畢業(yè)設計（論文）工 作 手 冊院 (系 ) 專 業(yè) 年 級 學 號 姓 名 指導教師 評閱教師 教務處制填 寫 說 明1、本工作手冊是對學生畢業(yè)設計（論文）工作進行質量監(jiān)控的重要依據，請相關人員按照要求認真填寫，妥善保存。2、學生在畢業(yè)設計（論文）答辯前將工作手冊送交指導教師，由指導教師評閱畢業(yè)論文，對其答辯申請簽署意見后，與畢業(yè)論文一并提交院系畢業(yè)設計（論文）答辯領導小組審閱。3、如有外聘指導教師，各院系應指派專職教師協(xié)助做好畢業(yè)設計（論文）工作手冊的填寫工作。4、工作手冊中各項內容可以另加附頁。5、學生畢業(yè)后，本工作手冊應與畢業(yè)論文（設計）一同歸檔保存。畢業(yè)設計（論文）任務書姓名 學號 專業(yè) 班級題目 汽車變速器設計發(fā)題日期 完成日期理工類 A 工程設計□ B 理論研究□ C 實驗研究□D 計算機軟件□ E 綜合論文□ F 其它□題目性質 文、經管類 A 專題□ B 論辯□ C 綜述□ D 綜合論文□ E 其它□設計任務及要求設計的主要內容：（1）研究汽車機械變速器的組成、結構與設計；（2）建立三維模型；（3）研究汽車機械變速器的載荷；（4）對變速器進行參數設計；技術要求：（1）要求研究汽車設計基本理論，并將其與機械制圖、機械設計、材料力學、計算機軟件等相關知識有機結合、熟練運用；（2）要求運用 CAD/CATIA 軟件進行建模；（3）對齒輪金相強度分析；（4）實現變速器參數的優(yōu)化設計。應交設計文件及要求1.二維設計圖紙；2.設計說明書；3.相關外文翻譯；4.三維設計模型；所用資源及參考資料[1] 馮櫻，汽車變速器齒輪的三維建模及參數化設計，客車技術與研究，2006 年 第 1 期[2] 向立明，汽車變速器的發(fā)展歷史及未來趨勢，公路與汽運，2007 年 第 1 期[3] Friedrich Ehrlinger，德國，汽車變速器傳動系統(tǒng)綜合分析,汽車零部件制造，2007 年 第 9 期[4] 龔瑞國，新能源汽車動力傳遞系統(tǒng)之變速器，北京齒輪總廠[5] 羅春香，汽車變速器設計中速比分配問題的研究,西南民族大學學報，2004 年 第 30 卷 第 3 期[6] 魏濤，趙宗煌，汽車變速器優(yōu)化設計,武漢工學院學報，1992 年 第 14 卷 第 4期進度安排（1）調研、資料收集、完成開題報告 第 2 周（2）整體方案設計，完成結構示意圖（手繪）第 3 周（3）結構設計計算，三維建模，4-8 周（4）繪制設計圖 9-12 周（5）編寫設計說明書 13 周（6）畢業(yè)設計（論文）審核、修改 第 14、15 周（7）畢業(yè)設計（論文）答辯準備及答辯 第 16 周指導教師 年 月 日院系審查意見審 批 人： 年 月 日畢業(yè)設計（論文）開題報告院（系）： 專業(yè)：設 計 （ 論 文 ） 題 目 汽車變速器設計作者姓名 學號指導教師姓名 指 導 教 師 職 稱 及 學 歷一、開展本課題研究的意義、內容、思路和方法及參考文獻等：1.課題的背景汽車變速器從最初采用側鏈傳動到手動變速器,到現在的液力自動變速器和電控機械式自動變速器經歷了 100 多年的發(fā)展。無論是哪種變速器，作為汽車傳動系統(tǒng)中的主要部件，在汽車的行駛過程中發(fā)揮重要的作用，可以說變速器是傳動系統(tǒng)的心臟。降低動力損失、減少燃油消耗一直是工程師關注的問題，也是購車時重要的選擇指標。變速器的主要功用是：（1）改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；（2）在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；（3）利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進行動力輸出。2.選題的目的和意義通過了解國內外的發(fā)展趨勢可知道，變速器是傳動系統(tǒng)中重要的一個部分，同時變速器的發(fā)展也是衡量其國家工業(yè)水平發(fā)展的一個重要依據。如今電子技術、新型材料、新能源的發(fā)展也推動了變速器的進步。而目前普通轎車應用較多、較為常見的是五檔手動變速器，其性能穩(wěn)定，適用性強，能夠滿足現代汽車的需求。本課題是基于桑塔納轎車 MT 變速器的基本參數，利用所學的專業(yè)知識和現代化的設計方法對五檔變速器進行設計，通過查閱資料、確定方案、繪制圖紙、模型建立、強度校核等步驟，可以鞏固所學的知識，提高運用 CAD 軟件的能力，培養(yǎng)運用所學專業(yè)理論知識解決實際問題的方法，一次很好的理論和實踐相結合的鍛煉機會。同時可以掌握汽車變速器的設計步驟和方法，對于我們今后從事實際技術工作有很大的幫助，以后的工作打下堅實的基礎。3.課題的理論依據、研究方法、研究內容3.1 理論依據在原有桑塔納四檔變速器的基礎上,調整了四檔的速比,增加了五檔,生產了結構緊湊,自質量小,噪聲低,操作靈活的五檔變速器。它的特點是動力的輸人軸和輸出軸不在一個軸線上，兩根軸分別為第一軸(動力輸人軸)，第二軸(動力輸出軸) 。通常第一軸為離合器的從動軸，第二軸同時也是主減速器的主動軸。3.2 研究方法⑴通過利用圖書館、網上數據庫、網上共享平臺等資源，查閱與變速器設計有關的各種文獻資料。認真學習資料中的內容，同時掌握查找資料的方法。為以后的設計奠定理論基礎。⑵對大眾桑坦納手動變速器進行調研測量，運用 CAD 軟件，根據查閱及測量得出的數據參數繪制手動變速器的零件進行建模。⑶對各個換擋過程進行研究，分析其干涉情況，通過計算對主要零件進行強度校核，得出主要的設計數據及圖紙。4.參考文獻[1] 馮櫻，汽車變速器齒輪的三維建模及參數化設計，客車技術與研究，2006 年 第 1 期[2] 向立明，汽車變速器的發(fā)展歷史及未來趨勢，公路與汽運，2007 年 第 1 期[3] Friedrich Ehrlinger，德國，汽車變速器傳動系統(tǒng)綜合分析,汽車零部件制造，2007 年 第9 期[4] 龔瑞國，新能源汽車動力傳遞系統(tǒng)之變速器，北京齒輪總廠[5] 羅春香，汽車變速器設計中速比分配問題的研究,西南民族大學學報， 2004 年 第 30 卷 第 3 期[6] 魏濤，趙宗煌，汽車變速器優(yōu)化設計,武漢工學院學報， 1992 年 第 14 卷 第 4 期二、課題工作的總體安排及進度：周次 工作進度1～5 周1、調研 2、收集、查閱有關設計資料3、熟悉設計任務4、完成外文翻譯5、完成開題報告6～8 周 1、完成變速器各部件的拆卸分解清理測繪。2、完善中期檢查的各項資料。9～11 周 完成設計總裝配圖 1 張 A0 圖紙，變速器第二軸 1 張 A1 圖紙，齒輪 1 張 A2 圖紙，三維模型一套 12～15 周 1．對各零部件進行計算、校核2. 編制設計說明書16 周 答辯及整理資料三、課題預期達到的效果：通過查閱相關文獻資料，完成開題報告和外文翻譯。運用 CAXA、CAD 軟件，按照測繪和資料中的數據繪制二維圖紙，并撰寫設計說明書。在這個過程中，可以鞏固以往所學的理論知識，熟悉變速器結構，掌握變速器的設計方法。同時可以進一步熟練 CAXA、CAD 等軟件的運用，提高動手能力，為將來從事具體的技術工作打下良好的基礎。四、指導教師意見：簽名： 年 月 日1.學生應通過調研和資料搜集（要有 10 篇以上相關文章的閱讀量） ，主動與指導教師討論，在指導教師指導下完成開題報告。開題報告需經各院系審查合格后，方可正式進入下一階段。2.理工科開題報告撰寫不少于 1500 字，人文社科開題報告不少于 2000 字。畢業(yè)設計(論文)中期檢查表院（系）： 專業(yè)：畢業(yè)設計（論文）題目學生姓名 學號指導教師姓名 指導教師職稱及學歷論文(設計)的進度計劃目前已經完成內容尚須完成的內容存在的問題和擬采取的辦法指導教師意見簽名： 年 月 日畢業(yè)設計（論文）指導教師評議表學 號 姓 名 班 級 專 業(yè)論文題目評 價 項 目 分值 得分1 選題符合專業(yè)培養(yǎng)目標，體現綜合訓練基本要求 5 分2 題目難易度 5 分3 題目工作量 5 分選題質量（20 分）4 理論意義或實際價值 5 分5 查閱文獻資料能力 5 分6 綜合運用知識能力 10 分7 研究方案的設計能力 10 分8 研究方法和手段的運用能力 10 分能力水平（40 分）9 外文應用能力 5 分10 文題相符 5 分11 寫作水平 10 分12 寫作規(guī)范 10 分13 篇幅 5 分成果質量（40 分）14 成果的理論或實際價值 10 分合 計 得 分指導教師評語指導教師簽名： 年 月 日畢業(yè)設計（論文）審閱教師審閱表學 號 姓 名 班 級 專 業(yè)論文題目評 價 項 目 得分畢業(yè)設計（論文）書寫規(guī)范分（計 15 分）格式規(guī)范，符合學校規(guī)定的畢業(yè)設計（論文）撰寫格式要求。畢業(yè)設計（論文）文字表達基本要求分（計 20 分）語句通順、流暢；標點符號、語法正確；敘述簡明扼要；思路層次清晰，概括全面準確；重點突出畢業(yè)設計（論文）正文或設計圖面質量分（計 45 分）對于研究課題能熟練運用本專業(yè)所必須的基礎理論和基本專業(yè)知識，分析問題，解決問題；理論、公式正確；概念清楚，應用合理；層次清晰；邏輯性強；論證嚴密，計算準確全面；圖表質量好。畢業(yè)設計（論文）創(chuàng)新分（計 20 分）研究成果具有一定水平，得出創(chuàng)新性結論，在某些領域獲得初步進展。同行閱讀畢業(yè)設計（論文）后能感到作者的研究工作具有一定的學術和實用價值，體現出一定水平合 計 得 分審閱人評語審閱人簽名： 年 月 日畢 業(yè) 設 計 （ 論 文 ） 答 辯 資 格 審 查 表題目學生姓名 學號專業(yè)、班級 指導教師內容綜述：申請人（簽名）：申請日期：資格審查項目 是 否01 工作量是否達到要求02 文檔資料是否齊全（任務書、開題報告、中期檢 查、定稿論文及其相關附件資料等）03 是否完成任務書規(guī)定的任務04 是否剽竊他人成果或者查重率高于 30%05 完成的成果是否達到驗收要求指導教師簽名： 日期： 畢業(yè)設計（論文）答辯領導小組意見：符合答辯資格，同意答辯□ 不符合答辯資格，不同意答辯□答辯領導小組組長簽名：____________________________年_______月_____日注：此表中內容綜述由學生填寫，資格審查項目由指導教師填寫。畢業(yè)設計（論文）答辯評議表姓 名 性別 專 業(yè) 班 級論文題目評 價 項 目 評 價 內 容報告內容（30 分）1、論述思路清晰，評議表達準確；2、概念清楚，論點正確；3、實驗（調查）方法科學，分析歸納合理；4、結論嚴謹；5、結果有一定應用價值。答辯情況（40）1、問題回答理論依據準確；2、基本概念、基礎知識掌握扎實；3、語言表達清晰、流暢；4、對研究涉及的知識掌握透徹。5、重點內容研究深入、表達具有邏輯性。成果（含作品展示）（20 分）寫作規(guī)范，對前人工作有改進或突破，或有獨特見解，有一定創(chuàng)新性結果。論文工作量（10 分）理論知識、基本技能掌握扎實，能夠按照畢業(yè)設計（論文）工作條例所規(guī)定的各項要求全面完成畢業(yè)設計（論文）工作。姓 名 性別 職 稱 工作單位 評 分答辯小組成員合 計 得 分（總分÷人數）最后成績（指導教師成績×50%+評閱教師成績×20%+答辯小組成績×30% ）答辯評議意見根 據 同 學 的 設 計 （ 論 文 ） 的 完 成 情 況 ， 以 及 指 導 教 師 、 審閱 教 師 、 答 辯 小 組 的 意 見 ， 經 院 （ 系 ） 畢 業(yè) 論 文 領 導 小 組 認 真 審 議 ， 決 議 如下 ：該 生 按 學 校 關 于 畢 業(yè) 設 計 （ 論 文 ） 的 有 關 規(guī) 定 ， （ 按 時 、 未按 時 ） 完 成 畢 業(yè) 論 文 。 其 畢 業(yè) 設 計 （ 論 文 ） 評 定 為 （ 優(yōu) 秀 、 良好 、 中 等 、 及 格 、 不 及 格 ） 。答辯領導小組組長簽名： 年 月 日論文等級 院（系）領導簽名： 年 月 日畢 業(yè) 設 計學生姓名： 學 號： 學 院： 專 業(yè)： 題 目： 貨車五擋變速器設計 指導教師： 評閱教師： 年 月畢 業(yè) 設 計 中 文 摘 要汽車變速器作為汽車傳動系統(tǒng)中不可或缺的一部分，在汽車的行駛過程中發(fā)揮重要的作用。其技術的發(fā)展,是衡量國家汽車技術水平的一項總要依據，可以說變速器是傳動系統(tǒng)的心臟。 本課題以貨車手動變速器為研究對象，根據發(fā)動機型號及轉速功率等主要數據對其結構方案分配，完成變速器的設計和各個主要部件的強度計算，最后根據計算數據確定總體結構，繪制二維設計圖紙。其中具體零件如齒輪的設計計算部分是本說明書的主要部分，主要包含了方案確定、結構分析、計算校核等三大部分。結構分析是對主要零件設計的前提也是基礎，這一過程包括了兩軸之間的中心矩、各檔齒輪參數、傳動比匹配以及輸入輸出軸的校核等等。方案確定主要包含的倒檔軸的選型及換擋機構同步器的結構方案。校核計算則是對整個設計過程中所計算的齒輪以及軸等主要零部件進行校核。關鍵詞 手動變速器 分析 計算 校核畢 業(yè) 設 計 外 文 摘 要Title Matching car drive mechanism and the transmission design AbstractAuto transmission as an integral part of automobile transmission system, play an important role in the process of the motion of the car.The development of transmission technology, is a common measure of national automobile technical level is always the basis,so to speak,the transmission is the heart of the drive system.This topic with manual transmission as the research object, according to the basic parameter of transmission structure scheme analysis, complete the transmission of power matching, mechanical design and strength calculation, and finally determine the overall structure, draw 2D design drawing.Design calculation part is the focus of this manual, mainly includes the structure analysis, scheme determination, calculate and check. Structural analysis is carried out on the main components design, including mechanical transmission center torque, the gear parameters, the design calculation of transmission ratio and input and output shaft. Scheme is to analyze the reverse gear shaft and shifting institutional selection. Check calculation is the design of the gear and shaft in front of the main parts for checking.Key Words Manual transmission Analysis Calculate Check本 科 畢 業(yè) 設 計目 錄第 1 章 緒 論 11.1 概述 .11.2 變速器的功用及要求 .11.3 變速器的發(fā)展現狀 .11.4 研究的目的、依據和意義 .2第 2 章 變速器傳動機構布置方案 .32.1 傳動機構布置方案分析 .32.2 零部件結構設計方案 .42.2.1 齒輪形式 .42.2.2 變速器軸承 .42.2.3 換擋機構 .4第 3 章 變速器主要參數的選擇 .53.1 檔位數 .53.2 變速器各檔傳動比的確定 .53.2.1 初選最大傳動比的范圍 .53.2.2 確定其他各檔傳動比 .63.3 中心距 A 的確定 .73.4 外形尺寸 .73.5 齒輪參數 .73.5.1 模數 .73.5.2 壓力角 .83.5.3 螺旋角 β .83.5.4 齒寬 b83.6 變位系數的選擇 .9第 4 章 齒輪的設計計算與校核 .94.1 齒輪的設計與計算 .9本 科 畢 業(yè) 設 計4.1.1 各擋齒輪齒數的分配 .94.1.2 齒輪材料的選擇原則 174.1.3 計算各軸的轉矩 184.2 輪齒的校核 194.2.1 輪齒的損壞原因及形式 194.2.2 輪齒彎曲強度計算 19第 5 章 軸的設計與計算及軸承的選擇與校核 265.1 軸的設計計算 265.1.1 軸的工藝要求 265.1.2 軸的結構 265.1.3 初選軸的直徑 275.1.4 軸的強度計算 275.2 軸承的選擇及校核 315.2.1 輸入軸的軸承選擇與校核 315.2.2 輸出軸軸承校核 32第 6 章 變速器同步器的設計 336.1 同步器的結構 336.2 同步器的工作原理 346.3 同步器主要參數的設計 346.3.1 摩擦系數 f.346.3.2 同步環(huán)尺寸的確定 356.3.3 鎖止角 36?6.3.4 同步器的同步時間 t.366.3.5 同步器的摩擦力矩 .36mM總 結 .38致 謝 .40參 考 文 獻 .41本 科 畢 業(yè) 設 計 第 1 頁 共 46 頁第 1章 緒 論1.1 概 述隨著汽車變速器的發(fā)展，其傳動方式從一開始的鏈條傳動已經發(fā)展到了現在的齒輪傳動手動變速器,而在如今的 21 世紀已經發(fā)展到了機械液力自動變速器和電控機械式自動變速器。然而從目前汽車上配置的變速器來看，主要有以下幾種變速器占主導地位：手動變速器（MT）、液力機械變速器（AT）、手/自一體變速器（AMT）和機械無級變速器（CVT） [1]。不過即使這樣，無論是哪種變速器，它都是汽車傳動系統(tǒng)中的心臟，是任何一輛汽車不可缺少的一部分，在汽車的行駛過程中發(fā)揮重要的作用。1.2 變 速 器 的 功 用 及 要 求 變速器把發(fā)動機的能量通過驅動橋傳遞給車輪，其主要功用是：（1）通過換擋改變傳動比從而改變轉矩，擴大驅動輪的有效工作范圍，以適應經常變化的路況，以便汽車能在最利的工況下工作，發(fā)揮出其最佳性能；（2）在發(fā)動機旋轉方向不變的情況下，使傳遞至主動輪的輸出軸實現反向旋轉，從而滿足汽車在實際情況，根據需要可以倒退行駛；（3）利用空擋能夠中斷發(fā)動機向變速器傳遞動力，便于變速器換擋以保證汽車能夠平穩(wěn)起步、正常行駛。此外為了讓汽車能夠滿足使用性能，在設計過程中對變速器還有以下要求：（1）在設計時，應根據汽車的載重、用途及發(fā)動機排量，合理的分配傳動比及變速器檔位數，以滿足汽車所需要的動力性和經濟性。并且在當今擁堵城市路況條件下，為保證使用性能應盡量擴大變速器傳動比范圍 [1]。（2）要合理選擇齒輪傳動方式及正當的變位系數，同時選用合適的材料，采用最佳的熱處理方法，以便在加工時增加齒輪的精度，提高傳動效率降低傳動噪聲，延長變速器工作壽命。（3）變速器還應該滿足外形尺寸小、制造成本低、使用維修方便、工作性能可靠等要求 [2]。本 科 畢 業(yè) 設 計 第 2 頁 共 46 頁1.3 變 速 器 的 發(fā) 展 現 狀一、手動變速器(MT)手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級” )。比如，一檔變速比是 3.85,二檔是 2.55,再到五檔的 0.75,這些數字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有 5 個值(即有 5 級)，所以說它是有級變速器。曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，筆者認為手動變速器不會過早的離開。首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的認識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現實的。雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍，但是大多數年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速器。另外，現在在我國的汽車駕駛學校中，教練車都是手動變速器的，除了經濟適用之外，關鍵是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調性。第三，隨著生活水平的不斷提高現在轎車已經進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經濟型轎車廠家，而且經濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等國內廠家的經濟型轎車都是手動變速的車，它們的各款車型基本上都是 5 檔手動變速。二、自動變速器（AT）自動變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據本 科 畢 業(yè) 設 計 第 3 頁 共 46 頁油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現地非常完美。而且，以北京市來說，現在的交通狀況不好，堵車是經常的事情，有時要不停地起步停步數次，司機如果使用手動檔，則會反復地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關鍵要解決的是路況問題，現在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。三、手動/自動變速器（AMT）其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠 911 車型上首先推出，稱為 Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“+”、“-”選擇檔位。在 D 檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。自動—手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體,而自動變速器也能適應女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是兼顧了雙方，體現了“夫妻檔”。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術含量，但這類的汽車并不會在價格上都高不可攀，比如廣州本田飛度 1.3L CVT 兩廂、南京菲亞特 2004 派力奧 1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那 Speedgear EL 這些“二合一”的車型價格均在 10 萬元左右，這個價格層面還比較低的。 所以，手動/自動車在普及上還是具有相當的優(yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應該以此為契機，根據市場要求精心打造此類變速器。因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。1.4 研 究 的 目 的 、 依 據 和 意 義隨著汽車向多元化、工業(yè)化的發(fā)展，變速器設計在汽車設計中占有十分重要的地本 科 畢 業(yè) 設 計 第 4 頁 共 46 頁位。其工作性能直接影響汽車的行駛狀況，由于輕型貨車對動力性及經濟性有很高要求，因此對于對其變速器的設計更為重要。本設計是基于搭載 YC4E140-20 發(fā)動機貨車的基本參數，利用所學的專業(yè)知識和現代化的設計方法對貨車五檔變速器進行設計，設計中所采用的基本參數如下表 1-1：名稱 參數 名稱 參數發(fā)動機 YC4E140-20 汽車總質量（kg） 4310主減速比 4.875 汽車滿載總質量（kg） 5000最高時速（km/h） 120 最大扭矩 380Nm/1200-1400輪胎規(guī)格 9.00-20 最大功率 99kw/3000道路最大阻力系數 0.27 重力加速度 g 9.8傳動效率 0.97 軸距 3800 前懸/后懸(mm) 1270/1915 離地間隙 280mm通過本課題的設計，可綜合運用汽車設計、機械制圖、機械設計、機械設計手冊、工程材料手冊、汽車工程手冊汽車構造、汽車電子技術等課程的知識，達到綜合訓練的效果 [5]。同時可以學會汽車變速器的基本設計方法和步驟，對今后從事汽車行業(yè)的工作有很大的幫助。表 1-1 變速器基本參數本 科 畢 業(yè) 設 計 第 5 頁 共 46 頁第 2章 變速器傳動機構布置方案2.1 傳 動 機 構 布 置 方 案 分 析機械式變速器優(yōu)點是傳動效率高、工作可靠和制造成本低。本設計各檔位只經過一對嚙合齒輪傳遞輸出，故其工作噪聲小且傳動效率高。而且本設計變速器其輸入軸與輸出軸的旋轉方向相反，因此在整車設計過程中在匹配車輪與發(fā)動機時應考慮旋轉方向問題。同時為保證輸出強度一般將輸出軸與主減速器的主動齒輪做成一體。發(fā)動機縱置時，主減速器齒輪采用弧齒錐齒輪，以改變傳遞方向；發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪 [6]。本設計采用弧齒錐齒輪，發(fā)動機縱置的布置方式。倒檔采用滑動直齒輪，其他檔位采用常嚙合斜齒輪傳動，最終確定的傳動方案如圖 2-1。2.2 零 部 件 結 構 設 計 方 案2.2.1 齒輪形式變速器中常采用的齒輪主要有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。盡管斜齒輪工藝設計比較復雜同時加工制造困難，且旋轉時會產生軸向力，會影響軸承的壽命，但是與直齒輪相比斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長、工作噪聲低、運轉平穩(wěn)、結構緊湊等許多優(yōu)點。此外如果選擇斜齒輪傳動需要合理選擇軸承的類型 [7]。綜合考慮本設計中變速器的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，只有采用直齒圓柱齒輪。2.2.2 變速器軸承在變速器軸與殼體、齒輪與軸等相對旋轉部位應安裝軸承。變速器中常用的軸承圖 2-1 變速器傳動路線圖本 科 畢 業(yè) 設 計 第 6 頁 共 46 頁有圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承、球軸承、滾針軸承等。至于何處采用何種軸承，要根據結構及承受的載荷來決定。如由于斜齒輪在旋轉過程中會產生徑向力和部分軸向力，故在變速器的輸出軸前端采用圓柱滾子軸承，在末端常采用深溝球軸承 [8]由于變速器軸后部的軸承需要安裝在變速器殼體上，因此在根據變速器的中心距確定軸承型號的同時也要保證殼體有足夠強度殼體壁上的兩軸承孔之間的距離不小于 。20m~62.2.3 換擋機構變速器換擋機構主要有嚙合套、滑動齒輪和同步器換擋三種形式 [9]。本設計中采用同步器換擋如圖 2-2。同步器能保證換擋迅速且無沖擊，而且駕駛員不再用兩腳離合器換擋，減輕了駕駛強度，從而減輕了駕駛員工作強度、提高了行駛安全性和燃油經濟性。因此雖然它制造加工困難、結構復雜，但在手動變速器上仍然得到了廣泛的應用。第 3章 變速器主要參數的選擇3.1 檔 位 數變速器的檔位數可以在 3~20 個檔位內變化。增加檔位數可以擴大傳動比范圍，是改善汽車動力性和燃油經濟性的一個重要方法，眾所周知隨著變速器檔位數增多常嚙合齒輪就增多，變速器結構就會十分復雜，并且相應的外形尺寸也會增加，不但如此，同時得操縱機構也給駕駛員增加了負擔，因此通常變速器的檔位在 6 個以內。近幾年312圖 2-2 兩軸五檔變速器1-輸入軸 2-輸出軸 3-同步器本 科 畢 業(yè) 設 計 第 7 頁 共 46 頁為了降低油耗/提高汽車動力與經濟性，許多車多采用五檔變速器。本課題設計的變速器也是五個檔位。3.2 變 速 器 各 檔 傳 動 比 的 確 定3.2.1 初選最大傳動比的范圍變速器中最大傳動比即為一檔傳動比，首先必須滿足最大爬坡度 Ftfi??。由于爬坡過程中車速不高，空氣阻力忽略不計，發(fā)動機產生的能量完全用于克服車輪與路面間的滾動阻力 [11]。故：式中：G—車重， =43100N；mg?—發(fā)動機的最大扭矩， ；maxeTmax=380NeT?—主減速器傳動比， =4.8750i 0i—傳動系效率， =97%；T?T?—車輪平均半徑， =0.5m；rr—滾動阻力系數，本設計取 ；f 0.2=f—爬坡度，取 =16.7°??帶入數值計算得 ≥10.19201ig其次要滿足附著條件：Φ 為地面附著系數，本設計取為 0.8；為汽車滿載靜止于水平面時，車輪對地面的載荷，本設計取 ；nF 60%G=nF計算可得 。14.60?ig10tqgTniFr???10ImImII10cossin()tqgTaxaxgtqTiGfr ri??????（3.1）（3.2）本 科 畢 業(yè) 設 計 第 8 頁 共 46 頁??hkmu/10inmi??hkirnug/05.937.01mmin?由式（3.1）、（3.2）計算可得 ；結合主減速比 ，14.6192.00?ig 4.=0i所以 得取值范圍是 ，本設計取 。1gi 63.29.1?gi 5.3?根據設計要求，該車配置的發(fā)動機要求的最低穩(wěn)定轉速為 ，min/8inr則最低穩(wěn)定車速為所以滿足設計要求。 3.2.2 確定其他各檔傳動比初選五擋傳動比 8.05?i在乘用車變速器中，各擋傳動比大致按等比數列形式分配 [12]： （3.3）qiigg?54321式中： —各擋傳動比的公比；由式 3-3 可知：q ， ，41qig?32ig2ig ./5其他各擋傳動比為： =3.455， = =1.944， = =1.286，1gi2gi/1q3giq/2由于在高速行駛中 4 和 5 擋為常用擋，因此其擋位間公比應該小一些本設計取 ，所以 ， 。.1?6/1 8.014i3.3 中 心 距 A 的確 定中心距在變速器設計中是非常重要的的一個基本參數，對變速器的外形尺寸和質量大小有十分重要的影響為保證軸承及殼體的強度因此，在滿足設計要求的前提下要盡量增大中心距。本設計根據發(fā)動機性能參數初選，A =71mm。03.4 外 形 尺 寸影響變速器的外形輪廓尺寸的有倒檔齒輪的布置情況、換擋機構的形式、檔位數、齒輪結構等 [14]。查閱資料可知汽車兩軸變速器殼體的軸向尺寸一般為 3.0~3.4A。本設計五檔變速器的軸向尺寸初步定為 3×72=216mm。本 科 畢 業(yè) 設 計 第 9 頁 共 46 頁3.5 齒 輪 參 數3.5.1 模數根據設計要求，確定中心距后應選擇較小的模數，這樣可以增加齒輪的齒數，從而保證傳動平穩(wěn)，傳動噪聲小。此外在設計時要滿足各擋齒輪選用的模數應該相同；同時未保證變速器結構緊湊，應使低速檔模數大，高速檔模數小。在變速器中大多數齒輪采用漸開線形式齒輪。具體的取值范圍如表 3-1 和 3-2 所示：表 3-1 汽車變速器齒輪法向模數乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質量 /tam車型1.0≤V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜ ≤14a＞14.0模數 /mmnm2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50~6.00表 3-2 汽車變速器常用齒輪模數一系列 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 ——根據發(fā)動機的排量及表 3.1、3.2 中的數據，本設計初步確定變速齒輪的模數范圍2.25~2.75mm。同步器的模數范圍 2.0~2.75mm。3.5.2 壓力角機械設計手冊中規(guī)定的標準壓力角為 20°，所以本設計中變速器齒輪采用的壓力角為 20°，同步器的結合齒壓力角為 30°[16]。3.5.3 螺旋角 β由于本設計中齒輪多數為斜齒輪，齒輪的螺旋角對輪齒的強度有很大影響。為了增加齒輪嚙合的重合度、降低噪聲、增強輪齒強度，使齒輪產生的軸向力相互抵消平衡，以減輕軸承的負荷，提高軸承使用壽命，螺旋角一般在 20°～25°之間為宜 [16]。本設計中取螺旋角為 20°3.5.4 齒寬 b齒寬 b 的大小會影響齒輪工作中的承載能力，在保證齒輪強度的前提下應該盡量本 科 畢 業(yè) 設 計 第 10 頁 共 46 頁縮小輪齒的寬度，以縮短變速器軸向尺寸從而減輕重量。齒輪的寬度由齒輪的模數來確定：直齒 ， 為齒寬系數，取為 4.5～8.0；mkbc?斜齒 ， 取為 6.0～8.5。nc如果換擋機構采用同步器換擋，其接合齒的寬度一般為 ，本設計中取接4m2合齒寬度為 2mm。3.6 變 位 系 數 的 選 擇在變速器齒輪的設計中，根據實際情況，對齒輪進行變?yōu)槭潜仨毜?，同時也是非常必要的。因此變位系數會影響齒輪使用的平穩(wěn)性、抗膠合能力和齒輪嚙合噪聲。在設計時，如果相嚙合的兩齒輪都為變位齒輪，那么總變位系數應取的大些來提高接觸強度。本設計中，由于一檔齒輪齒數為 Z =1117,所以其變位系數 。根據機械1 17Z???設計手冊設計中取齒頂高系數為 1.00[18]。第 4章 齒輪的設計計算與校核4.1 齒 輪 的 設 計 與 計 算4.1.1 各擋齒輪齒數的分配本設計中一擋齒輪為斜齒輪傳動，擬定模數為 2.75，壓力角 ，初選螺旋??20n?角 β=20°一擋傳動比為 =3.455 （4.1） 12gZi?為了求 ， 的齒數，先求其齒數和 ， 1Z2 h斜齒 =49.2 取整為 49 （4.2） nhmA?cos?取 =11 =381Z2下面對中心距 進行修正：本 科 畢 業(yè) 設 計 第 11 頁 共 46 頁由于計算出來的齒數和 不是整數，為使設計方便需要對齒數和取整，而取整后hZ會使中心距發(fā)生變化，所以需根據取整的齒數和 和齒輪變位系數重新計算中心距 ，hZA再以修正后的中心距 為基礎，分配其他各擋齒輪的齒數 [18]。A==71.68mm （4.3）?cos2hnm?取整后得中心距 A=72mm修正螺旋角度 β(4.4)9358.02)(cos1' ???AZn??64分度圓直徑 =32.325mm'1ncs/mzd=111.668mm'2o??未變位中心距 mm??965.71?A由于中心距已改變，為滿足中心距需要對一擋齒輪副進行變位：端面嚙合角 ： tan =tan /cos （4.5）t?tn??=t???17.2嚙合角 ： cos = =0.935 （4.6）,t ,ttoAcs=21.27°,t??變位系數之和 =0 （4.7）??nt,t21na??iviZ????當量齒數： =13.25, ?cos31/Zv 78.45/cos32??v查機械設計手冊取 18.0,.2??計算一擋齒輪副的參數：齒頂高 =3.254mm??n1an1yhm????=2.264mm22??式中： =0.0035 n1n/Ay）（本 科 畢 業(yè) 設 計 第 12 頁 共 46 頁= -0.0035nny?????0.1ha?齒根高 =2.943mm??n1nmcf??=3.933mm2a2f ???式中： 5.0c?齒頂圓直徑 =38.833mm1a1ahd?=116.196mm22?齒根圓直徑 =26.439mm11ff?=103.302mm22ffhd齒全高 h= =6.1971fa?二擋齒輪為斜齒輪，選定模數為 2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =22°??0n??二擋傳動比為 =1.944342Zig齒數和 ： =53.4 取整為 53hZn43cosmA???取 =18， =353Z4修正螺旋角 β ??9201.cos43AZn????5.2計算二擋齒輪變位系數：理論中心距 =72.003mm???cos2431Zmn?端面壓力角 tan =tan /cost?n=21.58°t端面嚙合角 totAcscs,??76.21,t?本 科 畢 業(yè) 設 計 第 13 頁 共 46 頁當量齒數 =23.110?33vcos/z?=44.9354變位系數之和 = 0.08???nt,t3na2??iviZ???查機械設計手冊取 =-0.021.03?4二擋齒輪的參數：分度圓直徑 =48.90mm?cos3nmZd=95.10mm4n?齒頂高 =2.5575mm??n3an3yh?????=2.2575mm44m式中： = 0.003n1n/Ay）（?=0.077????0.h?an齒根高 =2.875mm??n3n3mcf???=3.175mm4a4f ??式中： 25.0c?n齒頂圓直徑 =54.015mm3a3ahd??=99.615mm44齒根圓直徑 =43.15mm332ff?=88.75mm44ffhd?齒全高 h= =5.4325fa?三擋齒輪為斜齒輪，模數為 2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =23°?20n??三擋傳動比為 =1.286 563Zi?本 科 畢 業(yè) 設 計 第 14 頁 共 46 頁齒數和 ： = =64.3, 取整為 64hZ65Zh??nmA?cos2取 =28， =36 5Z6計算三擋齒輪變位系數：理論中心距 =72.42mm???cos2651ZAn??端面壓力角 tan =tan /cost?n=21.38°t端面嚙合角 totAcscs,??89.21,t?變位系數之和 ???nt,t65na?iviz???=0.1當量齒數 =35.90?35vcos/Z?=46.166查機械設計手冊取 =0.08 = 0.025?6?三擋齒輪 5、6 參數：分度圓直徑 =76.05mm?cos5nmZd?=97.77mm6n齒頂高 =2.87mm??n5an5yh??????=2.72mm66m式中： = 0.168n1n/Ay）（=-0.068?????0.h?an齒根高 =2.925mm??n5n5mcf??本 科 畢 業(yè) 設 計 第 15 頁 共 46 頁=3.075mm??n6na6hmcf ?????式中： 25.0cn齒頂圓直徑 =81.79mmaad=103.21mm66h??齒根圓直徑 =70.20mm552ff?=91.62mm66ffd齒全高 h= =5.795fah?四擋齒輪為斜齒輪，模數 =2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =24°nm0n2???四擋傳動比為 =0.969784Zig齒數和 63.05 取整為 63 ???nhmAcos287取 =32 =31 7Z8修正螺旋角度 β =0.9294??AZn2cos87????64.1計算四擋齒輪變位系數：理論中心距 =72.24mm???cos2871Zmn?端面壓力角 tan =tan /cost?n=21.38°t端面嚙合角 ttAcoss1,??89.2,t?變位系數之和 ???nt,t7na??iviZ???= 0.1本 科 畢 業(yè) 設 計 第 16 頁 共 46 頁當量齒數 =39.860?37vcos/Z?=38.6158查機械設計手冊取 = 0.06 = 0.043?4?四擋齒輪 7、8 參數：分度圓直徑 =86.08mm?cos7nmZd?=83.39mm8n齒頂高 =2.64mm??n7an7yh??????=2.59mm88m式中： =0.096n1n/Ay）（=0.004?????0.h?an齒根高 =2.975mm??n7n7mcf??=3.025mm8a8f ???式中： 25.0?nc齒頂圓直徑 =91.26mm7a7ahd?=88.67mm88?齒根圓直徑 =80.03mm772ff?=77.44mm88ffhd全齒高 =5.6157fa??五擋齒輪為斜齒輪，模數 =2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =25°nm0n2??五檔齒輪傳動比為 =0.80 915Zig齒數和 = 取整為 63hZ5.62cos109 ??nmA本 科 畢 業(yè) 設 計 第 17 頁 共 46 頁取 =35 =28 9Z10計算五擋齒輪變位系數：理論中心距 =72.09mm???cos29101ZmAn??端面壓力角 tan =tan /cost?n=21.72°t端面嚙合角 ttAcoss1,??5.2,t?變位系數之和 ???nt,t109na??iviZ???=-0.04當量齒數 =47.043?39vcos/?=37.63410Z查機械設計手冊取 = -0.03 = -0.01?2五擋齒輪 9、10 參數：分度圓直徑 =96.58mm?cos9nmZd?=77.26mm10n齒頂高 =2.435mm??n9an9yh??????=2.485mm1010ma式中： =-0.036 nn/Ay）（=-0.004?????0.1?anh齒根高 =3.2mm??n99mcf?=3.15mm10na10f ????本 科 畢 業(yè) 設 計 第 18 頁 共 46 頁齒頂圓直徑 =101.45mm9a92ahd??=82.23mm1010齒根圓直徑 =90.18mm99ff?=70.96mm10102ffhd?全齒高 =5.6359fa?確定倒擋齒輪齒數倒擋齒輪選用的模數與一擋相同， 壓力角75.2?m02??初選 =23 后，根據公式計算出輸入軸與倒擋軸之間的距離 ：12Z ，A=48.125mm??12ZA，?為避免齒輪旋轉時不相互干涉，兩齒輪齒頂圓之間應保持有一定的間隙 d，一般取d=0.5mm，則倒檔齒輪 13 的齒頂圓直徑 應為13eD5.0)2(1???adA13??a2*h ?mZd38.36 13為了保證齒輪 11 和 13 的齒頂圓之間一定的裝配間隙，取 =3813Z計算倒擋軸和輸出軸的中心距 A?=83.875??213,Zm??計算倒擋傳動比 123Zi?倒=3.1764.1.2 齒輪材料的選擇原則變速器中的齒輪，為了改變傳動比，因此兩齒輪齒數不相等，故其嚙合頻率也不本 科 畢 業(yè) 設 計 第 19 頁 共 46 頁等，通由于小齒輪轉速高，因此小齒輪的硬度略高于大齒輪，以保證兩齒輪的使用壽命接近。同時汽車變速器齒輪一般采用 35SiMn、40Cr、40CrNi 等鋼材作原材料，然后經過滲碳、淬火、回火處理，以提高表面硬度，增強齒輪耐磨性 [19]。本設計變速箱齒輪采用低碳鋼，擬定的工藝路線如下：4.1.3 計算各軸的轉矩本設計中發(fā)動機的最大扭矩 ，齒輪的傳動效率 ，離合器max380eTN??9%?齒?的傳動效率 ，軸承的傳動效率 。98%?離?96%承?輸入軸 = =380×96%×99%=361.15N·m 1齒承axe輸出軸一擋 =1247.78N·m1giT齒承?輸出軸二擋 =702.08N·m212齒承 ?輸出軸三擋 =464.44N·m33gi齒承輸出軸四擋 =361.15N·m414T齒承?輸出軸五擋 =288.92N·m55gi齒承 ?倒擋 =568.340N·m1212Z）（ 齒承倒 ?=531.310N·m12312-13-2T）（ 齒承倒倒 ?4.2 輪 齒 的 校 核4.2.1 輪齒的損壞原因及形式在啊變速器使用過程中，輪齒的損壞會導致齒輪傳動的失效，這是非常嚴重的，而輪齒的失效主要包括輪齒折斷和工作齒面磨損、點蝕、膠合及塑性變形等 [20]。同時由于換擋過程中，兩個齒輪進入嚙合時會產生沖擊載荷，也會加劇齒輪的斷裂。這就鍛造毛坯 正火處理 粗切 調質處理精切滲碳淬火低溫回火磨齒本 科 畢 業(yè) 設 計 第 20 頁 共 46 頁需要提高齒輪的質量，同時設計同步器來降低齒輪磨損。本設計的齒輪主要用剃齒方式對齒輪進行精加工，熱處理工藝采用常用的滲碳淬火 [20]。4.2.2 輪齒彎曲強度計算1、倒檔直齒 輪彎曲應力 w?yzKmTcfgw32????式中： —彎曲應力（MP a）；—理論載荷（N .mm）；gT—應力集中系數，本?K設計取 ；1.65=—摩擦力系數，主動f齒輪取 ，從動齒輪取.f； 0.9=fK—齒寬（ mm）； b—模數；m—齒寬系數；倒檔取 7.5c—齒形系數，如圖 4-1。 y根據變速器設計手冊可知，當理論載荷 為變速器輸入軸上的最大轉矩 時，gTmaxeT倒擋軸齒輪的許用彎曲應力在 400～850MP a之間 [20]，倒擋齒輪的彎曲應力 ， ， ：1w?123w=12， =23， =38， =0.132， =0.134， =0.138， =273.041N.1Z123Zy12y13y12?倒Tm， =174.87N.m, =428.736N·mT12?倒T13yKZmcfw????=818.195MPa400～850MPa圖 4-1 齒形系數圖本 科 畢 業(yè) 設 計 第 21 頁 共 46 頁123-12yKZmTcfw???倒?=537.233MPa400～850MPa133121ycfw??倒=495.786MPa400～850MPa2、斜齒輪彎曲應力 w?????KyzmTcng3os2?式中： —理論載荷，N·mm；gT—法向模數，mm；nm—齒數；z—斜齒輪螺旋角，°；?—應力集中系數，本設計取 ；?K1.50=?K—齒形系數，可按當量齒數 在圖 4-1 中查得；y ?3coszn?—齒寬系數，取 7.5c—重合度影響系數， =2.0。? ?查機械設計手冊可知，汽車變速器常嚙合齒輪的許用應力一般在 180～350MP a范圍內。（1）計算一擋齒輪的彎曲應力 、1w?2=11， =38， =0.135， =0.143， =1247.78N.m， =361.15N.m，Z21y2y1T1T????KmZTcnw13os?=336.942MPa180～350MP a???ycnw2312os=243.789MPa180～350MP a本 科 畢 業(yè) 設 計 第 22 頁 共 46 頁（2）計算二擋齒輪的彎曲應力 、3w?4=18， =35， =0.146， =0.148， =702.08N.m， =361.15N.m，3Z43y4y12T1T????KmZTcnw31os2?=247.784MPa180～350MP a???ycnw43124os=221.028MPa180～350MP a（3）計算三擋齒輪的彎曲應力 、5w6=28， =36， =0.144， =0.145， =464.44N.m， =361.15N.m5Z65y6y13T1T?????KmZTcnw531os2?=164.820MPa180～350MP a??ycnw6316os2=188.83MPa180～350MP a（4）計算四擋齒輪的彎曲應力 、7w8=32， =31， =0.145， =0.146， =361.15N.m， =361.15N.m7Z87y8y14T1T?????KmZTcnw731os2?=142.085MPa180～350MP a??ycnw83148os2=159.75MPa180～350MP a（5）計算五擋齒輪的彎曲應力 、9w10=35， =28， =0.148， =0.142， =288.92N.m， =361.15N.m9Z109y10yT15T?????KmZTcnw93os2?本 科 畢 業(yè) 設 計 第 23 頁 共 46 頁=125.075MPa180～350MP a?????KymZTcnw103510os2?=121.603MPa180～350MP a4.2.3 輪齒接觸應力 σ j?????????bzgjdbET????1cos418.0式中： -理論載荷 N.mm；gT-輪齒的接觸應力 MPaj?-節(jié)圓的直徑 mm；d?-壓力角；?-螺旋角；?-齒輪材料的彈性模量 MPa；E-齒輪嚙合寬度 mm；b、 -主、從動齒輪的曲率半徑，mm，直齒輪 、z? ??sinzr?，斜齒輪 、 ；?sinbr?????2cosinzr?????2cosinbr?、 -主、從動齒輪的節(jié)圓半徑(mm)。zbr當作用在變速器輸入軸上的理論載荷 = 時，變速器齒輪的許用接觸應力gT/maxe如表 4-1 所示：j?表 4-1 變速器齒輪的許用接觸應力 MPaj?齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋 1900～2000 950～1000常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700彈性模量 =20.6×104 N·mm-2，齒寬EnccmKb?（1）計算一擋齒輪 1，2 的接觸應力本 科 畢 業(yè) 設 計 第 24 頁 共 46 頁=1247.78N.m， =361.15N.m， ， ，1T1T1?Z382??9.20?=41.2mm，）（ 21/2Ad???=114.79 mm）（=8.56mm??89.0cos/in221??z=23.86mm??./i2db ????????? 1211cos48.0zbj ET????=1642.835MPa1900～2000MP a ??????????12212cos48.0zbjdbT?=1601.568MPa1900～2000MP a（2）計算二擋齒輪 3，4 的接觸應力=702.08N.m， =361.15N.m， ， ，12T1T183?Z354??01.24?=54.736mm，）（ 433/2AZd???=101.263mm）（44=12.137mm??01.2cos/in23??b=22.455mm??.4/i4dz ????????? 43313 10.2cos8.0bzjbET???=1354.423MPa1300～1400MP a ??????????344124 1cos8.0zbjdbT?=1320.407MPa1300～1400MP a（3）計算三擋齒輪 5，6 的接觸應力本 科 畢 業(yè) 設 計 第 25 頁 共 46 頁=464.44N.m， =361.15N.m， ，，13T1T285?Z36??64.21?=61.862mm，）（ 655/2Ad???=94.137mm）（66=13.05mm??4.21cos/in2??b=19.859mm??6./i5dz ????????? 56515 1.42cos418.0zbjbET???=1261.79MPa1300～1400MP a??????????566136 1.42cos48.0zbjdbT?=1230.10MPa1300～1400MP a（4）計算四擋齒輪 7，8 的接觸應力=361.15N.m， =361.15N.m， ， ，14T1T327?Z18??64.2?=72.62mm，）（ 877/2AZd???=83.379mm）（88=15.32mm??64.21cos/in27??z=17.59mm??./i8db ????????? 78717 164.2cos41.0zbj ET???=1142.103MPa1300～1400MP a ??????????788148 16.2cos4.0zbjdbT?=1113.421MPa1300～1400MP a（5）五擋齒輪 1，2 的接觸應力