1、汽車設計變速器設計說明書汽車設計變速器設計說明書第一章 基本數據選擇1、1 設計初始數據 :( 方案二 ) 學號:12;最高車速 : U amax =110-12=98km/h;發動機功率 : Pemax=66-12/2=60kW;轉矩: Temax =210-123/2=192Nm;總質量 :ma=4100-12 2=4076kg;轉矩轉速 :n T=2100r/min; 車輪:R16(選 205/55R16) ;r R=16 2、 5410/2+0 、 55205=315.95mm。變速器各擋傳動比的確定0、3771、初選傳動比 : 設五擋為直接擋 , 則ig5=1式中:Uamax最高車速

2、np發動機最大功率轉速r車輪半徑igmin變速器最小傳動比i0主減速器傳動比Ua maxnpri gmin i0Temax =9549 Pemax (式中 =1、11、3) np(1.1 1.3) 60 所以, np=9549 (1.1 1.3) 60 =3282、473879、28r/min192取 n p =3500r/minnp/ nT =3500/2100=1、67 在 1、42、0 范圍內,符合要求i0 =0、377npri gmaxi0=0、3773500 315.95 10 =4、2598雙曲面主減速器 ,當i0 6時,取 =90%,i 0 ?6時, =85%輕型商用車 ig1在

3、 5、08、0 范圍,g=96%, T = g =90%96%=86、4%最大傳動比 ig1的選擇 : 滿足最大爬坡度 : 根據汽車行駛方程式Temaxigi0Gf CDA ua2 Gi21.15du mdt(1、1)汽車以一擋在無風、干砂路面行駛 , 公式簡化為Temaxi gi0 TGfcosrGsin(1Gr fcos sin式中 : G 作用在汽車上的重力,G mg , m 汽車質量, g 重力加速度 , G mg =40769、8=39944、8N;Temax 發動機最大轉矩 , Te max =192N、m;i0 主減速器傳動比 , i0 =4、25;T 傳動系效率 , T =86

4、、 4%;r 車輪半徑 ,r =0.316m;f 滾動阻力系數 , 對于貨車取 f =0、 02;爬坡度 , 取 =16、7=5、494076 9.8 ( 0.02 cos16.7 sin16.7 ) 0.316 ig1g1 192 4.25 86.4%最小傳動比 ig1的選擇滿足附著條件 :Temaxig1i0 TrFz2在瀝青混凝土干路面 ,=0、70、8,取 =0、75即ig1=8、0554076 9.8 60% 0.75 0.316 192 4.25 86.4%由得 5、49 i g1 8、055;又因為輕型商用車 ig1=5、08、0;所以,取ig1 =6、0 。其她各擋傳動比的確定

5、 : 按等比級數原則 ,一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系 :i g1 i g2 ig3 ig4 iiiiqi g2 i g3 i g4 ig5式中: q 常數,也就就是各擋之間的公比 ;因此, 各擋的傳動比為 :432i g1 q ,ig2 q ,ig3 q ,ig4 qq n 1ig1 =4 6.0 =1、56所以其她各擋傳動比為 :32ig2 =q =3、85,ig3=q =2、47, ig 4 = q =1、56中心距 A初選中心距時 , 可根據下述經驗公式A KA3 Temaxi1 g(1、3)式中: A 變速器中心距 (mm);K A 中心距系數 ,乘用車: K A =8、99、3

6、,商用車: K A =8、69、6,取9、 0 ;Temax 發動機最大轉矩 (N m);i1變速器一擋傳動比 , ig1=6、0 ;變速器傳動效率 , 取 96% ;Temax發動機最大轉矩 , Temax =192N、m 。 則,A KA3 Temaxi1 g=（8.69.6）3 192 6.0 96%=88、 94 99、27（mm）初選中心距 A =96mm。2齒 輪 參 數1、模數對貨車, 減小質量比減小噪聲更重要 , 故齒輪應該選用大些的模數 ;從工藝方 面考慮, 各擋齒輪應該選用一種模數。嚙合套與同步器的接合齒多數采用漸開線。由于工藝上的原因 , 同一變速器 中的接合齒模數相同。

7、其取值范圍就是 : 乘用車與總質量 ma在 1、814、0t 的 貨車為 2、03、5mm;總質量 ma大于 14、0t的貨車為 3、55、0mm。選取較 小的模數值可使齒數增多 ,有利于換擋。表 1.2.1 汽車變速器齒輪法向模數車型乘用車的發動機排量 V/L貨車的最大總質量 ma /t1、0V1、61、 6V2、56、0 14、0模數 mn / mm2、252、752、753、003、504、504、 50 6、00表 1.2.2 汽車變速器常用齒輪模數一系列1、001、251、52、002、503、004、005、006、00二系列1、752、252、75（3、25）3、50（3、75）

8、4、505、50根據表 1.2.1及 1、2、2,齒輪的模數定為 4、0mm2、壓力角理論上對于乘用車 ,為加大重合度降低噪聲應取用 14、5、15、16、16、 5等小些的壓力角 ;對商用車,為提高齒輪承載能力應選用 22、5或 25等大 些的壓力角。國家規定的標準壓力角為 20,所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20。3、螺旋角實驗證明:隨著螺旋角的增大 ,齒的強度也相應提高。 在齒輪選用大些的螺旋 角時, 使齒輪嚙合的重合度增加 , 因而工作平穩、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉矩時 , 要產生軸向力并作用到軸承上。設計時 ,應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪 產生的軸向力平衡 ,以減小軸承負荷

9、,提高軸承壽命。 因此 ,中間軸上不同擋位齒輪 的螺旋角應該就是不一樣的。為使工藝簡便 ,在中間軸軸向力不大時 ,可將螺旋角 設計成一樣的 ,或者僅取為兩種螺旋角。貨車變速器螺旋角 : 18 26初選一、三、四擋斜齒輪齒輪螺旋角為 22,其余擋斜齒輪螺旋角 20。4、齒寬 b直齒b kcm,kc為齒寬系數,取為 4、58、0,取7、0;斜齒 b kcmn,kc取為 6、08、5,取 7、0。 b kcmn 7 4 28mm采用嚙合套或同步器換擋時 ,其接合齒的工作寬度初選時可取為 24mm,取 4mm。5、齒頂高系數在齒輪加工精度提高以后 , 包括我國在內 , 規定齒頂高系數取為 1、 00。

10、3各 擋 齒 輪齒 數的 分配圖 1.3.1 變速器傳動示意圖如圖 1.3.1 所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數與螺旋角 以后, 可根據變速器的擋數、傳動比與傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。應該注汽車設計變速器設計說明書100.4190.256 0.41 0.154汽車設計變速器設計說明書100.4190.256 0.41 0.154意的就是 , 各擋齒輪的齒數比應該盡可能不就是整數 , 以使齒面磨損均勻1、確定一擋齒輪的齒數中間軸一擋齒輪齒數 ,貨車可在 1217之間選用 , 最小為 1214,取Z10 =14,一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動比為 ig1Z2Z9Z1Z（1、4）10

11、為了求 Z9, Z10的齒數,先求其齒數與 Zh,斜齒 Zh2Acosmn（1、5）96cos224=44、5 取整為 45即 Z9 =Zh -Z10 =45-14=312、對中心距 A 進行修正, 所以應根據取定的因為計算齒數與 Zh后, 經過取整數使中心距有了變化Zh 與齒輪變位系數重新計算中心距 A , 再以修正后的中心距 A作為各擋齒輪齒數分配的依據A0 mnZh =4（14 31）=97.6mm取整為 A=98mm 0 2cos 2cos22對一擋齒輪進行角度變位 :端面嚙合角 t : tan t=tan n /cos 9-10 =0、 3925t =21、 43嚙合角 t,: co

12、s t,= Ao cos t =0、 491 At, =19、75變位系數之與z9 z10 inv t inv t2tan=0、256汽車設計變速器設計說明書汽車設計變速器設計說明書計算 精確值 :A=一擋齒輪參數 :分度圓直徑齒頂高mnZh2cos 109 1023.31d9 mnz9 /cos 9 10=431/cos23、81=135、02mm d10 m n z10 / cos 9 10=414/cos23、81=60.98mm ha9 han 9yn mn =3、3mmha10 han 10yn mn =5.556mm式中:yn （A A 0）/m n =（98-97、06）/4=0

13、、235齒根高齒全高齒頂圓直徑 齒根圓直徑 當量齒數 節圓直徑ynnyn =0、 256-0、235=0、 021hf 9 han c 9 mn=5、616mm hf10han c10 mn =3.36mmh ha9 hf9 =8、 916mmda9 d9 2ha9 =141、62mmda10d10 2ha10 =72.09mmdf 9 d9 2hf9=135.02 2 5.616=123、778mmd f 10 d10 2hf 10 = 60.98 2 3.36=54.26mm3zv9 z9 /cos 9 10 =40、00zv103z10 /cos 9 10 =18、 062Az92 98

14、d9d10z9 z103131 14135.022mmd9 67.511mm292Az102 98z9 z101431 1460.978mmr10d10 30.489mm10 2 10汽車設計變速器設計說明書（ 、6）查變位系數線圖得 0.3520.054 0.35 0.269汽車設計變速器設計說明書（ 、6）查變位系數線圖得 0.3520.054 0.35 0.2693、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數由式（1、3）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比Z2Z1ig1Z10Z9=6.014=2、31709常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等,即mn Z1 Z 22cos 1 2（1、7）由式（1、6）

15、、（1、2Acos 1 2Z1 Z21 2mn= 2 94 cos 20=4=46、0447）得Z1=12、241,Z2 =33、63取整為 Z1 =12,Z 2 =33,則:iZ2Z9ig1 Z1Z1033 31 =6、089 ig1=6、012 14 g1對常嚙合齒輪進行角度變位理論中心距端面壓力角端面嚙合角變位系數之與Aomn Z1 Z2 = 4 12 33 =95、2cos 1 2 2cos20tan t =tan n /cos 1 2 =0、38778mm,Aocos t cos tA97.06=cos 21.430.9397t, 21.51z1 z2inv t , inv tn2t

16、an n= 12 33inv 21.51 inv21.18=0、0542tan 20t =21 、18汽車設計變速器設計說明書33汽車設計變速器設計說明書33計算 精確值 :A=常嚙合齒輪數 :分度圓直徑齒頂高mnZh2cos 1 21 2 23.31齒根高齒全高齒頂圓直徑 齒根圓直徑 當量齒數 節圓直徑d1z1mn =52、26mmcos 1 2z2mnd22 n =143.73mmcos 1 2ha1 han1 yn mn =（1+0、35- yn ）4=7、 404mmha10 han2yn mn =（1-0、 296- yn ）4=4.82mm式中:yn （A A 0）/mn=（98-

17、95、78）/4=0、555yn nyn =-0、054-0、 555= -0、501hf1 han cn1 mn =（1+0、25-0、35）4=3、6mmhf 2han cn2 mn=（1+0、25+0、296）4=6.184mmh ha1 hf1 =11、 004mmda1 d1 2ha1=67、068mmda2 d2 2ha2 =153.37mmdf 1 d1 2h f 1 =45、06mmdf2 d2 2hf2 =131.362mm3zv1 z1 /cos 1 2 =15、493zv2 z2 /cos 1 2 =42、 6152.26 mm12 33d12A z12 98z1 z21

18、r1d1 26.13mm2143.73mm12 33d22A z2 2 98z1 z2汽車設計變速器設計說明書8=20z7 z8inv t inv t變位系數之與n2tan n8 =0、 387 =0、 214汽車設計變速器設計說明書8=20z7 z8inv t inv t變位系數之與n2tan n8 =0、 387 =0、 2141d2 71.87mm224、確定其她各擋的齒數二擋齒輪為斜齒輪 , 模數與一擋齒輪相同 , 初選 7i2Z2Z7Z1Z8（1、8）Z7Z8Z1 =3.85 1323 =1、4i2 Z22mn Z7 Z82cos 7 8（1、9）Z72Acos 7 8 2 96co

19、s20Z8=45、11mn由式（1、8）、（1、9）得Z7=26、31,Z8=18、79取整為 Z 7 =26, Z8 =19則,i2Z2Z7 =33 26=3、76ig2=3、85Z1Z8 12 19 g2g2對二擋齒輪進行角度變位 :理論中心距Aomn Z7 Z82cos 7 8=95、78mm端面壓力角tant =tan n /cos7 8 =0、 388t =21 、17端面嚙合角cosAocosA95.78 t= t 98cos21.17 =0、91124.3=0、594汽車設計變速器設計說明書汽車設計變速器設計說明書求 8的精確值:A mn Z7 Z87 8 =23、312cos

20、7 8 二擋齒輪參數 :分度圓直徑d7z7mn =113、24mmcos 7 8z8mnd88 n =82.75mmcos 7 8齒頂高ha7han 7yn mn =4、 7mmha8han 8y n mn =5.364mm式中:yn （A A 0）/m n =0、555ynnyn =0、039齒根高hf7hancn7 mn=4、 144mmhf8hancn8 mn =3.48mm齒全高hha7hf7 =11、844mm齒頂圓直徑da7d72ha7 =122、 64mmda8d82ha8 =93.478mm齒根圓直徑df7d72hf7 =104、952mmdf8d82hf8 =75.79mmz

21、v7z7 /3當量齒數cos7 8=20、 14zv8z8 /3 cos7 8=14、72節圓直徑d72Az726113.25mm2 98z7z826 19r71d756.62mm27d82Az81982.76mm2 98z7z826 19汽車設計變速器設計說明書24z6z5 z #汽車設計變速器設計說明書24z6z5 z 汽車設計變速器設計說明書（1、10）z z6 inv t inv t變位系數之與n2tann1r8d8 41.38mm8 2 8（2）三擋齒輪為斜齒輪 , 初選 5 6 =22Z5Z6i3Z1Z2=2.471233=0、898mn Z 5 Z62cos 5 6（1、11）由

22、式（3、10）、（3、11）得 Z5=21、49,Z6=23、93取整 Z5=21,Z6=24Z2Z5Z1Z6=33 21=12 24=2、406 i3 =2、47對三擋齒輪進行角度變為理論中心距Ao mn Z 5 Z6 =97、06mm2cos 5 6端面壓力角tan t =tan n /cos 5 6 =0、 393t =21 、43端面嚙合角cos tAocosAt =97.06cos21.45 =0、 922t 9821.79=0、245=0、186 =0、24-0、 18=0、 06求 6的精確值:A mn Z5 Z65 6 =23、312cos 5 6 三擋齒輪參數 :分度圓直徑d

23、5z5mn =91、47mmcos 5 6z6mnd66 n =104.53mmcos 5 6齒頂高ha5han 5yn mn =4、 7mmha6hanyn mn =4.22mm式中:yn （A A 0）/m n =0、235yn nyn =0、 005齒根高hf5 han cn5 mn =4、28mmhf6 han cn6 mn =4.76mm齒全高h ha5 hf5 =8、98mm齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數da5 d5 2ha5 =100、87mm da6 d6 2ha6 =112.97mm df5 d5 2hf5 =82、91mm df6 d6 2hf6 =95.01mm3zv5 z

24、5 /cos 5 6 =27、 113zv6 z6 /cos 5 6 =30、 98節圓直徑2Az52 98d5d6z5 z62121 2491.47mmd5 45.73mm252A2 9821 24104.53mm汽車設計變速器設計說明書z z4inv t inv t變位系數之與n2tan n3 =0、014 =-0、302-0、 01=-0、312汽車設計變速器設計說明書z z4inv t inv t變位系數之與n2tan n3 =0、014 =-0、302-0、 01=-0、3122d652.27mm(3)四擋齒輪為斜齒輪 , 初選螺旋角3 4 =22Z3iZ4Z1Z2（1、12）14=

25、1.5631=0、704A mn Z 3 Z 42cos 3 4（1、13）由（1、12）、（1、13）得Z3=18、78,Z4 =26、64,取整 Z3=19,Z4 =27則:Z2Z3i44 Z1Z433 191227=1、93i4 =1、56對四擋齒輪進行角度變位 :理論中心距Aomn Z 3 Z42cos 3 4=99、23mm端面壓力角tant =tan n /cos3 4 =0、 393t =21 、43端面嚙合角cost, Ao cosAt=99.23cos21.43 =0、t 9893920.15=-0、302汽車設計變速器設計說明書27115.04mmz3 z 汽車設計變速器設

26、計說明書27115.04mmz3 z 求螺旋角 4的精確值 :A mn Z3 Z42cos 3 43 4 =20、 15四擋齒輪參數 :分度圓直徑d3z3mn =80、 95mmcos 3 4d4z4mn4 n =115.04mmcos 3 4齒頂高ha3hany n mn =6、 556mmha4hanyn mn =5.268mm齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數節圓直徑式中:yn （A A 0）/m n =-0、307ynhf3hf4yn =-0、629han cn3 mn =4、96mmhan cn4 mn =6.248mmha3da3da4df3df4zv3zv4d3d4hf3

27、=11、51mmd3d4d3d4z3 /2ha3=94、062mm2ha4 =127.536mm2hf3 =71、03mm2hf4 =102.54mm3cos3 3 4 =22、 97z4 /cos 3 4=32、 65z32Az3 z4981919 2780.96mm1d3 40.48mm232A z49819 27汽車設計變速器設計說明書計算倒擋傳動比z2z13 z11z1 z12 z13汽車設計變速器設計說明書計算倒擋傳動比z2z13 z11z1 z12 z13r4d4 57.52mm4 2 45、確定倒擋齒輪齒數倒擋齒輪選用的模數與一擋相同 , 倒擋齒輪 Z13的齒數一般在 2123

28、之間, 初選 Z12后,可計算出中間軸與倒擋軸的中心距 A，。初選 Z13 =23, Z12 =14,則:，1Am Z12 Z132 12 131= 4 14 232=74mm為保證倒擋齒輪的嚙合與不產生運動干涉 , 齒輪 12 與 11 的齒頂圓之間應保持有 0、5mm 以上的間隙 , 則齒輪 11的齒頂圓直徑 De11應為De122De110.5 e11 A2De112A De12 1=2984(14+2)1=131mmZ11De11m=131=42=30、75為了保證齒輪 10與 11的齒頂圓之間應保持有 0、5mm以上的間隙 ,取Z11=30計算倒擋軸與第二軸的中心距 Am z13 z

29、112=4 23 30=2=106mmi倒汽車設計變速器設計說明書=312330=141423=4、74倒擋齒輪參數 :z13u12 131.64,查表得12 0.24， 13 0.24z12uz1113 111.30,查表得13 0.24， 11 0.24z13分度圓直徑d11z11m=304=120 mmd12z12m14 4=56 mmd13z13m23 4=92 mm齒頂高ha11h*a11 m 4、 96 mmha12h* a12 m= 4.96 mmha13h* a13 m =3.04 mm齒根高hf11hac11 m =4、 04 mmhf12hac12 m =4.04 mmhf

30、 13hac13 m =5.96 mm齒全高hha11hf11=9 mm齒頂圓直徑da11d112ha11 =129、 92mmda12d122ha12 =65.92mmda13d132ha13 =98.08mm齒根圓直徑df 11d112hf11 =111、92 mmdf 12d f122hf 12 =47.92 mmdf 13d f132hf 13 =80.08 mm汽車設計變速器設計說明書汽車設計變速器設計說明書節圓直徑d112Az11 z11 z1321063030 23120mmr111 d1160mm2 11z1214d122A27456mmz12 z1314 23r121 d12

31、28mm2 12d132Az1321062392mmz11 z1330 23r131 d1346mm2 134 本 章 小 結本章首先根據所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比,然后計算出變速器的各擋傳動比 ;接著確定齒輪的參數 ,如齒輪的模數、 壓力角、螺旋角、 齒寬、 齒頂高系數 ;介紹了齒輪變位系數的選擇原則 ,并根據各擋傳動比計算各擋齒輪的 齒數 ,根據齒數重新計算各擋傳動比 ,同時對各擋齒輪進行變位。第二章 齒輪校核2、1 齒輪材料的選擇原則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求 , 故對齒輪材料亦有不同的要求。 但就是對于一般動力傳輸齒輪 ,要求其材料具

32、有足夠的強度與耐磨性 , 而且齒面 硬, 齒芯軟。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 應采用不同鋼號材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值 :m法 3.5 時滲碳層深度 0、81、2m法 3.5 時滲碳層深度 0、91、3m法 5 時滲碳層深度 1、01、3表面硬度 HRC58 63;心部硬度 HRC3348對于氰化齒輪 , 氰化層深度不應小于 0、2;表面硬度 HRC485312。 對于大模數的重型汽車變速器齒輪 ,可

33、采用 25CrMnM O,20CrNiM O,12Cr3A 等 鋼材,這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、 淬火處理 ,以提高表面硬度 ,細化材料晶面 粒13。2、2 計算各軸的轉矩發動機最大扭矩為 171N、m, 齒輪傳動效率 99%,離合器傳動效率 98%,軸承傳軸中間軸動效率 96%。T1=Temax 離 承 =19298%96%=180、63N mT2=T1 承 齒i2 1=180、6396%99%33/12=472、09N、m軸擋T31 T2 承 齒i9 10 =472、090、960、9931/14=993、49N、m二擋 T32T2 承 齒i7 8=472、090、960、9926/1

34、9=613、98N、m三擋 T33T2 承 齒i5 6 =472、090、960、9921/24=392、59N、m四擋 T34T2 承 齒i3 4 =472、090、960、9919/27=315、73N、m五擋 T35T2 承 齒 =472、090、960、99=448、67N、m倒擋 T倒T(2承 齒)2i11 12 =472、09(0.96 0.99)2 30/14=913、76N2、3 輪齒強度計算輪齒彎曲強度計算1、倒檔直齒輪彎曲應力w圖 2、 1 齒形系數圖(2、1)2Tg K Kfm3zKcy式中: w 彎曲應力 (MPa);Tg 計算載荷 (N、mm);K 應力集中系數 ,

35、可近似取 K =1、 65;汽車設計變速器設計說明書103z3mn y3K cK汽車設計變速器設計說明書汽車設計變速器設計說明書(2、2)K f 摩擦力影響系數 , 主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同 , 對彎曲應力的影響也不同 ;主動齒輪 Kf =1、1,從動齒輪 Kf =0、9;b 齒寬 (mm);m 模數 ;y 齒形系數 , 如圖 2、 1。當計算載荷 Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 Temax 時, 一、倒擋直齒輪 許用彎曲應力在 400 850MPa,貨車可取下限 , 承受雙向交變載荷作用的倒擋齒 輪的許用應力應取下限。計算倒擋齒輪 11,12,13 的彎曲應力w11 ,

36、w12 , w13z11 =30, z12 =14, z13 =23, y11 =0、157, y12 =0、141, y13 =0、 124, T倒 =913、 76Nm,T2 =472、 09N m2T倒K K fw11 3m z11Kc y11102 913.76 1.65 0.94 (472.09 23 / 14) 1.65 0.9 3 = 3103 3 23 7.0 0.124=573、86MPa400850MPa2、斜齒輪彎曲應力2Tg cos Kzm3n yKcK 30 7.0 0.157=409、39MPa400850MPa2T2K K fw12 3m z12Kc y122 4

37、72.09 1.65 1.1 3= 310343 14 7.0 0.141.=616、82MPa400850MPa2(T2Z13 / Z12)K Kf w13 3m z13Kc y13式中: Tg 計算載荷 (Nmm);mn 法向模數 (mm);z 齒數 ;斜齒輪螺旋角 ( );K 應力集中系數 , K =1、 50;y 齒形系數 ,可按當量齒數 zn z cos3 在圖中查得;Kc 齒寬系數 Kc=7、0K 重合度影響系數 , K =2、 0當計算載荷 Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 Temax 時,對乘用車常嚙合齒輪與高擋齒輪 , 許用應力在 180 350MPa范圍, 對貨車為 1

38、00250MPa(1) 計算一擋齒輪 9,10 的彎曲應力w9w10z9 =31, z10 =14, y9 =0、 146, y10 =0、 174, T31 =993 、 49N m, T2 =472 、 09Nm, 9 10 =23、31, zv9 40.00 , zv10 60.978,Kc =7、0w92T31 cos 9 10 K3z9mn y9K cK=2 993.49 cos23.31。 1.50 = 31 43 0.146 7.0 2.0103=214、85MPa100250MPaw102T2 cos 9 10K3z10mn y10K cK= 2 472.09 cos23.31

39、。 1.50= 13 43 0.174 7.0 2.010=204、28MPa100250MPa(2) 計算二擋齒輪 7,8 的彎曲應力z7=26,z8=19,y7=0、161,y8=0、139,T32=613、98Nm,T2=472、09N m,7 8 =23、31,Zv720.14,Zv814.72,Kc =7、0w72T32 cos 7 8K3z7mn y7KcK=2 613.98 cos 23.31。 1.50= 26 43 0.161 7.0 2.0=143、56MPa100250MPa2T2 cos 7 8 K w8 3 z8mny8KcK= 2 472.09 cos 23.31。

40、 1.50= 19 43 0.139 7.0 2.010=174、96MPa100250MPa(3) 計算三擋齒輪 5,6 的彎曲應力z5=21,z6=24,y5=0、149,y6=0、146,T33=392、59Nm,T2=472、09Nm, 5 6=23、31,Zv5 27.11,Zv6 30.98,Kc =7、0w52T33 cos 5 6K3z5mn y5 KcK2 392.539 cos23.31。 1.50 10321 43 0.149 7.0 2.0=122、81MPa100250MPaw62T2 cos 5 6K3z6mny6KcK2 472.09 cos 23.31。 1.5

41、0 3= 3 1024 43 0.146 7.0 2.0=131、87MPa100250MPa(4) 計算四擋齒輪 3,4 的彎曲應力z3=19,z4=27,y3=0、141,y4=0、123,T34=315、73Nm,T2=472、09Nm, 3 4=20、15,Zv3 22.97 , Z v4 32.65,Kc=7、0w32T34 cos 3 4K3= 2 315.73 cos 20.15。 1.50= 19 43 0.141 7.0 2.010=123、31MPa100250MPa2T2 cos 3 4K w4 3 z4mny4KcK2 472.09 cos 20.15。 1.50 3=

42、 310327 43 0.123 7.0 2.0=184、46MPa100250MPa(5) 計算常嚙合齒輪 1,2 的彎曲應力z1 =12, z2 =33, y1 =0、154, y2 =0、133,T1 =180、63N m,T2 =472、09N m,2 =23、31,Zv1 15.49,Zv2 42.61 , K c =6、0w12T1 cos 1 2K3z1mn y1K cK= 2 180.63 cos23.31。 1.50= 12 43 0.154 6.0 2.010=111、61MPa100250MPa2T2 cos 1 2K w2 3 z2mny2KcK= 2 472 .09

43、cos23.31。 1.50= 33 43 0.133 6.0 2.0103=122、83MPa100250MPa2.3.2 輪齒接觸應力 j0.418TgEbd cos cos11zb(4、3)式中: j 輪齒的接觸應力 (MPa);Tg 計算載荷 (N 、mm) ; d 節圓直徑 (mm);節點處壓力角 (), 齒輪螺旋角 ( );汽車設計變速器設計說明書3j100.418汽車設計變速器設計說明書3j100.418E 齒輪材料的彈性模量 ( MPa); b 齒輪接觸的實際寬度 (mm);b 主、從動齒輪節點處的曲率半徑(mm), 直齒輪 z rzsinb rbsin ,斜齒輪 z rz s

44、incos2 、 b rbsincos2rz、 rb 主、從動齒輪節圓半徑 (mm)將作用在變速器第一軸上的載荷 Temax /2 作為計算載荷時 ,變速器齒輪的許 用接觸應力 j 見表 2、 1。彈性模量 E =20、6104 Nmm-2,齒寬 b Kcm Kc mn =74=28mm表 2、 1 變速器齒輪的許用接觸應力齒輪j MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋與倒擋190020009501000常嚙合齒輪與高擋13001400650700(1) 計算一擋齒輪 9,10 的接觸應力T31=993、49N、m,T2 =472、09N、md9 135.002 mm, d10 60.978 mm

45、b9d9sin22/cos2 23.31 =27.37mmz10d10 sin2/cos2 23.31 =12.36mmj90.418T31Ebd9 cos cos23.81z10b910=0.418 993.49 20.6 1041 128 135.002cos20 cos23.31 12.36 27.37=1134、62MPa19002000MPabd10T2E cos cos23.8111z10 b9汽車設計變速器設計說明書/cos2 23.31 =21.19mm211汽車設計變速器設計說明書/cos2 23.31 =21.19mm211103=0.418 472.09 20.6 104

46、1 128 60.978cos20 cos23.81 12.36 27.37=1165、98MPa19002000MPa(2) 計算二擋齒輪 7,8 的接觸應力T32 =613、98N、m,T2=472、09N、md7 113.25mm,d8 82.76mmb7d7 sin2/cos2 23.31 =22.96mmz8d828 sin /cos2 23.31 =16.78mm2j70.418T32E bd7 cos cos23.31z8b74103613.98 20.6 1041 1= 0.41828 22.96cos20 cos23.31 16.78 22.96=1226、99MPa1900

47、2000MPaj80.418T2Ebd8 cos cos23.31z8b710=0.418 472.09 20.6 1041 128 74.31cos20 cos23.31 16.78 22.96=987、98MPa13001400MPa計算三擋齒輪 5,6 的接觸應力T33=392、59N、m,T2 =472、09N、md5 91.47mm ,d6 104.53mmb5d5 sin2/cos2 23.31 =18.55mmz6d6 sin2T33Ej50.418bd5 cos cos23.31z6b5汽車設計變速器設計說明書d1 52.26mm,d 2 143.73mm汽車設計變速器設計說明

48、書d1 52.26mm,d 2 143.73mm=0.418 392.59 20.6 1041 110328 91.47cos20 cos23.31 21.19 18.55=803、96MPa13001400MPaT2E11bd6 cos cos23.31z6b5j6 0.41821.19 18.55 103=0.418 472.09 20.6 10428 104.53cos20 cos23.31=824、70MPa13001400MPa計算四擋齒輪 3,4 的接觸應力T34 =315、73N、m,T2=472、09N、d3 80.96mm,d 4115.04mmb3 d3 sin /cos*

49、 2 20.15b3 2=15.71mmz4d4 sin /cos2 20.152=22.32mmT34Ej3 0.418bd3 cos cos20.15 z4 b3= 0.418315.73 20.6 10428 80.96cos20 cos20.15 22.32 15.71103=785、06MPa13001400MPaj4 0.418T2Ebd4 cos cos20.15 z4 b3472.09 20.6 104汽車設計變速器設計說明書z13 b11913.76 20.6 104 11汽車設計變速器設計說明書z13 b11913.76 20.6 104 11z1d1 sin /cosj1

50、1 0.418 bdT倒cEos bd11 cos 23.31 =10.60mm2d22b2 2 sin /cos2 23.31 =29.14mm2j1 0.418T1Ebd1 cos cos23.31z1 b2180.63 20.6 104= 0.418 24 52.26cos20 cos23.31 10.6029.14103=879、08MPa13001400MPa= 0.418472.09 20.6 10424 143.73cos20 cos23.31 10.6029.14103T2E11bd2 cos cos23.31z1b2j2 0.418=856、37MPa13001400MPa計

51、算倒擋齒輪 11,12,13 的接觸應力T倒 =913、76N、m,T2=472、09N、md12 56mm, d13 92mm,d11 120mmz12d12 sin20 =9.58mm2= 0.41828 120cos20 15.7320.52103d13z13b13 sin20 =15.73mmz13b132b11 d11 sin 20 =20.52mm2=1081、59MPa19002000MPa汽車設計變速器設計說明書d7 113.24 mm, d8 82.75 mm汽車設計變速器設計說明書d7 113.24 mm, d8 82.75 mmj120.418T2Ebd12 cos11z

52、12 b13103=0.418 472.09 20.6 104 1 128 56cos20 9.58 15.73=1391、73MPa19002000MPaj130.418T(2 z13 /z12)Ebd13 cosz13b11103472.09 (23/14) 20.6 1041 1= 0.41828 92cos20 15.73 20.52=1138、04MPa L,h =24000h合格、中間軸及軸承的校核T2 472090Nmm ;Fa2 2830.47N ;Ft26569.12N ;Fr2 2603.47N ;Ft10 15483.44N ;Fr106136.38N ;Fa10 6671.43N ;d2 135.52mm ;d26 50mm ;d2249.199.52253.95mm ;d10 56.71mm ;L 128.87