HLJIT7-1000变速器设计毕业设计

摘要

变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，是汽车总成部件中的重要组成部分，是主要的传动系统。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。

三轴式变速器由于具有体积小、原理简单、工作可靠、操纵方便等优点，故在大多数汽车中广泛应用。本文设计研究了三轴式五档手动变速器，其目的主要是基于对机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握，同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科知识，对三轴式变速器的各部件进行设计，并利用AutoCAD软件绘制装配图和零件图等六项内容。首先，本文将概述变速器的现状和发展趋势，介绍变速器领域的最新发展状况。其次，对工作原理做了阐述，对不同的变速器传动方案进行比较，选择合理的结构方案进行设计。再次，对变速器的各档齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算，并进行了受力分析、强度和刚度校核计算,并为为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。对一些标准件进行了选型以及变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。最后，本文将对变速器换档过程中的重要部件—同步器以及操纵机构进行阐述，讲述同步器的类型、工作原理、选择方法以及重要参数。

关键词：变速器；传动比；轴；齿轮；设计计算；校核

ABSTRACT

Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency.

Three-shaft transmission is widely used most vehicle for its particular advantages ,such as small dimension ,simply theory ,good stability, conveniently operation .This design study of the three-axis 5-speed manual transmission, the purpose is based on the skillful of using mechanic theory ,mechanic design, AutoCAD. Meanwhile, my paper is incorporated structure of vehicle, design of vehicle, mechanic of materials, and survey of interchangeability. I will design the parts of three-shaft transmission, and using Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three-axis gearbox design file 12.At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment.At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer.

Key words: Transmission；Transmission Ratio；Shaft；Gear；Design and Calculation；

Checking

目录

摘要......................................................... I Abstract.................................................... II 第1章绪论.. (1)

1.1汽车变速器的概述 (1)

1.2汽车变速器研究状况、发展趋势及成果 (1)

1.2.1研究现状 (1)

1.2.2设计目的意义 (2)

1.2.3汽车变速器发展趋势 (2)

1.3汽车变速器的设计方法和研究内容 (3)

1.3.1变速器设计的主要内容 (3)

第2章变速器传动机构布置方案 (5)

2.1变速器的选择 (5)

2.1.1结构工艺性 (5)

2.1.2变速器的径向尺寸 (5)

2.1.3变速器齿轮的寿命 (5)

2.1.4变速器的传动效率 (5)

2.2 倒挡布置方案 (5)

2.3 零、部件结构方案分析 (6)

2.3.1齿轮形式 (6)

2.3.2换挡机构形式 (7)

2.3.3自动脱挡 (7)

2.4本章小结 (8)

第3章变速器主要参数的选择................... 错误！未定义书签。

3.1概述 (9)

3.2挡数 (9)

3.3传动比范围 (9)

3.4变速器各档传动比的确定 (9)

3.5中心距A (11)

3.6变速器的齿轮参数的确定 (12)

3.6.1齿轮模数 (12)

3.6.2压力角 (12)

3.6.3螺旋角 (13)

3.6.4齿宽 (13)

3.6.5齿顶高系数 (13)

3.7变速器各档齿轮齿数的分配 (14)

3.7.1确定一挡齿轮的齿数 (14)

3.7.2确定常啮合挡齿轮的齿数 (16)

3.7.3确定其他各档的齿数 (19)

3.8本章小结 (32)

第4章齿轮校核 (18)

4.1 齿轮材料的选择原则 (18)

4.2计算各轴的转矩 (33)

4.3齿轮的强度计算 (34)

4.3.1轮齿的弯曲应力计算 (34)

4.3.2轮齿接触应力计算 (39)

4.4本章小结 (44)

第5章变速器轴和轴承的设计及校核 (45)

5.1变速器的轴径和轴长设计计算 (45)

5.2变速器轴的强度计算 (46)

5.2.1齿轮上的受力计算 (46)

5.2.2轴的强度计算 (49)

5.2.3轴的刚度计算 (51)

5.3轴承的选择和校核 (53)

5.3.1输出轴轴承的选择和校核 (53)

5.3.2中间轴轴承的选择和校核 (54)

5.4本章小结 (55)

第6章同步器和操纵机构的设计及选用 (56)

6.1同步器的设计 (56)

6.1.1锁销式同步器 (56)

6.1.2锁环式同步器 (57)

6.1.3同步器主要尺寸的确定 (58)

6.1.4同步器主要参数的确定 (61)

6.2变速器操纵机构的设计 (63)

6.2.1变速器操纵机构的要求及分类 (63)

6.2.2变速器操纵机构分析 (64)

6.3变速器箱体的设计 (65)

6.4本章小结 (66)

第7章输出轴的有限元静力学分析 (67)

7.1 ANSYS软件简介 (67)

7.2 Pro/E和ANSYS接口的创建 (67)

7.3利用ANSYS对输出轴进行有限元受力分析 (69)

7.4输出轴有限元受力分析 (69)

7.4.1第一档、倒挡花键有限元受力分析 (71)

7.4.2第二档、三档花键有限元受力分析 (73)

7.4.3第四档、五档花键有限元受力分析 (75)

7.4.4第六档、常啮合档花键有限元受力分析 (77)

7.5本章小结 (80)

结论 (81)

致谢 (83)

参考文献 (82)

附录 (85)

第1章绪论

1.1汽车变速器的概述[1]

变速器用于改变发动机曲轴的转矩和转速，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，满足驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。随着汽车工业的不断发展，今后要求汽车车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车的发展趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。

变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同步器可使换挡轻便，无冲击及噪声；采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，不同的传动比还可以使在其不同路面提高汽车的动力性和经济性，使汽车和发动机有良好的匹配性。

1.2汽车变速器研究状况、发展趋势及成果[2]

1.2.1 研究现状

重型汽车的装载质量大，使用条件复杂，欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，则必须扩大传动比范围并增多档数。传统结构三轴式变速器的最大容量：档位数一般最多蛤能布置到6个前进档和一个倒档，最大输出扭矩约为8400Nm。近年来重型汽车需要更多档位的前进档，需要爬行档（最低档）速比为10-17。显然传统结构变速器远不能满足需求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合机械变速器的组成是在传统变速器（称主箱）后部（或前部）加装一个副变速器（称副箱，一般为两档），将主箱的档位数增加一倍，所增加档位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘积，而齿轮对数小于档位数，

因此箱体尺寸大为缩小，轴的长度减短，刚度增大，并且增大了变速器的容量。

1.2.2 设计目的意义

重型货车装载数十吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。大家都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。

从我国的具体情况来看，机械式变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是用机械式变速器的，他们对机械式变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。

1.2.3汽车变速器发展趋势

现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能满足人们的需要。而自动变速器技术得到了迅速发展。目前，国内变速器厂商都向着无级变速器和自动变速器方向发展，国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器，而重型多挡位汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。

无级变速器又称为连续变速式无级变速器(Continuously Variable Transmission 简称"CVT") 。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是,人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力,各大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情，极度重视CVT在汽车领域的实用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器的研究的终极目标。在今后，摩擦传动CVT；液力传动；电控机械式自动变速器(Automated Mechanical Transmission简称"AMT")；齿轮无级变速器（Gear Continuously Variable Transmission）是围绕着汽车变速箱四个主要的研究方向。

齿轮无级变速器（Gear Continuously Variable Transmission）这是一种全新的设计思想，是利用齿轮传动实现高效率、大功率的无级变速传动。

据最新消息：一种"齿轮无级变速装置"(Gear Continuously Variable Transmission简称"G-CVT")已经试制成功，并已经进行了多次样机试验。"齿轮无级变速装置"结构相当简单，只有不足20种非标零件，51个零件，生产成本甚至低于手

动变速箱。预计今年进行装车试验。

齿轮无级变速器的优势表现为：

(1) 传动功率大200KW的传动功率是很容易达到的；

(2) 传动效率高，90%以上的传动效率是很容易达到的；

(3) 结构简单，大幅度降低生产成本，相当于自动变速箱的1/10；

(4) 对汽车而言，提高传动效率，节油20%；

(5) 发动机在理想状态下工作，燃料燃烧完全，排放干净，极大的减

少了对环境的破坏。

1.3汽车变速器的设计方法和研究内容[8]

在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计,在给定的发动机最大转矩、转速及最高车速、发动机标定功率等条件下，主要完成变速器机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。

对于变速器的要求：

（1）保证汽车有必要的动力性和经济性；

（2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；

（3）设置倒档，使汽车能到推行驶；

（4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出；

（5）换挡迅速、省力、方便。工作可靠；

（6）汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档以及换挡冲击等现象发生；

（7）变速器应当有高的工作效率；

（8）变速器的工作噪声要低。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求，满足汽车有必要的动力性和经济性指标。

1.3.1 变速器设计的主要内容：

本次设计主要是依据给定的重型货车有关参数，通过对变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动7档变速器。本文主要完成下面一些主要工作：

1、参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各档齿轮齿数的分配；

2、变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验；

3、变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析；

4、变速器轴承的选择及校核；

5、同步器的设计选用和参数选择；

6、变速器操纵机构的设计选用；

7、变速器箱体的结构设计设计；

8、建立有限元计算模型；

9、加载进行应力分析与结果分析；

10、对汽车机械变速器的结构参数进行优化设计。

第2章变速器传动机构布置方案

2.1变速器的选择

2.1.1 结构工艺性

两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而当发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。

2.1.2 变速器的径向尺寸

两轴式变速器的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有二对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。

2.1.3 变速器齿轮的寿命

两轴式变速器的低挡齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作次数比大齿轮要高的多，因此，小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速器的各前进挡，均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转，不影响齿轮寿命。

2.1.4 变速器的传动效率

两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而中间轴式变速器，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动效率较高，磨损小，噪声也较小。

轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，而中、重型载货汽车则多采用中间轴式变速器。因此设计的变速器采用中间轴式。

2.2 倒挡布置方案

倒挡布置应注意以下几点：

（1）倒挡齿轮在非工作位置时，不得与第二轴的齿轮有啮合现象；

（2）换入倒挡时不得与其他齿轮发生干涉；

（3）倒挡轴在变速器壳体上的支承不得与与中间轴的齿轮相碰。

图2.1为常见的倒挡布置方案。

图2.1a方案主要用于小客车上。

图2.1b方案用于四挡直齿滑动齿轮的变速器上。

(a) 小客车常用(b) 直齿滑动啮合四挡(c) 多数五挡采用(d) c方案改进

(e) 前进挡常啮合 (f) 前进挡常啮合(g) 一、倒挡各一根拨叉轴

图2.1挡布置方案

图2.1d方案是对c的修改。

图2.1e用于所有前进档都是常啮合的变速器上。

图2.1f也是用于所有前进档都是常啮合的变速器上.

为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.1g方案；缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器盖中的操纵机构复杂一些。

倒档结构方案的选择，应根据其它档布置情况。力求位置合理并缩短变速器的轴向长度。综合以上几种变速器倒挡布置方案，选择图2.1f为变速器的倒挡布置方案[7]。

2.3 零、部件结构方案分析

2.3.1齿轮形式

变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。

与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍有复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。倒挡齿轮用直齿，其他挡齿轮用斜齿轮。

（a）直齿滑动齿轮换挡（b）啮合套换挡（c）同步器换挡

图2.2 换挡机构形式

2.3.2换挡机构形式

如图2.2变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。

直齿滑动齿轮换挡要求驾驶员有熟练的操作技术（如两脚离合器）才能使换挡时齿轮无冲击；换挡行程长，换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡已很少使用。

啮合套换挡不能消除换挡冲击，而且要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。

使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。

2.3.3自动脱挡

由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：

（1）将两接合齿的啮合位置错开，如图2.3a所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的1～3mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。

（2）将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.3～0.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图2.3b所示。

（3）将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜2°～3°），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图2.3（c）所示。这种方案比较有效，应

用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。

(a) 接合齿位置错开(b) 齿厚切薄(c) 工作面加工成倒锥角

图2.3 防止自动脱挡的措施

2.4本章小结

本章首先对比了两轴式和中间轴式的优、缺点，由于中间轴式变速器的结构工艺性、变速器径向尺寸、变速器齿轮的寿命、变速器传动效率好于两轴式,因此设计的变速器选择中间轴式；接着本章确定了倒挡布置方案；然后对零部件的结构方案进行了分析，即对齿轮及换挡机构的形式进行了分析；最后对倒挡的布置方案以及防止自动脱挡进行了设计。

第3章 变速器主要参数的选择及齿数的分配

3.1概述

β—斜齿轮螺旋角（°）；

σK —应力集中系数，σK =1.50；

y —齿形系数，可按当量齿数β3cos z z n =在图中查得；

c K —齿宽系数c K =7.0 εK —重合度影响系数，εK =2.0。

当计算载荷g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max e T 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa 范围，对货车为100～250MPa 。

（1）计算一挡齿轮13,14的弯曲应力13w σ，14w σ

m N T m N T y y z z .22.2577.50.7924

,168.0,134.0,17,4923114131413======， °56.231413=-β 250MPa ~＜10006.238cos 21331314133113MPa k k y m z k T c n w ==-ε

σπβσ 250MPa ~＜10088.206cos 2143141413214MPa k k y m z k T c n w ==

-εσπβσ

（2）计算二挡齿轮11，12的弯曲应力11w σ，12w σ

m N T m N T y y z z .22.2577,.80.5566,16.0,125.0,21,4623212111211======

°48.211211=-β

250MPa ~＜10034.223cos 21131112113211MPa k k y m z k T c n w ==-ε

σπβσ 250MPa ~＜10017.246cos 2123121211212MPa k k y m z k T c n w ==

-εσπβσ （3）计算三挡齿轮7，8的弯曲应力7w σ ，8w σ

9Z =40，10z =26，

，9y =0.135，10y =0.170，33T =3768.29N.m ，2T =2577.22N.m ，109-β=23.56° ε

σπβσK K y m z K T c n w 939109339cos 2-= =33100

.20.8135.05.54014.350.156.23cos 29.37682?????????。 =229.58MPa<100～250MPa ε

σπβσK K y m z K T c n w 10310109210cos 2-= =33100

.20.8170.05.52614.350.156.23cos 22.25772?????????。 =191.83MPa<100～250MPa

（4）计算四挡齿轮7，8的弯曲应力7w σ ，8w σ

7z =34，8z =32，7y =0.13，8y =0.17，34T =2602.48N.m ，2T =2577.22N.m ，87-β=23.56° ε

σπβσK K y m z K T c n w 73787347cos 2-= =33100

.20.813.05.53414.350.156.23cos 48.26022?????????。 =193.71MPa<100～250MPa ε

σπβσK K y m z K T c n w 8388728cos 2-=

=33100

.20.817.05.53214.350.156.23cos 22.25772?????????。 =155.86MPa<100～250MPa

（5）计算五挡齿轮5，6的弯曲应力

5Z =28，6z =38， 5y =0.12，6y =0.173，

35T =1804.81N.m ，2T =2577.22N.m ，65-β=23.56° ε

σπβσK K y m z K T c n w 53565355cos 2-= =33100

.20.812.05.52814.350.156.23cos 81.18042?????????。 =176.72MPa<100～250MPa ε

σπβσK K y m z K T c n w 6366526cos 2-= =33100

.20.8173.05.53814.350.156.23cos 22.25772?????????。 =128.97MPa<100～250MPa

（6）计算六挡齿轮3，4的弯曲应力

3z =22，4z =44，3y =0.108，4y =0.176，36T =1224.69N.m ，2T =2577.22N.m ，43-β=23.56° ε

σπβσK K y m z K T c n w 33343363cos 2-= =33100

.20.8108.05.52214.350.156.23cos 69.12242?????????。 =172.34MPa<100～250MPa ε

σπβσK K y m z K T c n w 4344324cos 2-= =33100

.20.8176.05.54414.350.156.23cos 22.25772?????????。 =109.49MPa<100～250MPa

（7）计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力

1z =17，2z =49，1y =0.165，2y =0.118，1T =940.8N.m ，2T =2577.22N.m ，21-β=23.56° ε

σπβσK K y m z K T c n w 1312111cos 2-= =33100

.20.8165.05.51714.350.156.23cos 8.9402?????????。 =110.34MPa<100～250MPa ε

σπβσK K y m z K T c n w 2322122cos 2-= =33100

.20.8118.05.54914.350.156.23cos 22.25772?????????。 =146.64MPa<100～250MPa

4.3.2 轮齿接触应力j σ

???? ??+=b z g j bd E T ρρβασ11cos cos 418

.0 （4.3） 式中：j

σ—轮齿的接触应力（MPa ）； g T —计算载荷（N.mm ）；

d '—节圆直径(mm)；

α—节点处压力角（°），β—齿轮螺旋角（°）；

E —齿轮材料的弹性模量（MPa ）；

b —齿轮接触的实际宽度(mm)；

z ρ、b ρ—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮αρsin z

z r =、 αρsin b b r =，斜齿轮()βαρ2cos sin z z r =、

()βαρ2cos sin b b r =； z r 、b r —主、从动齿轮节圆半径(mm)。

将作用在变速器第一轴上的载荷2/max e T 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j σ见表4.1。

弹性模量E =20.6×104 N·mm -2，齿宽m K b c ==n c m K =7?5.5=38.5mm

表4.1 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮

MPa j σ 渗碳齿轮

液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡

1900～2000 950～1000 常啮合齿轮和高挡 1300～1400 650～700

（1）计算一挡齿轮13，14的接触应力

31T =7924.50N.m ，2T =2577.22N.m ，mm d mm d 00.102,01.2941413==

76.20°

56.23cos 20sin 2d cos sin 14141314214=?==-βαρz z r 84.59°56.23cos 20sin 2cos sin 213141313

213=?==-d r b b βαρ ???? ??+=-1314

141313311311cos cos 418.0b z j bd E T ρρβασ =1289.89MPa<1900～2000MPa

???

? ??+=-131414131421411cos cos 418.0b z j bd E T ρρβασ =1248.89MPa<1900～2000MPa

（2）计算二挡齿轮11，12的接触应力

32T =5566.80N.m ，2T =2577.22N.m ，mm d mm d 12.12488.2711211==，

51.24°

48.21cos 20sin 2cos sin 12121112212=?==-d r z z βαρ 69.53°

48.21cos 20sin 2cos sin 211121111112=?==-d r b b βαρ

???? ??+=-1112

121111321111cos cos 418.0b z j bd E T ρρβασ

=1063.07MPa<1300～1400MPa

???

? ??+=-111212*********cos cos 418.0b z j bd E T ρρβασ =1070.54MPa<1300～1400MPa

（3）计算三挡齿轮9，10的接触应力

33T =3768.29N.m ，2T =2755.22N.m ，449=z ，2610=z ，?=-56.23109β 10999cos -=βZ m d n =?

?56.23c 4450.5os =240.01mm ， 10-9n 1010cos m Z β=

d =??56.23cos 2650.5=156.00mm 10921010cos /sin 2

-=

βαρd z =31.75 109299cos /sin 2-=βαρd b =48.85 ???? ??+=-910

109939911cos cos 418.0b z j bd E T ρρβασ =880.26MPa<1300～1400MPa ???

? ??+=-9101091021011cos cos 418.0b z j bd E T ρρβασ =902.96MPa<1300～1400MPa

（4）计算四挡齿轮7，8的接触应力

34T =2602.48N.m ，2T =2577.22N.m ，347=z ，328=z ，?=-56.2387β 8777cos -=βn m Z d =?

?56.23cos 50.534=204.01mm ， 8-7n

88cos m Z β=d =?

?56.23cos 50.532=192.01mm