第1章绪论
1.1 概述选题的背景、目的及意义
汽车上所应用的发动机具有转矩变化范围小、转速高的特点，这与汽车实际的行驶状况是不相适应的。如果没有变速器而直接将发动机与驱动桥连接在一起，首先由于发动机的转矩小，不能克服汽车的行驶阻力，使汽车根本无法起步；其次假使汽车行驶起来，也会由于车速太高而不实用，甚至无法驾控。所以必须改造发动机的转矩、转速特性，使发动机的转矩增大、转速下降以适应汽车实际行驶的要求。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。
设计档位不同的变速器，能让汽车在条件良好的平直路面上的高速行驶，在路面不平和有较大坡度时输出较大的扭矩。从经济性出发，驾驶员可以根据具体情况，选择变速箱的某一挡位，来减少燃油的消耗。从改变行驶方向上，发动机的旋转方向从前往后看为顺时针方向，且是不能改变，在某些情况下，设置了倒档变速器的汽车还能倒向行驶。另外，在发动机起动和怠速运转、变速器换档、汽车滑行和暂时停车等情况下，都需要中断发动机的动力传动，变速器中设有的空档能实现这些功能。
“十一五”期间，汽车工业发展迅猛，年产量由571万辆上升到1826万辆，私人汽车保有量由2365万辆上升到6539万辆，中国已成为世界最大的汽车生产和消费国之一。汽车作为一个在方方面面影响居民生产、生活的用品，它的动力性、经济性、通过性、操纵方式等任何一项突破都会对整个行业产生巨大的影响。作为车辆工程专业的本科学生，选择变速器进行设计，在设计过程中会复习所学的专业课程、了解大量的专业知识，设计方案具有足够的复杂程度，同时在生产有可行性。
1.2 国内外研究状况
现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。现在市场上流行的变速器种类：1)双离合变速器(Dual Clutch Transmission)，基于手动变速器而又不是自动变速器，除了拥有手动变速器的灵活性及自动变速器的舒适性外，还能提供无间断的动力输出。 DCT的核心技术仅掌握在美国博格华纳(BorgWarner)和德国舍弗勒(Schaeffler)集团手中。基于DCT技术的各公司不同变速器：大众 DSG (Direct Shift Gearbox) ，奥迪 S Tronic，宝马 M DKG (Doppel Kuppling Getriebe, M Double Clutch gearbox) ，福特、沃尔沃Powershift，保时捷PDK (Porsche
Doppelkupplungsgetribe)，三菱Twin Clutch SST。2)电控机械式自动变速器(Automated Mechanical Transmission)，是在原有齿轮式机械变速器的基础上加装电脑控制系统，对油门、离合器、变速杆的控制均采用了电动机驱动或液压驱动的执行机构，从而实现选挡、换挡的自动化控制，使汽车成为自动变速的汽车。它保持了原有的机械传动结构基本不变，所以齿转传动固有的传动效率高、机构紧凑、工作可靠等优点被很好的继承下来。3)无级变速器(Continuous Variable Transmission)，结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，它主要靠主、从动轮和金属带来实现速比的无级变化。奥迪、日产、三菱、奥迪、日产天籁、本田飞度、菲亚特、福特等世界名牌车系都有配备CVT变速器的轿车销售。
1.3 选题的研究设想、研究方法
在此次设计中对变速器作了总体设计，对变速器的传动方案和操作方式进行了选择，对变速器主要参数的确定做了详细说明，计算变速器的齿轮和轴的尺寸结构，对同步器和一些标准件做了选型设计。
采用文献研究法。根据选题，通过查找文献获得资料，了解研究对象的组成、工作原理和待解决的问题。①了解有关问题的历史和现状，帮助确定研究课题。②形成关于研究对象的一般印象，有助于明确设计的内容和设计过程。③能得到现实资料的比较资料。④有助于了解事物的全貌。采用定量分析法。在科学研究中，通过定量分析法可以使人们对研究对象的认识进一步精确化，以便更加科学地揭示规律，把握本质，理清关系，预测事物的发展趋势。采用模拟法。模拟设计原形的主要特征，将已知信息转化为设计的依据，根据设计原形的各种机构的零部件间的力学、配合关系，通过大量的计算与校核，以此为条件确定使用的理论和经验公式，保证设计的正确、合理。
1.4 设计的主要内容
1、总体方案的设计，按照任务书给定的主要参数选择相应车型，参照其变速器的主要结构选择自己设计的变速器的类型、传动机构和倒挡布置方案；
2、变速器的主要参数的选择计算，内容包括：轴的直径，传动比范围、中心距、外形尺寸，齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、各档齿轮齿数；
4、齿轮、轴的计算和校核，内容包括：齿轮弯曲应力、接触应力计算，轴的强度、刚度计算，轴承的选择和寿命计算；
5、同步器、操纵机构的工作原理、结构和选择。
1.5 预期结果和意义
设计方案预计传动机构、操纵机构布置方便，结构简单紧凑。换挡迅速，齿轮接触平稳，各挡齿轮的变位系数、压力角、螺旋角、模数和齿顶高系数的选择考虑齿轮的受力、转速和噪声情况，按传动比高低不同选择不同：在高档工作区,通过选用较小的模数,较小的正角度变位系数和较大的齿顶高系数.，合理分配端面重合度和轴向重合度，以满足现代变速箱的设计要求,达到降低噪声，传动平稳的最佳效果；而在低档工作区，通过选用较大的模数，较大的正角度变位系数和较小的齿顶高系数，来增大低档齿轮的弯曲强度，以满足汽车变速箱低档齿轮的低速大扭矩的强度要求，以获得最有力的输出功率。轴和齿轮要具有足够的强度和刚度，通过校核检验设计是否合理，选择的轴承在工作时间内具有足够的使用寿命。
本次设计的意义是将研究转化为生产力。结合当前汽车行业的发展前景，自主学习新技术，研究工艺流程，培养思维的严谨性和专研学术的扎实作风，围绕经济社会创造价值。
第2章总体方案设计
2.1 技术参数
根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表。
表2.1 设计基本参数表
2.2 设计应满足的基本要求
对设计的变速器基本要求如下:
1)改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利(功率较高而油耗较低)的工况下工作；
2)设置倒档，在发动机旋转方向不变情况下，使汽车能倒退行驶；
3)设置空挡，中断动力传递，使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡；
4)设置动力输出装置，需要时能进行功率输；
5)换挡迅速，省力，方便。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生；
7)变速器应当有高的工作效率；
8)变速器还应当满足轮廓尺寸小、质量轻，制造成本低，维修方便等要求。
2.3 变速器的类型选择
变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线(行星齿轮)式和综合式的。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。
其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便，两轴式变速器的缺点也很明显：1)不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。2)两轴式变速器主减速器用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，制造工艺复杂；三轴式变速器主减速器用圆柱齿轮，简化了制造工艺。3)两轴式变速器的前进档均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。
4)两轴式变速器的低档齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进档均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。5)两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传动效率高，磨损小，噪声也较小。
综上所述此次设计采用三轴五挡式变速器，其使用在东风EQ1092改进型汽车上。选择该车的依据是该车的主要技术指标与任务书上给定的参数基本一致。
2.4 变速器传动机构的分析
2.4.1 换档机构的选择
1、滑动齿轮换档，通常是采用滑动直齿轮换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在一档和倒档上。
2、啮合套换档，用啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮，制造成常啮合的斜齿轮。用啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，因此它们都不会过早损坏，但是不能消除换档冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯量增大。因此，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器(寿命太短，维修不便)。
3、同步器换档，现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经
济性和行驶安全性。同上述两种换档方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已得到基本解决。
本次设计方案所有挡位均采用同步器换档。
2.4.2倒档布置方案
与前进挡位比较，倒挡使用率不高，为实现倒挡传动，在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。使在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。
因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。
图2.2 倒挡布置方案
图2.2为常见的倒挡布置方案。图2.2 B)所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2.2 C)所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2.2 D)所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.2 C)所示方案。图2.2 E)所示
方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2.2 F)所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2.2 G)所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。
综上所述选择倒挡布置方案F)。
2.5 设计方案
依据任务书上给定的参数,选择使用东风EQ1092改进型汽车设计该车变速器。变速器的类型选择三轴固定式，具有五个挡位，同步器作为换挡机构，倒挡齿轮靠近轴承支撑。参照图2.3示出的东风EQ1092型货车的三轴式变速器传动方案，将变速器第一轴和第二轴的轴线放在在同一直线上，不选择结合套，而用同步器将它们连接得到直接挡。因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对常啮合齿轮传递，传动效率略有降低。一挡和倒挡分别设置，减少换挡冲击。
图2.3 东风EQ1092中型货车的三轴式变速器传动方案
2.6 本章小结
本章介绍了变速器、换挡机构、倒挡布置的类型、结构与选择依据。分析了每种方案的优缺点，复原了选择车型变速器的布置方案，并针对选择方案的缺点进行改进。
第3章 变速器设计计算
3.1轴的直径
变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声。
中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=(0.45~0.60)A=54~72mm ，轴的最大直径D 和支撑间距离L 的比值，对中间轴，D/L=0.16~0.18；对第二轴，D/L=0.18~0.21。
第一轴花健部分直径D(mm)可按下式初选 D=K
3
T emax =4.0~4.6353?=28.27~32.51mm (3.1)
式中K 为经验系数，K=4.0~4.6，max e T 为发动机最大转矩353(m N ?)
初选第二轴和中间轴中部直径 D=0.45A=0.45?120=54mm
3.2 传动比范围
变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。
汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时：
max max i f k F F F +≥ (3.2) 式中：max k F ——最大驱动力；即 max k F = max e T 1i 0i η/0R
f F ——滚动阻力；即 f F =f m
g cos max α max i F ——最大上坡阻力。即 max i F =m g sin max α 把以上参数代入(3.2)得：
≥
1i η
αα??+???0max 0
max max )sin cos (i T R f g m e =7.308 (3.3)
以上是根据最大爬坡度确定一档传动比，式中：
max e T ——发动机最大扭矩，max e T =353 N ·m ； 1i ——变速器一档传动比；
0i ——主传动器传动比，0i =max
min 0377
.0a p u i R n =5.636；
m ——汽车总质量，m ＝9400kg ；
f ——道路滚动阻力系数取0.020；
η——传动系机械效率，取0.96；
g ——重力加速度；取g =9.82s m ；
0R ——驱动轮滚动半径，0R =20×25.4÷2+0.75×259=0.448 m ；
max α——汽车最大爬坡度为30％，即max α＝ 7.16
由 q i i i i == 3221//
式中，q 为常数，也就是各档之间的公比=
=
-11
i q n 1.644，一般认为q 不宜大于
1.7～1.8。1i =7.310，2i =3q =4.446，3i =2q =
2.703，4i =q =1.644，5i =1。1i 的数值选择参照表
3.1。
表3.1 东风EQ1092货车变速器传动比
3.3 变速器轴承
变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。
汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。
变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等
优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。
变速器第一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6~20mm ，下限适用于轻型车和轿车。
滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。
在本次设计中主要选用了径向单列球轴承和滚针轴承。
3.4 中心距A
对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距。其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。
A=31max g e A i T K η (3.4)
=?9.6)~(8.6396.0310.7353??=116.77~130.35mm
式中，A 为中心距(mm)；A K 为中心距系数，货车：A K =8.6~9.6； max e T 为发动机最大转矩max e T =353(m N ?)；1i 为变速器一挡传动比1i =7.310.；
g
η为变速器传动效率0.96。
变速器的中心距在117~130mm 变化范围内取A=120。原则上总质量小的汽车中心距小。
3.５ 外形尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。
货车变速器壳体的轴向尺寸四档(2.2~2.7)A ，五档(2.7~3.0)A
当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K 应取给出系数的上限。为检测方便，A 取整。
初定轴向壳体尺寸为327~363mm ，在绘制装配图后从减少结构尺寸，减轻重量方面考虑，轴向壳体尺寸定为290 mm 。
3.6 齿轮参数
3.6.1 模数的选取
遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。
低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。
啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量a m 在1.8～14.0t 的货车为2.0～3.5mm 。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。
第一轴齿轮法向模数 n m =3max e T Km =2.62~3.25mm (3.5) 式中Km 为模数系数范围值(0.37~0.46)。
一挡齿轮端面模数 1m =31max m g T K e =3.840~5.075mm (3.6) 式中Km 为模数系数范围值(0.28~0.37)。
表3.2 变速器挡位模数表
3.6.2 压力角α
压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5°或25°等大些的压力。实际上，因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°。
啮合套或同步器的接合齿压力角用30°。
3.6.3 螺旋角β
斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，
因而工作平稳、噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15 ～25 为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角，为加工工艺简单，选择同一螺旋角。
货车变速器斜齿螺旋角β的选择范围：18°～26°。 初选的螺旋角β=20 。 3.6.4 齿宽b
应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。
考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。
通常根据齿轮模数m 的大小来选定齿宽。
斜齿： b=C K n m =16.5~34(mm) (3.7) 式中C K 取5.5~7.5 ，取b=21mm 。
直齿: b=C K n m =18~34(mm) (3.8) 式中C K 取4.5~8.0 ，取b=21mm 。
3.7 各挡齿轮齿数的分配
3.7.1 确定一挡齿轮的齿数 一挡为斜齿轮
β
10β=?20，n m =4
一挡传动比为 10
19
21Z Z Z Z i =
(3.9) 一挡齿数和 h z =2A 10cos β/n m =
4
20cos 1202?
?=56.38 (3.10)
计算后取整为57，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。货车中间轴式变速器中间轴上一挡齿轮数可在12~17间取，取10z =13。
输出轴上一挡齿轮 9z =h z -10z =57-13=44 3.7.2 对中心距进行修正
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h z 和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。
10
n
0cos 2m A βh
Z
=
=
?
+?cos20244134）
（=121.37mm (3.11)
故修正后中心距A 取121mm
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∴=21.17° 啮合角 ,t α： cos ,t α=t o
A
A αcos =0.919 ,t α∴=21.13°
图3.3 变位系数线图
变位系数之和∑n ξ： ()
z X z z 2
109n +=
∑ξ=0.225
查变位系数图线z X =0.00789,
10
9
Z Z =3.38, 41.010=ξ, 185.041.00.2259-=-=ξ
计算β精确值：A=10
n
cos 2m
βh
Z ?=∴58.1910β
一挡齿轮参数：
分度圆直径 109n 9cos /m βz d ==4×44/cos19.58°=186.80mm 1010n 10cos /m βz d ==4×13/cos20.21°=55.19mm 齿顶高 ()
n n 9an 9y h m h a ?-+=*ξ=3.133mm
()
n n 10an 10y h m h a ?-+=*ξ=4.37mm 式中： n 0n /m A A y ）（-==(121-121.37)/4=-0.0925
n n n y y -=?∑ξ=0.225-0.025=0.3175 *an h =1
齿根高 ()
n 9an 9h m c h f ξ-+=**=3.36mm
()
n 10an
10h m c h f ξ-+=*
*=1.435mm 式中： *c =1
齿全高 9f a9h h +=h =5.805mm 齿顶圆直径 99a92a h d d +==193.07mm
10a 10102h d d a +==63.93mm 齿根圆直径 9992f f h d d -==180.53mm 1010102f f h d d -==46.45mm 当量齿数 10399v cos /z z β==52.63 1031010v cos /z z β==15.5 节圆直径 =+='10
99
9Z Z 2A
d Z 186.81mm
='
='
2
d r 9993.40mm
=+='10
910
10
Z Z 2A d Z 55.19mm
='
='2
d r 101027.59mm
3.7.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数
常啮合传动齿轮为斜齿轮、五挡,?=202β, n m =3
9
101g 12Z Z i Z Z = =4413
31.7?=2.159≈2.16 (3.12) 而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即
A=)(21z z m n +/22cos β (3.13)
2z +1z =2A 2cos β/n m =75.80
求得五挡齿轮齿数为 1z =23.99取整24 2z =51.81取整52
则 31.733.710
9
121g
≈=='Z Z Z Z i
对常啮合齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()2
21c o s 2βZ Z m A n o +=
=119.87mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos 2β t α=21.17°
端面啮合角 t o
t A
A αα
c o s c o s ,= ?=51.22,t α 变位系数之和∑n ξ： ()
z X z z 2
109n +=
∑ξ=0.690
查变位系数图线z X =0.01816，
1
2
Z Z =2.17 =1ξ0.32 =2ξ0.690-0.32=0.37 计算β精确值：A=
2
n
cos 2m βh
Z
?=∴58.192β
常啮合齿轮参数：
分度圆直径 211c o s βn
m z d =
=76.42mm 2
22c o s βn
m z d =
=165.57mm 齿顶高 ()
n n 1an 1y h m h a ?-+=*ξ=3.020mm
()
n n 2an 2y h m h a ?-+=*ξ=3.170mm
式中： n 0n /m A A y ）（-==0.3767
n n n y y -=?∑ξ=0.3133
齿根高 ()
n 1n an 1h m c h f ξ-+=*
*=2.79mm
()n
2
n
an
2
h
m c h f ξ-+=*
*
=2.64mm
齿全高 1f a1h h +=h =5.81mm 齿顶圆直径 11a12a h d d +==82.46mm
2a 222h d d a +==171.91mm
齿根圆直径 1112f f h d d -==70.84mm
2222f f h d d -==160.29mm 当量齿数 2311v c o s /z z β==28.70
2322v c o s /z z β==62.17
节圆直径 =+='2
11
1
Z Z 2A d Z 76.42mm
='
='2
d r 1138.21mm
=+='2
12
2Z Z 2A
d Z 165.58mm
='=
'2
d r 2282.79mm
3.7.4 确定其他各挡的齿数
1、二挡齿轮为斜齿轮，初选8β=20°, n m =3.5
21287Z Z i Z Z ==5224
446.4?=2.052 (3.14) n
8
87cos 2m A Z Z β=
+=64.97 (3.15) 由式(3.14)、(3.15)得7Z =43.68，8Z =21.28取整为7Z =44，8Z =21
则，81722
Z Z Z Z i ='=17
1226
31??=4.54≈2g i =4.446 理论中心距 ()8
87c o s 2βZ Z m A n o +=
=121.05mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos 8β t α=21.17° 端面啮合角 t o
t A
A ααcos cos ,=
?=11.21,t α 变位系数之和∑n ξ： ()
z X z z 2
87n +=
∑ξ=0.256
查变位系数图线z X =0.00789，
8
7
Z Z =2.095， =7ξ0.85， =8ξ0.356-0.85= -0.594 求8β的精确值： ()8
87c o s 2βZ Z m A n += 8β=19.93° 二挡齿轮参数：
分度圆直径 877c o s βn
m z d =
=163.83mm 8
88c o s βn
m z d =
=78.19mm 齿顶高 ()
n n 7an 7y h m h a ?-+=*ξ=5.279mm
()
n n 8an 8y h m h a ?-+=*ξ=0.575mm
式中： n 0n /m A A y ）（-==0.0143
n n n y y -=?∑ξ=0.3417 齿根高 ()
n 7n an 7h m c h f ξ-+=*
*=1.4mm
()n
8
n
an
2
h
m c h f ξ-+=*
*
=5.79mm
齿全高 7f a7h h +=h =6.679mm 齿顶圆直径 77a72a h d d +==173.72mm
8a 882h d d a +==80.02mm 齿根圆直径 7772f f h d d -==159.66mm
8882f f h d d -==65.96mm 当量齿数 8377v cos /z z β==51.66
8388v cos /z z β==25.83
节圆直径 =+='8
77
7Z Z 2A
d Z 162.46mm
='
='2
d r 7781.23mm
=+='8
78
8Z Z 2A
d Z 77.54mm
='
='2
d r 8838.77mm
2、三挡齿轮为斜齿轮，初选6β=20°, n m =3.5
2
1365Z Z i Z Z ==5224
703.2?=1.248 (3.16)
()n
m A Z Z 6
65cos 2β=
+=64.97 (3.17) 由式(3.16)、(3.17)得5Z =36.07，6Z =28.90，取整5Z =36，6Z =29
6
15
23
Z Z Z Z i ='=2.690≈3i =2.703 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 ()6
65c o s 2βZ Z m A n o +=
=121.05mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos 6β t α=20.98°
端面啮合角 t o
t A
A αα
c o s c o s ,= ?=59.21,t α 变位系数之和∑n ξ： ()
z X z z 2
65n +=
∑ξ=0.356
查变位系数图线z X =0.01095,
6
5
Z Z =1.24, 5ξ=0.68, 6ξ=0.356-0.68=-0.324 求6β的精确值： ()6
65c o s 2βZ Z m A n += 6β=19.93° 三挡齿轮参数：
分度圆直径 655c o s βn
m z d =
=132.93mm 6
66c o s βn
m z d =
=107.08mm 齿顶高 ()
n n 5an 5y h m h a ?-+=*ξ=5.038mm
()
n n 6an 6y h m h a ?-+=*ξ=1.484mm 齿根高 ()
n 5n an 5h m c h f ξ-+=*
*=1.995mm
()n
6
n
an
6
h
m c h f ξ-+=*
*=5.544mm
齿全高 5f a5h h +=h =7.028mm 齿顶圆直径 55a52a h d d +==143.01mm
6a 662h d d a +==110.05mm
齿根圆直径 5552f f h d d -==128.94mm
6662f f h d d -==95.99mm 当量齿数 6355v cos /z z β==42.268
6366v c o s /z z β==34.049 节圆直径 =+='6
55
5Z Z 2A
d Z 132.92mm
='
='2
d r 5566.46mm
=+='6
56
6Z Z 2A
d Z 107.08mm
='
='2
d r 6653.54mm
3、四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角4β=20°, n m =3
2
1443Z Z i Z Z ==5224
644.1?=0.757 (3.18) n
m Z Z 4
43c o s 2β=
+=76.18 (3.19) 由(3.18)、(3.19)得3Z =32.78，4Z =43.30，取整3Z =33，4Z =43
则： 41324Z Z Z Z i ='=27
1216
31??=1.663≈4i =1.644 对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 ()
4
43c o s 2βZ Z m A n o +=
=120.87mm
端面压力角 tan t α=tan n α/cos 4β t α=20.96°
端面啮合角 t o
t A
A αα
c o s c o s ,= ?=16.21,t α