两轴变速器设计72中心距

目录第一章数据计算1.1设计初始数据 (2)1.2 齿轮参数 (5)1.3 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 (14)2.2计算各轴的转矩 (15)2.3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 (17)3.2轴的强度计算 (17)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：m ax a U =169+17=186Km/h 发动机功率：m ax e P =75+17=92KW 转矩：max e T =170-17×1=153Nm 总质量：m a =1710+17×2=1744Kg转矩转速：n T =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5g i =0.8（取值范围在0.7~0.8） m ax a U = 0.377max i i r n g p式中：m ax a U —最高车速p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径m ax g i —变速器最大传动比 0i —主减速器传动比p n / T n =1.4～2.0 即p n =（1.4～2.0）×3200=4480～6400r/minmax e T =9549×pe n P maxα （式中α=1.1～1.3，取α=1.2）乘用车最高车速高，p n 值躲在4000r/min 以上（汽车设计P 29） 取p n =6000r/min主减速器传动比0i =0.377×0max i i r n g p =0.377×6000×0.29/0.8×186=4.408最大传动比1g i 的选择：①满足最大爬坡度。

根据汽车行驶方程式dtdum Gi u A C Gf ri i T a D Tg δη+++=20emax 15.21 （1.1）汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg += （1.2）即，()Ttq g i T f Gr i ηαα01sin cos +≥式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，mg G ==1744×9.8=17091N ；max e T —发动机最大转矩，max e T =153N .m ； 0i —主减速器传动比，0i =4.408；T η—传动系效率，T η=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；α—爬坡度，取α=16.7°i 0≥1744×9.8×0.29×(0.001×0.958+0.287)/153×4.408×86%i 0≥2.534②满足附着条件。

≤ri i T Tg η01emax z2F ·φ在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75即1g i ≤0.29×1744×9.8×0.958×0.75/153×4.408×86%=6.14由①②得2.53≤1g i ≤6.14； 又因为乘用车1g i =3.0~4.5； 所以，取1g i =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：q i i i i i i i i g g g g g g g g ====54433221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=q 4×i 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 3.6 2.4691.6961.1650.81.1.2 中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式31max g e A i T K A η= （1.3）式中：A —变速器中心距（mm ）；A K —中心距系数，（乘用车：A K =8.9～9.3） ； max e T —发动机最大转矩（max e T =153N .m ）；1i —变速器一挡传动比，1g i =3.6 ；g η—变速器传动效率，取96% ；则，31max g e A i T K A η= ==71.97~75.20（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α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β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m k b c =，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0； 斜齿n c m k b =，c k 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2～4mm ，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1.3.1变速器传动示意图1、确定一挡齿轮的齿数一挡传动比为121g Z Z i =（1.4） 为了求1Z ，2Z 的齿数，先求其齿数和h Z ，斜齿nh m A Z βcos 2=（1.5） ==44.18 取整为45Z 1+Z 2=Z hZ 1=10 Z 2=45-10=352、对中心距A 进行修正因为计算齿数和h Z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的h Z 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。

βcos 2mA n0hZ ==73.33mm 取整为A=74mm 。

对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 t α： tan t α=tan n α/cos 10β t α∴=21.57° 啮合角 ,t α： cos ,t α=t oAA αcos =0.921 ,t α∴=22.96° 变位系数根据下图查出：71.0=he ξ36.3113721===z z U 51.01=ξ 20.051.071.02=-=ξ 计算β精确值：A=10ncos 2mβhZ ︒=∴30.24β一挡齿轮参数：分度圆直径 βcos /m 1n 1z d ==3×10/cos24.60°=32.00mm βcos /m 22z d ==3×37/cos24.60°=112.00mm 齿顶高 ()n n 1an 1y h m h a ∆-+=*ξ=3.34mm ()n n 2an 2y h m h a ∆-+=*ξ=2.25mm式中：n 0n /m A A y ）（-==（74-73.33）/3=0.22 n n n y y -=∆∑ξ=0.72-0.22=0.50齿根高 ()n 1an 1h m c h f ξ-+=**=2.22mm ()n 2an2h m c h f ξ-+=**=3.12mm 齿顶圆直径 11a12a h d d +==38.60mm 2a 222h d a d +==116.26mm 齿根圆直径 1112f f h d d -==27.56mm 2222f f h d d -==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87-β=21°342Z Z i =（1.8） nh m A Z βcos 2=（1.9）n843cos 2m A Z Z β=+=44.81 取整为45由式（1.8）、（1.9）得3Z =12.972，取整为7Z =13，4Z =45-13=32则，342Z Z i ='=32/13=2.462对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 ()βcos 243Z Z m A n o +==72.302mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos β t α=21.30° 端面啮合角 t ot AA ααcos cos ,=︒=22.90,t α 变位系数之和 =∑n ξ 2.49429.21434374===z z U 3ξ=0.46 4ξ=0.25 求8β的精确值：()843cos 2βZ Z m A n += 8β=22.62°二挡齿轮参数：分度圆直径 βcos 373nm z d ==42.16mm8744cos -=βnm z d =103.78mm齿顶高 ()n n 3an 3y h m h a ∆-+=*ξ=3.24mm ()n n 4an 4y h m h a ∆-+=*ξ=2.61mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.23 n n n y y -=∆∑ξ=0.38齿根高 ()n 3n an 3h m c h f ξ-+=**=2.37mm ()n4nan4hm c h f ξ-+=**=3.00mm齿顶圆直径 33a32a h d d +==48.64mm 4a 442h d d a +==109.06mm齿根圆直径 3332f f h d d -==37.42mm 4442f f h d d -==97.78mm（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选6β=23°356i Z Z = （1.10） Z 6=1.696Z 5nh m A Z βcos 2==44.18 取整为 45 （3.11）由式（3.10）、（3.11）得5Z =16.69， 取整5Z =17，6Z =28563Z Z i =' =28/17=1.627 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 ()βcos 265Z Z m A n o +==73.32mm 取整A=74端面压力角 tan t α=tan n α/cos β=0.395 t α=21.57° 端面啮合角 t o t AA ααcos cos ,==︒57.21cos 21.7879=0.92︒=97.22,t α 变位系数之和 =∑n ξ0.72 667.1183056===z z U 5ξ=0.41 6ξ=0.72-0.41=0.31求6β的精确值：()βcos 265Z Z m A n += β=24.30° 三挡齿轮参数：分度圆直径 βcos 55nm z d ==54.40mmβcos 66nm z d ==89.60mm 齿顶高 ()n n 5an 5y h m h a ∆-+=*ξ=2.76mm ()n n 6an 6y h m h a ∆-+=*ξ=2.46mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.23 n n n y y -=∆∑ξ=0.49齿根高 ()n 5n an 5h m c h f ξ-+=**=2.52mm ()n6nan6hm c h f ξ-+=**=2.82mm齿顶圆直径 55a52a h d d +==59.92mm 6a 662h d d a +==94.52mm 齿根圆直径 5552f f h d d -==49.36mm 6662f f h d d -==83.96mm（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角4β=24°478i Z Z = （1.12） Z 8=1.165Z 7 nh m A Z βcos 2= （1.13）Z h =44由（1.12）、（1.13）得7Z =20.32，取整7Z =21，8Z =44-21=23 对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()βcos 287Z Z m A n o +==72.25mm 取整A=73mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos β=0.39 t α=21.72° 端面啮合角 t o t AA ααcos cos ,==︒72.21cos 7817.77=0.919︒=20.23,t α 变位系数之和 =∑n ξ0.74 136.1222587===z z U 7ξ=0.38 8ξ=0.74-0.38=0.36 求螺旋角4β的精确值：()βcos 287Z Z m A n += β=25.33°四挡齿轮参数：分度圆直径 βcos 77nm z d ==69.68mmβcos 88nm z d ==76.33mm 齿顶高 ()n n 3an 7y h m h a ∆-+=*ξ=2.76mm ()n n 4an 8y h m h a ∆-+=*ξ=2.70mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.25 n n n y y -=∆∑ξ=0.49齿根高 ()n 7n an 7h m c h f ξ-+=**=2.61mm()n 8n an 8h m c h ξ-+=**=2.67mm 齿顶圆直径 77a72a h d d +==75.03mm 8a 882h d d a +==81.55mm 齿根圆直径 7772f f h d d -==64.47mm 8882f f h d d -==70.99mm（4）五挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角β=22°5910i Z Z = （1.12）Z 10=0.8Z 9 nh m A Z βcos 2= （1.13）Z h =45由（1.12）、（1.13）得9Z =25，8Z =45-25=20 对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()βcos 2109Z Z m A n o +==72.80mm 取整A=73mm端面压力角 tan t α=tan n α/cos β=0.39 t α=21.43° 端面啮合角 t o t AA ααcos cos ,==︒43.21cos 7865.77=0.92︒=22,t α 变位系数之和 =∑n ξ0.32 78.02721910===z z U 9ξ=0.24 10ξ=0.32-0.24=0.08求螺旋角4β的精确值：()βcos 287Z Z m A n +==0.923 β=22.61° 四挡齿轮参数：分度圆直径 βcos 99nm z d ==81.08mmβcos 1010nm z d ==64.86mm齿顶高 ()n n 3an 9y h m h a ∆-+=*ξ=2.97mm ()n n 4an 10y h m h a ∆-+=*ξ=2.47mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.07 n n n y y -=∆∑ξ=0.25齿根高 ()n 97n an 9h m c h f ξ-+=**=2.03 ()n 10n an10hm c h ξ-+=**=3.51mm齿顶圆直径 99a92a h d d +==87.02 10a 10102h d d +==69.80 齿根圆直径 9992f f h d d -==75.02 1010102f f h d d -==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13Z 的齿数一般在21～23之间，初选12Z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距，A 。