畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 學(xué) 院： 專 業(yè)： 題 目： 貨車五擋變速器設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師： 評(píng)閱教師： 年 月畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 中 文 摘 要汽車變速器作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中不可或缺的一部分，在汽車的行駛過(guò)程中發(fā)揮重要的作用。其技術(shù)的發(fā)展,是衡量國(guó)家汽車技術(shù)水平的一項(xiàng)總要依據(jù)，可以說(shuō)變速器是傳動(dòng)系統(tǒng)的心臟。 本課題以貨車手動(dòng)變速器為研究對(duì)象，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)及轉(zhuǎn)速功率等主要數(shù)據(jù)對(duì)其結(jié)構(gòu)方案分配，完成變速器的設(shè)計(jì)和各個(gè)主要部件的強(qiáng)度計(jì)算，最后根據(jù)計(jì)算數(shù)據(jù)確定總體結(jié)構(gòu)，繪制二維設(shè)計(jì)圖紙。其中具體零件如齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算部分是本說(shuō)明書的主要部分，主要包含了方案確定、結(jié)構(gòu)分析、計(jì)算校核等三大部分。結(jié)構(gòu)分析是對(duì)主要零件設(shè)計(jì)的前提也是基礎(chǔ)，這一過(guò)程包括了兩軸之間的中心矩、各檔齒輪參數(shù)、傳動(dòng)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(jī)構(gòu)同步器的結(jié)構(gòu)方案。校核計(jì)算則是對(duì)整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程中所計(jì)算的齒輪以及軸等主要零部件進(jìn)行校核。關(guān)鍵詞 手動(dòng)變速器 分析 計(jì)算 校核畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 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(shè) 計(jì)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(xiàn)狀 .11.4 研究的目的、依據(jù)和意義 .2第 2 章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 .32.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 .32.2 零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案 .42.2.1 齒輪形式 .42.2.2 變速器軸承 .42.2.3 換擋機(jī)構(gòu) .4第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇 .53.1 檔位數(shù) .53.2 變速器各檔傳動(dòng)比的確定 .53.2.1 初選最大傳動(dòng)比的范圍 .53.2.2 確定其他各檔傳動(dòng)比 .63.3 中心距 A 的確定 .73.4 外形尺寸 .73.5 齒輪參數(shù) .73.5.1 模數(shù) .73.5.2 壓力角 .83.5.3 螺旋角 β .83.5.4 齒寬 b83.6 變位系數(shù)的選擇 .9第 4 章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 .94.1 齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 .9本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)4.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 .94.1.2 齒輪材料的選擇原則 174.1.3 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)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(qiáng)度計(jì)算 19第 5 章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核 265.1 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 265.1.1 軸的工藝要求 265.1.2 軸的結(jié)構(gòu) 265.1.3 初選軸的直徑 275.1.4 軸的強(qiáng)度計(jì)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(shè)計(jì) 336.1 同步器的結(jié)構(gòu) 336.2 同步器的工作原理 346.3 同步器主要參數(shù)的設(shè)計(jì) 346.3.1 摩擦系數(shù) 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(shí)間 t.366.3.5 同步器的摩擦力矩 .36mM總 結(jié) .38致 謝 .40參 考 文 獻(xiàn) .41本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 1 頁(yè) 共 46 頁(yè)第 1章 緒 論1.1 概 述隨著汽車變速器的發(fā)展，其傳動(dòng)方式從一開始的鏈條傳動(dòng)已經(jīng)發(fā)展到了現(xiàn)在的齒輪傳動(dòng)手動(dòng)變速器,而在如今的 21 世紀(jì)已經(jīng)發(fā)展到了機(jī)械液力自動(dòng)變速器和電控機(jī)械式自動(dòng)變速器。然而從目前汽車上配置的變速器來(lái)看，主要有以下幾種變速器占主導(dǎo)地位：手動(dòng)變速器（MT）、液力機(jī)械變速器（AT）、手/自一體變速器（AMT）和機(jī)械無(wú)級(jí)變速器（CVT） [1]。不過(guò)即使這樣，無(wú)論是哪種變速器，它都是汽車傳動(dòng)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(guò)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(dòng)機(jī)的能量通過(guò)驅(qū)動(dòng)橋傳遞給車輪，其主要功用是：（1）通過(guò)換擋改變傳動(dòng)比從而改變轉(zhuǎn)矩，擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪的有效工作范圍，以適應(yīng)經(jīng)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(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的情況下，使傳遞至主動(dòng)輪的輸出軸實(shí)現(xiàn)反向旋轉(zhuǎn)，從而滿足汽車在實(shí)際情況，根據(jù)需要可以倒退行駛；（3）利用空擋能夠中斷發(fā)動(dòng)機(jī)向變速器傳遞動(dòng)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(shè)計(jì)過(guò)程中對(duì)變速器還有以下要求：（1）在設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車的載重、用途及發(fā)動(dòng)機(jī)排量，合理的分配傳動(dòng)比及變速器檔位數(shù)，以滿足汽車所需要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。并且在當(dāng)今擁堵城市路況條件下，為保證使用性能應(yīng)盡量擴(kuò)大變速器傳動(dòng)比范圍 [1]。（2）要合理選擇齒輪傳動(dòng)方式及正當(dāng)?shù)淖兾幌禂?shù)，同時(shí)選用合適的材料，采用最佳的熱處理方法，以便在加工時(shí)增加齒輪的精度，提高傳動(dòng)效率降低傳動(dòng)噪聲，延長(zhǎng)變速器工作壽命。（3）變速器還應(yīng)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(shè) 計(jì) 第 2 頁(yè) 共 46 頁(yè)1.3 變 速 器 的 發(fā) 展 現(xiàn) 狀一、手動(dòng)變速器(MT)手動(dòng)變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個(gè)定值(也就是所謂的“級(jí)” )。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(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動(dòng)比，總共只有 5 個(gè)值(即有 5 級(jí))，所以說(shuō)它是有級(jí)變速器。曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點(diǎn)，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動(dòng)變速器會(huì)在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來(lái)說(shuō)，這話確實(shí)有道理。但是從目前市場(chǎng)的需求和適用角度來(lái)看，筆者認(rèn)為手動(dòng)變速器不會(huì)過(guò)早的離開。首先，從商用車的特性上來(lái)說(shuō)，手動(dòng)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(lái)運(yùn)輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對(duì)如此高的“壓力”，除了發(fā)動(dòng)機(jī)需要強(qiáng)勁的動(dòng)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(shí)候有足夠的牽引力量將車帶動(dòng)。特別是面對(duì)爬坡路段，它的特點(diǎn)顯露的非常明顯。而對(duì)于其他新型的變速器，雖然具有操作簡(jiǎn)便等特性，但這些特點(diǎn)尚不具備。其次，對(duì)于老司機(jī)和大部分男士司機(jī)來(lái)說(shuō)，他們的最愛還是手動(dòng)變速器。從我國(guó)的具體情況來(lái)看，手動(dòng)變速器幾乎貫穿了整個(gè)中國(guó)的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機(jī)都是“手動(dòng)”駕車的，他們對(duì)手動(dòng)變速器的認(rèn)識(shí)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(xiàn)實(shí)的。雖然自動(dòng)變速器以及無(wú)級(jí)變速器已非常的普遍，但是大多數(shù)年輕的司機(jī)還是崇尚手動(dòng)，尤其是喜歡超車時(shí)手動(dòng)變速帶來(lái)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(dòng)變速器。另外，現(xiàn)在在我國(guó)的汽車駕駛學(xué)校中，教練車都是手動(dòng)變速器的，除了經(jīng)濟(jì)適用之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實(shí)的基本功以及鍛煉?cǎi){駛協(xié)調(diào)性。第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了家庭，對(duì)于普通工薪階級(jí)的老百姓來(lái)說(shuō)，經(jīng)濟(jì)型轎車最為合適，手動(dòng)變速器以其自身的性價(jià)比配套于經(jīng)濟(jì)型轎車廠家，而且經(jīng)濟(jì)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(guó)內(nèi)廠家的經(jīng)濟(jì)型轎車都是手動(dòng)變速的車，它們的各款車型基本上都是 5 檔手動(dòng)變速。二、自動(dòng)變速器（AT）自動(dòng)變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 3 頁(yè) 共 46 頁(yè)油門踏板程度和車速變化，自動(dòng)地進(jìn)行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說(shuō)自動(dòng)變速汽車沒有離合器，但自動(dòng)變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動(dòng)分離或合閉，從而達(dá)到自動(dòng)變速的目的。在中檔車的市場(chǎng)上，自動(dòng)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(shí)候?yàn)榱撕?jiǎn)便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時(shí)快樂的感覺。在高速公路上，這是個(gè)體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來(lái)說(shuō)，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情，有時(shí)要不停地起步停步數(shù)次，司機(jī)如果使用手動(dòng)檔，則會(huì)反復(fù)地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對(duì)于新手來(lái)說(shuō)更是苦不堪言。使用自動(dòng)檔，就不會(huì)這樣麻煩了。在市場(chǎng)上，此類汽車銷售狀況還是不錯(cuò)的，尤其是對(duì)于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時(shí)力求便捷。而我國(guó)要普及這種車型，關(guān)鍵要解決的是路況問(wèn)題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動(dòng)檔汽車的優(yōu)勢(shì)。三、手動(dòng)/自動(dòng)變速器（AMT）其實(shí)通過(guò)對(duì)一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器，而且在某些時(shí)候也需要自動(dòng)的感覺。這樣手動(dòng)/自動(dòng)變速器便由此誕生。這種變速器在德國(guó)保時(shí)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(dòng)檔束縛，讓駕駛者也能享受手動(dòng)換檔的樂趣。此型車在其檔位上設(shè)有“+”、“-”選擇檔位。在 D 檔時(shí)，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動(dòng)檔一樣。自動(dòng)—手動(dòng)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(dòng)檔，而在交通擁擠時(shí)使用自動(dòng)檔，這樣的變速方式對(duì)于我國(guó)的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動(dòng)變速器有著很大的使用群體,而自動(dòng)變速器也能適應(yīng)女士群體以及解決交通堵塞帶來(lái)的麻煩，這樣對(duì)于一些夫妻雙方均會(huì)駕車的家庭來(lái)說(shuō)，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔”。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術(shù)含量，但這類的汽車并不會(huì)在價(jià)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(jià)格均在 10 萬(wàn)元左右，這個(gè)價(jià)格層面還比較低的。 所以，手動(dòng)/自動(dòng)車在普及上還是具有相當(dāng)?shù)膬?yōu)勢(shì)。而汽車廠商和配套的變速器廠家應(yīng)該以此為契機(jī)，根據(jù)市場(chǎng)要求精心打造此類變速器。因?yàn)檫@類變速器是有比較廣闊的市場(chǎng)的。1.4 研 究 的 目 的 、 依 據(jù) 和 意 義隨著汽車向多元化、工業(yè)化的發(fā)展，變速器設(shè)計(jì)在汽車設(shè)計(jì)中占有十分重要的地本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 4 頁(yè) 共 46 頁(yè)位。其工作性能直接影響汽車的行駛狀況，由于輕型貨車對(duì)動(dòng)力性及經(jīng)濟(jì)性有很高要求，因此對(duì)于對(duì)其變速器的設(shè)計(jì)更為重要。本設(shè)計(jì)是基于搭載 YC4E140-20 發(fā)動(dòng)機(jī)貨車的基本參數(shù)，利用所學(xué)的專業(yè)知識(shí)和現(xiàn)代化的設(shè)計(jì)方法對(duì)貨車五檔變速器進(jìn)行設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)中所采用的基本參數(shù)如下表 1-1：名稱 參數(shù) 名稱 參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī) YC4E140-20 汽車總質(zhì)量（kg） 4310主減速比 4.875 汽車滿載總質(zhì)量（kg） 5000最高時(shí)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(shù) 0.27 重力加速度 g 9.8傳動(dòng)效率 0.97 軸距 3800 前懸/后懸(mm) 1270/1915 離地間隙 280mm通過(guò)本課題的設(shè)計(jì)，可綜合運(yùn)用汽車設(shè)計(jì)、機(jī)械制圖、機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)、工程材料手冊(cè)、汽車工程手冊(cè)汽車構(gòu)造、汽車電子技術(shù)等課程的知識(shí)，達(dá)到綜合訓(xùn)練的效果 [5]。同時(shí)可以學(xué)會(huì)汽車變速器的基本設(shè)計(jì)方法和步驟，對(duì)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(shù)本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 5 頁(yè) 共 46 頁(yè)第 2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案2.1 傳 動(dòng) 機(jī) 構(gòu) 布 置 方 案 分 析機(jī)械式變速器優(yōu)點(diǎn)是傳動(dòng)效率高、工作可靠和制造成本低。本設(shè)計(jì)各檔位只經(jīng)過(guò)一對(duì)嚙合齒輪傳遞輸出，故其工作噪聲小且傳動(dòng)效率高。而且本設(shè)計(jì)變速器其輸入軸與輸出軸的旋轉(zhuǎn)方向相反，因此在整車設(shè)計(jì)過(guò)程中在匹配車輪與發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí)應(yīng)考慮旋轉(zhuǎn)方向問(wèn)題。同時(shí)為保證輸出強(qiáng)度一般將輸出軸與主減速器的主動(dòng)齒輪做成一體。發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器齒輪采用弧齒錐齒輪，以改變傳遞方向；發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則采用斜齒圓柱齒輪 [6]。本設(shè)計(jì)采用弧齒錐齒輪，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的布置方式。倒檔采用滑動(dòng)直齒輪，其他檔位采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)，最終確定的傳動(dòng)方案如圖 2-1。2.2 零 部 件 結(jié) 構(gòu) 設(shè) 計(jì) 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(shè)計(jì)比較復(fù)雜同時(shí)加工制造困難，且旋轉(zhuǎn)時(shí)會(huì)產(chǎn)生軸向力，會(huì)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(zhǎng)、工作噪聲低、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)緊湊等許多優(yōu)點(diǎn)。此外如果選擇斜齒輪傳動(dòng)需要合理選擇軸承的類型 [7]。綜合考慮本設(shè)計(jì)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(duì)旋轉(zhuǎn)部位應(yīng)安裝軸承。變速器中常用的軸承圖 2-1 變速器傳動(dòng)路線圖本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 6 頁(yè) 共 46 頁(yè)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(jù)結(jié)構(gòu)及承受的載荷來(lái)決定。如由于斜齒輪在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中會(huì)產(chǎn)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(jù)變速器的中心距確定軸承型號(hào)的同時(shí)也要保證殼體有足夠強(qiáng)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(jī)構(gòu)變速器換擋機(jī)構(gòu)主要有嚙合套、滑動(dòng)齒輪和同步器換擋三種形式 [9]。本設(shè)計(jì)中采用同步器換擋如圖 2-2。同步器能保證換擋迅速且無(wú)沖擊，而且駕駛員不再用兩腳離合器換擋，減輕了駕駛強(qiáng)度，從而減輕了駕駛員工作強(qiáng)度、提高了行駛安全性和燃油經(jīng)濟(jì)性。因此雖然它制造加工困難、結(jié)構(gòu)復(fù)雜，但在手動(dòng)變速器上仍然得到了廣泛的應(yīng)用。第 3章 變速器主要參數(shù)的選擇3.1 檔 位 數(shù)變速器的檔位數(shù)可以在 3~20 個(gè)檔位內(nèi)變化。增加檔位數(shù)可以擴(kuò)大傳動(dòng)比范圍，是改善汽車動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性的一個(gè)重要方法，眾所周知隨著變速器檔位數(shù)增多常嚙合齒輪就增多，變速器結(jié)構(gòu)就會(huì)十分復(fù)雜，并且相應(yīng)的外形尺寸也會(huì)增加，不但如此，同時(shí)得操縱機(jī)構(gòu)也給駕駛員增加了負(fù)擔(dān)，因此通常變速器的檔位在 6 個(gè)以內(nèi)。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(shè) 計(jì) 第 7 頁(yè) 共 46 頁(yè)為了降低油耗/提高汽車動(dòng)力與經(jīng)濟(jì)性，許多車多采用五檔變速器。本課題設(shè)計(jì)的變速器也是五個(gè)檔位。3.2 變 速 器 各 檔 傳 動(dòng) 比 的 確 定3.2.1 初選最大傳動(dòng)比的范圍變速器中最大傳動(dòng)比即為一檔傳動(dòng)比，首先必須滿足最大爬坡度 Ftfi??。由于爬坡過(guò)程中車速不高，空氣阻力忽略不計(jì)，發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的能量完全用于克服車輪與路面間的滾動(dòng)阻力 [11]。故：式中：G—車重， =43100N；mg?—發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩， ；maxeTmax=380NeT?—主減速器傳動(dòng)比， =4.8750i 0i—傳動(dòng)系效率， =97%；T?T?—車輪平均半徑， =0.5m；rr—滾動(dòng)阻力系數(shù)，本設(shè)計(jì)取 ；f 0.2=f—爬坡度，取 =16.7°??帶入數(shù)值計(jì)算得 ≥10.19201ig其次要滿足附著條件：Φ 為地面附著系數(shù)，本設(shè)計(jì)取為 0.8；為汽車滿載靜止于水平面時(shí)，車輪對(duì)地面的載荷，本設(shè)計(jì)取 ；nF 60%G=nF計(jì)算可得 。14.60?ig10tqgTniFr???10ImImII10cossin()tqgTaxaxgtqTiGfr ri??????（3.1）（3.2）本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 8 頁(yè) 共 46 頁(yè)??hkmu/10inmi??hkirnug/05.937.01mmin?由式（3.1）、（3.2）計(jì)算可得 ；結(jié)合主減速比 ，14.6192.00?ig 4.=0i所以 得取值范圍是 ，本設(shè)計(jì)取 。1gi 63.29.1?gi 5.3?根據(jù)設(shè)計(jì)要求，該車配置的發(fā)動(dòng)機(jī)要求的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速為 ，min/8inr則最低穩(wěn)定車速為所以滿足設(shè)計(jì)要求。 3.2.2 確定其他各檔傳動(dòng)比初選五擋傳動(dòng)比 8.05?i在乘用車變速器中，各擋傳動(dòng)比大致按等比數(shù)列形式分配 [12]： （3.3）qiigg?54321式中： —各擋傳動(dòng)比的公比；由式 3-3 可知：q ， ，41qig?32ig2ig ./5其他各擋傳動(dòng)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(yīng)該小一些本設(shè)計(jì)取 ，所以 ， 。.1?6/1 8.014i3.3 中 心 距 A 的確 定中心距在變速器設(shè)計(jì)中是非常重要的的一個(gè)基本參數(shù)，對(duì)變速器的外形尺寸和質(zhì)量大小有十分重要的影響為保證軸承及殼體的強(qiáng)度因此，在滿足設(shè)計(jì)要求的前提下要盡量增大中心距。本設(shè)計(jì)根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)性能參數(shù)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(jī)構(gòu)的形式、檔位數(shù)、齒輪結(jié)構(gòu)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(shè)計(jì)五檔變速器的軸向尺寸初步定為 3×72=216mm。本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 9 頁(yè) 共 46 頁(yè)3.5 齒 輪 參 數(shù)3.5.1 模數(shù)根據(jù)設(shè)計(jì)要求，確定中心距后應(yīng)選擇較小的模數(shù)，這樣可以增加齒輪的齒數(shù)，從而保證傳動(dòng)平穩(wěn)，傳動(dòng)噪聲小。此外在設(shè)計(jì)時(shí)要滿足各擋齒輪選用的模數(shù)應(yīng)該相同；同時(shí)未保證變速器結(jié)構(gòu)緊湊，應(yīng)使低速檔模數(shù)大，高速檔模數(shù)小。在變速器中大多數(shù)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(shù)乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 /tam車型1.0≤V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜ ≤14a＞14.0模數(shù) /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(shù)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(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的排量及表 3.1、3.2 中的數(shù)據(jù)，本設(shè)計(jì)初步確定變速齒輪的模數(shù)范圍2.25~2.75mm。同步器的模數(shù)范圍 2.0~2.75mm。3.5.2 壓力角機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)中規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20°，所以本設(shè)計(jì)中變速器齒輪采用的壓力角為 20°，同步器的結(jié)合齒壓力角為 30°[16]。3.5.3 螺旋角 β由于本設(shè)計(jì)中齒輪多數(shù)為斜齒輪，齒輪的螺旋角對(duì)輪齒的強(qiáng)度有很大影響。為了增加齒輪嚙合的重合度、降低噪聲、增強(qiáng)輪齒強(qiáng)度，使齒輪產(chǎn)生的軸向力相互抵消平衡，以減輕軸承的負(fù)荷，提高軸承使用壽命，螺旋角一般在 20°～25°之間為宜 [16]。本設(shè)計(jì)中取螺旋角為 20°3.5.4 齒寬 b齒寬 b 的大小會(huì)影響齒輪工作中的承載能力，在保證齒輪強(qiáng)度的前提下應(yīng)該盡量本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 10 頁(yè) 共 46 頁(yè)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(shù)來(lái)確定：直齒 ， 為齒寬系數(shù)，取為 4.5～8.0；mkbc?斜齒 ， 取為 6.0～8.5。nc如果換擋機(jī)構(gòu)采用同步器換擋，其接合齒的寬度一般為 ，本設(shè)計(jì)中取接4m2合齒寬度為 2mm。3.6 變 位 系 數(shù) 的 選 擇在變速器齒輪的設(shè)計(jì)中，根據(jù)實(shí)際情況，對(duì)齒輪進(jìn)行變?yōu)槭潜仨毜?，同時(shí)也是非常必要的。因此變位系數(shù)會(huì)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(shè)計(jì)時(shí)，如果相嚙合的兩齒輪都為變位齒輪，那么總變位系數(shù)應(yīng)取的大些來(lái)提高接觸強(qiáng)度。本設(shè)計(jì)中，由于一檔齒輪齒數(shù)為 Z =1117,所以其變位系數(shù) 。根據(jù)機(jī)械1 17Z???設(shè)計(jì)手冊(cè)設(shè)計(jì)中取齒頂高系數(shù)為 1.00[18]。第 4章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核4.1 齒 輪 的 設(shè) 計(jì) 與 計(jì) 算4.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配本設(shè)計(jì)中一擋齒輪為斜齒輪傳動(dòng)，擬定模數(shù)為 2.75，壓力角 ，初選螺旋??20n?角 β=20°一擋傳動(dòng)比為 =3.455 （4.1） 12gZi?為了求 ， 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ， 1Z2 h斜齒 =49.2 取整為 49 （4.2） nhmA?cos?取 =11 =381Z2下面對(duì)中心距 進(jìn)行修正：本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 11 頁(yè) 共 46 頁(yè)由于計(jì)算出來(lái)的齒數(shù)和 不是整數(shù)，為使設(shè)計(jì)方便需要對(duì)齒數(shù)和取整，而取整后hZ會(huì)使中心距發(fā)生變化，所以需根據(jù)取整的齒數(shù)和 和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距 ，hZA再以修正后的中心距 為基礎(chǔ)，分配其他各擋齒輪的齒數(shù) [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(duì)一擋齒輪副進(jìn)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(shù)之和 =0 （4.7）??nt,t21na??iviZ????當(dāng)量齒數(shù)： =13.25, ?cos31/Zv 78.45/cos32??v查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)取 18.0,.2??計(jì)算一擋齒輪副的參數(shù)：齒頂高 =3.254mm??n1an1yhm????=2.264mm22??式中： =0.0035 n1n/Ay）（本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 12 頁(yè) 共 46 頁(yè)= -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(shù)為 2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =22°??0n??二擋傳動(dòng)比為 =1.944342Zig齒數(shù)和 ： =53.4 取整為 53hZn43cosmA???取 =18， =353Z4修正螺旋角 β ??9201.cos43AZn????5.2計(jì)算二擋齒輪變位系數(shù)：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(shè) 計(jì) 第 13 頁(yè) 共 46 頁(yè)當(dāng)量齒數(shù) =23.110?33vcos/z?=44.9354變位系數(shù)之和 = 0.08???nt,t3na2??iviZ???查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)取 =-0.021.03?4二擋齒輪的參數(shù)：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(shù)為 2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =23°?20n??三擋傳動(dòng)比為 =1.286 563Zi?本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 14 頁(yè) 共 46 頁(yè)齒數(shù)和 ： = =64.3, 取整為 64hZ65Zh??nmA?cos2取 =28， =36 5Z6計(jì)算三擋齒輪變位系數(shù)：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(shù)之和 ???nt,t65na?iviz???=0.1當(dāng)量齒數(shù) =35.90?35vcos/Z?=46.166查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)取 =0.08 = 0.025?6?三擋齒輪 5、6 參數(shù)：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(shè) 計(jì) 第 15 頁(yè) 共 46 頁(yè)=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(shù) =2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =24°nm0n2???四擋傳動(dòng)比為 =0.969784Zig齒數(shù)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(jì)算四擋齒輪變位系數(shù)：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(shù)之和 ???nt,t7na??iviZ???= 0.1本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 16 頁(yè) 共 46 頁(yè)當(dāng)量齒數(shù) =39.860?37vcos/Z?=38.6158查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)取 = 0.06 = 0.043?4?四擋齒輪 7、8 參數(shù)：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(shù) =2.5，壓力角 ，初選螺旋角 =25°nm0n2??五檔齒輪傳動(dòng)比為 =0.80 915Zig齒數(shù)和 = 取整為 63hZ5.62cos109 ??nmA本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 17 頁(yè) 共 46 頁(yè)取 =35 =28 9Z10計(jì)算五擋齒輪變位系數(shù)：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(shù)之和 ???nt,t109na??iviZ???=-0.04當(dāng)量齒數(shù) =47.043?39vcos/?=37.63410Z查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)取 = -0.03 = -0.01?2五擋齒輪 9、10 參數(shù)：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(shè) 計(jì) 第 18 頁(yè) 共 46 頁(yè)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(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同， 壓力角75.2?m02??初選 =23 后，根據(jù)公式計(jì)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(zhuǎn)時(shí)不相互干涉，兩齒輪齒頂圓之間應(yīng)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(yīng)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(jì)算倒擋軸和輸出軸的中心距 A?=83.875??213,Zm??計(jì)算倒擋傳動(dòng)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(dòng)比，因此兩齒輪齒數(shù)不相等，故其嚙合頻率也不本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 19 頁(yè) 共 46 頁(yè)等，通由于小齒輪轉(zhuǎn)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(shí)汽車變速器齒輪一般采用 35SiMn、40Cr、40CrNi 等鋼材作原材料，然后經(jīng)過(guò)滲碳、淬火、回火處理，以提高表面硬度，增強(qiáng)齒輪耐磨性 [19]。本設(shè)計(jì)變速箱齒輪采用低碳鋼，擬定的工藝路線如下：4.1.3 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩本設(shè)計(jì)中發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩 ，齒輪的傳動(dòng)效率 ，離合器max380eTN??9%?齒?的傳動(dòng)效率 ，軸承的傳動(dòng)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(guò)程中，輪齒的損壞會(huì)導(dǎo)致齒輪傳動(dòng)的失效，這是非常嚴(yán)重的，而輪齒的失效主要包括輪齒折斷和工作齒面磨損、點(diǎn)蝕、膠合及塑性變形等 [20]。同時(shí)由于換擋過(guò)程中，兩個(gè)齒輪進(jìn)入嚙合時(shí)會(huì)產(chǎn)生沖擊載荷，也會(huì)加劇齒輪的斷裂。這就鍛造毛坯 正火處理 粗切 調(diào)質(zhì)處理精切滲碳淬火低溫回火磨齒本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 20 頁(yè) 共 46 頁(yè)需要提高齒輪的質(zhì)量，同時(shí)設(shè)計(jì)同步器來(lái)降低齒輪磨損。本設(shè)計(jì)的齒輪主要用剃齒方式對(duì)齒輪進(jìn)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(qiáng)度計(jì)算1、倒檔直齒 輪彎曲應(yīng)力 w?yzKmTcfgw32????式中： —彎曲應(yīng)力（MP a）；—理論載荷（N .mm）；gT—應(yīng)力集中系數(shù)，本?K設(shè)計(jì)取 ；1.65=—摩擦力系數(shù)，主動(dòng)f齒輪取 ，從動(dòng)齒輪取.f； 0.9=fK—齒寬（ mm）； b—模數(shù)；m—齒寬系數(shù)；倒檔取 7.5c—齒形系數(shù)，如圖 4-1。 y根據(jù)變速器設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，當(dāng)理論載荷 為變速器輸入軸上的最大轉(zhuǎn)矩 時(shí)，gTmaxeT倒擋軸齒輪的許用彎曲應(yīng)力在 400～850MP a之間 [20]，倒擋齒輪的彎曲應(yīng)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(shù)圖本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 21 頁(yè) 共 46 頁(yè)123-12yKZmTcfw???倒?=537.233MPa400～850MPa133121ycfw??倒=495.786MPa400～850MPa2、斜齒輪彎曲應(yīng)力 w?????KyzmTcng3os2?式中： —理論載荷，N·mm；gT—法向模數(shù)，mm；nm—齒數(shù)；z—斜齒輪螺旋角，°；?—應(yīng)力集中系數(shù)，本設(shè)計(jì)取 ；?K1.50=?K—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù) 在圖 4-1 中查得；y ?3coszn?—齒寬系數(shù)，取 7.5c—重合度影響系數(shù)， =2.0。? ?查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，汽車變速器常嚙合齒輪的許用應(yīng)力一般在 180～350MP a范圍內(nèi)。（1）計(jì)算一擋齒輪的彎曲應(yīng)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(shè) 計(jì) 第 22 頁(yè) 共 46 頁(yè)（2）計(jì)算二擋齒輪的彎曲應(yīng)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(jì)算三擋齒輪的彎曲應(yīng)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(jì)算四擋齒輪的彎曲應(yīng)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(jì)算五擋齒輪的彎曲應(yīng)力 、9w10=35， =28， =0.148， =0.142， =288.92N.m， =361.15N.m9Z109y10yT15T?????KmZTcnw93os2?本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 23 頁(yè) 共 46 頁(yè)=125.075MPa180～350MP a?????KymZTcnw103510os2?=121.603MPa180～350MP a4.2.3 輪齒接觸應(yīng)力 σ j?????????bzgjdbET????1cos418.0式中： -理論載荷 N.mm；gT-輪齒的接觸應(yīng)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(dòng)齒輪的曲率半徑，mm，直齒輪 、z? ??sinzr?，斜齒輪 、 ；?sinbr?????2cosinzr?????2cosinbr?、 -主、從動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑(mm)。zbr當(dāng)作用在變速器輸入軸上的理論載荷 = 時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力gT/maxe如表 4-1 所示：j?表 4-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)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(jì)算一擋齒輪 1，2 的接觸應(yīng)力本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 24 頁(yè) 共 46 頁(yè)=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(jì)算二擋齒輪 3，4 的接觸應(yīng)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(jì)算三擋齒輪 5，6 的接觸應(yīng)力本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 25 頁(yè) 共 46 頁(yè)=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(jì)算四擋齒輪 7，8 的接觸應(yīng)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(yīng)力