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购买设计文档后加 费领取图纸 毕业论文（设计）任务书 论文（设计）题目： 低速载重型汽车变速箱的设计与分析 学号： 姓名： 专业： 指导教师： 系主任： 一、主要内容及基本要求 变速箱是由装在变速箱壳体内各轴上不同齿数的齿轮和操纵机构组成的。根据需要将不同轴上不同齿数的齿轮啮合在一起，进行变速和改变从动齿轮的转动方向，达到改变扭矩、转速和行驶方向的目的。变速箱可以改变传动比，实现倒挡和实现空挡。 设计内容：为低速载重型汽车设计变速箱，要求变速箱具备： 1） 4 个前进挡， 1个倒退挡，各挡的传动比必须符合作业对速度和牵 引力的要求； 2）换挡方便，不允许出现同时挂两个挡，自动脱挡和跳挡的现象。变速箱的操纵机构设计包括换挡机构设计和锁定机构设计两部分。锁定机构设计包括自锁机构设计，互锁机构设计和联锁机构设计。设计过程中要对齿轮进行强度校核；对轴进行强度和刚度校核；对轴承进行寿命和极限转速校核。 技术参数：发动机功率 动机额定转速 1500r/速箱输出扭矩为75740N 动比是 I 挡 挡 论行驶速度： I 挡 基本要求：独立完成设计内容，提交一份字数 8000 字以上按标准格式编制的设计说明书，里面包含英文摘要及一边与设计相关的英文文献翻译资料。采用立变速箱模型，同时提供整体二维装配图以及其他重要部件的零件图。 二、重点研究的问题 变速箱的设计与三维建模 三、进度安 排 序号 各阶段完成的内容 完成时间 1 资料收集 2 毕业设计开题 3 方案确定 4 设计计算 5 毕业设计中期检查 6 三维建模及装配 7 完善设计、翻译及论文撰写 8 毕业答辩 四、应收集的资料及主要参考文献 1福生主编，车辆底盘构造与设计 M金工业出版社， 2007. 2民刚主编，机械设计（第八版） M等教育出版社， 2006. 3拉机汽车学（下册：车辆底盘与理论） M国农业出版社， 2009. 4动变速箱原理与检修 M江大学出版社， 2007. 5车传动系统的检测与修复 M海交通大学出版社， 2012. 6车传动系统 M械工业出版社， 2008. 7车传动技术 M械工业出版社， 2009. 8图学修汽车手动变速传动系统 M械工业出版社， 2013. 9车变速器 M防工业出版社， 2012. 10车手动与自动变速器及驱动桥系统维修 M国劳动社会保障出版社，2007. 11动仿真教程 M械工业出版社， 2012. 12础教程 M械工业出版社， 2012. 13术联盟 012 中文版从入门到精通 M华大学出版社，2012. 本科毕业设计（论文）开题报告 题 目 低速载重型汽车变速箱的设计与分析 姓 名 学号 专 业 班级 指导教师 职称 填写时间 年 月 本科毕业设计 (论文 )开题报告 学 生 姓 名 学 号 专 业 指 导 教 师 职 称 所在系 课 题 来 源 自拟课题 课题 性质 课 题 名 称 低速载重型汽车变速箱的设计与分析 一、选题的依据、课题的意义及国内外基本研究情况 选题的依据： 本次课题是低速载重型汽车变速箱的设计与分析，该课题来源结合生产实际。在传动系统中设置了变速箱，以适应汽车在起步，加速， 行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。 课题的意义： 从汽车诞生时起，汽车变速箱在汽车传动系中起着重要的作用。变速箱的结构对汽车的动力性，经济性，操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率有很大的影响。变速箱与主减速器及发动机的参数作优化匹配，可得到良好的经济性与动力性；现在的汽车上广泛采用活塞式内燃机，其转矩和转速变化范围很小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。变速箱能改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量在有利的工况 下，满足可能的行驶速度要求；实现倒车行驶，用来满足汽车倒退行驶的需要中断动力传递，在发动机启动，怠速运转，汽车换挡或需要停车进行动力输出时中断向驱动轮的动力传递，从而实现根据路况改变牵引力和车速的功能。机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。 国内外基本研究情况： 最近几年，液力机械变速箱和机械式无级变速箱在汽车上的应用越来越广泛。这两种变速箱有如下的优点： 除了驾驶员换挡技术的差异性。 度变换不仅快而且平稳，从而提高了乘坐的舒适性； 高行车 要缺点是：结构复杂，造价高，传动效率低。目前应用较多的是液力机械式变速器，其传动比可在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化。 二、研究内容、预计达到的目标、关键理论和技术、技术指标、完成课题的方案和 主要措施 研究内容：变速箱是由装在变速箱壳体内各轴上不同齿数的齿轮和操纵机构组成的。根据需要将不同轴上不同齿数的齿轮啮合在一起，进行变速和改变从动齿轮的转动方向，达到改变扭矩，转速和行驶方向的目的。变速箱可改变传动比，实现倒档和事项空档。 预计达到的目标： 为低速重载汽车设计变速箱，要求变速箱具备： 1)10 个前进档， 2个倒退档，各档的传动比须符合作业对速度和牵引力的要求； 2）换挡方便，不允许出现同事挂两个挡，自动脱挡和跳挡的现象。变速箱的操作机构设计包括换挡机构设计和锁定机构设计两部分。锁定机构设计包括自锁机构设计，互锁机构设计和联锁机构设计。设计过程中要对齿轮进行强度校核；对轴承进行寿命和极限转速校核。 技术指标：发动机功率 动机额定转速 1500r/速箱输出扭矩为 75740N；传动比是慢 论行驶速度：慢 关键理论和技术：运用材料力学对中间轴，轴承等参数进行校核与优化，将对汽车动力性和燃料经济性有所改善，使换挡轻便冲击噪声 小，提高设计效率，具有实际应用意义。利用 完成课题的方案： 1）三轴式变速箱，适用于传统的发动机前置，后轮驱动的布置形式 2）2 轴式变速箱，适用于发动机前置，前轮驱动或发动机后置，后轮驱动的轿车和微轻型货车上，其特点是输入轴和输出轴平行，无中间轴。 3）液力机械式变速箱，其特点是传动比可在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化，但结构复杂，造价高，传动效率低。 三、主要特 色及工作进度 序号 各阶段完成的内容 完成时间 1 资料收集 2 毕业设计开题 3 方案确定 4 设计计算 5 毕业设计中期检查 6 三维建模及装配 7 完善设计，翻译及理论撰写 8 毕业答辩 四、主要参考文献 （按作者、文章名、刊物名、刊期及页码列出） 1福生主编，车辆底盘构造与设计 M金工业出版社， 2007. 2民刚主编，机械设计（第八版） M等教育出版社， 2006. 3拉机汽车学（下册：车辆 底盘与理论） M国农业出版社， 2009. 4动变速箱原理与检修 M江大学出版社， 2007. 5车传动系统的检测与修复 M海交通大学出版社， 2012. 6车传动系统 M械工业出版社， 2008. 7车传动技术 M械工业出版社， 2009. 8图学修汽车手动变速传动系统 M械工业出版社， 2013. 9车变速器 M防工业出 版社， 2012. 10车手动与自动变速器及驱动桥系统维修 M国劳动社会保障出版社， 2007. 11动仿真教程 M械工业出版社， 2012. 12础教程 M械工业出版社， 2012. 13012 中文版从入门到精通 M华大学出版社， 2012. 指导教师 意 见 指导教师签名： 年 月 日 系意见 系主任签名： 年 月 日 院意见 教学院长签名： 年 月 日 目 录 摘要 1 前言 3 2 低速 载重汽车主要参数的确定 4 4 4 5 3 变速箱的设计方案 6 6 6 6 6 6 7 4 基本参数的确定 8 8 心距 10 速箱的轴向尺寸 11 轮参数 11 档齿轮齿数的分配 14 5 齿轮的设计计算 16 何尺寸计算 16 轮的材料及热处理 17 轮的弯曲强度 17 轮的接触强度 18 6 轴的设计与轴承的选择 21 的设计 21 承的选择 34 7 结论 41 参考文献 42 致谢 43 附录一 44 附录二 48 低速载货汽车变速箱的设计与分析 摘 要 ： 课题来源于生产实际，依据机动车安全技术条件和汽车机械变速器总成技术条件，针对低速载货汽车的运行特点而设计。参与了汽车的总体设计，确定了汽车的质量参数，选择了合适的发动机，并且计算出汽车的最高速度。 关于变速器的设计，首先选择标准 的齿轮模数，在总挡位和一挡速比确定后，合理分配变速器各挡位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定了齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图。根据经验公式初步计算出轴的尺寸，然后对每个档位下轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构和尺寸，绘制出各根轴的零件图。根据结构布置和参考同类车型的相应轴承后，按国家标准选择合适的轴承，然后对轴承进行使用寿命的验算，最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。 此 变速器的齿轮都为标准齿轮，档位数和传动比与发动机参数匹配，保证了汽车具有良好的动力性和经济性 。 该变速器具有操纵简单、方便、传动效率高、制造容易、成本低廉、维修方便的特点，适合低速载货汽车的使用。 关键词 ： 低速载货汽车 ； 变速器 ； 设计 is on on It s to we s we of s s We s of to we on to s to up of s to we of of of is of s to of 1 前言 低速载重型汽车是一种特殊的运输车 ,以前被叫做 农用运输车， 速货车”，确定“农用运输车”的实质是汽车。 速载重型汽车最高设计车速不大于 70km/h，最大设计总质量不大于 4500小于 6m、宽不大于 2 在 20世纪 80年代初我国出现了低速载重型汽车，当时的运输特点是运量小、运距短、货物不集中、路况差。由于在相同情况下，柴油车的运载能力更强，燃油价格更低，且柴油保管不需要特殊设备的支持， 且被大多数人所熟悉，所以，低速载重型汽车的动力均采用柴油机。低速载重型汽车的载质量一般不超过 前低速载重型汽车载质量分为 个等级。 本次课题是低速载重型汽车变速箱的设计与分析，该课题来源结合生产实际。为了满足汽车在起步，加速，正常行驶以及客服各种路况下对驱动车轮牵引力及车速的不同需求，在汽车的传动系统中安装了变速箱。 本次课题研究的主要内容是： 本说明书的设计主线是低 速载重型汽车变速箱。第 2 章重点介绍了在变速箱的总体设计方案中，如何明确低速载重型汽车各个参数，从而确定变速箱在所受的限制下应满足的条件。第 3 章则重点介绍低速载重型汽车变速箱传动机构的分析与设计。在总体方案中，先确定低速载重型汽车的 产品技术规范和标准 ，再确定其总体的质量，最后选出满足需求的发动机。根据发动机的功率以及汽车的总质量确定该车的最高速度（满足低速载货汽车 安全技术条件 ）。在变速箱的设计过程中，需要先确定变速箱的档位数，然后分析工作条件，初步确定变速箱中各档位的传动比和中心距，通过计算得出齿轮参数，对应 选出合适的齿轮，并对其进行校核。接着初步确定变速箱轴与轴承，再对轴和轴承进行校核，最后绘制出变速箱的装配图及零件图。 本课题可以解决如下问题： 确选取变速箱的挡位数和传动比，确保汽车拥有优秀的动力性与经济性； 过倒挡布置，让汽车能进行倒退行驶； 利、快速、准确； 作稳定、噪声小； 积小、装载能力强，工作性能可靠； 于维修、节省成本、使用寿命长； 2 低速载货汽车主要参数的确定 量参数的确定 汽车的 整备质量利用系数0m ： 00 mm )12( 式中 汽车的载质量； 0m 整车 整备质量。 表 2车的质量系数 参数 车型 总质量 m 货 车 装柴油机的汽车为 汽车总质量 汽车的总质量m 、装载量 乘客质量三部分组成，即 51 )22( 式中， 1n 为乘车的总人数，应等于座位数。 低速载重型汽车是柴油机，查表 2量利用系数为 其装载 量 是 em , 由公式 )12( 得： 5 0000 mm m a 500 低速载重型汽车一般为单排式 ,所以 1n 2 ,由公式 )22( 得 : 510 1306521500)18751500( 本课题选用 500。 动机的选型 根据现在低速载货汽车选用发动机的情况，参照 2815系列 四轮农用运输车， 针对本次设计任务选用达 到欧排放标准的 表 油机技术参数 型号 480气缸套型式 直喷式 行程 （ 90 缸心距 10 1小时功率 /转速 （ kW/r/ 3000/29 外特性最低燃油消耗率 （ g/h） 最大扭矩 （ Nm ） 104 压缩比 18 排量 （ L） 喷油压力 （ 外形尺寸 （ 长宽高 ） 28494687 净质量 （ 195 速的确定 3m a xm a xm a x 761 40360 01 )32( 式中 发动机最大功率， T 传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的 24 式汽车取 T ； 汽车总质量， g 重力加速度， 2/ f 滚动阻力系数，对载货汽车取 对矿用自卸汽车取 对轿车等高速车辆需考虑车速影响并取 f )50( 最高车速， ； 空气阻力系数，轿车取 客车取 ，货车取 . A 汽车正投影面积， 2m ，在无测量数据的情况下，按照前轮距 1B 、汽车总高 H 、汽车总宽 B 等尺寸近似计算： 对轿车 ， 对载货汽车 由公式 )32( 得： 3m a xm a xm a x 761 40360 01 3m a xm a x 7 6 1 4 0 0 0 0 29 得出 , 由于低速载重型汽车的 最高设计车速 0 ，因 此该车满足设计要求。 3 变速器的设计与计算 计方案的确定 机械传动一般应用于低速载重型汽车变速箱中，通常是利用齿轮传动，一般有若干个固定传动比。按照轴线是否固定，可分为轴线固定式变速箱（普通齿轮变速箱）和轴线旋转式变速箱（行星齿轮变速箱）两种。采用这种变速箱的低速载重汽车通常有 3 5个前进挡和一个倒挡。 近几年机械式无级变速箱和液力机械变速箱在汽车上普遍得到应用 ,依照当前被广泛应用的变速箱种类，和适用的范围，初步确定三种设计方案。 轴式 两轴式变速箱的结构简单、形式紧凑，除最高挡 外其他各档的传动效率很高。两轴式变速箱的输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵向布置时，主减速器可采用双面齿轮或螺旋锥齿轮；当发动机横向布置时，可采用圆柱齿轮。除倒挡常用直齿圆柱齿轮外，其它挡位的传动均采用斜齿圆柱齿轮 ,但两轴式变速箱没有布置直接挡，在处于高挡工作时，齿轮和轴承同时受载，会产生很大的噪声，也会加剧磨损。由于两轴式变速箱的 输入轴和输出轴平行且无中间轴，一般应用在发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车和中、小型货车上。 轴式 三轴式变速箱的输入轴斜齿圆柱齿轮与输出轴 的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且输入、输出轴同心。直接档可以将输入、输出轴直接连接起来传递转矩。此时，齿轮、轴承及中间轴均不受载，而输入、输出轴也仅传递转矩。所以直接挡具有很高的传动效率，产生的磨损和噪音也最小 ,由于其它前进挡传递扭矩时需依次经过两对齿轮。所以当齿轮中心距较小时仍然可以得到大的一挡传动比，但相对于直接挡，其它各档的传动效率有所降低，所以三轴式变速箱应用在发动机前置、后轮驱动的汽车上。 力机械式 主要组成有液力变矩器和齿轮式有级变速器 ,其优点是传动比可在一定范围内作无级变化，缺点是结构形式复杂，成本高，传动效率低。 定方案 由于低速载重型汽车的发动机一般为前置，驱动轮一般为后轮，同时考虑到生 产成本和便于维护等因素，再联系变速箱的特点和所给任务书的要求，最终选用三轴式变速箱 )13( 见图 。 图 3轴式变速器 相对于前进挡来说，倒挡被使用得很少，换倒挡一般在停车时，所以采用直齿圆柱齿轮方式倒挡。变速箱的一挡或倒挡因传动比大，使其工作时对应的齿轮所受的作用力增大，从而导致变速箱轴产生较大的转角和挠度，破坏齿轮的啮合状 态，最终加剧齿轮磨损，同时产生较大的噪声。因此，为了改善这一状况，一档与倒挡均布置在靠近轴的支承处，布置方案如下： ）（见图 2 图 3挡布置 部件的结构分析 在三轴式变速箱中，只有一对常啮合齿轮副，所以不添加同步器，直接选用直齿圆柱齿轮用来换挡。 6 轴在正常工作时承受转矩及弯矩，会引起轴的明显变形，从而导致齿轮无法正 常啮合，有较大的噪声产生，使用寿命下降。在 设计轴的结构时，在保证其强度与刚度外，还需考虑齿轮 、轴承等的装卸、固定、加工等因素。 第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。 第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。当一挡、倒挡采用滑动齿轮挂挡时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时 不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。 变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。 旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一挡齿轮常与轴做成一体，而高挡齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。 固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等作轴向定位。刚度主要由支承于其上的连体齿轮 （ 宝塔齿轮 ） 的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖时。 6 变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子 轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。 第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。 第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。 旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承盖困难；后轴承 为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承受。中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制，故有时采用无内圈的短圆柱滚子轴承。 固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮（塔轮，宝塔齿轮）。 4 基本参数的确定 速器的挡位数和传动比 不同类型汽车的变速器，其挡位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小（约为 3 4），过去常用 3个或 4个前进挡，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用 5 个前进挡。轻型货车变速器的传动比变化范围约为 5 6，其他货车为 7以上 ，其中总质量在 了降低油耗亦趋向于增加 1个超速挡；总质量为 于 个前进挡或更多的挡位。 选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有： m a xm a xm a a x )s i nc e )14( 则由最大爬坡度要求的变速箱挡传动比为： )24( 式中 m 汽车总质量； g 重力加速度； f 道路阻力系数； 道路最大阻力系数； 最大爬坡要求； r 驱动车轮的滚动半径； 发动机最大转矩； 0i 主减速比； t 汽车传动系的传动效率。 主减速比 im a 4 )34( 式中 r 车轮的滚动半径， m ； 发动机转速， r ； 变速箱最高挡传动比； 最高车速， 。 本课题变速箱 1般货车的最大爬坡度约为 30%，即 02.0f 由公式 )34( 得： m a i 由公式 )24( 得： 3 0 a x 0 04 2 4 0 00m a x a g ri变速箱挡传动比为： iT 044( 式中 2G 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 道路的附着系数，计算时取 。 因为货车 24 后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为 %68%60 ，所以 3 3 2 4% 0 02 由公式 )34( 和公式 )44( 得： 9 3 4 0 3 2 40m a iT 综合 a和 传动比应根据上述条件确定。变速器的最高挡一般为直接挡，有时用超速挡。中间挡的传动比理论上按公比为1 1 n 中 n 为挡位数）的几何级数排列。 因为 所以 qi g I I I 实际上与理论值略 有出入，因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 在变速器结构方案、挡位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。 心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距 A（ 根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： 3 )54( 式中 中心距系数。对轿车取 货车取 多挡主变速器，取 11； 变速器处于挡时的输出转矩，e m a xm a x ； )64( 发动机最大转矩， ； gi 变速器的挡传动比； g 变 速器的传动效率，取 由公式 )64( 得： e m a xm a x 9 7 4 由公式 )54( 得 : ( 33 m a x A 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出： 3 )74( 式中 按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取 货车取 由公式 )74( 得 : 7( 33 m a x 商用车变速器的中心距约在 0 范围内变化 ,初选 00 速器的轴向尺寸 变速器的轴向尺寸与挡位数、齿轮型式、换挡机构的结构型式等都 有直接关系，设计初可根据中心距 货车变速器壳体的轴向尺寸： 四挡 A) 五挡 A) 六挡 A) 初选轴向尺寸 : 80240100) 变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。 轮参数 齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变 速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。 根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数 间有如下关系： 直齿轮模数 3 2 )84( 式中 计算载荷， ； K 应力集中系数，直齿齿轮取 摩擦力影响系数，主动齿轮取 动齿轮取 z 齿轮齿数； 齿宽系数，直齿齿轮取 y 齿形系数，见图 3高系数 f 相同、节点处压力角不同时： 9.0 ，9.0 ，.1 ，2025 23.1 ；压力角相同、齿高系数为 ff w 轮 齿 弯 曲 应 力 ， 当T 时 ， 直 齿 齿 轮 的 许 用 应 力850400 w 图 4形系数 y（ 当载荷作用在齿顶 , 20 , f） 根据参考同类车型，初选第一轴的轴齿轮的齿数 17z ，查图 42.0y 。 由公式 )84( 得： 333 )850400(1010422 从轮齿应力的合理性及强度考虑 ,每对齿轮应有各自的模数 ,但出于工艺考虑，模数应尽量统一 ,多采用折衷方案。表 3 表 4车变速器齿轮的法向模数微型、轻型轿车 中级轿车 中型货车 重型汽车 3 6 设计时所选模数应符合国标 表 2并满足强度要求。 表 4车变速器常用齿轮模数（ 1 2 - 3 - - - - - - 4 - 5 - 6 - 由表 4.3m 。 力角和螺旋角 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角按下表取值。 表 3车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角 项目 车型 齿形 压力角（度） 螺旋角（度） 轿车 高齿并修形 15、 16、 25 45 一般货车 标准齿轮0 20 30 重型车 标准齿轮档、倒档 25 小螺旋角 齿形压力角较小时，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；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明对于直齿轮压力角为 28时强度最高，超过28强度增加不多；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。本课题的所有齿轮选用标准齿轮。 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又 要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b： ）（ 9式中 齿宽系数，直齿齿轮取 斜齿轮取 法面模数。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 由公式 ）（ 9： ) ,可以确定各挡的齿轮的齿宽。 常啮合齿轮副：中间轴上的齿轮 6 ,第一轴轴齿轮 8 ； 挡：中间轴上齿轮 1 , 对应的一挡齿轮 1 ； 挡：中间轴上齿轮 9 , 对应的二挡齿轮 9 ； 挡：中间轴上齿轮 1 , 对应的三挡齿轮 1 ； 倒挡： 1 , 9 。 在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被使用，包括我国在内，规定齿轮的齿顶高系数 f，为一般汽车变速器齿轮所采用。现代轿车变速器多采用齿顶高系数大于 1 的“高齿齿轮” （ 或相对于短齿齿轮而言而称为 长齿齿轮 ） ，因为它不仅可使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善，但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖（齿顶厚小于 等问题。本课题的齿顶高系数 f。 档齿轮齿数的分配 在初选变速器的挡位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配。 12345678910图 4课题变速器结构简图 齿轮的齿数 已知挡 传动比gi，且 8172 zz ）（ 10为了确定7z、8求其齿数和 z ： 直齿齿轮： ）（ 11先取齿数和为整数，然后分配给7z、8z。为了使87 /将8样，在2/传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。8此8车变速器中间轴的挡直齿轮的最小齿数为 1412 ，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大、小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。 由公式 )114( 得： 0 022 取 z 60 ，考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于 17），故 178 z，得出 4317607 z。 若计算所得的7z、8取为整数后需按该式反算中心距 A，修正后的中心距则是各挡齿轮齿数分配的依据。 由公式 )114( 得： 052/) 常啮合传动齿轮副的齿数 7812 g)124( 确定了7z、8114( 和 )124( 联立方程求解 1z 、 2z 522)(, 故 171 z ； 432 z 挡齿轮副： 6152 zz g )134( 由公式 )114( 和 )134( 联立方程求解5z、6z。 因为 I I，所以先试凑5z、6z。 试凑出 335 z、 276 z，此时 09.3 挡齿轮副： 4132 zz )144( 由公式 )114( 和 )144( 联立方程求解5z、6z。 因为 以先试凑3z、 4z 。 试凑出 243 z、 364 z ，此时 69.1 通常挡与倒挡选用同一模数，且通常倒挡齿轮齿数 232110 z。则中间轴与倒挡轴之间的中心距为： 2/)( 108 )154( 初选 2210 z,由公式 )154( 得 : 2217( 108 为了避免干涉，齿轮 8与齿轮 9的齿顶圆之间应有不小于 间隙，则 : )164( 由公式 )164( 得 : 89 aa 根据9 179 z。 最后计算倒挡与第二轴的中心距： 2/)( 97 )174( 由公式 )174( 得 : 1052/( 97 ）（171717 432243981 7102 g 综合上述计算修正一下各挡的传动比 （ 见下表 ） 。 表 4挡速比 挡位 倒挡 速比 1:1 5 齿轮的设计计算 何尺寸计
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