中间轴式变速器项目设计方案

1、中间轴式变速器项目设计方案1概述1.1专项设计题目，任务与分析1.1.1设计题目：微型面包车变速器设计变速器形式：中间轴式五档变速器设计参数：满载质量整备质量最高车速发动机最大功率发动机最大转矩车轮滚动半径主减速比n-传动系机械效率取0.96设计要求：（1）画出手动机械式变速器的总装配图（1号或0号图纸）；（2）画出所有手动机械式变速器零部件图纸（需要标注装配尺寸、配合公 差与明细栏，撰写装配技术要求等）；（3）选取、设计和确定手动机械式变速器各零部件结构、尺寸等，能实现 所设计零部件的相关功能要求；（4）校核手动机械式变速器的关键零部件。1.1.2设计功用分析现代汽车采用的活塞式燃发动机转矩

2、变化围较小，不能适应汽车在各种条 件下阻力变化的要求，因此在汽车传动系中，釆用了可以改变转速比和传动转 矩比的装置，即变速器。变速器不但可以扩大发动机传动到驱动轮上的转矩和 转速的变化围，以适应汽车在各种条件下行驶的需要，而且能在保持发动机转 动方向不变的情况下，实现倒车，还能利用空档暂时的切断发动机与传动系统 的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。1.1.3变速器的功用（1）改变转速比，扩大驱动轮转矩和转速的变化围，以适应经常变化的行 驶条件，比如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；（2）在发动机旋转方向不变的情况下，使汽车能倒退行驶；（3）利用空档，中断动力传递，以使发动机

3、能够启动、怠速，并变速器换 挡或进行动力输出。因此变速箱通常还设有倒挡，再不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒 退行驶；设有空档，在滑行或者停车时发动机和传动系统能保持分离。变速器 还应能进行动力输出。为了保证变速器具有良好的工作性能，设计变速器必须满足以下的条件和 基本要求：（1）应该合理的选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和 经济性；（2）工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档，脱档和换挡冲击等现象 发生；此外，还不允许出现误挂倒挡的现象；（3）操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度；（4）传动效力高、噪音小。为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接挡。此 外，合理的齿轮形式以及结构参数

4、，提高其制造和安装精度，都是提高效率和 减少噪声的有效措施；（5）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本低；（6）制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；（7）贯彻零件标准化、部件通用化以及总成系类化等设计要求，遵守有关 标准规定；（8）需要时应设置动力输出装置。1.1.4变速器主要参数的选择与计算本次专项设计是在己知主要整车数据参数的情况下进行设计，己知的主要 汽车整体参数如表1-1所示：Ua = 0.377 igio式中：汽车行驶速度（knh）；ii发动机转速（i/min）;r车轮滚动半径（mm）;i&变速器传动比；io主减速器传动比。己知：最高车速Ua max= Va max =

5、105K11V11:最高档为超速挡，传动比L =1 ；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格165/70 R13得到厂=（165*0.7） + （13*25.4/2）=280.6nmi；发动机转速n = nP =380017111111；由公式得到主减速器传动比计算公 式：发动机最人功率斗5kw车轮型号165/70 R13发动机最大转矩85N*M最高车速105kiiVh最大功率时转速5600r/min满载质量1620kg最大转矩时转速3800r/min整备质量995kgnrio = 0.317 i册表1T整车主要参数= 3.8282变速器的方案设计2. 1传动方案和零部件方案确定2.1.1传动方案确定

6、此次设计的汽车是微型面包车，微型面包车大多为发动机中置，后轮驱 动，釆用中间轴式变速器，变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体， 第二轴前端经轴承支撑在第一轴后端的孔，且保持两轴轴线在同一直线上，经 啮合套将他们连接后可得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承均不承 载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率 高，可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的使用率 要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。中间轴式变速器的缺点为在 除直接挡以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低。本次专项设计釆用如图1-2所示的中间轴式五档变速器传

7、动方案图1-2中间轴式五档变速器传动方案此方案倒挡釆用直齿轮传动，其余前进档均釆用常啮合齿轮传动，其余档 位换挡方式采用同步器，同步器选用锁环式同步器。图1-3倒挡布置方案2.1.2零、部件结构方案分析2. 1.2. 1齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声 低等有点；缺点是制造时复杂，工作时有轴向力，这对轴不利。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 器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于倒挡。2. 1.2. 2换挡机构形式倒挡釆用直齿滑动齿轮换挡，其余档位换挡方式

8、釆用同步器。2. 1.2.3变速器轴承作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或者其他部位的地方以及齿轮与轴做不 固定连接处应安置轴承。变速器轴承常釆用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴 承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。至于何处应当采用何种形式的轴承，是受结 构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器有结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承结构受到限 制，常在布置上有困难。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列 一般釆用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定， 并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于620mm。滚针轴承、滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连

9、接，并要求两者有相对 运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定 位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大、易磨 损、间隙增大后影响齿轮的定位和运转进度并使工作噪声增加。滑动轴套的优 点是制造容易，成本低。2.2变速器主要参数的选择2.2.1档数此次专项设计的目标为微型面包车，满载质量为1620kg,釆用五档变速 器。2.2.2传动比围变速器的传动比围是指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值。最高 档通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高档为超速挡，传动比为0.70.8. 影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求

10、的 汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着能力、主减速比和驱动轮的滚动半 径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比围在3.04.5之 间，此次研究目标为微型面包车，属于乘用车围，我们小组选取的传动比为 4.0o2. 2. 3最低档传动比计算一档传动比应该满足最大驱动力用于克服车胎与路面的滚动阻力以及最大 爬坡力Te * lo * lit Dig * 屮 max如 n :1 c max/0/h己知：7 max最大转矩，7；ax-85N*M：一-车轮滚动半径，n-280.6nmi；/0-主减速器减速比，io-3.828；mg汽车重力,wig-1620*9.8；Ht传动系统传动效率，

11、该车-变速器为有级机械变速器传动系，其传动效率可取为0.9-0.92,本次取巾=0.9；屮zg, /为滚动阻力系数，假设为一班的沥青或者混凝土路面，取/ =0.0.2； /为坡度阻力，此次选取道路为山岭重丘区，道路坡度为9%,/=0.28； 0m=/ + i=o3o。代入公式可得：.、1620*9.8*0.30*280.6 片 “ig = 4.56385*1000*3.828*0.9根据车轮与路面的附着条件则/cmax/g/0A?/ “ Gi(prr / GCpnigi 5 :Te ihxIqIIT0为附着系数，它是由轮胎与路面决定的。在良好的混凝土或者沥青路面上，路面干燥时0值为0.70.8

12、,路面潮湿时为0.50.6；假设路面情况为干燥的混凝土路面，为 0.70.8,取0=0.75, G2=995kgo 代入公式可得./ 995*9.8*0.75*280.6 nno如 =7.00885*1000*3.828*0.94.653 ii 7.008由于本车型为微型面包车且无超速挡，一档初选传动比不用过大，取 ig =5.0。2.2.4其他各档传动比初选各档传动比为等分配原则：/I12/314 = = = =q12V1.61.6V2.56.0 ;?b 14.0模数，”/mm2.25 2.752.75 3.003.50-4.504.50-6.00所选车型为微型面包车，属于乘用车，排量小于1

13、.6L。所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，选用时，应优先选用 第一系列，括号的模数尽可能不用。汽车变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T1357-1987）表2-2汽车变速器常用的齿轮模数第一1112.2.3.4.5.6.ro o-2 5500o500000000-00Z253r25M50Ru14.1505.50从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档 齿轮应该选用不同的模数。在少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模 数。综合考虑文中设计齿轮模数选择为2.50。初选齿轮模数m=2.5nmi：齿轮法向模数?“=2.5mm。2. 2. 7. 2压力角

14、齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，为此能减少进入啮合 和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提 高齿轮的抗弯曲强度和表面接触强度。理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用14.5、15、16。、16.5等小些的压力角；实际上，因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。啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、25、30等，但普遍釆用30压力角。本次专项设计为了便于进行角度变位，全部选用标准压力角20 o2. 2. 7. 3螺旋角B齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的 螺旋角时，使齿轮啮合的重合度

15、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。设计时应力求中间轴 上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。如图2-1所示欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件:心=F讥tan AFa2 = FA2为使两轴向力平衡，必须满足:tanQ _ 人tan J32 r2式中：F迫Fg作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；化占心作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；齿轮1、2的节圆半径；T中间轴传递的转矩。最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或者齿数和不同等原 因而造成的中心距不等的现象得以消除。斜齿轮螺旋角可以在下面提供的围选用乘用车变速器中间轴式变速器223

16、42. 2. 7. 4 齿宽 b齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力 的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜 齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向 受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数加（加“）的大小來选定齿宽b,b = Kcmn,直齿b = kern , 为齿宽系数,取为4.58.0；斜齿b = keirin ,匕取为6.08.5.b为齿宽（mm） o釆用啮合套或者同步器换挡害死，其接合齿的工作宽度 初选时可取为24mm。第一轴常

17、啮合齿轮副的齿宽系数kc可取得大些，使接触 线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的 各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。2. 2. 7. 5各档齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和 传动方案來分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图2-2所示1第一轴2第一轴常啮合齿轮3第一轴齿轮接合齿圈4五档同步器 锁环5、12、20-结合套6四档同步器锁环7四档同步器接合齿圈8第 二轴四档齿轮 9第二轴三档齿轮10三档齿轮接合齿圈11_三档同步器 锁环13、24、35花键毂14二档同步器锁环15二档齿轮接合齿圈16 第二轴二档

18、齿轮17第二轴一档齿轮18档齿轮接合齿圈19-档同步器 锁环21倒档档齿轮接合齿圈22第二轴倒档齿轮23第二轴25中间轴 倒档齿轮26中间轴27倒档轴28倒档中间齿轮29中间轴一档齿轮 30中间轴二档齿轮31中间轴三档齿轮32中间轴四档齿轮33中间轴常 啮合传动齿轮34变速器壳体.1) 一档齿数的确定一档传动比为h = - = 5.0Z29Z2如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿 数，要先求其齿数和一档齿数和，直齿5=込m24cos0t4 =斜齿中间轴上小齿轮的最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限 制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。乘用车中间

19、轴式变速器一档齿轮的齿数Z29=1517,本设计选取3=15,初选九=22。，加” = 2.5 ,代入公式得到”2*67说22。= 49.69取整得到50,则s = 50-15 =35对中心距A进行修正因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数 和和齿轮变位系数重新计算中心距A,再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数 分配的依据。2cos0把己知容代入可得2 5*50A = 67.4082*cos22取整为A=68nun o2）常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即:叫（S +。9）2cos033己知各参数如下:叫=2.5,033 =17 = 35,

20、乙29 = 15,4 = 68代入可得迅卞护h = - = 5.0求解后取整可得Z, = 15,Z33 = 32 ,八=匕*乂 = 4.97815 15取整后偏差不大，该组数据可取。3）二档齿数的确定己知：tn = 2.5, A = 6&L = 3.33* 由式子6 j 2.廿叫(s + s)2cos03o此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式:tan % _ 0 (1卞)tan 03。 O + Z33 So联解上述三个方程式，可釆用比较方便的试凑法。解得:30, 厶电=32 30 一x 一15 20= 3.24）三档齿数的确定 己知：叫=2.5,4 = 68,?； =

21、2.22由式子A 一2 + 乙)2cos03iO (1+% tanAi 0 + 53 石】联解上式三个方程式,可采用比较方便的试凑法，解得:兀= 22。心= 25, = 26乂启= 2.2215 255）四档齿数的确定己知：由式子mn = 2.5, A = 68= 1.504_(3 + 2)2cos032tan p2tan 032联解上述三个式子，可釆用比较方便的试凑法，解得:卩x = 24。 = 29廿21f=3.xA = 21x = 1.544J 氐 15 296）倒档齿数的确定初选。厂22（2i_23）之间，F小于J取为14, s为33= 58.75 6833x2.5 14x2.5+2

22、2不发生运动接触所以合适。33 22 325.03=xx=22 14 15中间轴与倒档轴之间的距离的确定：A = mn （28 + $5）= x 2.5（14+22） = 45 取整45nmio二轴与倒档轴之间的距离确定：A =扌叫(Q + ZQ = *x 2.5(3 3 + 22) = 68.75 nun2. 2. 7. 7变速器齿轮的变位釆用变位齿轮的原因：（1）配凑中心距；（2）提高齿轮的强度和使用寿命；（3）降低齿轮的啮合噪声。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 齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和 大齿轮强度接近的程度。角

23、度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的 啮合性能及传动质量指标，故釆用得较多。变位系数的选择原则：（1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原 则选择变位系数；（2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等 的条件來选择大、小齿轮的变位系数；（3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪 声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位 系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该 逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。本设计釆用角度变位來 调整中心距。1）一档齿轮

24、的变位己知条件：一挡齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角：tany =巴丛 所以0 = 21.43COS0端面啮合角：cos；=航驚 解得23.2 查表得变位系数和：=0.31二0.38=-0. 07A A儿= 0.2368叫y =4-儿=0.07322）二档齿轮变位后参数角度变位后的端面压力角：tany =巴丛 所以 =21.43COS0端面啮合角：cos；=航驚 解得，= 23.2。查表得变位系数和：=0.25二0.30&二-0. 05A A儿= 0.2368叫 = 4 -儿二0.21323）三档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角：tany = ?吆所以 =21.43COS0端面啮合

25、角：cos；=航驚解得&/= 23.2。查表得变位系数和：=0.32二-0.04& =0.36Ay = g - 儿=0.08324）四档齿轮变位后参数：tan an角度变位后的端面压力角：e=cos0 所以 =21.72端面啮合角：cos町=竺严 解得a/= 25.096。查表得变位系数和：2=1.15=0.552=0.60A Ayn = 0. 2368叫Ay = g - y” =0.91325）五档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角：tany = ?吆所以q=23.7COS0端面啮合角：cos町=竺严 解得町=26.1。查表得变位系数和：2=1.00.40.6Ay = - y” =0.7

26、6186）倒档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角： a = 5 = 20查表得变位系数和：=0二0.232= -0.233=0. 23A A” =叫3齿轮參数选择3. 1各档齿轮参数一挡齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角：=所以 久二21. 43COS0t端面啮合角：C0S6Z”ACOS0,A查表得变位系数和：=0.31二 0.38g，二-0.07y = -0.2368” %Ay = - 儿=0.0732解得 a = 23.2n分度圆直径：血二祐=%3血 齿顶高九” =（/?： + -）?“ =3. 267mm 齿根高妇7二（町十扌-）m =2.175miu 全齿高 /心=/iar +

27、/?n7=5.442111111=40mm人勿=（；+ 一勺）叫二2. 142mm h八 =（十 c* _ 冬）叫=3.3mm h29 = ha29 十松=5.442mm齿顶圆直径：dail = t/17 + 2ha =100.904mmda29 = d29 + 2h 心 9 =44.734mm齿根圆直径：d缶=如-2/匕二90. 02mmd9 =292力/29二33 85mm心=COS/73 =18,8?当量齿数 Zwl7 = v =43.91COS0二档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角：tana广竺与COS0所以 ar = 21.43解得 a = 23.2n端面啮合角：cosa”=

28、Acosa”A查表得变位系数和：=0.25二0. 30:二一0 05=-0.2368Ay = g - x, =0.2132分度圆直径：6 = = 80. 89齿顶九 16 = K + - 刃九=2.717mm九30 =（力：+ 匚 一 Ay）/nn=1.842mm齿根高/z八6二（： + /）w/r=2.375mmSo =（ h： + 八冬）叫=3. 25mm全齿高九6=5.092mm/?30=5.092mm齿顶圆直径：% = 6 + 2A16=86. 324mm心3。= d$o + 2他 二57 614mm齿根圆直径：d八6=血2你6 =76. 14mmd/3o = 3o 2需孔=47 43

29、mm当量齿数亦命切.64三档齿轮变位后参数:角度变位后的端面压力角：= cos/?所以 a = 21. A3解得 a = 23.2n端面啮合角：cos.；=p查表得变位系数和：=0.32 二-0.04&二0.364 Ayn = 0. 2368叫Ay = g _ x, =0.0832分度圆直径：1- = 70. 10滋cos 0齿顶高&： + -$）%产2192mm 九 3】=（h： + 2 一 ）叫=3.192mm齿根高9二（“： + ）wH=3.225mm巧F =（ h： + c2）mn =2.225mm全齿高 /?9=5.417mm/?n =5.417mm齿顶圆直径：da9 =9+ 2/7

30、曲=74.484mmda = J31 + 2/zu31 =73.794mm齿根圆直径：d“ =dg-2/“9 =63.65mm/=3 - 2/7/31 =62.96mm当量齿数 =32.62COS0=31.36COS0四档齿轮变位后参数:角度变位后的端面压力角：=COS0所以 a = 21.72解得a , = 25.096J3端面啮合角：cosa/= 竺些A 查表得变位系数和：=1.15 二0.55=0. 604 A=0. 2368Ay = - 儿=0.9132分度圆直径： -哄一 57. 47mm/-叫T9 36mmcos p COS0顶高 h昭=(/?* + - $)九=1.592mmha

31、i2 =(h： + 刍一 Ay )mn =1.717mm齿根高切8= ( h*+c*- . ) /wn=1.75mmhfr =( /?* +c* -) mn =1.625mm全齿高 /?s =3.342mm/?32=3.342mm齿顶圆直径：da3 =d3 + 2AfS=60.654mmd32 =仏 + 232 =82.794mm齿根圆直径：dJ3 = /s 2/?/s=53.97mmdf = d2 - 2hf52 =76.11mm当畐齿数 7 -77 G44二里凶姒n8-z/QqqCOS0乙 32 一 COS0五档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角：tone二竺牛 所以Q = 23 7C

32、OS0f端面啮合角：cosyp竺严 解得aj = 26.1 查表得变位系数和：=1.00.4=0. 64 A儿=0. 2382 Ay = - yn =0.7618H/ 72 窟 gmm叫分度圆直径：d, = 45. 23mm cos 0齿顶高 =(比 + -=1.5955mm11 =(九 + 2 - Ay)叫f =2.0955mm齿根高力门二(力:+ 扌弋)=2.125mmhf = (+ c* -= 1.625 m m全齿高 =3.7205mm/?33 =3.7205mm齿顶圆直径：dci. =d2 + 2ha2 =48.421mmda = 6/33 + 2化33 =100.691mm齿根圆直

33、径：d门=仏-2/s=4098mmd/33 = “33-2/“33 =93.25mm当量齿数 如= =26.325 cos/?3倒档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角：8 = J = 2查表得变位系数和：=07=亠严56.160COS0二-0 23乞二-0234 A =0分度圆直径：dj =Zy叫=825mm J25 =z25mn =35mmd23 = z2S/?7n=55mm顶高 ha22 = (A； + - AyM =1.925mm ha25 =(4- -Ay )w=3.075mmh = G： + J AyX=1.925mm齿根高 hf22 = () /n/;=3.70mmhf25 =

34、( A* + c* -) mlt =2.55mmhf23 =(力：+ 20GrMmTiB、15MnCr5 20MnCr5、25 MnCr5 28 MnCr5o渗碳齿轮的表面硬度为58飞3HRC,心部硬度 为 3348HRC。本次设计中齿轮的材料选用20GrMnTi, 一般设计中轴与齿轮的材料选取应 相同，所以此次设计中轴的材料也选用20GrMnTi3. 2. 3计算各轴的转矩发动机最大转矩为85Nm,齿轮传动效率99%,离合器传动效率99%,轴承 传动效率96%。I 轴7； = 7；.max?7,77 =85x99%x96%=80.784N m中间轴72=T1?7/33_2=80.784x96

35、%x99%x32/15=163.79NmII 轴一挡乙=人初齿b-29=163.79x0.96x0.99x35/15=363.22Nm二挡 T兗=7；承齿i“3o=163.79xO.96xO.99x3O/2O=233.5ONm三挡初齿31=163.79x0.96x0.99x26/25=161.89Nm四挡畋齿 i$_32=163.79x0.96x0.99x21/29=112.72Nm五挡乙=石承“齿=163.79x0.96x0.99=155.67Nm倒挡 7；到=7；(承齿尸 42.25=163.79x(0.96x0.99)2x33/14=348.73Nm3.2.4齿轮弯曲强度计算2珂 COS

36、0K，S式中：7；计算载荷(Nmm)；mn法向模数(mm)；Z齿数；0斜齿轮螺旋角( );K。一应力集中系数，K戶.50；)，一齿形系数，可按当量齿数= z/cos3p在图中查得;Kc 齿宽系数心一重合度影响系数，K,二2.0。当计算载荷7；取作用到变速器第一轴上的最大转矩號时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa围，对货车为100250MPao图3T齿形系数图(1) 计算一挡齿轮17, ,29的弯曲应力5“ ,久】。b _2A】cos09toKcny3KcKe2x363. 22xcos 22x1. 50“3=x 1035x2. 5x0. 140x7. 0x2. 0=30

37、0.03MPa18 0 3 50MPa_ 20 cosQioKc一隔。“。心位x 1032 x 163. 79 x cos 22 x 1. 50龙15 x 2. 5 x 163. 79 x cos 22，x 1. 50 龙25 x 2. 53 x 0. 134 x 7. 0 x 2. 0=197.89MPa180 350MPj（4）计算四挡齿轮& 32的弯曲应力 x 0. 156 x 7. 0 x 2. 0=283.31MPa180 350MPn（2）计算二挡齿轮16, 30的弯曲应力2：cos0“心x 1032 x 233. 5 x cos 22 x 1. 50兀30 x 2. 53 x 0

38、. 136 x 7. 0 x 2. 0=231.64MPa 18 0 3 50MPa 27； cossKa2 x 163. 79 x cos 22 x 1.50 x 1q3龙20 x 2. 5 x 0. 154 x 7. 0 x 2. 0=215.24MPa 180 350MPa（3）计算三挡齿轮9,31的弯曲应力a 一 2心 cos05足2 x 161. 89 x cos 22 x 1. 50“3=x 103龙26 x 2. 5 x 0. 164 x 7. 0 x 2. 0 =153.67MPa180 35OMPa_ 27； CQSp5_6Kax 1037Z6ty6KcK_2：cos0心 电

39、 7：儿匚=2x112.* os 21 xl. x 1q3龙21 x 2. 5 x 0. 180 x 7. 0 x 2. 0=11&92MPa18 0 350MPa_ 2T2 CQSp4Ka加曲儿K足2 x 163. 79 x cos 24* x 1. 50龙29 x 2. 53 x 0. 178 x 7. 0 x 2. 0x 103=126.54MPa180 350MPj（5）计算常啮合齿轮2, 33的弯曲应力_ 27 cos/Ji心久=隔2 x 80. 784 x cos 34“ x 1. 50龙 15 x 2. o3 x 0. 178 x 6. 0 x 2. 0x 103=127.75M

40、Pa18 0 350MPa_ 2T2 cosp2Ka电加:儿K足2 x 163. 79 x cos 34“ x 1. 50龙32 x 2. o3 x 0. 169 x 6. 0 x 2. 0x 103=127.88MPa18 0 350MPa（6）倒档直齿轮弯曲应力TT.KKfCT = n u 7Dn5zKcy式中：氐一弯曲应力（MPa）；人一计算载荷（Nmm）；K应力集中系数，可近似取Kc=1.65；K/一摩擦力影响系数，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K/=l.l,从动齿轮K/=0.9；b 齿宽（mm）；m 模数；y齿形系数，如图3-lo当计算载荷

41、7；取作用到变速器第一轴上的最大转矩7；m號时，一、倒挡直齿 轮许用弯曲应力在400850MPa,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22,25,28的弯曲应力乙门，6山，b心 =33 , zl2 =14、 S =22 、 yn =0.130 ,y12 =0.140 , y 13=0.112 ,务=34&73Nm, 7；=16379Nm_ 27；心 / H-11 _ 3 7；x 1032 x 348. 73 x 1. 65 x 0. 9龙2 53 x 33 x 8. 0 x 0. 130=614.79MPa400850MPa= 2xl63. 79 x

42、1. 65 x 1.1 x 1q3兀2. 53 x 14 x 8. 0 x 0. 14=772.46MPa400850MPa2(7；ZJZQ KaKf2XU63/9 X 221 BX1-65XQ-9X1Q3龙2 53 x 22 x 8. 0 x 0. 112=790.02MPapb = rh sin a, 斜齿轮 p. = (r snia)/cos2 0、pb = (rh smcz)/cos2 0 ；r. 主、从动齿轮节圆半径(mn】)。将作用在变速器第一轴上的载荷TJ2作为计算载荷时，变速器齿轮的许 用接触应力6见表21。弹性模量E =20.6xl04N-mrn2,齿宽b = Km = Km

43、n表31变速器齿轮的许用接触应力齿轮cjJMPq渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700(1)计算一挡齿轮17, 29的接触应力pq = sin a / cos222 =7.46nmi363. 22 x 20. 6 x 10pbl7 = sin a / cos222 =17.41nun= 0.4181+17. 5 x 87. 5 cos 20 cos22 ( 7. 46=1369.82.22MPa19002000MIT.E=0.418 fbd cos acos2229= 0.418163. 79 x 20. 6 x 1011

44、1+ 17. 5 x 37. 5 cos 20 cos22 ( 7. 4617. 41x 103=1405.12MPa 1900 2000MPa（2）计算二挡齿轮16, 30的接触应力A30 = sin cos 6Tcos22 ( p= 0.418233. 5 x 20. 6 x 10117. 5 x 75 cos 20 cos22 I 9. 951+ 14. 92x 103=1109.61MPa1300 1400MPj% = 0. 418T.Ebd；。cos1 1+acos22。IA30p閃)= 0.418163. 79 x 20. 6 x 101 1+ 17. 5 x 50 cos 20

45、cos22 ( 9. 9514. 92 丿x 103=1138.19MPa 13001400MPa（3）计算三挡齿轮9, 31的接触应力pp、= sin a / cos222 =12.43niiii2As = ysinin a / cos222=12.93nuii兮=0.418bd； cos &cos22= 0.4161. 89 x 20. 6 5V17. 5 x 65 cos 20cos22。12. 431+12. 93x 103=963.18MPa 1300 1400MPaT?E bd；、cos1 1+acos22。A31 pb.= 0.418163. 79 x 20. 6 x 1017. 5