三轴五档汽车变速器结构改进设计说明书

1、密级:学号:本科生毕业论文（设计）三轴五档汽车变速器结构改进设计学 院：专 业：班 级：学生姓名：指导老师：完成曰期：学士学位论文原创性申明本人郑重申明：所呈交的论文（设计）是本人在指导老师的指导下独立进 行研究，所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文（设 计）不包含任何其他个人或集体己经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做 出重耍贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式表明。本人完全意识到本申 明的法律后果由本人承担。学位论文作者签名（手写）：签字曰期： 年 月 h学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校冇关保留、使用学位论文的规定，ml意学校 保留并向国家冇关部门

2、或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被査阅和 借阅。本人授权江西科技学院可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据 库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。保密，在本学位论文属于不保密口。年解密后适用本授权书。（请在以上相应方框内打“v” ）学位论文作者签名（手写）.指导老师签名（手写）.签字日期：年 月 日签字日期：年月 日摘要随着国民经济的持续发展，汽车工业也在不断地发展着，各种设备都在不断 地发展，创新着。特别是在汽车变速器方面，三轴五档汽车变速器的应用非常广 泛，在一些特定的工作场合，三轴五档汽车变速器体积小，变速灵活，价格成本 低廉很受欢迎，越来越多的驾

3、驶人员选择三轴五档汽车变速器作为车辆的变速装 置。根据市场调查发现，三轴五档汽车变速器必须满足当今人们对机动车辆速度 调节方面的灵活性操控等需求，能够在不改变发动机的扭矩和转速的情况下，改 变机动车辆的驱动力和行驶速度；在发动机曲轴旋转方向不变的情况下，使机动 车辆前进或后退；在发动机不熄灭的情况下，可使机动车辆长时间停车或进行阀 定作业。变速箱有自锁功能、互锁装置和倒挡锁装置。0前市面上的三轴五档汽车变速器大多都是采用传统的变速结构，在某些特 定的区域，这种结构形式的三轴五档汽车变速器非常不受欢迎。由于以往的三轴 五档汽车变速器采用传统的结构形式，这样就造成传动精度不好控制，保养维护 费用较

4、高；同时存在一定的安全隐患。因此，对整机的安全性耍求较高，操作时也 会给工作人员带来强烈的震动，使得操作很不舒服。虽然传通的三轴五档汽车变 速器传动效率较高，变速效果较好，但是价格也较昂贵，对于一般的用户难以接 受。所以研究一种新式的三轴五档汽车变速器势在必行！本次设计的题h是三轴五档汽车变速器结构改进的设计，目前，国内三轴五 档汽车变速器的研发也在向朝着高稳定性、高传动效率的方向发展，通过对传统 的三轴五档汽车变速器进行内部结构的改进设计，使改进后的三轴五档变速器传 动效率和精度都更高。关键词：汽车工业；三轴五档汽车变速器；结构；改进abstractwith the sustainable

5、development of the national economy，the automobile industry is constantly developing, and all kinds of equipment are constantly developing and innovating. especially in the automobile gearbox, triaxial fifth gear of automobile gearbox is widely used. in some specific workplace，triaxial fifth automob

6、ile gearbox has the advantages of small volume, flexible speed, low cost price is very popular, more and more drivers choose triaxial fifth car gearbox as the vehicle speed change device. according to the market survey, three shaft gear of automobile gearbox must meet today people of motor vehicle s

7、peed adjusting flexibility control and needs to be without changing the engine torque and speed change motor vehicle driving force and speed; engine crankshaft rotation direction in the same situation，the motor vehicle forward or backward; in engine is not extinguished，the motor vehicle for a long t

8、ime parking or fixed operation. transmission has self locking function，interlocking device and reverse gear lock device.currently on the market, most of the motor vehicle transmission is using the traditional transmission structure, in some specific areas, the structural form of motor vehicle transm

9、ission is very unpopular. because of the previous motor vehicle transmission using the traditional structure，which caused the transmission accuracy is not good control, maintenance costs are high; at the same time there is a certain security risk. therefore, the safety requirements of the whole mach

10、ine is higher，the operation will give the staff a strong vibration, making the operation is not comfortable. although the transmission efficiency of the transmission of motor vehicle transmission is higher，the effect is better，but the price is more expensive, it is difficult for the average user to

11、accept. so it is imperative to study a new kind of motor vehicle gearbox!this design topic is triaxial fifth automobile transmission structure improvement design，at present，research and development of domestic triaxial fifth gear of automobile gearbox also to towards the direction of high stability，

12、high transmission efficiency by of conventional triaxial fifth automobile gearbox of the improved design of the internal structure, so that the improved triaxial fifth gear transmission efficiency and accuracy are higher.abstract:automobile industry; three axis five automobile gearbox; structure; im

13、provement目录第一章绪论1.1机动车辆发展现状1.1.1机动车辆结构形式的发展1.1. 2汽车变速器的发展状况第二章三轴五档汽车变速器的总体方案设计.2. 1变速箱的结构形式2. 2. 1变速箱内部传动系统的布局第三章三轴五档汽车变速器体传动系统的设计3.1变速箱内部传动系统的体结构3.2各档位的传动路线的确定3.3各档位的传动比及其速度的计算3. 3. 1各档位的传动比的确定.3. 3.2各档位速度确定第四章变速箱内部传动零件的设计4.1传动轴的设计计算4. 2传动齿轮的设计计算第五章变速箱内部主要传动零件的强度校核5.1传动轴的强度校核.5. 2传动齿轮的强度校核 5.3轴承强度的

14、校核.结论参考文献.1134.791012131315161820212123242526272829致谢第一章绪论1.1机动车辆发展现状在全球经济发展的大环境之下，我国各个行业在受到其他国家先进技术冲击的同时， 与国外品牌企业的沟通交流的机会也变的越来越多。机动车辆行业通过行业展会、科研合 作等多种途径，不断的提高了自身实力和核心竞争力，缩小与发达国家之间的差距。在新的市场需求的驱动k,机动车辆设备的更新和优化升级更加迫切。国内机动车辆 设备生产企业充分挖掘市场潜力，大力发展大型环保节能的机动车辆械设备，在我国飞速 发展的农业从人工作业到机械化的转变中发挥着积极的作用。一般生产大型机动车辆设

15、备 的企业对设备传动效率指数上都有严格的要求。各企业在生产设备时，都充分考虑到设备 在运行中可能会出现的种种问题，从而减少设备因为振动或者操作不当而引起的噪音大、 污染重等现象。国内机动车辆设备的研发及制造要与全球号召的低碳经济、经久耐用主题保持一致。 加大机动车辆设备新型多样化的研发及生产是行业发展的大趋势，同时也迎合了国内基础 建设发展的需求。机动车辆的发展与人类社会的进步和科学技术的水平密切相关。随着科学技术的发 展，各学科间相互渗透，各行业间相互交流，广泛使用新结构、新材料、新工艺，目前机 动车辆正向着大型、高效、可靠、节能、降耗和自动化方向发展。1.1.1机动车辆结构形式的发展机动车

16、辆的结构形式主要有一下几个方面：首先是发动机，发动机主要是动力来源, 工作方式简单的说是，把氧气和柴油混合喷进燃烧室，然后压燃，产生动力通过飞轮传单 变速箱。发动机后面是变速箱，变速箱主耍是把发动机输出的单一速度转变成很多个速度 级，然后根据不同的作业条件调整速度。原理就是改变传动比来改变行走速度还有需要的 扭矩。变速箱后面是液压提升体统，液压提升系统主要是用于挂接所需农具使用，有的农 具在使用过程中需要机动车辆把农具背起来作业，液压提升系统就可以。液压系统的工作 原理就是利用液体不能压缩的原理工作的，液体动力来源于液压油泵，然后驱动液压油， 因为液压油不能压缩，所以必须做功，然后通过改变油路

17、，然后进到不同的油路，推动液 压汕缸做伸展运动。最后而还有动力输出，也就是机动车辆的二级动力，它是给机动车辆后面挂接的农具输出动力的，因为有的农具虽然背起来了，但是自己不会工作或者说没有 动力源，然后机动车辆在后而给一个输出轴，作为后而农具的动力源，只要挂接传动轴就 可以输出动力。当今社会，机动车辆的发展不断地向着操作灵活，多样型，复合型发展，艽具体结 构形式的变更最主要的是体现在以下几个方面：1）前轮小，后轮大。传统的机动车辆的轮子基本上是一样大，但通过技术创新，改变了传动的结构形式， 采用前轮小，后轮大的结构，这样更省力，操作起來也更方便。2）机动车辆底盘上面安装有输出轴，可以直接给后面的

18、需要工作的农业挂具提供动 力。3）橡胶履带式机动车辆通常这样类型的机动车辆采用三角带传动，适合大功率，重负载的场合，目前西方资 本主义国家正在着手研制。1.1.2汽车变速器的发展状况从广义上面来说，现在市场上不同机动车辆所配置的变速箱来看，主要分为：手动变速箱：手动变速箱可采用滑动齿轮，齿轮和同步器等。滑动齿轮换档变速箱的基木 结构是一个驱动齿轮驱动轴上滑动，这与从动齿轮啮合。变速齿轮组为空齿轮传动齿轮， 传动轴常处于啮仓状态，齿轮组的移动传动轴花键与传动轴连接在一起。与滑动齿轮相比， 所从事的职位低，比前一。因为其结构简单，制造成本低，在汽车的早期开发中，广泛使 用的是2种变速箱。但由于2种

19、变速器的变速器，齿轮的圆周速度不一致，齿轮噪声，如 果不适当的操作，甚至导致齿轮损坏。因此，自上世纪30年代同步问世以来，这两种欧 洲换档变速箱和美国汽车逐渐被淘汰。同步齿轮箱摩擦原理，相位的圆周速度的齿轮啮合 后就等于齿轮，因此，顺利转移，减少齿轮在互相撞击，延k:齿轮的使用寿命，在三轴第 变速箱：换档过程和动力中断，改善车辆操纵性能，提高工作效率。自1959以来，成功 应用负荷转移第一次在d9d汽车卡特彼勒公司，由于这种机制的优点是移位所示，吸引了 自动变速器：自动变速器的换档与人无关，对于一个给定的程序设计为基础，根据汽车行 驶状态自动地进行变速。根据所采取的不同传动形式，可分为液压机械

20、传动、静液压力传 动和液压机械变速箱。液力机械传动是液力耦合器或液力变液力机械变速器和机械式变速 器系列的传动装置，它能使汽车平稳起动和防止过载的传递，但其最大缺点是传动效率低。静液压力由液压传动箱和机械传动箱串联连接，发动机功率全部通过液压传动装罝。液压 机械传动是一种液压传动和机械传动箱传动装置并联，通过差速器动力合流或分流，因此 只冇部分通过液压传动装置的功率发动机，必要时关闭驱动变为纯机械传动和液压。因此, 总的传输效率大大提高，而低的速度区域，可以使机械变速器输出为零，并成为纯粹的液 压驱动，这有利于电机车的平稳启动。与液压机械传动相比，传动效率高，效率高。当今机动牟辆产业的发展，是

21、非常迅速的，用户对于机动车辆性能的要求是越来越高 的。三轴五档汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速箱便是人们追求的“最高境界”。 无级变速箱最早由荷兰人范多尼斯(vandoome s)发明。无级变速系统不像手动变速 箱或自动变速箱那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意 变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速箱“突然换档”、油门反应慢、油耗 高等缺点。通常有些朋友将自动变速箱称为无级变速箱，这是错误的。虽然它们有着共同 点，但是自动变速箱只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档， 一般自动变速箱有27个档。而无级变速箱能在一定范围内实现速比

22、的无级变化，并选 定儿个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合 适的传动比。从市场走向来看，虽然无级变速箱是一个技术分量比较高的部件，但是也已 经走进了普通轿车的“身体”之中，广本两厢飞度每个排量都有一款配置了 cvt无级变 速箱，既方便乂省油，且售价也仅在9.6811.68万元。而且奇瑞机动车辆销售公司表示 qq无级变速箱型年底上市。看来无级变速箱在中档车中的运用将越为广泛。第二章三轴五档汽车变速器的总体方案设计2.1变速箱的结构形式2.1.1变速箱内部传动系统的布局机动车辆广泛应用于农业、建筑行业等，适用于耕田、拖运，装运等等各个领域。 它工作时，发动机通

23、过v带传动带动三轴五档汽车变速器转动，从而间接地带动了机动车 辆轮子的转动，这样机动车辆就可以行驶了，通过改变变速箱理论的档位來实现机动车辆 的前进、后退、加速、减速等等功能。在机动车辆的几个组成部分里，变速箱是最重要也 是最核心的部分，其组成机构及传动系统的布局图如下图所示：第三章三轴五档汽车变速器传动系统的设计3.1变速箱内部传动系统的具体结构三轴五档汽车变速器体内部主要有各档位传动齿轮，各传动轴以及端盖，轴承等等零 件组成，通过发动机驱动v带传动，从而带动机动车辆内部的传动机构动作，继而实现机 动车辆轮子的转动，于是机动车辆就可以行驶y。其具体内部传动结构图如i图所示：3.2各档位的传动

24、路线的确定江丙科技学院本科生毕业论文（设1十）档：丄34i7-9i10111213二托 1->2 丄34i5 ->8i10->1112->13三档：1234四档:1->2793410-»11丄12->136912->13江丙科技学院本科生毕业论文（设卟）五朽：1->23 ->458101112->13倒档:i ->23 ->812->133.3各档位的传动比及其速度的计算3.3.1各档位的传动比的确定根据以上条件可知，该变速箱体主要有传动齿轮副，传动轴系等等零件组成，各档位 的俾动比计算如下：x 。x z%

25、 2=48/2=%x%xzyz5xz%0xz%12=42z3=z/z1xz/z3xz%z7xz%oxz1xz12=12如 wwz%z6xz%0xz%2=16 /5=7%/%5%0%2=11=%x%3xz%0xz%2=403.3.3各档位速度确定由于机动车辆的各部分己经标准化了，根据标准，我们选择标准直径为600丽的车轮，于是各档位的速度分别如下：vl=4.6km/hv2=6.3km/hv3=l5km/hv 4=11.6km/h v5=l9km/h v6=35km/h v=5.6km/h4.1传动轴的设计计算(1)初步确定轴的直径根据工作条件，取"=90 nim(3.32)(2)传动轴

26、受力分析(3. 34 )(3. 35)图4.1传动轴的受力简图fr = fgacos=5144.44xz20°xcos22°2206 =1731.54 n fa = f6zsin22o22'06' =5144.44x20°xsin22°22'06' =712.57 n（3）绘制传动轴的受力简阁，如阁所示，求支座反力 垂直面支反力：得:570rryl2-frl,-f = 0江丙科技学院本科生毕业论文（设1十）_ frl3 + f“ 360/ 2 _ 1731.54x 202.5 + 712.57 x 360/2 by l2

27、_761.5由1> = 0得：rcy =fr + rliy =1731.54 + 629.13 = 2360.67 n水平面支反力：由ix:0,得：rbz2 ffl3 = q= 629.137v(3. 37)(3.38)5144.44x202.5761.51368.02n由= 得：7?c/ =. + 7? =1731.54+ 1368.02 = 3099.56 n(4)作弯矩图：(3.39) 垂直而弯矩图：c点，二/?阶仏二629.13x761.5 二 479082.495mcr2jn mm 水平面弯矩图：c点mc, = 2360.67x202.5 = 478035.675 nicz2n

28、 mm合成弯矩m图：c点(3.41)m = v479082.4952+478035.6752 = 676785.153,.刪(3. 42)（5）作转矩t图:r = 3.2x106n mm（6）校核轴的强度：按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面c)的强度。由文献1，15-5可知，取a = 轴的计算应力扣2 + (at3)2j676785.1532+(0.6 x 9.26x105)2(j = = = 14 3ca0.1x1503mpa (3.43)选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15_1可知，-j = 60mpao因此，,故安全。(7)精确校核轴的疲劳强

29、度 判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面iv和v引起的应力集中最严重，而v 受的弯矩较大；从受载的情况来看，截面c的应力最大，但应力集中不大，故c面不用校 核。只需校核截而v。 截面v左侧抗弯截面系数= 0.w3 = 0.1 x 1403 = 274400nii113(3. 44)抗扭截面系数 =0.2 =0.2xl403 = 548800 mm 3(3.45)截面v左侧的弯矩m为705m 二 676785.153x = 626570.628761.5mpa(3.46)截面v上的扭矩t为= 3200000 mpa=626570.628 = 228截面上的弯曲应274400mpa

30、(3.47)t, 3200000 c oo rt= = 5.83截面上的扭转切应力548800 mpa(3.48)轴的材料为45钢，调质处理。由文献1表15-1可知，640mpa, 275mpa,r-i = 155 mpa。由文献1附表3_84知，用插入法求出= 2.81 = 0.8x2.8 = 2.24轴按精车加工，由文献1附图3-4可知，表面质量系数为: =0.84轴未经表面强化处理，=1固得综合系数为k 11k= +1 = 2.8 +1 = 2.99心凡0.84k11kr=2 + 1 = 2.24 +1 = 2.43r et (it0.84由文献1 §3-1, §3-

31、2可知，碳钢的特性系数 仏=0.10.2取仏=0.1(pt = 0.05 0.1取 二 0.05所以轴在截而v左侧的安全系数为5 =-zl= 40 34k"(pggm 2.99x2.28 + 0.1x0(3.49)sar =275sca =x.o.osx5340.34x19.0219.02权+ s2r a/40.342 + 19.02217.22s = 1.5(3. 50)(3.51)(3. 52)故该轴在截面v左侧的强度是足够的。截面v右侧抗弯截面系数= 0.1t/3 = 0.1 x 1303 = 219700 nini 3抗扭截面系数= 0-2/3 =0.2x130'=

32、439400 mm截面v左侧的弯矩1为676785.153x= 626570.628 761.5mpa截面v上的扭矩t为丁 = 3200000 ypa截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力3200000 = ?28 wt 439400 - *mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及&按文献1附表3-2查取。因30.023=130d 130oca 2.05 (xr 1.3乂由文献1附图3-1可得轴的材料的敏感系数为qg = 0.83，么=0.87故有效应力集中系数按文献1，附3_勺为(3. 53)ka =1 + (-1) = 1 + 0.83 x (2.05 1) = 1.87 kt=

33、 + qtr -1) = l + 0.87x(1.3-l) = 1.26由文献1附图3-2可得轴的截面形状系数为 =(i58由文献1附图3-3可得轴的材料的敏感扭转剪切尺寸系数为=(176 综合系数为0.580.841=3.41k，=-1 = + -1 = 1.84 0.760.84所以轴在截面v左侧的安全系数为sa =275kggci +(pggm 3.41x2.85 + 0.1x028.2924.961-275kw. jx + o.osx 2 2casast _28.29x24.965； + s; a/28.292+24.962=18.72 >s= 1.5故该轴在截面v左侧的强度是足

34、够的。4.2传动齿轮的设计计算1初步计算（1）材料选择因传动尺寸己经在图纸上面有注明，批量较小，故小齿轮用40cr（调质），硬度 241hb286hb，平均取为280hb,大齿轮用45钢（调质），硬度229hb286hb,平均取为 240hbo选齿轮精度为7级。i = cot（2）节锥角的计算(3. 11)(3. 12)(3. 13)= arc cot i = tzzr cot 1.66 = 22 22 06j2=90°-22°22 06 = 67°67 54由文献2表14-3-3可知，zmin2/f2x1cos = zcos 22"22,06n= 15

35、.8sin2 asin2 20(3. 14)式屮， 齿顶高系数，=1取小齿轮齿数z, = 30(3. 15)z2 = zz, =1.66x30 = 49.8取大齿轮齿数z2=5q。（3）根据工作条件的要求，大端模数为m = 12（3. 16）（4）齿轮分度阙的直径j, = z/7z, =12x30 = 360 mmd2 = mz2 = 12x50 = 600 酮(5) 锥距(6) 齿轮齿顶、齿根圆直径 由文献3表1g - 9可知，齿顶高l:lxl2:12醐齿顶圆直径d，d' +2/j«cos 二360 + 2xl2xcos2z2206二382醒 da2 = d2 + 2h(l

36、 cos = 600 + 2 x 12 x cos 67 67 54 =610,齿根高a, = (/z: + c" )m = (1 + 0.2)x 12 = 14.4 酮 齿轮基圆直径dmx =d-0.5) = 360(1 - 0.5 x 0.28)= 313.95 画 dm2 =d2(i- 0.5) = 600(1 - 0.5 x 0.28)= 528 mm(7) 齿宽(3. 17)(3. 18)(3. 19)由文献2表14 _ 3 - 3可知,b =(1)rr = 0.28x349.86 = 97.96mm(8)节圆周速度_ 7idxnx _ 3.14x360x556 60x10

37、360xl03= 10.48m/s(3.20)(3.21)(3.22)(3.23)(3. 24)(3.25)(3.26)(3.27)其他齿轮的计算后的结果图纸上面己经有注明。第五章变速箱内部主要传动零件的强度校核5.1传动轴的强度校核根据以上工况可知径向力：= 1866.6x20° = 679.37v求垂直而的支反力314.67vf 二 fr3l3-fr2.(l2+i3) : 1866.6x287-679.3x(287+ 252) 1v_/,+/2 +/3-287 + 252f2v = fr3 + flv-fr2=l 866.6 + 314.6 - 679.3 = 1501.9n计算

38、垂直弯矩：mavm = f1v/, =314.6x287xl0-3 =902.9mmmavn =-f；v(/,+/2) + fr2/2=-314.6x(287 + 252) + 679.3x252x 10 ' = 396n.m 求水平面的支承力：f 二/ + fl2.(l2 + l3)_ 90.29x287 + 39.6x252 二奶 xh /,+/2+z3287 + 252f2h =fl2 + ft,-fh=l 866.6 + 679.3 - 665.9 = 1879.3 in计算、绘制水平面弯矩图：mahm = fhl =665.9x287x10'3 = 1911.3/v.

39、mmahrl = -f2h (/, + /2) + fj2 = -1879.31 x (287 + 252) + 902.9x 252x 10 ' = 220.87v.zw 求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m，n-n处截面最危险，其当量弯矩为：(取折合系数3 =me=扣 fin+(dt2)2 = 7220.82+(0.6 x 86.1)2 = 2q6.q7n.rnm'e =加l+帆)2 = v19h.32+(0.6 x 86.1)2 = 226.5n.rn 计算危险截面处轴的直径：n-n截面:j226.07x103v 0.1x6028.5mmm-m截面:226.5 xlo3

40、0.1x60=29.1mm由于=么=30/丽6?,所以该轴是安全的。5.2传动齿轮的强度校核(i )校核齿面接触疲劳强度 (1)接触应力的计算由文献4表5-39可知，齿面接触应力计算公式，即,/f=z/zj 227/ u 0-°m) u确定公式内的各计算数值计算载荷系数(3.28)电动机驱动，载荷平稳，由文献4表5-2可知，取 平均分度圆直径"'"10.5) = 360(1 - 0.5 x 0.28)= 313.95平均分度圆圆周速度v =风“= 3.14x313.95x556 m 60000 60000m/s由文献4图5-4 (a)可知，按100v =

41、9j4x302j4()5100，得 a =1.240.272,齿轮悬臂布置kp =1.21b = 97.96由文献4图5-7 (b)可知，按4360由文献4表5-4可知，k = kakvkpka =1x1.24x1.21x1.1 = 1.65由文献1表1g-6可知，弹性系数z, =189.8节点区域系数zh =sin 汉 cos 汉 v sin 20" cos 20°2.49计算得，2.49x189.8j2x1.65x9.26x10-=97.96x3602x(l-0.5)21.66mpa接触疲劳强度的许用应力由文献4表5-28可知，许用接触应力计算公式，即<7im 7

42、 7 7 7u hp lvr(3.29)h min确定公式内的各计算数值 小齿轮的接触疲劳强度极限= 600 mpa 最小安全系数s=h() 由文献1，10-13可知，计算应力循环系数n' = 60n,60x 360 x 1 x 5 x 365 x 24 = 9.461 x 108由文献1图10-19可知，查得接触疲劳寿命系数 z.iv1 = 0.87 尺寸系数=1工作硬化系数，按vvhbs-130 -1700= 1.11润滑油膜影响系数，lvr=0.85计算得，cthp = xo.87x lx 1.1x0.85 = 443.71mpa(3)由于0=10632mpa<o = 44

43、3/7mpa,故安全。(id校核齿根弯曲疲劳强度 (1)齿根应力的计算由文献4表5-55可知，弯曲应力计算公式，即°7 = m,/n(l-0.5)2 yfaysa 确定公式内的各计算数值 由文献1表10一5可知，= 2-85,由文献1表10-5可知，= 1 *54,(3. 30)计算得，2xl.65x9.26xl0597.96x360x12x(1-0.5x0.28)2x2.85xl.54 = 42.85mpa(2)弯曲强度的齿根许用应力由文献4表5-31可知，齿根许用应力计算公式，即frnin(3.31)确定公式内的各计算数值 弯曲疲劳极限心加=300 mpa齿轮的应力修正系数弯曲强

44、度的最小安全系数= 弯曲疲劳寿命系数yni = 0.93, yn2= 0.96弯曲疲劳的尺寸系数g =°-85计算得，=xo.93xo.85 = 338wp,(3) 由于|故安全5.3轴承强度的校核(1) 滚动轴承的选择滚动轴承为双列阀锥滚子轴承350324b，由文献2表39.2-24得=862謂c卯=1490 馴，e = 0.83 , k = 0.8(2) 寿命验算 轴承所受支反力合力(4. 1)(4.2)rb= a/629.132+1368.022 = 1505.74对于双列圆锥滚子轴承，派生轴向力互相抵消。匕=、么=巧=712.57由文献2表392 - 24得，pbl. = r

45、y, fba = 1505.74 + 0.8 x 0 = 1505.74按轴承b的受力大小验算lh106 ( c1061060/? pbr)60x556862 xlo3 1505.74= 4.78xloc(4.3)k=4.78xl09h=5.46xl05 年由于三轴五档汽车变速器的运转平稳，必须选择较大寿命的轴承，轴承能达到所计算的寿命。经审核后，此轴承合格。结论在论文完成之际，我首先向我的导师致以衷心的感谢和崇高的敬意！在这期 间，导师在学业上严格要求，精心指导，在生活上给了我无微不至的关怀，给了 我人生的启迪，使我在顺利的完成学业阶段的学业的同时，也学到了很多做人的 道理，明确了人生目标。导师严谨的治学态度，渊博的学识，实事求是的作风， 平易近人、宽以待人和豁达的胸怀，深深感染着我，使我深受启发，必将终生受 益。经过近半年努力的设计与计算，论文终于可以完成了，我