五档手动变速器计算参考

1 第一章 数据计算 第一章 数据计算 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 5g i 1 maxa U 0 377 0maxi i rn g p 式中 maxa U 最高车速 p n 发动机最大功率转速 r 车轮半径 maxg i 变速器最大传动比 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 maxe 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 柴油机的转速在 3200 4000 r min 取 p n 3200r min 主减速器传动比 0 i 0 377 0maxi i rn g p 0 377 95 1095 3153200 3 4 012 双曲面主减速器 当 0 i 6 时 取 90 0 i 6 时 85 轻型商用车 1g i在 5 0 8 0 范围 g 96 T T 90 96 86 4 最大传动比 1g i的选择 满足最大爬坡度 根据汽车行驶方程式 2 dt du mGiu AC Gf r iiT a D Tg 2 0emax 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 0emax GGf r iiT Tg 1 2 即 Ttq g iT fGr i 0 1 sincos 式中 G 作用在汽车上的重力 mgG m 汽车质量 g 重力加速 度 mgG 4840 9 8 47432N maxe T 发动机最大转矩 maxe 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 86012 4 195 31595 0 7 16sin7 16cos02 08 94070 1 g i 5 72 满足附着条件 r iiT Tg 01emax z2 F 在沥青混凝土干路面 0 7 0 8 取 0 75 即 1g i 4 86012 4195 31595 0 75 0 608 940706 0 8 39 由 得 5 72 1g i 8 39 又因为轻型商用车 1g i 5 0 8 0 3 所以 取 1g i 5 8 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 qig 3 2 qig 2 3 qig qig 4 1n 1 g iq 4 8 5 1 552 所以其他各挡传动比为 2g i 3 q 3 738 3g i 2 q 2 409 4g i q 1 552 1 1 2 中心距 A 初选中心距时 可根据下述经验公式 3 1maxgeA iTKA 1 3 式中 A 变速器中心距 mm A K 中心距系数 商用车 A K 8 6 9 6 取 9 0 maxe T 发动机最大转矩 N m 1 i 变速器一挡传动比 1g i 5 6 g 变速器传动效率 取 96 maxe T 发动机最大转矩 maxe T 195N m 则 3 1maxgeA iTKA 3 968 5195 6 96 8 88 39 98 669 mm 初选中心距A 94mm 4 1 2 齿轮参数 1 模数 齿轮的模数定为 4 0mm 2 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 货车变速器螺旋角 18 26 初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 23 4 齿宽b 直齿mkb c c k为齿宽系数 取为 4 5 8 0 取 7 0 斜齿 ncm kb 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 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 5 一挡传动比为 101 92 1g ZZ ZZ 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 cos2 1 5 4 23cos942 43 26 取整为 44 即 9 Z h Z 10 Z 44 13 31 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 109 n 0 cos2m A h Z cos232 31134 95 54mm 取整为 A 96mm 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 57 啮合角 t cos t t o A A cos 0 925 t 22 54 变位系数之和 n t t109 n tan2 invinvzz 0 725 38 2 13 31 10 9 z z U 47 0 10 225 047 00275 0 9 计算 精确值 A 10 n cos2 m h Z 56 23 109 一挡齿轮参数 分度圆直径 1099n9 cos m zd 4 31 cos23 56 135 22mm 6 10910n10 cos m zd 4 13 cos23 56 56 71mm 齿顶高 nn9an9 yhmha 2 46mm nn10an10 yhmha 3 44mm 式中 n0n mAAy 96 95 54 4 0 115 nnn yy 0 725 0 115 0 61 齿根高 n9an9 hmchf 4 1mm n10an10 hmchf 3 12mm 齿全高 9fa9 hh h 4 63mm 齿顶圆直径 99a9 2 a hdd 140 14mm 10a1010 2hdda 63 59mm 齿根圆直径 999 2 ff hdd 127 02mm 101010 2 ff hdd 50 47mm 当量齿数 109 3 99v cos zz 38 89 109 3 1010v cos zz 16 86 节圆直径 mm zz z Ad27 1352 109 9 9 mmdr64 67 2 1 9 9 mm zz z Ad36 542 109 10 8 mmdr18 27 2 1 10 10 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 1g 1 2 Z Z i Z Z 1 6 7 31 13 8 5 2 43 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等 初选 21 20 即 21 21 cos2 ZZm A n 1 7 n m A ZZ 21 21 cos2 4 20cos962 45 105 由式 1 6 1 7 得 1 Z 12 79 2 Z 32 31 取整为 1 Z 12 2 Z 32 则 101 92 1g ZZ ZZ i 1313 3132 5 87 1g i 5 8 对常啮合齿轮进行角度变位 理论中心距 21 21 cos2 ZZm A n o 20cos2 32134 95 79mm 端面压力角 tan t tan n cos 21 t 21 18 端面啮合角 t o t A A coscos 18 21cos 94 79 95 503 21 t 变位系数之和 n tt invinvzz tan2 21 n 20tan2 18 21503 213213invinv 0 29 查 变 位 系 数 线 图 得 46 2 13 32 1 2 z z U 4 0 1 11 04 029 0 2 8 计算 精确值 A 2 n cos2 m h Z 36 20 21 分度圆直径 21 1 1 cos n mz d 55 47mm 21 2 2 cos n mz d 136 53mm 齿顶高 nn1an1 yhmha 4 65mm nn2an10 yhmha 2 61mm 式中 n0n mAAy 96 95 79 4 0 0525 nnn yy 0 29 0 0525 0 2375 齿根高 n1nan1 hmchf 3 4mm n2nan2 hmchf 5 44mm 齿全高 1fa1 hh h 8 05mm 齿顶圆直径 11a1 2 a hdd 64 77mm 2a22 2hdda 141 75mm 齿根圆直径 111 2 ff hdd 48 67mm 222 2 ff hdd 125 65mm 当量齿数 21 3 11v cos zz 15 78 21 3 22v cos zz 38 83 节圆直径 mm zz z Ad47 552 21 1 1 mmdr73 27 2 1 1 1 mm zz z Ad53 1362 21 2 2 9 mmdr27 68 2 1 2 2 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 87 20 81 72 2 ZZ ZZ i 1 8 2 1 2 8 7 Z Z i Z Z 32 13 738 3 1 52 8 87n cos2 ZZm A 1 9 n 8 87 cos2 m A ZZ 4 24cos942 45 11 由式 1 8 1 9 得 7 Z 27 20 8 Z 17 91 取整为 7 Z 27 8 Z 18 则 81 72 2 ZZ ZZ i 1813 2732 3 69 2g i 3 738 对二挡齿轮进行角度变位 理论中心距 87 87 cos2 ZZm A n o 95 78mm 端面压力角 tan t tan n cos 8 t 21 21 端面啮合角 t o t A A coscos 21 21cos 96 78 95 55 21 t 变位系数之和 n t t87 n tan2 invinvzz 0 315 5 1 18 27 8 7 z z U 8 0 2 7 0 115 10 求 8 的精确值 8 87 cos2 ZZm A n 8 20 36 二挡齿轮参数 分度圆直径 87 7 7 cos n mz d 115 20mm 87 8 8 cos n mz d 76 80mm 齿顶高 nn7an7 yhmha 3 42mm nn8an8 yhmha 3 76mm 式中 n0n mAAy 0 055 nnn yy 0 26 齿根高 n7nan7 hmchf 4 54mm n8nan2 hmchf 4 2mm 齿全高 7fa7 hh h 7 96mm 齿顶圆直径 77a7 2 a hdd 122 04mm 8a88 2hdda 84 32mm 齿根圆直径 777 2 ff hdd 106 12mm 888 2 ff hdd 68 4mm 当量齿数 8 3 77v cos zz 32 77 8 3 88v cos zz 21 84 节圆直径 mm zz z Ad 2 1152 87 7 7 mmdr 6 57 2 1 7 7 mm zz z Ad 8 762 87 8 8 11 mmdr 4 38 2 1 8 8 2 三挡齿轮为斜齿轮 初选 6 21 2 1 3 6 5 Z Z i Z Z 1 10 32 13 409 2 0 979 65 65 cos2 ZZm A n 3 11 由式 3 10 3 11 得 5 Z 22 64 6 Z 22 17 取整 5 Z 22 6 Z 23 61 52 3 ZZ ZZ i 2313 2232 2 355 3 i 2 409 对三挡齿轮进行角度变为 理论中心距 65 65 cos2 ZZm A n o 96 36mm 端面压力角 tan t tan n cos 65 0 3897 t 21 29 端面啮合角 t o t A A coscos 29 21cos 96 36 96 0 935 73 20 t 变位系数之和 n t t65 n tan2 invinvzz 12 0 54 045 1 22 23 5 6 z z U 5 0 25 6 0 45 0 25 0 29 求 6 的精确值 65 65 cos2 ZZm A n 65 20 36 三挡齿轮参数 分度圆直径 65 5 5 cos n mz d 93 87mm 6 6 6 cos n mz d 98 13mm 齿顶高 nn5an5 yhmha 4 8mm nn6an6 yhmha 4 64mm 式中 n0n mAAy 0 09 nnn yy 0 45 齿根高 n5nan5 hmchf 6mm n6nan6 hmchf 6 16mm 齿全高 5fa5 hh h 10 8mm 齿顶圆直径 55a5 2 a hdd 103 47mm 6a66 2hdda 107 41mm 齿根圆直径 555 2 ff hdd 81 87mm 666 2 ff hdd 85 81mm 当量齿数 6 3 55v cos zz 26 699 6 3 66v cos zz 27 91 节圆直径 mm zz z Ad87 932 65 5 5 13 mmdr93 46 2 1 5 5 mm zz z Ad13 982 65 6 6 mmdr07 49 2 1 6 6 3 四挡齿轮为斜齿轮 初选螺旋角 4 22 2 1 4 4 3 Z Z i Z Z 1 12 32 13 552 1 0 631 6 65 cos2 ZZm A n 1 13 由 1 12 1 13 得 3 Z 17 205 4 Z 27 295 取整 3 Z 17 4 Z 27 则 41 32 4 ZZ ZZ i 2713 1732 1 550 4 i 1 565 对四挡齿轮进行角度变位 理论中心距 43 43 cos2 ZZm A n o 94 93mm 端面压力角 tan t tan n cos 43 0 393 t 21 45 端面啮合角 t o t A A coscos 45 21cos 96 93 94 0 920 02 23 t 14 变位系数之和 n t t43 n tan2 invinvzz 1 59 59 1 17 27 3 4 z z U 3 0 68 4 1 59 0 68 0 91 求螺旋角 4 的精确值 43 43 cos2 ZZm A n 4 23 56 四挡齿轮参数 分度圆直径 43 3 3 cos n mz d 74 15mm 43 4 4 cos n mz d 117 78mm 齿顶高 nn3an3 yhmha 2 23mm nn4an4 yhmha 3 15mm 式中 n0n mAAy 0 2675 nnn yy 1 1225 齿根高 n3nan3 hmchf 2 28mm n4nan4 hmchf 1 36mm 齿全高 3fa3 hh h 4 51mm 齿顶圆直径 33a3 2 a hdd 76 16mm 4a44 2hdda 124 08mm 齿根圆直径 333 2 ff hdd 69 59mm 444 2 ff hdd 115 06mm 当量齿数 4 3 33v cos zz 220 5 4 3 44v cos zz 35 02 15 节圆直径 mm zz z Ad18 742 43 3 3 mmdr09 37 2 1 3 3 mm zz z Ad81 1172 43 4 4 mmdr91 58 2 1 4 4 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 23 12 Z 14 则 1312 2 1 ZZmA 22144 2 1 74mm 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 11e D应为 A DD ee 2 5 0 2 1112 12 1211 ee DAD 2 96 4 14 2 1 127mm 2 11 n m D Z e 4 127 2 29 75 取 11 Z 29 计算倒挡轴和第二轴的中心距 A 2 1113 zzm A 16 2 29224 102mm 计算倒挡传动比 13 11 12 13 1 2 z z z z z z i 倒 231413 292332 5 099 64 1 14 22 12 13 z z U 12 0 24 13 0 24 26 1 23 29 13 11 z z U 11 0 24 节圆直径 mm zz z Ad78 1132 1311 11 11 mmdr89 56 2 1 11 11 mm zz z Ad562 1312 12 12 mmdr28 2 1 12 12 mm zz z Ad23 902 1311 13 13 mmdr12 45 2 1 13 13 第二章 齿轮校核 第二章 齿轮校核 2 1 2 1齿轮材料的选择原则 1 满足工作条件的要求 17 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99 轴 承传动效率96 轴 1 T 承离 maxe T 195 99 96 185 34N m 中间轴 2 T 121 iT 齿承 185 34 96 99 32 12 433 59N m 轴 一挡 109231 iTT 齿承 433 59 0 96 0 99 31 13 982 66N m 二挡 87232 iTT 齿承 433 59 0 96 0 99 27 18 618 13N m 三挡 65233 iTT 齿承 433 59 0 96 0 99 22 23 394 17N m 四挡 43234 iTT 齿承 433 59 0 96 0 99 17 27 259 46N m 五挡 齿承 235 TT 394 99 0 96 0 99 375 40N m 18 倒挡 1211 2 2 iTT 齿承倒 394 99 2 99 096 0 32 13 811 26N 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 yzKm KKT c fg 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 maxe 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 19 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 11w 12w 13w 11 z 29 12 z 13 13 z 14 11 y 0 139 12 y 0 143 34 y 0 149 倒 T 811 26N m 2 T 433 59N m 1111 3 11 2 yKzm KKT c f w 倒 3 3 10 139 00 7294 9 065 126 8112 424 91MPa 400 850MPa 1212 3 2 12 2 yKzm KKT c f w 3 3 10 143 00 7144 1 165 159 4332 558 87MPa 400 850MPa 1313 3 12132 13 2 yKzm KKZZT c f w 3 3 10 149 0 0 7234 9 065 1 14 2359 4332 438 83MPa 400 850MPa 2 斜齿轮弯曲应力 w KyKzm KT cn g w 3 cos2 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 coszzn 在图中查得 c K 齿宽系数 c K 7 0 20 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 maxe T时 对乘用车常啮 合齿轮和高挡齿轮 对货车为100 250MPa 1 计算一挡齿轮 9 109 10 的弯曲应力 9w 10w KKymz KT cn w 9 3 9 10931 9 cos2 3 3 10 0 20 7162 0431 50 156 23cos66 9822 189 296MPa 100 250MPa KKymz KT cn w 10 3 10 1092 10 cos2 3 3 10 0 20 7177 0413 50 156 23cos59 4332 184 251MPa 100 250MPa 2 计算二挡齿轮 7 87 8 的弯曲应力 KKymz KT cn w 7 3 7 8732 7 cos2 3 3 10 0 20 7156 0427 50 136 20cos13 6182 146 7MPa 100 250MPa KKymz KT cn w 8 3 8 872 8 cos2 3 3 10 0 20 7147 0418 50 136 20cos59 4332 163 81MPa 100 250MPa 3 计算三挡齿轮 5 65 6 的弯曲应力 KKymz KT cn w 5 3 5 6533 5 cos2 3 3 10 0 20 7126 0422 50 136 20cos17 3942 142 15MPa 100 250MPa 21 KKymz KT cn w 6 3 6 652 6 cos2 3 3 10 0 20 7118 0423 50 136 20cos59 4332 159 71MPa 100 250MPa 4 计算四挡齿轮 3 43 4 的弯曲应力 KKymz KT cn w 3 3 3 4334 3 cos2 3 3 10 0 20 7192 0417 50 156 23cos46 2592 77 73MPa 100 250MPa KKymz KT cn w 4 3 4 42 4 cos2 3 3 10 0 20 7193 0427 50 156 23cos59 4332 81 36MPa 100 250MPa 5 计算常啮合齿轮 1 2 的弯曲应力 KKymz KT cn w 1 3 1 211 1 cos2 3 3 10 0 20 6159 0413 50 136 20cos34 11852 104 58MPa 100 250MPa KKymz KT cn w 2 3 2 22 2 cos2 3 3 10 0 20 6141 0432 50 136 20cos59 4332 112 07MPa 100 250MPa 22 2 3 2 轮齿接触应力 j bz g j db ET 11 coscos 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 zz r sin bb r 斜齿轮 2 cossin zz r 2 cossin bb 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 maxe T作为计算载荷时 变速器齿轮的许 用接触应力 j 见表4 1 弹性模量E 20 6 104 N mm 2 齿宽 ncc mKmKb 7 4 28mm 表 2 1 变速器齿轮的许用接触应力 MPa j 齿轮 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 56 23cos sin 2 210 10 d z 11 05mm 56 23cos sin 2 29 9 d b 27 25mm 9109 31 9 11 56 23coscos 418 0 bz j db ET 23 3 4 10 25 27 1 05 11 1 56 23cos20cos27 13528 106 2066 982 418 0 1173 896MPa 1900 2000MPa 91010 2 10 11 56 23coscos 418 0 bz j db ET 3 4 10 25 27 1 05 11 1 56 23cos20cos36 5428 106 2059 433 418 0 1230 07MPa 1900 2000MPa 2 计算二挡齿轮 7 87 8 的接触应力 36 20cos sin 2 28 8 d z 14 94mm 36 20cos sin 2 27 7 d b 22 41mm 787 32 7 11 81 23coscos 418 0 bz j db ET 3 4 10 41 22 1 94 14 1 36 20cos20cos70 11328 106 2014 574 418 0 934 19MPa 1300 1400MPa 788 2 8 11 81 23coscos 418 0 bz j db ET 3 4 10 41 22 1 94 14 1 56 23cos20cos8 7628 106 2059 433 418 0 958 25MPa 1300 1400MPa 3 计算三挡齿轮 5 65 6 的接触应力 36 20cos sin 2 26 6 d z 19 09mm 36 20cos sin 2 5 27 5 d b 18 26mm 565 33 5 11 0 362coscos 418 0 bz j db ET 24 3 4 10 26 18 1 09 19 1 0 362cos20cos87 9328 106 2017 394 418 0 811 28MPa 1300 1400MPa 566 2 6 11 0 362coscos 418 0 bz j db ET 3 4 10 26 18 1 09 19 1 0 362cos20cos13 9828 106 2059 433 418 0 832 21MPa 1300 1400MPa 4 计算四挡齿轮 3 43 4 的接触应力 56 23cos sin 2 24 4 d z 21 97mm 56 23cos sin 2 23 3 d b 13 83mm 343 34 3 11 81 23coscos 418 0 bz j db ET 3 4 10 83 13 1 97 21 1 56 23cos20cos18 7428 106 2046 259 418 0 783 88MPa 1300 1400MPa 344 2 4 11 81 23coscos 418 0 bz j db ET 3 4 10 83 13 1 97 21 1 56 23cos20cos81 11728 106 2059 433 418 0 804 09MPa 1300 1400MPa 5 常啮合齿轮 1 2 的接触应力 36 20cos sin 2 21 1 d z 10 79mm 36 20cos sin 2 22 2 d b 26 56mm 211 1 1 11 36 20coscos 418 0 bz j db ET 25 3 4 10 56 26 1 97 10 1 36 20cos20cos47 5524 106 2034 185 418 0 806 999MPa 1300 1400MPa 212 2 2 11 36 20coscos 418 0 bz j db ET 3 4 10 56 26 1 97 10 1 36 20cos20cos53 13624 106 2059 433 418 0 839 41MPa 1300 1400MPa 6 计算倒挡齿轮 11 12 1311 12 13 的接触应力 20sin 2 12 12 d z 9 576mm 20sin 2 13 13b13 d z 15 431mm 20sin 2 11 11 d b 19 456mm 111311 11 11 cos 2 418 0 bz j db ET 倒 3 4 10 456 19 1 431 15 1 20cos78 11328 106 2026 811 418 0 1064 599MPa 1900 2000MPa 131212 2 12 11 cos 2 418 0 bz j db ET 3 4 10 431 15 1 576 9 1 20cos5628 106 2059 433 418 0 1336 91MPa 1900 2000MPa 111213 12132 13 11 cos z z 2 418 0 bz j db ET 3 4 10 431 15 1 576 9 1 20cos23 9028 106 20 14 23 59 433 418 0 26 1349 96MPa 所以轴承2被放松 轴承1被压紧 42 NFFF Saa 51 769356 128695 6406 291 NFF Sa 6 3086 12 求当量动载荷 查机械设计课程设计得 NCNC rr 74000 63000 0 径向当量动载荷 r P NFPe F F P rr r a r 29 5832 32 1 9 9 1 校核轴承寿命 预期寿命hlh240001830010 1 P C n Lh 60 106 为寿命系数 对球轴承 3 对滚子轴承 10 3 min 14 724 8 5 4