轿车五档变速器课程设计

标准文档目 录第1章绪论.....................................................11.1概述......................................................11.2变速器的发展现状..........................................11.3研究的目的、依据和意义....................................2第2章变速器主要参数的选择.......................................32.1设计初始数据..............................................32.2变速器各挡传动比的确定....................................32.2.1初选最大传动比的范围...............................32.2.2确定挡位数，设计五挡变速器.........................42.3变速器传动方案的确定......................................52.4中心距A的确定............................................62.5齿轮参数..................................................62.5.1模数...............................................62.5.2压力角...........................................72.5.3螺旋角β...........................................72.5.4齿宽b..............................................72.5.5齿顶高系数.........................................82.6本章小结..................................................8第3章齿轮的设计计算与校核.......................................93.1齿轮的设计与计算..........................................93.1.1各挡齿轮齿数的分配.................................93.1.2齿轮材料的选择原则................................183.1.3计算各轴的转矩....................................183.2轮齿的校核...............................................193.2.1轮齿弯曲强度计算..................................193.2.2轮齿接触应力σj....................................223.3本章小结.................................................26第4章轴的设计与计算及轴承的选择与校核..........................28实用文案标准文档4.1轴的设计计算.............................................284.1.1轴的工艺要求......................................284.1.2初选轴的直径......................................284.1.3轴的强度计算......................................284.2轴承的选择及校核..................................324.2.1输入轴的轴承选择与校核............................324.2.2输出轴轴承校核....................................334.3本章小结.................................................34结论⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 35参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 36致谢⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 37实用文案标准文档第1章 绪 论1概述对变速器如下基本要求：保证汽车有必要的动力性和经济型。设置空挡。用来切断发动机动力向驱动轮的传输。设置倒档，使汽车能倒退行驶。设置动力传输装置，需要时进行功率输出。换挡迅速、省力、方便。工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。变速器应有高的工作效率。变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应该满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大 [9]。2变速器的发展现状变速器作为传递动力和改变车速的重要装置，国外对其操纵的方便性和挡位等方面的要求越来越高。目前对4挡特别是5挡变速器的应用有日渐增多的趋势， 同时，6挡变速器的装车率也在上升 [1]。中国汽车变速器市场正处于高速发展期。2009年中国汽车销售1364万辆，同比增长46.15%，2015年汽车销售规模将达到4000万辆。在汽车行业市场规模高速增长的情况下，中国变速器行业面临着重大机遇。2009年中国汽车变速器市场规模达520亿元人民币，并且以每年超过20%的速度增长，预计2015年有望达到1500亿元[5]。由于近年来乘用车市场增长迅速， 2007年中国乘用车变速器需求量在 600万件以实用文案标准文档上，其中大部分为手动变速器，但是自动变速器的需求比例不断提高。与此同时随着商用车市场快速发展，2007年商用车变速器的市场需求量有200万件，其中轻型货车用变速器占市场主流，然而重型车变速器市场有望成为未来的新亮点。在手动变速器领域，国产品牌已占主导地位。但技术含量更高的自动变速器市场却是进口产品的天下，2007年中国变速器产品(变速器产品进口统计)进口额达到30亿美元。国内变速器企业未来面临严峻挑战[2]。3研究的目的、依据和意义随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大[13]。通过本题目的设计，学生可综合运用《汽车构造》、《汽车理论》、《汽车设计》、《机械设计》、《液压传动》等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，学生通过毕业设计可与工程实践直接接触，从而可以提高学生解决实际问题的能力。实用文案标准文档第2章变速器主要参数的选择1设计初始数据班级点名序号为11方案二 乘用车（两轴式）最高车速：uamax=202Km/h发动机最大功率： Pemax=116KW最大功率转速：6550r/min最大转矩：Temax=184N m整备质量：ma=1720Kg最大转矩转速：nT=4050r/min车轮：205/55R162变速器各挡传动比的确定 初选最大传动比的范围最大传动比的确定，即一档传动比。①满足最大爬坡度：FtFfFiTtqig1i0TGfcosImaxGsinrImaxig1i0G(fcosImaxsinImax)rTtqT（2.1）式中：—作用在汽车上的重力，Gmg，m—汽车质量，g—重力加速度，GG mg=16856N；实用文案标准文档.Temax—发动机最大转矩，Temax=184Nm；i0—主减速器传动比，T—传动系效率， T=96%；r—车轮半径，r=0.316m；—滚动阻力系数，对于货车取f=0.0165×[1+0.01(uamax-50)]=0.03795；—爬坡度，取 =16.7°带入数值计算得ig1i0≥9.098②满足附着条件：Ttqig1i0TFnr（2.2）Φ为附着系数，取值范围为 0.7~0.8.，取为0.8Fn为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取 60%mg；计算得ig1i0 14.47由以上得10.154ig1i017.626取ig12.7,i03.9，乘用车i0(3~4.5)校核，因为该车发动机最低稳定转速nmin800r/min则最低稳定车速umin0.377nminr9.05km/hig1i0umin umin 10km/h，故校核后传动比满足要求。 确定挡位数，设计五挡变速器其他各挡传动比的确定：初选五挡传动比i5 0.77按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：实用文案标准文档ii

g1g2

ii

2g3

ii

g3g4

ii

g4q（2.3）g5式中：q—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：ig1q4，ig2q3，ig3q2q4ig1/i51.37所以其他各挡传动比为：ig1=2.7，ig2=ig1/q=1.97，ig3=i2/q=1.44，4和5挡为常用挡，其挡位间公比应该小一些取q11.35，所以i4i3/q11.07，i5i4/q10.79。3变速器传动方案的确定图2-1a为常见的倒挡布置方案。图2-1b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，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，使换挡困难。图2-1c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-1d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2-1c所示方案。图2-1e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-1f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-61所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些[18]。本设计采用图2-1f所示的传动方案。实用文案标准文档图2-1变速器倒档传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，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挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。图2.2变速器传动示意图1.输入轴一挡齿轮2.输出轴一挡齿轮3.输入轴二挡齿轮4.输出轴二挡齿轮5.输入轴三挡齿轮6.输出轴三挡齿轮7.输入轴四挡齿轮8.输出轴四挡齿轮9.输入轴五挡齿轮10.输出轴五挡齿轮11.输入轴倒挡齿轮12.倒挡齿轮13.输出轴倒挡齿轮4中心距A的确定初选中心距：发动机前置前驱的乘用车变速器中心距A，可根据发动机排量与变速器中心距A的统计数据初选，A=77mm实用文案标准文档5齿轮参数 模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量ma在1.8～14.0t的货车为2.0～3.5mm；总质量ma大于14.0t的货车为3.5～5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。表2.1汽车变速器齿轮法向模数乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t车型≤≤＜≤6.0＜ma≤14ma＞14.01.01.6V1.6V2.5模数mn/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50~6.00表2.2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50——发动机排量为2.5~4L，根据表2.1及2.2，齿轮的模数定为2.25~2.75mm。压力角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°。 螺旋角β实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，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。乘用车两轴式变速器螺旋角： 20°～25°实用文案标准文档 齿宽b直齿b kcm，kc为齿宽系数，取为 4.5～8.0，取7.5；斜齿b kcmn，kc取为6.0～8.5。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为 2～4mm，取2mm。 齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 1.00.6本章小结通过初始数据，首先确定变速器的最大传动比，然后根据最大传动比，确定挡数及各挡传动比的大小，然后根据变速器中心距A与发动机排量的关系，初选变速器的中心距。然后确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽等参数，为下一章齿轮参数的计算做准备。实用文案标准文档实用文案标准文档第3章齿轮的设计计算与校核1齿轮的设计与计算 各挡齿轮齿数的分配一挡齿轮为斜齿轮，模数为 2.75，初选β=20°一挡传动比为ig1Z2=2.7（3.1）Z1为了求Z1，Z2的齿数，先求其齿数和 Zh，2Acos斜齿Zh =52.6取整为53（3.2）mn取Z1=14Z2=39对中心距A进行修正因为计算齿数和Zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 Zh和齿轮变位系数重新计算中心距 A，再以修正后的中心距 A作为各挡齿轮齿数分配的依据。AmnZh==77.55mm（3.3）2cos取整A=78mm修正螺旋角度β，cosmn(Z1Z2)0.9343(3.4)2A20.89分度圆直径d1mnz1/cos=41.209mmd2mnz2/cos=114.796mm未变位中心距a=1/2d1d278.0024实用文案标准文档对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角t：tant=tann/cos（3.5）t=21.28啮合角t,：cost,=Aocost=0.932A（3.6）t,=21.27°变位系数之和=0

Z1 Z2invn2tan

,tinvt（3.7）n当量齿数：33Zv1Z1/cos=17.16,Zv2Z2/cos47.8查《机械设计手册》变位系数线图得：10.18,20.18计算一挡齿轮1、2的参数：齿顶高ha1han1ynmn=3.243mmha2han2ynmn=2.253mm式中：yn（Aa）/mn=0.0009ynnyn=0.005齿根高hf1hanc1mn=2.943mmhf2hanc2mn=3.933mm齿顶圆直径da1d12ha1=47.695mmda2d22ha2=119.302mm齿根圆直径df1d12hf1=35.323mmdf2d22hf2=106.93mm齿全高h=ha1hf1=6.186实用文案标准文档二挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，初选=25°ig2Z4=1.97Z3Z3Z42Acos=56.5取整为57mnZ3=20，Z4=37则，i2Z4=1.85Z3修正螺旋角βcosmnZ3Z40.91352A24.01对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距amnZ3Z4=77.805mm2cos端面压力角tant=tann/cost=21.72°端面啮合角cost,AocostA,22.08t当量齿数zv3z3/cos3=26.238zv4z4/cos3=48.54Z4Z3inv,inv变位系数之和ntt2tann=0.08查《机械设计手册》变位系数线图得：30.14=-0.02二挡齿轮参数：实用文案标准文档分度圆直径齿顶高式中：齿根高齿顶圆直径齿根圆直径齿全高 h=三挡齿轮为斜齿轮，初选

d3Z3mn=54.6mmcosd4Z4mn=101.01mmcosha3han3ynmn=2.745mmha4han4ynmn=2.445mmyn（Aa）/mn=0.078ynnyn=0.002hf3hancn3mn=2.875mmhf4hancn4mn=3.175mmda3d32ha3=60.09mmda4d42ha4=105.9mmdf3d32hf3=48.85mmdf4d42hf4=94.66mmha4hf4=5.62=23°模数为2.5i3Z6=1.44Z5ZhZ5Z6=2Acos=57.43,取整为58mn得Z5取整为23，Z6=35ig3Z6=1.52Z5对三挡齿轮进行角度变位：实用文案标准文档理论中心距amnZ5Z6=77.72mm2cos端面压力角tant=tann/cost=21.38°端面啮合角cost,AocostA,21.89t变位系数之和=0.1

z5 z6invn2tan

,t inv tn当量齿数Zv5Z5/cos3=28.84Zv6Z6/cos3=43.58查《机械设计手册》变位系数线图得：5=0.086=0.02三挡齿轮5、6参数：分度圆直径d5Z5mn=61.64mmcosd6Z6mn=93.8mmcos齿顶高ha5han5ynmn=2.73mmha6han6ynmn=2.58mm式中：yn（Aa）/mn=0.112ynnyn=-0.012齿根高 hh齿顶圆直径 d

f5hancn5mn=2.925mmf6hancn6mn=3.075mma5d52ha5=67.1mm实用文案d齿根圆直径 dd

标准文档a6d62ha6=98.96mmf5d52hf5=55.79mmf6d62hf6=87.65mm四挡齿轮为斜齿轮，初选=24°模数mn=2.5ig4Z8=1.07Z7ZhZ7Z82Acos57.005取整为58mnZ7取整为27Z8=31则：ig4Z8=1.14Z7修正螺旋角度βcosmnZ7Z8=0.92942A21.64对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距amnZ7Z8=77.72mm2cos端面压力角tant=tann/cost=21.38°端面啮合角cost,acostA,21.89tZ8Z7invt,invt变位系数之和n2tann=0.1当量齿数Zv7Z7/cos3=33.61实用文案标准文档Zv8Z8/cos3=38.59查《机械设计手册》变位系数线图得：3=0.064=0.04四挡齿轮7、8参数：分度圆直径d7Z7mn=72.36mmcosd8Z8mn=83.08mmcos齿顶高式中：齿根高齿顶圆直径齿根圆直径全齿高五挡齿轮为斜齿轮，初选

ha7han7ynmn=2.68mmha8han8ynmn=2.63mmyn（Aa）/mn=0.112ynnyn=-0.012hf7hancn7mn=2.975mmhf8hancn8mn=3.025mmda7d72ha7=77.72mmda8d82ha8=88.34mmdf7d72hf7=66.41mmdf8d82hf8=77.03mmhha7hf7=5.655=25°模数mn=2.5ig5Z10=0.79Z9Z9Z102Acos取整为5756.55mnZ9取整为32 Z10=25实用文案标准文档则：ig5Z10=0.78Z9对五挡齿轮进行角度变位：理论中心距amnZ10Z9=78.09mm2cos端面压力角tant=tann/cost=21.72°端面啮合角cost,acostA,21.55tZ9Z10inv,invt变位系数之和nt2tann=-0.04当量齿数Zv9Z9/cos3=41.98Zv10Z10/cos3=32.79查《机械设计手册》变位系数线图得：1=-0.032=-0.01五挡齿轮9、10参数：分度圆直径d9Z9mn=87.68mmcosd10Z10mn=68.5mmcos齿顶高ha9han9ynmn=2.435mmha10han10ynmn=2.485mm式中：yn（Aa）/mn=-0.036ynnyn=-0.004齿根高hf9hancn9mn=3.2mm实用文案标准文档hf10hancn10mn=3.15mm齿顶圆直径da9d92ha9=92.55mmda10d102ha10=73.47mm齿根圆直径df9d92hf9=81.28mmdf10d102hf10=62.2mm确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，m2.75倒挡齿轮Z12的齿数一般在21～23之间，初选Z12后，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距A，。初选Z11=14，Z12=23，则：A，1mZ11Z12=50.875mm2为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮13的齿顶圆直径De13应为A(da13da11)0.522da13111da13 mZ13 2*hZ13 38.36为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有 0.5mm以上的间隙，取Z13=38计算倒挡轴和输出轴的中心距 AA,, mZ13Z12=83.8752计算倒挡传动比i倒

Z12 Z13Z11 Z12实用文案标准文档=2.714 齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：m法 3.5渗碳层深度0.8～1.2m法 3.5时渗碳层深度0.9～1.3m法 5时渗碳层深度1.0～1.3表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度HRC48~53[12]。对于大模数的重型汽车变速器齿轮， 可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，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，细化材料晶面粒[13]。3.1.3计算各轴的转矩发动机最大扭矩为.98%，轴承传动效184Nm，齿轮传动效率99%，离合器传动效率率96%。输入轴T1=Temax承齿=184×96%×99%=174.87N·m输出轴一挡T11T1承齿ig1462.98N·m输出轴二挡T12T1承齿ig2=307.469N·m输出轴三挡T13T1承齿ig3=252.912N·m实用文案标准文档输出轴四挡T14T1承齿ig4=190.822N·m输出轴五挡T15T1承齿ig5=129.843N·m倒挡T倒1112T（1承齿）Z12=273.041N·mZ11倒12-13倒（承齿）Z13=428.736N·mTT11-12Z122轮齿的校核 轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿 轮弯曲应力 w图3.1齿形系数图2TgKKf（3.8）wm3zKcy式中： w—弯曲应力（MPa）；.Tg—计算载荷（Nmm）；K —应力集中系数，可近似取 K=1.65；实用文案标准文档Kf—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 Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9；b—齿宽（mm）；—模数；Kc—齿宽系数；倒档取 7.5y—齿形系数，如图 3.1。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，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11，12，13的弯曲应力w11，w12，w13Z11=14，Z12=23，Z13=38，y11=0.132，y12=0.134，y13=0.138，T倒1112=273.041N.m，.T1=174.87Nm,T倒1213=428.736N·m2T1KKfw11 m3Z11Kcy11=701.31MPa<400～850MPa2T倒11-12K Kfw12 m3Z12Kcy12=537.233MPa<400～850MPa2T倒1213K Kfw13 m3Z13Kcy13=495.786MPa<400～850MPa2、斜齿轮弯曲应力 w2TgcosKw zmn3yKcK （3.9）式中：Tg—计算载荷，N·mm；mn—法向模数，mm；实用文案标准文档—齿数；—斜齿轮螺旋角，°；—应力集中系数，K=1.50；y—齿形系数，可按当量齿数 zn zcos3 在图中查得；Kc—齿宽系数，取 7.5—重合度影响系数，K=2.0。当计算载荷Tg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。（1）计算一挡齿轮 1，2的弯曲应力 w1 ， w2Z1=14，Z2=39，y1=0.135，y2=0.143，T11=462.98N.m，T1=174.87N.m，2T1cosKw1Z1mn3y1KcK=264.74MPa<180～350MPa2T11cosKw2Z2mn3y2KcKaa=237.538MP<180～350MP（2）计算二挡齿轮 3,4的弯曲应力Z3=20，Z4=37，y3=0.146，y4=0.148，T12=307.469N.m，T1=174.87N.m，2T1cos Kw3Z3mn3y3KcKaa=223.006MP<180～350MP2T12cos Kw4Z4mn3y4KcK=209.081MPa<180～350MPa（3）计算三挡齿轮 5，6的弯曲应力Z5=23，Z6=36，y5=0.144，y6=0.145，T13=252.912N.m，T1=174.87N.m实用文案标准文档2T1cos Kw5 Z5m3ny5KcK=200.65MPa<180～350MPaw62T13cosKZ6mn3y6KcKaa=188.83MP<180～350MP（4）计算四挡齿轮7，8的弯曲应力..mZ7=27，Z8=31，y7=0.145，y8=0.146，T14=190.822Nm，T1=174.87Nw72T1cosKZ7mn3y7KcK=169.25MPa<180～350MPa2T14cosKw8Zm3yKKc8n8=159.75MPa<180～350MPa（5）计算五挡齿轮 9，10的弯曲应力Z9=32，Z10=25，y9=0.148，y10=0.142，T1=174.87N.m，T15=129.843N.m2T1cos Kw9 Z9mn3y9KcK=137.49MPa<180～350MPaw102T15cosKZ10mn3y10KcK=136.196MP<180～350MPaa 轮齿接触应力σjTgE11（3.10）j0.418bdcoscoszb式中： j—轮齿的接触应力，MPa；Tg—计算载荷，N.mm；—节圆直径，mm；实用文案标准文档—节点处压力角，°， —齿轮螺旋角，°；E—齿轮材料的弹性模量， MPa；b—齿轮接触的实际宽度， mm；z、b—主、从动齿轮节点处的曲率半径，mm，直齿轮 z rzsin 、b rbsin ，斜齿轮 z rzsin cos2 、 b rbsin cos2 ；rz、rb—主、从动齿轮节圆半径 (mm)。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j见表3.2。4-2Kcmn弹性模量E=20.6×10N·mm，齿宽bKcm表3.2变速器齿轮的许用接触应力齿轮jMPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900～2000950～1000常啮合齿轮和高挡1300～1400650～700（1）计算一挡齿轮1，2的接触应力11.m，.m，Z14，Z39，20.89T=462.98NT1=174.87N12d1（Z1）2AZ1/Z2=41.2mm，d2（Z1Z）2AZ2/2=114.79mmz1d1sin/cos220.89=8.56mm2b2d2sin/cos220.89=23.86mm2j10.418T1E11bd1coscosb2z1=1642.835MP<1900～2000MPaa实用文案标准文档T11E11j20.418bd2coscos22b2z1=1601.568MPa<1900～2000MPa（2）计算二挡齿轮 3，4的接触应力T12=307.469N.m，T1=174.87N.m，z320，Z437，24.01d32AZ（Z3）3/Z4=54.736mm，d42AZ（Z3）4/Z4=101.263mmb3d3sin/cos224.01=12.137mm2z4d4sin/cos224.01=22.455mm2j30.418T1E11bd3coscos24.01z3b4=1354.423MPa<1300～1400MPaj40.418T12E11bd4coscos24b4z3=1320.407MPa<1300～1400MPa（3）计算三挡齿轮 5，6的接触应力T13=252.912N.m，T1=174.87N.m，Z523Z635，，21.64d5（Z5Z）2AZ5/6=61.862mm，d6（Z6Z）2AZ6/5=94.137mmb6d6sin/cos221.64=13.05mm2z5d5sin/cos221.64=19.859mm2j50.418T1E11bd5coscos21.64b6z5=1261.79MPa<1300～1400MPa实用文案标准文档T13E11j60.418bd6coscos21.64b6z5=1230.10MPa<1300～1400MPa（4）计算四挡齿轮 7，8的接触应力T14=190.822N.m，T1=174.87N.m，Z727，Z831，21.64d7（Z7）2AZ7/Z8=72.62mm，d8（Z7）2AZ8/Z8=83.379mmz7d7sin/cos221.64=15.32mm2b8d8sin/cos221.64=17.59mm2j70.418T1E11bd7coscos21.64b8z7=1142.103MPa<1300～1400MPaj80.418T14E11bd8coscos21.64b8z7=1113.421MPa<1300～1400MPa（5）五挡齿轮1，2的接触应力.m，T.m，Z932，Z1025，24.01T1=174.87N15=129.843Nd9（）2AZ9/Z9Z10=87.578mm，d10（）2AZ10/Z9Z10=68.421mmz9d9sin/cos224.01=19.42mm2b10d10sin/cos224.01=15.17mm2j90.418T1E11bd9coscos24.01z9b10=1029.829MPa<1300～1400MPa实用文案标准文档T15E11j100.418bd10coscos22z9b10=1003.964MPa<1300～1400MPa（6）计算倒挡齿轮 11，12，13的接触应力T倒=372.849N.m，T1=174.873N.m，Z1114，Z1223，Z1338d12 63.25mmd13104.5mmd1138.5mmz12d12sin20=10.816mm2b13d13sin20=17.87mm2Z11d11sin20=6.583mm2T1E11j110.418bd11cosz11b12=1973.88MP a<1900～2000MPaT倒11-12E11j120.418bd12cosz12b11==1824.73MPa<1900～2000MPaT倒12-13E11j130.418bd13cosz12b13=1396.685MP a<1900～2000MPa3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挡传动比；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，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，实用文案标准文档根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。然后简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各挡齿轮的转矩。根据齿形系数图查出各齿轮的齿形系数，计算轮齿的弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。实用文案标准文档第4章轴的设计与计算及轴承的选择与校核1轴的设计计算 轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理 [14]。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在 HRC58～63，表面光洁度不低于▽8。[14] 初选轴的直径传动轴的强度设计只需按照扭转强度进行计算，输入轴花键轴颈dK3Temax=22.751~26.164mm（4.1）K为经验系数，K=4.0~4.6 轴的强度计算轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为 fc，在水平面内挠度为 fs和转角为δ，可分别用式计算Fra2b264Fra2b2（4.2）fc3ELd43EILFta2b264Fta2b2（4.3）fs3ELd43EILFrabba64Frabba（4.4）3EIL3ELd4式中：Fr—齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N）；Ft—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ N）；实用文案标准文档E—弹性模量（MPa），E=2.1×105MPa；I—惯性矩（4），对于实心轴，Id464；d—轴的直径（），花键mmmm处按平均直径计算；a、b—齿轮上的作用力距支座 A、B的距离（mm）；L—支座间的距离（mm）。轴的全挠度为ffc2fs20.2mm。（4.5）轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc=0.05～0.10mm，fs=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。变速器中一挡所受力最大，故只需校核一挡处轴的刚度与挠度一挡齿轮所受力圆周力Ft12T18487.17N，Ft22T118066.14Nd1d2径向力Fr1Ft1tan3304.59N,Fr2Ft2tancos=3140.665Ncos轴向力Fa1Ft2tan3239.23N,Fa2Ft2tan3078.54N，a167.94mm，b1156.31mmL224.25mmfc164Fr1a12b123ELd14（4.6）=0.062mm0.050.10mm～fs164Ft1a12b12（4.7）3d14EL=0.1410.10～0.15mmf9fc21fs120.161mm0.2mm64Fr1a1b1b1a1=5.56104rad0.002rad（4.8）13ELd14输出轴刚度实用文案标准文档2264Fr2a1b1fc23ELd4=0.071mm0.050.10mm～64Ft2a12b12fs24EL3d=0.132 0.10～0.15mmf2fc22fs220.151mm0.2mm264Fr2a1b1b1a1=5.29104rad0.002rad3ELd4输入轴的强度校核一挡时挠度最大，最危险，因此校核。2T1d1 41.2mmFt18487.1Nd1Ft1tanFa1 Ft1tan3239.237NFr13304.59Ncos竖直平面面上RVAL Fr1b得 RVA=2330.24N竖直力矩MC=Rvaa=151325.9N.mm2)水平面内上RHA、RHB和弯矩MSRHALFt1b由以上两式可得RHA=5984.75N，MS=RHAa=388650.01N.mm按第三强度理论得：MMC2MS2T12452248.97N.mm32M170.7MPa400MPad3输入轴的强度分析图如图 4.1。实用文案标准文档图4.1输入轴强度分析图 图4.2输出轴的强度分析图输出轴强度校核d2114.796mmFt22T128066.14Nd2Fr2Ft2tanFa2Ft2tan3078.54N3140.665Ncos竖直平面面上FVAL Fr2b得 FVA=2285.165N竖直力矩MC=FVAa=148398.61N.mm2)水平面内上RHA、RHB和弯矩MSFHALFt2b由以上两式可得FHA5687.864N，MS=FHAa=369369.9N.mm按第三强度理论得：MMC2MS2T112.610579.029Nmm实用文案标准文档32M230.461MPa400MPad13输出轴的强度分析图如图 4.2。2轴承的选择及校核 输入轴的轴承选择与