三轴式汽车变速器的设计毕业论文.doc

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1、 沈阳建筑大学毕业设计说明书毕 业 设 计 题 目 三轴式汽车变速器的设计 学院专业班级交通与机械工程学院 交通运输10-1班 学 生 姓 名 性别 男 指 导 教 师 职称 副教授 2014年 6 月 5 日内容摘要 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传到驱动车轮，使汽车实现起步、变速、减速等功能并.为汽车提供良好的动力性、燃油经济性。实现汽车变速与变矩的部件是传动系的核心部件，同时也是与传动装置匹配保证汽车性能的关键部件。目前变速器可分为手动变速与自动变速两类。自动变速器起步功能与变速功能合二为一，不单独存在，电传动则可以完全省去常规传动部分。本次

2、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轿车变速器，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。使变速器具有操纵简单、方便，换档轻便、迅速、无冲击，无噪声，而且承载能力强，工作可靠，制造容易、维修方便、使用寿命长等优点并在现代轿车上得到日益广泛的采用，为进一步开发变速器打下基础。关键词： 同步器 ； 变速器 ； 部件； 冲击AbstractThe transmission

3、 is the main component of motor vehicle gearing system. The components that are the transmission and the coupling driving axle force could give the power that is output by the power device to the driving wheel. And then the motor has functions of moving, gear shifting and decelerating and so on. The

4、se functions will supply the good power force and also can decrease the quality of oil for the car. The component that can change the motors vehicle gearshift and moment is the core part of the driving system. At the same time, it is also the key component if it marries with gearing device, because

5、they make sure the motors performances. At present, there have two kinds of transmissions: the manual transmission and the automatic transmission. The automatic transmission has two functions: the basic function and gearshift function. It cannot exist by itself. The electricity transmission can leav

6、e out the general gearing system. The transmission in this design is a transmission of five pigeonholes motor that has adopted three axes structure, the synchronizer and exceeds speed pigeonholing. So that it will improve the economy of motor vehicle and the average speed of a vehicle. Then it can i

7、mprove the transportation effectiveness of motto further and reduce the transportation cost. When the motto is living in the good pavement or the zero loads, the hypervelocity pigeonholes will be used. Through this way we can reduce the number of the motors running per kilometer and abrasion of the

8、motor. This design also adopts the synchronizer that is the style of lock-ring for reducing attrition in the small wheels. This way have many advantages, for examples, it is easy to operate and also convenient, fast and short of sound when we shift. It also can bear the over weight, easily produce,

9、conveniently maintain and has long life. This transmission has been used in modern cars widely and make a base for further develop the transmission.Keyword: Synchronous；transmission；component；shock 目录前 言6第一章. 变速器的结构分析与型式选择71.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择71.2 变速器零、部件的结构分析与型式的选择81.2.1.齿轮型式81.2.3. 轴承型式91.2.4. 换档

10、机构的结构型式与分析91.3 变速器箱体的选择10第二章. 变速器基本参数的确定112.1 变速器的档位数和传动比112.2 中心距132.3 变速器的轴向尺寸132.4 齿轮参数142.4.1.齿轮模数142.4.2. 齿型、压力角及螺旋角152.4.3.齿宽152.4.4.齿顶高系数162.5 各档齿轮齿数的分配162.5.1.确定档齿轮的齿数162.5.2.修正中心距172.5.3.确定常啮合传动齿轮副的齿数172.5.4.确定其它档位的齿轮齿数182.5.5.确定倒档齿轮副的齿数19第三章. 变速器齿轮的设计计算203.1 变速器齿轮的几何尺寸计算203.2 变速器齿轮的强度计算与材料

11、选择223.2.1.齿轮损坏的原因及形式223.2.2.根据GB348083编制的汽车变速器圆柱齿轮强度的计算方法223.2.3 变速器齿轮的材料及热处理33第四章. 变速器轴与轴承344.1 变速器轴344.2 变速器轴承35第五章. 同步器和操纵机构375.1 锁环式同步器的工作原理375.2 锁环式同步器的主要结构参数385.2.1.摩擦锥面的半锥角385.2.2.摩擦锥面的平均半径和同步锥环的径向厚度385.3 同步器摩擦副的材料选择385.4 变速器的操纵机构39第六章. 结论及存在的问题40致 谢41参考文献42三轴式汽车变速器的设计 前 言 变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速以

12、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。现在有级变速器因其结构简单、造价低廉、具有较高的传动效率在各种类型的汽车上得到广泛应用，而具有超速档的五档变速器在现代轿车上得到日益广泛的采用。未来的变速器将向操纵简单、方便、迅速、省力、体小、质轻、承载能力强、工作平稳、使用寿命长、无噪声等方面发展。变速器使汽车能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转速是难以达到的。变速器的倒档使汽车可以倒退行驶；其空档使汽车在起动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机与传动系分离。有级变速器按其前进档的档位数分为三、四、五档及多档；而按

13、其轴中心线的位置又分为固定轴线式、旋转轴线式和综合式。固定轴线式变速器又分为两轴式、三轴式和多轴式。变速器的结构对汽车的动力性、经济性、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。 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器设计应满足如下要求：1.正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；2.设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离，设置倒档使汽车可以倒退行驶；3.操纵简单、方便、迅速、省力；4.传动效率高，工作平稳、无噪声；5.体小、质轻、承载能力强，工作可靠；6.制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；7.贯彻零

14、件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定。三轴式变速器与二轴式相比具有传动效率高，磨损及噪声也最小，并且在齿轮中心距较小的情况下依然可以获得大的一档传动比，本文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轿车变速器，其目的主要是掌握变速器的工作原理，设计方法和过程，并为进一步开发变速器打下基础。第一章. 变速器的结构分析与型式选择1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、造价低廉，具有较高的传动效率，因此在各种类型的汽车上得到广泛的应用。目前机械式变速器最为广泛采用的两种结构是两轴式和三轴式，其中三轴式变速器的第一轴常

15、啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩。因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距较小的情况下依然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一个优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。考虑到以上因素决定本次设计的变速器采用三轴式结构。尽管与三轴式相比两轴式有结构简单、传动效率高、噪声低等优点。有级式变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用

16、斜齿圆柱齿轮。后者比直齿圆柱齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿圆柱齿轮所代替。当然，常啮合齿轮副数的增多将导致变速器旋转部分总惯性力矩的增大。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比之比值。汽车行驶的道路状况越多样，发动机的功率与汽车质量之比越小，则变速器的传动比范围应越大。一般用途的轿车传动比为3.0-4.5。通常，有级变速器具有3个、4个、5个前进档；变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但档位数增多也使变速器的尺寸及质量增大

17、，机构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。当采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于五个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为五档。某些轿车的变速器采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（约为0.7-0.8）的超速档，可更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，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。综合以上诸多因素，决定本次设计的变速器采用五个前进档（其中一个为超速档），一个空档，一个倒档的传动结构。设计时首先根据所给的汽车参数确定变速器的传动比范围、档位数及各档传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接

18、影响。本次设计三轴五档变速器，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心，将一、二轴直接连接起来传递转矩时是直接档。此时齿轮、轴承及中间轴均不承载，且一、二轴仅传递转矩，此时磨损及噪音最小、传动效率高其它前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。1.2 变速器零、部件的结构分析与型式的选择1.2.1.齿轮型式由于斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮相比有运转平稳，噪声低，寿命长的优点，故设计中均选用斜齿圆柱齿轮。1.2.2.轴的结构与分析变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应

19、考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。第一轴与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第二轴制成阶梯式的以便于安装齿轮，合理利用材料但各截面尺寸不应相差悬殊。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大径定心为宜。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮与轴做成一体，而高档齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。1.2.3. 轴承型式变速器多采用滚动轴承，即单列向心球轴承、单向推力球轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。根据变速器的结构选定，再验算其寿命。第一轴前轴承采用单列向心球轴承，后轴承为外圈带止动槽的单列向心球轴承。第二轴前端采用短圆柱滚子轴承

20、，后端采用圆锥滚子轴承。中间轴前端采用圆锥滚子轴承，后端也采用圆锥滚子轴承。变速器第二轴的常啮合齿轮与二轴之间多采用滚针轴承。为适应汽车变速器向着增大其承载能力，具有更高的可靠性，更长的寿命和更好的方向发展。变速器采用圆锥滚子轴承。因为与其它轴承相比，圆锥滚子轴承的直径小、宽度大、接触线长，因而容量大，可以承受高负荷。在承受同样载荷的情况下其径向尺寸可以减小，从而缩小中心距，减小变速器尺寸和质量。另外锥体、外圈及滚子间基本的几何关系使滚子能正确对中，确保轴承的可靠性及长寿命；接触线长加之锥角和配合选择适当，则可提高轴的刚度，使齿轮正确啮合，降低噪声，减少自动脱档的可能并提高其寿命；圆锥滚子轴承

21、还可通过预紧消除轴向间隙和轴向窜动。故本次设计中多采用圆锥滚子轴承。变速器采用圆锥滚子轴承时，为了便于装配和轴承预紧，通常将箱体设计成沿变速器轴中心线所在平面垂直分开或水平分开。1.2.4. 换档机构的结构型式与分析换档机构的结构型式有同步器、啮合套和直齿滑动齿轮等三种。本次设计采用同步器结构换档，与其它换档机构相比，虽然同步器结构复杂，制造成本高，精度要求严格，轴向尺寸大以及存在同步环的使用寿命有待提高等问题，但它能保证轻便、迅速、无冲击、无噪声换档，且对操作技术无要求，从而有利于提高汽车的加速度，燃料经济性与行驶安全性，也可延长齿轮寿命。1.3 变速器箱体的选择变速箱箱体采用分体结构，材料

22、选用铝合金。此箱体弹性好，不易变形，在上下箱体处用螺钉围紧，增加强度刚性，而且体积小，质量轻，承载能力强，工作可靠，便于装卸，维修方便。壳底放油塞置磁铁以吸附油内铁屑。第二章. 变速器基本参数的确定变速器基本参数包括变速器的档位数和传动比、中心距、变速器的轴向尺寸、齿轮参数、各档齿轮齿数的分配等。他们的大小对变速器尺寸有直接影响。2.1 变速器的档位数和传动比不同类型的汽车的变速器，其档位数也不尽相同。轿车变速器的传动比变化范围较小（约为34），过去常用3个或4个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多采用5个前进档。本次设计三轴五档变速器根据所给参数：汽车总质量：1640Kg发动

23、机最大转矩：167N主减速比：4.111汽车传动系的传动效率：0.9最大爬坡度：24%滚动车轮：185R14轿车变速器为5个前进档，其中一个为超速档。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径来综合考虑、确定。汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有： （2-1）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 式中 汽车总质量； 重力加速度； 道路最大阻力系数； 驱动车轮的滚动半径； 发动机最大转矩； 主减速比； 汽车传动系的传动效率。代入数据可得 根据驱动车轮与路面的附着条件

24、 （2-2）求得的变速器档传动比为： 式中 道路的附着系数，计算时取=0.55；代入数据可得 取一档传动比=4.521。中间档的传动比可按理论公式公比（其中n为档位数）求得。 由此可得出各档传动比：， ， ， ， 。在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其它基本参数的选择与计算。2.2 中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响,所选的中心距应能保证齿轮的强度,三轴式变速器的中心距A()可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： （2-3）式中 中心距系数，对轿车，=8.99.3；取=9.0。 变速器处于档时的输出转矩： 发动机最大转矩，Nm； 变速器的档传动比； 变速器的传动效

25、率，取0.96。代入数据可得 。2.3 变速器的轴向尺寸变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸参照下列关系初选。轿车变速器壳体的轴向尺寸：如图初选表2-1 轿车变速器的轴向尺寸四 档（3.03.4） A五 档 （3.33.7） A 五档 （3.33.7）A=267.3299.7。变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。2.4 齿轮参数2.4.1.齿轮模数齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选取模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中

26、心距。降低噪声水平对轿车很重要，下表给出了汽车变速器齿轮模数的范围，所选的模数值应符合国际规定并满足强度要求。表2-2 汽车变速器齿轮的法向模数车型微、轻型轿车中级轿车中型货车重型货车n2.252.752.7533.504.54.506本次设计取n=2.75。2.4.2. 齿型、压力角及螺旋角汽车变速器齿轮的齿型、压力角及螺旋角按下表选取表2-3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角齿型压力角（单位：度）螺旋角（单位：度）轿车渐开线齿廓齿轮14.5，15，16，16.52545一般货车GB1356-78规定的标准齿形202030重型车同上低档、倒档齿轮22.5，25小螺旋角轿车变速器齿轮采用渐

27、开线齿廓，采用斜齿轮来改善啮合，降低噪声和提高强度，能显著提高齿轮的承载能力及疲劳寿命。压力角增大使根圆齿厚及节圆处渐开线曲率半径都加大，从而齿轮弯曲强度与接触强度都会提高，但不根切的最少齿数减小，重合度减小，噪声亦随之增大。增大螺旋角使齿轮啮合的重合系数增大，工作平稳，噪声降低，齿的强度也相应提高。轿车变速器齿轮宜采用较小压力角及较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。本次设计选用压力角=20螺旋角=30。2.4.3.齿宽齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求。通常是根据齿轮模数来确定齿宽b： b=Kcn (2-4)式中 Kc齿宽系数，斜齿轮取Kc

28、=7.0-8.6； n法面模数。 b齿=8.0*2.75=22同步器和啮合套的接合齿的工作宽度初选时可取（2-4）n。设计中选用b同=10。2.4.4.齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数等于1.0，为一般汽车变速器所采用。有些汽车的变速器目前采用齿顶高系数大于1的“高齿齿轮”，因为它不仅可使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善。但存在相对滑动速度大、易发生齿轮根切或齿顶变尖等问题。所以这次确定齿顶高为1。2.5 各档齿轮齿数的分配在初选了变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配。2.

29、5.1.确定档齿轮的齿数已知档传动比=4.547，且如图所示：=为了确定的齿数，先求其齿数和Z： Z=图2-1五档齿轮啮合关系应取Z整数，然后将Z分配给。为了使尽量大一些，应将取得尽量小一些，这样，在已定的条件下的传动比可小一些，以使第一轴常啮合齿轮可以分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。的最少齿数受到中间轴轴径的限制。由于轿车三轴式变速器的=3.53.8时，则可在1517范围内选择。故确定=16。选定后则可求得档大齿轮的齿数：=Z-。选择齿轮的齿数时最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少大、小齿轮的齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。 Z= = Z-=32.5.2.

30、修正中心距根据上面公式得出的Z不是整数，则取为整数后需按试反算中心距A，修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。A=2.5.3.确定常啮合传动齿轮副的齿数由公式 =得 常啮合传动齿轮副与档齿轮副以及其它各档齿轮副的中心距相同，故由式得 两式联立求解，Z1=18，Z2=33。然后代入公式，核算。2.5.4.确定其它档位的齿轮齿数确定档齿轮副两式联立求解，Z5=30，Z6=21。然后代入公式，核算。确定档齿轮副两式联立求解，Z7=24，Z8=27。然后代入公式，核算。因为档为直接档，故。确定档齿轮副两式联立求解，Z3=15，Z4=36。然后代入公式，核算。2.5.5.确定倒档齿轮副的齿数档与倒档

31、齿轮采用同一模数，且通过倒档齿轮11的齿数Z11=2123。初选Z11=22。 两式联立求解，Z9=36，Z10=15。然后代入公式，核算。计算中间轴与倒档轴的中心距A： A= 代入数据可得A=。 同理计算二轴与倒档轴的中心距A：A=代入数据可得A=。第三章. 变速器齿轮的设计计算变速器齿轮的设计计算包括变速器齿轮的几何尺寸计算和变速器齿轮的强度计算与材料选3.1 变速器齿轮的几何尺寸计算 变速器齿轮均为渐开线斜齿轮。渐开线斜齿轮除了能满足传动平稳、传动比恒定不变等传动的基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分离性及切齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角

32、必须分别相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。表3-1 渐开线斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算用表计算项目计算公式变位系数=0端面模数端面压力角分度圆直径d=zt齿顶高ha=（f0+c+）n齿根高hf=（f0+c-）n齿全高h=2f0mn齿顶圆直径da= d+2ha齿根圆直径df= d-2ha基圆直径db=dcos表3-2根据齿数可以求得以上参数（）齿数端面模数端面压力 角分度圆直 径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直 径齿根圆直 径基圆直径Z13.857.2433663.2451.2452.81Z23.8104.9336110.9498.9496.81Z33.847.733653.741.744Z43

33、.8114.48336120.48108.48105.61Z53.895.4336101.489.488.01Z63.866.7833672.7860.7861.53Z73.876.3233682.3270.3270.41Z83.885.8633691.8679.8676.21Z93.8114.48336120.48108.48105.61Z103.847.733653.741.744Z113.869.9633675.9563.9664.54Z123.8114.48336120.48108.48105.61Z133.847.733653.747.7443.2 变速器齿轮的强度计算与材料选择3.

34、2.1.齿轮损坏的原因及形式齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，齿轮就会断裂。而常见的断裂则是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后产生的折断，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生

35、剥落，使齿面上形成大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。齿轮的强度需经过对齿轮应力的计算来检验。3.2.2.根据GB348083编制的汽车变速器圆柱齿轮强度的计算方法（1） 齿面接触应力jj=EH ，MPa 3-1式中 E弹性系数，取ZE189.8；H节点区域系数，ZH=； 端面分度圆压力角，=； 法向分度圆压力角； 分度圆螺旋角； 基圆螺旋角，=； 端面啮合角； 螺旋角系数，Z=； 重合度系数，斜齿轮 当时 Z= 当时 Z=； 端面重合度； 纵向重合度； 端面分度圆切向力，； 计算载荷，Nmm，可由发动机最大转矩换算到该齿轮上得到； 齿轮的分度圆直径，； 主动齿轮的分度圆直径，； 齿宽，； 被动齿轮

36、与主动齿轮的齿数比； 接触强度计算的使用系数， 轿车各档齿轮均取 =0.65； 动载系数， 临界转速比，； 主动齿轮转速，r/min； 主动齿轮临界转速，r/min。 主动齿轮齿数； 轮齿啮合刚度，N/mmm； 单对齿刚度，N/mmm； 单位齿宽柔度，mmm/N， ； 主、被动齿轮的当量齿数： ； 诱导质量，kg/mm，= ； 主动齿轮基圆直径，； 主动齿轮齿顶圆直径，； 主动齿轮齿根圆直径，； ； 材料密度，kg/； 考虑基节偏差对的影响系数，=0.32； 考虑齿形误差对的影响系数，=； 考虑啮合刚度周期变化对的影响系数，=； 分别为考虑基节偏差、齿形误差和轮齿修缘对动载荷影响的无量纲参数，

37、 ； 大齿轮基节极限偏差，m； 齿形公差，m； 齿向载荷分布系数， 当时 = 当时 =； 单位齿宽最大载荷，MPa； 跑合后的啮合齿向误差， ，m； 齿向公差，m； 补偿系数，一般情况=1； 单位载荷（=1 N/mm）作用下的相对变形，= mmm/N； 主动齿轮结构尺寸系数，； 轴承跨距，mm； 齿轮距轴中跨处距离，mm； 系数，一般取0.4； 齿间载荷分配系数， 当 当 当，则取=1当，则取=； 端面重合度； 齿廓跑合量，=；通过查表、计算可得第一轴常啮合齿轮：E=189.8 H=1.71 =0.92 =0.85 =0.65 =1.15 =1.58 =1.25 =6958N =57.24mm

38、 =22mm =1.722代入公式得j=994。通过查表、计算可得中间轴倒档齿轮：E=189.8 H=1.71 =0.92 =0.85 =0.65 =1.20 =1.55 =1.13 =7822N =47.7mm =22mm =2.266代入公式得j=1122。通过查表、计算可得档齿轮：E=189.8 H=1.71 =0.92 =0.85 =0.65 =1.10 =1.73 =1.32 =3374N =47.7mm =22mm =2.063代入公式得j=749。许用接触应力的上限及下限，对表面硬化钢： = （3-2） = （3-3） 接触强度计算的最小安全系数，取1； 接触强度计算的寿命系数，

39、对轿车档齿轮取1.21，其它档取1； 润滑油系数，； 分别为50C及40C 时润滑油的名义运动黏度，mm/s； 速度系数，； 节点线速度，m/s； 粗糙度系数，； 中心距，； 主、被动齿轮齿面平均粗糙度，m； 通过查表、计算可得第一轴常啮合齿轮：=1.21 =1 =1.05 =1.08 =0.875=1993 =1575 通过查表、计算可得中间轴倒档齿轮：=1.21 =1 =1.05 =0.98 =0.875=1812 =1443通过查表、计算可得档齿轮：=1 =1 =1.05 =1.12 =0.875=1720 =1358齿面接触强度的检验：所得的齿面接触应力j，应在许用接触应力的上限及下限

40、之间，高于上限则接触强度不够，低于下限则过于安全。齿面接触强度可利用强度系数STH来检验： STH= （3-4）STH的值应在0与1之间，也可以大于1。接近1说明强度储备大；接近于0说明强度储备小；大于1说明过于安全；如果STH0则需修改设计。第一轴常啮合齿轮：STH=2.370 倒档齿轮：STH=1.827 第二轴档齿轮：STH=2.658（2） 齿根弯曲应力的计算 （3-5）式中 使用系数，轿车的档齿轮取0.7，、档齿轮取0.8，第一轴常啮合齿轮取0.85； 动载系数，与接触应力计算的同值； 齿向载荷分布系数，； 幂指数，； 齿宽，； 齿全高，； 齿向载荷分布系数，与接触应力计算的同值； 齿间载荷分布系数，取，若。则；若，则取； 齿间载荷分配系数， 当 当 当，则取=1当，则取=； 螺旋角系数，； 纵向重合度； ，当时按计算，当时取； 载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿形系数，按以下顺序计算： ； 刀具基本齿廓齿顶高，； 基本齿廓齿顶圆角半径，； 基圆螺旋角，； 当量齿数，； ； 刀尖圆心至刀齿对称线的距离， ； ； 危险断面齿厚与模数之比，