汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)

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(dòng)比范圍- 1 -第2章變速器各檔傳動(dòng)比的確定- 2 -2.1.主減速器傳動(dòng)比的確定- 2 -2.2.最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算- 2 -第3章變速器各檔速比的配置- 4 -3.1.按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)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(yàn)公式計(jì)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(dòng)比的計(jì)算- 7 -6.1.一

2、檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定- 7 -6.2.二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定- 9 -6.3.計(jì)算三檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比- 10 -6.4.計(jì)算四檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比- 12 -6.5.計(jì)算五檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比- 13 -6.6.計(jì)算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)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(duì)- 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(qiáng)度校核- 19 -8.1.一檔齒輪校核- 21 -8.1.1.主動(dòng)齒輪：- 21 -8.1.2.從動(dòng)齒輪：- 21 -8.2.二檔齒輪校核- 21 -8.3.主動(dòng)齒輪：- 21

3、-8.3.1.從動(dòng)齒輪- 22 -8.4.三檔齒輪校核- 22 -8.4.1.主動(dòng)齒輪：- 22 -8.4.2.從動(dòng)齒輪- 22 -8.5.四檔齒輪校核- 23 -8.5.1.主動(dòng)齒輪- 23 -8.5.2.從動(dòng)齒輪- 23 -8.6.五檔齒輪校核- 23 -8.6.1.主動(dòng)齒輪：- 23 -8.6.2.從動(dòng)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(jì)算- 26 -9.1.4.齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力計(jì)算- 26 -9.1.5.接觸疲勞強(qiáng)度校核- 27 -9.2.齒根

4、彎曲疲勞強(qiáng)度校核- 28 -第10章軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)- 29 -10.1.1.初選軸的直徑- 29 -10.1.2.軸的強(qiáng)度驗(yàn)算與軸的剛度計(jì)算- 30 -10.1.3.軸的強(qiáng)度計(jì)算- 33 -第11章軸承選擇與壽命計(jì)算- 35 -11.1.1.輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算- 36 -11.1.2.輸出軸軸承的選擇與壽命計(jì)算- 39 -第12章參考文獻(xiàn)- 44 -第1章 變速器主要參數(shù)的選擇本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是在給定主要整車(chē)參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，乘用整車(chē)主要技術(shù)參數(shù)如表1.1所示：表1.1 乘用車(chē)整車(chē)主要技術(shù)參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率117kw車(chē)輪型號(hào)215/55R17發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩185Nm最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速5

5、350 r/min最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速4650r/min最高車(chē)速184km/h總質(zhì)量1540kg變速器形式手動(dòng)五檔1.1. 檔數(shù)近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車(chē)一般用45個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車(chē)變速器多用5個(gè)檔。商用車(chē)變速器采用45個(gè)檔或多檔。載質(zhì)量在2.03.5t的貨車(chē)采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.08.0t的貨車(chē)采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車(chē)和越野汽車(chē)上。檔數(shù)選擇的要求：1、相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)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(jì)的轎車(chē)變速器為5檔變速器。1.2. 傳動(dòng)比范圍變

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

7、/min）； 車(chē)輪滾動(dòng)半徑（m）； 變速器傳動(dòng)比； 主減速器傳動(dòng)比。已知：最高車(chē)速=184km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比=0.76；車(chē)輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格215/55R17得到=30.4(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速=5350（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式：2.2. 最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿足最大通過(guò)能力條件，即用一檔通過(guò)要求的最大坡道角坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）13。用公式表示如下： （3.2）式中：G 車(chē)輛總重量(N)； 坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(對(duì)瀝青路面=0.010.018)；發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(N

8、m)； 主減速器傳動(dòng)比； 變速器傳動(dòng)比； 為傳動(dòng)效率（0.900.95）；R 車(chē)輪滾動(dòng)半徑；最大爬坡度（一般轎車(chē)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(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： （3.4）式中：驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力，； 驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù)；對(duì)混凝土或?yàn)r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(dòng)比的選擇范圍是：初選一檔傳動(dòng)比為3.3第3章 變速器各檔速比的配置3.

9、1. 按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比， 按使用概率對(duì)各擋傳動(dòng)比進(jìn)行重新分配按照等到最終傳動(dòng)比，第4章 中心距的選擇4.1. 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 （3.5）式中：A 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，乘用車(chē)=8.99.3；發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為185（Nm）； 變速器一檔傳動(dòng)比為3.3； 變速器傳動(dòng)效率，取96%。（8.99.3）=71.9575.46mm轎車(chē)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(jī)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(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車(chē)

10、變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：mm初選長(zhǎng)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(shí)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(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)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(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)于轎車(chē)，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車(chē)，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(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)車(chē) 型乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車(chē)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(chē)模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù)，由表1.2選取各檔模數(shù)為，由于轎車(chē)對(duì)降低噪聲和振動(dòng)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(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)于轎車(chē)，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角15。 國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn)壓力角20。5.3. 螺旋角齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒

12、的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。本設(shè)計(jì)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(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)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(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖

13、然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(huì)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(lái)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(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)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(rèn)為輪齒上受到

14、的載荷集中齒頂上，所以曾采用過(guò)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(guó)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(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。本設(shè)計(jì)取為1.00。第6章 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)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(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)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(dòng)比。6.1. 一檔齒數(shù)及傳動(dòng)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(duì)一擋齒輪進(jìn)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(dòng)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(duì)二擋齒輪進(jìn)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(jì)算三檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)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(duì)三擋齒輪進(jìn)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(jì)算四檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)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(duì)四擋齒輪進(jìn)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(jì)算五檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)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(duì)四擋齒輪進(jìn)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(jì)算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)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(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要

22、求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。7.2. 合理選擇材料配對(duì)如對(duì)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(hào)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(shí)，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(jìn)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(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)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(wú)法磨齒的齒輪18。由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)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(qiáng)度校核齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪） (3.15)式中：圓周力（N），； 計(jì)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(dāng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(duì)于轎車(chē)當(dāng)計(jì)算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時(shí)，其許用應(yīng)力不超過(guò)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(jì)算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）；節(jié)點(diǎn)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(shí)際寬度（mm）；，主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，；、 主從動(dòng)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(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)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(jì)算一個(gè)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(jì)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(jì)算 （3.18）式中：齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力（MPa）；壽命系數(shù)； 潤(rùn)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(jì)算 （3.19）式中：齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力；壽命系數(shù)；相對(duì)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(qiáng)度校核 （3.20）式中： 節(jié)點(diǎn)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(dòng)比； 使用系數(shù)。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(qiáng)度校核 （3.21）式中：齒形修正系數(shù)；重合度系數(shù)。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度均合格。第10章 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)變速器在

30、工作時(shí)，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(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)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(shí)，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?duì)輸入軸，=0.160.18；對(duì)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(yàn)系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動(dòng)機(jī)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(zhǎng)度=265mm。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)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(dòng)機(jī)的最大功率（kw）；n發(fā)動(dòng)機(jī)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(jì)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(qiáng)度驗(yàn)算與軸的剛度計(jì)算對(duì)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(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)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(jì)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(duì)于實(shí)心軸，； 軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)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(guò)0.002rad。一檔工作時(shí)：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)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(shí)：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)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(duì)于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉(zhuǎn)角相對(duì)于一、二、檔可以忽略。由以上可知道，變速器在各檔工作時(shí)均滿足剛度要求。10

34、.1.3. 軸的強(qiáng)度計(jì)算變速器在一檔工作時(shí)：對(duì)輸入軸校核：計(jì)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(duì)B點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到C點(diǎn)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(duì)A點(diǎn)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(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩B點(diǎn)的最大彎矩為：NmmNmmNmmB點(diǎn)的最小彎矩為：Nmm4、計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩Nmm5、計(jì)算合成彎矩NmmNmm軸上各點(diǎn)

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(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)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(shí)，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(duì)應(yīng)輸出軸軸段較輸入軸軸徑大所以其強(qiáng)度一定滿足是有要求。第11章 軸承選擇與壽命計(jì)算軸承的使用壽命可按汽車(chē)以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來(lái)計(jì)算，對(duì)于汽車(chē)軸承壽命的要求是轎車(chē)30萬(wàn)

36、公里， 式中，h11.1.1. 輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇30205型號(hào)軸承KN，KN。1、變速器一檔工作時(shí)N，N軸承的徑向載荷：=3367.38N；N軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=2NNN所以NN計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到；，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到當(dāng)量動(dòng)載荷：NN為支反力。h表3.4 變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率車(chē)型檔位數(shù)最高檔傳動(dòng)比/%變速器檔位轎車(chē)普通級(jí)以下3113069410.532076.541182368中級(jí)以上3112277410.5210.587410.532076.5510.52418.575510.52

37、1557.525查表3.4可得到該檔的使用率，所以：h所以軸承壽命滿足要求。2、變速器四檔工作時(shí)NNN軸承的徑向載荷：=730.21N；N軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=2NN所以NN計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到；，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到當(dāng)量動(dòng)載荷：支反力。NNh查表3.4可得到該檔的使用率，于是h所以軸承壽命滿足要求。11.1.2. 輸出軸軸承的選擇與壽命計(jì)算1、 初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇軸承型號(hào)為：右軸承采用30206型號(hào)KN，KN左軸承采用30205型號(hào)KN，KN變速器一檔工作時(shí)：一檔齒輪上力為：N，N錐齒輪上的力：NNN軸承的徑向載荷：=1668

38、.02N；N軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=2NNN所以NN2、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：；，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：當(dāng)量動(dòng)載荷：NNh查表3.4可得到該檔的使用率，于是h所以軸承壽命滿足要求。初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇70000AC型號(hào)軸承KN，KN。1、變速器一檔工作時(shí)N，N軸承的徑向載荷：=3597.36N；N軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=2NNN所以NN計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到；，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到當(dāng)量動(dòng)載荷：NN為支反力。h表1.4 變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率車(chē)型檔位數(shù)最高檔傳動(dòng)比/%變速器檔位

39、轎車(chē)普通級(jí)以下3113069410.532076.541182368中級(jí)以上3112277410.5210.587410.532076.5510.52418.575510.521557.525查表1.4可得到該檔的使用率，所以：h所以軸承壽命滿足要求。2、變速器五檔工作時(shí)NNN軸承的徑向載荷：=730.21N；N軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=2NNN所以NN計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到；，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到當(dāng)量動(dòng)載荷：支反力。NNh查表3.4可得到該檔的使用率，于是h所以軸承壽命滿足要求。第12章 參考文獻(xiàn)1 余志生主編. 汽車(chē)?yán)碚摚?機(jī)械工業(yè)出版社，2009.32 馬