （ 4 1 . 6 51 . 1 0 . 9 力 集 中 系 数 ， 可 近 似 取 檫 力 影 响 系 数 ， 主 动 轮 取 ， 从 动 齿 轮 取齿 宽 （ ） ， 取 16t 面 齿 距 （ ， 形 系 数 ， 取 7 8 1 0 1 . 6 5 0 . 9 6 5 1 . 4 M P 7 . 8 5 0 . 2 1 K b t y （ 4 3991 . 2 6 1 0 1 . 6 5 1 . 1 5 3 3 . 0 1 M P 7 . 8 5 0 . 2 1 K b t y （ 4 当计算载荷取到作用 到变速器第一轴时的最大扭矩挡直齿轮的弯曲应力在400 850 2）斜齿轮弯曲应力 1w （ 4 式中 K为重合度影响系数，取 K=档齿轮圆周力： 82 6 6 7 8 . 5 （ 4 齿轮 8 的当量齿数82 3 . 7 , 0 . 1 5 3c o Z 可 查 表 得 ： 6 7 8 . 5 1 . 5 2 6 0 . 6 5 M P 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w t y K （ 4 同理得：7w 据计算二挡齿轮的方法可以得到其他档位的弯曲应力，其计算结果如下： 三挡： 562 7 6 P 6 P 四挡： 342 1 1 . 5 4 M P 7 . 1 M P 五挡： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 122 1 8 . 8 M P 6 . 9 8 M P 当计算载荷取作用到第一轴的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180350上校核在其范围内，强度要求符合 1。 2. 轮齿接触应力j110 . 4 1 8（ 4 （ 1）直齿圆柱齿轮： m=1 0 91 3 , 4 9 , 2 . 0 4 1 0 M P E 1 0 93 1 m m , 1 1 9 m m a x ,0 . 5 0 . 5 1 4 0 7 0 N mj e T 310102 4 . 5 1 0 N m 3 31010 09 1 0 9 1 04 . 5 1 0 4 . 7 8 9 1 0 M P ac o s c o s c o s 2 0 （ 4 00101 0 1 000999s i n 2 0 s i n 2 0 5 . 32s i n 2 0 s i n 2 0 2 0 . 3 52 101 0 935110 . 4 1 84 . 7 8 9 1 0 2 . 0 4 1 0 1 10 . 4 1 8 1 9 7 6 . 2 5 M P 5 . 3 2 0 . 3 5 （ 4 3992 1 . 1 7 1 0 N m 3 399 009 1 0 9 1 01 . 1 7 1 0 1 . 2 4 1 0 N m mc o s c o s c o s 2 0 c o s 0 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 91 0 935110 . 4 1 81 . 2 4 1 0 2 . 0 4 1 0 1 10 . 4 1 8 6 6 2 . 6 6 M P 5 . 3 2 0 . 3 5 （ 4 渗碳齿轮的许用应力在 1900 2000 或 650 700 之间，应力符合 110 . 4 1 8（ 4 （ 2）斜齿圆柱齿轮： m=871 5 , 3 8 , 2 . 0 4 1 0 M P E 874 2 m m , 1 0 8 m m a x ,0 . 5 0 . 5 1 4 0 7 0 N mj e T 3882 3 . 3 1 0 N 3 388 08 7 8 73 . 3 1 0 3 . 5 1 1 0 M P ac o s c o s c o s 2 0 （ 4 0088800777s i n 2 0 s i n 2 0 7 . 1 42s i n 2 0 s i n 2 0 1 8 . 3 62 81 0 935110 . 4 1 83 . 5 1 1 0 2 . 0 4 1 0 1 10 . 4 1 8 1 3 7 6 . 5 7 M P 7 . 1 5 1 8 . 3 6 （ 4 3772 1 . 2 9 1 0 N m 3 377 007 8 7 81 . 2 9 1 0 1 . 3 7 1 0 N m mc o s c o s c o s 2 0 c o s 0 （ 4 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 71 0 935110 . 4 1 81 . 3 7 1 0 2 . 0 4 1 0 1 10 . 4 1 8 1 3 0 0 . 3 3 M P 7 . 1 5 1 8 . 3 6 （ 4 同理得： 6 1 3 7 3 . 3 M P 5 1 3 2 1