变速器设计说明书（三维建模CAD图纸）.pdf

第一章 第一章 基本数据选择 基本数据选择 1 11 1 设计初始数据 方案二 学号 26 最高车速 max a U 110 26 84Km h 发动机功率 max e P 66 26 2 53KW 转矩 max e T 210 26 3 2 171Nm 总质量 ma 4100 26 2 4048Kg 转矩转速 nT 2100r min 车轮 R16 选 205 55R16 r R 16 2 54 10 2 0 55 205 315 95mm 1 1 1 变速器各挡传动比的确定 初选传动比 设五挡为直接挡 则 5 g i 1 max a U 0 377 0 min i i r n g p 式中 max a U 最高车速 p n 发动机最大功率转速 r 车轮半径 min g i 变速器最小传动比 0 i 主减速器传动比 p n T n 1 4 2 0 即 p n 1 4 2 0 2100 2940 4200r min 取 p n 3500r min max e T 9549 p e n P max 式中 1 1 1 3 取 1 2 所以 p n 9549 171 53 3 1 1 1 3255 6 3847 5r min 0 i 0 377 0 max i i r n g p 0 377 84 10 95 315 3500 3 4 963 双曲面主减速器 当 0 i 6 时 取 90 0 i 6 时 85 轻型商用车 1 g i 在 5 0 8 0 范围 g 96 T T 90 96 86 4 最大传动比 1 g i 的选择 满足最大爬坡度 根据汽车行驶方程式 dt du m Gi u A C Gf r i i T a D T g 2 0 emax 15 21 1 1 汽车以一挡在无风 干砂路面行驶 公式简化为 sin cos 0 emax G Gf r i i T T g 1 2 即 T tq g i T f Gr i 0 1 sin cos 式中 G 作用在汽车上的重力 mg G m 汽车质量 g 重力加速度 mg G 4840 9 8 47432N max e T 发动机最大转矩 max e T 171N m 0 i 主减速器传动比 0 i 4 963 T 传动系效率 T 86 4 r 车轮半径 r 0 316m f 滚动阻力系数 对于货车取 f 0 02 爬坡度 取 16 7 4 86 963 4 171 316 0 7 16 sin 7 16 cos 02 0 8 9 4048 1 g i 5 24 满足附着条件 r i i T T g 0 1 emax z2 F 在沥青混凝土干路面 0 7 0 8 取 0 75 即 1 g i 4 86 963 4 171 316 0 75 0 60 8 9 4048 7 692 由 得 5 24 1 g i 7 692 又因为轻型商用车 1 g i 5 0 8 0 所以 取 1 g i 6 0 其他各挡传动比的确定 按等比级数原则 一般汽车各挡传动比大致符合如下关系 q i i i i i i i i g g g g g g g g 5 4 4 3 3 2 2 1 式中 q 常数 也就是各挡之间的公比 因此 各挡的传动比为 4 1 q i g 3 2 q i g 2 3 q i g q i g 4 1 n 1 g i q 4 0 6 1 565 所以其他各挡传动比为 2 g i 3 q 3 833 3 g i 2 q 2 449 4 g i q 1 565 1 1 2 中心距 A 初选中心距时 可根据下述经验公式 3 1 max g e A i T K A 1 3 式中 A 变速器中心距 mm A K 中心距系数 乘用车 A K 8 9 9 3 商用车 A K 8 6 9 6 取 9 0 max e T 发动机最大转矩 N m 1 i 变速器一挡传动比 1 g i 6 0 g 变速器传动效率 取 96 max e T 发动机最大转矩 max e T 171N m 则 3 1 max g e A i T K A 3 96 0 6 171 6 9 6 8 85 567 95 516 mm 初选中心距 A 90mm 1 2 齿 轮 参 数 1 模数 对货车 减小质量比减小噪声更重要 故齿轮应该选用大些的模数 从工艺方面考虑 各挡齿轮应该 选用一种模数 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线 由于工艺上的原因 同一变速器中的接合齿模数相同 其 取值范围是 乘用车和总质量 a m 在 1 8 14 0t 的货车为 2 0 3 5mm 总质量 a m 大于 14 0t 的货车为 3 5 5 0mm 选取较小的模数值可使齿数增多 有利于换挡 表 1 2 1 汽车变速器齿轮法向模数 车型 乘用车的发动机排量 V L 货车的最大总质量 a m t 1 0 V 1 6 1 6 V 2 5 6 0 a m 14 0 a m 14 0 模数 n m mm 2 25 2 75 2 75 3 00 3 50 4 50 4 50 6 00 表 1 2 2 汽车变速器常用齿轮模数 一系列 1 00 1 25 1 5 2 00 2 50 3 00 4 00 5 00 6 00 二系列 1 75 2 25 2 75 3 25 3 50 3 75 4 50 5 50 根据表 1 2 1 及 1 2 2 齿轮的模数定为 4 0mm 2 压力角 理论上对于乘用车 为加大重合度降低噪声应取用 14 5 15 16 16 5 等小些的压力角 对 商用车 为提高齿轮承载能力应选用 22 5 或 25 等大些的压力角 国家规定的标准压力角为 20 所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20 3 螺旋角 实验证明 随着螺旋角的增大 齿的强度也相应提高 在齿轮选用大些的螺旋角时 使齿轮啮合的重 合度增加 因而工作平稳 噪声降低 斜齿轮传递转矩时 要产生轴向力并作用到轴承上 设计时 应力 求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡 以减小轴承负荷 提高轴承寿命 因此 中间轴上 不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的 为使工艺简便 在中间轴轴向力不大时 可将螺旋角设计成一样 的 或者仅取为两种螺旋角 货车变速器螺旋角 18 26 初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 24 其余挡斜齿轮螺旋角 24 4 齿宽b 直齿 m k b c c k 为齿宽系数 取为 4 5 8 0 取 7 0 斜齿 n c m k b c k 取为 6 0 8 5 取 7 0 采用啮合套或同步器换挡时 其接合齿的工作宽度初选时可取为 2 4mm 取 4mm 5 齿顶高系数 在齿轮加工精度提高以后 包括我国在内 规定齿顶高系数取为 1 00 1 3 各 挡 齿 轮 齿 数 的 分配 图 1 3 1 变速器传动示意图 如图 1 3 1 所示为变速器的传动示意图 在初选中心距 齿轮模数和螺旋角以后 可根据变速器的挡数 传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数 应该注意的是 各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数 以使 齿面磨损均匀 1 确定一挡齿轮的齿数 中间轴一挡齿轮齿数 货车可在 12 17 之间选用 最小为 12 14 取 10 Z 13 一挡齿轮为斜齿轮 一挡传动比为 10 1 9 2 1 g Z Z Z Z i 1 4 为了求 9 Z 10 Z 的齿数 先求其齿数和 h Z 斜齿 n h m A Z cos 2 1 5 4 22 cos 90 2 41 72 取整为 43 即 9 Z h Z 10 Z 43 13 30 2 对中心距 A进行修正 因为计算齿数和 h Z 后 经过取整数使中心距有了变化 所以应根据取定的 h Z 和齿轮变位系数重新计 算中心距 A 再以修正后的中心距 A作为各挡齿轮齿数分配的依据 cos 2 m A n 0 h Z cos22 2 30 13 4 92 75mm 取整为 A 94mm 对一挡齿轮进行角度变位 端面啮合角 t tan t tan n cos 10 t 21 437 啮合角 t cos t t o A A cos 0 919 t 23 27 变位系数之和 n t t 10 9 n tan 2 inv inv z z 1 59 77 0 10 82 0 77 0 59 1 9 计算 精确值 A 10 n cos 2 m h Z 81 23 10 一挡齿轮参数 分度圆直径 10 9 n 9 cos m z d 4 30 cos23 81 131 15mm 10 10 n 10 cos m z d 4 13 cos23 81 56 83mm 齿顶高 n n 9 an 9 y h m h a 2 152mm n n 10 an 10 y h m h a 1 952mm 式中 n 0 n m A A y 94 92 77 4 0 308 n n n y y 1 59 0 308 1 282 齿根高 n 9 an 9 h m c h f 1 72mm n 10 an 10 h m c h f 1 92mm 齿全高 9 f a9 h h h 3 872mm 齿顶圆直径 9 9 a9 2 a h d d 135 45mm 10 a 10 10 2h d d a 60 73mm 齿根圆直径 9 9 9 2 f f h d d 16 6 2 209 127 71mm 10 10 10 2 f f h d d 52 99mm 当量齿数 10 3 9 9 v cos z z 39 175 10 3 10 10 v cos z z 16 976 3 确定常啮合传动齿轮副的齿数 由式 1 3 求出常啮合传动齿轮的传动比 9 10 1 g 1 2 Z Z i Z Z 1 6 30 13 0 6 2 60 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等 即 2 2 1 cos 2 Z Z m A n 1 7 n m A Z Z 2 2 1 cos 2 4 24 cos 94 2 42 94 由式 1 6 1 7 得 1 Z 11 93 2 Z 31 01 取整为 1 Z 12 2 Z 31 则 10 1 9 2 1 g Z Z Z Z i 13 12 30 31 5 96 1 g i 6 0 对常啮合齿轮进行角度变位 理论中心距 2 2 1 cos 2 Z Z m A n o 24 cos 2 31 12 4 94 092mm 端面压力角 tan t tan n cos 2 t 21 724 端面啮合角 t o t A A cos cos 724 21 cos 94 092 94 58 21 t 变位系数之和 n t t inv inv z z tan 2 2 1 n 20 tan 2 724 21 58 21 31 12 inv inv 0 059 查变位系数线图得 31 0 1 369 0 31 0 059 0 2 计算 精确值 A 2 n cos 2 m h Z 81 23 2 常啮合齿轮数 分度圆直径 2 1 1 cos n m z d 52 46mm 2 2 2 cos n m z d 135 52mm 齿顶高 n n 1 an 1 y h m h a 1 0 31 n y 4 6 472mm n n 2 an 10 y h m h a 1 0 369 n y 4 3 992mm 式中 n 0 n m A A y 94 92 77 4 0 308 n n n y y 0 059 0 308 0 367 齿根高 n 1 n an 1 h m c h f 1 0 25 0 31 4 3 76mm n 2 n an 2 h m c h f 1 0 25 0 369 4 6 476mm 齿全高 1 f a1 h h h 10 468mm 齿顶圆直径 1 1 a1 2 a h d d 65 364mm 2 a 2 2 2h d d a 143 504mm 齿根圆直径 1 1 1 2 f f h d d 44 94mm 2 2 2 2 f f h d d 122 568mm 当量齿数 2 3 1 1 v cos z z 15 670 2 3 2 2 v cos z z 40 480 4 确定其他各挡的齿数 1 二挡齿轮为斜齿轮 模数与一挡齿轮相同 初选 8 24 8 1 7 2 2 Z Z Z Z i 1 8 2 1 2 8 7 Z Z i Z Z 31 12 833 3 1 484 8 8 7 n cos 2 Z Z m A 1 9 n 8 8 7 cos 2 m A Z Z 4 24 cos 94 2 42 94 由式 1 8 1 9 得 7 Z 25 65 8 Z 17 29 取整为 7 Z 26 8 Z 17 则 8 1 7 2 2 Z Z Z Z i 17 12 26 31 3 951 2 g i 3 833 对二挡齿轮进行角度变位 理论中心距 8 8 7 cos 2 Z Z m A n o 94 09mm 端面压力角 tan t tan n cos 8 t 21 71 端面啮合角 t o t A A cos cos 71 21 cos 94 09 94 57 21 t 变位系数之和 n t t 8 7 n tan 2 inv inv z z 0 13 8 0 18 7 0 05 求 8 的精确值 8 8 7 cos 2 Z Z m A n 8 23 81 二挡齿轮参数 分度圆直径 8 7 7 cos n m z d 113 66mm 8 8 8 cos n m z d 74 32mm 齿顶高 n n 7 an 7 y h m h a 3 19mm n n 8 an 8 y h m h a 4 11mm 式中 n 0 n m A A y 0 0225 n n n y y 0 1525 齿根高 n 7 n an 7 h m c h f 5 2mm n 8 n an 2 h m c h f 4 28mm 齿全高 7 f a7 h h h 8 39mm 齿顶圆直径 7 7 a7 2 a h d d 120 04mm 8 a 8 8 2h d d a 82 54mm 齿根圆直径 7 7 7 2 f f h d d 103 26mm 8 8 8 2 f f h d d 65 76mm 当量齿数 8 3 7 7 v cos z z 33 95 8 3 8 8 v cos z z 22 20 2 三挡齿轮为斜齿轮 初选 6 20 2 1 3 6 5 Z Z i Z Z 1 10 31 12 449 2 0 948 6 6 5 cos 2 Z Z m A n 3 11 由式 3 10 3 11 得 5 Z 21 494 6 Z 22 672 取整 5 Z 21 6 Z 23 6 1 5 2 3 Z Z Z Z i 24 12 23 31 2 359 3 i 2 449 对三挡齿轮进行角度变为 理论中心距 6 6 5 cos 2 Z Z m A n o 93 65mm 端面压力角 tan t tan n cos 6 0 387 t 21 137 端面啮合角 t o t A A cos cos 137 21 cos 94 65 93 0 929 717 21 t 变位系数之和 n t t 6 5 n tan 2 inv inv z z 0 478 5 0 3 6 0 478 0 3 0 178 求 6 的精确值 6 6 5 cos 2 Z Z m A n 6 20 58 三挡齿轮参数 分度圆直径 6 5 5 cos n m z d 89 744mm 6 6 6 cos n m z d 98 291mm 齿顶高 n n 5 an 5 y h m h a 3 636mm n n 6 an 6 y h m h a 3 148mm 式中 n 0 n m A A y 0 0875 n n n y y 0 391 齿根高 n 5 n an 5 h m c h f 3 8mm n 6 n an 6 h m c h f 4 288mm 齿全高 5 f a5 h h h 7 436mm 齿顶圆直径 5 5 a5 2 a h d d 97 016mm 6 a 6 6 2h d d a 104 587mm 齿根圆直径 5 5 5 2 f f h d d 82 144mm 6 6 6 2 f f h d d 89 715mm 当量齿数 6 3 5 5 v cos z z 25 579 6 3 6 6 v cos z z 28 015 3 四挡齿轮为斜齿轮 初选螺旋角 4 24 2 1 4 4 3 Z Z i Z Z 1 12 31 12 565 1 0 606 4 4 3 cos 2 Z Z m A n 1 13 由 1 12 1 13 得 3 Z 16 20 4 Z 27 74 取整 3 Z 16 4 Z 27 则 4 1 3 2 4 Z Z Z Z i 27 12 16 31 1 531 4 i 1 565 对四挡齿轮进行角度变位 理论中心距 4 4 3 cos 2 Z Z m A n o 94 09mm 端面压力角 tan t tan n cos 4 0 398 t 21 713 端面啮合角 t o t A A cos cos 713 21 cos 94 09 94 0 930 575 21 t 变位系数之和 n t t 4 3 n tan 2 inv inv z z 0 12 3 0 2 4 0 12 0 2 0 32 求螺旋角 4 的精确值 4 4 3 cos 2 Z Z m A n 4 23 81 四挡齿轮参数 分度圆直径 4 3 3 cos n m z d 69 945mm 4 4 4 cos n m z d 118 033mm 齿顶高 n n 3 an 3 y h m h a 5 19mm n n 4 an 4 y h m h a 3 11mm 式中 n 0 n m A A y 0 0225 n n n y y 0 0975 齿根高 n 3 n an 3 h m c h f 4 2mm n 4 n an 4 h m c h f 6 28mm 齿全高 3 f a3 h h h 9 39mm 齿顶圆直径 3 3 a3 2 a h d d 80 325mm 4 a 4 4 2h d d a 124 253mm 齿根圆直径 3 3 3 2 f f h d d 61 545mm 4 4 4 2 f f h d d 105 473mm 当量齿数 4 3 3 3 v cos z z 20 893 4 3 4 4 v cos z z 35 257 5 确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同 倒挡齿轮 13 Z 的齿数一般在 21 23 之间 初选 12 Z 后 可计算出中 间轴与倒挡轴的中心距 A 初选 13 Z 21 12 Z 11 则 13 12 2 1 Z Z m A 21 11 4 2 1 64mm 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉 齿轮 12 和 11 的齿顶圆之间应保持有 0 5mm 以上的间隙 则齿轮 11 的齿顶圆直径 11 e D 应为 A D D e e 2 5 0 2 11 12 1 2 12 11 e e D A D 2 94 4 11 2 1 135mm 2 11 11 m D Z e 4 135 2 31 75 为了保证齿轮 10 和 11 的齿顶圆之间应保持有 0 5mm 以上的间隙 取 11 Z 31 计算倒挡轴和第二轴的中心距 A 2 11 13 z z m A 2 31 21 4 106mm 计算倒挡传动比 13 11 12 13 1 2 z z z z z z i 倒 21 11 12 31 21 31 7 28 倒挡齿轮参数 23 0 23 0 91 1 13 12 12 13 13 12 查表得 z z u 23 0 23 0 52 1 11 13 13 11 11 13 查表得 z z u 分度圆直径 m z d 11 11 31 4 124 mm m z d 12 12 11 4 44 mm m z d 13 13 21 4 84 mm 齿顶高 m h a 11 a 11 h 4 92 mm m h a 112 a 12 h 4 92 mm m h a 13 a 13 h 3 08 mm 齿根高 m c h f 11 a 11 h 4 08 mm m c h f 12 a 12 h 4 08 mm m c h f 13 a 13 h 5 92 mm 齿全高 11 f a11 h h h 9 mm 齿顶圆直径 11 11 a11 2 a h d d 133 84mm 12 a 12 12 2h d d a 53 84mm 13 a 13 13 2h d d a 90 16mm 齿根圆直径 11 11 11 2 f f h d d 115 84 mm 12 12 12 2 f f f h d d 35 84 mm 13 13 13 2 f f f h d d 72 16 mm 1 4 本 章 小 结 本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比 然后计算出变速器的各挡传动比 接着 确定齿轮的参数 如齿轮的模数 压力角 螺旋角 齿宽 齿顶高系数 介绍了齿轮变位系数的选择原则 并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数 根据齿数重新计算各挡传动比 同时对各挡齿轮进行变位 第 2 章 齿轮校核 2 1 齿 轮 材 料 的 选 择 原则 1 满足工作条件的要求 不同的工作条件 对齿轮传动有不同的要求 故对齿轮材料亦有不同的要求 但是对于一般动力传输 齿轮 要求其材料具有足够的强度和耐磨性 而且齿面硬 齿芯软 2 合理选择材料配对 如对硬度 350HBS 的软齿面齿轮 为使两轮寿命接近 小齿轮材料硬度应略高于大齿轮 且使两轮硬 度差在 30 50HBS 左右 为提高抗胶合性能 大 小轮应采用不同钢号材料 3 考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值 5 3 法 m 时渗碳层深度 0 8 1 2 5 3 法 m 时渗碳层深度 0 9 1 3 5 法 m 时渗碳层深度 1 0 1 3 表面硬度 HRC58 63 心部硬度 HRC33 48 对于氰化齿轮 氰化层深度不应小于 0 2 表面硬度 HRC48 53 12 对于大模数的重型汽车变速器齿轮 可采用 25CrMnMO 20CrNiMO 12Cr3A 等钢材 这些低碳合金 钢都需随后的渗碳 淬火处理 以提高表面硬度 细化材料晶面粒 13 2 2 计 算 各 轴 的 转 矩 发动机最大扭矩为 171N m 齿轮传动效率 99 离合器传动效率 98 轴承传动效率 96 轴 1 T 承 离 max e T 171 98 96 160 88N m 中间轴 2 T 1 2 1 i T 齿 承 160 88 96 99 31 12 394 99N m 轴 一挡 10 9 2 31 i T T 齿 承 394 99 0 96 0 99 30 13 866 31N m 二挡 8 7 2 32 i T T 齿 承 394 99 0 96 0 99 26 17 574 14N m 三挡 6 5 2 33 i T T 齿 承 394 99 0 96 0 99 21 23 342 76N m 四挡 4 3 2 34 i T T 齿 承 394 99 0 96 0 99 16 27 222 46N m 五挡 齿 承 2 35 T T 394 99 0 96 0 99 375 40N m 倒挡 12 11 2 2 i T T 齿 承 倒 394 99 2 99 0 96 0 31 11 1005 47N m 2 3 轮 齿 强 度 计 算 2 3 1 轮齿弯曲强度计算 1 倒档直齿轮弯曲应力 w 图 2 1 齿形系数图 y zK m K K T c f g w 3 2 2 1 式中 w 弯曲应力 MPa g T 计算载荷 N mm K 应力集中系数 可近似取 K 1 65 f K 摩擦力影响系数 主 从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同 对弯曲应力的影响也不 同 主动齿轮 f K 1 1 从动齿轮 f K 0 9 b 齿宽 mm m 模数 y 齿形系数 如图 2 1 当计算载荷 g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 max e T 时 一 倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400 850MPa 货车可取下限 承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限 计算倒挡齿轮 11 12 13 的弯曲应力 11 w 12 w 13 w 11 z 31 12 z 11 13 z 21 11 y 0 134 12 y 0 137 34 y 0 136 倒 T 1005 47N m 2 T 394 99N m 11 11 3 11 2 y K z m K K T c f w 倒 3 3 10 137 0 0 7 32 4 9 0 65 1 47 1005 2 495 07MPa 400 850MPa 12 12 3 2 12 2 y K z m K K T c f w 3 3 10 137 0 0 7 13 4 1 1 65 1 99 394 2 572 30MPa 400 850MPa 13 13 3 12 13 2 13 2 y K z m K K Z Z T c f w 3 3 10 136 0 0 7 21 4 9 0 65 1 11 21 99 394 2 557 45MPa 400 850MPa 2 斜齿轮弯曲应力 w K yK zm K T c n g w 3 cos 2 2 2 式中 g T 计算载荷 N mm n m 法向模数 mm z 齿数 斜齿轮螺旋角 K 应力集中系数 K 1 50 y 齿形系数 可按当量齿数 3 cos z z n 在图中查得 c K 齿宽系数 c K 7 0 K 重合度影响系数 K 2 0 当计算载荷 g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 max e T 时 对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮 许用 应力在 180 350MPa 范围 对货车为 100 250MPa 1 计算一挡齿轮 9 109 10 的弯曲应力 9 w 10 w 9 z 30 10 z 13 9 y 0 186 10 y 0 187 31 T 866 31N m 2 T 394 99N m 8 23 81 175 39 9 v z 976 16 10 v z c K 7 0 K K y m z K T c n w 9 3 9 10 31 9 cos 2 3 3 10 0 2 0 7 186 0 4 30 50 1 81 23 cos 31 866 2 151 46MPa 100 250MPa K K y m z K T c n w 10 3 10 10 2 10 cos 2 3 3 10 0 2 0 7 187 0 4 13 50 1 81 23 cos 99 394 2 158 51MPa 100 250MPa 2 计算二挡齿轮 7 87 8 的弯曲应力 7 z 26 8 z 17 7 y 0 142 8 y 0 145 32 T 574 14N m 2 T 394 99N m 8 22 95 33 7 v Z 20 22 8 v Z c K 7 0 K K y m z K T c n w 7 3 7 8 32 7 cos 2 3 3 10 0 2 0 7 142 0 4 26 50 1 81 23 cos 14 574 2 151 71MPa 100 250MPa K K y m z K T c n w 8 3 8 8 2 8 cos 2 3 3 10 0 2 0 7 145 0 4 17 50 1 81 23 cos 99 394 2 156 34MPa 100 250MPa 3 计算三挡齿轮 5 65 6 的弯曲应力 5 z 21 6 z 23 5 y 0 126 6 y 0 148 33 T 342 76N m 2 T 394 99N m 20 58 c K 7 0 K K y m z K T c n w 5 3 5 6 33 5 cos 2 3 3 10 0 2 0 7 126 0 4 21 50 1 81 23 cos 76 342 2 129 31MPa 100 250MPa K K y m z K T c n w 6 3 6 6 2 6 cos 2 3 3 10 0 2 0 7 148 0 4 23 50 1 58 20 cos 99 394 2 115 84MPa 100 250MPa 4 计算四挡齿轮 3 43 4 的弯曲应力 3 z 16 4 z 27 3 y 0 11 4 y 0 126 34 T 222 46N m 2 T 394 99N m 23 81 c K 7 0 K K y m z K T c n w 3 3 3 4 34 3 cos 2 3 3 10 0 2 0 7 11 0 4 16 50 1 81 23 cos 46 222 2 123 31MPa 100 250MPa K K y m z K T c n w 4 3 4 4 2 4 cos 2 3 3 10 0 2 0 7 126 0 4 27 50 1 81 23 cos 99 394 2 113 27MPa 100 250MPa 5 计算常啮合齿轮 1 2 的弯曲应力 1 z 12 2 z 31 1 y 0 148 2 y 0 128 1 T 168 88N m 2 T 394 99N m 2 23 81 c K 6 0 K K y m z K T c n w 1 3 1 2 1 1 cos 2 3 3 10 0 2 0 6 148 0 4 12 50 1 81 23 cos 88 168 2 108 23MPa 100 250MPa K K y m z K T c n w 2 3 2 2 2 2 cos 2 3 3 10 0 2 0 6 128 0 4 31 50 1 81 23 cos 99 394 2 113 30MPa 100 250MPa 2 3 2 轮齿接触应力 j b z g j d b E T 1 1 cos cos 418 0 4 3 式中 j 轮齿的接触应力 MPa g T 计算载荷 N mm d 节圆直径 mm 节点处压力角 齿轮螺旋角 E 齿轮材料的弹性模量 MPa b 齿轮接触的实际宽度 mm z b 主 从动齿轮节点处的曲率半径 mm 直齿轮 sin z z r sin b b r 斜齿轮 2 cos sin z z r 2 cos sin b b r z r b r 主 从动齿轮节圆半径 mm 将作用在变速器第一轴上的载荷 2 max e T 作为计算载荷时 变速器齿轮的许用接触应力 j 见表 2 1 弹性模量E 20 6 10 4 N mm 2 齿宽 n c c m K m K b 7 4 28mm 表 2 1 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 MPa j 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900 2000 950 1000 常啮合齿轮和高挡 1300 1400 650 700 1 计算一挡齿轮 9 109 10 的接触应力 31 T 866 31N m 2 T 394 99N m 1 u 2 10 A d 2 94 2 31 1 56 80mm 10 9 d u d 2 31 56 80 131 21mm 81 23 cos sin 2 2 10 10 d z 11 60mm 81 23 cos sin 2 2 9 9 d b 26 81mm 9 10 9 31 9 1 1 81 23 cos cos 418 0 b z j d b E T 3 4 10 81 26 1 60 11 1 81 23 cos 20 cos 21 131 28 10 6 20 31 866 418 0 o 1104 38MPa 1900 2000MPa 9 10 10 2 10 1 1 81 23 cos cos 418 0 b z j d b E T 3 4 10 81 26 1 60 11 1 81 23 cos 20 cos 8 56 28 10 6 20 99 394 418 0 o 1133 40MPa 1900 2000MPa 2 计算二挡齿轮 7 87 8 的接触应力 32 T 574 14N m 2 T 394 99N m 1 u 2 8 A d 2 94 1 53 1 74 31mm 8 7 d u d 1 53 74 31 113 70mm 81 23 cos sin 2 2 8 8 d z 15 18mm 81 23 cos sin 2 2 7 7 d b 23 23mm 7 8 7 32 7 1 1 81 23 cos cos 418 0 b z j d b E T 3 4 10 18 15 1 23 23 1 81 23 cos 20 cos 70 113 28 10 6 20 14 574 418 0 o 907 00MPa 1900 2000MPa 7 8 8 2 8 1 1 81 23 cos cos 418 0 b z j d b E T 3 4 10 18 15 1 23 23 1 81 23 cos 20 cos 31 74 28 10 6 20 99 394 418 0 o 930 57MPa 1300 1400MPa 3 计算三挡齿轮 5 65 6 的接触应力 33 T 342 76N m 2 T 394 99N m 1 u 2 6 A d 2 94 1 095 1 89 74mm 6 5 d u d 98 27mm 58 20 cos sin 2 2 6 6 d z 17 51mm 58 20 cos sin 2 5 2 7 5 d b 19 17mm 5 6 5 33 5 1 1 0 58 2 cos cos 418 0 b z j d b E T 3 4 10 51 17 1 17 19 1 0 58 2 cos 20 cos 27 98 28 10 6 20 76 342 418 0 o 806 12MPa 1300 1400MPa 5 6 6 2 6 1 1 0 58 2 cos cos 418 0 b z j d b E T 3 4 10 51 17 1 17 19 1 0 58 2 cos 20 cos 74 89 28 10 6 20 99 394 418 0 o 905 66MPa 1300 1400MPa 4 计算四挡齿轮 3 43 4 的接触应力 34 T 222 46N m 2 T 394 99N m 1 u 2 3 A d 2 94 1 69 1 69 89mm 3 4 d u d 1 69 69 89 118 11mm 81 23 cos sin 2 2 4 4 d z 24 13mm 81 23 cos sin 2 2 3 3 d b 14 28mm 3 4 3 34 3 1 1 81 23 cos cos 418 0 b z j d b E T 3 4 10 13 24 1 28 14 1 81 23 cos 20 cos 89 69 28 10 6 20 46 222 418 0 o 786 63MPa 1300 1400MPa 3 4 4 2 4 1 1 81 23 cos cos 418 0 b z j d b E T 3 4 10 13 24 1 28 14 1 81 23 cos 20 cos 11 118 28 10 6 20 99 394 418 0 o 800 97MPa 1300 1400MPa 5 常啮合齿轮 1 2 的接触应力 1 T 168 88N m 2 T 394 99N m 1 u 2 1 A d 2 94 2 58 1 52 51mm 1 2 d u d 135 49mm 81 23 cos sin 2 2 1 1 d z 10 73mm 81 23 cos sin 2 2 2 2 d b 27 68mm 2 1 1 1 1 1 1 81 23 cos cos 418 0 b z j d b E T 3 4 10 68 27 1 73 10 1 81 23 cos 20 cos 51 52 24 10 6 20 88 168 418 0 o 851 68MPa 1300 1400MPa 2 1 2 2 2 1 1 81 23 cos cos 418 0 b z j d b E T 3 4 10 68 27 1 73 10 1 81 23 cos 20 cos 49 135 24 10 6 20 99 394 418 0 o 809 85MPa 1300 1400MPa 6 计算倒挡齿轮 11 12 1311 12 13 的接触应力 倒 T 1005 47N m 2 T 394 99N m 62 1 n 1 52 1 n 2 91 51 1 n 2 d 1 12 A 09 84 d n d 12 1 13 87 127 d n d 13 2 11 20 sin 2 12 12 d z 8 88mm 20 sin 2 13 13 b 13 d z 14 38mm 20 sin 2 11 11 d b 21 87mm 11 13 11 11 1 1 cos 418 0 b z j d b E T 倒 3 4 10 87 21 1 38 14 1 20 cos 87 127 28 10 6 20 47 1005 418 0 o 1113 50MPa 1900 2000MPa 13 12 12 2 12 1 1 cos 418 0 b z j d b E T 3 4 10 38 14 1 88 8 1 20 cos 91 51 28 10 6 20 99 394 418 0 o 1377 18MPa 1900 2000MPa 11 13 13 12 13 2 13 1 1 cos z z 418 0 b z j d b E T 3 4 10 87 21 1 38 14 1 20 cos 13 84 28 10 6 20 13 21 99 394 418 0 o 860 54MPa 所以轴承 2 被放松 轴承 1 被压紧 N F F F S a a 29 6986 80 1156 49 5829 2 9 1 N F F S a 63 2971 1 2 求当量动载荷 查机械设计课程设计得 N C N C r r 7400 63000 0 径向当量动载荷 r P N F P e F F P r r r a r 72 5525 32 1 72 5255 34 7185 9 9 1 校核轴承寿命 预期寿命 h l h 24000 1 8 300 10 1 P C n L h 60 10 6 为寿命系数 对球轴承 3 对滚子轴承 10 3 min 7 638 77 5 3 3685 1 max r i n n g e 3 10 6 6 72 5255 63000 33 583 60 10 60 10 r r h P C n L 112623 46h h L 24000h 合格 3 3 2 3 3 2 中间轴及轴承的校核 mm 394990 2 N T N F 22 2572 2 a N F 25 5829 2 t N F 05 2319 2 r N F 76 13900 t10 N F 14 5530 10 r N F 86 6133 10 a mm