东风天锦载货汽车六档变速器设计

1、南昌工程学院本(专)科毕业设计(论文)东风天锦载货汽车六档变速器设计摘 要变速器是汽车传动系的重要组成部分。在本设计中采用的是中间轴式变速器。它有两个突出优点：一是因其加了一根中间轴，所以可以在中心距较小的情况下获得较大的一档传动比；二是因直接档动力直接由输入轴传到输出轴，所以传动效率高，磨损较小。本设计根据东风天锦载货汽车的基本性能参数，结合汽车设计、汽车理论、机械设计等书中的相关知识，计算出各档齿轮传动比与各项参数，对齿轮与轴的强度刚度进行一系列计算与分析，并对其进行校核。此外，还对同步器，操纵机构与壳体进行了设计，最后，使用AUTO CAD绘制了零件图。本设计经过校验，证明设计出的变速器

2、能够符合现实功用要求，且本设计方案有比较强的可借鉴性。关键词：变速器 齿轮 轴 轴承 同步器Abstract Transmission is an important part of automobile transmission system. In this design, the intermediate shaft transmission is used. It has two outstanding advantages: first, because it has an intermediate shaft, it can obtain a larger first gear t

3、ransmission ratio under the condition of smaller center distance; Second, the direct transmission power is directly transmitted from the input shaft to the output shaft, so the transmission efficiency is high and the wear is small.According to the basic performance parameters of Dongfeng Tianjin tru

4、ck, combined with the relevant knowledge of automobile design, automobile theory, mechanical design and other books, this design calculates the gear transmission ratio and parameters of each gear, carries out a series of calculation and Analysis on the strength and stiffness of gear and shaft, and c

5、hecks them. In addition, the synchronizer, control mechanism and shell are designed. Finally, the part drawing is drawn by Auto CAD. The design has been verified, which proves that the designed transmission can meet the practical functional requirements, and the design scheme has a strong reference.

6、Keywords:Transmission gear shaft bearing synchronizer目 录摘 要 IABSTRACTII目 录III第一章 绪 论11.1 课题的目的和意义11.2 课题研究的现状21.3 研究的主要工作内容3第二章 变速器设计的总体方案以及主要参数的确定 42.1设计依据42.2传动机构布置方案的确定42.2.1 两轴式和中间轴式变速器 42.2.2 倒档的形式和布置方案 52.3 变速器档数以及各档传动比的确定 62.3.1 挡数的确定 62.3.2 传动比的确定 62.4 中心距的选择82.5 变速器的外形尺寸82.6 变速器齿轮参数确定82.7 变

7、速器各档齿轮参数计算92.7.1 一档齿轮齿数的确定 92.7.2 对中心距的修正以及其他挡位齿数的确定 92.7.3 修正各档传动比122.7.4 倒挡齿轮的设计122.8 本章小结13第三章 变速器齿轮材料的选择与校核143.1 齿轮材料的选择143.2 各档转矩的计算143.3 齿轮强度的计算与校核153.3.1 轮齿弯曲应力的计算 153.3.2 轮齿接触应力的计算 153.4 计算各档齿轮的受力163.5 本章小结17第四章 变速器轴与轴承的设计与校核184.1 轴的设计与校核184.1.1 轴的尺寸设计 184.1.2 轴的刚度校核 184.1.3 轴的强度校核 194.2 轴承的

8、选择214.2.1 几种轴承的特点 214.2.2 轴承类型的选择 214.3 轴承的校核214.4 本章小结22第五章 同步器的选择235.1 惯性式同步器235.2 锁销式同步器235.3 同步器主要参数的确定245.3.1 摩擦因数 245.3.2 同步器主要尺寸的确定 245.4 本章小结26第六章 变速器操纵机构和箱体的设计276.1 变速器操纵机构的功用276.2 设计变速器操纵机构276.3 换挡位置276.4 变速器箱体的设计286.5 本章小结29第七章 总结与展望 307.1 总结307.2 展望30参考文献 31致谢33V南昌工程学院本(专)科毕业设计(论文)第一章 绪

9、论1.1 课题的目的和意义社会发展至今，汽车已经成为人们日常生活中不可或缺的一部分，汽车的数量也在不断增多。随着汽车行业的不断发展，人们对汽车的要求越来越高，早已不仅仅只为了用于交通运输，更多的是享受汽车的舒适性以及驾驶汽车的快感。不单单是这样，随着时代的发展，全球的资源也在不断的减少。而汽车的变速器能够提高汽车的燃油经济性以及传动效率，具有积极的社会效益和经济效益1。尽管近年来，自动变速器与无级变速器迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲突，但机械式手动汽车变速器依然有着广泛的应用。究其原因，主要是因为它有以下优点：传动效率高、工作可靠等。因此，机械式手动变速器在未来，特别是

10、在载货汽车中，仍旧有很高的地位。手动变速器已经应用了很长一段时期经过反复改进，成为现在的形式，制造技术趋于成熟2。1第一轴；2第一轴常啮合传动齿轮；3第一轴齿轮结合齿圈；4六档同步器锁环；5、12、20、23结合套；6五档同步器锁环；7五档齿轮结合齿圈；8第二轴五档齿轮；9第二轴四档齿轮；10四档齿轮结合齿圈；11四档同步器锁环；13、27、28、40花键毂；14三档同步器锁环；15三档齿轮结合齿圈；16第二轴三档齿轮；17第二轴二档齿轮；18二档齿轮结合齿圈；19二档同步器锁环；21一档齿轮结合齿圈；22第二轴一档齿轮；24倒档齿轮结合齿圈；25第二轴倒档齿轮；26第二轴；29中间轴倒挡齿轮

11、；30中间轴；31倒挡轴；32倒挡中间齿轮；33中间轴一档齿轮；34中间轴二档齿轮；35中间轴三档齿轮；36中间轴四档齿轮；37中间轴五档齿轮；38中间轴常啮合传动齿轮；39变速器壳体；41变速器盖；42车速表驱动蜗杆；43第二轴凸缘；44变速器后盖；45第一轴油封；146第一轴轴承盖；47倒挡轴拨叉；48倒挡锁销；49一、二档拨叉轴；50五、六档锁销；51三、四档拨叉轴；52五、六档拨叉轴；53离合器壳图1-1 中间轴式变速器结构图1.2 课题研究的现状 汽车变速器是汽车的重要部件之一，用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速。可以使汽车在不同的工况下拥有不同的牵引力和速度3。同时使发动机在最

12、有利的工况范围内工作。变速器设有空档，在空挡时可停止动力的传递。变速器设有倒档，在倒挡时可向后行驶4。目前，应用广泛的变速器主要有手动变速器（MT），自动变速器（AT），无级变速器（CVT）以及手动/自动变速器（AMT）5。汽车变速器发展至今，大多数汽车都在采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性6。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。手动变速器主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。每档齿轮副的齿数是固定的，所以每档的变速比也是一定

13、的。每个档位的变速器乘以主减速比就是总的减速比，所以手动变速是有级变速。自动变速器是由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩7。它根据油门踏板踩下的多少与车速的变化，进行自动变速。虽然说在自动挡的汽车中没有离合器，但在自动变速器中却有很多离合器。这些离合器在汽车行驶的过程中随车速的变化在自动的闭合或分离，达到自动变速的目的。AMT是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在MT总体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡8。例如在某些车型其挡位上设有“+”、“-”档。在D档时，可自由加档或减档。无级变速器，

14、又称为连续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组、从动轮组、金属带和液压泵等基本部件9。主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化。传动带一般用橡胶带、金属带和金属链等。蒋春明在2007年通过MATLAB编程实现了对该模型的求解计算，最终得到可靠性优化设计结果。并且通过与传统设计方法的对比，确定效果优于传统设计方法。然后，利用三维建模软件UG建立了斜齿轮的三维模型。并通过基于ActiveX技术的VB与MATLAB数据交换的方法实现利用了VB与MATLAB联合编写用于汽车机械式变速器可靠性优化设计的应用程序10。李永刚在2020年利用Solidworks设计出DCMT虚拟样机

15、，并采用Matlab研究他的结构特征和工作原理，进行滑摩和燃油经济性仿真实验。研究表明，DCMT在低速区换挡区换挡时可有效防止打滑、顿挫、反应迟缓等现象，动力性较GCT显著提高，在经济性方面较液力传动模式提高3.94%，该研究在改善汽车的平顺性、动力性和经济性方面具有一定的意义11。随着社会的不断发展，汽车行业愈来愈趋向于成熟和完善。而变速器作为汽车重中之重的零部件，经过科研人员不断的改进与优化，还在不停的进步、发展。1.3 研究的主要工作内容中间轴式变速器主要应用于前置后驱的汽车以及后置后驱的客车，本次设计就是在了解东风天锦载货汽车的结构与工作原理后，按照其基本性能参数为基础设计一款能适应各

16、种道路条件及各种工况且传动性能上佳的变速器。1 根据东风天锦载货汽车的整车性能参数和发动机参数要求，对变速器传动机构的布置形式、倒挡的布置形式、换挡方式、支撑轴承位置以及齿轮与轴的配套方式等结构进行设计。2 按照汽车基本性能要求，确定合适的挡位数，计算出对应的主减速比，根据主减速比初选一档传动比，然后计算出其他各档的传动比，接着对中心距、变速器壳体轴向尺寸等进行初步选择。3 按照初选的传动比、中心距等进行各档齿轮的齿数分配以及主要参数的计算、齿轮弯曲应力与接触应力的计算与校核、轴强度和刚度的计算与校核、轴承的选择与校核、同步器与操纵机构的选择等。4 根据设计方案，用AUTO CAD绘图软件绘制

17、东风天锦载货汽车变速器的主要零件图和装配图。3南昌工程学院本(专)科毕业设计(论文)第二章 变速器设计的总体方案以及主要参数的确定2.1 设计依据变速器作为汽车的重要一环，近年来，尽管无级变速器与自动变速器发展迅猛，但手动变速器使用时间已不短，制造技术相当成熟，依然有着很大的市场。下面则为东风天锦某型号的载货汽车整车基本性能参数：驱动形式：42前轮轴距：3300mm轮距前/后：1815/1680mm前悬/后悬：1445/1355mm整车重量：4425kg额定载重：3575kg总质量：8195kg前桥允许载荷：2980kg后桥允许载荷：5215kg最高车速：105km/h最大爬坡度：13%制动距

18、离（初速50km/h）：21m最小转向半径：15m发动机排量：3.767L最大功率/转速：96/2600kw/rpm最大转矩/转速：430/1300-1800Nm/rpm轮胎型号：8.25R16 14PR2.2 传动机构布置方案的确定2.2.1 两轴式和中间轴式变速器现代汽车主要都采用的是固定轴式的变速器。前置前驱的小汽车多用两轴式变速器，而前置后驱的汽车跟后置后驱的客车多用中间轴式的变速器12。相比于中间轴式的变速器，两轴式变速器因其轴少，具有结构简单、容易布置等优点。且因中间挡位动力只由一对齿轮传递，其传动效率高于中间轴式变速器。但因其结构有所限制，尺寸不能太大，所以其一档传动比设计的不能

19、太大。并且两轴式变速器不能设置直接挡，在变速器高档工作时，其齿轮与轴承都要承载，所以有着噪声大、易损坏的缺点。两轴式变速器的输入轴与输出轴的转动方向相同，而中间轴式变速器输入轴与输出轴转动方向相反13。相对于两轴式变速器，中间轴式变速器可以设置直接档。在使用直接档时，动力直接从输入轴传递到输出轴，所以传递效率高，齿轮及轴承均不承受载荷。且直接档的利用率高，有效的减小了磨损。但在使用其他挡位工作时，因其多了一对齿轮参与，所以效率相对较低。在本设计中，采用中间轴式变速器。传动方案如图2-1所示。图2-1 中间轴式变速器传动方案2.2.2 倒档的形式和布置方案图2-2为倒挡常见的结构布置方案。图2-

20、2（b）方案主要倒挡换挡时依靠中间轴一档齿轮，所以中间轴长度有所缩短。但换挡时需要两对齿轮啮合，造成换挡困难。图2-2（c）方案能获得较大的传动比。图2-2（d）方案针对前者缺点做出优化。图2-2（e）方案一档和倒挡使用一个中间轴齿轮，增大了齿宽。图2-2（f）方案适用全部齿轮副为常啮合的齿轮，换挡轻便。图2-2（g）方案有些货车采用，但其缺点明显，一档跟倒挡各自需要一根拨叉轴14。在本次设计中，采用图2-2（f）方案。图2-2 倒挡布置方案2.3 变速器档数以及各档传动比的确定2.3.1 挡数的确定 汽车档数主要受动力性与经济性的影响。增加挡位，能使汽车的燃油经济性以及动力性得到改善，且能时

21、相邻的两个挡位之间的传动比比值减小，使换挡容易。所以挡位设置为六档15。2.3.2传动比的确定1 主减速比的确定发动机主减速比的公式为：ua=0.377rnpig6i0 （2-1）式中：ua汽车行驶速度，km/h；np发动机转速，r/min；r 车轮滚动半径，m；ig6变速器直接档传动比；i0主减速器传动比。已知：uamax=105km/h；最高档为直接档，传动比ig6=1；由轮胎规格8.25R16 14PR得到r=0.418m；发动机转速np=2600r/min；带入公式（2-1）可得：i0=3.90。2 一档传动比的计算汽车爬坡时，最大驱动力应大于此时的滚动阻力和爬坡阻力16，则由公式：i

22、g1mg(fcosmax+sinmax)rTemaxi0t （2-2）式中：m汽车总质量，m=8195kg；g重力加速度，g=9.8m/s2；f滚动阻力系数（对沥青路面f=0.010.2），f=0.015；t传动效率（0.850.9），t=0.9；Temax发动机最大扭矩，Temax=430Nm；max最大爬坡度，为13%，约为7.4。将数据代入（2-2），可得：ig13.20。为满足汽车不打滑可由公式：Temaxi0ig1trFn （2-3）则变速器一档传动比为：ig1FnrTemaxi0t （2-4）式中：Fn驱动轮的地面法向反力，Fn=mg；路面附着系数（混凝土或沥青路面取0.50.6）

23、，=0.55。将数据代入（2-4），可得：ig112.23。所以，3.20ig112.23。在本次设计中，初选ig1=6。3 变速器各档传动比的确定变速器各档传动比按照等比数列分配，则各档传动比可由公式（2-5）求得：q=n-1ig1ig6 （2-5）式中：n变速器档位数，n=6。代入数据，可得q=1.43。所以有ig2=4.20，ig3=2.94，ig4=2.06，ig5=1.44。 2.4 中心距的选择中心距由公式（2-6）计算：A=KA3Temaxig1g （2-6）式中：KA中心距系数，轻型货车取8.69.6；g变速器传动效率，g=0.96。将数据代入公式（2-6），可得 A=116.

24、36129.89mm。本设计初选A=120mm。2.5 变速器的外形尺寸轻型货车六档变速器壳体轴向尺寸为（3.23.5）A=384420mm。2.6 变速器齿轮参数确定1. 齿轮模数的选择对于轻型货车，应为减小变速器质量而合理增大模数17。总质量在6.014.0t的货车齿轮模数为3.54.5。本设计模数m=4。2. 压力角的选择我国规定的压力角为20，因此本设计齿轮压力角为20。同步器的接合齿压力角为3018。3. 螺旋角的选择一般货车压力角取值为2030，本设计初选螺旋角=25。4. 齿宽的设计齿轮齿宽一般根据齿轮模数来确定，齿宽b=kcm，kc为齿宽系数，直齿kc=4.58.0，斜齿kc=

25、6.08.5。在本设计中倒挡齿轮kc取7.5，其他齿轮取8.5。所以倒挡齿轮齿宽为30，其他齿轮齿宽为32。当采用同步器换挡时，他的接合齿工作宽度初选24mm。5. 齿顶高系数的选择一般汽车变速器齿轮齿顶高系数为1.0，本次设计齿顶高系数为1.0。2.7 变速器各档齿轮参数计算2.7.1 一档齿轮齿数的确定对于货车变速器中间轴一档齿轮，z12=1217，初选z12=17。由公式（2-7）可计算一档传动比：ig1=z2z11z1z12 （2-7）斜齿两齿轮齿数和zh可由公式（2-8）计算：zh=2Acosmn （2-8）将数据代入公式，可得 zh=54.38，取整数zh=55。2.7.2 对中心

26、距的修正以及其他挡位齿数的确定中心距可由公式（2-9）重新计算：A0=mnzh2cos （2-9）将数据代入公式，可得 A0=121.37mm，取整数A=121mm。对螺旋角进行修正，由公式（2-10）计算：cos=mnzh2A0 （2-10）将数据代入公式，可得 11-12=25。端面压力角可由公式（2-11）计算：tant=tanncos11-12 （2-11）将数据代入公式，可得 t=21.88。端面啮合角可由公式（2-12）计算：tant=A0Acost （2-12）将数据代入公式，可得 t=21.44。中心距变动系数 n可由公式（2-13）计算： n=A-A0mn （2-13）将数据

27、代入公式，可得 n=-0.09。变位系数之和可由公式（2-14）计算：=（z11+z12）（invt-invt）2tann （2-14）将数据代入公式，可得 =-0.08。齿顶降低系数n可由公式（2-15）计算：n=-n （2-15）将数据代入公式，可得 n=0.01。查变位系数图，得 u=2.24，12=0.29，11=-0.37。一档齿轮分度圆直径可由公式（2-16）计算：d=zmncos （2-16）将数据代入公式，可得 d11=167.71mm，d12=75.03mm。齿顶高可由公式（2-17）计算：ha=（ha*+-n） （2-17）将数据代入公式，可得 ha11=2.48mm，ha

28、12=5.12mm。齿根高可由公式（2-18）计算：hf=（ha*+c*-） （2-18）将数据代入公式，可得 hf11=6.48mm，hf12=3.84mm。齿全高可由公式（2-19）计算：h=（2ha*+c*-n） （2-19）将数据代入公式，可得 h=8.96mm。齿顶圆直径可由公式（2-20）计算：da=d+2ha （2-20）将数据代入公式，可得 da11=172.67mm，da12=85.27mm。齿根圆直径可由公式（2-21）计算：df=d-2hf （2-21）将数据代入公式，可得 df11=154.75mm，df12=67.35mm。当量齿数可由公式（2-22）计算：zn=zc

29、os3 （2-22）将数据代入公式，可得 z11=51.05，z12=22.84。同理，可得表2-1。表2-1各档齿轮得主要参数主要参数一档常啮合二档三档四档五档z11z12z1z21z9z10z7z8z5z6z3z4齿数381715403421292624311936模数mn4螺旋角25断面压力角t21.88端面啮合角t21.44中心距变动系数 n-0.09变位系数之和-0.08各齿轮变位系数-0.370.290.38-0.46-0.330.25-0.200.120.19-0.270.28-0.36齿顶降低系数n0.01分度圆直径d（mm）167.7175.0366.20176.54150.

30、0692.68128.00114.75105.92136.8283.86158.89齿顶高ha（mm）2.485.125.482.122.644.963.164.444.722.885.082.52齿根高hf（mm）6.483.843.486.846.324.005.804.524.246.083.886.44齿全高h（mm）8.96齿顶圆直径da（mm）172.6785.2777.16180.78155.34102.60134.32123.63115.36142.5894.02163.93齿根圆直径df（mm）154.7567.3559.24162.86137.4284.68116.4010

31、5.7197.44124.6676.10146.01当量齿数51.0522.8420.1553.7345.6728.2138.9634.9332.2441.6425.5248.362.7.3 修正各档传动比一档的实际传动比可由（2-7）计算，将数据代入公式（2-7），可得 ig1=5.96，同理可得 ig2=4.32，ig3=2.97，ig4=2.06，ig5=1.41。2.7.4 倒挡齿轮的设计倒挡齿轮齿数一般在21-23，本次设计初选z15=23，z14=20，则倒挡轴与中间轴的中心距可由公式（2-23）计算：A=12m（z14+z15） （2-23）将数据代入公式（2-23），可得 A=

32、80mm。为防止倒挡齿轮的啮合产生运动干涉，齿轮13和齿轮14的齿顶圆应有0.5mm以上的间隙19。假设齿轮13与齿轮14啮合时，中心距由公式（2-24）计算：A=12m（z13+z14） （2-24）将数据代入公式（2-24），可得 A=120mm，A0.5mm，同理倒挡轴与输出轴中心距A=126mm，倒挡传动比可由公式（2-25）计算：igd=z2z15z13z1z14z15 （2-25）将数据代入公式（2-25），可得 igd=5.33。综上，传动比分配如表2-2表2-2 传动比分配表一档二档三档四档五档六档倒挡5.964.322.972.061.4115.33倒挡分度圆直径可由公式（2

33、-26）计算：d=zm （2-26）将数据代入公式（2-26），可得 d13=160mm，d14=80mm，d15=92mm。齿顶高可由公式（2-27）计算：ha=ha*m （2-27）将数据代入公式（2-27），可得 ha13=ha14=ha15=4mm。齿顶高可由公式（2-28）计算：hf=（ha*+c*）m （2-28）将数据代入公式（2-28），可得 hf13=hf14=hf15=5mm。齿全高可由公式（2-29）计算：h=（2ha*+c*）m （2-29）将数据代入公式（2-29），可得 h=9mm。齿顶圆直径可由公式（2-20）计算，将数据代入公式（2-20），可得 da13=16

34、8mm，da14=88mm，da15=100mm。齿根圆直径可由公式（2-21）计算，将数据代入公式（2-21），可得 df13=142mm，df14=62mm，df15=74mm。2.8 本章小结本章主要确定了变速器传动机构的布置形式为中间轴式，确定了倒挡的布置形式。然后计算出了主减速比，初选了各个挡位的传动比、中心距与变速器壳体的轴向尺寸，接着对齿轮模数、螺旋角等基本参数进行选择，并且计算出了各档齿轮的各项参数，最后还修正了各档的传动比。13南昌工程学院本(专)科毕业设计(论文)第3章 变速器齿轮材料的选择与校核3.1 齿轮材料的选择变速器齿轮的主要损坏形式有三种，齿轮折断，齿面点蚀和齿轮

35、胶合20。齿轮折断主要是轮齿受到强大冲击，造成轮齿弯曲折断；齿面点蚀主要是由于两齿面压力太大，使其缝隙中的润滑油压力太大，从而使齿面出现小麻点的现象。齿轮胶合一般出现的少。本次设计齿轮材料选择20CrMnTi，轮齿表面采用渗碳处理21。3.2 各档转矩的计算已知：发动机转矩为430Nm，齿轮的传动效率1=98%，离合器传动效率2=97%，轴承传动效率3=96%。则输出轴的转矩可由公式（3-1）计算 ：T1=Temax23 （3-1）将数据代入公式（3-1），可得 T1=400.416Nm。中间轴的转矩可由公式（3-2）计算：T2=T113i1-2 （3-2）将数据代入公式（3-2），可得 T2

36、=944.313Nm。输出轴一档转矩可由公式（3-3）计算：Tg1=T213i11-12 （3-3）将数据代入公式（3-3），可得 Tg1=2043.48Nm。同理可得 Tg2=1484.50Nm，Tg3=1026.32Nm，Tg4=705.60Nm，Tg5485.67Nm。输出轴倒挡转矩可由公式（3-4）计算：Td=T2(13)2i13-14 （3-4）将数据代入公式（3-4），可得 Td=1760.14Nm。倒挡轴转矩可由公式（3-5）计算：T3=T213i14-15 （3-5）将数据代入公式（3-5），可得 T3=1075.77Nm。3.3 齿轮强度的计算与校核3.3.1 轮齿弯曲应力的

37、计算直齿轮齿弯曲应力可由公式（3-6）计算：w=2TgKKfm3zkcy （3-6）式中：w弯曲应力，MPa；Tg计算载荷，Nm；K应力集中系数，可取K=1.65；Kf摩擦力影响系数，主动齿轮Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9；y齿形系数，可在齿形系数图中查得。斜齿轮齿弯曲应力可由公式（3-7）计算：w=2TgKcosm3zkcyk （3-7）式中：K应力集中系数，可取K=1.50；k重合度系数，k=2。已知：z11=38，z12=17，齿形系数图查得y11=0.125，y12=0.161，=25，m=4，kc=8.5，Tg1=2069.66Nm，T2=994.313Nm。将数据代入公式（3-

38、7），可得 w11=346.60MPa，w12=288.98MPa。同理，查齿形系数图得y1=0.157，y2=0.121，y3=0.152，y4=0.124，y5=0.149，y6=0.123，y7=0.126，y8=0.146，y9=0.123，y10=0.157，y13=0.149，y14=0.126，y15=0.133，代入公式（3-7），可得 w1=135.25MPa，w2=163.42MPa，w3=133.77MPa， w4=177.18MPa，w5=156.96MPa，w6=207.43MPa，w7=223.43MPa，w8=208.36MPa，w9=282.37MPa，w10=

39、249.43MPa，w13=581.66MPa，w14=777.12MPa，w15=838.68MPa。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850Mpa对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350Mpa范围22，所有斜齿轮满足ww，故弯曲强度足够。3.3.2 轮齿接触应力的计算轮齿接触应力可由公式（3-8）计算：j=0.418FEb（1z+1b） （3-8）式中：j轮齿接触应力，MPa；F法向力，N，F=F1coscos；F1圆周力，N，F1=2Tgd；Tg计算载荷，N；E弹性模量，E=2.007*105MPa；z主动齿轮节点处的曲

40、率半径，mm；b从动齿轮节点处的曲率半径，mm；对于斜齿轮，z=znzsinmn2，b=znbsinmn2；对于直齿轮，z=zzsinm2，b=zbsinm2。已知：z11=38，z12=17，zn11=51.05，zn12=22.84，=25，=21.88，d11=167.71mm，d12=75.03mm，T2=994.313Nm，Tg1=2043.48Nm，代入公式（3-8），可得 z=16.85mm，b=37.66mm，j11=508.91MPa，j12=760.86MPa。同理，可得j1=882.97MPa，j2=540.76MPa，j3=706.36MPa，j4=510.08MPa，

41、j5=596.67MPa，j6=524.99MPa，j7=539.17MPa，j8=569.44MPa，j9=511.78MPa，j10=651.21MPa，j13=548.90MPa，j15=723.68MPa（齿轮15主动），j14=907.05MPa，j15=845.67MPa（齿轮15从动）。并将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，一挡和倒挡 j=19002000Mpa，常啮合齿轮和高挡j=13001400Mpa。故所有齿轮满足j j，接触强度足够。3.4计算各档齿轮的受力1 倒挡齿轮受力已知：d13=160mm，d14=80mm，d115=92mm，Td=1760

42、.14Nm，T2=994.313Nm，T3=1075.77Nm。倒挡齿轮圆周力可由公式（3-9）计算：Ft=2Td （3-9）将数据代入公式（3-9），可得 Ft13=22001.75N，Ft14=24857.83N，Ft15=23386.30N。直齿齿轮径向力可由公式（3-10）计算：Fr=Fttan （3-10）将数据代入公式（3-10），可得 Fr13=8007.98N，Fr14=9045.51N，Fr15=8511.92N。2 一档齿轮受力已知：d11=167.71mm，d1275.03mm，Tg1=2043.48Nm，T2=994.313Nm，=25。将数据代入公式（3-9），可得

43、Ft11=24369.41N，Ft12=26504.41N。斜齿齿轮径向力可由公式（3-11）计算：Fr=Fttanncos （3-11）将数据代入公式（3-11），可得 Fr11=9786.59N，Fr12=10644.08N。斜齿齿轮轴向力可由公式（3-12）计算：Fa=Fttan （3-12）将数据代入公式（3-12），可得 Fa11=11363.56N，Fa12=12359.21N。同理，可得表3-1。表3-1 各档齿轮受力表齿轮圆周力Ft径向力Fr轴向力Fa倒挡z13Ft13=22001.75NFr13=8007.98Nz14Ft14=24857.83NFr14=9045.51Nz1

44、5Ft15=23386.30NFr15=8511.92N一档z11Ft11=24369.41NFr11=9786.59NFa11=11363.56Nz12Ft12=26504.41NFr12=10644.08NFa12=12359.21N二档z9Ft9=19785.45NFr9=7945.76NFa9=9226.09Nz10Ft10=21456.91NFr10=8617.05NFa10=10005.52三档z7Ft7=16036.25NFr7=6440.11NFa7=7477.83Nz8Ft8=17330.07NFr8=6959.70NFa8=8081.14N四档z5Ft5=13323.26N

45、Fr5=5350.58NFa5=6212.74Nz6Ft6=14534.61NFr6=5837.05NFa6=6777.60N五档z3Ft3=11582.88NFr3=4652.85NFa3=5401.19Nz4Ft4=12512.74NFr4=5026.28NFa4=5836.19N常啮合z1Ft1=12097.16NFr1=4858.18NFa1=5641.00Nz2Ft2=11264.45NFr2=4523.77NFa2=5252.70N3.5 本章小结 本章主要介绍了齿轮的三种主要失效形式，并对齿轮材料进行选择。然后计算了各个档位的转矩，由此对各个档为齿轮进行了弯曲应力以及接触应力的计算并校核。最后，还对各个挡位的齿轮所受圆周力、径向力以及轴向力进行了计算，为变速器的齿轮零部件设计制造打下了基础。17南昌工程学院本(专)科毕业设计(论文)第4章 变速器轴与轴承的设计与校核4.1 轴的设计与校核4.1.1 轴的尺寸设计对于两轴式变速器来说，变速器得最大轴径d与两支撑座之间距离l可按（4-1）初选：dl=0.180.21 （4-1）对于中间轴式变速器输入轴花键最大轴径可由公式（4-2）初选：d=K3Temax （4-2）式中：K经验