五档变速器设计毕业设计

本科学生毕业设计五档变速器设计系部名称：专业班级：B07-2指导教师职 称TheGraduationDesignforBachelor'sDegreeDesignofTheFiveTransmissionCandidate：Specialty：VehicleEngineeringClass：B07-2Supervisor：Associateprofessor.YaoJiayanPAGE\*ROMANIIPAGE\*ROMANII摘 要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，是汽车总成部件中的重要组成部分，是主要的传动系统。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。本文设计研究了三轴式五档手动变速器，其目的主要是基于对机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握，同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学、AutoCAD软件绘制装配图和零件图等六项内容。首先，本文将概述变速器的现状和发展趋势，介绍变速器领域的最新发展状况。其次，对工作原理做了阐述，对不同的变速器传动方案进行比较，选择合理的结构方案进行设计。再次，对变速器的各档齿轮和轴以及轴承,并为为这些元件选择简单讲述了变速器中各部件材料的选择。最后，本文将对变速器换档过程中的重要部件—同步器以及操纵机构进行阐述，讲述同步器的类型、工作原理、选择方法以及重要参数。关键词：变速器；传动比；轴；齿轮；花键；校核ABSTRACTTransmissiontochangetheenginereachedonthedrivingwheeltorqueandspeed,Automotivetransmissionpartsintheautomobileassemblyofanimportantpartofmaindrivesystem.Transmissionofthepowerstructureofthevehicle,economy,manipulationofthereliabilityandportability,thesmoothdriveandhaveadirectimpactonefficiency.Thisdesignstudyofthethree-axis5-speedmanualtransmission,thepurposebasedontheskillfulofusingmechanictheory,mechanicdesign,AutoCAD.Meanwhile,mypaperisincorporatedstructureofvehicle,designofvehicle,mechanicofmaterials,andsurveyofinterchangeability.Iwilldesignthepartsofthree-shafttransmission,andusingAutoCADsoftware,drawingassemblydrawingsandpartsdiagramsoffiveelements.Atthesametimetheuseofvehicleconstruction,automotivedesign,materialmechanics, interchangeability ofmeasurement knowledgeofthesubjectsonthree-axisgearboxdesignfile12.Atfirst,Iwillgiveasummaryofthecurrentsituationandthetendencyofdevelopmentofthevehicletransmission,andintroducethelatestdevelopmentstateinthefieldofthetransmission.Thesecond,Iwillcomparetransmittingschemeofdifferenttransmission,andchooseabetterstructurescheme.Next,Iwilldosomemechanicanalyses,strength,stiffnesscheckoftheshaftsandgears,whicharetheimportantpartsofthetransmission,andchooseappropriatematerialsandheattreatment.Atlast,Iwillintroducetheoperationmechanismandthesynchronizer,whichplaysanimportantroleinchanginggear.Iwillgiveanaccountoftheoperation,designprocedureandmajorparameterofthesynchronizer.Atthesupplement,Iwillwritesomethinglikeformula,tableaugraphandsoon.Itmaybehelpfulforfuturedesign.Keywords:Transmission；TransmissionRatio；Shaft；Gear；spline；Checking目 录摘要 IAbstract II第1章绪论 1汽车变速器的概述 1汽车变速器研究状况、发展趋势及成果 2汽车变速器设计的目的和意义 4汽车变速器的设计方法和研究内容 5第2章变速器的结构方案的确定 6变速器传动机构分析和布置方案的设计 6两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析 6变速器倒挡布置方案分析确定 7传动机构布置中齿轮安排的分析确定 8变速器零、部件结构方案分析确定 9齿轮形式 9变速器自动脱档机构形式分析确定 10本章小结 11第3章变速器主要参数的选择 12变速器档位数目及各档传动比 12变速器档位数目的确定 12主减速比的确定 12变速器Ⅰ档传动比的确定 13变速器各档传动比的确定 15变速器中心距的确定 15变速器的外形尺寸 16变速器的齿轮参数的确定 17齿轮齿数 17齿轮模数 17齿形、压力角及螺旋角 193.4.4齿宽 21齿顶高系数 21齿轮的修正 21变速器各档齿轮齿数的分配 23确定一挡齿轮的齿数 23对中心距A进行修正 23确定常啮合传动齿轮副的齿数 24确定其他各档的齿数 26确定倒档齿轮齿数 31本章小结 33第4章变速器齿轮的设计及校核 34齿轮的材料选择 34齿轮坏损形式及避免错失 34齿轮的材料选择 35计算各轴的转矩 36齿轮的强度计算 36轮齿的弯曲应力 36轮齿接触应力 39各档齿轮的强度计算校核 40计算各档齿轮的受力 48本章小结 51第5章变速器轴和轴承的设计及校核 52轴的设计 52轴的功用及其设计要求 52轴的结构设计 52轴的尺寸 53轴的强度验算 54轴的刚度验算 54轴的强度计算 59轴承的选择及校核 61本章小结 65第6章同步器的确定 66锁销式同步器 66锁环式同步器 67本章小结 68第7章操纵机构和箱体的确定 69操纵机构的功用 69换档位置 69变速杆的布置 69直接操纵手动换挡变速器 69远距离操纵手动换挡变速器 70锁止装置 70互锁装置 70自锁装置 71倒档锁装置 71变速器箱体的设计 71本章小结 72结论 73参考文献 74致谢 75附录 76PAGE7PAGE7第1章绪 论汽车变速器的概述汽车是一种快速机动的道路交通工具。一般是指自带动力装置的可以独立行驶并完成运载任务的轮式车辆，具有四个或四个以上的车轮。按照国家标准中有关规定，汽车可分为载货汽车，越野汽车，自卸汽车，牵引汽车，专业汽车，客车，轿车等种类。汽车的基本组成是相同的，均由发动机，底盘，车身和电气设备四大部分组成，现代汽车将以往复活塞式内燃机为主要动力源，而发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。为此，在汽车传同时又可使其转速减小到发动机转速的若干分之一。行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下，满足驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。随着汽车工业的不断发展，今后要求汽车车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车的发展趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒档使汽车能倒退行驶；其空档使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时。变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档；采用同步器可使换档轻便，无冲击及噪声；采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，不同的传动比还可以使在其不同路面提高汽车的动力性和经济性，使汽车和发动机有良好的匹配性。汽车变速器研究状况、发展趋势及成果现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能40年代初，美国成功研制出两档的液力-机械变速器以来，自动80198394%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展，自动变速器技术已经达到了相当高的水平。自动变速器与机械式变速器相比，具有许多不可比拟的优势：提高发动机和传动系的使用寿命；提高汽车的通过性；具有良好的自适应性；操纵更加方便。目前，国内变速器厂商都朝无级变速器和自动变速器方向发展，国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器，而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速(ContinuouslyVariableTransmission简称"CVT")。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位[2]。在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。,人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力,汽车厂商对无级变速器(CVT)CVT进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器的研究的终极目标。围绕汽车变速箱四个研究方向，各国汽车变速器专家展开了激烈的角逐。CVT金属带式无级变速箱[3]的传动功率已能达到轿车实用的要求，装备金1006缸内燃机（2.8L）的奥A6MultitronicCVT功率，280N·m扭矩。这是真正意义的无级变速器[4]。CVT(ExtroidCVT)(Cedric)车也装用这种CVT。可与3L的大马力内燃机(XVL330N·m/194kw)搭配使用，可谓汽车变速箱发展VCVTVCVTCVT，CVT到很高的水平，也已经装备上汽车达到了实用的水平[5]。但齿轮变速箱依然占据着半壁河山，这至少说明了四个问题：无级变速（CVT）是汽车变速箱始终追逐的目标。CVT实现大功率的无级变速传动是极为困难的。CVT传动效率低是必然的。CVT的效率，功率无法与齿轮变速相比。液力传动[6]人们经常把液力自动变速器和无级变速器两个概念混为一谈。实际上这两种变速器工作原理完全不同。液力自动变速器免除了手动变速器繁杂的换档,液力自动变速器不是无级变速，是有级变速的自动控制，没有从根本上满足汽车对变速器的要求。从无级变速箱是汽车变速箱的最终归属，液力自动变速器只不过是一种过渡产品。电控机械式自动变速器电控机械式自动变速器(AutomatedMechanicalTransmission简称"AMT")和液力自动变速器械传动部分沿用了传统的有级变速箱，但控制参量太多，实现自动控制相当困难。齿轮无级变速器齿轮无级变速器（GearContinuouslyVariableTransmission）这是一种全新的设计思想，是利用齿轮传动实现高效率、大功率的无级变速传动。"齿轮无级变速装置"(GearContinuouslyVariableTransmission称"G-CVT")已经试制成功，并已经进行了多次样机试验。"齿轮无级变速装置"结构相20种非标零件，51个零件，生产成本甚至低于手动变速箱。预计今年进行装车试验[7]。齿轮无级变速器的优势表现为：传动功率大，200KW的传动功率是很容易达到的；传动效率高，90%以上的传动效率是很容易达到的；1/10；20%；的污染。汽车变速器设计的目的和意义盾。大家知道，汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。即使在1.5%的滚动阻力。例如，NJ1305360kg800N要满载汽车在坡度为9%4824N2050N·mNJ130汽车发动机205N·m482N10倍之多。显然，如此小的牵引力，不仅不能上坡行驶，即使在平坦的道路上也不能行驶。2800r/min如发动机和车轮直接相连，则对应于该转速所换算的汽车速度，竟达到458km/h。显然，这样高的车速是不能实现的。上述发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。汽车发动机的转矩变化范围小，而多变的使用环境要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为此，在传动系中设置了变速器，用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要，以适应汽车经常变化的行驶条件，并与发动机配合工作，使汽车具有良好的动力性和经济性。既可使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的若干分之一。此外，汽车的使用条件颇为复杂，变化很大。如汽车的载货量、道路坡度、路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以及适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，可挂入变速器的高速档；而在不平的路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速档。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器档位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽车燃料经济性的要求。例如，汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行时，往往可挂入较高的变速器档位，也可挂入较低的档位工作。此时只是发动机的节气门开度和转速或大或小而已，的档位，驾驶员可根据情况选择合适的档位，使发动机燃料消耗量减小。可中断动力传递，以满足汽车暂时停止行驶和对发动机检查调整的需要。汽车变速器的设计方法和研究内容在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计，在设计中参考了一汽集团的CA1051K26L4-3中型货车的变速器，采用了锁环式同步器的换档方式[8]。在设计中，我们除了对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识，对变速器的重要零件—轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操纵机构。CA1051K26L4-3轴和齿轮的强度、刚度，选择材料和热处理方法；后面的主要任务是绘制变速器的装配图和重要的零件图，确定个零件的精度等级及其它参数；最后，是对整体论文的编写整理整个设计过程中的各种资料，以及对前期设计中的错误做出修改。本设计是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，自己独立设计出符合要求的中间轴式五档变速器。其中本设计的重点部分是档位传动比的选择及计算依据、齿轮参数的选择计算及校核、二轴及中间轴的强度校核等。第2章变速器的结构方案的确定变速器传动机构分析和布置方案的设计目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。各种机构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，设计人员应深入实际，收集资料，最后确定较合适的方案。在不同形式的汽车上得到广泛应用]通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进档；重型载货汽车和重型越野车则采用多档变速器，其前进档位数多大6～16个甚至20个。变速器档位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但档位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速1（0.7～0.8）低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括齿轮副的数目、齿轮的转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析两轴式变速器 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上其特点是变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他档位均采用常啮合齿轮传动。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声低。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏；受结构限制其一档速比不能设计的很大；对于前进档，两轴式变速器输入轴的传动方向与输出轴的传动方向相反。中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内且保持两轴轴线在同一条直线上经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档，变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，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90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其他前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除了一档以外的其他档位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一档也采用同步器或结合套换挡，还有各档同步器或结合套多数情况下装在第二轴上。在除直接档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，这是它的缺点。变速器倒档布置方案分析确定倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。倒档设计在变速器的左侧或右侧在机构上均能实现，不同之处是挂倒档时驾驶员移动变速杆的方向改变了。在结构布置上，要注意的是在不挂入倒档时，为了防止意外挂入倒档，一般在挂倒档时设有一个挂倒档时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。倒档齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉[10]。与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案；也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作；而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒档传动比略有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒档。图2-1 倒档布置方案2-12-1b所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换2-1c2-1d所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便，且能获得较大的倒档传2-1e2-1c2-1c所2-1f所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-1g2-1h2-1a方案。传动机构布置中齿轮安排的分析确定安排应考虑以下四个方面：整车总布置 根据整车的总布置对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变器的轮廓形状以及换档机构提出要求。驾驶员的使用习惯 有人认为人们习惯于按档的高低顺序由左到右或由右到8左排列来换档。但是也有人认为应该将常用档位放在中间位置。值得注意的是倒档，按习惯，倒档最好与序列不接合。否则，从安全角度考虑，将倒档与一档放在一起较好。在五档变速其中，倒档与序列接合与不接合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者的布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。提高平均传动效率 为提高平均传动效率在三轴式变速器中普遍采用具直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。改善齿轮受载状况 各档齿轮在变速器中的位置安排应考虑齿轮的受载状况承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以较小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小故齿轮的偏载也小。间轴式变速器的低档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高档顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒档的传动比虽然与一档的传动比接近，但因为使用倒档的时间非常短，从这点出发有些方案将一档布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒档。此时在倒档工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一档工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。综上所述，由于本次设计的为中型货车变速器，布置形式采用发动机前置后轮驱动，变速器布置的空间较大，对变速器的结构要求较高，要求运行时噪声要小，故选用三轴五档变速器，并且五档为直接档。采用图2-1d的倒档布置形式。变速器零、部件结构方案分析确定齿轮形式变速器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，运转平稳、作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，工作时有轴向力。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，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支92-2）影响齿轮强度。要求尺寸b装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸C，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求：2C(3.1)2

——花键内径。2图2-2变速器齿轮尺寸控制图3-2中的尺寸D1可取为花键内径的1.25～1.40倍。aR0.80μm范围内选用。a变速器自动脱档机构形式分析确定自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：2-3a所示。这样在啮合时，使接合齿端部1～3mm形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱档。将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.3～0.6mm），2-3b所示。将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（2～3°），使102-3c将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱档的效果。a） b) c)本章小结

图2-3防止自动脱挡的机构措施件的结构的确定，为下面的设计过程作铺垫。11PAGE17PAGE17第3章变速器主要参数的选择变速器档位数目及各档传动比变速器档位数目的确定对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数的多少对汽车动力性、经济性影响很大。档数多，可以使发动机经常在最大功率附近的转速工作，而且发动机转速变化范围小，发动机平均功率高，故可提高汽车的动力性。即提高汽车的加速能力和爬坡能力。档数多也增加了发动机在低油耗区工作的可能性，因而提高了汽车的燃料经济性。档数多少还影响相邻的低档与高档间传动比的比值。档数多，则1.8，而且高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。档数多的缺点是使变速器的结构复杂、质量增大、操纵不轻便等。CA5-38变速器参数：发动机最大功率88Kw车轮滚动半径0.41m发动机最大转矩245N·m额定转速3200r/min最大转矩时转速2000r/min最高车速95km/h总质量5500r/min最大功率时转速5000r/min3.1.2主减速比的确定u0.377arnii(3.1)式中：

g0——汽车行驶速度（km/h；an——发动机转速（r/mi；r——车轮滚动半径（m；i ——变速器传动比；gi ——主减速器传动比。0PTemax

emaxnp

(3.2)式中：T式中：emaxPe

——发动机最大扭矩（N·m；——发动机最大功率（K；n——发动机最大功率转速（r/min）p——转矩适应系数=1.1～1.3np1.4～2.0nT

(3.3)式中： n——发动机最大扭矩转速T已知：最高车速u =v =95km/h；最高档为直接档，传动比i 车轮滚amax amax g5动半径由所选用的轮胎规格7.50—16r=0.41(m)；发动机最大扭矩转速n=2000T(r/min)；转矩适应系数=1.1～1.3；由公式和得到发动机最大功率转速n=4000(r/min)nnp

=400（r/min（3.1得到主减速器传动比：i0.377nr0.3770.4140006.5080 iuga

951变速器一档传动比的确定在选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑来确定。汽车行驶方程式T ii CA duemaxg0r

TGf

D21.15

u2Gima dt

(3.4)汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：T ii emaxg10rr

Tmg

fcos

max

sin

max

mg

max

(3.5)，即

max

=16.7°则由最大爬坡度要求的变速器1挡传动比为：

mg(fcosi 1

max

sin

)rmaxr

(3.6)g T iemax0T式中：m——汽车总质量，m55000Kg；gg9.8m/s²；ff0.02；r

0.41m；r T T

245N·memax emaxii6.508；0 0——汽车传动系的传动效率， 0.96。T T将各数据代入式(3.6)中得：mg(fcosi

maxsin

)rmax rg1 T iemax0T550009.8(0.02cos16.7sin16.7)0.412456.5080.965.313根据驱动车轮与路面的附着条件：2T ii2emaxg10rr

TG (3.7)可求得变速器一档传动比为：G

(3.8)i g1

2iremax0TG2

——汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，因为货车4×260～68[4]2=5500×9.8×65％=35035N——道路的附着系数，计算时取0.5～；其他参数同式(3.6)。将各数据代入式(3.8)得：Gri g1

2iremax0T350359.80.60.412456.5080.966.006通过以上计算可得到5.313＜ig1

＜6.006，国产汽车中，轿车变速器传动比变化范3～45～67ig1变速器各档传动比的确定

5.625。变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数,故相邻档位传动比比值就是几何级数的公比；但是实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。此变速器的最高档为直接档，其传动比为1.0，一档传动比初选为5.625中间各ig1nig1n1ign

（其中n为档位数）求得公比。ig1n1ig545.6251因为qig1n1ig545.6251i ig2 g1i ig3 g1i ig4 g1

q5.6251.543.653q25.6251.5422.372q35.6251.5431.54变速器中心距的确定A；对两A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。A(mm)初选，经验公式为：3T ie3T iemaxg1gA

(3.9)式中：K——中心距系数，乘用车：K8.9～9.3，商用车：K8.6～9.6A A ATemax

——发动机的最大转矩(N·m)；i ——变速器一挡传动比；g1——变速器的传动效率，取96%；g将各数代入式(3.9)中得3T i3T iemaxg1gA8.6~9.632455.6250.9695~105mm也可以由发动机最大转矩按下式直接求出：3Te3TemaxAc

(3.10)式中：KAc

——按发动机最大转矩Temax

直接求A时的中心距系数，对乘用车取14.5～16.0；对商用车取17.0～19.5(3.10)中得3Temax3TemaxAc17.0~19.53245106~122mm综上所述，初选中心距A=110mm。变速器的外形尺寸变速器的外形尺寸主要指变速器的轴向尺寸，其轴向尺寸与档位数、齿轮型式、A初选。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用四档 （2.2～2.7）A五档 （2.7～3.0）A六档 （3.2～3.5）A此变速器为五档，故外形尺寸为（2.7～3.0）A=291～330mm。变速器的齿轮参数的确定齿轮齿数确定变速器齿轮齿数时，应考虑：尽量符合动力性、经济性等对各档传动比的要求；齿轮不应产生根切，而且齿根圆直径应大于中间轴直径；互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应注意这点；齿数多，可降低齿轮传动的躁声。齿轮模数齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数m与弯曲应力之间有如w下关系：直齿轮模数2TKK32TKK3zKyj fc w (3.11)式中T——计算载荷，N·mm；jK——应力集中系数，直齿齿轮取1.65；K1.10.9；fz——齿轮齿数；Kc——齿宽系数，直齿齿轮取4.4～7.0；y——齿形系数，见图3-1； ——轮齿弯曲应力，当Tw

Te

时，直齿齿轮的许用应力[]400~850MPa。w 齿根高： hf9

hca 9

m(10.250.4)46.6mm hf10

hca

m(10.250.4)43.4mm hf11

hca

m(10.250.4)43.4mm hf12

hca

m(10.250.4)46.6mm齿全高： h(2hc)m(2410mma齿顶圆直径： da9

d2h9

14022.4144.8mm18PAGE22PAGE22da10

d 2h10

8425.695.2mmd d 2h 5625.667.2mma11 11 a11da12

d 2h12

9222.496.8mm齿根圆直径： d d2h 14026.6126.8mmf9 9 f9d d 2h 8423.477.2mmf10 10 f10d d 2h 5623.449.2mmf11 11 f11d d 2h 9226.678.8mmf12 12 f123.6本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各档传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各档传动比计算各档齿轮的齿数，根据齿数重新计算各档传动比，同时对各档齿轮进行变位。第4章变速器齿轮的设计及校核齿轮的材料选择齿轮坏损形式及避免错失变速器齿轮的损坏形式主要有三种：齿轮折断、齿面点蚀、齿面胶合。齿轮折断齿轮在啮合过程中，轮齿表面承受有集中载荷的作用。可以把轮齿看作悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。这种破坏的断面在疲劳断裂部分呈光滑表面，在突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器中齿轮的折断以疲劳破坏居多数。齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。若以节圆为界，把齿轮分为根部及顶部两段，则靠近节圆的跟部齿面处，较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重；两个互相啮合的齿轮中，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面出现许多小麻点，而且由此使齿形误差加大，产生动载荷，也可能引起轮齿折断。齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间滑动油模破坏，两齿面间金属材料直接接触，在汽车变速器齿轮中，胶合损坏情况不多。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面强度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面强度，选择适当的齿面表面处理方法和镀层等，是防止齿面胶合的措施。齿轮的材料选择齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素也很多，下述几点可供选择材料时参考：齿轮材料必须满足工作条件的要求。例如，用于飞行器上的齿轮，要满足质量轻、传动功率达和可靠性高的要求，因此必须选择力学性能高的合金钢；矿山机械中的齿轮传动，一般功率很大、工作速度较低、周围环境中粉尘行量极高，因此往往选择铸钢或铸铁等材料；家用及办公用的机械的功率很小，但要求传动平稳、低噪声或无噪声、以及能再少润滑货物润滑状态下正常工作，因此常选用工程塑料作为齿轮材料。总之，工作条件的要求是选择齿轮材料时首先应考虑的因素。应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成型方法及热处理和制造工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁作为齿轮材料。中等或中等可选用圆钢作毛坯。齿轮表面硬化的方法有：渗碳、氮化和表面淬火。采用渗碳工艺时，应选用低碳钢或低碳合金钢作齿轮材料；氮化钢和调质钢能采用氮化工艺；采用表面淬火时，对材料没有特别的要求。正火碳钢。不论毛坯的制作方法如何，只能用于制作载荷平稳或轻度冲击下工作的齿轮，不能承受大的冲击载荷；调制碳钢可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮。30～50HBS与大齿轮的齿面具有较大的硬度差（如小齿轮齿面为淬火并磨制，大齿轮齿面为常化或调质），从而提高了大齿轮齿面的疲劳极限。因此，当配对的两齿轮齿面具有较大20%糙度值也要相应地减小。现在汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnCr5的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。计算各轴的转矩245N·m99%98%96%。Ⅰ轴： T=1

emax离承

=245×98%×96%=230.496N·m中间轴： T2

=T1

i

=230.496×96%×99%×33/17=425.241N·mⅡ轴： 一档T31

T2承

i齿

=425.241×0.96×0.99×38/13=1181.359N·m二档T32

T2承

i齿

=425.241×0.96×0.99×35/19=744.485N·m三档T33四档T34

T2T2

i56i

=425.241×0.96×0.99×31/26=481.87N·m=425.241×0.96×0.99×25/33=306.174N·m倒档T （3i i倒 2 承

121191014 425.2410.9630.99323 35 =999.546N·m14 倒档轴： T4

T2

i承齿1211

=425.241×0.96×0.99×23/14=663.959N·m齿轮的强度计算7级。因此，比用于通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。轮齿的弯曲应力直齿轮弯曲应力公式为：1 FKKw bty1式中：

——弯曲应力wF——圆周力(N)F

d；1 1 gT——计算载荷(N·m)；gd——节圆直径(mm)；K——应力集中系数，可近似取K=1.65； Kf力的影响也不同，主动齿轮Kfb——齿宽(mm)；t——端面齿距(mm)，tm；m——模数；y——齿形系数，如图4-1所示。

=1.1Kf

=0.9；图4-1齿形系数图因为齿轮节圆直径dmz，式中z为齿数，所以将上述有关参数代入式后得： KKf

(4.1)w m3zKyc当计算载荷T取作用到变速器第一轴上的最大转矩T 时，一、倒档直齿轮许用g emax弯曲应力在400～850MPa范围，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力取下限。斜齿轮的弯曲应力公式为FK 1w btyK23PAGE27PAGE27式中： F——圆周力(N)，Fd；1 1 gT——计算载荷(N·m)；gd——节圆直径(mm)dzcosm－法向模数(mm)z－齿数，n n－斜齿轮螺旋角()；K——应力集中系数，K1.50；b——齿面宽(mm)；t——法向齿距(mm)，tm；ny——齿形系数，可按当量齿数zn

zcos35-1中查得；K——重合度影响系数，K2.0。将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为：

cosK

(4.2)w 3yKKn C 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax

时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa范围。轮齿接触应力FE1FE11b z bj

(4.3)a式中： ——轮齿的接触应力（MP）ajF——齿面上的法向力（F

(cos

F1cos)；1F

2Tg；1 1 dT——计算载荷(N·m)；gd——节圆直径(mm)；——节点处压力角()；——齿轮螺旋角()；E——齿轮材料弹性模量(MPa)，E=20.6×104N·mm-2；b——齿轮接触实际宽度(mm)；，——主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径(mm)，， ， rr

zsin

sin；

z cos2 b cos2rsin，rsin。z z b br、r——主动及被动齿轮节圆半径(mm)。z b其中：斜齿轮——dmzcos，直齿轮——dmzn所以：斜齿轮——z

znzsinmn，2

z sinmnb n；2z

zz

sinm2

，b

zsinmb 。2m——斜齿轮法向模数nm——直齿轮模数z——斜齿轮当量齿数nzz——直齿轮齿数将所有参数带入式(4.3)得：斜齿轮 j直齿轮 j

0.418dbcosdbcoscosTE11z bdbcosTE 11z b

(4.4)(4.5)将作用在变速器第一轴上的载荷Temax

2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1。表4.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮j液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900～2000950～1000常啮合齿轮和高档1300～1400650～700/MPa9，10，11，12的弯曲应力z=35，z=21，z=14，z=23，y=0.12，y=0.164，y=0.157，y=0.103，m=4mm，9 10 11 12 9 10 11 12K=6.0，T=999.546N·m，T=425.241N·m，T=663.959N·mc 倒 22T 倒

4KKfw9 m3zKy9 c92999.5461.650.943356.00.12

103=585.91MPa<400～850MPa2TKK 4 fw10

m3zKy10 c10=2663.9591.651.143216.00.164

103=580.10MPa<400～850MPa2TKKw11

2 fm3zKy11c11=2425.2411.651.143146.00.157

103=582.15MPa<400～850MPa2TKK 4 fw12

m3zKy12 c12=2663.9591.650.943236.00.103

103=690.00MPa<400～850MPa13，14的弯曲应力z=38，z13

=13，y13

=0.146，y14

=0.157，T31

=1181.359N·m，T=425.241N·m，2 =21.99°，m=4mm，K=6.01314 n cT2T 31

cos K1314w13

zm3yKK13n13 c =21181.359cos21.991.5038430.1466.02.0

103=245.501MPa<100～250MPaT2T 2

cos K1314w14

zm3yKK14n14 c =2425.241cos21.991.5013430.1576.02.0

103=240.214MPa<100～250MPa7，8的弯曲应力z7

=19，y7

=0.153，y8

32

=744.485N·mT

=425.241N·m，2

78

=23.01°，m=3.75mm，Kn

=6.0

2T

cos

K78w7 7

m3yKKn7 c =2744.485cos23.011.50353.7530.1536.02.0

103=193.102MPa<100～250MPaT2T

cos

K78w8 m3yKK8n8 c =2425.241cos23.01°1.50193.7530.1576.02.0

103=198.003MPa<100～250MPa5，6的弯曲应力z5

=26，y5

=0.174，y6

=0.172，T33

=481.87N·m，T

=425.241N·m，2

56

=24.93°，m=3.5mm，Kn

=6.0

2T

cos

K56w5 m3yKK5n5 c 22481.87cos24.93°1.50PAGE28PAGE28=313.530.1746.02.0

103=150.358MPa<100～250MPaT2T 2

cos

K56w6 6

m3yKKn6 c =2425.241cos24.93°1.50263.530.1726.02.0

103=160.045MPa<100～250MPa3，4的弯曲应力z3

=33，y4

=0.151，y4

34

=306.174N·mT·2

34

=22.67°，m=3.5mm，Kn

=6.0

T2T

cos

K34w3 m3yKK3n3 c =2306.174cos22.67°1.50253.530.1516.02.0

103=138.905MPa<100～250MPaT2T 2

cos

K34w4 4

m3yKKn4 c =2425.241cos22.67°1.50333.530.1436.02.0

103=154.33MPa<100～250MPa1，2的弯曲应力z

=33，y

=24.62°，1 2m=4mm，Kn

1=7.0

2T2T

cos

1 2K12

12m3yKK1n1c =2230.496cos24.62°1.5017430.1627.02.0

103=81.091MPa<100～250MPaT2T 2

cos

K12 w2 2

m3yKKn2 c 22425.241cos24.62°1.50PAGE29PAGE29=33430.1587.0

103=79.020MPa<100～250MPa13，14的接触应力z=38，z13

=13，

n13

=47.66，

n14

=16.31，T31

=1181.359N·m，T=425.241N·m，2 =21.99°，K=6.0，m=4mm1314 c nd

zm13n

384

=163.93mm13 cos cos21.99134dzmn =56.07mm1414 cos cos21.99 b13

z

sinmn2

47.66sin2042

=32.60mm z sinm

16.31sin204n14z14 2

n 2 =11.16mm

0.418TE11TE11bdcoscos3113z14 b131181.3592.0610524163.93cos20cos21.9911.16 32.6011103TE11bdTE11bdcoscos214z10 b90.418425.2412.06425.2412.061052456.07cos20cos21.9911.16 32.6011103=1253.03MPa<1900～2000MPa7，8的接触应力z7

=19，zn7

=44.88，zn8

32

=744.485N·mT·2

78

=23.01°，K=6.0，mc

=3.75mm

d

z7mn

353.75

=142.60mm7 cos cos23.01PAGE51PAGE51d

z8mn

193.75

=77.40mm8 cos cos23.01 zn7b7

sinmn2

44.88sin203.752

=28.78 z sinm

24.37sin203.75n8z8 2

n 2 =15.63mmTE1 1TE1 1bdcoscos3277-8 z8 b7 j7744.485744.4852.0610524142.60cos20cos23.0115.63 28.7811103TE1 1TE1 1bdcoscos287-8 z8 b7 0.418j8425.241425.2412.061052477.40cos20cos23.0115.63 28.7811103=969.79MPa<1300～1400MPa5，6的接触应力z5

=26，zn5

=41.57，zn6

=34.87，T33

=481.87N·mT·2

56

=24.93°，K=6.0，mc

=3.5mm

dz5mn

313.5

=119.65mm5 cos cos24.93d

z6mn

263.5

=100.35mm6 cos cos24.93 zn5b5

sinmn2

41.57sin203.52

=24.88 z sinm

34.87sin203.5n6z6 2

n 2 =20.87mmTE1 1TE1 1bdcoscos3355-6 z6 b5 j5481.87481.872.0610524119.65cos20cos24.9320.87 24.8811103TE1 1TE1 1bdcoscos265-6 z6 b5 0.418j6425.241425.2412.0610524100.35cos20cos24.9320.87 24.8811103=810.62MPa<1300～1400MPa3，4的接触应力z3

=33，z4

=31.82，zn4

34

=306.174N·mT2

=425.241N·m

34

=22.67°，K=6.0，mc

=3.5mm

d

z3mn

253.5

=94.83mm3 cos cos22.67d

z4mn

333.5

=125.17mm4 cos cos22.67 zn3b3

sinmn2

31.82sin203.52

=19.05z sinmn4 n

42.00sin203.5=25.14mmTE1 1TE1 1bdcoscos3433-4 z4 b3 0.418j3306.174306.1742.061052494.83cos20cos22.6725.14 19.0511103TE1 1TE1 1bdcoscos243-4 z4 b3 0.418j4425.241425.2412.0610524125.17cos20cos22.6725.14 19.0511103=736.33MPa<1300～1400MPa1，2的接触应力z

=43.9，T=230.496N·mT·

=24.62°，1 2K=7.0，mc

n1=4mm

n2 1 2 zm 174

12d 1n =74.80mm1 cos cos24.62d

z2mn

334

=145.20mm2 cos cos24.62 zn1z1

sinmn2

22.63sin2042

=15.48 z sinm

43.92sin204n2b2 2

n 2 =30.04TEbdcosTEbdcoscos11111-2 z1 b2j1230.496230.4962.061052874.80cos20cos24.6215.48 30.0411103TEbdcosTEbdcoscos2121-2 z11b2 0.418j2425.241425.2412.0610528145.20cos20cos24.6215.48 30.0411103=656.80MPa<1300～1400MPa9，10，11，12的接触应力z9

=21，z11

=14，z12

=23，mc

=6.0，T倒

=425.241N·m，2T=663.959N.m4

dmz9

435=140mmdmz10 10dmz

421=84mm414=56mm11 11dmz12 12

423=92mm z sinm 35sin204b9b9 2

2 =23.94mmz10

z sinm 21sin204 z102 2 =14.36mmz sinm 14sin204z11z11 2

2 =9.58mm z sinm 23sin204b12b12 2

2 =15.73mmTE 1TE 11bdcos倒9z10 b9j9999.546999.5462.0610524140cos20 14.36 23.9411103～=1126.70MP<1900 2000MP～a aj10

0.418TE TE 11bdcos410z10 b9663.9592.061052484cos20 14.36 23.9411103～=1185.50MP<1900 2000MP～a a

0.418TE TE 11bdcos211z11 b12425.2412.061052456cos20 9.58 15.7311103TE 11TE 11bdcos412z11 b120.418663.959663.9592.061052492cos20 9.58 15.7311103=1390.87MPa<1900～2000MPa计算各档齿轮的受力13，14的受力d =163.93mm，d13

=56.07mm，T312T

=1181.359N·m，T=452.241N·m，221181.359

1314

=21.99°Ft13Ft14

31d132T 2d14

163.93256.07

10314412.97N10315168.21NFF t13

tann

11412.97tan204479.90Nr13

cos1314

cos21.99FF t14

tann

15168.21tan205953.93Nr14

cos1314

cos21.99Fa13Fa14

Ft13Ft14

tantan

1314

11412.97tan21.994608.82N15168.20tan21.996125.58N7，8的受力d142.60mm，d7

77.40mm，T32

=744.485N·m，T=425.241N·m，2

78

23.012TF 32t7 d7

2744.485142.602425.241

10310441.58NF 2t8 d8

77.40

10310988.14NFF t7

tann

10441.58tan204128.94Nr7 cos

78

cos23.01FF t8

tann

10988.14tan204345.06Nr8 cos

78

cos23.01F Fa7 tF Fa8 t8

tantan

778

10441.58tan23.014434.34N10988.14tan23.014666.45N5，6的受力d119.65mm，d5

100.35mm，T33

=481.87N·m，T=425.241N·m，2

56

=24.93°2TF 33t5 d5

2481.87119.65

1038054.66N2TF 2t6 d6

2425.241100.35

1038475.16NFF t5

tann

8054.66tan20 3232.89Nr5 cos

56

cos24.93FF t6

tann

8475.16tan20 3401.66Nr6 cos

56

cos24.93F Fa5 t5F Fa6 t

tantan

5656

8054.66tan24.933743.98N8475.16tan24.933939.43N3，4的受力d94.83mm，d3

125.17mm，T34

=306.174N·m，T=425.241N·m，2

34

=22.67°2TF 34t3 d3

2306.17494.832425.241

1036457.32NF 2t4 d4

125.17

1036794.62NFF t3

tann

6457.32tan20 2547.06Nr3 cos

34

cos22.67FF t4

tann

6794.62tan20 2680.10Nr4 cos

34

cos22.67F Fa3 t3F Fa4 t

tantan

3434

6457.32tan22.672697.18N6794.62tan22.672838.07N1，2的受力d74.80mm，d145.20mm，T=230.496N·m，T=425.241N·m，

=24.62°1 2 1 2

122TdF 1dt112F2T2t2 d2

274.802145.20

1036162.99N1035857.31NFF t1

tann

6162.99tan20 2467.46Nr1 cos12

cos24.62FF t2

tann

5857.31tan20 2345.08Nr2 cos12

cos24.62F Fa1 t1

tan

12

6162.99tan24.622824.24NF Fa2 t2

tan

12

5857.31tan24.622684.16N6．倒档齿轮9，10，11，12的受力F14d=140mm，d9

=84mm，d11

=56mm，d12

=92mm，T倒

=999.546N·m，T=425.241N·m，2T=663.959N·m4

2TdF 倒dt994F 4t10 d102F 2t11 d114F 4t12 d12

2999.5461402663.959842425.241562663.95992

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