两轴变速器设计69kw

1、1.1.1 0 基本参数1.1.2 学号 6 方案一Pemax =75-6=69kwuamax =169-6*2=157km/hTemax =170-6*3=152 N mnT =3200r/minm=1710-6*5=1680kg轮胎选用R=14轮胎半径最低车速最低转速185/60R14S型号r=288.8mm=0.2888muamin =5 km/hnmin =600 r/minnP =9549 （1.11.3 ）1.1.2初选传动比Pemax / Temax =45365935 r/minnP =5000 r/min初选 ig5=0.8根据公式uamax =0.377ig5i0rn 得

2、i0=4.325其中： uamax 最高车速， uamax =157km/hn发动机转速i0 主减速器传动比r 车轮半径，i g5 变速器最高传动比rn min uamin =0.377 i imax得imax =12.361ig1=imax / i 0 =2.685ig1ig2ig3ig4qig2ig3ig4ig5得q=1.428 所以各挡传动比与 挡传动比的关系为ig1=2.685 ig2 =2.219 ig3=1.596 ig4=1.218 ig5=0.81.1.4 初选中心距初选中心距时，可根据下述经验公式(4-1)A K A3 Temaxi1 g式中： A 变速器中心距（ mm）；K

3、A 中心距系数，乘用车： K A =8.99.3，商用车： K A =8.69.6，多挡变速器： KA =9.511.0；Temax 发动机最大转矩（ N.m）；i1 变速器一挡传动比；g 变速器传动效率，取 96%。Temax =152N mi1=2.685A KA3 Temaxi1 g=(8.99.3)3 152 2.685 96%=69.5873.51 (mm)初选中心距 A=70 mm1. 2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

4、速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量 ma 在 1.814.0t 的货车为 2.0 3.5mm；总质量 ma 大于 14.0t 的货车为 3.5 5.0mm。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 ma /t1.0V 1.61.6V 2.56.0 14.0模数 mn / mm2.252.752.753.003.504.504.50 6.00表 3.3 汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.5

5、0（3.75）4.505.50根据表 3.2及 3.3，齿轮模数定为 3.5mm 2、压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用 16.5等小些的压力角； 对商用车， 大些的压力角。国家规定的标准压力角为 2014.5、 1516啮合套或同步器的接合齿压力角有为提高齿轮承载能力应选用 22.5或，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为25等2020、25、30等，但普遍采用 30压力角。3、螺旋角齿的强度也相应提高。 在齿轮选用大些的螺实验证明：随着螺旋角的增大， 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

6、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。货车变速器螺旋角： 18 26初选常啮合齿轮螺旋角和一挡齿轮螺旋角为 21二挡 齿轮螺旋角为 21三挡和四挡 齿轮螺旋角为 214、齿宽 b直齿b kcm， kc为齿宽系数，取为 4.58.0，斜齿 b kcmn， kc取为 6.0 8.524mm，1.00。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

7、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 ig1 ZZ12ZZ190为了求 Z9 ， Z10的齿数，先求其齿数和 Zh ，一挡齿轮为斜齿轮，1=21直齿 Zh 2A m2Acos斜齿 ZhmnZh 2Acos 1 =2 66 cos21=49.948取整为 50 2.5mn取 Z1 =13, Z2 =372、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。A mn Z1 Z2 =2.5 (13 37) =66.947mm取整为 66m

8、m2cos2cos21修正螺旋角 =20.83对一挡齿轮进行角度变位：cost理论中心距端面啮合角变位系数之和齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数c o stAo c o stAt an n tan20t an n =0.389coyns cos24Aot =21.28mn Z1 Z2 =66.875mm2c o st, 19.236z1 z2 i n v t, i n v t2tann=-0.041 0.312 0.35A -A 09696.01mn=-0.35mmyn= - yn =0.31ha1ha2hf1hf2fo 1 y n mn =2.5mmfo2yn mn =0.85m

9、mfo c*n 1 mn =2.35mmfo c*n2 mn =4mmh hf1 ha1 =4.85mmda1 d1 2ha1=39.775mmda2 d2 2ha2 =109.675mmd f1 d1 2h f 1 =30.075 mmd f 2 d2 2hf 2 =90.975mmzv1z1 =15.922co 3sz2co3s =45.3173、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 2 =21ig2Z4Z3(3-8)A m Z3 Z42cos 23.9)Z3 Z42Acos 2=49.95由式（ 3.8）、（3.9）得取整为 Z3 =15， Z 4 =3

10、4ig2 ZZ43=2.667对二挡齿轮进行角度变位： 精确螺旋角2 =21.87理论中心距Aom Z3 Z4 =662cos啮合角z7 z8 inv t inv t变位系数之和t 21.4152tan=0.057 =0.298 =-0.24中心距变动系数ynA Ao66 66 =02.5分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数yn= -yn =0.05d3d4mn 3 =40.41 mmc o s2mn 4 3.5 21 =91.59mmco s2 cos 24.3ha3fo 3yn mn =3.10mmha4fo 4yn mn =1.78mmhf3fo c*n 7 mn =

11、2.4 mmhf 4fo c*n8 mn =3.73mmh hf 7 ha7 =5.50mmda3 d3 2ha3 =46.61mmda4 d4 2h a4 =95.15mmd f 3 d3 2hf 3 =35.61mmdf4 d4 2hf4 =84.15mm13zv33 =18.767c os 3z4co 3s 4=42.5392）三挡齿轮为斜齿轮，初选3=21 模数 2.25Z6iZ5g33.10)562Acos 33.11)mn=55.499 取整 55由式（ 3.10）、（3.11） 取整为 Z5=21 Z6=34Z 6i g3Z=1.619精确螺旋角= mn Z5 Z62A理论中心距

12、Aoz5 z6 mn =66mm2cos 33 =20.364对三挡齿轮进行角度变为：t =21.218端面压力角端面啮合角cos tAo cos tt =21.218变位系数之和z5 z6 inv t, inv t2tan n=0.255 0.216 0.04中心距变动系数ynA Ao =0yn= -yn =0.25分度圆直径d5z5mn=50.4mmcos 3d6z6mn=81.6mm cos 3齿顶高a5fo5yn mn =2.16mmha6fo6y n mn =1.78mm齿根高hf 5fo cn5 mn =2.34mmhf6fo cn6 mn =2.72mm齿全高h hf 5 ha5

13、 =4.50mm齿顶圆直径da5d5 2ha5 =54.72mmda6d6 2ha 6 =85.16mm齿根圆直径df5d5 2hf5 =45.72mmdf8d8 2hf 8 =76.16mm当量齿数z5zv5cos3 5 6 =25.486z6zv63z6=41.263cos 5 63）四挡齿轮为斜齿轮，初选4=21 ，模数 2.25Z8iZ7g4=1.11A mn Z8Z72cos 43.13)得Z7=26， Z8 =29，则：g4Z8Z7=1.115精确螺旋角co s4=mn Z7 Z84 2A4 =20.364对四挡齿轮进行角度变位：端面压力角t =21.218理论中心距Aoz7 z8

14、 mn =66mm2cos 4端面啮合角cos tAo cos tt,=21.218变位系数之和z3 z4 inv t, inv t2tan n=0.250.218 0.04中心距变动系数ynA Ao =0yn= -yn =0.25分度圆直径d7z7mn =62.4mmcos 4d8z8mn=69.6mm cos 4齿顶高ha7f o3y n mn =2.16mmha8fo4y n mn =1.78mm齿根高hf7f o c* n7 mn =2.34mmhf 8f o c* n8 mn =2.72mm齿全高h hf 7ha7 =4.5mm齿顶圆直径da7d7 2ha7 =66.72mmda8d

15、8 2ha8 =73.16mm齿根圆直径df7d7 2hf7 =57.72mmd f 8 d8 2hf 8 =64.16mm当量齿数zv7z37 =31.554cos 4z8zv838 =35.195c os 44）五挡齿轮为斜齿轮，初选 5=22 ，模数 2.5Z10Z190 ig5=0.8A mn Z9 Z102cos 5得Z7=31， Z8 =24，则：ig5 ZZ190=0.8精确螺旋角c o s 5= mn Z9 Z102A5 =20.364对四挡齿轮进行角度变位：t =21.218端面压力角理论中心距Aoz9 z10 mn =66mm2cos 5端面啮合角cos t, Ao cos

16、 tAt =21.218变位系数之和z9 z10 inv t, inv t9 102tan tnt=0.259 0.2110 0.0410中心距变动系数ynA Ao =0yn= -yn =0.25分度圆直径d9d10z9mn=74.4mmcos 5z10mn=57.6mmcos 5齿顶高ha9fo9y n mn =2.16mmha10fo 10y n mn =1.78mm齿根高hf 9fo c*n 9 mn =2.34mmhf 10 fo c*n 10 mn =2.72mm齿全高h hf 9 ha9 =4.5mm齿顶圆直径da9 d9 2ha9=78.72mmda10 d10 2ha10 =6

17、1.16mm齿根圆直径d f 9 d9 2hf 9 =69.72mmd f10 d10 2hf10 =52.16mm当量齿数z9zv9 cos3 5=37.662z10zv103 =29.127cos 55、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 Z12 的齿数一般在 2123 之间， 为直齿，初选 Z12 =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=66-8=58 mm，1A 2m Z13 Z11Z13 / Z11 =2.5Z11=14， Z13=33 A=58.75 取 58为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动

18、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 AA, m z12 z11A2=46.25mm取 46 mm分度圆直径d11 = Z11 mn=35 mmd12=Z12 mn =57.5 mmynA Ao =-0.1m=20压力角变位系数z11 z12 inv t, inv t2tan n=011 0.412 0.4齿顶高ha11fo 11ynmn =3.25mmha12fo 12 y nmn =1.25mm齿根高hf11fo c*n11 mn =2.13mm齿全高h hf11 ha11 =5.38mm齿顶圆直径da11 d11 2ha11

19、 =41.50mmhf 12fo c*n 12 mn =4.13mmd a12 d12 2ha12 =60.00mm计算倒档轴和输出轴的中心距 A, m z12 z132=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。d13=Z13 mn =82.5ha13fo13 yn mn =3.25mmhf 13foc*n13 mn =2.13mmda13d132ha13=89 mm1/2( da13 + d a11 )=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

20、， 然后计算出变 速器的各挡传动比；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 3050

21、HBS 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0.81.2m法 3.5 时渗碳层深度0.91.3m法 5 时渗碳层深度1.01.30.2；表面硬度 HRC485312 。 可采用 25CrMnM O，20CrNiM O，12Cr3A 淬火处理，以提高表面硬度，细化材表面硬度 HRC58 63；心部硬度 HRC3348 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 对于大模数的重型汽车变速器齿轮， 等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、 料晶面粒 13。2. 2计 算 各 轴的 转 矩输入轴发动机最大

22、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%。T入 =Temax 离 承 =14998%96%=141.6N.m输出轴 一挡 T1 T入 承 齿i1=403N.m二挡 T2 T入 承 齿i2 =305N.m三挡 T3 T入 承 齿i3=218N.m四挡 T4 T入 承 齿i4 =150N.m五档 T5 T入 承 齿i5=104 N.m倒挡 T倒1 T入 承 齿 i11 12=1490.96 0.99 23/14=221.11N.mT倒2 T倒1 2承 2齿i12 13 =2210.96 0.99 0.96 0.99

23、 33/23=301.51 N.m2. 3轮 齿 强 度计 算 需要整 套 设 计联 系 Q3.1 轮齿弯曲强度计算1、直齿轮弯曲应力w图 4.1 齿形系数图4.1)2TgK K fm3zKc y式中： w 弯曲应力（ MPa）；Tg 计算载荷（ N.mm）；K 应力集中系数，可近似取 K =1.65；Kf 摩擦力影响系数， 主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮 K f =1.1，从动齿轮 K f =0.9；Kc 齿宽系数 ,b 齿宽（ mm ）； m 模数；y 齿形系数，如图 4.1 。当计算载荷 Tg取作用到变速器第一轴上的最大

24、转矩 Temax 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z11 =30，z12 =13，z13 =22，y11 =0.140， y12 =0.142， y13 =0.112，T倒 =972.8N m，T中=466.7N mKc =8.0w112T倒K K fm3z11Kcy11=653.83MPa400850MPaw122T中K K f m3 z12 K c y12=808.25MPa400850MPaw13.2T倒K K f m3z13Kc y13= 502.97

25、MPa400 850MPa2、斜齿轮弯曲应力4.2)2Tg cos Kzmn3yKcK式中： Tg 计算载荷（ Nmm）；mn 法向模数（ mm ）；z 齿数；斜齿轮螺旋角（） ；K 应力集中系数， K =1.50；y 齿形系数，可按当量齿数 zn z cos3 在图中查得；Kc 齿宽系数K 重合度影响系数，K =2.0。当计算载荷 Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax 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z1 =13，z2 =37， y1=0.158，y2 =0.134，T入 =141.6

26、N.m，T1=403N.m， 1 =20.83Kc =8.02T入 cos 1Kw1 3z1mn y1K cK2 141.6 cos20.83 1.50 33 1033.14 13 2.53 0.158 8.0 2.0=259.2MPa180350MPaw22T1 cos 1K3 z2mn3y2KcK2 403 cos20.83 1.503.14 37 2.53 0.134 8.0 2.0 103 =290.5MPa180350MPa2）计算二挡齿轮的弯曲应力z3 =15， z4 =34，y3 =0.161， y4 =0.135， T2 =305N m， T入 =141.6N m，2 =21.

27、87 Kc =8.02T入 cos 2Kw3 3z3mny3KcK2 141.6 cos21.87 1.50 33 103.14 15 2.53 0.161 8.0 2.0=207.96MPa180350MPa2T2 cos 2K w4 2 2z4mn3y4KcK2 305.06 3cos21.87 1.501033.14 34 2.53 0.135 8.0 2.0=235.71MPa180350MPa3）计算三挡齿轮的弯曲应力z5 =21， z6=34， y5 =0.150， y6 =0.157，T3=217.90Nm，T入 =466.7N m，3 =20.364 Kc =8.02T入 co

28、s 3Kw5 3z5mn y5K cK2 141.6 cos20.364 1.503.14 21 2.253 0.150 8.0 2.0 103=221.06MPa180350MPaw62T3 cos 3K3z6mn y6KcK2 217.90 cos20.364 1.50 33 103.14 34 2.253 0.157 8.0 2.0=200.73MPa180350MPa4）计算四挡齿轮的弯曲应力z7 =26， z8=29，y7 =0.155， y8 =0.138， T4 =150.12N m， T入=141.6N m，4 =20.364 Kc =7.02T入 cos 4Kw7 3z7mn

29、y7Kc K2 141.6 cos20.364。 1.5033.14 26 2.253 0.155 7.0 2.0 10=197.47MPa180350MPaw82T4 cos 4K3 z8mn y8K cK2 150.12 cos20.364。 1.503.14 29 2.253 0.138 7.0 2.0 103=197.79MPa180350MPa5）计算五档齿轮的弯曲应力z9 =31， z10 =24， y9=0.162， y10=0.134，T5=104.20Nm，T入 =141.6Nm，5 =20.364 Kc =6.02T入 cos 5 K w9 3 z9mny9KcK2 141

30、.6 co3s20.364 1.50 1033.14 31 2.253 0.162 6.0 2.0=184.880MPa180350MPaw102T5 cos 5K3z10mn y10KcK2 104.20 c3os20.364。 1.501033.14 24 2.253 0.134 6.0 2.0=212.42MPa180350MPa2.3.2 轮齿接触应力 jj 0.418 bdcos cos z4.3)式中： j 轮齿的接触应力（ MPa）；Tg 计算载荷（ Nmm）； d 节圆直径 （mm） ；节点处压力角（） ， 齿轮螺旋角（）；E 齿轮材料的弹性模量（ MPa）； b 齿轮接触的实

31、际宽度 （mm） ；z 、 b 主、从动 齿轮节点 处的曲率半 径（mm），直齿轮 z rzsin 、b rbsin ，斜齿轮 z rz sin cos2 、 b rb sin cos2 ；rz、 rb 主、从动齿轮节圆半径 （mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷 Temax /2 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力 j 见表 4.1。弹性模量 E =20.6 104 N mm-2，齿宽 b Kcm Kcmn=83.5=28mm齿轮j MPa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表 4.1 变速器齿轮的许用接触应力1）

32、计算一挡齿轮的接触应力T1 =403N.m， T入 =141.6N.m 齿宽 b Kcm K c mn =20mmd 1 =34.773mm， d 2 =98.93mmb1 =19.367mmz1 =6.807mm2T入Ej1 0.418 bd 1 cos cos 111z1 b1=1867.209MPa19002000MPaj2 0.4182T1E1bd2 cos cos 9-10 z12T1E1b1=1820.58MPa19002000MPa2）计算二挡齿轮的接触应力T2 =305.06N m， T入 =141.6N m齿宽 b Kcm K c mn =20mmd 3 =40.408mm，

33、 d 4 =91.592mmb2 =18.187mmz2 =8.0232T入Ej3 0.418 bd3 cos cos11z2 b2=1611.88MPa19002000MPaj4 0.418 2 1bd4 cos os z2 b2=1571.39MPa1900 2000MPa3）计算三挡齿轮的接触应力T3 =217.90Nm，T入 =141.6N.m齿宽 b K cm K cmn =18mmd 5 =50.340mm， d 6 =81.560mmb3 =15.869mmz3 =9.795mmj52T入E110.418 bd 5 cos cos 3 z3 b3=1452.06MPa19002000MPaj62T3E0.418 bd 6 cos cos 31z3