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1、-两轴变速器设计72中心距-第 - 17 - 页目录第一章 数据计算21.2 齿轮参数51.3 各档齿轮齿数的分配6第二章 齿轮校核齿轮材料的选择原则141515第三章 轴及轴上支承的校核1717第一章 数据计算设计初始数据：（方案一）学号：17最高车速：=169+17=186Km/h 发动机功率：=75+17=92KW 转矩：=170-171=153Nm 总质量：ma=1710+172=1744Kg转矩转速：nT=3200r/min车轮：185/60R14S rR=141.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则=0.8（取值范围在0.70.8）式中： 最高车速 发动机最
2、大功率转速 车轮半径 变速器最大传动比 主减速器传动比/ =1.42.0 即=（1.42.0）3200=44806400r/min =9549 （式中=1.11.3，取=1.2）乘用车最高车速高，值躲在4000r/min以上（汽车设计P29） 取=6000r/min主减速器传动比6000最大传动比的选择：满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式 （1.1） 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 （1.2） 即，式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=17449.8=17091N；发动机最大转矩，=153N.m；主减速器传动比，=4.408；传动系效率，=86%（取值在85%90%）
3、；车轮半径，=0.29m；滚动阻力系数，对于货车取=0.01；爬坡度，取i017440.958+0.287)/15386%i0满足附着条件。 在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取即1744由6.14；又因为乘用车=3.04.5；所以，取=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：式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：由ig1=q4ig5所以其他各挡传动比为：一档二档三挡四档五档1.1.2 中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式 （1.3） 式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，（乘用车：=8.99.3） ；发动机最大转矩（=15
4、3N.m）；变速器一挡传动比，=3.6 ；变速器传动效率，取96% ；则，=71.9775.20（mm）初选中心距=72mm。1.2 齿轮参数1、模数 mm。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：1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为234、齿宽直齿，为齿宽系数，取为，取；斜齿，取。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。 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.变速器传动示意图1、 确定一挡齿轮的齿数
5、一挡传动比为 （1.4）为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿 （1.5）= =44.18 取整为45Z1+Z2=ZhZ1=10 Z2=45-10=352、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。=mm取整为A=74mm。对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos 啮合角 ： cos=变位系数根据下图查出：计算精确值：A= 一挡齿轮参数：分度圆直径 =3=mm =3=mm齿顶高 =mm =mm 式中：齿根高 =齿顶圆直径 =mm =mm齿根圆直径 =mm =mm3
6、、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=21 （1.8）=44.81 取整为45由式（）、（）得=，取整为=13，=45-13=32则，=32/13=对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =mm端面压力角 tan=tan/cos端面啮合角 变位系数之和 求的精确值： 二挡齿轮参数：分度圆直径 = =mm齿顶高 =mm =mm 式中：齿根高 =齿顶圆直径 =mm =mm齿根圆直径 =mm =mm（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选=23 （1.10）Z65=44.18 取整为 45 （3.11）由式（3.10）、（3.11）得=16.69， 取整=17，=28 对三挡齿轮进行
7、角度变为：理论中心距 =mm 取整A=74端面压力角 tan=tan/cos端面啮合角 =变位系数之和 求的精确值： 三挡齿轮参数：分度圆直径 = =mm齿顶高 =mm =mm 式中：齿根高 =齿顶圆直径 =mm =mm齿根圆直径 =mm =mm（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=24 （1.12）Z87 （1.13）Zh=44由（1.12）、（1.13）得=， 取整=21，=44-21=23对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =mm 取整A=73mm端面压力角 tan=tan/cos端面啮合角 =变位系数之和 =0.38 =求螺旋角的精确值： 四挡齿轮参数：分度圆直径 =齿顶高 =mm =m
8、m 式中：齿根高 =齿顶圆直径 =mm =mm齿根圆直径 =mm =mm （4）五挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=22 （1.12）Z109 （1.13）Zh=45由（1.12）、（1.13）得=25，=45-25=20对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =mm 取整A=73mm端面压力角 tan=tan/cos端面啮合角 =变位系数之和 =0.24 =求螺旋角的精确值：=0.923 四挡齿轮参数：分度圆直径 =齿顶高 =mm =mm 式中：齿根高 =齿顶圆直径 =齿根圆直径 =4、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，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心
9、距。初选=23，=13，则：=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以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为 =2773(14+2)1=105mm =2=30 取=30计算倒挡轴和第二轴的中心距 =110mm计算倒挡传动比 =0.24 = =0.24 第二章 齿轮校核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
10、，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：时渗碳层深度时渗碳层深度时渗碳层深度表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于；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。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96%。轴 =15399%96%= N.m轴 一挡=
11、0.960.99 N.m1、倒档直齿轮弯曲应力图2.1 齿形系数图（1） 一挡斜齿圆柱齿轮：当计算载荷取到作用到变速器第一轴时的最大扭矩时，许用应力在180350MPa，所以弯曲强度满足要求。1轮齿接触应力式中： N/；为齿面上的法向力，N ；为节点处压力角，；为齿轮材料的弹性模量，N/； b为齿轮接触的实际宽度， mm ；为主、从动齿轮节点处的曲率半径，mm 。 （1）I挡直齿轮接触应力其中将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，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
12、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，阶梯应尽可能少17。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
13、度须和直径保持一定的协调关系。第一轴花键部分直径的初选：。第二轴，取第一轴的最细处轴径为d=25mm.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: 轴在水平面内的挠度为： 转角为：式中：为轴在垂直面内的挠度，mm；为轴在水平面内的挠度，mm；需要图纸联系QQ1537693694为齿轮齿宽中间平面上的圆周力，N；为齿轮齿宽中间平面上的径向力，N；为轴的直径，mm；为弹性模量，MPa；为惯性矩，；、-为齿轮上作用力距支座A、B的距离，mm；-为支座间距离，mm。可求出全挠度
14、 所以刚度满足要求 二挡轴齿轮三挡齿轮 四档齿轮 （2） 轴的强度计算轴在水平方向的弯矩图73 轴在竖直方向的弯矩图 所以强度满足要求。3、花键的挤压强度验算 根据传动方案的布置，五挡主动齿轮与输入轴之间采用花键连接，根据轴径尺寸为25mm，可选出花键的齿数Z=8，d=21mm，b=5mm，c=0.2 D=25 当齿面未经热处理时，花键静连接的许用挤压应力最小为3555MPa，当齿面经热处理时，花键静连接的许用挤压应力最小为4070MPa，所以n挤压强度满足要求。 六、滚动轴承的选择和计算 1、滚动轴承的型号选择和寿命验算 （1）、初选轴承型号 根据输入轴径尺寸为20mm，输出轴径为20mm以及其他已知条件，初选其输入轴轴承型号为7205AC，由手册查得，（2）、计算当量动载荷： 根据查表得 ， 因为 ，所以（3） 、轴承的寿命计算 由表查得 根据寿命计算公式： 得 根据经验，可判断出轴承的寿命满足设计要求。