两轴变速器设计72中心距

1、目录第一章 数据计算1.1 设计初始数据21.2 齿轮参数51.3 各档齿轮齿数的分配6第二章 齿轮校核2.1 齿轮材料的选择原则142.2 计算各轴的转矩152.3 轮齿强度计算15第三章 轴及轴上支承的校核3.1 轴的工艺要求173.2 轴的强度计算17Word 资料第一章 数据计算1.1 设计初始数据：（方案一）学号： 17最高车速： U amax =169+17=186Km/h发动机功率： Pem ax=75+17=92KW转矩： Temax =170-17× 1=153Nm总质量： ma=1710+17×2=1744Kg转矩转速： nT=3200r/min车轮：

2、185/60R14Sr R=14× 2.54 × 10/2+0.6 ×185=298.88mm1.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则 ig5=0.8 （取值范围在 0.70.8 ）nprU a max = 0.377 i p iig maxi0式中： U amax 最高车速n p 发动机最大功率转速r 车轮半径ig max 变速器最大传动比i0主减速器传动比np/ nT =1.4 2.0 即 n p =（1.4 2.0 ）× 3200=44806400r/minPTemax =9549× emax （式中 =1.1 1

3、.3 ，取 =1.2）np乘用车最高车速高， n p值躲在 4000r/min 以上（汽车设计 P29） 取 n p =6000r/minnp r主减速器传动比 i0 =0.377× p =0.377×6000×0.29/0.8 ×186=4.408 ig maxi 0最大传动比 i g1的选择： 满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式Temaxigi0 TCDAGf21.15ua2 Gi m dua dt1.1)汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为Temaxi gi0 TGfcos Gsin1.2)即，ig1Gr fcos sinTtqi0 T式中：

4、G作用在汽车上的重力，G mg ， m 汽车质量， g 重力加速度，G mg =1744× 9.8=17091N；Temax 发动机最大转矩， Temax =153N. m；i0 主减速器传动比， i0 =4.408 ；T 传动系效率， T =86%(取值在 85%90%)；r 车轮半径， r =0.29m；f 滚动阻力系数，对于货车取 f =0.01 ；爬坡度，取 =16.7 °i 01744×9.8 ×0.29 ×(0.001 ×0.958+0.287)/153 ×4.408 × 86%i 0 2.534满足附

5、着条件maxig1i0 TFz2·在沥青混凝土干路面， =0.70.8 ，取 =0.75即ig10.29×1744×9.8×0.958×0.75/153 × 4.408 ×86%=6.14由得 2.53 ig16.14；又因为乘用车 ig1=3.04.5 ；所以，取 ig1=3.6其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：i g1 i g2 ig3 ig4qi g2 i g3 ig4 ig5式中： q 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： 由 i g1=q4×i g5

6、得出： q=1.456 所以其他各挡传动比为：一档二档三挡四档五档3.62.4691.6961.1650.81.1.2 中心距 A初选中心距时，可根据下述经验公式A KA3 Temaxi1 g （1.3） 式中： A 变速器中心距（ mm）；KA 中心距系数，（乘用车： K A =8.9 9.3 ） ；Temax 发动机最大转矩（ Temax =153N.m）；i1变速器一挡传动比， i g1=3.6 ；g 变速器传动效率，取 96% ；则， A K A3 Temaxi1 g=71.9775.20 （mm） 初选中心距 A =72mm。1. 2齿 轮 参 数1、模数 齿轮的模数定为 3.0mm

7、。2、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°3、螺旋角货车变速器螺旋角： 18° 26° 初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 23°4、齿宽 b 直齿b kcm，kc为齿宽系数，取为 4.5 8.0 ，取 7.0； 斜齿 b kcmn， kc取为 6.0 8.5 ，取 7.0 。 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取 4mm。5、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 。以下齿轮变位系数均查下表得出：1. 3各 挡 齿 轮齿 数的 分配图 1

8、.3.1 变速器传动示意图1、确定一挡齿轮的齿数一挡传动比为 ig1Z11.4)为了求 Z1 ，Z2 的齿数，先求其齿数和 Zh，斜齿 Z h2Acosmn1.5)=44.18取整为 45Z1+Z2=ZhZ1=10 Z 2=45-10=352、对中心距 A 进行修正因为计算齿数和 Zh 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的Zh和齿轮变位系数重新计算中心距 A ，再以修正后的中心距 A作为各挡齿轮齿数分配的依据A0 2mconsZh =73.33mm取整为 A=74mm。对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 t ：tan t=tan n /cos 10t =21.57啮合角 t,： c

9、os t,=Ao cos t =0.921 t t A tt, =22.96°变位系数根据下图查出：he 0.71z2 37 3.36111 0.51 2 0.71 0.51 0.20z1计算 精确值： A=mn Zh24.302cos 10一挡齿轮参数：分度圆直径d1 mnz1 /cos =3×10/cos24.60°=32.00mmd 2 m z2 /cos =3× 37/cos24.60°=112.00mm齿顶高ha1 han1yn mn =3.34mmha2han 2y n mn =2.25mm式中： yn (A A 0)/m n=(7

10、4-73.33 )/3=0.22ynnyn =0.72-0.22=0.50齿根高hf1 han c1 mn =2.22mmhf2han c2 mn =3.12mm齿顶圆直径da1 d1 2ha1=38.60mmda2 d2 2ha2 =116.26mm齿根圆直径d f 1 d1 2h f 1 =27.56mmdf2 d2 2hf2 =105.76mm3、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，初选7 8 =21°i2Z4Z31.8)1.9)2Acosmn2Acos 8Z3 Z48 =44.81 取整为 45mn由式（ 1.8 ）、（1.9 ）得 Z 3 =12.

11、972，取整为 Z 7 =13， Z 4 =45-13=32Z4则，i 24 =32/13=2.4622Z3对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距Aomn Z3 Z4 =72.302mm2 cos端面压力角tant =tan n /cost =21.30 °端面啮合角cos t,Ao cos22.90变位系数之和2.49Uz74342. 429z3143 =0.464 =0.25求 8 的精确值：mn Z3Z42 cos 88=22.62°二挡齿轮参数：分度圆直径z37mn =42.16mmcosd4齿顶高ha3hanha4han齿根高齿顶圆直径z4mncos 7 8=103.

12、78mmyn mn =3.24mmyn mn =2.61mm式中： y nhf 3hf 4（A A 0）/m n =0.23n yn =0.38han cn 3 mn =2.37mmhan cn4 mn =3.00mmd a3d32ha3=48.64mmda4d42ha4 =109.06mm齿根圆直径df 3d32hf 3 =37.42mmdf 4d4 2hf 4 =97.78mm2）三挡齿轮为斜齿轮，初选 6 =23Z6Z51.10)Z6=1.696Z53.11)Z h 2Acos =44.18 取整为 45 mn由式（ 3.10 ）、3.11)得 Z5 =16.69 ，取整 Z5 =17，

13、Z6=28i3ZZ65 =28/17=1.627对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距Aomn Z5 Z6 =73.32mm2cos取整 A=74端面压力角tant =tan n /cos =0.395t =21.57 °端面啮合角cos t, Ao cosA79t =cost 78. 2121. 57 =0.9222. 97变位系数之和n 0.72Uz6z530 1.667185 =0.416 =0.72-0.41=0.31求 6的精确值： A mn Z5 Z6=24.30 °6 2cos三挡齿轮参数：分度圆直径d5z5 mn =54.40mmcosd6z6mn =89.60

14、mmcos齿顶高ha5 han 5 yn mn =2.76mmha6 han 6yn mn =2.46mm式中： yn （A A 0）/m n =0.23ynnyn =0.49齿根高 hf5 han cn5 mn =2.52mmhf6 han cn6 mn =2.82mm齿顶圆直径da5 d5 2ha5 =59.92mmda6 d6 2ha6 =94.52mm齿根圆直径df5 d5 2hf5 =49.36mmdf6 d6 2hf6 =83.96mm3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角4 =24Z8Z71.12）Z8=1.165Z72Acosmn1.13）Zh=44由（ 1.12 ）、（1.13 ）

15、得 Z7 =20.32 ，取整 Z7 =21， Z8 =44-21=23对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距Aomn Z7 Z8 =72.25mm 取整 A=73mm2cos端面压力角 tan t =tan n /cos =0.39t =21.72 °A 77. 17 端面啮合角 cos t,o cos t =cos 21. 72 =0.919t A t 78t, 23. 20变位系数之和 n 0.74Uz7z825 1. 136227 =0.388=0.74-0.38=0.36求螺旋角4 的精确值： A mn Z7 Z84 2cos=25.33°四挡齿轮参数：分度圆直径d7

16、z7 mn =69.68mmcosd8z8mn =76.33mmcos齿顶高ha7han 3yn mn =2.76mmha8h an 4yn mn =2.70mm式中： yn （A A 0）/m n =0.25yn n yn =0.49齿根高hf 7han cn7 mn =2.61mmh8han cn8 mn =2.67mm齿顶圆直径d a7d7 2ha7=75.03mmda8 d82ha8 =81.55mm齿根圆直径df 7 d7 2hf 7 =64.47mmdf 8 d8 2hf 8 =70.99mm10Z91.12）4）五挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=22Z10=0.8Z 92Acosmn

17、1.13）n 0.32z10z921270. 789 =0.2410 =0.32-0.24=0.08Zh=45由（ 1.12 ）、（1.13 ）得 Z9=25，Z8=45-25=20对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距Aomn Z9 Z10 =72.80mm 取整 A=73mm2cos端面压力角 tan t =tan n /cos =0.39t =21.43 °A 77. 65端面啮合角 cos t,o cos t =cos 21. 43 =0.92t A t 7822 变位系数之和求螺旋角 4 的精确值：mn Z7 Z8 =0.9232cos=22.61四挡齿轮参数：分度圆直径d9z

18、9mn =81.08mmcosd10z10mn =64.86mmcos齿顶高ha9han3yn mn =2.97mmha10han4 yn mn =2.47mm式中： yn （A A 0）/m n =0.07ynn yn =0.25齿根高hf 9han cn97 mn =2.03h10han cn10 mn =3.51mm齿顶圆直径da9 d9 2ha9 =87.02d10 d10 2ha10 =69.80齿根圆直径df 9 d9 2hf 9 =75.02df 10 d10 2hf 10 =57.844、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 Z13 的齿数一般在 2123 之

19、间， 初选 Z12后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 A，。初选 Z13 =23， Z 12 =13，则： ，1A， m Z12 Z1321= 3 13 232=54mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉， 齿轮 12 和 11 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm以上的间隙，则齿轮 11 的齿顶圆直径 De11 应为De12 De11e120.5 e11A2De112A De12 1=2×77 3× (14+2) 1=105mmZnDe11 2m计算倒挡轴和第二轴的中心距 A=110mm计算倒挡传动比10523=30m z13 z114 22 33z13z11i倒z12z1

20、323 3014 23=2.35取 Z11 =30z1323Uz1214z1133Uz13231.641.4312 =0.2411 =0.2413 =-0.24第二章 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、考虑加工工

21、艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：m法 3.5时渗碳层深度 0.8 1.2m法 3.5时渗碳层深度 0.9 1.3m法 5时渗碳层深度 1.0 1.3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 HRC48 5312 。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 171N. m，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承 传动效率

22、96%。轴T1=Temax 离 承 =153×99%×96%=145.411 N. m轴 一挡T T1 承 齿i1 =145.411×0.96 ×0.99 ×35/10=483.695 N .m2.3 轮 齿强度计 算2.3.1 轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿轮弯曲应力 w图 2.1 齿形系数图1）一挡斜齿圆柱齿轮： mn 3mm, 23F1KbtyKK 应力集中系数，可近似 取1.5K重合度影响系数，取2.0b齿宽（ mm ），取 19t端面齿距（ mm ），齿形系数，取 0.141当计算载荷取到作用到变速器第一轴时的最大扭矩Temax 时，许

23、用应力在180350MPa，所以弯曲强度满足要求1 轮齿接触应力 j式中： j 为轮齿的接触应力 , N/ mm2；F 为齿面上的法向力， N ；为节点处压力角， ；E 为齿轮材料的弹性模量， N/ mm2 ； b 为齿轮接触的实际宽度， mm ；z、 b 为主、从动齿轮节点处的曲率半径， mm。1)I 挡直齿轮接触应力 j0.41810082.2 2.1 10521( 1 1 ) 1960MPa5.8 19.2其中 z rz sin 、 b rb sin将作用在变速器第一轴上的载荷 Tem ax / 2 作为计算载荷时，对于渗碳齿 轮，一挡和倒挡的许用接触应力为 19002000MP，a 所

24、以强度满足要求。第三章 轴及轴上支承的校核3.1 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

25、来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少 17 。3.2 轴 的强度计 算3.2.1 初选轴的直径1、初选轴的直径变速器轴的长度可以初步确定。 轴的长度对轴的刚度影响很大， 满足刚 度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。第一轴花键部分直径 d的初选： d K3 Temax 4.0 3 142 20.8mm。第二轴， d / L 0.18 0.21取第一轴的最细处轴径为 d=25mm.3.2.2 轴的强度验算1、轴的刚度验算根据传动方案的布置， 倒挡齿轮处于轴径最小处， 且倒挡时轴所承受的载荷 最大，所以选择倒挡进行轴的强度验算。（1）一挡轴处轴的刚度验算轴在垂直面内的挠度为fcF1

26、a2b23EIL轴在水平面内的挠度为：fs22F1a2b23EIL转角为：F1ab(b a)3EIL式中： fc 为轴在垂直面内的挠度， mm；fs 为轴在水平面内的挠度， mm；需要图纸联系 QQ1537693694F1 为齿轮齿宽中间平面上的圆周力， N；F2 为齿轮齿宽中间平面上的径向力， N； d 为轴的直径， mm；E 为弹性模量， MPa；I 为惯性矩， mm4 ；a 、 b -为齿轮上作用力距支座 A、 B的距离， mm； L - 为支座间距离， mm。a 9mm,b 167.25mm可求出fc 0.0037 fc 0.05 0.10mmf s 0.0091 f s 0.10 0.15mm0.000343111 19.5 2