三轴五档汽车变速器结构改进设计

1、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固定作业。变速箱有自锁功能、互锁装置和倒挡

2、锁装置。目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，保养维护费用较高;同时存在一定的安全隐患。因此，对整机的安全性要求较高，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！本次设计的题目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

3、，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AbstractWiththesustainabledevelopmentofthenationaleconomy,theautomobileindustryisconstantlydeveloping,andallkindsofequipmentareconstantlydevelopingandinnovating.Especiallyintheautomobilegearbox,triaxialfifthgearofautomobilege

4、arboxiswidelyused.Insomespecificworkplace,triaxialfifthautomobilegearboxhastheadvantagesofsmallvolume,flexiblespeed,lowcostpriceisverypopular,moreandmoredriverschoosetriaxialfifthcargearboxasthevehiclespeedchangedevice.Accordingtothemarketsurvey,threeshaftgearofautomobilegearboxmustmeettodaypeopleof

5、motorvehiclespeedadjustingflexibilitycontrolandneedstobewithoutchangingtheenginetorqueandspeedchangemotorvehicledrivingforceandspeed;enginecrankshaftrotationdirectioninthesamesituation,themotorvehicleforwardorbackward;inengineisnotextinguished,themotorvehicleforalongtimeparkingorfixedoperation.Trans

6、missionhasselflockingfunction,interlockingdeviceandreversegearlockdevice.Currentlyonthemarket,mostofthemotorvehicletransmissionisusingthetraditionaltransmissionstructure,insomespecificareas,thestructuralformofmotorvehicletransmissionisveryunpopular.Becauseofthepreviousmotorvehicletransmissionusingth

7、etraditionalstructure,whichcausedthetransmissionaccuracyisnotgoodcontrol,maintenancecostsarehigh;atthesametimethereisacertainsecurityrisk.Therefore,thesafetyrequirementsofthewholemachineishigher,theoperationwillgivethestaffastrongvibration,makingtheoperationisnotcomfortable.Althoughthetransmissionef

8、ficiencyofthetransmissionofmotorvehicletransmissionishigher,theeffectisbetter,butthepriceismoreexpensive,itisdifficultfortheaverageusertoaccept.Soitisimperativetostudyanewkindofmotorvehiclegearbox!Thisdesigntopicistriaxialfifthautomobiletransmissionstructureimprovementdesign,atpresent,researchanddev

9、elopmentofdomestictriaxialfifthgearofautomobilegearboxalsototowardsthedirectionofhighstability,hightransmissionefficiencybyofconventionaltriaxialfifthautomobilegearboxoftheimproveddesignoftheinternalstructure,sothattheimprovedtriaxialfifthgeartransmissionefficiencyandaccuracyarehigher.Abstract:Autom

10、obileindustry;threeaxisfiveautomobilegearbox;structure;improvement第一章绪论11.1 机动车辆发展现状11.1.1 机动车辆结构形式的发展31.1.2 汽车变速器的发展状况4第二章三轴五档汽车变速器的总体方案设计72.1变速箱的结构形式92.2.1变速箱内部传动系统的布局10第三章三轴五档汽车变速器体传动系统的设计123.1 变速箱内部传动系统的具体结构133.2 各档位的传动路线的确定133.3 各档位的传动比及其速度的计算153.3.1 各档位的传动比的确定163.3.2 各档位速度确定18第四章变速箱内部传动零件的设计20

11、4.1 传动轴的设计计算214.2 传动齿轮的设计计算21第五章变速箱内部主要传动零件的强度校核235.1 传动轴的强度校核245.2 传动齿轮的强度校核255.3 轴承强度的校核26结论27参考文献28致谢29第一章绪论1.1机动车辆发展现状19世纪时，机械工程的知识总量还很有限，在欧洲的大学院校中它一般还与土木工程综合为一个学科，被称为民用工程，19世纪下半叶才逐渐成为一个独立学科。进入20世纪，随着机械工程技术的发展和知识总量的增长，机械工程开始分解，陆续出现了专业化的分支学科。这种分解的趋势在20世纪中期，即在第二次世界大战结束的前后期间达到了最高峰。综合-专业分化-再综合的反复循环，

12、是知识发展的合理的和必经的过程。不同专业的专家们各具有精湛的专业知识，又具有足够的综合知识来认识、理解其他学科的问题和工程整体的面貌，才能形成互相协同工作的有力集体。综合与专业是多层次的。在机械工程内部有综合与专业的矛盾；在全面的工程技术中也同样有综合和专业问题。在人类的全部知识中，包括社会科学、自然科学和工程技术，也有处于更高一层、更宏观的综合与专业问题。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

13、的驱动下，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

14、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，变速箱主要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

15、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，然后进到不同的油路，推动液压油缸做伸展运动。最后面还有动力输出，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，然后机动车辆在后面给一个输出轴，作为后面农具的动力源，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，其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

16、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，操作起来也更方便。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、负载换挡变速箱、自动变速箱。一、手动变速箱（MT）手动变速箱：手动变速箱可以采用滑动齿轮、啮合套和同步器换挡等方式。滑动齿轮换挡变速箱的基本结构是主动齿轮在驱动轴

17、上滑动，使其与从动齿轮相啮合。啮合套换挡是从动轴上的齿轮和主动轴上的空套齿轮经常处于啮合状态，移动主动轴花键上的啮合套，使空套齿轮与主动轴连接。与滑动齿轮相比，其滑动距离小，在圆周速度低的部位啮合，故换挡较前者容易。以上两类换挡变速箱由于结构简单、加工制造成本低，在机动车辆发展早期，应用较为广泛。但由于这两类变速箱换挡时，两个齿轮的圆周速度不一致，挂挡时噪声大，若操作不当甚至会导致齿轮损坏，因此，自上世纪30年代同步器问世以来，这两类换挡变速箱在欧美机动车辆上逐步被淘汰。同步器换挡变速箱采用摩擦原理，使相啮合的齿轮的圆周速度迅速地相等后再挂挡，因此，其换挡平顺，减少了齿轮啮合时的互相撞击，延长

18、了齿轮的使用寿命，在三轴五档汽车变速器发展史上占有重要的地位。负载换挡变速箱：负载换挡变速箱由于换挡过程简单且动力不中断，改善了机动车辆的操纵性能，提高了工作效率。自1959年Caterpillar公司在D9D机动车辆上首次成功地应用负载换挡以来，由于这种机构在换挡时所表现出的明显优点，吸引了许多厂家纷纷效仿。自动变速箱：自动变速箱的换挡与人无关，以设计时给定的程序为基础，根据机动车辆行驶状态自动地进行变速。按所采取的传动形式不同，可分为液力机械式变速箱、静液压式变速箱和液压机械式变速箱。液力机械式变速箱是液力偶合器或液力变矩器与机械式变速箱串联的传动装置，它可以使机动车辆平稳起步及防止传动系

19、过载，但其最大的缺点是传动效率低。静液压式变速箱由液压传动装置与机械式变速箱串联组成，发动机的功率全部通过液压传动装置。液压机械式变速箱是一种液压传动装置与机械式变速箱并联的传动装置，通过差动机构功率合流或分流，这样，发动机功率仅部分通过液压传动装置，必要时又能将液压传动闭锁变为纯机械传动。因此，其总传动效率大大提高了，而且在低速区域可使机械传动输出为零，变为纯液压传动，有利于机动车辆的平稳起步。与液力机械式变速箱相比，它的传动效率高，且高效区宽。当今机动车辆产业的发展，是非常迅速的，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

20、境界”。无级变速箱最早由荷兰人范多尼斯(VanDoorne'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的无级变化，并选定几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

21、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CVT5级变速箱，既方便又省油，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QQ5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来实现机动车

22、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了。其具体内部传动结构图如下图所示：一一一产:灯=:金m驾=3.2 各档位的传动路线的确定档：It2三档：1t21071112Tl312fl3二档：123T45T86f910fliIOtIII2-&

23、gt;1312fl：4五档士l->25->80->11】2t133t8IOtII12Tl33.3 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，各档位的传动比计算如下:i1=Z2XZ4XZ9XZ11XZ13=48Z1XZ3XZ7XZ10XZ1248i2=Z2XZ4XZ8XZ11XZ13=42Z1Z3Z5Z10Z12i3=Z2xZ4xZ9XZ11XZ13/=12Z1XZ3XZ7XZ10XZ1212i4=Z2XZ4XZ9XZ11XZ13=16Z1XZ3XZ6XZ10XZ1216i5=Z2XZ4XZ8

24、XZ11XZ13=11Z1XZ2XZ5XZ10XZ12i6=Z2XZ4XZ9XZ11XZ13=6i6Z1XZ2XZ6XZ10XZ126可到=22,XZ8，XZ1VXZ13'=40i田，Z1X/Z3X/Z10X/Z12403.3.3各档位速度确定由于机动车辆的各部分已经标准化了，根据标准，我们选择标准直径为600MM勺车轮,于是各档位的速度分别如下：V 1=4.6km/hV 2=6.3km/hV 3=15km/hV 4=11.6km/hV 5=19km/hV 6=35km/hV 倒=5.6km/h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(1)初步确定轴的直径d>A3&

25、#39;0=130父3*=45(3.32)(3.33)0nn556,0mm根据工作条件，取d=90mm29.26105360(2)传动轴受力分析=5144.44N'''(3.34)Fr=Fttg二cos、1=5144.44tg20cos222206=1731.54n(3.35)图4.1传动轴的受力简图_Cl_'_"._a_O_'_"._Fa=Fttg：sin222206=5144.44tg20sin222206-712.57N(3)绘制传动轴的受力简图，如图所示，求支座反力垂直面支反力:由zMC=°,得:570RbyL2-F

26、rL3-Fa=0(3.36)FrL3Fa360/21731.54202.5712.57360/2“八”一-r-a=629.13NL2761.5由ZY=0,得:Rcy=FrRby=1731.54629.13=2360.67n(3.(37)水平面支反力:由2Mc=0,得:RbzL2-FL=0(3.(38)FL5144.44202.5L2761.5二1368.02N由zz=0,得:Rcz=FrRbz=1731.541368.02=3099.56N(3.(39)(4)作弯矩图:垂直面弯矩MY图:Mcy=RbyL2=629.13761.5=479082.495n.mm(3.(40)水平面弯矩Mz图:MC

27、Z二RBZL2=2360.67202.5=478035.675n.mm(3.41)合成弯矩M图: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=0.6,轴的计算应力M2(二丁3)26767851532(0.69.26105)0.115032=14.3MPa(3.43)选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表俗-1可知，L=60MPa因止匕,(7)精确校核轴的疲劳强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。只需校核截面V。截面V左侧

28、抗弯截面系数W=0.1d3=0.11403=274400mm(3.44)抗扭截面系数Wt=0.2d3=0.21403=548800mm(3.45)截面V左侧的弯矩M为705M=676785.153=626570.628761.5Mpa(3.46)截面V上的扭矩T为/=3200000MPa截面上的弯曲应bM626570.628”一二=2.28W274400Mpa(3.47)T13200000LCCT二二二5.83截面上的扭转切应力WT548800MPa(3.48)轴的材料为45钢，调质处理。由文献1表15-1可知，OB=640MPao=275MPay=155MPa由文献1附表3-8可知，用插入法

29、求出拄=2.8J0.82.8=2.24*cr.匕轴按精车加工，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，：qt固得综合系数为K二1-1=2.8-1=2.990.84(3.49)K.=上1-1-2.24-1-2.430.84VV由文献1§3-1,§3-2可知，碳钢的特性系数二=0.10.2取二00.1、=0.050.1取、=005所以轴在截面V左侧的安全系数为K；Fb'm2752.992.280.10=40.34(3.50)S.-3275K.a-；：.m2.435.83F0.055.83=19.02(3.51)cSS&a,SjS2

30、40.3419.0240.34219.022=17.22S=1.5(3.52)故该轴在截面V左侧的强度是足够的。截面V右侧333抗弯截面系数W=0.1d=0.1130=219700mm一一一3一一3抗扭截面系数W=0.2d=0.2130=439400mm截面V左侧的弯矩M为705M=676785.153=626570.628761.5MPa截面V上的扭矩T为T=3200000Mpa截面上的弯曲应力M-626570.628-285W219700MPa截面上的扭转切应力T13200000)”.T=L=7.28WT439400MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及"E按文献1附表3

31、-2查取。因r3D140=0.023=1.08d130，d130u2.05,、=1.3又由文献1附图3-1可得轴的材料的敏感系数为qL0.83q7=0.87一?故有效应力集中系数按文献1,附3-4为k=1q；(；_-1)=10.83(2.05-1)=1.87(3.53)k1q(二T)=10.87(1.3-1)-1.26由文献1附图3-2可得轴的截面形状系数为=0.58由文献1附图33可得轴的材料的敏感扭转剪切尺寸系数为=0.76综合系数为1.871.1=3.410.580.8410.84-1=1.842753.412.850.10所以轴在截面V左侧的安全系数为=28.29S.275K,5.83

32、Ka.m1.840.052-=24.965.83SS._28.29_24.96_S2S228.29224.962=18.72S=1.5故该轴在截面V左侧的强度是足够的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已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?均取为240HB选齿轮精度为7级。(2)节锥角的计算i=cot、1(3.11)-0''、1=arccoti=arccot1.66=222206(3.12)_QOnn。，、2=90-222206=676754(

33、3.13)由文献2表14-3-3可知,2ha21ozmin=-2cos、1=-2cos22°22'06"=15.8sinasin20(3.14)式中，ha齿顶高系数，ha=1o取小齿轮齿数z1=30,z2=iz1=1.6630=49.8(3.15)取大齿轮齿数z2=50(3)根据工作条件的要求，大端模数为m=12(3.16)(4)齿轮分度圆的直径di=mz=12x30=360mmd2=mz2=1250=600mm(5)锥距(6)齿轮齿顶、齿根圆直径(3.(17)(3.(18)(3.(19)由文献3表10-9可知，齿顶高*ha=ham!=112=12mm齿顶圆直径.,

34、_._Q'"da1=d12hacos、1=360212cos222206=382mm._«_._Q»_»»._da2=d22hacos2=600212cos676754=610mm齿根高_a一_.hf=(ha+cm=(1+0.2y12=14.4mm齿轮基圆直径dm1=d11-0.5R=3601-0.50.28=313.95mmdm2=d21-0.5R=6001-0.50.28=528mm(7)齿宽由文献2表14-3-3可知，b=rR=0.28349.86=97.96mm(8)节圆周速度dm3601033.14360556一360103=

35、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已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：2T=2280103=i866.6N力：d30径向力：K=Ft2tg：=1866.6tg20=679.3N求垂直面的支反力lFr3l3-Fr2*(l213)1866.6287-679.3(287252)八F1V=-r32r-=33314.6N11l2l3287252I 23F2V=F3F1V-F2=1866.6314.6-679.3=1501.9NrIl4

36、计算垂直弯矩：Mavm=F-1=314.628710，902.9N.m3Mavn-F1V(1112)Fr212-L314.6(287252)679.3252110=396N.m求水平面的支承力：Ft3Ft2*(12I3)90.2928739.6252F1H=_t32"二二665.9NII l2l3287252F2H=Ft2Ft3EH=1866.6679.3665.9=1879.31N计算、绘制水平面弯矩图：_一一_3一一MaHm-F1HI1=665.928710=1911.3N.m3MaHn-F2H(1112)Ft312-1-1879.31(287252)902.9252110=22

37、0.8N.m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2=06)Me=,Man-(7T2)2220.82-(0.686.1)2206.07N.mMe-：Mam(：:T2)2-”1911.32(0.686.1)2=226.5N.m计算危险截面处轴的直径:n-n截面:Me0.11二b3226.07103:0.160=28.5mmm-m截面:Me0.1*此3226.51030.160=29.7mm由于d2=d4=30mm>d,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

38、式，即.72KTi、.u21-H-ZhZe”2.21bdi(1-0.5R)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KA=1平均分度圆直径dm1=d11-0.5R=3601-0.50.28=313.95mm平均分度圆圆周速度vm=%g二3.14313.95556=9146000060000.m/s由文献4-=9.14父3027405图5-4(a)可知，按100100,得Kv=1.24；由文献4b图5-7(b)可知，按d197.96360=0.272,齿轮悬臂布置,Kp=1.21.由文献4表5-4可知，K0f=1.1；K=KaKvKK11.24

39、1.211.1-1.65由文献1表I”6可知,弹性系数ZE=189.8；节点区域系数Zh2.。2。sin：cos、工sin200cos20o=2.49计算得,=2.49189.821.659.2610597.9636021-0.5R21.66211.66=106.32MPa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，"Hlim77"7"7hHP二-ZNZXZWZLVR(3.29)SHmin确定公式内的各计算数值小齿轮的接触疲劳强度极限入*=600MPa最小安全系数SHmin=1.0由文献1,10-13可知，计算应力循环系数N1=60n1

40、jLh=603601536524=9.461108由文献1图10-19可知，查得接触疲劳寿命系数Zni=0.87尺寸系数Zx=1工作硬化系数，按Zw=1.2-HBS-1301700=1.11润滑油膜影响系数，ZLVR=0.85计算得,0Hp=6000.8711.10.85=443.71MPa(3)由于二下二106.32Mpa二hp=443.7MPa故安全。(n)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2KT1F=Z2bd1m(1-0.5r)2YF：Ys：(3.30)确定公式内的各计算数值由文献1表10-5可知，Yf=2.85,由文献1表10-5可知，

41、Ys=1.54,计算得,21.659.26105F1二97.96360121-0.50.282.851.54=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，即二HPSFmin(3.31)确定公式内的各计算数值弯曲疲劳极限"Flim=300MPa齿轮的应力修正系数YST=20弯曲强度的最小安全系数SFmin=4弯曲疲劳寿命系数Yni=0.93Yn2=0.96弯曲疲劳的尺寸系数YX=0.85计算得，3002cF1=0.930.85=338.8MPa1.4(3)由于:叶1=42.85MPa：'1'=338.8Mpa故安全。5.3轴

42、承强度的校核(1)滚动轴承的选择滚动轴承为双列圆锥滚子轴承350324B,由文献2表39.2-24得Cr=862KN,Cor=1490KNe=0.83,X=0.8(2)寿命验算轴承所受支反力合力(4.1)(4.2)RB=rByRZ=,629.1321368.022=1505.74N对于双列圆锥滚子轴承，派生轴向力互相抵消。FBa=0,FCa=Fa=712.57nFBa:二e由文献2表39.2-24得，RB,PBr=Rb+YFBa=1505.74+0.8M0=1505.74N按轴承B的受力大小验算L-道Lh一“60n10106862103760M55611505749=4.78109h(4.3)

43、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，我的心里无比的激动。虽然它不是最完美的，也不是最好的，但是在我心里，它是我最珍惜的，因为它是我用心、用汗水成就的，也是我在大学四年来对所学知识的应用和体现。四年的学习和生活，不仅丰富了我的知识，而且锻炼了我的能力，更重要的是从周围的老师和同学们身上潜移默化的学到了许多。在此，向他们表示深深的谢意与美好的祝愿。致谢漫长而充实的毕业设计即将结束，通过几十天