二軸五檔機械式變速器傳動機構(gòu)設(shè)計含12張CAD圖

二軸五檔機械式變速器傳動機構(gòu)設(shè)計含12張CAD圖,五檔,機械式,變速器,傳動,機構(gòu),設(shè)計,12,十二,cad 附 錄 附錄 英文文獻(xiàn) 附錄 文獻(xiàn)翻譯 手動變速箱/減速器的動態(tài)效率建模與分析 摘要 – 為了分析和模擬車輛傳動系統(tǒng)的動態(tài)效率，從理論功率損耗推導(dǎo)出了彈性流體動力潤滑條件下的正齒輪/斜齒輪的公式（EHL）。將直齒圓柱齒輪預(yù)測模型與實測數(shù)據(jù)進(jìn)行比較，驗證了嚙合效率模型的有效性。采用廣泛應(yīng)用并符合實驗結(jié)果的油攪拌， 風(fēng)阻和軸承功率損耗公式，將應(yīng)用于分析手動傳動系統(tǒng)的效率。根據(jù)變速器各部分的功率損耗公式，建立了基于 Matlab / Simulink 的手動變速器/減速機的動態(tài)傳動效率模型。在新的歐洲駕駛周期（NEDC）下，模擬了特定五速手動變速箱的每個檔位的效率圖。最后，在仿真結(jié)果方面，提出并分析了一種新型變速箱，能夠顯著提高傳動效率。 關(guān)鍵詞：齒輪嚙合功率損耗，油攪拌和風(fēng)阻，動態(tài)傳動效率，建模 1.介紹 車輛驅(qū)動系統(tǒng)的傳動效率通常被視為固定值。然而，傳輸效率總是隨著轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的變化而變化（Zhao et al。，2009）。為了減少驅(qū)動系統(tǒng)的功率損耗并延長驅(qū)動范圍 （特別是電動汽車），驅(qū)動系統(tǒng)的動態(tài)效率建模是首要任務(wù)。由于齒輪傳動廣泛應(yīng)用于機械傳動系統(tǒng)，本文從齒輪嚙合效率的研究入手。 在摩擦系數(shù)方面，齒輪效率調(diào)查可分為三類（Xu et al.，2007）。 第一組研究通過假設(shè)沿著整個接觸表面均勻的給定摩擦系數(shù)來研究齒輪效率。Yao et al.（2001 年）。將摩擦系數(shù)視為常數(shù)。從嚙合區(qū)域的瞬時嚙合效率和平均效率的計算公式是從驅(qū)動功率和負(fù)載功率的角度來實現(xiàn)的。第二組依靠公布的摩擦系數(shù)實驗公式。 Xu and Kahraman（2007）列出了適用范圍內(nèi)精確的經(jīng)驗公式。第三組引入彈性流體動力學(xué)潤滑（EHL）行為計算摩擦系數(shù)（Xu et al。，2007）。在流體動力學(xué)，接觸力學(xué)和摩擦學(xué)的基礎(chǔ)上，獲得了廣泛應(yīng)用的公式，但這些公式涉及太多因素，因此復(fù)雜。 對于斜齒輪嚙合功率損耗的更為復(fù)雜的計算和分析，很少提及。 基于 CFD 軟件的油攪拌損失的理論分析和模擬研究是罕見的，而在實驗的基礎(chǔ)上有許多經(jīng)驗公式來預(yù)測油攪拌損失。 Changenet 和 Velex（2007）審查了主要的攪拌計算公式，包括 Terekhov，Lauster，Boos 和 Boness 根據(jù)實驗結(jié)果提出的公式，修改了這些公式，并將計算結(jié)果與實驗結(jié)果進(jìn)行了比較。俄亥俄州立大學(xué)機械工程系在石油攪拌損失的理論研究上取得突破（Seetharaman，2009; Seetharaman 和 Kahraman，2009）。他們將油攪拌功率損耗分為四個部分，其中包括齒輪的周邊和面部的阻力損耗，根部灌注造成的功率損耗和油漬功率損耗，以及分別提出的理論公式，并通過實驗進(jìn)行了演示。但這種方法涉及很多參數(shù)，其數(shù)值解難，因此不實用。 齒輪風(fēng)量功率損耗的計算也基于經(jīng)驗公式。 Eastwick 等人 （2008）提出了根據(jù)實驗結(jié)果提出的湯森和道森提出的擬合公式，并介紹了關(guān)于 CFD 齒輪風(fēng)速模型建立的相關(guān)文章。 Diab 等人 （2004）將重點放在高速風(fēng)電功率損耗方面。 他們首先根據(jù)實驗數(shù)據(jù)總結(jié)了安德森和洛文特哈爾齒輪對的風(fēng)阻計算公式，并給出了實驗數(shù)據(jù)的擬合公式， 并提出了實驗過程和結(jié)果，最后提出了兩種不同的理論方法：尺寸分析和流體流動分析。此外，提供了這些公式給出的結(jié)果與實驗證據(jù)之間的比較。 然而，從整個變速箱的角度來看，對損失的研究和分析很少。 在計算變速箱各部分功率損耗公式的基礎(chǔ)上，Changenet 等 （2006）建立了熱網(wǎng)模型來預(yù)測傳輸?shù)墓β蕮p耗，并展示了其結(jié)果。 但是 Changenet 等 （2006）只是簡單地整合現(xiàn)有公式而不考慮風(fēng)阻。 Timothy（2008）進(jìn)行了詳細(xì)的實驗，以在寬范圍的速度和扭矩范圍內(nèi)提供實驗結(jié)果，這對于展示傳動/減速機的預(yù)測模型是有意義的。 然而，傳輸?shù)幕緟?shù)沒有提供，限制了實驗數(shù)據(jù)的應(yīng)用以演示具體的預(yù)測模型。 本文著重于考慮各種動態(tài)參數(shù)的齒輪嚙合功率損耗的理論推導(dǎo)和分析，特別是在計算斜齒輪功率損耗的過程中引入雙積分算法。 此外，本文基于 Matlab / Simulink 建立了齒輪箱/減速機的精確傳動效率模型，綜合考慮齒輪箱各部件的功率損耗，并介紹了油攪拌，風(fēng)阻和軸承摩擦等經(jīng)驗公式。 基于許多實驗數(shù)據(jù)擬合。 該模型可以幫助預(yù)測變速箱的傳動效率。 此外，本文提出了一種配置，以分析仿真結(jié)果后提高變速箱的傳動效率。 2.齒輪嚙合功率損失 齒輪嚙合功率損耗可分為兩部分，滑動和滾動功率損耗。 在 EHL 條件下，數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性主要取決于摩擦系數(shù)，載荷分布，嚙合點位置和油膜厚度。 本文對這些因素進(jìn)行了研究，推導(dǎo)出嚙合周期內(nèi)平均齒輪嚙合機械功率損耗。 2.1 直齒齒輪 圖 1. 外嚙合齒輪對原理圖 如圖 1 所示，網(wǎng)格循環(huán)被定義為從嚙合點到一對嚙合齒的嚙合點的運動。 行動方向分為四個部分（PC，CB1，PD，DB2），用于計算。 以節(jié)點 P 為原點。 首先計算嚙合點的瞬態(tài)嚙合功率損耗。 它是網(wǎng)格點位置的函數(shù)。 然后分別計算沿著嚙合方向和嚙合方向的積分。 最終得到整個網(wǎng)格周期的平均功率損耗。 根據(jù)嚙合漸開線齒輪的性質(zhì)，除了僅存在滾動速度的節(jié)點之外，在不同的嚙合點上同時存在瞬時滑動和滾動速度。 由于一對齒輪的接合表面的接觸狀態(tài)是連續(xù)的，根據(jù)聯(lián)系力學(xué)（Johnson，1992）的知識，兩個嚙合齒輪的嚙合點的正常速度分量相等。 2.2 螺旋齒輪 斜齒輪的任意橫截面實際上是具有無限小寬度的正齒輪。 螺旋齒輪可以看作無限小寬度的無限正齒輪的積累。 其網(wǎng)格效率的計算與正齒輪的計算相同。 假設(shè)齒輪剛度是恒定的，并且負(fù)載沿著接觸線均勻分布。 在從嚙合點到一對嚙合齒嚙合點的一個嚙合區(qū)域中，嚙合點的位置隨時間以及齒輪接觸線的長度而變化。 在此過程中，齒輪接觸線的長度從 0 增加到最大 bt，然后從最大值減小到 0.圖 2 顯示了 兩張照片。一種是漸開線接觸比等于或大于面接觸比，而另一種則是漸開線接觸 比例小于面接觸比。 圖 2. 螺旋齒輪嚙合區(qū)B1 是齒輪前面的接合點，B2 是齒輪背面的接合點。B1E1 被認(rèn)為是前面的嚙合區(qū)域。 一個嚙合周期從嚙合點開始并在接合點處結(jié)束。 網(wǎng)格劃分區(qū)域 B1B1'B2'B2 分為圖 2 所 示的五個部分，分別計算各部分的功率損耗。 假設(shè) K 是齒輪前面的嚙合區(qū)域中的一個嚙合點。 K 和 P 之間的距離是 s。 假設(shè)有一個足夠小的 dz 長度的接觸區(qū)域，它可以被認(rèn)為是接觸線 KK'上的一個點。 該區(qū)域和 PP'之間的距離為 x。 將節(jié)點設(shè)為 P 為原點。 嚙合區(qū)域的接觸線的整個長度為 Lall。而這個長度通常變化很?。≒u 和 Ji，2006），其中根據(jù)上述分析，利用雙重積分來計算螺旋齒輪的嚙合效率。 3.軸承的功率損失 傳動系統(tǒng)中的軸承是支撐軸抵抗負(fù)載的部件。 軸承功率損耗是由點接觸或線接觸的摩擦引起的。 如今，軸承功率損耗一般分為兩部分，由負(fù)載引起的摩擦功率損耗和由潤滑劑引起的粘性摩擦。 4.油攪動功率損失和風(fēng)阻損失 由于齒輪表面和側(cè)面上的油阻力以及在嚙合區(qū)域中潤滑劑的擠壓，存在油攪動功率損失。 在這里，油攪拌可以根據(jù)擬合公式（Changenet 和 Velex，2007; Changenet 等人，2006）表示 5.模型驗證 由于參考文獻(xiàn)中提出的軸承摩擦，油攪拌和風(fēng)阻功率損耗的經(jīng)驗公式是可靠和廣泛應(yīng)用的，本章主要展示了正齒輪嚙合效率模型與參考文獻(xiàn)中的實驗結(jié)果。對于斜齒輪， 本文沒有提供具體的演示，因為斜齒輪的計算公式可以與正齒輪相同的方式推導(dǎo)出來。 本文的模擬（Xu，2005; Chase，2005）來自以前被普遍接受的情況，其中包括兩個正弦齒輪對（23T 和 40T），其傳動比均為 1.仿真參數(shù)負(fù)載分布理想。 由于實驗條件的限制，本文采用其他研究者的實驗（Xu，2005）來演示仿真結(jié)果。將齒輪嚙合功率損耗與總功率損耗分開是困難的。 提供了機械效率曲線（Xu，2005）， 包括負(fù)載條件下的軸承功率損耗，為了演示齒輪嚙合功率損耗模型，在模擬中應(yīng)考慮負(fù)載條件下的軸承功率損耗模型。 通過比較，本文的數(shù)學(xué)模型顯然比周刊的數(shù)學(xué)模型更為準(zhǔn)確（Zhou，2004）。有兩個原因一方面考慮齒輪表面粗糙度對摩擦系數(shù)的影響。與嚙合點的位置相關(guān)的諸如摩擦系數(shù)和油膜厚度的變量被整合。另一方面，在計算每個相關(guān)因素時引入潤滑劑粘度修正因子。與本文的數(shù)學(xué)模型相比，（Xu et al。，2007）的模型僅修改了油膜厚度，而在彈性流體動力學(xué)潤滑的基礎(chǔ)上采用了負(fù)荷分布模型。結(jié)果表明，該參考文獻(xiàn)中的模擬結(jié)果與本文和實驗結(jié)果相似。在一定程度上，這意味著負(fù)荷分布模型對齒輪嚙合功率損耗模型的精度有一定的影響，這說明了進(jìn)一步研究的方向。 二軸五檔機械式變速器轉(zhuǎn)動機構(gòu)設(shè)計 二軸五檔機械式變速器傳動機構(gòu)設(shè)計 摘 要 在汽車的傳動系統(tǒng)中變速器是重要的一個環(huán)節(jié)，其有著獨有的作用：將汽車發(fā)動機傳輸出來的轉(zhuǎn)速降低以起到降速的作用；通過齒輪副的傳遞改變轉(zhuǎn)動方向從而實現(xiàn)倒車行駛；通過設(shè)置空檔的方式讓動力中斷。本次設(shè)計通過數(shù)據(jù)計算與分析，選擇了合適的兩軸間距，然后確定齒輪的各個參數(shù)，最后從齒輪所受力以及磨損情況分析，確定齒輪采用的材料，以及所需對齒輪進(jìn)行的熱處理工藝，然后對齒輪軸和軸承進(jìn)行受力分析計算，以確保其強度滿足使用要求。通過計算結(jié)果利用 CAD 繪圖軟件繪制二維圖。通過設(shè)計，更深刻的了解了變速器的結(jié)構(gòu)以及工作原理，對大學(xué)所學(xué)知識有了進(jìn)一步的掌握，且本文設(shè)計對變速器設(shè)計行業(yè)也提供了一些參考。 關(guān)鍵詞：變速器；傳動比；齒輪；軸 II ABSTRACT Transmission is an important link in the transmission system of the car, which has a unique role: reduce the speed of the car engine transmission to play a role in reducing the speed; change the direction of rotation through the transmission of gear pair to achieve reverse driving; set the neutral mode to interrupt the power. In this design, through data calculation and analysis, the appropriate distance between two shafts is selected, and then the parameters of the gear are determined. Finally, from the analysis of the force and wear of the gear, the materials used for the gear and the heat treatment process required for the gear are determined, and then the stress analysis and calculation of the gear shaft and bearing are carried out to ensure that the strength meets the use requirements. Through the calculation results, two-dimensional drawings are drawn by CAD drawing software. Through the design, we have a deeper understanding of the structure and working principle of the transmission, have a further grasp of the knowledge learned in the University, and the design of this paper also provides some reference for the transmission design industry. Key words: transmission; transmission ratio; gear; shaft 目 錄 IV 摘 要 I ABSTRACT II 目 錄 I 1 緒 論 1 1.1 概述 1 1.2 變速器的類型： 1 1.3 變速器的工作原理 2 1.4 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.5 研究的目的、依據(jù)和意義 3 1.6 研究的方法 3 2 變速器設(shè)計方案的確定 4 2.1 倒擋布置形式的選擇 4 2.2 齒輪形式的選擇 4 2.3 變速器換擋機構(gòu)的選擇 5 3 變速器主要參數(shù)選擇和零件設(shè)計 6 3.1 變速器最大傳動比的選擇 6 3.2 變速器其他傳動比的選擇 7 3.3 中心距的確定 7 3.4 齒輪的參數(shù)選擇 7 4 各擋齒數(shù)的分配 9 4.1 一擋齒輪參數(shù)的計算 9 4.2 二擋齒輪參數(shù)的計算 10 4.3 三擋齒輪參數(shù)的計算 12 4.4 四擋齒輪參數(shù)的計算 13 4.5 五擋齒輪參數(shù)的計算 14 4.6 倒檔齒輪參數(shù)計算 16 5 變速器零件校核 17 5.1 齒輪材料的選擇原則 17 5.2 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 17 5.3 輪齒的校核 18 5.4 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計 25 5.5 軸承選擇與壽命計算 33 6 變速器同步器的設(shè)計 37 6.1 同步器的結(jié)構(gòu) 37 6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 38 結(jié) 論 40 參考文獻(xiàn) 41 致 謝 42 1 緒 論 1.1 概述 本研究主要研究了捷達(dá)汽車的汽車變速器，因為在水平、爬坡加速等過程中汽車所需的動力不同，所需的牽引力也不同，所以在不同環(huán)境下通過變速器調(diào)節(jié)動力。根據(jù)不同的路況在最適合的動力下工作對發(fā)動機或者傳輸裝置的損壞最小，因此對汽車壽命有利。當(dāng)需要時，變速箱也可以提供汽車所需的一些動力。 （1）對變速器有如下基本要求： （2）可以保證汽車的動力支撐足夠， （3）當(dāng)希望切斷發(fā)動機帶動后輪驅(qū)動時，可以利用設(shè)置空擋的方式。 （4）希望汽車后退時，將檔位設(shè)置為倒擋。 （5）具備動力裝置，且可以將動力傳輸出去。 （6）更換檔位時既省力又方便快捷。 （7）工作穩(wěn)定可靠，在變速器工作過程中不能出現(xiàn)亂檔或者跳檔的現(xiàn)象，且換擋時不能出現(xiàn)大的沖擊力。 （8）盡量能有較高效率。 （9）變速器的工作噪聲低。 此外，變速箱還要盡可能符合工效學(xué)要求，保證質(zhì)量 降低成本 便于拆卸與維修。車輛的必要動態(tài)和經(jīng)濟指標(biāo)與傳動比，道路狀況越來越復(fù)雜，傳動比越大。 1.2 變速器的類型： （1）手動變速箱：手動變速器的操縱機構(gòu)是比較節(jié)能的變速方式之一，并且在當(dāng)今社會，中國企業(yè)掌握著手動變速箱的核心技術(shù)，積累了長期實際操作的經(jīng)驗，無論在價格還是質(zhì)量上都會有更大的優(yōu)勢。短期內(nèi)將繼續(xù)主流化。其缺點是操作不便，特別是在城市路況較為擁擠的情況下。[1] （2）自動變速器：由于其技術(shù)不斷發(fā)展，使用越來越多，越來越數(shù)字化。 AISIN AW 公司是日本目前最大的一家自動變速器公司，在 11 年前，AISIN AW 公司在研制方面較為領(lǐng)先，成功做出了自動變速器--八前速變速器，型號為 AA80E 型。當(dāng)汽車采用該款變速器進(jìn)行變速時將具有較大的整體傳動比。其結(jié)果便是駕駛者可以在幾乎任何行駛條件下選擇最好的傳動比。[2]電子控制模塊可以提供多種大小不同的傳動比，因此可以調(diào)節(jié)到任何需要的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩，從而降低燃油消耗，增加反向平穩(wěn)度。發(fā)動機轉(zhuǎn)速和驅(qū)動狀態(tài)達(dá)到匹配的理想狀態(tài)時，發(fā)動機的輸出動力增加，而且動力使用效率提高，因此更加節(jié)省汽車燃油量，而且因為動力切合而在一定程度上降低了噪音。[3] 42 （3）無級變速器（CV T）：無齒輪傳動需要兩組移動錐體和一個皮帶或傳動鏈， 可以在無限數(shù)量的前進(jìn)檔中進(jìn)行.CVT 傳動皮帶，鏈條和動力，可變槽寬度錐輪和傳動選擇比例，即變錐齒輪槽的寬度，從而傳動輪和驅(qū)動輪的傳輸比發(fā)生變化。CVT 實際上沒有等級，比 AT AT 更有效率，燃油效率更低。投入市場后，在市場上得到良好的反響，應(yīng)用模式不斷增加，如雨后春筍般發(fā)展了起來。 目前，世界上所有的大規(guī)模汽車制造商都在為提高產(chǎn)品的競爭力，強烈要求通用， 尼桑等知名品牌的無級變速器汽車銷售配備。CVT 年產(chǎn)量目前達(dá)到 五十萬車次之多。不得不提的是，之前在日本市場配有 CVT 的車輛占據(jù)主流，但是這個趨勢正不斷向歐洲北美等市場蔓延，就目前來說，在汽車行業(yè) 裝備 CVT 變速器的汽車前景優(yōu)良。 1.3 變速器的工作原理 普通齒輪傳動即固定軸傳動，由齒輪箱，齒輪等部件組成，可以改變汽車發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，而且通過調(diào)節(jié)還可以改變旋轉(zhuǎn)方向。 （1）.變速原理 傳動比 = 主動齒輪的轉(zhuǎn)速 = 從動齒輪的齒數(shù) 從動齒輪的轉(zhuǎn)速 主動齒輪的齒數(shù) 自動變速器是基于齒輪傳動這一原理，并使用多種不同尺寸的齒輪來換檔。 （2）.變向原理 汽車發(fā)動機的工作過程是一個順序過程，這個過程是不可逆轉(zhuǎn)的，但是為了是汽車不僅可以前進(jìn)而且可以后退，我們在變速器中將倒擋“R”功能加入其中，使汽車可以后退。倒擋是有一個傳動機構(gòu)產(chǎn)生的，這個傳動機構(gòu)是在汽車傳動機構(gòu)中間加入一個齒輪，這個齒輪可以用來改變傳動軸的傳動方向，從而實現(xiàn)汽車后退。 1.4 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 作為傳遞動力和改變傳動速度的重要手段，變速箱的制造要求在國外也越來越苛刻。中國汽車傳動市場處于目前正在蓬勃發(fā)展的喜人狀態(tài)。在二零一零年，中國汽車在一年 內(nèi)的銷量已達(dá)一千八百萬輛，與同期相比有了大幅度增加，增長率為百分之四十六，而 僅僅過了四年，在二零一五年汽車年銷量便已經(jīng)突破了四千萬輛。中國傳動業(yè)面臨巨大 市場增長的重大機遇。在兩千零九年，僅僅在中國汽車的汽車傳動市場，銷售額已經(jīng)超 過了五十二億，獲得了較大進(jìn)步年均增長 20％以上。 近幾年以來，汽車乘用車銷量不斷攀升，在兩千零七年，僅在中國國內(nèi)，乘用車變速器銷量便達(dá)到了驚人的六百萬件以上，可謂規(guī)模龐大，雖然其中手動變速器仍然為主要部分，但是隨著技術(shù)不斷發(fā)展，機械式自動變速器技術(shù)趨于成熟，所以在國內(nèi)自動變 速器銷量越來越好，需求不斷攀升，而且在近幾年，商用車銷量也在不斷攀升，僅僅在兩千零七年一年，商用變速器在國內(nèi)的市場便達(dá)到了二百萬件， 現(xiàn)在市場主流依然是較為輕便的輕型貨車使用的變速器，但是隨著運輸業(yè)發(fā)展，重型車變速器也將在國內(nèi)市場逐漸發(fā)力。對于手動變速器來說，基本上為國產(chǎn)產(chǎn)品，這對于我國汽車制造業(yè)來說無疑是個好消息，但是不幸的是， 自動變速器它的核心技術(shù)國內(nèi)還未掌握，大部分核心還在國外，國內(nèi)自動變速器多為進(jìn)口，因此 面對國外的挑戰(zhàn)，中國制造企業(yè)壓力很大。 1.5 研究的目的、依據(jù)和意義 在二十一世紀(jì)，汽車工業(yè)為我國經(jīng)濟發(fā)展提供了不可磨滅的貢獻(xiàn)，而且這個貢獻(xiàn)還在提升。事實上，像人們一樣，汽車與衛(wèi)生系統(tǒng)有機結(jié)合。發(fā)動機是心臟 車輪 底盤 和懸架則化為軀干和四肢，但連接類似于身體的經(jīng)向速度傳輸系統(tǒng)。如果車輛失去傳播的中心部分 心臟 四肢和軀干要是再好，汽車也是廢鐵一堆。傳動裝置是汽車行業(yè)不可或缺的產(chǎn)物，這是汽車的必需品。用于將發(fā)動機轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速改變?yōu)轵?qū)動輪的驅(qū)動，在 某種程度上，變速器決定了汽車動力的性能，而且還影響了汽車燃油消耗，因此變速器 對于汽車的本身來說，設(shè)計具有十分明顯的意義。當(dāng)今社會，人們對于汽車的各方面性能要求越來越高，大家的品味也越累越高，因此乘客駕駛體驗等也成為了汽車評價的一個重要參考量。綜合學(xué)習(xí)運用《汽車結(jié)構(gòu)》 《汽車設(shè)計》 《機械設(shè)計》 等其他大學(xué) 課程知識，可以實現(xiàn)理論實踐相結(jié)合，而且可以對汽車變速器有更深一步的認(rèn)識。 1.6 研究的方法 通過分析學(xué)習(xí)近幾年來國內(nèi)外傳輸設(shè)計的文獻(xiàn)綜述，結(jié)合自身在大學(xué)期間學(xué)習(xí)的各種專業(yè)知識，靈活構(gòu)思，最終得出如下的設(shè)計。比較不同的方案以及方法來設(shè)計最合適的解法，計算每個齒輪比和齒輪箱結(jié)構(gòu)的參數(shù)。為了計算軸和軸承，需要查閱相關(guān)手冊及參考資料。 此外，現(xiàn)有的傳統(tǒng)傳輸結(jié)構(gòu)可以得到改善，提高效率。 2 變速器設(shè)計方案的確定 2.1 倒擋布置形式的選擇 常見的倒檔布置方案如圖 1-1 所示 圖 1-1 倒檔布置方案 圖 2-3（b）方案的優(yōu)點在于防止多對齒輪之間互相嚙合。如果是在換擋時，有兩對齒輪同時進(jìn)入了嚙合的狀態(tài)，則會導(dǎo)致?lián)Q擋困難。圖 2-3（c）方案雖然倒擋傳動比比較大，但是換擋的程序不夠科學(xué)合理。圖 2-3（d）方案在 2-3（c）的基礎(chǔ)上對其缺點做了修改。圖 2-3（e）所示的方案是倒擋的齒輪設(shè)計成一個整體，加長了它齒寬。圖 2-3（f） 方案，常嚙合的齒輪可以被所有齒輪所通用，方便換擋。本文選擇 2-3（f）作為倒檔傳動布置方案。 2.2 齒輪形式的選擇 齒輪形式有兩種形式，第一個是直齒圓柱齒輪，第二個是斜齒圓柱齒輪。 后者使用的時間長，工作時產(chǎn)生的噪聲低，這是其優(yōu)勢，但是制造時較為復(fù)雜，耗費時間精力。 [4] 本設(shè)計倒檔采用前者，其他檔位采用后者。 2.3 變速器換擋機構(gòu)的選擇 變速器換擋機構(gòu)有三種方式 第一個是直齒滑動的齒輪 第二個是嚙合套 第三個是同步器換擋。使用軸向第一個換擋，會沖擊輪齒端面 磨損齒輪的端部，與此同時， 伴隨著噪聲污染。使用第二個換擋，能夠承受換擋沖擊載荷接合齒的齒數(shù)量比較多 會使其過早損壞，并且不能消除換擋的沖擊。第三個一般會選擇慣性式的變速器，它可以使得換擋更快、沒有沖擊、沒有噪聲污染，應(yīng)用廣泛。[5]故本設(shè)計均采用第三種方式進(jìn)行換擋， 如圖 2-4 所示： 圖 2-4 鎖環(huán)式同步器示意圖 3 變速器主要參數(shù)選擇和零件設(shè)計 3.1 變速器最大傳動比的設(shè)計 變速器最大傳動比根據(jù)所要滿足的最大爬坡度的要求，其汽車行駛方程式 Temax ig i0hT = Gf + CD A u2 + Gi + dm du r 21.15 a dt 當(dāng)汽車使用一檔在無風(fēng) 平順的道路上行駛時，公式可簡化為 Te m aigxi0hT r 即： i = Gfc o sa + Gs i na 3 Gr( fcosa + sina )  （3 -1） g1 T i h tq 0 T Tmax — 發(fā)動機輸出最大轉(zhuǎn)矩（ N × m ）; m — 汽車的質(zhì)量（kg）; g — 重力加速度 （N / kg） G — 作用在汽車上的重力（N）; i0 — 主減速傳動比; hT — 傳動系統(tǒng)的效率； r — 車輪半徑（m）; f — 滾動阻力系數(shù); a — 爬坡度（ o ）。根據(jù)滾動阻力系數(shù)圖，初選 f = 0.025 。 將 m = 1210kg ；hT = 71.8% ； r = 0.317m ； f = 0.025 代入式（3 -1）， 求得： 根據(jù)需滿足的附著條件： ig1 3 2.783。 Tmax × i0 × ig1 ×hT 2  ￡ F ×f  （3 - 2） 在水平的混凝土路面，取f = 0.75 。 將數(shù)據(jù)代入式（3-2）， 求得： i ￡ F ×f × r = 9 2 7′0 0 .′7 5 0=. 3 1 6 g1 T ×i ×h 2 1 1′ 3 . ′ 4 . 1 7 m a x 0 T 4 7 0 . 7 1 8 由式（3-1）和（3-2）可知： 4.179 3 ig1 3 2.783。 現(xiàn)如今，乘用車一檔的傳動比在 3 以上 4.5 以下，初步選取一檔傳動比ig1 = 3.2 。 3.2 變速器其他傳動比的選擇 由上述條件初選一擋傳動比為ig1 = 3.2 。汽車傳動系的各擋傳動比例一般按等比來 分步： 即： ig1 ig 2 = ig 2 ig 3 = q ， ig 3 = q2 ,i = q3 ,i = q4 g 2 g1 初選： 3.3 中心距的確定 ig2 = 2.26,ig 3 = 1.6,ig 4 = 1.13,ig 5 = 0.8 初選中心矩的計算參照下述公式： A = KA × 3 Te m a x×i1 ×hg  （3-3） 式中 Te m a —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（ N × m ）；Te max = 155N × m K A —中心距系數(shù)；K A 取 值范圍 8.6—9.6。取 K A = 8.97 ；i1 —變速器一擋傳動比 i1 = 3.2 ；hg —變速器傳動效率 h g = 0.96 。 將數(shù)據(jù)代入式（3-3） 求得： A = 68mm 。 3.4 齒輪的參數(shù)選擇 （1）齒輪模數(shù) 根據(jù)實際使用情況選擇合適的齒輪模數(shù) m=25。 （2） 壓力角 乘用車選擇較小的壓力角可以降低噪聲而選擇較大的壓力角則會增加強度 本設(shè)計根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)壓力角的規(guī)定 選擇20° 壓力角。 （3）螺旋角 汽車的變速器齒輪大多采用斜齒輪 在倒擋齒輪和一擋齒輪的情況下用直齒輪，這樣做可以減少工作的噪聲，提高強度。螺旋角的確定需要注意下面的問題。 如果螺旋角越大，齒輪嚙合的重合程度越大 從而工作會平穩(wěn)，噪聲會降低，與此 同時，有相關(guān)數(shù)據(jù)表明，當(dāng)螺旋角越大，齒輪的強度會越高。若螺旋角大于30° 齒輪的抗彎強度就會變低 然而其接觸強度卻會變高。[7]應(yīng)該在這之間選擇最均衡的方式。 最后 由于嚙合齒輪模數(shù)、齒數(shù)不同等緣由導(dǎo)致中心距不等的現(xiàn)象 可以調(diào)整螺旋 角，消除其影響。對于斜齒輪螺旋角的初始取值范圍：18o ~ 29o 。 （4）齒寬設(shè)計 增加齒輪螺旋角，可以減少軸向尺寸和質(zhì)量，減小齒寬，削弱齒輪傳動平穩(wěn)的程度， 但是這種方式，會增大軸承的軸向力，從而減少使用時間[8]，齒的寬度還會增加齒輪工作應(yīng)力。確定齒寬： 直齒齒寬 b = KC m KC — 齒寬系數(shù) 4.5 ~ 8.0 。 斜齒齒寬 b = KC mn KC — 齒寬系數(shù) 6.0 ~ 8.5 。 4 各擋齒數(shù)的分配 傳動比結(jié)構(gòu)圖如下所示： 圖 4-1 變速器簡圖 1.輸入軸一擋齒輪 2.輸出軸一擋齒輪 3.輸入軸二擋齒輪 4.輸出軸二擋齒輪 5.輸入軸三擋齒輪 6.輸出軸三擋齒輪 7.輸入軸四擋齒輪 8.輸出軸四擋齒輪 9.輸入軸五擋齒輪 10.輸出軸五擋齒輪 11.輸入軸倒擋齒輪 12.輸出軸倒擋齒輪 13.倒檔中間齒輪 4.1 一擋齒輪參數(shù)的計算 Z 一擋斜齒輪模數(shù)2.5 ，初選cos b1-2 = 22° 一擋傳動比： ig1 = 2 Z 1 求 Z1 Z 2 的齒數(shù)和Z h = Z 2Acos b1-2 m h n = 2′ 66cos22° = 48.96 取整為49 2.5 修正中心距A Z1 = 11.65 取12 Z 2 = 49 -12 = 37 一擋齒輪角度變位： A0 = mn Zh 2cosb = 2.5′（12 + 37）= 69.06mm 2cos22° 端面壓力角 a t ： t a a t = t a a n / cos b1-2 = 0.392 \a t = 2 1 . 4° 嚙合角 a , ： c o a , = Ao c o as = 0 . 9 3 t t A t t \a , = 2 1 . 2°  (z + z 1 )(i n av , - i n av ) 變位系數(shù)之和 xnS = 2 t 2 t a na n t = -0.11 查變位系數(shù)線圖得： u = z2 = 3.2 z1 x1 = 0.41 x2 = -0.52 計算一擋齒輪1、2 參數(shù)： 分度圓直徑  d1 = mn z1 / c o bs1-2 = 2 . 5′  1 2 / c o °s 2=2 3 2 . an n d2 = mn z2 / c o bs1-2 = 2 . 5′ 3 7 / ° 2 2= 9 9 . 7 齒頂高 ha1 = (h* + x1 - Dyn )m = 3 . 7 4 m ha2 = (h* + x2 - Dyn )m = 1. 4 1 5 m an n 式中： yn =（A - A0）/m n =（6 6 - 6 6 .）0 6 / =2 .-5 Dyn = xn ? - yn = - 0 . 1 1+ 0 . 0 2=4 - 齒根高 h = (h* + c* - x )m = 2 . 1 m f 1 hf 2 an an = (h* 1 n 2 n + c* - x )m  = 4 . 4 2 5 m 齒頂圓直徑齒根圓直徑當(dāng)量齒數(shù) da1 = d1 + 2ha1 = 3 9 . 8 3 6 da2 = d2 + 2ha2 =1 0 2 . 0 6 2 d f 1 = d1 - 2hf 1 = 2 8 . 1 5 6 d f 2 = d2 - 2hf 2 = 9 0 . 9 1 4 v1 1 1-2 z = z / c o 3sb = 1 5 . 0 v2 2 1-2 z = z / c o 3sb = 4 6 . 4 4.2 二擋齒輪參數(shù)的計算 二擋斜齒輪模數(shù)2.25 ，初選 b3-4 = 24° i = Z 4 g 2 Z 3 A = mn (Z3 + Z 4 ) 2cosb3-4 Z3 + Z 4 = 2Acosb3-4 mn = 2′ 66cos24° = 53.59 2.5  取整為54 Z = 15.81，取整為17 Z = 37 則， i￠ = Z 4 = 37 = 2.1765 ? i = 2.390 3 二擋齒輪角度變位  Z 3 4 2 17 g 2 理論中心距 Ao = mn (Z3 + Z 4 ) 2 c o sb3-4 = 6 9 . 7 5 m 端面壓力角 t a at = t a a n / c o b3-4 at = 2 1. 5 7° 端面嚙合角 c o as , = Ao c o as = 66.499 cos 21.574° ? t A t 66 變位系數(shù)之和 xn S a , = 20.451° t 3 4 t t = (z + z )(i n av , - i n av ) 2 t a na n  = - 0 . 2 查變位系數(shù)線圖得： u = z4 = 2.297 z3 xn S  = -0.216 x3 = 0 . 3 二擋齒輪參數(shù)： x 4 = xn S - x3 = -0.566 分度圓直徑 d = z3 mn = 4 1. 8 7 0 3 c o sb  3-4 d = z4 mn = 9 1. 1 2 8 4 c o sb  n 3-4 齒頂高 ha3 = (h* + x3 - Dyn )m = 3 . 0 2 9 m an ha4 = (h* + x4 - Dyn )m = 0 . 9 6 7 5 an n 式中： yn =（A - A0）/m n = - 0 . 2 an Dyn = xn ? - yn = -0 . 0 0 齒根高 hf 3 = (h* + c * - x )m n 3 4 n = 2 . 0 2 5 m hf 4 = (h* + c * - x )mn = 4 . 0 8 6 m an n 齒頂圓直徑齒根圓直徑 da3 = d3 + 2ha3 = 4 7 . 9 2 8 da4 = d4 + 2ha 4 = 9 3 . 0 6 3 d f 3 = d3 - 2hf 3 = 3 7 . 3 7 0 當(dāng)量齒數(shù) d f 4 = d4 - 2hf 4 = 8 2 . 9 5 6 z = z / c o 3sb = 2 2 . 2 z = z / cos3b = 49.843 v3 3 3-4 v4 4 3-4 4.3 三擋齒輪參數(shù)的計算 三擋斜齒輪初選 b5-6 = 22° ，模數(shù)2.25 i = Z6 3 Z  = 1 . 6 4 5 A = mn (Z5 + Z 6 ) 2 cos b5-6 h 5 6 Z = Z + Z = 5 4 . 3 取整為55 Z 5 = 19.727 取整21， Z 6 = 34 Z g 3 g 3 i￠ = Z6 = 34 = 1.619 ? i = 1.788 三擋齒輪角度變位： 理論中心距 5 21 A = mn (Z5 + Z 6 ) = 6 9 . 7 4 m o 2 c o sb 5-6 端面壓力角 t a at = t a a n / c o b5-6 = 0 . 3 8 at = 2 1. 2 °1 端面嚙合角 c o as , = Ao c o as = 66.734 cos 21.218° = 0 . 9 4 t A t 66 變位系數(shù)之和 xn S = a , = 19.511° t 5 6 t t (z + z )(i n av , - i n av ) 2 t a nan  = - 0 . 3 查變位系數(shù)線圖得三擋齒輪5、6 參數(shù)： u = z5 = 1.649 z6 x5 = 0.19 x6 = - 0 . 5 分度圓直徑 d = z5 mn = 5 0 . 9 1 6 5 c o sb  5-6 d = z6 mn = 8 2 . 5 0 8 6 c o sb  5-6 齒頂高 ha5 ha6 = (h* an an = (h* + x5 + x6 - Dyn )m n n - Dyn )m = 2 . 6 4 2 m = 1. 0 8 9 m 式中： yn =（A - A0）/m n = - 0 . 3 Dyn = xn ? - yn = 0 . 0 1 齒根高 hf 5 hf 6 = (h* an an = (h* + c * - x n n 5 6 + c * - x )mn )mn = 2 . 3 8 5 m = 3 . 9 3 8 m 齒頂圓直徑齒根圓直徑當(dāng)量齒數(shù) da5 = d5 + 2ha5 = 5 6 . 2 4 5 da6 = d6 + 2ha 6 = 8 4 . 6 8 6 d f 5 = d5 - 2h f 5 = 4 6 . 1 9 1 d f 6 = d6 - 2h f 6 = 7 4 . 6 3 3 v5 5 5-6 z = z / c o s3 b = 2 6 . 3 v6 6 5-6 z = z / c o s3 b = 4 2 . 6 4.4 四擋齒輪參數(shù)的計算 四擋斜齒輪初選 b7-8 = 24° 模數(shù)mn = 2.5 i = Z8 g 4 Z  = 1.184 7 A = mn (Z7 + Z8 ) 2cos b7-8 Z7 + Z8 = 48.24  取整49 Z 7 = 20.614 取整為23 Z8 = 26 Z 7 i￠ = Z8 = 26 = 1. 1 3 0? i = 1 . 3 7 四擋齒輪角度變位： 理論中心距 g 8 23 g 8 A = mn (Z7 + Z8 ) = 6 7 . 0 6 4 o 2 c o sb 端面壓力角 t a at = t a 7-8 a n / c o b7-8 = 0 . 3 9 at = 2 1 . 4° 端面嚙合角 c o as , = Ao c o as = 67.046 cos 21.42° = 0 . 9 4 t A t 66 t ) a , = 21.02° 變位系數(shù)之和 x = (z7 + z8 )(i n av , - i n av  t = - 0 . 3 t n n S 2 t a na 查變位系數(shù)線圖得四擋齒輪7、8 參數(shù) u = z8 = 1.184 z7  x 7 = - 0.03 x8 = - 0 . 3 分度圓直徑 d = z7 mn = 6 2 . 9 4 2 7 c o sb  7-8 d = z8 mn = 7 1. 1 5 1 8 c o sb  n 7-8 齒頂高 ha7 = (h* + x7 - Dyn )m = 2 . 3 7 5 m an ha8 = (h* + x8 - Dyn )m = 1. 5 5 m an n 式中 yn =（A - A0）/m n = -0 . 4 an n 7 Dyn = xn ? - yn = -0 . 0 齒根高 hf 7 = (h* + c * - x )mn = 3 . 2 m hf 8 = (h* + c * - x )mn = 4 . 0 2 5 m an n 8 齒頂圓直徑齒根圓直徑當(dāng)量齒數(shù) da7 = d7 + 2ha7 = 6 7 . 6 9 2 da8 = d8 + 2ha8 = 7 4 . 2 5 1 d f 7 = d7 - 2hf 7 = 5 6 . 5 4 2 v7 7 7-8 v8 8 7-8 d f 8 = d8 - 2hf 8 = 6 3 . 1 0 1 z = z / c o 3sb = 3 0 . 1 z = z / c o 3sb = 3 4 . 1 4.5 五擋齒輪參數(shù)的計算 9- n10 五擋斜齒輪初選 b = 22° 模數(shù)m = 2.25 i = Z10 g 5 Z  = 0.85 9 A = mn (Z9 + Z10 ) 2 cos b9-10 Z9 + Z10 = 54.39  取整55 Z9 = 29.4 取整31 Z10 = 24 Z 9 i￠ = Z10 = 24 = 0 . 7 7?4 0 五擋齒輪角度變位理論中心距 g 5 31 A = mn (Z9 + Z10 ) = 6 6 . 7 3 4 o 2 cos b 端面壓力角 t a at = t a 9-10 a n / c o b9-10 = 0 . 3 8 at = 2 1. 2 °1 端面嚙合角 c o as , = Ao c o as = 66.734 cos 21.218° = 0 . 9 4 t A t 66 t a , = 19.511° 變位系數(shù)之和 xn S (z + z )(inva , - inva ) 9 10 t t = 2 tana n = - 0 . 3 查變位系數(shù)線圖得五擋齒輪1、2 參數(shù) u = Z9 = 1.292 Z10 x9 = 0.19 x10 = - 0 . 5 分度圓直徑 d = z9 mn = 7 5 . 2 2 8 9 cos b 9-10 d = z10mn = 8 0 . 5 1 2 10 cos b 9-10 齒頂高 ha9 h = (h* an = (h* + x9 + x - Dyn )m n - Dy )m = 2 . 6 4 2 m = 1. 0 8 9 m a10 an 10 n n 式中 yn =（A - A0）/m n = -0.326 Dyn = xn ? - yn = -0 . 0 8 齒根高 hf 9 = (h* + c * - x )m = 2 . 3 8 5 m an n 10 n 9 n f 10 an n h = (h* + c * - x )m = 3 . 9 3 8 m 齒頂圓直徑齒根圓直徑 da9 = d9 + 2ha9 = 8 0 . 5 1 2 da10 = d10 + 2ha10 = 6 0 . 4 1 9 d f 9 = d9 - 2hf 9 = 7 0 . 4 5 8 d f 10 = d10 - 2hf 10 = 5 0 . 3 6 5 當(dāng)量齒數(shù) 4.6 倒檔齒輪參數(shù)計算 z = z / cos3b = 3 8 . 8 v9 9 9-10 v10 10 9-10 z = z / cos3b = 30.112 根據(jù)一般原則倒擋齒輪應(yīng)選擇與一擋齒輪相近的模數(shù) 倒擋齒輪Z12 的齒數(shù)在 21～23之間進(jìn)行選擇 計算輸入軸與倒擋軸的中心距 A，。 初選 Z11 = 21 Z12 = 13 A， = 1 m(Z 2 11  + Z12  ) = 1 ′ 2.5′ (13 + 21) = 42.5mm 2 為確保倒擋齒輪不會發(fā)生運動干涉 齒輪11和12 的齒頂圓之間應(yīng)具有大于0.5mm 的間距 則齒輪12 的齒頂圓直徑 De12 ： De12 + 0.5 + De11 = A 2 2 De12 = 2A - De11 -1 = 2′ 66－2.5′(13 + 2)－1 = 93.5mm Z = De12 - 2 = 93.5 －2 = 35.4 n m 2.5 齒輪11、12 的齒頂圓要有大于0.5mm 的間距 計算倒擋 輸出兩軸間中心距 A￠ Z12 = 34 A,, = m(z12 + z11 ) = 2.5′ (21+ 34) = 68.75mm 倒擋的傳動比為 2 i = z13 ′ z12 2 = 2.615 z11 z13 5 變速器零件校核 5.1 選擇齒輪材料 1.在不同的工作環(huán)境下，齒輪受力等方面均不一樣，因此我們可以對其選擇不同的不同的材質(zhì)的材料，但是一般來說，齒輪都需要一定的強度和硬度、耐磨度，但是由于硬度和韌性，因此在增加硬度的時候韌性會下降，所以應(yīng)選用表面處理工藝，得到表面硬度高人內(nèi)部韌性好的材料。 2.選擇合適的材料搭配，齒輪大小不同，受力不同，受磨損或者其他消耗也不相同， 因此對于大小齒輪搭配來說，小齒輪的硬度總是應(yīng)該略大于大齒輪，這樣可以保證二者有著相似的使用壽命，一般為了讓大小齒輪使用壽命相似，硬度差一般在三十到五十布氏硬度。此外，大小齒輪一般使用不同牌號的材料，這是因為這樣可以提高弱者的膠合能力。[9] 3. 對其進(jìn)行后期熱處理以改變材料性能，一般是提高材料的加工性能。一般來說， 對于較大尺寸的齒輪，因熱處理空間難以達(dá)到，所以一般是采用鑄造件，材料一般采用鑄鋼材料或者鑄鐵材料，對于那些大尺寸的齒輪 在生產(chǎn)中一般直接使用鑄造毛坯，這 個也可以選擇使用鑄鋼件或者選擇使用鑄鐵件。對于尺寸不大的齒輪，一般要采用鍛造鋼材來制造，對于那些尺寸小，熱切對于質(zhì)量的要求又不高的齒輪，一般可以選擇圓鋼材料。根據(jù)需要的齒輪的硬度要求，適當(dāng)選擇中碳鋼或者合金鋼，然后進(jìn)行正火、淬火等后續(xù)的熱處理工藝，如果有需要還可以進(jìn)行表面滲碳、表面滲氮等工藝進(jìn)行處理，提高表面抗磨損度，以及提高表面硬度。 [10]。 由于變速器中齒輪是在一直運動的，它們呢的轉(zhuǎn)動需要磨損材料，而且受理較大， 所以還需要一定的剛度來保證零件不會發(fā)生彎曲變形現(xiàn)象，因此需要對齒輪進(jìn)行表面強化處理。 5.2 計算軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機輸出的最大扭矩192N × m 98 % 軸承傳遞效率96 % 齒輪之間的傳遞效率99 % 離合器的傳遞效率 輸入軸 T1 = Te m a = 1 5 0 N× 輸出軸 T2 = T1h承h齒 =1 5 0′ 9 6 %′ 9 9=% 1 4 2 .× 輸出軸一擋輸出軸二擋輸出軸三擋 T21 = T2i1 =1 4 2 . 5′6 3=. 2 4 5 6 . ×1 T22 = T2i2 =1 4 2 . 5′6 2 . 2=9 7 3 3 4×. T23 = T2i3 =1 4 2 . 5′6 1. 6=4 9 2 4 0×. 輸出軸四擋輸出軸五擋 T24 = T2i4 =1 4 2 . 5′6 1. 1=8 4 1 7 2×. T25 = T2i5 =1 4 2 . 5′6 0 .=8 5 1 2 3 .× 倒擋 5.3 輪齒校核 T倒 = T（1 h承h齒）i倒 = 1 5 0′ 0.96′0.99 ′3 0 . 8 =5 3 7 2 . 8 ×4 (1). 輪齒彎曲強度計算 倒檔齒輪彎曲應(yīng)力s w 圖5.1 齒輪系數(shù)圖 o = 2Tg Ks K f （5 -1） c w pm3 zK y o — 彎曲應(yīng)力（MP ）； T — 計算載荷（N.mm） K — 應(yīng)力集中系數(shù) K = 1.68 w a g s s K f — 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪 K f = 1.1 從動齒輪 K f = 0.9 b — 齒寬（mm） m — 模數(shù)； y — 齒形系數(shù) 齒輪11，12，13 的彎曲應(yīng)力s w11  s w12  s w13 z11 = 21 z12 = 13 z13 = 34 y11 = 0.141 y12 = 0.145 y13 = 0.162 T倒 = 372.849N × m T2 =142.56N × m o = 2T Ks K f w11 pm3 z K y  = 719.114MPa < 400～850MPa 11 c 11 12 o = 2T1Ks K f = 2′150′1.65′1.1 ′103 = 735.948MPa < 400～850MPa w12 pm3 z Kc y12  p 2.53 ′13′8′ 0.145. o = 2T倒Ks K f w13 pm3 z K y = 2′ 372.849′1.65′ 0.9 ′103 = 512.219MPa < 400～850MPa p 2.53 ′ 34′8.0′ 0.162 13 c 13 斜齒輪彎曲應(yīng)力s w  o = 2Tg cos bKs  （5 - 2） n w pzm3 yK c Ke Tg — 計算載荷 N × mm mn — 法向模數(shù)；z — 齒數(shù)；b — 斜齒輪螺旋角；Ks — 應(yīng)力集中系數(shù) Ks = 1.50 y — 齒形系數(shù) 可按當(dāng)量齒數(shù) zn = z cos3 b 在圖中查得；K c — 齒寬系數(shù)； Ke — 重合度影響系數(shù) Ke = 2.0 （1）計算一擋齒輪1，2 的彎曲應(yīng)力s w1 o w2 z1 = 12 z2 = 37 y1 = 0.118 y2 = 0.155 T21 = 456.129N × m T1 =150N × m o = 2T1 cos b1-2 Ks 2′150′ cos 22?！?.50 ′ 3 w1 pz m3 y K K = p12′ 2.53 ′ 0.16′ 7.0′ 2.0 10 1 n 1 c e = 316.37MPa < 180～350MPa o = 2T21 cos b1-2 Ks 2′ 456.129′ cos 22?！?.50 ′ 3 n 2 2 c w2 pz m3 y K Ke = p 37 ′ 2.53 ′ 0.127 ′8.0′ 2.0 10 = 344.001MPa < 180～350MPa （2）計算二擋齒輪3，4 的彎曲應(yīng)力 z3 = 17 z4 = 37 y3 = 0.164 y4 = 0.122 T22 = 334.351N × m T1 =150N × m o = 2T1 cos b3-4 Ks 2′150′ cos 24。′1.50 ′ 3 w3 pz m3 y K K = p17 ′ 2.253 ′ 0.164′ 7.0′ 2.0 10 3 n 3 c e = 294.47MPa < 180～350MPa o = 2T2 cos b3-4 Ks 2′ 334.351′ cos 24?！?.50 ′ 3 n 4 4 c w4 pz m3 y K Ke = p 37 ′ 2.253 ′ 0.122′8.0′ 2.0 10 = 345.728MPa < 180～350MPa （3）計算三擋齒輪5，6 的彎曲應(yīng)力 z5 = 21 z6 = 34 y5 = 0.152 y6 = 0.121 T23 = 240.028N × m T1 = 150N × m o = 2T1 cos b5-6 Ks w5 pz m3 y K K 5 n 5 c e 2′150′ cos 22?！?.50 = p 21′ 2.253 ′ 0.152′ 7.0′ 2.0  ′103 = 261.042MPa < 180～350MPa o = 2T23 cos b5-6 Ks w6 pz m3 y K K 6 n 6 c e 2′ 240.028′ cos 22?！?.50 = p 34′ 2.253 ′ 0.121′8.0′ 2.0  ′103 = 283.588MPa < 180～350MPa （4）計算四擋齒輪7，8 的彎曲應(yīng)力 z7 = 23 z8 = 26 y7 = 0.145 y8 = 0.125 T24 =172.343N × m T1 = 150N × m o = 2T1 cos b7-8 Ks 2′150′ cos 24?！?.50 ′ 3 n 7 7 c w7 pz m3 y K Ke = p 23′ 2.53 ′ 0.145′ 7.0′ 2.0 10 = 147.791MPa < 180～350MPa o = 2T24 cos b7-8 Ks 2′172.343′ cos 24?！?.50 ′ 3 w8 pz m3 y K K = p 26′ 2.53 ′ 0.125′8.0′ 2.0 10 8 n 8 c e = 185.136MPa < 180～350MPa （5）計算五擋齒輪9，10 的彎曲應(yīng)力 z9 = 31 z10 = 24 y9 = 0.156 y10 = 0.148 T1 =150N × m T25 =123.726N× m 2T cos b K 2′150′ cos 22?！?.50 o = ?1 9-10 s = ′103 n 9 9 c w9 pz m3 y K Ke  p 31′ 2.253 ′ 0.156′ 7.0′ 2.0 = 172.301MPa < 180～350MPa o = 2T25 cos b9-10 Ks 2′123.726′ cos 22。′1.50 ′ 3 w10 pz m3 y K K = p 24′ 2.253 ′ 0.115′8.0′ 2.0 10 10 n 10 c e = 217.892MPa < 180～350MPa (2). 接觸應(yīng)力s j o j = 0.418 （5 - 3） o j — 輪齒接觸應(yīng)力（MPa） Tg — 計算載荷（N × mm） d ￠ — 節(jié)圓直徑（mm） a — 節(jié)點所在地方的壓力角（°） b — 齒輪的螺旋角度（°） E — 彈性模量（MPa） b — 兩個齒輪重合寬度(mm)。 由公式可知，輸入軸受力載荷為Te max / 2 ，可以看出其許用接觸應(yīng)力s j 為表 5.1 所示數(shù)據(jù)。 彈性模量 E = 20.6′104 N × mm-2 齒寬b = Kc m = Kc mn 表 5.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 （1）齒輪1，2 的接觸應(yīng)力 950～1000 650～700 T21 = 456.192N × m T1 =150N × m z1 = 12 z2 = 37 b1-2 = 22° d1￠ = 2A / u +1 = 31.429mm r z1 r d 2￠ = u d1￠ =1 0 0 . 5 7 3 = d1￠ sin a / cos 2 22° = 6.434mm 2 = d2￠ sin a / cos 2 22° =19.838mm b2 2 o j1 = 0.418 = 0.418 = 1445.184MPa < 1900～2000MPa o j 2 = 0.418 = 0.418 = 1342.598MPa < 1900～2000MPa （2）計算二擋齒輪3，4 的接觸應(yīng)力 T22 = 334.351N × m T1 =150N × m z3 = 17 z4 = 37 b3-4 = 24° d4￠ = 2A / u +1