664524542畢業(yè)設(shè)計（論文）汽車變速器設(shè)計計算說明書

1、目錄第1章變速器主要參數(shù)的選擇- 1 -1.1.檔數(shù)- 1 -1.2.傳動比范圍- 1 -第2章變速器各檔傳動比的確定- 2 -2.1.主減速器傳動比的確定- 2 -2.2.最抵檔傳動比計算- 2 -第3章變速器各檔速比的配置- 4 -3.1.按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比，- 4 -第4章中心距的選擇- 4 -4.1.初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算- 4 -4.2.變速器的外形尺寸- 5 -第5章齒輪參數(shù)的選擇- 5 -5.1.模數(shù)- 5 -5.2.壓力角- 6 -5.3.螺旋角- 6 -5.4.齒寬- 6 -5.5.齒頂高系數(shù)- 7 -第6章各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算- 7 -6.1.一

2、檔齒數(shù)及傳動比的確定- 7 -6.2.二檔齒數(shù)及傳動比的確定- 9 -6.3.計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比- 10 -6.4.計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比- 12 -6.5.計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比- 13 -6.6.計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比- 15 -第7章齒輪材料的選擇原則- 19 -7.1.滿足工作條件的要求- 19 -7.2.合理選擇材料配對- 19 -7.3.考慮加工工藝及熱處理工藝- 19 -第8章變速器齒輪彎曲強度校核- 19 -8.1.一檔齒輪校核- 21 -8.1.1.主動齒輪：- 21 -8.1.2.從動齒輪：- 21 -8.2.二檔齒輪校核- 21 -8.3.主動齒輪：- 21

3、-8.3.1.從動齒輪- 22 -8.4.三檔齒輪校核- 22 -8.4.1.主動齒輪：- 22 -8.4.2.從動齒輪- 22 -8.5.四檔齒輪校核- 23 -8.5.1.主動齒輪- 23 -8.5.2.從動齒輪- 23 -8.6.五檔齒輪校核- 23 -8.6.1.主動齒輪：- 23 -8.6.2.從動齒輪- 24 -第9章第10輪齒接觸應(yīng)力校核- 24 -9.1.1.一檔齒輪接觸應(yīng)力校核- 25 -9.1.2.倒檔齒輪的校核- 26 -9.1.3.、齒面接觸疲勞許用應(yīng)力的計算- 26 -9.1.4.齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力計算- 26 -9.1.5.接觸疲勞強度校核- 27 -9.2.齒根

4、彎曲疲勞強度校核- 28 -第10章軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計- 29 -10.1.1.初選軸的直徑- 29 -10.1.2.軸的強度驗算與軸的剛度計算- 30 -10.1.3.軸的強度計算- 33 -第11章軸承選擇與壽命計算- 35 -11.1.1.輸入軸軸承的選擇與壽命計算- 36 -11.1.2.輸出軸軸承的選擇與壽命計算- 39 -第12章參考文獻- 44 -第1章 變速器主要參數(shù)的選擇本次畢業(yè)設(shè)計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設(shè)計，乘用整車主要技術(shù)參數(shù)如表1.1所示：表1.1 乘用車整車主要技術(shù)參數(shù)發(fā)動機最大功率117kw車輪型號215/55r17發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩185nm最大功率時轉(zhuǎn)速5

5、350 r/min最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速4650r/min最高車速184km/h總質(zhì)量1540kg變速器形式手動五檔1.1. 檔數(shù)近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用45個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用45個檔或多檔。載質(zhì)量在2.03.5t的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.08.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。檔數(shù)選擇的要求：1、相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此，本次設(shè)計的轎車變速器為5檔變速器。1.2. 傳動比范圍變

6、速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.70.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.04.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.08.0之間，其它商用車則更大。本設(shè)計最高檔傳動比為0.76。第2章 變速器各檔傳動比的確定2.1. 主減速器傳動比的確定發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為12： （3.1）式中：汽車行駛速度（km/h）； 發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r

7、/min）； 車輪滾動半徑（m）； 變速器傳動比； 主減速器傳動比。已知：最高車速=184km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.76；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格215/55r17得到=30.4(mm)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速=5350（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式：2.2. 最抵檔傳動比計算按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）13。用公式表示如下： （3.2）式中：g 車輛總重量(n)； 坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面=0.010.018)；發(fā)動機最大扭矩(n

8、m)； 主減速器傳動比； 變速器傳動比； 為傳動效率（0.900.95）；r 車輪滾動半徑；最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）由公式（3.2）得： （3.3）已知：m=1540kg；5；r=0.304m； nm；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： （3.4）式中：驅(qū)動輪的地面法向反力，； 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面可取0.50.6之間。已知：kg；取0.7，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是：初選一檔傳動比為3.3第3章 變速器各檔速比的配置3.

9、1. 按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比， 按使用概率對各擋傳動比進行重新分配按照等到最終傳動比，第4章 中心距的選擇4.1. 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 （3.5）式中：a 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，乘用車=8.99.3；發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為185（nm）； 變速器一檔傳動比為3.3； 變速器傳動效率，取96%。（8.99.3）=71.9575.46mm轎車變速器的中心距在6080mm范圍內(nèi)變化。初取a=72mm。4.2. 變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車

10、變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：mm初選長度為245mm。第5章 齒輪參數(shù)的選擇5.1. 模數(shù)選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。表1.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車 型乘用車的發(fā)動機排量v/l貨車的最大總質(zhì)量/t1.0v1.61.6v2.56.014模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506

11、.00轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表1.2選取各檔模數(shù)為，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。5.2. 壓力角壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角15。 國家規(guī)定的標準壓力角為20，所以普遍采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的壓力角有20、25、30等，普遍采用30壓力角。本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角20。5.3. 螺旋角齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒

12、的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應(yīng)提高，但當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應(yīng)當選用較大的螺旋角。本設(shè)計初選螺旋角一檔、三檔、四檔、五檔為23 ,二檔為20。5.4. 齒寬齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖

13、然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：斜齒，取為6.08.5，二檔、三檔、四檔取6.0, 一檔、五檔取8.0mm mmmm5.5. 齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到

14、的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.750.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細高齒。本設(shè)計取為1.00。第6章 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻16。根據(jù)圖3.1確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。6.1. 一檔齒數(shù)及傳動比的確定取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23 齒寬系數(shù)=8z1=11 z2=37

15、 mm ,取整a=72mm 修正=23。56 對一擋齒輪進行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =22.25u=3.09變位系數(shù)之和 查表得=0.11 分度圓直徑: =111.00mm齒頂高 =3.35mm =2.44mm齒根高 =2.83mm =3.74mm 全齒高 h1=ha1+hf1=6.18mm齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=39.70mm da2=d2+2ha2=115.88mm齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=27.34mm df2=d2-2hf2=103.5mm6.2. 二檔齒數(shù)及傳動比的確定2、確定二擋齒輪的齒數(shù)取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=20 齒寬系數(shù)=6z3=15

16、 z2=34 mm , 取整a=72mm 修正=20.65對二擋齒輪進行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =21.86u=2.27變位系數(shù)之和 查表得=0.11 分度圓直徑: 44.08mm =99.92mm齒頂高 =3.19mm =2.61mm齒根高 =3.00mm =3.58mm 全齒高 h3=ha3+hf3=6.19mm齒頂圓直徑 da3=d3+2ha3=50.46mm da4=d4+2ha4=105.14mm齒根圓直徑 df3=d3-2hf3=38.08mm df4=d4-2hf4=92.76mm6.3. 計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23 齒寬系數(shù)=6z5

17、=19 z6=29 mm，取整a=72mm 修正=23。56對三擋齒輪進行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =22.25u=1.563變位系數(shù)之和 查表得=0.11 分度圓直徑: 57.00mm =87.00mm齒頂高 =3.10mm =2.69mm齒根高 =3.08mm =3.49mm 全齒高 h5=ha5+hf5=6.18mm齒頂圓直徑 da5=d5+2ha5=63.20mm da6=d6+2ha6=92.38 mm齒根圓直徑 df5=d5-2hf5=50.84mm df6=d6-2hf6=80.02mm6.4. 計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23 齒寬系數(shù)=6

18、z7=23 z8=25 mm, 取整a=72mm 修正=23。56對四擋齒輪進行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =22.25u=1.087變位系數(shù)之和 查表得=0.11 分度圓直徑: =75.00mm齒頂高 =2.91mm =2.88mm齒根高 =3.27mm =3.30mm 全齒高 h7=ha7+hf7=6.18mm齒頂圓直徑 da7=d7+2ha7=74.82mm da8=d8+2ha8=80.76 mm齒根圓直徑 df7=d7-2hf7=62.46mm df8=d8-2hf8=68.40mm6.5. 計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比取模數(shù)=2.5mm 螺旋角=23 齒寬系數(shù)=8z9=30

19、z10=23 mm, 取整a=72mm 修正=23。05對四擋齒輪進行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =21.58u=0.77變位系數(shù)之和 查表得=0 分度圓直徑: =62.49mm齒頂高 =2.53mm =2.53mm齒根高 =3.125mm =3.125mm 全齒高 h9=ha9+hf9=5.66mm齒頂圓直徑 da=d9+2ha9=86.57 mm da10=d10+2ha10=67.55mm齒根圓直徑 df9=d9-2hf9=75.26mm df10=d10-2hf10=56.24mm 6.6. 計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比確定倒檔齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般

20、在2123之間，初選=22為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙 輸入軸與倒檔軸之間的距離：49.50mm 圓整后取50.00mm 輸出軸與倒檔軸之間的距離：mm 圓整后取81.00mmmmmmmmmmmmmmmmmmmm變數(shù)器齒輪的主要幾何尺寸齒輪齒數(shù)螺旋角模數(shù)分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬z11123.562.7533.0039.7027.3422z23723.562.75111.00115.88103.5022z31520.652.7544.0850.4638.0817z43420.652.7599.92105.1492.7617z51923.562.7557

21、.0063.2050.8417z62923.562.7587.0092.3880.0217z72323.562.7569.0074.8262.4617z82523.562.7575.0080.7668.4017z93023.052.581.5186.5775.2620z102323.052.562.4967.5556.2420z11112.752.7533.0038.526.12522z12322.752.7596.00101.589.12522z13222.752.7566.0071.559.12522第7章 齒輪材料的選擇原則7.1. 滿足工作條件的要求不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要

22、求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。7.2. 合理選擇材料配對如對硬度350hbs的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050hbs左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。7.3. 考慮加工工藝及熱處理工藝大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度350hbs）常采用

23、低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪18。由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20crmnti滲碳后表面淬火處理，硬度為5862hrc。第8章 變速器齒輪彎曲強度校核齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） (3.15)式中：圓周力（n），； 計算載荷（nmm）；節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）；斜齒輪螺旋角； 應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50

24、；齒面寬（mm）； 法向齒距，； 齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.2中查得； 重合度影響系數(shù)，=2.0。圖1.1齒形系數(shù)圖將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（3.15），整理得到 (3.16)8.1. 一檔齒輪校核8.1.1. 主動齒輪：已知： nmm；mm；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.127，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：mpa8.1.2. 從動齒輪：已知：nmm；mm；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.162，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：mpa8.2. 二檔齒輪校核8.3. 主動齒輪：已知： nmm；mm；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.135，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：

25、mpa8.3.1. 從動齒輪已知：nmm；mm；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.155，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：mpa8.4. 三檔齒輪校核8.4.1. 主動齒輪：已知：nmm；mm；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.145，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：mpa8.4.2. 從動齒輪已知：nmm；mm；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.140，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：mpa8.5. 四檔齒輪校核8.5.1. 主動齒輪已知：nmm；mm；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.148，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：mpa8.5.2. 從動齒輪已知：nmm；mm；，查齒形系數(shù)圖3.

26、2得：y=0.150，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：nmm8.6. 五檔齒輪校核8.6.1. 主動齒輪：已知：nmm；mm；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.147，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：mpa8.6.2. 從動齒輪已知：nmm；mm；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.141，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：mpa對于轎車當計算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時，其許用應(yīng)力不超過180350mpa，以上各檔均合適。第9章 第10輪齒接觸應(yīng)力校核 （3.17）式中：輪齒接觸應(yīng)力（mpa）；齒面上的法向力（n），；圓周力（n），；計算載荷（nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）；節(jié)點處壓力角，為齒輪

27、螺旋角；齒輪材料的彈性模量（mpa）；齒輪接觸的實際寬度（mm）；，主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，；、 主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。表1.3 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力齒輪/mpa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔齒輪1300-1400650-700將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表1.3：9.1.1. 一檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：nmm；mpa；mm；mm；mmn由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷，將以上數(shù)據(jù)代

28、入（3.17）可得：mpa以上各檔變速器齒輪的接觸應(yīng)力均小于一檔齒輪的接觸應(yīng)力并小于許用接觸應(yīng)力，所以各檔均合格。9.1.2. 倒檔齒輪的校核9.1.3. 、齒面接觸疲勞許用應(yīng)力的計算 （3.18）式中：齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力（mpa）；壽命系數(shù)； 潤滑油膜影響系數(shù)；工作硬化系數(shù)；尺寸系數(shù)；最小安全系數(shù)。查機械設(shè)計手冊得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1將這些數(shù)據(jù)代入（3.18）式，得：mpa9.1.4. .齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力計算 （3.19）式中：齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力；壽命系數(shù)；相對齒根圓角敏感系數(shù)；尺寸系數(shù)； 表面系數(shù)；最小安全系數(shù)。查機械設(shè)計手冊得到：=920 mpa；=1；

29、=1；=0.9；=1；=1.25將這些數(shù)據(jù)代入（3.19）式，得：mpa9.1.5. 接觸疲勞強度校核 （3.20）式中： 節(jié)點區(qū)域系數(shù)； 彈性系數(shù)； 重合度系數(shù)； 齒輪上的圓周力（n）； 表示齒寬（mm）； 齒輪直徑； 表示傳動比； 使用系數(shù)。查機械設(shè)計手冊得到：=2.33；=189.8；0.73；已知：mm；n將以上數(shù)據(jù)代入（3.20）式，得：mpampa。9.2. 齒根彎曲疲勞強度校核 （3.21）式中：齒形修正系數(shù)；重合度系數(shù)。查機械設(shè)計手冊得到：=4.9；=0.64將以上數(shù)據(jù)代入（3.21）式得：mpa所以倒檔齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均合格。第10章 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計變速器在

30、工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性等均有不利影響。10.1.1. 初選軸的直徑在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選取：對輸入軸，=0.160.18；對輸出軸，0.180.21。輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。菏街校?經(jīng)驗系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（n.m）。輸入軸花鍵部分直徑：=21.2524.44mm初選輸入、輸出軸支承之間的長度=265mm。按扭轉(zhuǎn)強度條件確定軸的最小直徑： （3.22

31、）式中： d軸的最小直徑（mm）；軸的許用剪應(yīng)力（mpa）；p發(fā)動機的最大功率（kw）；n發(fā)動機的轉(zhuǎn)速（r/min）。將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.22）式，得：mm所以，選擇軸的最小直徑為25mm。根據(jù)軸的制造工藝性要求20，將軸的各部分尺寸初步設(shè)計如圖3.3、3.4所示：圖1.2. 輸入軸各部分尺寸圖1.3 輸出軸各部分尺寸10.1.2. 軸的強度驗算與軸的剛度計算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。圖1.4 變速器軸的撓度

32、和轉(zhuǎn)角軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖1.4所示，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計算： （3.23） （3.24） （3.25）式中： 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（n）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（n）； 彈性模量（mpa），=2.1105 mpa； 慣性矩（mm4），對于實心軸，； 軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； 支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。一檔工作時：nnn輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：

33、a=23mm；b=228.5mm；l=251.5mm；d=25mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。三檔工作時：nnn輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=98.5mm；b=153mm；l=251.5mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。由于四檔距離支撐與三檔相仿，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉(zhuǎn)角相對于一、二、檔可以忽略。由以上可知道，變速器在各檔工作時均滿足剛度要求。10

34、.1.3. 軸的強度計算變速器在一檔工作時：對輸入軸校核：計算輸入軸的支反力：nnn已知：a=23mm；b=228.5mm；l=251.5mm；d=25mm1、垂直面內(nèi)支反力對b點取矩，由力矩平衡可得到c點的支反力，即： （3.26）將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.26）式，解得：=3367.38n同理，對a點取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面內(nèi)的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.27） （3.28）將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.27）、（3.28）兩式，得到：3、計算垂直面內(nèi)的彎矩b點的最大彎矩為：nmmnmmnmmb點的最小彎矩為：nmm4、計算水平面內(nèi)的彎矩nmm5、計算合成彎矩nmmnmm軸上各點

35、彎矩如圖3.6所示：作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，其應(yīng)力為 (3.29)式中：（n.m）；軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；抗彎截面系數(shù)（mm3）。將數(shù)據(jù)代入（3.29）式，得：mpampa在低檔工作時，400mpa，符合要求。圖1.5 輸入軸的彎矩圖由于一檔軸段載荷最大且對應(yīng)輸出軸軸段較輸入軸軸徑大所以其強度一定滿足是有要求。第11章 軸承選擇與壽命計算軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程s來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里， 式中，h11.1.1. 輸入軸軸承的選擇與壽命計算初選軸承型號根據(jù)機械設(shè)計手冊選擇30205型號軸承kn，kn。1、變速器一檔工作時n，n軸承的徑向載荷：=3367.38n；n軸承內(nèi)部軸向力： 查機械設(shè)計手冊得：y=2nnn所以nn計算軸承當量動載荷查機械設(shè)計手冊得到，查機械設(shè)計手冊得到；，查機械設(shè)計手冊得到當量動載荷：nn為支反力。h表3.4 變速器各檔的相對工作時間或使用率車型檔位數(shù)最高檔傳動比/%變速器檔位轎車普通級以下3113069410.532076.541182368中級以上3112277410.52