電動汽車變速器齒輪設計計算案例綜述1.1一擋齒輪設計計算（1）選擇材料及確定許用應力齒輪1和齒輪3均選用20CrMnTi，并經過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的接觸疲勞強度σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強度σFE=850Mpa。因變速器的使用應滿足高可靠度的要求，故取安全系數SH=1.5，SF=2.0[7]。由 （3-1）得：[σH1]=[σH3]=1000Mpa，[σF1]=[σF3]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強度設計齒輪按7級精度制造，取載荷系數K=1.3，齒寬系數=0.6，齒輪1上的轉矩T1=Tmax×η齒輪×η軸承=165352.67N·mm，初選螺旋角β=20o。取z1=19，則z2=z1×i1=172.33，取z2=173，則實際傳動比=9.10。因齒形系數，，則YFa1=2.88，YFa3=2.23，YSa1=1.57，YSa3=1.76。因，故應對齒輪1進行彎曲強度計算。法向模數： （3-2）求得mn=2.65，取mn=3。中心距：=145mm則：，齒輪1分度圓直徑=61.91mm，齒寬=37.15mm，取b3=40mm，b1=45mm。（3）驗算齒面接觸強度 （3-3）取ZE=189.8，Zβ=，則：σH=868.88Mpa<[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選7級精度是合適的。1.2二擋齒輪設計計算（1）選擇材料及確定許用應力齒輪2和齒輪4均選用20CrMnTi，并經過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的接觸疲勞強度σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強度σFE=850Mpa。因變速器的使用應滿足高可靠度的要求，故取安全系數SH=1.5，SF=2.0。同理可得：[σH2]=[σH4]=1000Mpa，[σF2]=[σF4]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強度設計齒輪按6級精度制造，取載荷系數K=1.3，齒寬系數=0.6，齒輪2上的轉矩T2=Tmax×η齒輪×η軸承=165352.67N·mm，由a13=a24=145mm，得：z1+z3=z2+z4，且i2==5.51；則z2=26，z4=144，實際傳動比i2=5.54，，mn=3mm。=84.72mm，齒寬=50.83mm，取b4=50mm，b2=55mm。（3）驗算齒面接觸強度 （3-5）取ZE=189.8，Zβ=，則：σH=592.09Mpa<[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選6級精度是合適的。1.3主減速器齒輪設計計算（1）選擇材料及確定許用應力齒輪5和齒輪6均選用20CrMnTi，并經過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的接觸疲勞強度σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強度σFE=850Mpa。因變速器的使用應滿足高可靠度的要求，故取安全系數SH=1.5，SF=2.0。同理可得：[σH5]=[σH6]=1000Mpa，[σF5]=[σF6]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強度設計齒輪按8級精度制造，取載荷系數K=1.3，齒寬系數=0.6，齒輪5上的轉矩T5=T1×i1×η齒輪×η軸承=596388.72N·mm，初選螺旋角β=20o。取z5=20，則z6=z5×i0=97.78，取z6=98，則實際傳動比=4.89。因齒形系數，，則YFa5=2.78，YFa6=2.23，YSa5=1.59，YSa6=1.83。因，故應對齒輪1進行彎曲強度計算。法向模數： （3-6）求得mn=1.90，取mn=4。中心距：=204mm則：，齒輪5分度圓直徑=86.44mm，齒寬=51.86mm，取b6=55mm，b5=60mm。（3）驗算齒面接觸強度 （3-7）取ZE=189.8，Zβ=，則：σH=974.21Mpa<[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選8級精度是合適的。1.4各齒輪參數變速器各齒輪參數見下表：表SEQ表\*ARABIC3變速器各齒輪參