变速器设计(计算实例)

目 录

一、变速器传动机构布置方案的选择 ……………………………………………………2

二、确定中心距 …………………………………………………………………………2

三、确定齿轮的基本参数 …………………………………………………………………3

四、确定各挡齿轮齿数 ……………………………………………………………………3

五、齿轮的变位与齿轮各参数的确定 ……………………………………………………7

六、齿轮强度校核 …………………………………………………………………………8

七、初选轴的直径 …………………………………………………………………………14

八、轴的强度校核 …………………………………………………………………………15

九、选择轴承 ………………………………………………………………………………18

十、参考文献 ………………………………………………………………………………18

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设计参数：

变速器型号：CAS5-20A型

各挡传动比：i15.568 i22.832 i31.634 i41.000 i50.794

iR5.011

传递的最大转矩：Temax196Nm

一、变速器传动机构布置方案的选择

CAS5-20A型变速器为中间轴式机械变速器，有5个前进挡和1个倒挡。前进挡均带有滑块式同步器。壳体采用前、后对开式结构。具体传动示意图如下：

二、确定中心距

中间距A为中间轴与第二轴的间距

A= KA3Temaxi1g 其中KA为中心距系数，对于货车KA=8.6～10.6。g为0.96。 试选KA=10.0，则：

A= 9.031965.5680.96=101.56mm

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三、确定齿轮的基本参数 1、模数

第一轴常啮合斜齿轮法向模数mn

mn= 0.473Memax= 0.473196=2.73 取mn=3.0

一挡采用直齿轮，则：

m=0.333M1max=0.3331965.5680.96=3.35 取m=3.5

考虑到齿轮的加工方便，不少变速器采用几种模数。即抵挡齿轮用大模数，高档齿轮采用小模数。变速器所用模数大致范围：轻型货车为2.5～3.5 所以最终确定：第一挡和倒挡齿轮采用直齿，模数m=3.5； 其余各挡齿轮、常啮合齿轮模数mn=3.0；

2、压力角

因国家规定的标准压力角为20º，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20º，即=20º。

3、螺旋角

对于货车斜齿轮螺旋角的初选范围为=18º～26º 初选螺旋角=20º

4、齿宽

根据齿轮模数m（mn）的大小来选定齿宽： 直齿b=kcm，kc为齿宽系数，取为4.5～8.0 斜齿b=kcmn，kc取为6.0~8.5

所以初选：b1=b2=8.03=24mm b7=b8=8.03=24mm b3=b4=8.03=24mm b9=b10=8.03.5=28mm b5=b6=8.03=24mm 倒挡 b=8.03.5=28mm

四、确定各挡齿轮齿数

 i1=

Z2Z9 Z1Z102A直齿Zh= Zh=52.23

m对于中型货车，初选Z10=13

Z9=ZhZ10=39.23 取整Z9=40

Zhm1=3.5(4013) 22 修正中心距 A=

=92.75mm 取整A=93mm

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 常啮合齿轮副齿轮确定

Z2Z=i1Z10Z=5.56813 ………………1 1940A=

mn(Z1Z2)2cos=3.0(Z1Z2)2cos20=93 ………………2

联立1、2得： Z1=21 Z2=38 此时，i1=

Z2Z9Z=5.568 1Z10 与设计传动比一致 修正螺旋角：cos=

mn(Z1Z2)2A=0.9516

则：2'

=19º12´48”  二挡齿轮副齿数确定

Z7Z= i2Z1Z=2.83221 ……………1 8238 A=

mn(Z7Z8)2cos=93 ……………2

8

tan2tan=Z2(1Z7) ……………3

8Z1Z2Z8 联立1、2、3得：

8=15.48º 取整后， Z8=23 Z7=36 则 i22=

ZZ7Z=2.832 1Z8 与设计传动比一致 修正螺旋角：cos8= mn(Z7Z8)2A 则 8'=17.64º

 三挡齿轮副齿数确定

Z5Z= i3Z1= 1.63421 ……………1 6Z238A=

mn(Z5Z6)2cos=93 ……………2

6tan2Z2tan=

(1Z5) ……………3 6Z1Z2Z6联立1、2、3得：

6=19.85º 取整后， Z6=31 Z5=28

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则 i3=

Z2Z5=1.634 Z1Z6 与设计传动比一致

m(ZZ) 修正螺旋角：cos'n566=

2A

则 6'

=17.46º

 四档为直接挡  五挡齿轮副齿数确定

Z3Z= i5Z1= 0.79421 4Z238 Ａ=

mn(Z3Z4)2cos=93 4

tan2tan= Z2Z(1Z3) 4Z12Z4联立1、2、3得：

4=24.87º 取整后， Z4=41 则 i35=

Z2ZZ=0.794 1Z4 与设计传动比一致 修正螺旋角： cos4'=

mn(Z3Z4)2A

则 4'

=25.12º  倒挡齿轮副齿数确定

m=3.5 初选 Z11=21 则：

A=12m(Z10Z11)

=123.5(1321)

=59.5mm

i2R=

ZZZ11Z13 1Z10Z12 =5.011

则：Z13Z=1.637 12 ……………1 ……………2

……………3

Z3=18 ……………1 合肥工业大学

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为了保证不发生干涉：

De9De110.5 2211** =(Z92ha)m(Z112ha)m0.5

Amin= 22 =110.75 A=

12m(Z13Z12)Amin 可得：

Z13Z1263.3mm 联立1、2得：

Z12=24.003 Z13=39.295 取整 Z12=24 Z13=39 则： iR'=

361921391324 =4.974

与设计传动比相差不大

 最终各挡传动比为：

i1=5.568 i2=2.832 i3=1.634 i4=1.000 i5=0.794 iR=4.974 中间轴与第二轴中心距： A=93mm

中间轴与倒档轴中心距：

A=

12m(Z10Z11)=59.5mm 取整后 A=60mm

倒档轴与第二轴中心距：

A=12m(Z13Z12)=110.25mm 取整后 A=110mm

……………2 合肥工业大学

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五、齿轮的变位与齿轮各参数的确定

中间轴一档小齿轮Z1=13，产生根切，应采用变位 最小变为系数:

min=

17Z1=0.235 17为保证中心距不变和计算方便，取一对相啮合齿轮的总变位系数为0

变为系数越大，正变位齿轮的强度越大，但相对应的负变位齿轮强度越小，故在保证不根切和齿轮强度的情况下，适当选取变为系数。

故选择变位系数=0.4

利用下列公式计算各齿轮的参数： dmz dmnzcos dad2ha*m

dad2ha*mcos

dfd2(ha*c*)m

dfd2(ha*c*)mncos

对于变位齿轮： ha(ha*)m

ha(ha*)mncos

hf(ha*c*)m

hf(ha*c*)mncos

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各齿轮的主要参数列表如下：

齿轮 档位 1 2 常啮合 3 4 五档 5 6 三档 7 8 二挡 9 10 一档 11 12 13 倒挡 齿数 模数 21 38 3.0 18 41 3.0 28 31 3.0 36 23 3.0 40 13 3.5 21 24 39 3.5 压力角 螺旋角 20º 19.21º 20º 25.32º 20º 17.36º 20º 17.74º 20º 20º 分度圆直径 齿顶圆直径 63.4 122.2 70.2 128.6 56.5 129.4 63.0 135.8 82.4 103.6 88.8 110.0 108.8 77.2 115.2 83.8 134.2 51.8 140.6 58.2 73.5 84 136.5 77.7 91 143.4 齿根圆直径 57.7115.8 50.2 123.0 76.0 97.2 102.4 70.8 127.8 45.4 62.0 75.2 127.6

六、齿轮强度校核

1、轮齿弯曲强度计算： 许用应力范围：

货车常啮合齿轮和高挡齿轮：许用应力100~250Mpa 一挡、倒挡齿轮：许用应力400~850Mpa

 常啮合齿轮副

齿轮1

K=1.50 K=2.0 查表得y=0.134 wF1K

b1t1yK

2TemaxK

d1b1t1yK =157.21Mpa 满足强度要求

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齿轮2

查表得 y=0.153 2wFKbyK

2t2 2TemaxKdb

22t2yK =137.69Mpa 满足强度要求

 一挡齿轮副

齿轮9

查表得 y=0.124 9wFKKfbt

99y 2Temaxi1KKfd

9b9t9y =609.53Mpa 满足强度要求 齿轮10

查表得 y=0.155 wF10KKfbt

1010y 2Temaxi1KKfdt

10b1010y =556.26Mpa 满足强度要求

 二挡齿轮副

齿轮7：

查表得 y=0.148 7wFKb

7t7yK 2Temaxi2Kd=221.85Mpa

7b7t7yK 合肥工业大学

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满足强度要求 齿轮8：

查表得 y=0.136 wF8Kbt

88yK 2Temaxi2Kd

8b8t8yK =222.85Mpa 满足强度要求

 三挡齿轮副

齿轮5：

查表得 y=0.14 wF5Kb

5t5yK 2Temaxi3Kd

5b5t5yK =173.98Mpa 满足强度要求 齿轮6：

查表得 y=0.145 6wFKbyK

6t6 2Temaxi3KdyK

6b6t6 =167.99Mpa 满足强度要求

 五挡齿轮副

齿轮3：

查表得 y=0.144 wF3Kb

3t3yK 2Temaxi5Kd=187.17

3b3t3yK 合肥工业大学

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满足强度要求 齿轮4：

查表得 y=0.158 wF4K

b4t4yK2Temaxi5K

d4b4t4yK  =170.58Mpa 满足强度要求

 倒挡齿轮副：

齿轮11：

wF11KKf2Temaxkkf （y=0.115）

b11t11yd11b11t11y2196 36211.650.90.9621913 73.5303.14153.50.115 613.48Mpa

满足强度要求

齿轮12：

wF12KKf2TemaxRkkf (y=0.135)

b12t12yd13b12t12y 21964.9741.651.10.96

136.5283.14153.50.135 598.84Mpa 满足强度要求

齿轮13：

wF13KKf2TemaxRkkf （y=0.148）

b13t13yd13b13t13y 合肥工业大学

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21964.9740.961.650.9

136.5283.14153.50.148 446.92Mpa

满足强度要求

压力偏大，将b12.b13调整为b12b1330mm 此时：w417.09Mpa满足强度要求

2齿轮接触应力计算： E210Gpa

许用接触应力：一档和倒档:1900~2000Mpa

常啮合齿轮和高档：1300~1400Mpa

a 常啮合齿轮副： j0.4181F1E112TgE1()0.418 coscosdbbZbZbcos

1219621010620.41861.724cos22.43cos20cos22.43299.90Mpa

满足接触应力要求

b 一档齿轮副;

1158.4sin2030.85sin20cos22.43cos22.43j0.418F9E11() b9Zb121965.5380.962101061120.41813330cos2022.75sin2066.5sin20 合肥工业大学

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1326.18Mpa

满足接触应力要求

c 二档齿轮副：

j0.418F7E11() b7Zb

121962.8010.962101061120.418106.5cos20cos16.6753.25sin2036sin20cos16.67cos216.67cos216.67963.54Mpa

满足接触应力要求

d 三档齿轮副：

j0.418F5E11() b5Zb121961.5890.962101061120.41881.4cos20cos16.672448.55sin2040.7sin20cos16.67cos216.67cos216.67851.04Mpa

满足接触应力要求

e 五档齿轮副：

j0.418F11E11() b11Zb

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共18页 第14页

121960.7830.962101061120.41852.2cos20cos24.442063.15sin2026sin20cos24.44cos224.44cos224.44850.33Mpa

满足接触应力要求

f 倒档齿轮副：

齿轮10、11：

j0.418F11E11() b11Zb

1362121960.9621010611219130.41873.5cos203022.75sin2036.65sin201457.50Mpa

满足接触应力要求

齿轮12、13：

j0.418F13E11() b13Zb

121964.9740.962101061120.418136.5cos203042sin2068.25sin201001.53Mpa

满足接触应力要求

七.初选轴的直径：

第二轴： d1.073Memax1.0719610662.15mm

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(取d=62 mm)

第一轴和中间轴：d(0.40~0.50)A(0.40~0.50)89.2535.7~44.625mm

(取d=40 mm)

d0.16~0.18 故L=222~250 mm Ld 第二轴： 0.18~0.21 故L=285.7~333 mm

L 又第一轴和中间轴：

八.轴的强度校核：

选择校核档工作副的第二轴： 轴的受力简图：

2T21961036.353103N 1. Ft常=d常61.3ft常tann6.353103tan202.502103N Fr常=coscos22.432T2Temaxg121961035.5380.961.567104N Ft1=d133133 Fr1=Ft1tan1.56710tan205.091510N

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2、求支反力

对A点求矩

Fr1aFzB(ba) 得FzB3.87110N Ft1aFxB(ba) 得FxB1.19110N FzAFzBFr常Fr1 得FzA3.722510N FxAFxBFt1 得FxA3.7610N

3、弯矩图、扭矩图

3343 合肥工业大学

共18页 第17页

4、校核

MHFXAa6.564810Nmm MVFZAa6.551610Nmm TTemaxig1.04210Nmm MW 则：

655MH2MV29.2747105Nmm

MW42.938MPa 0.1d3Mn24.12MPa n30.2dw 则按第三强度准则可得：

hw4n105.60MPa

22 故满足强度要求

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九、选择轴承

第一轴采用深沟球轴承 6208 GBT 276-1994 第二轴后端采用圆柱滚子轴承 N209E GBT 283-1994 中间轴采用圆锥滚子轴承 30206 GBT 297-1994

十、参考文献

1、张炳力 《汽车设计》 合肥工业大学出版社 2010年8月

2、陈家瑞 《汽车构造》 机械工业出版社 2005年1月

3、濮良贵 纪名刚 《机械设计》 高等教育出版社 2006年5月

4、朱家诚 《机械设计课程设计》 合肥工业大学出版社 2005年8月

5、 朱诗顺 《机械课程设计简明手册》 化学工业出版社 2006年8月

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