两轴变速器设计72中心距

1、.目录第一章数据计算1.121.251.36第二章 齿轮校核2.1142.2152.315第三章 轴及轴上支承的校核3.1173.217.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 a m ax =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+172=1744Kg转矩转速： nT=3200r/min车轮： 185/60R14Sr R=14 2.54 10/2+0.6 185=298.88mm 1.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则i

2、g 5 =0.8 （取值范围在0.70.8 ）U a m ax = 0.377n p ri g max i 0式中： U a m ax 最高车速n p发动机最大功率转速r 车轮半径ig m ax 变速器最大传动比i0主减速器传动比n p / nT =1.4 2.0即 np =（1.4 2.0 ） 3200=44806400r/minTemax =9549 Pe max（式中 =1.1 1.3 ，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/min主减速器传动比 i0 =0.377 np r=0.377 6000 0.

3、29/0.8 186=4.408i g max i 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Temax i g i0 TC D A2du（1.1）rGf21.15ua Gimdt汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为Temaxi g i 0 TGsin（1.2 ）GfcosrGr fcossin即， i g1Ttq i 0T式中：G作用在汽车上的重力， Gmg ，m 汽车质量， g 重力加速度，Gmg =17449.8=17091N；.m；Te max 发动机最大转矩， Te max =153Ni0 主减速器传动比， i0 =4.408 ；T 传动系效率，T =8

4、6%（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 017449.8 0.29 (0.001 0.958+0.287)/153 4.408 86%i 0 2.534满足附着条件。.Temax i g1i0 TFz2r在沥青混凝土干路面，=0.70.8 ，取 =0.75即 i g1 0.29 17449.8 0.958 0.75/153 4.408 86%=6.14由得 2.53 i g1 6.14 ；又因为乘用车 ig 1 =3.04.5 ；所以，取 i g1 =3.6其他各挡传动比的确定：按等比级数原则，一般汽

5、车各挡传动比大致符合如下关系：iig1g 2iig 2i g3i g4qig 4i g5g3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=q4i g5 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AK A 3 Temax i 1 g（ 1.3 ）式中： A 变速器中心距（ mm）；K A 中心距系数，（乘用车： K A =8.9 9.3 ） ；.Temax 发动机最大转矩（Temax =153Nm）；i1 变速器一挡传动比，i g1 =3.6 ；g 变

6、速器传动效率，取96% ；.则， AK A 3 Te max i1 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。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234、齿宽 b直齿 bkc m ， kc 为齿宽系数，取为4.5 8.0 ，取 7.0 ；斜齿 bkc mn ， 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

7、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 1.3.1变速器传动示意图1、确定一挡齿轮的齿数一挡传动比为 ig1Z 2（1.4）Z1为了求 Z1 ， Z 2 的齿数，先求其齿数和Z h ，斜齿 Z h2 Acos）（1.5mn=44.18取整为 45Z1+Z2 =ZhZ1=10Z2=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。mn ZhA=73.33mm取整为 A=74mm。0

8、2cos对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角t ：tant =tann /cos10t =21.57 啮合角t, ： cos t, = Ao cost =0.921At, =22.96 变位系数根据下图查出：he 0.71z2370.510.710.510.20U3.3612z111计算精确值： A= mn Zh24.302cos 10一挡齿轮参数：分度圆直径dd1m n z1 / cos=310/cos24.60 =32.00mm2m z2 / cos=337/cos24.60 =112.00mm齿顶高ha1h an1ynmn =3.34mmha 2han2y nmn =2.25mm式中： y

9、 n（ AA 0） /m n =（74-73.33 ） /3=0.22y nnyn =0.72-0.22=0.50齿根高h f 1hanc1mn =2.22mmh f 2h anc2mn =3.12mm齿顶圆直径da1d12ha1 =38.60mm.da2d 22ha2 =116.26mm齿根圆直径d f 1d12h f 1 =27.56mmd f 2d 22h f 2 =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78 =21i 2Z 4（1.8 ）Z 3Z h2A cos（1.9 ）mnZ3Z 42Acos8=44.81取整为 45mn由式（ 1.

10、8 ）、（1.9 ）得Z3=12.972，取整为， Z=45-13=32Z7=134则， i 2Z4=32/13=2.462Z3对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距AomnZ3Z4=72.302mm2 cos端面压力角tant =tann /cost =21.30 端面啮合角cost,Ao costA,22.90t变位系数之和n2.49z74343 =0.464 =0.25U2. 429z314.求mn Z3Z 4=22.628的精确值： A82 cos8二挡齿轮参数：分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径d 3z37 mn =42.16mmcosd 4z4 mn=103.78mmcos78

11、ha3h an3y nmn =3.24mmha4han4y nmn =2.61mm式中： y n（ AA 0） /m n =0.23y nnyn =0.38hf3hancn3mn =2.37mmhf4hancn4mn =3.00mmd a3d 32ha 3 =48.64mmd a 4d 42ha4 =109.06mmd f 3d 32hf3 =37.42mmd f 4d 42hf4 =97.78mm（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选6=23Z 6i 3（1.10 ）Z 5Z =1.696Z56Z h2A cos取整为 45（3.11 ）=44.18mn.由式（ 3.10 ）、（3.11 ）得 Z5

12、=16.69 ，取整 Z 5 =17， Z6 =28i 3Z 6 =28/17=1.627Z 5对三挡齿轮进行角度变为：m Z5Z6理论中心距Aon=73.32mm2 cos取整 A=74端面压力角tant =tann /cos=0.395t =21.57 端面啮合角cost,79cos 21. 57 =0.92Ao cos t =A78. 21,22. 97t变位系数之和n0.72z 6301. 6675 =0.416 =0.72-0.41=0.31U18z 5求6 的精确值： Amn Z5Z6=24.30 2 cos三挡齿轮参数：分度圆直径d5z5 mn =54.40mmcosd 6z6

13、mn =89.60mmcos齿顶高ha5h an5ynmn =2.76mmha6h an6y nmn =2.46mm式中： y n（ AA 0） /m n =0.23y nnyn =0.49齿根高h f 5h ancn5mn =2.52mm.h f 6h ancn6mn =2.82mm齿顶圆直径dd齿根圆直径da5d52ha 5 =59.92mma 6d 62ha6 =94.52mmf 5d 52hf 5 =49.36mmd f 6d62h f 6 =83.96mm（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角4 =24Z 8i 4（1.12 ）Z 7Z8=1.165Z7Zh2A cos（1.13）mnZ

14、h=44由（ 1.12 ）、（1.13 ）得 Z7 =20.32 ，取整 Z7 =21， Z 8 =44-21=23对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距Aomn Z7Z8=72.25mm 取整 A=73mm2 cos端面压力角tant =tann /cos=0.39t =21.72 端面啮合角cos t,Ao cos77. 17cos 21. 72 =0.919t =A78,23. 20t变位系数之和n0.74.z725U1. 136z8227 =0.388 =0.74-0.38=0.36求螺旋角4 的精确值： Amn Z7 Z8=25.33 2 cos四挡齿轮参数：分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆

15、直径齿根圆直径d7z7 mn =69.68mmcosd 8z8 mn =76.33mmcosha7han3y n mn =2.76mmha8h an4y n mn =2.70mm式中： y n（ AA 0） /m n =0.25y nnyn =0.49hf 7hancn7mn =2.61mmh8hancn8m =2.67mmnd a7d 72ha 7 =75.03mmd a 8d 82ha8 =81.55mmd f 7d 72hf7 =64.47mmd f 8d 82hf8 =70.99mm（4）五挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=22Z10i 5（1.12 ）Z 9Z =0.8Z910Zh2A c

16、os（1.13 ）mn.Zh=45由（ 1.12 ）、（1.13 ）得 Z 9 =25， Z 8 =45-25=20对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距Aomn Z9Z10=72.80mm 取整 A=73mm2 cos端面压力角tant =tann /cos=0.39t =21.43 端面啮合角cos t,Aocos t77. 65cos 21. 43 =0.92=A78,22t变位系数之和n0.32Uz10210. 78z 9279 =0.2410 =0.32-0.24=0.08求螺旋角4 的精确值： Amn Z7Z8=0.923=22.61 2 cos四挡齿轮参数：分度圆直径d 9z9 mn

17、=81.08mmcosd10z10m=64.86mmncos齿顶高ha9han3y nmn =2.97mmha10han4ynmn =2.47mm式中： y n（ A A 0） /m n =0.07y nnyn =0.25齿根高hf 9hancn97mn =2.03.h10hancn10 mn =3.51mm齿顶圆直径d a9d 92ha 9 =87.02d 10d 102ha10 =69.80齿根圆直径d f 9d 92hf 9 =75.02d f 10d102hf 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 21 23 之间，初选 Z1

18、2 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A，。初选 Z13 =23， Z12 =13，则：A，1m Z12Z132=1313 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 D e11 应为D e120.5D e11A22De11 2 AD e12 1=2 773(14+2) 1=105mmZnD e112m=105 23=30取 Z11 =30计算倒挡轴和第二轴的中心距A.A,m z13 z11242233=2=110mm计算倒挡传动比z13z11i倒z13z12= 23301423=2.35z1

19、32312 =0.2413 =-0.24U1.64z1214z113311 =0.24U1.43z1323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30 50HBS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

20、 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.99%，轴承171Nm，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率传动效率 96%。 轴.T1 =Te max 离 承 =153 99%96%=145.411 Nm轴一挡TT

21、1 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：mn3mm,23wF1KbtyKK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，许用应力在180 350MPa，所以弯曲强度满足要求。1 轮齿接触应力 jj0.418 FE ( 11 )bzb式中：j 为轮齿的接触应力2, N/ mm；F

22、 为齿面上的法向力，N ；为节点处压力角，o ；2E 为齿轮材料的弹性模量，N/ mm；.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j10082.22.110511j0.41821() 1960MPa5.819.2其中z rz sin 、 brb sin将作用在变速器第一轴上的载荷T e m 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19002000MPa，所以强度满足要求。.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、

23、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，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

24、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 K 3 Te max4.03mm 。142 20.8第二轴， d / L0.18 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.F1a2b2轴在垂直面内的挠度为 :f c3EILF1a 2b2轴在水平面内的挠度为：fs3EILF1ab(ba)转角为：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；4I 为惯性矩， mm；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。a9mm, b167.25mm可求出f c0.0037 f c 0.05 0.10mmf s0.0091 f s 0.10 0.15mm311119.5282(28219.5)495.2610100.