变速器的设计计算
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变速器的设计计算
一确定变速器的主要参数
一、各挡传动比的确定
不同类型的变速器，其挡位数也不尽相同，本设计为五挡变速器。传动比
为已知:ii=6.02，i2=3.57， i3=2.14，i4=1.35，i5=1.00， iR=5.49.
、中心距A的选取
初选中心距A时，可根据下述经验公式初选：
A=K A ? TemaX1 n
式中，A为变速器中心距(mm) ; KA为中心距系数，货车：KA=8.6-9.6 ; Temax 为发动机最大转矩(Temax =165 N m )； ii为变速器一挡传动比01=6.02) ； n为 变速器传动效率，取96%。本设计中，取KA=9.0。
将数值代入公式，算得A=88.5849mm ，故初取A=89mm。
三、 变速器的轴向尺寸
影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数 、换挡机构形式以及齿轮形式。设
计时可根据中心距A的尺寸参照下列经验关系初选：
五挡货车变速器壳体轴向尺寸：(2.7〜3.0) A=239.18mm 〜265.75mm。
选用壳体轴向尺寸为260mm。
四、 齿轮参数 .专业整理.
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(1) 齿轮模数
变速器齿轮模数：货车最大总质量在1.8〜14.0t的货车为2.0〜3.5mm。齿
轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定 。当增大尺宽而减
小模数时将降低变速器的噪声，增大模数并减小尺宽和中心距将减小变速器的 质量。
对于斜齿轮
m n=K m ：；、:Temax
式中 mn -------------- 齿轮模数mm
Km――为模数系数，一般 心=0.28~0.37。本设计中取 心=0.35。
将数值代入计算得 m n =1.919 mm,取m n =2。
对于直齿轮
m=K mi 31
式中 m -------- —挡齿轮模数mm
Kmi ——一挡齿轮模数系数，一般K mi =0.28~0.37。本设计中取
Km1=0.30
Ti ―― 一挡输出转矩，Ti=T emax*ii
ii ――一挡传动比
当数值代入计算得 m=2.993 mm,取m=3
参考国标(GBI357-87)规定的第一系列模数：
一档和倒挡的模数：m = 3mm ； .专业整理.
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二,三，四，五挡的模数：mn = 2mm;
(2) 压力角
齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合 和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角增大时，可提 高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。本设计中采用标准压力角 =20 °。
(3) 螺旋角
选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力 有影响。选用大些的螺旋角时，会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳， 噪声降低，齿轮的强度也相应提高。因此从提高低挡齿轮的抗弯强度出发 ，
不宜过大，以15 °~5。为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着 眼，应选用较大的螺旋角。
螺旋方向的选择：斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。设 计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消 ，以减少轴荷，提
高寿命。为此，中间轴上的全部齿轮一律采用右旋 ，而一、二轴上的斜齿轮取
左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
为使工艺简便，中间轴轴向力不大时，可将螺旋角仅取为三种。
二、三、四挡齿轮螺旋角22° ；
常啮合齿轮螺旋角25.28 °。
(4) 齿宽
考虑到缩短变速器的轴向尺寸和减小质量 ，应选用较小的尺宽。另一方
面，尺宽的减小将使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿宽窄还会使齿轮的工作 应力增加。选用宽的尺宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿尺宽 方向受力不均并.专业整理.
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在尺宽方向上产生磨损不均匀 。
通常通过齿轮的模数确定尺宽：
直齿：b=K cm Kc为尺宽系数，一般Kc=4.5~8.0
斜齿：b=K cm n 一般 Kc=6.5~8.5.专业整理.
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本设计中,一档,倒档：b=7 3=21 mm
二档,三档没,四档,五档：b=7 2=14mm
(5) 齿轮变位系数的选择原则
为了降低噪声，对于变速器中除去一，二档和倒档以外的其他各档齿轮的
总变位系数要选用较小的数值，以便获得低噪声运动。一般情况下，最高档和 一轴齿轮副的x可以选为-0.2~0.2。随着档位的降低，x值逐渐增大。一，二档 和倒档齿轮，应该选用较大的x值，以便获得高强度齿轮副。一档齿轮的x值可 以选用1.0以上的。
五、各挡齿轮齿数的分配
1•确定一挡齿轮齿数
已知 A=89mm ， m=3mm
Z11+ Zi2=2A/m Zh =60
对于货车，中间轴一挡齿轮可在12-17之间，选取Z12=16，由于一挡选用 直齿轮。故有Z 11=2A/m-16=44
2修正中心距
A= Zhm =90mm 2
3•确定常啮合传动齿轮副的齿数
已知 i1=6.02 mn =2mm =25.28
2 A
cos
mn =81.381 Z2 全=2.19
Z11 .专业整理.
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乙=26 , Z2=55
4. 确定其它挡位齿轮齿数
(1) 确定二挡齿轮齿数
已知 i 2 =3.57 mn =2mm =22
Z7+Z8二
2Acos B
mn
联立①②求解 取Z7=52 , Z8 =32
(2) 确定三挡齿轮齿数
已知 i3=2.14 mn=2mm
i =Z2 Z5 i3 =
乙Z6
Z5+Z6=2A沁
mn
联立①①求解Z5=41,Z6=43
(3) 确定四挡齿轮齿数
已知 i4 =1.35 , mn=2mm , =22
i =NN i 4 =
乙Z4
Z3+Z4=2AC0SB mn
联立①①求解 取Z3=32, Z 4=52
(5)确定倒挡齿轮齿数 i23
Zl Z8 1.687636 ® .专业整理.
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倒挡采用直齿轮，m=3mm .专业整理.
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Z -
已知选 Zii=44 , Zi2=16 =2.19, J =5.49
乙
A1=m ( Z11+ Z12"2=3*(44+16)/2=90mm
A2=m ( Z9 + Z10 )/2=3*(41+44)/2=127.5mm
经验算，不会产生运动干涉
六、变速器齿轮几何参数设计计算
1•一挡齿轮几何参数
m =3mm ， Z11=44， Z 12 =16， ， n =20 ° ， =0 °
(1) 1=0.37， 2=-0.37
⑵ 啮合角 a= arccosAc°S a =21.68 °
A
⑶ 理论中心距 A=卬也 型 =89mm 2 A ' A
⑷中心距变动系数 = =0.33
m
⑸变位系数之和=(乙3乙2)(inv ' inv ) =0.90 2tag
⑹齿顶降低系数 =0.90-0.33=0.57
(7) 分度圆直径 d1 = Z1 m=132mm ， d2= m Z2 =48mm
* *
(8) 齿顶咼 ha1=(ha+ 1 )m =3.33mm， ha2=(ha+ 2
(9) 齿根高 hf1=(h；+c* Jm=4.86mm， hf2=(h；+c*
(10) 齿全高 h1 =h2 =ha +hf =5.22mm 得 Z9 =41 ,Zi o=44
A =90mm ，
)m =2.58mm
2)m =2.64mm .专业整理.
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(2) 1=0.37，
(3) 端面压力角
(4) 端面啮合角 2=-0.37
t arctan(tan 吆s )=21.926
a = arccos Acosa
I A =23.457
d1=mn(Z4osB)=57.51mm , d2=min (%osB)=121.65mm
(6)齿顶高 ha 二mn(f° J=2.46mm 1.54mm
(7)齿根高 hf (f° c Jmn 2.04mm 1.28mm
(8)齿全高 h ha+hf 4.50mm
(9)齿顶圆直径 da d 2ha=62.43mm 124.73mm
(10) 齿根圆直径 df d 2hf
=53.43mm 119.09mm
(11) 中心距 A= A = — 2 mt=90.505mm
(12) 法向基节 Pmcos =5.904mm
(13) 基圆直径
db d1 cos t =53.35mm 112.85mm
、 1
(14) 法面分度圆弧齿厚 s mn =3.14mm (11) 齿顶圆直径 da1=d!+2h a1=138.66mm , da2=d2+2h a2=53.16mm
(12) 齿根圆直径 df1=d1 2hf1 =122.28mm , df2=d2 2hf2 =42.72mm
(13) 周节 p= m=9.424mm
(14) 基节pb m cos =8.856mm
2. 常啮合齿轮几何参数
mn =2mm ， Z1 =26， Z2 =55， n=20°， =25.28 ° , A =90mm
(1)端面模数 mt= =2.21mm cos
