中心距75两轴变速器设计

1、.1.1.1 0基本参数 1.1.2 学号 11方案一=75+11=86kw =169+11=180km/h=17011=139 N.m =3200r/minm=171011×2=1732kg R=14轮胎选用185/60R14S型号 轮胎半径r=288.8mm=0.2888m最低车速=5 km/h最低转速=600 r/min1.1.2初选传动比=0.7 /1.42.0 =(1.42.0) =44806400 =9549（1.42.0 ）/ =56816714 r/min=5000 r/min 汽油机30007000 r/min 乘用车4000 r/min以上选取6000r/min根

2、据公式 =0.377得 =5.2其中：最高车速，=154km/hn发动机转速主减速器传动比车轮半径， 变速器最高传动比=0.377 得=13.029=/=3.6得=1.506挡传动比与挡传动比的关系为=3.6=2.390 =1.587 =1.054 =0.71.1.4初选中心距初选中心距时，可根据下述经验公式 (4-1)式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，乘用车：=8.99.3，商用车：=8.69.6，多挡变速器：=9.511.0；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比；变速器传动效率，取96%。=159N.m=3.6 =72.89876.174(mm)初选中心距=75 mm 1.2

3、齿轮参数1、模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。表3.2汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表3.3汽车变速器常用齿轮模数一系

4、列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50根据表3.2及3.3，一档和二档齿轮的模数定为3,其三四五档的齿轮模数定为2.75倒档齿轮定为2.52、压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的接合齿压

5、力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。3、螺旋角实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。乘用车变速器螺旋角：20°25°初选常啮合齿轮螺旋角为234、齿宽直齿，为齿宽系数，

6、取为4.58.0，斜齿，取为6.08.55、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。 1.3 各挡齿轮齿数的分配1、 确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比 为了求，的齿数，先求其齿数和，一挡齿轮为斜齿轮，=21直齿 斜齿=cos23°=46.30取整为46取=10, =362、对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数需要整套设计联系QQ1537693694重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。=74.96mm取整为75mm修正螺旋角=22.88变位系数之和 =-0.93 =0.0

7、1mm =-=0.71 齿顶高 =3.03mm =1.5mm齿根高 =1.59mm =3.12mm齿全高 =5.22mm齿顶圆直径 =38.67mm =120.39mm齿根圆直径 =29.43 mm =111.15mm3、确定其他各挡的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同, 螺旋角=23° (3-8） （3.9）=46.03由式（3.8）、（3.9）得取整为=13，=33=2.538对二挡齿轮进行角度变位：变位系数之和 =0.71 =0.46 =-0.25中心距变动系数 =0.01=-=0.36分度圆直径 =42.39 mm =107.61mm齿顶高 =3.3mm =2.6

8、7mm齿根高 =2. 67 mm =3mm 齿全高 =5.97mm齿顶圆直径 =48.99mm =112.87mm齿根圆直径 =37.15mm =101.61mm（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选=23模数2.75 （3.10） （3.11） 50由式（3.10）、（3.11） 取整为=19 =31 =1.632对三挡齿轮进行角度变为： 变位系数之和 =0.72 中心距变动系数 =0.11=-=0.61分度圆直径 =57mm =93mm齿顶高 =2.4mm =2.1mm齿根高 =2.52mm =2.82mm齿全高 =4.92mm齿顶圆直径 =61.8mm =97.2mm齿根圆直径 =51.96mm

9、=87.36mm（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选=23 ，模数2.75 =1.08354 （3.13）得=24，=26，则： =1.083变位系数之和 =0.74 中心距变动系数 =0.11=-=0.63分度圆直径 =72mm =78mm齿顶高 =2.06mm =2mm齿根高 =2.39mm =2.44mm齿全高 =4.45mm齿顶圆直径 =76.12mm =82mm齿根圆直径 =67.22mm =73.12mm（4）五挡齿轮为斜齿轮，初选=23 ，模数2.75 =007 得=29，=21，则： =0.724变位系数之和 =0.32 中心距变动系数 =0.12=-=0.2分度圆直径 =87mm =

10、63mm齿顶高 =2.86mm =2.42mm齿根高 =2.78mm =3.22mm齿全高 =5.64mm齿顶圆直径 =92.72mm =68.84mm齿根圆直径 =81.44mm =56.56mm5、确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，为直齿，初选=23，倒档传动比为2.5，则：确定输入轴与输出轴上各齿轮的齿数，先假设输入轴与输出轴的两齿轮中心距A=75-8=67mm / =3.67=12，=44 A=67.75 取67为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮13和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙。计算倒挡轴和输入轴的中心距 =46.

11、25mm取46 mm分度圆直径 =32.59 mm =119.49mm=-0.1压力角 =20°变位系数 =0 齿顶高 =3.25mm =1.25mm齿根高 =2.13mm =4.13mm齿全高 =5.38mm齿顶圆直径 =39.99mm =121.99 计算倒档轴和输出轴的中心距 =70 mm 取70 mm输出轴上的倒档齿轮参数，齿顶高齿根高与输入轴上的齿轮相等。=82.5=3.25mm=2.13mm=89 mm1/2（+）=65.25 mm小于输入轴与输出轴间的中心距0.75 mm，符合要求。1.4 本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的

12、各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。第2章 齿轮校核2.1 齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3

13、、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒13。2.2 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为181.5N.m，最高转速4200r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。输入轴 =149×98%

14、×96%=141.6N.m输出轴 一挡 =403N.m 二挡 =305N.m三挡 =218N.m四挡 =150N.m五档 =104 N.m倒挡 =149×0.96×0.99×23/14=221.11N.m=221×0.96×0.99×0.96×0.99×33/23=301.51 N.m2.3 轮齿强度计算2.3.1 轮齿弯曲强度计算1、直齿轮弯曲应力图4.1 齿形系数图 （4.1）式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦

15、力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽系数, 齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图4.1。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。（1）计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力=30，=13，=22，=0.140，=0.142，=0.112，=972.8N.m，=466.7N.m =8.0 =653.83MPa<400850MPa =808.25MPa<400850MPa = 502.97MPa<400850MPa2、斜齿轮弯

16、曲应力 （4.2）式中：计算载荷（N·mm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（°）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。（1）计算一挡齿轮的弯曲应力=10，=36 =0.158，=0.134，=141.6N.m，=403N.m，=23=8.0=259.2MPa<180350MPa=290.5MPa<180350MPa2.3.2 轮齿接触应力j （4.3）式中：轮齿

17、的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（°），齿轮螺旋角（°）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1。弹性模量=20.6×104 N·mm-2，齿宽=8×3.5=28mm表4.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700计算一挡

18、齿轮的接触应力=403N.m，=141.6N.m 齿宽=20mm=34.773mm， =98.93mm=19.367mm=6.807mm=1867.209MPa<19002000MPa=1820.58MPa<19002000MPa2.4 计算各挡齿轮的受力一档齿轮1，2的圆周力、mm，mm=403.00N.m,=141.6N.m 2.5 本章小结本章首先简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各挡齿轮的转矩。根据齿形系数图查出各齿轮的齿形系数，计算轮齿的弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行

19、校核做准备。第三章 轴及轴上支承联接件的校核2.6 轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，表面光洁度不低于815。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度16。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，

20、阶梯应尽可能少17。2.7 轴的强度计算2.7.1 初选轴的直径输入轴花键部分直径（mm）可按式（5.1）初选 （5.1）式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径=21.2124.39mm取23mm；最大直径=29.739.6mm取35mm；输出轴最大直径=29.739.6mm取40mm 为便于轴承的装配，取输入轴装轴承处的直径=25mm，输出轴装轴承处的直径=25mm和30mm。挡齿轮处的轴径=25mm，挡齿轮处的轴径=30mm，挡齿轮处的轴径=35mm，挡齿轮处的轴径=40mm，挡齿轮处的轴径=40mm，倒档齿轮处轴颈35mm。-挡同步器小径=27mm，

21、-同步器的小径=37mm，-倒档同步器的小径=37mm；2.7.2 轴的强度验算1、轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式（5.2）、（5.3）、（5.4）计算 （5.2） （5.3） （5.4）式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1×105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平

22、面的转角不应超过0.002rad18。（1）输入轴的刚度=5803.35N，=25mm，=36.75mm，=210mm，=2.1×105N（2）输出轴的刚度N，Nmm，mm2、轴的强度计算（1）输入轴强度计算=78.27mm，=570.24N.m，=36.75mm，=45mm,=210mm=14571.10N.m，=5805.35N.m，=6487.47N.m图5.2 一轴受力弯矩图输入轴受力图如图5.2所示：1)求H面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=2550N，=17121N，=535500N.mm2)求V面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=204.11N，=5601.24N

23、，=42863N.mmN.mm（2）输出轴强度校核图5.3 二轴受力弯矩图=55mm，=209mm，=3575.81N.mmN.mm，N.mm=53.47+43.07=90.61mm，=490mm1)求H面内支反力、和弯矩+=0由以上两式可得=6322.70N，=27895.57N，=2525666N.mm2)求V面内支反力、和弯矩+=0由以上两式可得=2301N，=10153N，=919267N.mmN.mm2.8 轴承校核2.8.1 一轴轴承校核1、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号32209，转速=1497r/min，查机械设计实践该轴承的=145000N，=188000N，=0.35，预期寿命=30000h2、计算轴承当量动载荷=6487.47/5803.35=1.12=0.35。查机械设计原理与设计，则=0.4，查机械设计实践=1.7。，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计。（1.21.8）取=1.2=1.2（0.4×5805.35+1.7×6487.47）=16