变速器设计方案论证1
变速器毕业论文
变速器毕业论文变速器毕业论文一、引言变速器是汽车传动系统中的重要组成部分，它承担着将发动机的动力传递到车轮上，并根据不同的驾驶条件和需求，调整车辆的速度和扭矩输出。
随着汽车工业的发展和技术的不断进步，变速器的设计和制造也在不断创新和改进。
本篇毕业论文将围绕变速器的结构、工作原理、发展历程以及未来趋势进行研究和探讨。
二、变速器的结构和工作原理1. 手动变速器手动变速器是最早出现的一种变速器类型，它通过操作离合器和换挡杆来实现换挡。
手动变速器的结构相对简单，由齿轮、轴承、离合器等部件组成。
它的工作原理是通过离合器将发动机动力传递到变速器的输入轴，再通过齿轮的组合和配合，将动力传递到输出轴，从而实现不同的速度和扭矩输出。
2. 自动变速器自动变速器是近年来发展起来的一种变速器类型，它通过传感器和液压系统来实现换挡，驾驶员只需踩下油门即可完成换挡操作。
自动变速器的结构相对复杂，由液力变矩器、行星齿轮机构、离合器等部件组成。
它的工作原理是通过液力变矩器将发动机动力传递到变速器的输入轴，再通过行星齿轮机构和离合器的组合和配合，将动力传递到输出轴，实现不同的速度和扭矩输出。
三、变速器的发展历程1. 机械变速器时代在汽车发展的早期，机械变速器是主要的变速器类型。
它采用齿轮传动的方式，通过手动操作实现换挡。
机械变速器具有结构简单、可靠性高的优点，但操作相对繁琐，需要驾驶员具备一定的技术和经验。
2. 自动变速器的兴起随着汽车工业的发展和人们对驾驶舒适性的要求不断提高，自动变速器逐渐兴起。
自动变速器能够根据驾驶条件和需求，自动调整换挡时机和方式，使驾驶更加轻松和舒适。
自动变速器的发展使得驾驶员不再需要频繁操作离合器和换挡杆，大大提高了驾驶的便利性。
3. CVT变速器的应用连续可变传动（CVT）变速器是近年来的一项技术创新，它通过钢带或链条等传动装置，实现无级变速。
CVT变速器具有换挡平稳、传动效率高的优点，逐渐在高档车型中得到应用。
变速器设计文献综述
变速器设计文献综述变速器是一种机械装置，用于调整发动机输出的转速和转矩，以适应不同的工况和驾驶需求。
它是汽车传动系统中的关键部分，直接影响着汽车的性能、燃油经济性和驾驶舒适度。
为了降低车辆的燃油消耗和减少尾气排放，近年来对变速器的设计和研究日益重要。
变速器的设计要考虑多个因素，包括实现满足不同驾驶工况需求的传动比、提高传动效率、减小体积和重量以及提高可靠性等。
变速器的结构形式有多种，如手动变速器、自动变速器和无级变速器等。
下面将介绍几篇关于不同种类变速器设计的文献综述。
文献[1]中介绍了一种无级变速器的设计方法。
该文献提出了一种基于摩擦材料的无级变速器设计理论，以实现高效的功率传递和平滑的速度调整。
通过结合摩擦材料的特性和变速器的结构设计，实现了在不同工况下的变速器性能优化。
文献[2]中研究了一种基于电子控制的自动变速器的设计方法。
该文献提出了一种基于电脑仿真和优化方法的自动变速器设计流程，以提高变速器的传动效率和换挡平顺性。
通过对变速器的流体动力学分析和系统控制策略的优化，实现了自动变速器的性能改善。
文献[3]中介绍了一种手动变速器的设计方法。
该文献提出了一种基于杆杆位置传感器的手动变速器设计理论，以提高换挡的精度和平顺性。
通过对杆杆位置传感器设计的优化和变速器机构的改进，实现了手动变速器的性能提升。
除了以上几篇文献，还有很多关于变速器设计的研究。
如文献[4]研究了一种基于连续变压器原理的变速器设计方法，以提高变速器的能量回收和节能效果；文献[5]研究了一种基于副变速器的变速器设计方法，以提高变速器的输出转矩和传动效率。
这些研究为变速器设计提供了新的思路和方法。
综上所述，变速器设计是汽车工程领域的一个重要研究方向。
通过对不同种类变速器的设计理论、仿真和优化方法的研究，可以提高变速器的性能和可靠性，从而降低车辆的燃油消耗和减少尾气排放。
随着科技的不断进步和技术的不断创新，相信未来变速器设计领域仍将有更多的突破和创新。
变速器设计答辩ppt.
w
2Tg K Kf
m3zKc y
斜齿轮弯曲应力计算公式： w 2zTm gnc3yoK scKK
齿轮的接触应力计算公式：
j
0.4
1
FE1 8(
b z
1)
b
式中：
K —— 应力集中系数Fra bibliotekK f ——摩擦力影响系数
K
z
——重合度影响系数 ——主动齿轮节点处曲率半径
b ——从动齿轮节点处曲率半径
y ——齿形系数 y
Mc为垂直面内弯矩，Ms为水平面内弯矩，Tn为轴的转矩，W为抗弯截面系数
各档工作时最大应力
输入轴 一档 二档 三档 四档 五档
倒档
应力σmax （MPa）
160.12
97.20
104.67
84.44
98.22
143.27
输出轴 一档 二档 三档 四档 五档
倒档
应力 （MPa）
31.04
66.34
81.50
度有以下关系：E=d+2c
1-啮合套 2-锁环 3-滑块 4-锁环缺口
同步器主要参数的确定
摩擦因数f, 摩擦因数f对换挡齿轮和轴的角速度达到同步有重要影响，f 取得大，换挡省力缩短同步时间。f太小可能失去同步作用。在油中工作 f取0.1。
锥面半锥角α，防止摩擦锥面 自锁的条件是tanα≥f ，一般 取α=6º~8º，本次设计α=7º
A2m cnZ o h s2 3 .0 c 0 o 2 4 s2 5 7.8 2mm
取整后A=73mm,作为标准中心距，依次分配其它各档齿数
各档传动比分配
档位 一档 二档 三档 四档 五档 倒档
传动比 3.50 2.571 1.722 1.227 0.885 3.455
货车变速器的设计
• 压力角 齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度， 为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳， 有利于降低噪声；压力角增大时，可提高齿轮的抗弯强度 和表面接触强度。本设计中采用标准压力角=20°。
• 螺旋角 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强 度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，会使齿轮啮合的重合度增 加，因而工作平稳，噪声降低，齿轮的强度也相应提高。因此从提高 低挡齿轮的抗弯强度出发，不宜过大，以15°~25°为宜；而从提高高 挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。 螺旋方向的选择：斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴 承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消， 以减少轴荷，提高寿命。为此，中间轴上的全部齿轮一律采用右旋， 而一、二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 为使工艺简便，中间轴轴向力不大时，可将螺旋角仅取为三种。 二、三、四挡齿轮螺旋角22°； 常啮合齿轮螺旋角25.28°。
货车变速器的设计
变速器的选择
• 方案一 此方案为二轴变速器，倒 挡齿轮为常啮合齿轮，并 用同步器换挡；同步器多 数装在输出轴上，这是因 为一挡主动齿轮尺寸小， 同步器装在输入轴上有困 难，而高档同步器可以装 在输入轴的后端。
• 方案二 此方案为三轴式变速器，变速 器的二，三，四挡用常啮合齿 轮传动，而一，倒挡用直齿滑 动齿轮换挡。第二轴用两点支 承。
各挡齿轮齿数的分配
1.确定一挡齿轮齿数 已知 A=147mm ，m=3mm
Z 9 Z10 2A m
Zh 98
Z 9 28
2.修正中心距
Z 10 70
Zh m A= 2 =147mm
• 3.确定常啮合传动齿轮副的齿数 已知i1 =8 m n =2.5mm =25.28° Z1+Z2=
车辆工程变速器设计方案
车辆工程变速器设计方案汽车变速器是传动系统中的重要部件，起到了对发动机输出扭矩进行合理传递和调节的作用。
随着汽车技术的不断发展，变速器设计和制造方案也在不断进步和完善。
本文针对汽车工程领域的变速器设计方案进行了研究和探讨，旨在提出一种高效、可靠的变速器设计方案，以满足汽车行驶中的各种需求。
二、需求分析1. 可变速范围广：汽车行驶需求不同，需要有较大的可变速范围，适应不同路况和行驶状态；2. 高效能传递：变速器需要具备较高的传递效率，减少动力损失；3. 可靠耐用：变速器需要具备较高的可靠性和耐用性，能够满足长期使用的要求；4. 兼容性强：变速器需要能够与不同类型的发动机匹配，满足多样化的汽车需求。
三、设计原理1. 变速器类型选择：根据汽车使用需求，选择符合要求的变速器类型，包括手动变速器、自动变速器等；2. 齿轮设计：通过数值模拟和实验分析，设计合理的齿轮参数，以提高传动效率和可靠性；3. 阻尼器设计：考虑阻尼器对传动稳定性的影响，设计合理的阻尼器结构和参数；4. 控制系统设计：对自动变速器进行控制系统设计，使得变速器能够灵活响应车辆的运行状态，提高驾驶舒适度。
四、系统设计1. 变速器类型选择：根据市场需求和技术发展趋势，选择自动变速器作为设计方案的主体；2. 齿轮设计：通过CAD软件进行齿轮设计，优化传动比和齿轮参数，以提高传递效率和耐用性；3. 阻尼器设计：采用动态模拟和试验方法，进行阻尼器结构和参数的优化设计，以降低传动噪音和振动；4. 控制系统设计：采用先进的控制算法和传感器技术，实现变速器的智能控制和适应性调节，提高驾驶舒适性和燃油经济性。
五、设计实施1. 齿轮加工：采用先进的数控加工设备，对设计好的齿轮进行加工和制造，保证齿轮的精度和可靠性；2. 阻尼器制造：优选制造合作厂家，进行阻尼器的精密加工和装配，保证阻尼器的质量和稳定性；3. 控制系统调试：采用先进的仿真软件和测试设备，对控制系统进行模拟和实际测试，保证控制系统的可靠性和适应性；4. 系统集成：对齿轮、阻尼器和控制系统进行整合，进行系统运行测试和性能评估，确保整个变速器系统的稳定性和可靠性。
变速器设计论文可行性分析
变速器设计论文可行性分析变速器设计的可行性分析是评估变速器设计方案是否符合实际需求、可行实施的过程。
变速器设计在汽车、工程机械等领域具有重要作用，对于提高机械传动效率、适应不同工况需求具有关键意义。
下面将从几个方面对变速器设计的可行性进行分析。
首先，可行性分析的一个关键因素是设计方案的技术可行性。
变速器设计需要考虑细节，包括传动比的选择、齿轮布置、摩擦副设计等方面。
可以通过力学计算、仿真分析、试验验证等方法来评估设计方案的技术可行性。
例如，可以利用MATLAB等软件进行齿轮传动的计算和仿真，通过分析受力情况、振动噪音以及寿命等因素来评估方案的技术可行性。
其次，经济可行性是变速器设计的另一个重要考虑因素。
在设计变速器时，需要对投资成本、生产成本、维护成本等进行评估。
比如，在选择齿轮材料时，既要考虑其性能指标（如强度、韧性等），同时也要考虑其价格和加工难度。
通过比较不同材料、不同制造工艺的经济性能，从经济可行性角度对设计方案进行评价。
此外，变速器设计还要考虑操作便利性和安全性。
在变速器的使用过程中，要求操作简便、可靠、安全。
例如，在手动变速器的设计中，需要考虑操纵力的大小、操作步骤是否简单明了等因素。
同时，变速器设计还需要考虑到负载情况，如在高速行驶时，变速器内部受到的负载较大，需要设计相应的保护措施，以确保变速器的安全运行。
最后，环境可行性也是变速器设计的一个重要方面。
在当前环保意识提升的背景下，设计的变速器需要符合相关环保法规和标准。
例如，变速器在工作过程中会产生噪音、振动等，需要通过降噪、减振等措施来减少对环境的影响。
同时，在材料选择和制造工艺上也要尽量选用环保、可再生的材料和工艺，减少对环境的负面影响。
综上所述，变速器设计的可行性分析是一个综合考虑技术、经济、操作、安全、环境等因素的过程。
通过对变速器设计方案的评估，可以确定其是否满足实际需求，并在设计、制造、使用等各个环节中提供指导。
只有可行性得到充分分析和保证，才能确保变速器在实际应用中具有良好的性能和可靠的运行。
变速器的设计与分析
变速器的设计与分析变速器是一种机械装置，它通过改变传动比来调整发动机输出功率和车轮转速之间的关系，从而使车辆在不同工况下获得合适的动力传递。
变速器的设计与分析是汽车工程中的重要课题，它直接影响着汽车的性能、燃油经济性以及乘坐舒适性。
本文将就变速器的设计与分析展开探讨，并深入了解其各个方面的原理和特点。
一、变速器的基本原理与分类1. 基本原理：变速器的基本工作原理是通过齿轮传动的方式，实现不同传动比的切换。
其中，齿轮的尺寸、摩擦系数以及齿轮齿数的组合，决定了变速器的传递效率和换挡过程的平顺性。
2. 变速器分类：根据结构和传动方式的不同，变速器可以分为手动变速器和自动变速器。
手动变速器需要驾驶员通过操控离合器和换挡杆来实现换挡，而自动变速器则通过液压或电子控制系统来实现自动换挡。
二、手动变速器设计与分析1. 齿轮数量与传动比：手动变速器通常具有多个齿轮组以及一个反向齿轮组。
通过调整这些齿轮组的组合方式，可以实现不同的传动比。
传动比的选择要平衡动力输出和燃油经济性，同时还要考虑使用者的需求和行驶条件。
2. 离合器设计与分析：离合器是手动变速器中的关键部件，它通过连接和分离发动机与变速器，实现换挡操作。
离合器的设计要考虑离合片的摩擦特性、离合器的耐久性以及操作的舒适性。
3. 换挡机构设计与分析：手动变速器通过换挡机构来实现换挡操作。
换挡杆的设计要考虑符合人体工程学原理，使操作者方便快捷地进行换挡。
同时，换挡机构的设计也要保证换挡过程的平稳和可靠性。
三、自动变速器设计与分析1. 液压自动变速器：液压自动变速器通过液压控制系统来实现自动换挡。
液压油泵、离合器以及换挡阀体等部件的设计要考虑液压系统的工作压力、流量以及各部件的密封和耐磨性能。
2. 电子自动变速器：电子自动变速器采用电子控制系统来实现自动换挡。
电子控制系统通过传感器获取发动机转速、车速等信息，根据预设的换挡策略，控制液压或电动执行机构实现换挡操作。
毕业设计(论文)-三轴式变速器设计
摘要变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。
传动装置除要提高传动效率以外，更重要的是以自身的调节使动力装置沿最佳燃油经济性工作。
档位越多，越能提供可能迫近最佳工作线路的客观条件，故有级式变速器向多档化，自动化方向发展。
本次设计的变速器为采用三轴式结构带有同步器装置并具有超速档的五档货车变速器，这样可提高发动机的功率利用率、汽车的经济性及平均车速，从而进一步提高汽车的运输效率，降低运输成本。
在好路和空载行驶时才使用的超速档可充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，而减少发动机的磨损。
采用锁环式同步器换档，减小齿轮间的摩擦。
关键词：变速器同步器发动机经济AbstractThe transmission is used to transform the motor bent axle torque and revise the motor vehicle rotate speed ，so to adapt to the motor vehicle to be living to move, speedup and other distinct demands when playing. And along with to over come the different obstructions, and adapt to the requirement of traction force and speed.The gearing will not only lift the drive effectiveness but also to guarantee power plant through the way of self-regulation, and this is more significant. And do along optimum to ignite oil economy. The more pigeonholes there is, the more optimized objective term of work line it will supply. So the orientation of grade transmission development is more pigeonholes and automation.The transmission in this design is a transmission of five pigeonholes’ motto which has adopted three-axes structure, the synchronizer and exceed speed pigeonholing. So that it will improve the economy of motor vehicle and the average speed of a vehicle. Then it can improve the transportation effectiveness of motto further and reduce the transportation cost. When the motto is living in the good pavement or under zero load, the hypervelocity pigeonholes will be used. Through this way we can reduce the quantity of the motor’s running per kilometer and abrasion of the motor. This design also adopts the synchronizer that is the style of lock-ring for reducing conflict among gears.K eywords:The transmission engine synchronizer economic引言变速器是汽车传动系的重要组成部件，它与离合器驱动桥等部件使动力装置输出的动力达到驱动车轮，使汽车实现起步、变速、减速等功能为汽车提供良好的动力性、燃油经济性。
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第3章 变速器设计方案论证3.1变速器基本参数的确定设计中给定的参数传动比i 1=6.54 i 2=3.781 i 3=2.169 i 4=1.443 i 5 =1max e T ——发动机最大转矩max 1350e T N m =⋅K ——经验系数，K=4.0-4.6，取K=4.2 中心距的初步确定 初选中心矩可用下式计算式中：A K ——中心距系数，A K 取值范围8.6-9.6 取9.12A K = max e T ——发动机最大转矩，max 1350e T N m =⋅1i ——变速器一挡传动比，1 6.540i =g η——变速器传动效率，96.0=g η求得185.95A mm =3.1.1轴的直径的初步确定变速器的轴必须有足够的刚度和强度。
工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还会增加噪声。
中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d ≈0.45A 轴的最大直径d 个支承间距离L 的比值，对中间轴，d/L ≈0.16-0.18,对第二轴d/L ≈0.18-0.21。
第一轴花键部分直径可按下式初选：3max e T K D =式中：A K ——中心距系数，A K 取值范围8.6-9.6 取18.9=A Kmax e T ——发动机最大转矩， max 1350e T N m =⋅ ,3max 1e T K D ==101.46mmA A K =3.2齿轮参数的设计（1） 齿轮模数本变速器设计一、倒档为直齿滑动齿轮换挡，其它档均采用锁销式同步器换挡，选取齿轮模数要保证齿轮有足够的刚度，同时兼顾它对噪声和质量的影响，减少模数、增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变变速器的质量。
降低噪声对轿车有意义，减轻质量对货车比较重要。
从齿轮强度观点出发，每对齿轮应有各自的模数，而从工艺的观点出发，全部齿轮选用一种模数是合理的，轻型货车模数取值范围为3.50-4.50mm 。
根据齿轮模数选用的优先原则及本变速器的特点，进行模数的选取,斜齿轮为4.00mm 。
（2）齿轮压力角α的选择为提高货车的承载能力，应采用︒5.22或︒25压力角齿轮，实际上因国家标准压力角为︒20，所以齿轮普遍采用︒20。
（3）螺旋角β的确定为了减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒挡齿轮及货车一挡齿轮才用直齿轮。
选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题：螺旋角大些时会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，实验还证明，随螺旋角的增大，齿轮的强度也会相应的提高，不过当螺旋角高于︒30时，其抗弯强度会骤然下降，而接触强度仍上升。
因而选取适当的值使弯曲强度与接触强度达到均衡。
此外，为消除斜齿轮传动的轴向力，中间轴上的齿轮一律做成右旋，而第一、二轴上的一律左旋，轴向力由轴承承受。
最后，可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。
斜齿轮的螺旋角的初步取值在以下范围内：货车变速器斜齿轮的螺旋角为︒18-︒26。
（4）齿宽的设计计算在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。
考虑尽量减少轴向尺寸和质量，齿宽应小些，但齿轮传动平稳性消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿，但这时轴承的轴向力增大，使之寿命降低，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加，选用宽些的齿宽，工作时因轴的变型导致沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。
根据模数的大小选定齿宽：直齿：b=m K C ，C K 为齿宽系数，取4.5—8.0 斜齿：b=n C m K ，C K 取6.0—8.51 各挡齿轮的齿宽值如下：中间轴一挡，倒档直齿：b 8z =7⨯4.00=28中间轴二挡斜齿：b 6z =7⨯4.00=28 中间轴三挡斜齿：b 4z =7⨯4.00=28 中间轴四档斜齿：b 4z =7⨯4.00=28 中间轴常啮合齿：b 2z =7⨯4.00=28 一轴常啮合斜齿：b 1z =7⨯4.00=28 二轴一挡，倒档直齿：b 7z =7⨯4.00=28 二轴二档斜齿：b 5z =7⨯4.00=28 二轴三档斜齿：b 3z =7⨯4.00=28 二轴四档斜齿：b 3z =7⨯4.00=28（5）各挡齿数的分配在初选中心距、齿轮螺旋角之后，可根据预选确定的变速器挡数、传动比和传动方案来分配齿轮的齿数。
下图为结构简图，以便说明各挡齿数的分配。
1，确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比 5211512Z Z i Z Z =⋅一挡为直齿轮，则Z h =mA2=92.975取93 中间轴一挡齿轮数受中间轴径尺寸限制，即受刚度的限制。
货车在12—17之间，选12Z 为17个齿，则1Z =93－17=76对中心距进行修正A= m ×Z h /2=186mm 确定常啮合齿轮的齿数5212151Z Z i Z Z =⋅=6.54×1776= 1.463()5522cos n m Z Z A β+=，β取26︒由以上两个公式求得533.95Z =取整为34 5249.65Z =取整为50 实际传动比1i =6.54 求得传动比1i =6.57 两者相差较小，β可取校核螺旋角 ()552arccos 25.842n m Z Z Aβ+==︒二挡齿轮齿数的确定5222252Z Z i Z Z =⋅=3.781× 3450=2.571()22222cos n m Z Z A β+=，2tan tan ββ=522552221Z Z Z Z Z ⎛⎫+ ⎪+⎝⎭联立求得： β2=12.83︒ 2225.39Z = 取整为25 265.29Z = 取整为65522522.Z Z i Z Z ==50×65/（34×25）= 3.823 传动比误差: δ=∣（3.823-3.781）/3.781∣=1.1%<5% 满足要求三挡齿轮齿数的确定3533252Z Zi Z Z =⋅=2.169×3450=1.475()33232cos n m Z Z A β+=，3tan tan ββ=523552321Z Z Z Z Z ⎛⎫+ ⎪+⎝⎭联立求得： 3β=18.20︒ 3235.70Z = 取整为36 352.65Z = 取整为52523232.Z Z i Z Z ==50×52/（36×34）= 2.124 传动比误差: δ=∣（2.169-2.124）/2.169∣=2%<5% 满足要求 四挡齿轮齿数的确定5444252Z Z i Z Z =⋅=1.443×3450=0.981 ()44242cos n m Z Z A β+=，4tan tan ββ=524552421Z Z Z Z Z ⎛⎫+ ⎪+⎝⎭联立求得： 4β=22.33︒ 4243.43Z = 取整为43 442.60Z = 取整为43524542.Z Z i Z Z ==50×43/（43×34）= 1.471 传动比误差: δ=∣（1.443-1.471）/1.443∣=1.9 %<5% 满足要求7．各档齿轮的尺寸直齿轮 z m d ⨯=斜齿轮a a h d d 2+= f f h d d 2-=一档齿轮z m d ⨯=直齿 *12**12() 4mm ()5a a n f a n h h x m h h c x m mm⎧=+=⎪⎨=+-=⎪⎩ βcos n zm d =直齿分度圆12d =12m z ⨯=41768⨯=mm直齿*1**1() 4mm ()5a a n f a n h h x m h h c x m mm⎧=+=⎪⎨=+-=⎪⎩ 直齿分度圆 11476304d m z mm =⨯=⨯=二档齿轮斜齿分度圆22d =2cos n zm β= 425cos12.83ο⨯=102.56mm查机械设计手册 x 取0.4斜齿*22**22() 5.6mm () 3.4a a n f a n h h x m h h c x m mm⎧=+=⎪⎨=+-=⎪⎩ 斜齿2222222222222102.562 5.6113.76mm 2102.56-2 3.495.76a a f f d d h d d h mm =+=+⨯=⎧⎪⎨=-=⨯=⎪⎩斜齿分度圆2d =2cos n zm β= 465cos12.83ο⨯=266.66mm 查机械设计手册 x 取 0.32斜齿*2**2() 5.28mm () 3.72a a n f a n h h x m h h c x m mm⎧=+=⎪⎨=+-=⎪⎩ 斜齿2222222266.66-2 5.28256.1mm2266.66-2 3.72259.16a a f f d d h d d h mm=+=⨯=⎧⎪⎨=-=⨯=⎪⎩三档齿轮斜齿分度圆32d =3cos n zm β=436cos18.20ο⨯=151.58mm 查机械设计手册 x 取0.33斜齿*32**32() 5.32mm () 3.68a a n f a n h h x m h h c x m mm⎧=+=⎪⎨=+-=⎪⎩ 斜齿3232323232322151.582 5.32162.22mm 2151.58-2 3.68144.22a a f f d d h d d h mm =+=+⨯=⎧⎪⎨=-=⨯=⎪⎩斜齿分度圆3d =3cos βn zm =452cos18.20ο⨯=218.95mm查机械设计手册 x 取0.27斜齿*3**3() 5.08mm () 3.92a a n f a n h h x m h h c x m mm⎧=+=⎪⎨=+-=⎪⎩ 斜齿3333332218.952 5.08229.11mm 2218.95-2 3.92211.11a a f f d d h d d h mm =+=+⨯=⎧⎪⎨=-=⨯=⎪⎩四档齿轮斜齿分度圆4d =4cos βn zm =443cos 22.33ο⨯=185.94mm查机械设计手册 x 取0.23斜齿*4**4() 4.92mm () 4.08a a n f a n h h x m h h c x m mm⎧=+=⎪⎨=+-=⎪⎩ 斜齿4444442185.942 4.92195.78mm 2185.94-2 4.08177.78a a f f d d h d d h mm =+=+⨯=⎧⎪⎨=-=⨯=⎪⎩斜齿分度圆42d =4cos βn zm =443cos 22.33ο⨯=185.94mm 查机械设计手册 x 取0.23斜齿*42**42() 4.92mm () 4.08a a n f a n h h x m h h c x m mm⎧=+=⎪⎨=+-=⎪⎩ 斜齿4242424242422185.942 4.92195.78mm2185.94-2 4.08177.78a a f f d d h d d h mm =+=+⨯=⎧⎪⎨=-=⨯=⎪⎩五档齿轮斜齿分度圆5d =cos n zm β=434cos 25.84ο⨯=136mm 斜齿*5**5()4mm ()5a a n f a n h h x m h h c x m mm⎧=+=⎪⎨=+-=⎪⎩ 斜齿555555213624144mm 2136-25=126mm a a f f d d h d d h =+=+⨯=⎧⎪⎨=-=⨯⎪⎩斜齿分度圆52d =cos n zm β=450cos 25.84ο⨯=222.22mm斜齿*52**52()4mm ()5a a n f a n h h x m h h c x m mm⎧=+=⎪⎨=+-=⎪⎩ 斜齿5252525252522222.2224230.22mm 2222.22-25212.22a a f f d d h d d h mm =+=+⨯=⎧⎪⎨=-=⨯=⎪⎩倒档齿轮z m d ⨯=经查表x 取0.5直齿h ar =（h a *+x)m=6mm h fr =(h a *+c *-x)m=3mm 直齿分度圆d r =mz r =4x22=88mm经查表x 取0.5直齿 h ar2=（ha*+x)m=6mm h fr2=(ha*+c*-x)m=3mm 直齿分度圆d r2=mz r2=4x18=72mm第4章 变速器各档齿轮的校核4.1齿轮弯曲应力的计算直齿：εσπσyK zK m K K T c nfg w 32=斜齿：εσπβσyK zK m K T c n g w 3cos 2=式中：w σ—弯曲应力（2/mm N ）T g —计算载荷（N ·mm ） K c —齿宽系数K σ—应力集中系数，直齿轮K σ=1.65 斜齿轮K σ=1.5K f —重合度影响系数，主动齿轮K f =1.1 从动齿轮K f =0.9 K ε—重合度影响系数，K ε=2 y —齿形系数4.1.1二轴一倒挡直齿轮Z 5校核m N T T g ⋅==375m ax25.3=m 615=Z 5=c K0.19=y 65.1=σK 1.1=f KyzK m K K T c n fg w 32πσσ==10000.195613.253.14 1.11.6537523⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=217.92N/mm2[]850400-=≤σN/mm 2所以5Z 的弯曲强度合格4.1.2二轴二挡斜齿轮Z 4校核m N T T g ⋅==375m ax25.3=n m 515=Z7=c K0.14=y 5.1=σK 2=εKεσπβσyK zK m K T c ng w 3cos 2==100053214.0725.314.35.125.13cos 37523⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ο=97.80N/mm2[]250100-=≤σN/mm 2所以4Z 的弯曲强度合格4.1.3二轴三挡斜齿轮Z 3校核m N T T g ⋅==375m ax25.3=n m 413=Z 7=c K5.1=σK2=εK εσπβσyK zK m K T c n g w 3cos 2==162.74N/mm 2[]250100-=≤σN/mm 所以3Z 的弯曲强度合格4.2齿轮接触应力计算直齿： )11(418.0max b z e j bd E T ρρσ+=斜齿： )11(cos cos 418.0max bz e j bd E T ρρβασ+= 式中：F —齿面上的法向力E —齿轮材料的弹性模量，取2.1×105Mpa b —齿轮接触实际宽度d —节圆直径 z ρ、b ρ—主、从动齿轮节点处的曲率半径 直齿轮：z ρ=αsin z r b ρ=αsin b r 斜齿轮：=z ρβα2cos /sin z r βρ2cos /sin a r b b = 4.2.1 二轴一挡直齿轮Z 7校核b=22.75mm m=3.25mmz ρ=αsin z r =9.7165.0=yb ρ=αsin b r =19.54d T F gt 2==7362N MP E 5101.2⨯= )11(418.0max bz e j bd E T ρρσ+==12002mm N 220001900][mm N j -≤σ][j j σσ≤ 所以7Z 的接触强度合格4.2.2 二轴倒挡直齿轮Z 10校核b=22.75mm m=3.25mm z ρ=αsin z r =10.24 b ρ=αsin b r =16.21d T F gt 2==7851N MP E 5101.2⨯= )11(418.0max bz e j bd E T ρρσ+==10712mm N 220001900][mm N j -≤σ][j j σσ≤ 所以10Z 的接触强度合格4.2.3 二轴二挡斜齿轮Z 5校核b=22.75mm m=3.25mm =z ρβα2cos /sin z r =16.35 βρ2cos /sin a r b b ==22.64 d T F gt 2==8624N F=()βαcos cos t F =9523N MP E 5101.2⨯=)11(cos cos 418.0max bz e j bd E T ρρβασ+==1014.42mm N 220001900][mm N j -≤σ ][j j σσ≤ 所以5Z 的接触强度合格4.2.4 二轴三挡斜齿轮Z 3校核b=22.75mm m=3.25mm =z ρβα2cos /sin z r =18.39 βρ2cos /sin a r b b ==27.52 d T F gt 2==9210N F=()βαcos cos t F =9700N MP E 5101.2⨯=)11(cos cos 418.0max bz e j bd E T ρρβασ+==9242mm N 220001900][mm N j -≤σ ][j j σσ≤ 所以1Z 的接触强度合。