毕业设计中型专用汽车变速器设计说明书

1、文档可自由编辑打印摘 要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。所以变速器的结构设计的合理性直接影响到汽车动力性和经济性。设计要求达到换挡迅速、省力、方便、有较高的工作效率、工作噪声低。因此变速器在汽车中得到广泛应用。本次设计的是五个前进档加一个倒档的中型专用车的变速器。为了使该变速器应用范围更加的广泛，应用到不同工程上，使得本变速器带有取力器。变速器采用中间轴式,换档形式采用的是同步器和滑移齿轮换档，使的换档方便，可靠。操纵机构设有自锁和互锁装置。先利用已知参数确定各

2、挡传动比，再后确定齿轮的模数、压力角、齿宽等参数。由中心矩确定箱体的长度、高度和中间轴及二轴的轴径，然后对中间轴和各挡齿轮进行校核。在设计过程中，利用 CAXA 绘图，运用 MATALAB 软件编程。最后绘制装配图及零件图。通过本次设计，使所设计的变速器工作可靠，传动效率更高。关键词：变速器，同步器，齿轮，取力器文档可自由编辑打印AbstractTo change the engine used to spread transmission of torque and wheel speed, the aim of starting in place, climb, turn and acce

3、lerate a variety of driving conditions, different vehicle traction and speed, while the engine in the most favorable range conditions.Therefore, the reasonability of the structure design of a transmission gearbox directly affects the vehicles dynamic performance. It is usually required shifting gear

4、s rapidly and conveniently, saving force, and having a higher working efficiency and low working noises.The design of the five forward a reverse of the transmission medium-sized special vehicle. In order to make the transmission more broad range of applications, application to a different project, m

5、ake a check of the power transmission device. Transmission use of the middle axis, shifting the form of using the synchronizer gear shift and sliding to make the shift easy and reliable. Manipulation of institutions with self-locking and interlocking devices.Using the given basic parameters, it was

6、firstly determined the transmission ratio of each shift, the shaft center distances, the gear modulus, the gear pressing angles and widths, and so on. And then the general dimension of the gearbox, including its length, width and height , and then on the intermediate shaft and the block to check gea

7、r. During the design process, using CAXA mapping, the use of software programming MATALAB. The final assembly drawing and components drawing Fig.Through this design, so that the design of the transmission of reliable, efficient transmission. Key words:Transmission,，Synchronizer，Gear，Take out of powe

8、r文档可自由编辑打印目 录第一章第一章 前前 言言 .1 1第二章第二章 变速器结构概述变速器结构概述 .2 2第三章第三章 变速器各主要参数的设计计算变速器各主要参数的设计计算 .3 33.1 变速器传动比的确定 .33.2 中心距的初步确定 .43.3 轴的直径的初步确定 .43.4 齿轮模数的确定 .53.5 齿轮压力角的选择 .53.6 各档齿轮齿数的分配 .53.7 变位系数的选择.73.8 齿轮齿宽的设计计算 .73.9 变速器同步器的设计计算 .8第四章第四章 变速器中间轴的校变速器中间轴的校核核 .114.1 中间轴常啮合齿轮处进行校核.114.2 对中间轴四挡齿轮处进行校核.

9、124.3 对中间轴三挡齿轮进行校核.134.4 对中间轴二挡齿轮处进行校核.144.5 对中间轴一档挡齿轮处进行校核.14第五章第五章 变速器各档齿轮强度的校核变速器各档齿轮强度的校核 .165.1 齿轮弯曲应力计算.165.1.1 二轴一挡直齿轮校核.165.1.2 倒挡直齿轮校核.165.1.3 二轴二挡斜齿轮校核.175.1.4 二轴三挡斜齿轮校核.175.1.5 二轴四挡斜齿轮校核.175.1.6 二轴常啮合斜齿轮校核.185.1.7 中间轴一档齿轮校核.185.1.8 中间轴二档齿轮校核.185.1.9 中间轴三档齿轮校核.195.1.1.0 中间轴四档齿轮校核.19文档可自由编辑

10、打印5.1.1.1 中间轴常啮合齿轮校核.195.2 齿轮接触应力计算.195.2.1 二轴一挡直齿轮校核 .205.2.2 二轴二挡斜齿轮校核.215.2.3 二轴三挡斜齿轮 Z7校核 .215.2.4 二轴四挡斜齿轮 Z5校核 .225.2.5 二轴常啮合斜齿轮 Z3校核 .225.2.6 中间轴一档齿轮校核.235.2.7 中间轴二档齿轮校核.235.2.8 中间轴三档齿轮校核.235.2.9 中间轴四档齿轮校核.245.2.1.0 中间轴常啮合齿轮校核.245.2.1.1 倒档齿轮校核.24第六章第六章 变速器操纵机构的设计变速器操纵机构的设计 .26第七章第七章 变速器轴承的选择变速

11、器轴承的选择 .27第八章第八章 取力器的设计与计算取力器的设计与计算 .288.1 取力器的布置 .288.2 取力器齿轮、轴和轴承的参数选择和强度计算 .28第九章第九章 结结 论论 .32参考文献参考文献 .33致致 谢谢 .34附录一附录一 .35外文翻译外文翻译 .35附录二附录二 .44文档可自由编辑打印第一章 前 言变速器是传动系的重要部件，它的任务就是充分发挥发动机的性能，使发动机发出的动力有效而经济地传到驱动轮，以满足汽车行驶上的各项要求。无论从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计使极其必要的。变速器设计和一些主要参数选择方法上

12、依然沿袭传统设计方法。现代汽车技术的发展对传动装置的设计工作提出了更高的要求。在这种情况下，传动装置的设计，不但要满足动力性和经济性指标，而且要求结构紧凑、尺寸小、重量轻、传动效率高、工作可靠、寿命长、噪音低等。变速器经历了用变速杆改变链条的传动比手动变速器有级自动变速器无级自动变速器的发展历程。变速器的作用:改变汽车的传动比,扩大驱动车轮转矩和转速的范围,使发动机在理想的工况下工作;在发动机转矩方向不变的前提下,实现汽车的倒退行驶;实现空挡,中断发动机传递给车轮的动力,使发动机能够起动、怠速。手动变速器主要采用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,汽车行驶时的换挡就是通过操纵

13、机构使变速器内不同的齿轮副工作。如在低速时,让传动比大的齿轮副工作;而在高速时,让传动比小的齿轮副工作。由于每挡齿轮组的齿数是固定的,所以各挡的变速比是定值。常见的手动变速器由铸铁或铝制变速器壳体、轴、轴承、齿轮、同步器和换挡机构组成。变速器的只要功能式能改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作；发动机在转速不变的条件下，变速器能汽车倒挡行驶；利用空挡，中断动力传递，能使汽车启动行驶，怠速，提高速度等。文档可自由编辑打印第二章 变速器结构概述变速器设计方案要求从使用性能、制造条件和重量、价格性价比等多方面考虑，要求满足制造、使用、维修等条

14、件。所以应从齿轮的形式，轴的形式及布置的合理性等多方面分析，得到最佳方案。（1）固定轴式应用广泛，主要有两轴式和三轴式变速器。 三轴式变速器的结构：是由第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二挡直接连接起来传递转矩称为直接挡。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的优点。其他前进挡需要依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。但也有缺点，除直接挡外其他各挡的传动效率有所降低。综上所述中型专用汽车应选用三轴式变速器。（2）齿轮型式：变速器用斜齿轮和直齿圆

15、柱齿轮。斜齿圆柱齿轮虽然制造时复杂，工作时有轴向力，但因其工作平稳、使用寿命长，噪声小而仍得到广泛使用。直齿圆柱齿轮用于一挡和倒挡。（3）换挡型式：有直齿滑动齿轮换挡、啮合套换挡和同步器换挡三种型式。使用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一挡、倒挡外已很少使用。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大，多用于轿车和轻型货车。所以轻型货车的二、三、四挡应采用同步器换挡，而一挡、倒挡应用直齿滑动齿轮换挡。综上所述，中型专用汽车 6+1 档的布置方案为除倒档为直齿圆柱齿轮换挡，其它档位均

16、为同步器换挡。（4）变速器轴承常采用滚珠轴承、滚针轴承、滚柱轴承等。我目前的方案为除了变速器二轴长啮合齿轮与二轴之间的轴承以及取力器一轴采用滚针轴承外，其余的轴承均采用深沟球轴承。优点有：直径较小，宽度大，因而容量大，可承受高负荷，能确保可靠性，使用寿命长。（5）变速器的操纵机构装在变速箱内，由变速叉轴、变速叉、倒块、自锁弹簧、自锁钢球、互锁钢球、互锁圆柱销组成。为了防止汽车行驶时误挂倒挡，在导快上装有带弹簧的安全止柱。文档可自由编辑打印第三章 变速器各主要参数的设计计算3.1 变速器传动比的确定（1）由最大爬坡度要求的变速器一档转动比又tmaxfimaxF=F +F ，emax 1 0tma

17、xMi iF=r，fmaxF =fmgcos，imaxmaxF=fmgsin则emax 1 0maxmaxMi imgfcos+sin=mgr（）1emax 0mgr9800 9.8 0.296 0.57i=7.34Mi390 6.3 0.9轮胎型式取 255/70R45140/137J 12in=0.3048m 则即半径为 0.57m=0.9，0i =6.3，max=16.7，=0.296，m=9800kgm-汽车总质量g-重力加速度max-道路最大阻力系数rr-驱动车轮的滚动半径maxeT-为发动机最大转矩0i-主减速比-传动系的传动效率（2）根据驱动轮与路面的附着力确定一档传动比emax

18、 1 0Mi iNr 1emax 0N r62426 0.55 0.57i=8.8Mi390 6.3 0.9 N 驱动轮垂直反力 取整车重量的 65% =0.50.6 道路附着系数 取 0.55由（1） 、 （2）相比较取较小的 故一档传动比确定为：1i =7.34文档可自由编辑打印3.1.2 其它各档位的传动比而max44mini7.34q=1.65i1各档传动比：1maxii 17.34i 23ii q 24.49i 34ii q 32.72i 45ii q 41.65i 5minii 51i 而 121.634ii 231.65ii 341.64ii 451.65ii 各档之比都小于 1

19、.71.8 故合格3.2 中心距的初步确定初选中心矩可用下式计算33max 19390 7.34 0.96126.06egAk Mi 取整 A=126式中：A中心距系数，AK 取值范围 8.69.6 取 A=9maxeT发动机最大转矩，NmTe390max1i变速器一挡传动比，17.34i 变速器传动效率，0.96 求得 A=126mm3.3 轴的直径的初步确定变速器的轴必须有足够的刚度和强度。工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还会增加噪声。中

20、间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径 d0.45A；轴的最大直径 d 个支承间距离 L 的比值，对中间轴，d/L0.16-0.18,对第二轴 d/L0.18-0.21。第一轴花键部分直径可按下式初选： 3maxeTKD 文档可自由编辑打印式中：K经验系数，K=4.0-4.6，取 K=4maxeT发动机最大转矩 ,求得 D=29.22mm3.4 齿轮模数的确定本变速器设计一、倒挡为直齿，其它挡为斜齿，选取齿轮模数要保证齿轮有足够的刚度，同时兼顾它对噪声和质量的影响，减少模数、增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变变速器的质量。降低噪声对轿车有意义，减轻质量对货车比较重要。从齿轮强度观点出发，每对齿

21、轮应有各自的模数，而从工艺的观点出发，全部齿轮选用一种模数是合理的，中型货车模数取直范围为 3.5-4.5mm。根据齿轮模数选用的优先原则及本变速器的特点，进行模数的选取，直齿轮为 4mm,斜齿轮为 3.5mm。3.5 齿轮压力角的选择为减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒档齿轮及货车一档采用直齿轮。选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题：首先，增大 角使齿轮啮合的重合系数增加，工作平稳、噪声降低。实验还证明：随着 角的增大，齿轮的强度相应的增大，不过当螺旋角大于 30时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍骤然上升。因此，从提高低档齿轮的弯曲强度出发，并不希望 角过大，而从提高高

22、档齿轮的接触强度着眼，可选取较大的 角。其次，斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力。设计时要求中间轴上的轴向力平衡，故中间轴上的全部的齿轮的螺旋角采用右旋，而第一、二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力由变速器壳体承载。最后，可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮的螺旋角可在下面提供的范围内选用：中型专用汽车变速器为1826。初选为203.6各档齿轮齿数的分配3.6.1 确定一挡齿轮的齿数直齿轮两啮合齿轮齿数和：文档可自由编辑打印22 126634hAZm齿轮两啮合齿轮齿数和：2 cos2 126 cos20684hAZm291110Z ZiZ Z

23、中型专用车中间轴上一档齿轮次数（12:17）初选 1016Z，则963 1647Z 3.6.2 中心矩的修正二轴与中间轴之间的直齿圆柱齿轮的中心距hmZ4 63=12622A直二轴与中间之间的斜齿圆柱齿轮的中心距nhm Z3.5 68=126.642cos2 cos20A斜故调整 =19 11， A =126斜 3.6.3 确定常啮合齿轮的齿数 102119ZZ16=i=7.34ZZ47nmz +z3.5z +zA=126=2coscos19 191212，（）（）2一轴常五档齿轮与中间轴五档齿轮的齿数分别为: 1z =19 2z =4731442ZZ19 =i=1.65=0.667ZZ473

24、4n2 126 cos1919z +z =2Acos/m =67.993.5，二轴常四档齿轮与中间轴四档齿轮的齿数分别为: 3z =27 4z =4151362ZZ19 =i=2.72=1.099ZZ4756n2 126 cos1919z +z =2Acos/m =67.993.5，二轴常三档齿轮与中间轴三档齿轮的齿数分别为: 5z =35 6z =3271282ZZ19 =i=4.49=1.82ZZ4778n2 126 cos1919z +z =2Acos/m =67.993.5，文档可自由编辑打印二轴常二档齿轮与中间轴二档齿轮的齿数分别为: : 7z =44 8z =243.6.4 确定其

25、它各档的齿数确定倒档齿轮的齿数（倒档齿轮齿数，一般在 2133）2129g1 13 11z z zi =i =7.34z z z倒912113112zzz19=7.34=7.34=2.97zzz4712 A2 126A=mz +zz +z =632m4913913（）而 z9=47 则z13=63-47=16则 1211z16=2.97=1.01z47 取 11z =25 12z =261112z =25z =26， 912z =47z =16，中间轴与倒档轴的中心距：1A=mz +z=4=2 12131（）（26+16）8423.7 变位系数的选择采用变位齿轮，除了避免齿轮产生干涸根切和配凑

26、中心距外，还因为变速器不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、耐磨及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别兼顾。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。对于本次设计，当直齿轮minZ17 时，采用正变位，和它相啮合的齿轮则采用负变位。而对于斜齿轮minZ3mincosvZ，minvZ是当量直齿标准齿轮不发生根切的最小齿数。而不根切的最小变位系数 min 分别为：minmin0minZZZf式中：0f齿顶高系数。当0f=1，0a=20时1717minminminZZZZ采用非变位齿轮，变位系数为03.8 齿轮齿宽的设计计算在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和

27、齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。文档可自由编辑打印考虑尽量减少轴向尺寸和质量，齿宽应小些，但齿轮传动平稳性消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿，但这时轴承的轴向力增大，使之寿命降低，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加，选用宽些的齿宽，工作时因轴的变型导致沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。根据模数的大小选定齿宽：直齿：b=mKC，CK 为齿宽系数，其范围 4.57.0，因此在 1830 取 20斜齿：b=nCmK，CK 范围 6.58.5，因此在 22.7529.75 取 25各挡齿轮的齿宽值如下：一轴常啮合斜齿：11b=25二轴一挡直齿： b21=20二轴二挡斜齿： b22=25

28、二轴三挡斜齿： b23=25二轴四挡斜齿： b24=25二轴五挡斜齿： b25=25二轴倒挡直齿： bd2=20中间轴一挡直齿：b1z=20中间轴二挡斜齿：b2z=25中间轴三挡斜齿：b3z=25中间轴四挡斜齿：b4z=25中间轴五挡斜齿：b5z=25中间轴倒档直齿轮：bdz=203.9 变速器同步器的设计计算使降低汽车变速器噪声和百公里油耗、消除换档冲击、延长齿轮和传动系寿命,实现可靠平稳迅速而又轻便的换档,汽车变速器普遍采用了同步器。锁销式同步器就是其中一种,它被广泛地应用于中型、重型载重汽车和相应级别的大客车变速器上.本次设计的中型专用汽车变速器采用锁销式同步器。同步器的工作原理：在变速

29、瞬间,变速器的输入端和输出端的转速都在变化着,输出端与汽车整车相连其转动惯量 J 出相当大,换档作用时间较短,可认为在换档的瞬间输出端转速是恒定的。而输入端在接触锥面上产生的摩擦力矩作用下,克服输入端被接合零件的等价惯性力矩,在最短时间内使输入端与输出端的转速达到同步。通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合。文档可自由编辑打印相邻挡位相互转换时，应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换挡的情况，只是前者的待接合齿圈与接合套的转动角速度要求一致，而后者的待接合齿轮啮合点的线速度要求一致，但所依据的速度分析原理是一样的。变速器的换挡操作，尤其是从高挡向低挡的换挡操作比较复杂，而且

30、很容易产生轮齿或花键齿间的冲击。为了简化操作，并避免齿间冲击，可以在换挡装置中设置同步器。同步器有常压式和惯性式。目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，从而避免了齿间冲击。接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。当同步锁环内

31、锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换挡过程。锁销式同步器的结构见图 2。同步齿轮 1、摩擦锥盘 2、摩擦锥环 3、定位销4、接合套 5、接合齿圈 6、锁销 8、花键毂 9。在同步阶段中摩擦力矩随着锥面角 的减小而增大,为了增大同步器的容量,锥面角 应尽量取小值。但是它的极限值又受锥面角自锁条件的限制,为了避免锥面角发生自锁, 的选取要满足 arctan( 为摩擦系数)。

32、1同步环锥面螺纹和油槽的设计文档可自由编辑打印为了破坏被同步齿轮内锥面上的油膜,增大摩擦力矩,同步环锥面上需车制螺纹,并在螺纹垂直方向开设排油槽,油槽的大小及数量应根据同步环锥面直径来确定。一般油槽宽为 2mm4mm,数量 30 个40 个。同步环螺纹齿顶宽对摩擦系数的影响较大,在设计时,一般螺纹齿顶宽为 0.15mm0.2mm,螺纹牙形角为 50,螺距为 0.65mm0.9mm。2同步环锥面直径和宽度的确定在中间轴结构允许的情况下,为了增大锥面间的摩擦力矩,缩短同步时间,同步环锥面直径应尽量取大值。同步环锥面宽 B 与摩擦锥面的发热有关,一般取 B=R锁/10R 锁/14(R 锁为拨环半径)

33、。3同步环的材料同步环的材料采用铜合金,精锻成型后进行机加工,其强度高,耐磨性好。铜合金应控制其化学成分,其抗拉强度大于 600N/mm2,屈服强度大于 210N/mm2,硬度为 HB150HB200。4同步器锁止角的确定要使同步环在同步阶段中锁止,必须满足锁止条件:tanR 锥 R 锁sin。根据摩擦锥面平均半径 R 锥、摩擦系数 、锥面角 和拨环半径 R 锁来确定合适的锁销角 ,通常取 =3545。中型车变速器 取小值,重型车变速器 取大值。5同步器锁差的确定由于同步器锁销差大换档沉,锁销差小换档轻便,所以应选择合适的锁销差,一般取锁销差为 1.31.4。6齿套锁销孔和定位销空的设计一般锁

34、销孔的数量为 3 个6 个,中型车变速器取小值,重型车变速器取大值。锁销孔的直径应根据锁销的最大直径来确定,锁销孔两端的倒角应与锁销的倒角一致。同步器定位销数量为 3 个,定位销孔的直径应根据定位销的直径来确定。7齿套接合齿的设计同步器齿套接合齿的模数、齿数应根据所传递的最大扭矩来确定。为了防止变速器在工作中自动脱档,高通用性,有时变速器中几组锁销式同步器要选用相同的同步器。8同步时间同步器工作时,要连接两个部分达到同步器的时间越短越好。同步器时间与车型有关,对货车变速器高挡取 0.300.80s，抵挡取 1.001.5s。文档可自由编辑打印第四章 变速器中间轴的校核轴的校核是评定变速器是否满

35、足所要求的强度、刚度等条件，是否满足使用要求，是设计过程中的重要步骤，主要是为了对设计的数据校核，达到设计的要求。二轴、中间轴最大直径可取 d=0.45A=0.45126=56.7mm=57mm中间轴： d/L=0.16-0.18 取为 0.18 L=315mm二轴： d/L=0.16-0.21 取为 0.18 L=315mm轴在垂直面内挠度为cf ，在水平面为sf，转角为，则EILbaFfc3221 ； EILbaFfs3222 ；EILababF31；1F为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力，2F为齿轮齿宽在中间面上的径向力。E为弹性模量，5101 . 2 EMpa，I为惯性力矩，对于实心轴：6

36、44dI。D为轴的直径，花键处按平均直径。a 、b为齿轮上作用力矩与支座 A、B 的距离，L为支座间的距离。轴的全挠度为 ；22scfff在其作用下应力为332dMWMM222nscMMMM，W为抗弯截面系数。轴在垂直面和水平面挠度的允许值为 fc=0.050.10mm，fs=0.100.15mm.齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。4.1 中间轴常啮合齿轮处进行校核mmZmrn73.89cos22 ； 04.175773.894719100039021maxrZZTFenN58.161056.23cos04.1757cos1nFFN31.70256.23sin04.1757sin2

37、nFFNmma22 ；mmb29322315所以00086. 03155314. 3101 . 23642932258.161034522221EILbaFfc mmfc1 . 005. 0 合格文档可自由编辑打印00038. 03155314. 3101 . 23642932231.70234522222EILbaFfsmmfs15. 01 . 0 合格000036. 03155314. 3101 . 2364222932229358.16103451EILababFradrad002. 0 合格mmNaFMc82.154502231.7022mmNaFMs76.354322258.1610

38、1mmNZZTTen1950004610002339021max23222311.113232mmNdMMMdMWMnsc 2400mmN ； 合格4.2 对中间轴四挡齿轮处进行校核mmZmrn97.75cos24 ； 29.207597.754719100039021maxrZZTFenN09.196018/19cos29/2075cos1nFFN81.68118.19sin29.2075sin2nFFNmma104 ；mmb211104315所以011. 03155514. 3101 . 236421110409.196034522221EILbaFfc mmfc1 . 005. 0 合格

39、00368. 03155514. 3101 . 236421110481.68134522222EILbaFfsmmfs15. 01 . 0 合格000052. 05 .4875514. 3101 . 236410421121110409.19603451EILababFrad002. 0 合格mmNaFMc24.7090810481.6812mmNaFMs36.20384910409.19601mmNZZTTen57.15765921max4文档可自由编辑打印23222337.163232mmNdMMMdMWMnsc 2400mmN ； 合格4.3 对中间轴三挡齿轮进行校核mmZmrn18.

40、60cos264 ；80.261918.6047191000390421maxrZZTFenN 84.243748.21cos80.2619cos1nFFNNFFn31.95948.21sin80.2619sin2Nmma129 ；mmb186129315所以0136. 03155714. 3101 . 236418612984.243734522221EILbaFfc mmfc1 . 005. 0 合格0054. 03222EILbaFfsmmfs15. 01 . 0 合格000032. 03155714. 3101 . 236412918618612984.24373451EILababF

41、rad002. 0 合格mmNaFMc24.7090810481.6812mmNaFMs36.20384910409.19601mmNZZTTen57.1576594719100039021max232223/37.163232mmNdMMMdMWMnsc 2400mmN ； 合格4.4 对中间轴二挡齿轮处进行校核mmZmrn47.44cos28 ；文档可自由编辑打印 NrZZTFen3 .354547.444719100039021maxN50.334818.19cos3 .3545cos1nFFNNFFn76.116418.19sin3 .3545sin2Nmma202 ；mmb11320

42、2315所以017. 03155714. 3101 . 23641132025 .334834522221EILbaFfc mmfc1 . 005. 0 合格0059. 03155714. 3101 . 236411320276.116434522222EILbaFfsmmfs15. 01 . 0 合格000066. 03155714. 3101 . 23641132021132025 .33483451EILababFrad002. 0 合格mmNaFMc52.23528120276.11642mmNaFMs67639720250.33481mmNZZTTen57.15765921max23

43、222335.403232mmNdMMMdMWMnsc 2400mmN ； 合格4.5 对中间轴一档挡齿轮处进行校核mmZmrn32210 ； 86.4926324719100039021maxrZZTFenN86.49260cos86.4926cos1nFFNNFFn00sin86.4926sin2Nmma246 ；mmb69246315所以017. 03155414. 3101 . 23646924686.492634522221EILbaFfc mmfc1 . 005. 0 合格文档可自由编辑打印03155414. 3101 . 2369246101034522222EILbaFfsmm

44、fs15. 01 . 0 合格000178. 03155414. 3101 . 2364692466924686.49263451EILbaabFrad002. 0 合格mmNaFMc02mmNaFMs56.121200724686.49261mmNZZTTen57.15765921max232223102.793232mmNdMMMdMWMnsc 2400mmN ； 合格 文档可自由编辑打印第五章 变速器各档齿轮强度的校核5.1 齿轮弯曲应力计算直齿:tfwtFk kbyp 斜齿：twtnFkbk yp式中:w弯曲应力（2/mmN）Kc齿宽系数K应力集中系数，直齿轮 K=1.65 ， 斜齿轮

45、 K=1.5Kf摩擦力影响系数，主动齿轮 Kf=1.1 从动齿轮 Kf=0.9K重合度影响系数，K=2y齿形系数tnp 法面周节 tnp =nmtp端面节圆 tp=md分度圆直径 tF圆周力 max2etMFd5.1.1 二轴一挡直齿轮校核5 . 3m max22 3904.15188etMFd fk=0.9 b=20 tp=12.56 y=0.11 k=1.652/80040022311. 056.12209 . 065. 115. 4mmNbypKKFtftw 所以1z 的弯曲强度合格5.1.2 倒挡直齿轮校核5 . 3m fk=0.9 b=20 tp=12.56 y=0.11 k=1.6

46、5t13390 212.1964Ft11390 27.8100Ft12390 27.5104F13tfwtFk kbyp=12.19 1.65 1.1800.6920 12.56 0.11N/mm2 800400N/mm2文档可自由编辑打印11tfwtFk kbyp=7.8 1.65 0.9419.1920 12.56 0.11N/mm2 800400N/mm212tfwtFk kbyp=7.5 1.65 1.1492.6420 12.56 0.11N/mm2 800400N/mm2所以倒档的弯曲强度合格5.1.3 二轴二挡斜齿轮校核mNTTg390max 5 . 3nm k=1.5 b=25

47、 y=0.11 k=22 3905.06154tF3.14 3.510.99tnnpm twtnFkbk yp= 1.5 5.06125.69 25 10.99 0.11 2N/mm2 250100N/mm2所以 Z9的弯曲强度合格5.1.4 二轴三挡斜齿轮校核mNTTg390max 5 . 3nm k=1.5 b=25 y=0.11 2K t390 26.37122.5F 3.14 3.510.99tnnpmtwtnFkbk yp =1.5 6.37158.0125 10.99 0.11 2N/mm2 250100N/mm2所以弯曲强度合格5.1.5 二轴四挡斜齿轮校核mNTTg390max

48、 5 . 3nm k=1.5 b=25 y=0.11 2K t390 28.2594.5F3.14 3.510.99tnnpm twtnFkbk yp=1.5 8.25204.8325 10.99 0.11 2N/mm2 250100N/mm2所以 Z5的弯曲强度合格文档可自由编辑打印5.1.6 二轴常啮合斜齿轮校核mNTTg390max 5 . 3nm b=29.5 k=1.5 y=0.11 2K t390 211.766.5F 3.14 3.510.99tnnpm twtnFkbk yp=1.5 11.7246.0629.5 10.99 0.11 2N/mm2 250100N/mm2所以

49、Z3的弯曲强度合格5.1.7 中间轴一档齿轮校核mNTTg390max m=4 b=20 k=1.65 y=0.11 3.14 412.56tpmt390 212.1964F tfwtFk kbyp=12.19 1.65 1.1800.6920 12.56 0.11N/mm2N 800400N/mm2所以弯曲强度合格5.1.8 中间轴二档齿轮校核max390 .gTTN m nm =3.5 b=25 k=1.5 y=0.11 k=23.14 3.510.99tnnpm2 3909.2984tF9.29 1.5230.4325 10.99 0.11 2twtnFkbk yp22/ 100250/

50、N mmN mm所以弯曲强度合格5.1.9 中间轴三档齿轮校核max390 .gTTN m nm =3.5 b=25 k=1.5 y=0.11 k=23.14 3.510.99tnnpm2 3906.96112tF文档可自由编辑打印6.96 1.5172.8325 10.99 0.11 2twtnFkbk yp22/ 100250/N mmN mm所以弯曲强度合格5.1.1.0 中间轴四档齿轮校核max390 .gTTN m nm =3.5 b=25 k=1.5 y=0.11 k=23.14 3.510.99tnnpm2 3905.44143.5tF5.44 1.5134.8925 10.99

51、 0.11 2twtnFkbk yp22/ 100250/N mmN mm所以弯曲强度合格5.1.1.1 中间轴常啮合齿轮校核max390 .gTTN m nm =3.5 b=29.5 k=1.5 y=0.11 k=23.14 3.510.99tnnpm2 3904.74164.5tF4.74 1.599.7229.5 10.99 0.11 2twtnFkbk yp22/ 100250/N mmN mm所以弯曲强度合格5.2 齿轮接触应力计算12110.418()/cosbmjF Eb 式中：bmF 法面内基圆切向力 coscostbmFFtF端面内分度圆切向力 2tMFdE齿轮材料的弹性模量

52、，取 2.1105Mpab齿轮接触实际宽度d节圆直径M计算转矩文档可自由编辑打印节圆压力角螺旋角1、2主、从动齿轮节点处的曲率半径112sincosr 222sincosr1r 、2r主、被动齿轮节圆半径另外，计算转矩 M=12maxeM时许用应力为：常啮合齿轮：130014002/N mm一档及倒档齿轮：190020002/N mm5.2.1 二轴一挡直齿轮校核2.072.072.2coscoscos2010.94tbmFFmax23902.07188etMMFdd10102sin32 sin2010.94cos1r992sin94 sin2032.15cos1r512112.2 2.1 1

53、0110.418()0.418()22.24/cos2010.9432.15jEb 220001900mmNjjj 所以接触强度合格5.2.2 二轴二挡斜齿轮校核2.532.532.86coscoscos20cos19.180.94 0.94tbmFFmax23902.53154etMMFdd8822sin42 sin2042 0.3416.16coscos19.180.94r7722sin77 sin2077 0.3429.63coscos19.180.94r文档可自由编辑打印MPE5101 . 2 5212112.86 2.1 10110.418()0.418()19.43/cos25/c

54、os19.1816.1629.63jEN mmb 220001900mmNjjj 所以接触强度合格5.2.3 二轴三挡斜齿轮 Z7校核max23903.18122.5etMMFdd3.183.183.64coscoscos20cos21.480.94 0.93tbmFF5522sin61.25 sin2061.25 0.3424.08coscos21.480.93r6622sin56 sin2056 0.3422.01coscos21.480.93rMPE5101 . 2 5212113.64 2.1 10110.418()0.418()20.79/cos25/cos21.4824.0822.

55、01jEN mmb 220001900mmNjjj 所以接触强度合格5.2.4 二轴四挡斜齿轮 Z5校核max23904.1394.5etMMFdd4.134.134.67coscoscos20cos19.180.94 0.94tbmFF332sin47.25 sin2018.18coscos19.18r442sin71.25 sin2027.61coscos19.18rMPE5101 . 2 文档可自由编辑打印5212114.67 2.1 10110.418()0.418()24.24/cos25/cos19.1818.1827.61jEN mmb 220001900mmNjjj 所以1Z的

56、接触强度合格5.2.5 二轴常啮合斜齿轮 Z3校核max23905.8666.5etMMFdd5.865.866.78coscoscos20cos23.560.94 0.92tbmFF112sin33.25 sin2012.29coscos23.56r222sin82.25 sin2030.4coscos23.56rMPE5101 . 2 5212116.78 2.1 10110.418()0.418()29.77/cos29.5/cos23.5612.2930.4jEN mmb 220001900mmNjjj 所以1Z的接触强度合格5.2.6 中间轴一档齿轮校核max23905.4272et

57、MMFdd5.425.425.77coscoscos2010.94tbmFFMPE5101 . 2 5212115.77 2.1 10110.418()0.418()36.01/cos29.5/110.9432.15jEN mmb 220001900mmNjjj 所以接触强度合格文档可自由编辑打印5.2.7 中间轴二档齿轮校核max23904.6484etMMFdd4.645.25coscoscos20cos19.18tbmFFMPE5101 . 2 5212115.25 2.1 10110.418()0.418()26.32/cos25/cos19.1816.1629.63jEN mmb 2

58、20001900mmNjjj 所以接触强度合格5.2.8 中间轴三档齿轮校核max23903.48112etMMFdd4.643.98coscoscos20cos21.48tbmFFMPE5101 . 2 5212113.98 2.1 10110.418()0.418()21.74/cos25/cos21.4824.0822.01jEN mmb 220001900mmNjjj 所以接触强度合格5.2.9 中间轴四档齿轮校核max23902.72143.5etMMFdd2.723.08coscoscos20cos19.18tbmFF52.1 10EMP5212113.08 2.1 10110.4

59、18()0.418()19.69/cos25/cos19.1818.1827.61jEN mmb 文档可自由编辑打印 220001900mmNjjj 所以接触强度合格5.2.1.0 中间轴常啮合齿轮校核max23902.37164.5etMMFdd2.372.372.74coscoscos20cos23.560.94 0.92tbmFF5212112.74 2.1 10110.418()0.418()18.93/cos29.5/cos23.5612.2930.4jEN mmb 52.1 10EMP220001900mmNjjj 所以接触强度合格5.2.1.1 倒档齿轮校核 13Z ：max23

60、906.0964etMMFdd6.096.096.48coscoscos2010.94tbmFF13132sin32 sin2010.94cos1r12122sin52 sin2017.79cos1r52.1 10EMP135212116.48 2.1 10110.418()0.418()41.89/cos20/cos10.9417.79jEN mmb 220001900mmNjjj 所以接触强度合格12Z ：max23903.75104etMMFdd文档可自由编辑打印3.753.753.99coscoscos2010.94tbmFF52.1 10EMP125212113.99 2.1 101