1、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 .72.5.4 齿宽 7b2.5.5 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、.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 j .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 284.1 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371第 1 章 绪 论1.1 概 述 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
3、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.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 。91.2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
4、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
5、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2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 。21.3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
6、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。3第 2 章 变速器主要参数的选择2.1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： =202Km/hmaxu发动机最大功率： =116KWaeP最大功率转速：6550r/mi
7、n最大转矩： =184maxeTN整备质量： =1720Kg最大转矩转速： =4050r/minTn车轮：205/55 R16 2.2变 速 器 各 挡 传 动 比 的 确 定2.2.1初选最大传动比的范围最大传动比的确定，即一档传动比。满足最大爬坡度： Ftfi10ImIm10cossin()tqgTaxaxgtqTiGrfri（2.1） 式中：G作用在汽车上的重力， ， 汽车质量， 重力加速度，gg=16856N；mg4发动机最大转矩， =184N.m；maxeTaxeT主减速器传动比，0i传动系效率， =96%；TT车轮半径， =0.316m；rr滚动阻力系数，对于货车取 =0.0165
8、1+0.01( -50)=0.03795；f f maxu爬坡度，取 =16.7带入数值计算得 9.098 01ig满足附着条件：10tqgTniFr（2.2） 为附着系数，取值范围为 0.70.8.，取为 0.8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 ；nF计算得 47.10ig由以上得 62.50ig取 ，乘用车9.3,.201iig )5.43(0i校核，因为该车发动机最低稳定转速 min/80inr则最低稳定车速 hkirug/5.937.001mnmin，故校核后传动比满足要求。hku/1inmi2.2.2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
9、挡传动比 7.05i按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：（2.3）qiigg543215式中： 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：q， ，41ig32qig2ig7.1/5所以其他各挡传动比为：=2.7， = =1.97， = =1.44，1gi2gi/1q3giq/24 和 5 挡为常用挡，其挡位间公比应该小一些取 ，所以 ， 。3.1q07./134i 79.0/145i2.3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
10、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。6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
11、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2.4中 心
12、 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=77mm2.5齿 轮 参 数2.5.1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。7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 3.55.0mm。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/
13、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 2.54L，根据表 2.1 及 2.2，齿轮的模数定为 2.252.75mm。2.5.2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：
14、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 7.5；mkcc斜齿 ， 取为 6.08.5。n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2mm。82.5.5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
15、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。9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 2.75，初选 =20一挡传动比为 =2.7 （3.1） 12gZi为了求 ， 的齿数，先求其齿数和 ， 1Z2 h斜齿 =52.6 取整为 53 （3.2） nhmAcos取 =14 =391Z2对中心距 进行修正因为计算齿数和 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 和hZ hZ齿轮变位系数重新计算中心距 ，再以修正后的中心距 作
16、为各挡齿轮齿数分配的AA依据。=77.55mm （3.3）cos2hnZm取整 A=78mm修正螺旋角度 ，(3.4)934.02)(cos1AZn8分度圆直径 =41.209mmcs/m1nzd=114.796mmo2未变位中心距 a= 04.78/110对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan =tan /cos （3.5）ttn=t28.1啮合角 ： cos = =0.932 ,t ,ttoAcs（3.6）=21.27,t变位系数之和 （3.7）nt,t21naiviZ=0当量齿数： =17.16, cos31/Zv 8.47/cos32v查机械设计手册变位系数线图得： 10,.2
17、1计算一挡齿轮 1、2 的参数：齿顶高 =3.243mmn1an1yhm=2.253mm22式中： =0.0009 nn/aAy）（= 0.005齿根高 =2.943mmn1an1hmcf=3.933mm22f齿顶圆直径 =47.695mm1a1ad=119.302mm22h齿根圆直径 =35.323mm11ff=106.93mm22ffd齿全高 h= =6.1861fah11二挡齿轮为斜齿轮，模数为 2.5，初选 =25=1.97 342Zig=56.5 取整为 57n43cosmA=20， =37 则， =1.853Z4342Zi修正螺旋角 9135.0cos4An2对二挡齿轮进行角度变位
18、：理论中心距 =77.805mmcos243Zman端面压力角 tan =tan /costn=21.72t端面啮合角 totAcscs,08.2,t当量齿数 =26.23833vcos/z=48.544变位系数之和 nt,t34na2iviZ= 0.08查机械设计手册变位系数线图得： =-0.021.034二挡齿轮参数：12分度圆直径 =54.6mmcos3nmZd=101.01mm4n齿顶高 =2.745mmn3an3yhm=2.445mm44式中： = 0.078nn/aAy）（=0.002齿根高 =2.875mmn3na3hmcf=3.175mm44f齿顶圆直径 =60.09mm3a3
19、2ad=105.9mm44h齿根圆直径 =48.85mm33ff=94.66mm442ffd齿全高 h= =5.62fah三挡齿轮为斜齿轮，初选 =23模数为 2.5=1.44 563Zi= =57.43, 取整为 586hnmAcos2得 取整为 23， =355Z6Z=1.52563Zig对三挡齿轮进行角度变位：13理论中心距 =77.72mmcos265Zman端面压力角 tan =tan /costn=21.38t端面啮合角 totAcscs,89.21,t变位系数之和 nt,t65naiviz=0.1当量齿数 =28.8435vcos/Z=43.586查机械设计手册变位系数线图得：
20、=0.08 = 0.0256三挡齿轮 5、6 参数：分度圆直径 =61.64mmcos5nmZd=93.8mm6n齿顶高 =2.73mmn5an5yhm=2.58mm66式中： = 0.112nn/aAy）（=-0.012齿根高 =2.925mmn5na5hmcf=3.075mm66f齿顶圆直径 =67.1mm5a52ad14=98.96mm6a62hda齿根圆直径 =55.79mm55ff=87.65mm66ff四挡齿轮为斜齿轮，初选 =24模数 =2.5nm=1.07784Zig57.005 取整为 58 nhmAZcos287取整为 27 =31 78则： =1.14784Zig修正螺旋
21、角度 =0.9294Amn2cos864.1对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =77.72mmcos287Zan端面压力角 tan =tan /costn=21.38t端面啮合角 ttAacoss,89.21,t变位系数之和 nt,t7naiviZ= 0.1当量齿数 =33.6137vcos/15=38.5938vcos/Z查机械设计手册变位系数线图得： = 0.06 = 0.0434四挡齿轮 7、8 参数：分度圆直径 =72.36mmcos7nmZd=83.08mm8n齿顶高 =2.68mmn7an7yhm=2.63mm88式中： =0.112nn/aAy）（=-0.012齿根高 =2.9
22、75mmn7na7hmcf=3.025mm88f齿顶圆直径 =77.72mm7a72ad=88.34mm88h齿根圆直径 =66.41mm77ff=77.03mm882ffd全齿高 =5.6557fah五挡齿轮为斜齿轮，初选 =25模数 =2.5nm=0.79 9105Zig取整为 575.6cos2109nmA取整为 32 =25 9Z10Z16则： =0.789105Zig对五挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =78.09mmcos2910man端面压力角 tan =tan /costn=21.72t端面啮合角 ttAacoss,5.21,t变位系数之和 nt,t109naiviZ=-0.0
23、4当量齿数 =41.9839vcos/=32.7910Z查机械设计手册变位系数线图得： = -0.03 = -0.0112五挡齿轮 9、10 参数：分度圆直径 =87.68mmcos9nmZd=68.5mm10n齿顶高 =2.435mmn9an9yhm=2.485mm1010a式中： =-0.036 nn/Ay）（=-0.004齿根高 =3.2mmn9na9hmcf17=3.15mmn10na10hmcf 齿顶圆直径 =92.55mm992ad=73.47mm1010a齿根圆直径 =81.28mm99ffh=62.2mm10102ffd确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同， 75.2m
24、倒挡齿轮 的齿数一般在 2123 之间，初选 后，可计算出输入轴与倒挡轴12Z12Z的中心距 。初选 =14， =23，则：，A12Z=50.875mm12mA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 应为13eD5.0)2(adA13a2*h 1mZd38.36 3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 =3813Z计算倒挡轴和输出轴的中心距 A=83.875213,Zm计算倒挡传动比 123Zi倒18=2.7143.1.2齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求
25、 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 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对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度
26、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 184N.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 = =18496%99%=174.87Nm 1T齿承 axe输出轴一挡 Nm98.4621gi齿承输出轴二挡 =307.469Nm12齿承输出轴三挡 =252.912Nm33giT齿承 19输出轴四挡 =190.822Nm414giT齿承 输出轴五挡 =129.843
27、Nm55齿承倒挡 =273.041Nm1212Z）（ 齿承倒 =428.736Nm12312-13-2T）（ 齿承倒倒 3.2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；KK20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fK弯曲应力的影响也不同；主动齿轮 =1.1，从动齿轮 =0.9；fKfK齿宽（mm） ；b模数；m齿宽系数；倒档取 7.5cK齿形系数，如图 3.1。y当计算载荷 取作用到变速器
28、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=14， =23， =38， =0.132， =0.134， =0.138， =273.041N.m1Z1213Zyy1y12倒T， =174.87N.m, =428.736NmT2倒T131yKZmTcfw=701.31MPa400850MPa123-12ycfw倒=537.233MPa400850MPa133121yKZmTcfw倒=495.786MPa400850MPa2、
29、斜齿轮弯曲应力 w（3.9） KyzmTcng3os2式中： 计算载荷，Nmm；gT法向模数，mm ；nm21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，取 7.5c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。（1）计算一挡齿轮 1，2 的弯曲应力 ，1w2=14， =39， =0.135， =0.143， =462.98N.m， =174.87N.m，Zy2yT1T
30、KmZcnw131os=264.74MPa180350MP ayTcnw2312os=237.538MPa180350MP a（2）计算二挡齿轮 3,4 的弯曲应力=20， =37， =0.146， =0.148， =307.469N.m， =174.87N.m，3Z43y4y12T1TKmZTcnw313os2=223.006MPa180350MP aycnw43124os=209.081MPa180350MP a（3）计算三挡齿轮 5，6 的弯曲应力=23， =36， =0.144， =0.145， =252.912N.m， =174.87N.m5Zy6y13T1T22KymZTcnw53
31、15os2=200.65MPa180350MP aycnw6316os2=188.83MPa180350MP a（4）计算四挡齿轮 7，8 的弯曲应力=27， =31， =0.145， =0.146， =190.822N.m， =174.87N.m7Zy8y14T1TKmZcnw7317os2=169.25MPa180350MP ayTcnw83148os2=159.75MPa180350MP a（5）计算五挡齿轮 9，10 的弯曲应力=32， =25， =0.148， =0.142， =174.87N.m， =129.843N.m9Z10y10y1T15TKmZcnw939os2=137.4
32、9MPa180350MP ayTcnw103510os2=136.196MPa180350MP 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；d23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
33、.2。j弹性模量 =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 1，2 的接触应力=462.98N.m， =174.87N.m， ， ，T1T14Z39289.20=41.2mm，）（ 21/2Ad=114.79 mm）（=8.56mm89.20cos/in1z=23.86mm./i22db 1211cos48.0zbj ET=1642.835MPa19002000MP a2412212cos48.0zbjd
34、bET=1601.568MPa19002000MP a（2）计算二挡齿轮 3，4 的接触应力=307.469N.m， =174.87N.m， ， ，12T1T203z374Z01.24=54.736mm，）（ 433Z/2Ad=101.263mm）（44=12.137mm01.2cos/in23b=22.455mm.4/i24dz 43313 10.cos8.0bzjbET=1354.423MPa13001400MP a 344124 1cos8.0zbjdb=1320.407MPa13001400MP a（3）计算三挡齿轮 5，6 的接触应力=252.912N.m， =174.87N.m，
35、， ，13T1T235Z5664.21=61.862mm，）（ 655/2AZd=94.137mm）（66=13.05mm4.21cos/in26b=19.859mm6./i25dz 56515 1.4cos418.0zbjbET=1261.79MPa13001400MP a25566136 1.42cos48.0zbjdbET=1230.10MPa13001400MP a（4）计算四挡齿轮 7，8 的接触应力=190.822N.m， =174.87N.m， ， ，14T1T27Z31864.2=72.62mm，）（ 877/2AZd=83.379mm）（88=15.32mm64.21cos/
36、in27z=17.59mm./i28db 78717 164.cos41.0zbj ET=1142.103MPa13001400MP a 788148 16.2cos4.0zbjdb=1113.421MPa13001400MP a（5）五挡齿轮 1，2 的接触应力=174.87N.m， =129.843N.m， ， ，T15T329Z51001.24=87.578mm，）（ 1099/AZd=68.421mm）（10102=19.42mm01.24cos/in9z=15.17mm./i210db 109919 4.0cos48. bzj ET=1029.829MPa13001400MP a26
37、10910510 2cos48. bzj dbET= 1003.964MPa13001400MP a（6）计算倒挡齿轮 11，12，13 的接触应力=372.849N.m， =174.873N.m， ， ， 倒T1T14Z2381Zmm25.63dmm01mm.8=10.816mm20sin12dz=17.87mmi13b=6.583mm20sin1dZ1211cos48.0bzjbET=1973.88MPa19002000MP a1212-12cos48.0bzj db倒=1824.73MPa19002000MP a 13213-213cos48.0bzj dbET倒=1396.685MPa
38、19002000MP 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，27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。28第 4 章 轴的设计与计算及轴
39、承的选择与校核4.1轴 的 设 计 计 算4.1.1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 。第二轴上的轴颈常用14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 HRC5863，表面光洁度不低于 8。 144.1.2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=22.75126.164mm （4.1）3maxeTKdK 为经验系数，K=4.04.64.1.3轴的强度计算轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为 ，在水平面内挠度为 和转角为 ，可分别用式计算cf sf（4.2） 42r2r3aF6ELdbIfc（4.3） 422Iftts（4.4） 43aF63ELdbIbaFrr式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N） ；rF齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ；t弹性模量（MP a） ， =2.1105MPa；EE
