1、黑龙江工程学院本科生毕业设计1第 1 章 绪 论1.1 概述 本文以捷达汽车变速器为研究对象，变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使汽车在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡和倒档。需要时，变速器还有动力输出功能。一 对变速器如下基本要求：1.保证汽车有必要的动力性和经济型。2.设置空挡。用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3.设置倒档，使汽车能倒退行驶。4.设置动力传输装置，需要时进行功率输出。5.换挡迅速、省力、方便。6.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。7
2、.变速器应有高的工作效率。8.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 。9二 变速器的类型：（1）按传动比变化 变速器可分为有级式、无级式、和综合式三种。1.有级式变速器 具有若干个数值一定的传动比，传动比的变化呈阶梯式或跳跃式。有级式变速器应用最为广泛，传动方式采用齿轮传动（包括轴线固定的普通齿轮传动和部分齿轮轴线旋转的行星齿轮传动） 。目前，轿车和轻、中型载货汽车装用的有级式变速器多为 36
3、个前进挡和一个倒档。2.无级式变速器 无级式变速器的传动比可以在一定范围内连续变化。有电力式和液压式无级变速器两种。传动部分分为直流串励电动和液力变矩器。3.综合式变速器 综合式变速器由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机黑龙江工程学院本科生毕业设计2械式变速器，其传动比可以在最大值与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化。目前应用较多。（2）按操纵方式 变速器可分为强制操纵式变速器、自动操纵式变速器和半自动操纵式变速器三种。1.强制操纵式变速器 靠驾驶员直接操纵变速换挡。2.自动操纵式变速器 传动比的选择和换挡是自动进行的，驾驶员只需操纵加速踏板，变速器就可以根据发动机的负荷信号和车速信
4、号来控制执行元件，实现挡位的变换。3.半自动操纵式变速器 分为两类：一类是部分挡位自动换挡，部分挡位手动换挡；另一类是预先按钮选定挡位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，由执行机构自动换挡。三 变速器的工作原理普通齿轮变速器也叫定轴式变速器，它由一个变速器壳、轴线固定的几根轴和若干齿轮等零件组成，可实现变速、变扭和改变旋转方向。1.变速原理一对齿数不同的齿轮啮合传动时，设主动齿轮的转速为 ，齿数为 ，从动齿2n2z轮的转速为 ，齿数为 。若小齿轮带动大齿轮时，转速就降低了；若大齿轮带动小3n3z齿轮时，转速即升高。在相同的时间内啮合的齿数相等，即 = 。齿轮的传动2z3比为 = / = / 。
5、齿轮传动机构的传动比定义为主动齿轮的转速与从动齿轮的转i23z2速之比，它也等于从动齿轮的齿数与主动齿轮的齿数之比，即 主 动 齿 轮 的 齿 数从 动 齿 轮 的 齿 数从 动 齿 轮 的 转 速主 动 齿 轮 的 转 速传 动 比 这就是齿轮传动的变速原理。汽车变速器就是根据这一原理利用若干大小不同的齿轮副传动而实现变速的。2.变向原理汽车发动机在工作过程中是不能逆转的。为了能使汽车倒退行驶，在变速器中设置了倒挡（R） 。倒挡传动机构是在主动齿轮与从动齿轮之间增加一个中间齿轮，利用中间齿轮来改变输出轴的转动方向，因此，这个中间齿轮油称之为倒挡换挡齿轮。101.1.1 变速器的发展现状黑龙江
6、工程学院本科生毕业设计3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
7、在600万件以上，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 。21.1.2 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
8、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 。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13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。1.1.3 研究的方法本次设计主要是通过查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识进行设计。通过比较不同方案
9、和方法选取最佳方案进行设计，通过排量选择变速器中心距；各档传动比的计算；计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；计算选择轴与轴承，同时对其进行校核，对同步器、换挡操纵机构等结构件进行分析计算；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善 。8黑龙江工程学院本科生毕业设计4第 2 章 变速器主要参数的选择与计算2.1 设计初始数据最高车速： =180Km/hmaxu发动机功率： =74KWeP转矩： =150maxeTN总质量： =1500Kg转矩转速： =3800r/minTn车轮：185/60R14 2.2 变速器各挡传动比的确定初选传动比：= 0.377 maxu0minrgp（2.1
10、） 式中： 最高车速max发动机最大功率转速pn车轮半径r变速器最小传动比 乘用车取 0.85ming主减速器传动比0=9549 （转矩适应系数 =1.11.3） maxeTpenPmax（2.2）所以， =9549 =5653.008r/minpn150742./ =1.42.0 符合T黑龙江工程学院本科生毕业设计5=0.377 =0.377 =4.026 （2.3）0imaxingpur1805.29633双曲面主减速器，当 6 时，取 =90%0最大传动比 的选择 ：1gi17满足最大爬坡度。（2.4） TegifGri0max1snco式中：G作用在汽车上的重力， ， 汽车质量， 重力
11、加速度，g=15000N；mg发动机最大转矩， =150N.m；axeTaxeT主减速器传动比， =4.0260i 0i传动系效率， =90%；TT车轮半径， =0.289m；rr滚动阻力系数，对于货车取 =0.01651+0.01( -50)=0.03795；f f maxu爬坡度，取 =16.7带入数值计算得 51.21gi满足附着条件： （2.5）riTTg01emaxz2F 为附着系数，取值范围为 0.50.6，取为 0.6为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取 70%mg ；z2F计算得 3.283 ； 1gi由得 2.551 3.283 ； 取 =3.2 ；1gi1gi
12、校核最大传动比 ；765.38.02max1gi在 3.04.5 范围内，故符合。黑龙江工程学院本科生毕业设计6其他各挡传动比的确定：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：（2.6）qiigg54321式中： 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：q， ， ，41ig32qig2igig4= =1.3371n.3所以其他各挡传动比为：=3.2， = =2.390， = =1.788， = =1.337 ， =0.851gi2gi3q3gi2q4giq5gi2.3 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
13、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。黑龙江工程学院本科生毕业设计
14、7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.输入轴五挡齿轮 2.输出轴五挡齿轮 3.输入轴四挡齿轮 4.输出轴四挡齿轮5.输入轴三挡齿轮 6.输出轴三挡齿轮 7.输入轴二挡齿轮 8.输出轴二挡齿轮9.输入轴一挡齿轮 10
15、.输出轴一挡齿轮 11.倒挡齿轮 12.输入轴倒挡齿轮 13.输出轴倒挡齿轮2.4 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=66mm2.5 齿轮参数2.5.1 模数黑龙江工程学院本科生毕业设计8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 在 1.814.0t 的货车为am2.03.5mm；总质量 大于 14.0t 的货车为 3.55.0m
16、m。选取较小的模数值可使齿am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 /tam车型1.0V1.6 1.6V2.5 6.0 14a14.0模数 /mmnm2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00表 2.2 汽车变速器常用齿轮模数一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 发动机排量为 1.6L，根据表 2.2.1 及 2.2.2，齿轮的模数定为 2.252.75mm。2
17、.5.2 压力角 理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用 14.5、15 、16、16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 22.5或 25等大些的压力角。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。2.5.3 螺旋角 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：20252.5.4 齿宽 b直齿 ， 为齿宽系数，取为 4.58.0，取 7.0；mkcc斜齿 ， 取为 6.08.5。n黑龙江工程学院
18、本科生毕业设计9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 24mm，取4mm。2.5.5 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. 2.6 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。黑龙江工程学院本科生毕业设计10第 3 章 齿轮的设计计算与校核3.1 齿轮的设计与计算 3.1.1 各挡齿轮齿数的分配一挡齿轮为斜齿轮，模数为 2.5，初选 =2
19、2109cos一挡传动比为 （3.1） 9gZi为了求 ， 的齿数，先求其齿数和 ， 9Z10 h斜齿 （3.2） nhmAZ109cos2= =48.96 取整为 495.6 即 =11.65 取 12 =49-12=379Z10Z对中心距 进行修正A因为计算齿数和 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 和h hZ齿轮变位系数重新计算中心距 ，再以修正后的中心距 作为各挡齿轮齿数分配的AA依据。= =66.06mm （3.3）cos20hnZmcs23715.）（对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan =tan /cos =0.392 ttn10-9（3.4）=21.42
20、t啮合角 ： cos = =0.932 ,t,ttoAcs黑龙江工程学院本科生毕业设计11（3.5）=21.29,t变位系数之和 nt,t109na2iviz（3.6）=-0.11查变位系数线图得： 2.3910zu41.952.0计算一挡齿轮 9、10 参数：分度圆直径 =2.512/cos22=32.356mm10-9n9cos/mzd=2.537/22=99.764mm-1010齿顶高 =3.74mmn9an9yh=1.415mm1010m式中： =（66-66.06 ）/2.5=-0.024 nn/Ay）（= -0.11+0.024 = -0.086齿根高 =2.1mmn9an9hmc
21、f=4.425mm1010f齿顶圆直径 =39.836mm9a92ad=102.062mm1010h齿根圆直径 =28.156mm99ff=90.914mm10102ffd当量齿数 =15.056-939vcos/z=46.42410-10二挡齿轮为斜齿轮，模数为 2.25，初选 =2487黑龙江工程学院本科生毕业设计12782Zig87ncosmA= =53.59 取整为 54n872Z5.24cos6=15.81，取整为 17 =37 则， = =2.1765 =2.3907Z8782Zi132gi对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =66.499mm87cos2mAno端面压力角 tan
22、 =tan /costn=21.574t端面啮合角 =totAcscs,574.21cos649.20,t变位系数之和 nt,t87naiviz= -0.216查变位系数线图得： -0.216 =0.35 297.78zun7=856.0n二挡齿轮参数：分度圆直径 =41.870mm877cosnmzd=91.128mm878n齿顶高 =3.029mmnan7yhm黑龙江工程学院本科生毕业设计13=0.9675mmn8an8yhm式中： = -0.220/Ay）（=-0.004nn齿根高 =2.025mm7a7hmcf =4.086mmn8n8f齿顶圆直径 =47.928mm7a72ad=93
23、.063mm88h齿根圆直径 =37.370mm77ff=82.956mm882ffd当量齿数 =22.298737vcos/z=49.84388三挡齿轮为斜齿轮，初选 =22模数为 2.2565563Zi=1.64965cos2mAn=54.39, 取整为 5565Zh得 =19.727 取整为 21， =345Z563Zig= 214=1.619 =1.7883gi黑龙江工程学院本科生毕业设计14对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =66.734mm65cos2ZmAno端面压力角 tan =tan /cos =0.388tn=21.218t端面啮合角 = =0.9426totAcscs,
24、218.cos6734.51.9,t变位系数之和 nt,t65na2iviz= -0.31查变位系数线图得： =0.19 = -0.50649.15zu56三挡齿轮 5、6 参数：分度圆直径 =50.916mm655cosnmzd=82.508mm656n齿顶高 =2.642mmnan5yhm=1.089mm66式中： = -0.326n0n/Ay）（ =0.016齿根高 =2.385mmn5na5hmcf=3.938mm66f 齿顶圆直径 =56.245mm5a52ad=84.686mm66h黑龙江工程学院本科生毕业设计15齿根圆直径 =46.191mm552ffhd=74.633mm66f
25、f当量齿数 =26.389535vcos/z=42.66066四挡齿轮为斜齿轮，初选 =24模数 =2.543nm3Zig= 184.43cos2mAn取整为 49 .843Z=20.614，取整为 23 =26 3Z则： 34Zig= 26=1.1304 =1.3774gi对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =67.064mm43cos2ZmAno端面压力角 tan =tan /cos =0.3922tn=21.42t端面啮合角 = =0.946 totAcscs,42.1cos60.702.1,t黑龙江工程学院本科生毕业设计16变位系数之和 nt,t43na2iviz= -0.39查变位系
26、数线图得： = -0.03 = -0.36184.34zu34四挡齿轮 3、4 参数：分度圆直径 =62.942mm433cosnmzd=71.151mm434n齿顶高 =2.375mmnan3yhm=1.55mm44a式中： =-0.41n0n/Ay）（ =-0.02齿根高 =3.2mmn3na3hmcf=4.025mm44f 齿顶圆直径 =67.692mm3a32ad=74.251mm44h齿根圆直径 =56.542mm33ff=63.101mm442ffd当量齿数 =30.16833vcos/z=34.10344五挡齿轮为斜齿轮，初选 =22模数 =2.2521nm125Zig黑龙江工程
27、学院本科生毕业设计17= 85.021cosZmAn取整为 55 39.5421=29.4，取整为 31 =24 1Z4Z则： 125ig= 34=0.774=0.85对五挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =66.734mm21cosZmAno端面压力角 tan =tan /cos =0.388tn43=21.218t端面啮合角 = =0.9426 totAcscs,218.cos67.51.9,t变位系数之和 nt,t43na2iviz= -0.31查变位系数线图得： = 0.19 = -0.509.12Zu12五挡齿轮 1、2 参数：分度圆直径 =75.228mm211cosnmzd=80.
28、512mm212n齿顶高 =2.642mmnan1yhm黑龙江工程学院本科生毕业设计18=1.089mmn2an2yhm式中： =-0.326 0/Ay）（=-0.086nn齿根高 =2.385mm1a1hmcf =3.938mmn2n2f齿顶圆直径 =80.512mm1a1ad=60.419mm22h齿根圆直径 =70.458mm11ff=50.365mm22ffd当量齿数 =38.896131vcos/z=30.11222确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮 的齿数一般在 2123 之间，初选13Z后，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距 。初选 =21， =13，则：12Z
29、A1212m= 35.=42.5mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 12 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 应为13eDAe25.013113ee=2662.5(13+2)1=93.5mm黑龙江工程学院本科生毕业设计19213nmDZe= 25.9=35.4为了保证齿轮 12 和 13 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙，取 =3413Z计算倒挡轴和输出轴的中心距 A213,zm= 45.=68.75mm计算倒挡传动比 132zi倒=2.6153.1.2 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
30、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 3050HBS 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：渗碳层深度 0.81.25.3法m时渗碳层深度 0.91.3法时渗碳层深度 1.01.3法表面硬度 HRC5863；心部硬度 HRC3348黑龙江工程学院本科生毕业设计20对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度
31、 HRC 。125348对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用 25CrMnMO，20CrNiM O，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 。133.1.3 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为 192N.m，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 98%，轴承传动效率 96%。输入轴 = =150N.m1Taxe输出轴 = =15096%99%=142.56N.m 2齿承 输出轴一挡 =142.563.2=456.129N.m 1i输出轴二挡 =142.562.297=334.351N.m2T输出轴三挡 =142.561.649=240.028
32、N.m3i输出轴四挡 =142.561.184=172.343N.m42输出轴五挡 =142.560.85=123.726N.m5iT倒挡 =150 30.85=372.849N.m倒齿承倒 ）（ i1 9.063.2 轮齿的校核3.2.1 轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿 轮弯曲应力 w黑龙江工程学院本科生毕业设计21图 3.1 齿形系数图（3.8） yzKmTcfgw32式中： 弯曲应力（MP a） ；w计算载荷（N .mm） ；gT应力集中系数，可近似取 =1.65；KK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f弯曲应力的影响也不同；主动齿轮 =1.1，从动齿轮 =0.9；
33、f f齿宽（mm） ；b模数；m齿形系数，如图 3.1。y当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，一、倒挡直齿轮许gT maxeT用弯曲应力在 400850MP a，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 ， ，1w123w=21， =13， =34， =0.141， =0.145， =0.162， =372.849N.m1z1213z1yy1y倒T黑龙江工程学院本科生毕业设计22， =142.56N.m2T1312yKzTcfw=719.114MPa400850MPa12312yzmcfw= 330.4585.6.
34、0=735.948MPa400850MPa13312yKzmTcfw倒= 31062.845.97= 512.219MPa400850MPa2、斜齿轮弯曲应力 w（3.9） KyzmTcng3os2式中： 计算载荷，Nmm；gT法向模数， mm；nm齿数；z斜齿轮螺旋角， ；应力集中系数， =1.50；KK齿形系数，可按当量齿数 在图中查得；y 3coszn齿宽系数c重合度影响系数， =2.0。KK当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，对乘用车常啮合齿gT maxeT轮和高挡齿轮，许用应力在 180350MP a 范围，对货车为 100250MP a。黑龙江工程学院本科生毕业设计2
35、3（1）计算一挡齿轮 9，10 的弯曲应力 ，9w10=12， =37， =0.118， =0.155， =456.129N.m， =150N.m，9z10y10y2T1TKmzTcnw939os2= 3310.2716.0525。=316.37MPa180350MP aKymzTcnw1039210os= 3310.287.57546。=344.001MPa180350MP a（2）计算二挡齿轮 7，8 的弯曲应力=17， =37， =0.164， =0.122， =334.351N.m， =150N.m，7zy8y2T1TKmzTcnw7317os2= 3310.264.025.5。=29
36、4.47MPa180350MP aKymzTcnw83728os= 3310.281.05.54s。=345.728MPa180350MP a（3）计算三挡齿轮 5，6 的弯曲应力=21， =34， =0.152， =0.121， =240.028N.m， =150N.m5zy6y23T1TKmzTcnw5315os2黑龙江工程学院本科生毕业设计24= 3310.2715.02.cos。=261.042MPa180350MP aKymzTcnw63526os= 3310.281.0.45s。=283.588MPa180350MP a（4）计算四挡齿轮 3，4 的弯曲应力=23， =26， =0
37、.145， =0.125， =172.343N.m， =150N.m3zy4y24T1TKmzTcnw313os2= 3310.2745.02。=147.791MPa180350MP aKymzTcnw4324os= 3310.2815.067。=185.136MPa180350MP a（5）计算五挡齿轮 1，2 的弯曲应力=31， =24， =0.156， =0.148， =150N.m， =123.726N.m1zy2y1T25Kmzcnw131os= 3310.2756.02. 。=172.301MPa180350MP aKymzTcnw23152os黑龙江工程学院本科生毕业设计25=
38、3310.2815.02.4cos76。=217.892MPa180350MP a3.2.2 轮齿接触应力 j（3.10） bzgjdbET1cos418.0式中： 轮齿的接触应力，MP a；j计算载荷，N .mm；gT节圆直径，mm；d节点处压力角， ， 齿轮螺旋角， ；齿轮材料的弹性模量，MP a；E齿轮接触的实际宽度，mm ；b、 主、从动齿轮节点处的曲率半径，mm，直齿轮 、z sinzr，斜齿轮 、 ；sinbr2cosinzr2cosinbr、 主、从动齿轮节圆半径(mm)。z将作用在变速器第一轴上的载荷 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接2/maxeT触应力 见表 3.2。j弹性
39、模量 =20.6104 Nmm-2，齿宽EnccKb表 3.2 变速器齿轮的许用接触应力 MPaj齿轮渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡 19002000 9501000常啮合齿轮和高挡 13001400 650700（1）计算一挡齿轮 9，10 的接触应力=456.192N.m， =150N.m， ， ，21T1T129z370z2109黑龙江工程学院本科生毕业设计26=31.429mm，）（ 1u/29Ad=u =100.573 mm109=6.434mm2cos/in29z=19.838mm/i210db 910919cos48. zbj ET= 35 108.43.62.352760
40、1.0 =1445.184MPa19002000MP a 91010210cos48. zbj dbET= 35 108.43.6273.5.69. =1342.598MPa19002000MP a（2）计算二挡齿轮 7，8 的接触应力=334.351N.m， =150N.m， ， ，2T1T17z38z2487=40.036mm，）（ u/8Ad=91.964mm7=18.672mm24cos/in28b=8.579mm/i27dz 78717 14cos48.0bzjbET= 35 10579.862.14cos2036.25 黑龙江工程学院本科生毕业设计27=1212.385MPa130
41、01400MP a 78828 14cos41.0zbjdbET= 35 10579.862.14cos2093.15.6. =1132.459MPa13001400MP a（3）计算三挡齿轮 5，6 的接触应力=240.028N.m， =150N.m， ， ，23T1T215z346z265=49.830mm，）（ u/25Ad=84.412mm6=17.003mm2cos/in26b=10.134mm/i25dz 56515 1cos48.0zbjbET= 310.7134.02cos830.4972 =1060.116MPa13001400MP a 566236 1cos418.0zbj
42、dbET= 310.7134.02cos41.5.08. =987.396MPa13001400MP a（4）计算四挡齿轮 3，4 的接触应力=172.343N.m， =150N.m， ， ，2T1T23z64z243=60.440mm，）（ u/3Ad=71.560mm4黑龙江工程学院本科生毕业设计28=14.579mm24cos/in24db=12.897mm/i23z 34313 1cos48.0zbjdbET= 35 10579.48.12cos0.6527. =873.056MPa13001400MP a 34424 1cos18.0zbjdbET= 35 10579.48.1206
43、.75.3. =740.923MPa13001400MP a（5）五挡齿轮 1，2 的接触应力=150N.m， =123.726N.m， ， ，T25271zz21=71.351mm，）（ u/1Ad=60.649mm2=14.476mm2cos/in1z=11.796mm/i22db 2111cos48.0bzj ET= 35 10796.4.1cos03.75.26. =833.087MPa13001400MP a黑龙江工程学院本科生毕业设计2921252cos418.0bzjdbET= 35 10796.4.1cos064973. = 783.954MPa13001400MP a（6）计
44、算倒挡齿轮 11，12，13 的接触应力=372.849N.m， =150N.m， ， ， 倒T1T21z3z41zmm5.3d2mm81mm.=5.558mm20sin12dz=14.536mmi13b=8.978mm20sin11dbz1211cos48.0bzj ET= 35109780s.5.6340. =564.157MPa19002000MP a121212cos48.0bzj dbET= 35109780.35.6. =1604.646MPa19002000MP a 131313cosz/48.0bzj dbET）（黑龙江工程学院本科生毕业设计30= 351056.4978.120cos.85.263401. =12303150MPa19002000MP a3.3 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
