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1、毕业设计（论文）摘要 汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发功机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件。也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的设计的设计水平对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势为增大变速器传递功率与重量之比，并要求变速器具有较小的尺寸和良好性能。双中间轴变速器具有广泛的适用性，良好的整车匹配性。广泛匹配载重车、自卸车、牵引车及各种专用车辆和特种车辆，为重型汽车的升级换代提供较好优化配置。本文主要是对12挡双中间轴变速
2、器进行传动方案的设计，对主要零件轴、齿轮进行结构设计，对其它零件进行结构和选型设计。进行齿轮的设计:包括材料选择、参数计算、强度计算及校核；轴的设计:包括结构设计并作出轴的计算简图、强度校核；轴承的选用及其它零件的结构设计。本次设计也阐述了一些此变速器的优势，包括：中心距，齿轮及轴的受力。关键词：12挡双中间轴变速器；变速器；双中间轴；设计计算ABSTRACTDrivetrain is the core components of automobile. Its task and transforming regulateing the performance of engine. Trans
3、mission can is transforming effectively and economically conveyed the power to the wheel which can meet the requirement of vehicles. Transmission is the important part of drivetrain components to complete the tasks. As well as one of the main factor to decide the whole performance of vehicle. The st
4、andards of Transmission designing can directly impact the vehicle dynamics, fuel economy, the reliability and portability of shifting, the smoothness and efficiency of Transmiting. Along with the development of the automobile industry, the trend of car transmission designing is to increase its trans
5、mission power and decrese its weight, and hope have smaller size and excellent performance.This paper mainly describes the design of twelve black manual transmission, the transmission principle of work elaborated. Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school
6、. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice.Keywords: twelve block manual transmission; Transmission: Twin countershaft transmission.符 号 表发动机最大转矩齿轮计算转矩减速器传动比变速器齿轮间传动效率变速器一挡传动
7、比变速器二挡传动比变速器三挡传动比变速器四挡传动比变速器五档传动比变速器六挡传动比变速器七挡传动比变速器八挡传动比变速器九挡传动比变速器十挡传动比变速器十一挡传动比变速器十二挡传动比变速器倒挡一挡传动比变速器倒挡二挡传动比汽车最高车速km/h法向压力角附着系数齿轮螺旋角r车轮滚动半径最高车速时发动机转速r/min汽车总质量Kg附着系数最大爬坡度齿轮模数mm一轴齿轮齿数中间轴常啮合从动齿一挡从动齿一挡主动齿轮二挡从动齿二挡主动齿轮三挡从动齿三挡主动齿轮III四挡从动齿四挡主动齿轮六挡从动齿六挡主动齿轮倒挡从动轮倒挡中间轮倒挡主动轮副箱常啮合主动轮副箱常啮合从动轮副箱低速挡主动轮副箱低速挡从动轮轴
8、距轴支承长度轴径载荷分布不均匀系数中心距系数齿宽齿宽系数齿顶高系数变位系数弯曲应力应力集中系数摩擦力影响系数端面齿距齿形系数 重合度影响系数齿轮接触应力齿轮材料弹性模量主动齿节点处曲率半径从动齿节点处曲率半径主动齿节圆半径主动齿节圆半径垂直面挠度水平面挠度轴全挠度转角抗弯截面系数IV目 录1 绪论11.1汽车变速器概述11.1.1汽车变速器的功用11.1.2汽车变速器的分类21.2双中间轴变速器概述21.2.1双中间轴变速器的原理21.2.2双中间轴变速器的特点31.2.3汽车变速器国内外发展状况41.3课题设计意义41.4课题设计内容和方案51.4.1变速器设计应满足的基本要求51.4.2课
9、题设计内容61.4.3课题设计方案72 变速器总体方案及参数的选择82.1车型及基本参数的选择82.2挡数的选择92.3传动比的计算102.3.1计算传动比范围112.3.2计算各挡传动比132.4变速器总布置与传动路线132.5齿轮的设计计算152.5.1中心距的计算152.5.2齿轮参数的选择162.5.3各挡齿轮齿数分配计算193 变速器齿轮设计计算243.1齿轮损坏形式243.2齿轮强度计算243.2.1齿轮弯曲强度计算253.2.2齿轮接触应力计算364 变速器轴的强度计算594.1初选轴的直径594.2轴的验算604.2.1轴的刚度验算604.2.2轴的强度计算665 轴承的选取8
10、35.1轴承类型的选用835.2轴承的寿命计算836 同步器设计896.1滑动齿套换挡896.2惯性式同步器896.2.1 外锥式同步器907 建模927.1 CATIA简介927.2零件设计937.2.1主要零件CATIA模型937.2.2主要零件cad图1007.3装配图设计1027.3.1主要部件的CATIA装配1027.3.2 cad装配图109结 论112参 考 文 献113致 谢1141 绪论随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发功机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的
11、牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性能。1.1汽车变速器概述变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬破、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。1.1
12、.1汽车变速器的功用现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。变速器的功用是:(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，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；(2)在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；(3)利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。1.1.2汽车变速器的分类汽车变速器按传动比变化方式不同，可分为有级式、无级式和综合式三种。(1)有级式变速器应用最为
13、广泛，它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系形式不同，有级式变速器又可分为有轴线固定式变速器和轴线旋转式变速器两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有3-5个前进挡和一个倒挡；在重型货车用的组合式变速器中，则有更多挡位。所谓变速器挡数，均指前进挡位数。(2)无级式变速器的传动比在一定的范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式两种。电力式变速器在传动系统中也有广泛采用的趋势，其边素传动部件为直流串励电动机。液力式变速器的传动部件是液力变矩器。(3)综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，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
14、化，目前应用较多。1.2双中间轴变速器概述双中间轴变速器是目前多级变速的一个重要的发展方向，是指在汽车的传动系统中的变速器部分有两个输出轴或中间轴，这样的变速器结构目的主要是为了缩短多挡定轴式变速器的轴向尺寸，以便于其在整车上的布置，同时也是为了多挡时共用输入轴的主动齿轮，减少变速器零件，简化变速器结构和降低成本等。1.2.1双中间轴变速器的原理采用双中轴结构设计的变速器，每根中间轴和中间轴两端的轴承以及中间轴上的齿轮只承受二分之一的传动力，输入轴及主轴上每个齿轮的轮齿受力也只有传动力的二分之一。1.2.2双中间轴变速器的特点对大吨位的重型汽车（输入扭矩在800Nm以上）来说，车辆需要变速器的
15、承载能力大、挡位多，双中间轴变速器的优势在这里得到了有效发挥。双中间轴变速器的比较优势主要体现在以下个方面：（1）双中间轴变速器在中心距、壳体长度两个重要设计参数上，明异优于单中间轴变速器。这两个设计参数决定了双中间轴变速器重量轻，轴向尺寸短，有利于减轻整车重量，提高承载能力，便于整车布置。（2）双中间轴变速器的速比范围明显大于单中间轴变速器，在发功机功率相同情况下，将直接影响到整车的最大爬坡度和最高车速这两个重要性能指标。（3）由于双中间轴变速器比单中间轴变速器前进挡多1- 2个挡位，所以各挡之间的速比级差明显小于单中间轴变速器，有利于提高整车的加速性，可以使发动机始终处于最佳工作状态，大大
16、降低整车的燃油消耗和污染排放。（4）采用双中间轴结构设计的变速器，每根中间轴和中间轴两端的轴承以及中间抽上的齿轮只承受二分之一的力(与单中间轴相比)，输入轴及主轴上每个齿轮的轮齿受力也只有二分之一(与单中间轴相比)。（5）由于采用了对称布置的双中间轴，中间轴上每个齿轮施加给输入轴齿轮和二轴齿轮的径向力人小相等而且方向向反，正好相互抵消，因此，从结构上保证了双中间轴变速器在设计时能够减小中心距，从而使变速器的轴向尺寸变短、重量降低。（6）由于每个齿轮及轴承受力的减小，进一步延长了变速器使用寿命，提高了工作可靠性和性价比。双中间轴变速器具有广泛的适用性，良好的整车匹配性。可以根据用户的使用爱好选择
17、带同步器或不带同步器的产品。可匹配多种离合器壳体及离合器分离装置，能够适应整车选装普通推式离合器、免调节推式离合器、拉式离合器、单片离合器、双片离合器。还可以满足整车安装缓速器的需要。同时双中间轴变速器在设计时充分考虑了车辆多种功能的需要，取力形式多种多样，能够实现前取力、后下取力、后上取力、侧取力等，最大限度地满足了各行各业的特殊需求，广泛匹配载重车、自卸车、牵引车及各种专用车辆和特种车辆，为重型汽车的升级换代提供较好优化配置。1.2.3汽车变速器国内外发展状况近年来，随着市场对产品创新性要求的增长和大吨位变速器需求比重持续上升，双中间轴变速器己成为引领市场需求的主异，备受国内外重型汽车厂家
18、青睐。据统计，今年前4个月，重卡市场累计生产整车175559辆，同比增长65.7%；销售整车159303辆，同比增长60.17%；产销量再创历史新高。前4个月，双中间轴重型变速器产销量双双突破16万台大关，同比增长高达103.67%，市场占有率己超过85%。双中间轴变速器和单中间轴变速器是目前国际上使用最广泛的两种变速器，但在性能上各有优劣。欧洲等发达国家，由于路况较好、法规健全，重型汽车多选配单中间轴变速器。双中间轴变速器则广泛应用十美国、加拿大、澳人利亚这些使用超大功率、超长距离运输车辆的国家。在亚洲、非洲受路况、超载等各种因素影响。重型汽车更多选择配套的也是双中间轴变速器。同时从这两种变
19、速器产品在中国市场的应用情况看，双中间轴变速器更适合中国国情，已显示出了比较优势。目前在国际上，重卡配装的手动重型变速器主要有两种结构，以德国采埃孚技术为代表的单中间抽结构和以美国伊顿技术为代表的双中间轴结构。从双中间轴变速器在设计参数、性能、结构、使用方便性及价格等方面的比较优势中可以看出，在大吨位重型汽车(输入扭矩800N m以上)上，双中间轴变速器更符合我国对汽车工业发展提出的具有高可靠性、低能源消耗、低噪声和低排放污染的总体要求。1.3课题设计意义 随着社会的快速发展和人们生活水平的迅速提高，汽车作为一种必不可少的交通运输工具已走进千家万户。总之，汽车工业的发展水平直接代表着一个国家基
20、础工业和国民经济的实力。中国未来10年，经济型汽车至少应翻一番。因此设计一种适合我国国情的经济型汽车的变速器具有十分重要的意义，而且也符合全球对环境保护的要求，低排放的经济型汽车肯定是未来汽车的主力。本设计的目的就是以我国现今发展情况探讨开发一种适合我国国情、满足运输使用的经济实用、发动机前置后驱的一种变速器。变速器是汽车最重要的系统之一，如果把作为动力源的发动机比作汽车的心脏，那么作为传递动力的变速器可谓汽车的动脉。汽车变速器作为汽车传递系中的一个主要总成。要求其结构简单，操纵轻便，体积小，重最轻，传递效率高，承载能力大，维修方便，使用可靠。由于机械传动变速器具备上述这些优点。所以，机械变速
21、器一直是汽车上用得最普遍的变速器。变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。它的作用是：（1）在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如在高速公路上车速应能达到100km/h。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，而当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，且转矩变化范围更不能满足实际路况需要。（2）实现倒车行驶汽车发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速器中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。（3）实现空挡当离合器接合时，变速箱可以不输出动力
22、。例如可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换档，以达到变速变矩。1.4课题设计内容和方案1.4.1变速器设计应满足的基本要求对变速器基本要求：（1）保证汽车有必要的动力性和经济性。（2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。（3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。（4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。（5）换挡迅速，省力，方便。（6）工作可靠。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
23、。（7）变速器应当有高的工作效率。除此以外，变速器还应满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。1.4.2课题设计内容课题要求对12挡双中间轴变速器进行传动方案的设计，对主要零件轴、齿轮进行结构设计，对其他零件进行结构和选型设计。进行齿轮的设计包括：材料选择、参数计算、强度计算及校核；轴的设计包括：结构设计并作出轴的计算简图、强度校核；轴承的选用及其他零件的结构设计。1.齿轮的设计齿轮的设计从两个方面来考虑：（1）按照齿面接触应力进行计算及核算。（
24、2）按照齿轮弯曲强度进行计算及核算。可算得齿轮的模数及分度圆直径，并对模数进行圆整，从而定出分度圆的直径。完成这些后，也是从这两方面入手对所设计的齿轮进行强度校核，最终得出合适且安全的齿轮。2.轴的设计轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构主要取决于以下的因素：轴在机器中的安装位置及其形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴联接的方法；载荷的性质、大小、方向及其分布情况;轴的加工工艺等。3.轴承的选用选用轴承时，首先是选择轴承的类型。由于主箱中间轴上的轴承轴受载荷为径向载荷，故选用圆柱滚子轴承，一、二轴只传递扭矩故选用深沟球轴承。副箱均为圆锥滚子轴承。4.其它零件的结构
25、设计其它零件部件包括一些标准件(螺栓，螺母，弹性挡圈和油毡封圈等)和非标准件，如轴套，轴承端盖等，根据相关参考书的建议值和公式选取确定，然后进行强度校核。1.4.3课题设计方案变速器设计是一个重要的课题，因此要充分利用现有参考文献，资料进行认识，不断的分析增进对变速器的了解。在对变速器有了较深的理解后开始对变速器的各个部分进行了分步设计。（1）确定档数，这里选择12档。 （2）选定车型，确定基本参数。（3）变速器主要参数的确定。其中包括轴数，传动比范围。中心距A，外形尺寸，齿轮参数的确定(模数，压力角，螺旋角，齿轮宽度，齿轮变位系数，齿项高系数)，各挡齿轮齿数的分配:1.确定一挡齿轮齿数。2.
26、对中心距A的修正。3.确定常啮合传动齿轮副的齿数。4.确定其他各挡的齿数。5.确定倒挡齿轮齿数。（4）轮齿强度的计算。（5）轴的强度计算。（6）组装配合。2 变速器总体方案及参数的选择2.1车型及基本参数的选择本文主要设计的是十二挡变速器，而12档变速器目前来说主要用于重型工程车，所以我们选择的车型应该为重型卡车。目前在国际上重卡配装的手动重型变速器主要有两种结构，以德国采埃孚技术为代表的单中间轴结构和以美国伊顿技术为代表的双中间抽结构。根据绪论中对两种变速器优缺点的比较，我们知道双中间轴结构变速器拥有绝对的优势，所以我们选择双中间轴式变速器。根据以上分析，我们选择解放J6重卡作为研究车型，对
27、其变速器进行设计和分折，车型的基本数据如表2.1所示。表2.1 CA4250P66K24T1A3HE基本参数公告型号：CA4250P66K24T1A3HE驱动形式：6X4轴距：3200+1350mm车身长度：7.19米车身宽度：2.495米车身高度：3.56米轮距：前轮距：2050，后轮距：1830/1830mm整车重量：8.863吨最大总质量：24.99吨牵引总质量：40吨最高车速：120KM/h最小转弯直径：17米备注：2011款J6全浮高顶驾驶室，自动空调、600L铝合金油箱、高效空滤、前后少平片簧结构；驾驶室后两点空气悬置；电动液压举升装置、TRW转向机、独立暖风、燃油预热。根据汽车型
28、号我们查得发动机参数如下表2.2表2.2 锡柴 CA6DM2-42E3基本参数发动机：锡柴 CA6DM2-42E3汽缸数：6燃料种类：柴油汽缸排列形式：直列排量：11.04L排放标准：国三/欧三最大马力：420马力最大输出功率：309KW扭矩：1900Nm最大扭矩转速：1400RPM额定转速：1900RPM根据汽车型号查得底盘基本参数如下表2.3表2.3 底盘基本参数后桥描述：解放 440后桥后桥允许载荷：18000KG后桥速比：4.111悬挂形式：弹簧片数：3/42.2挡数的选择近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。日前，乘用车一般用4-5个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器
29、多用5个挡。商用车变速器采用4-5个挡或多挡。载质量在10t内的货车采用五挡变速器，多档变速器多用在总质大些的货车和越野车上挡数选择的要求：1相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。2高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。解放J6重卡为牵引质量40t的大型卡车，需要较大的传功率扭矩和较高传动比，所以本次设计选的变速器为多挡变速器。2.3传动比的计算变速器传动比范围是指变速器最高档于最低档传动比的比值。最高挡通常是直接挡，传动比为1；有的变速器最高挡是超速档，传动比为0.7-0.8。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮
30、与地面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前重型卡车的传动比范围l0左右。解放J6重卡采用12档变速器，挡位较多，考虑到其在平直高速路上有较高车速的要求，我们采用一个超速档，六个高速挡(包括一个1个直接接档),六个低速挡和两个倒挡布置。本次设计参考的变速器为一汽CA12TA（X）190M变速器。通过阅读相关资料查的相关数据为表2.4：表2.4 变速器相关参数品牌：一汽变速箱：一汽 CA12TAX190M超速档系列：一汽 CA12TA(X)系列档位数：12个换挡形式：双中间轴、主副箱结构，副箱带同步器产品特点：采用的双中间轴结构，可匹配单杆、双杆操纵；可近
31、、远距离操纵；匹配范围：满足载重车、牵引车、自卸车、越野车、矿用车等各种车辆的使用要求前进档位：12个倒档档位数：2个是否有同步器：副箱带同步器最大扭矩：1900N.m额定转速：1900rpm换挡方式：手动头档速比：12.1582档传动比：9.4353档传动比：7.3494档传动比：5.7705档传动比：4.4646档传动比：3.4937档传动比：2.7248档传动比：2.1149档传动比：1.64610档传动比：1.29311档传动比：1.00012档传动比：0.783倒档1传动比：11.816倒档2传动比：2.647变速箱重量：342Kg变速箱油容量：13/13.5(带取力器）L2.3.1
32、计算传动比范围1.最高档传动比确定在选择驱动桥主减速器传动比时,首先可根据汽车的最高车速、发动机参数、车轮参数来确定,其值可按下式计算: (2.1)式中:-汽车的最高车速,已知120km/h；-最高车速时发动机的转速,一般,r/min；这里取1，则；r-车轮半径,本车轮胎型号315/80R22.5，查得r=0.5475m；驱动桥主减速器减速比，取=4.1111；故=0.377=0.7952.一挡传动比范围确定在确定变速器一档传动比时,需要考虑驱动条件和附着条件。（1）满足驱动条件,其值应符合下式: （2.2）式中：最大爬坡度，=代入相关数据,计算得:=9.346（2）满足附着条件,其值也应符合
33、下式 (2.3)式中：-路面附着系数,为0.70.8,这里取0.8带入相关数据,可得: =15.253即是9,346 14.9942.3.2计算各挡传动比由于本次设计有一个超速档=0.781，因此q=1.28，=11.84=11.84，=9.25，=7.22，=5.64，=4.41，=3.44，=2.69，=2.10，=1.64，=1.28，=1， =0.795各挡传动比需满足：且相邻挡间传动比比值在1.8以下经调整后各挡传动比如下：前进挡:=12.158，=9.435，=7.349，=5.770，=4.464，=3.493，=2.724，=2.114，=1.646，=1.293，=1， =0
34、.783倒档:=11.816，=2.6472.4变速器总布置与传动路线由于为双中间轴设计，两个中间轴完全相同，故总布置图只标出一个轴上齿轮，如下图：图2.1 变速器总布置图由图得到传动路线为：一挡：二挡：三挡：四挡：五挡：六挡：七挡：八挡：九挡：十挡：十一挡：主、副箱均直接挡 十二挡：倒挡一：倒挡二：2.5齿轮的设计计算2.5.1中心距的计算中心距的优势 单中间轴变速器初选中心距时，根据以往的中心距经验公式有： （2.4）式中，K为中心距系数，对于轿车，K=13 -15，对于中重型车，K=15-17；A为中心距；T为发动机转矩。 而对于双中间轴变速器，根据其结构对齿轮中心距的初选公式进行修正，
35、修正后的公式为： （2.5）式中，B为载荷分布不均匀系数，B=0.52-0.60。 通过比较可知：双中间轴变速器中心距可以比单中间轴结构减小15%20%，这对于改善变速器的经济性和轻量化有着重要意义。中心距影响变速器的尺寸和质量。中心距过大将使变速器的质量增加较多；中心距过小势必使变速器长度增加，影响轴的刚度和同步器的容量，还可能使两轴承孔之间的距离过小，影响壳体的强度。根据公式3.5可得主箱：mm取中心距A=156mm。2.5.2齿轮参数的选择1.模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量最小整，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺加工考虑，各挡齿
36、轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数，对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些;对于货车减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。变速器用齿轮模数范围见表2.5：表2.5 汽车变速器齿轮的法向模数 车型乘用车的发动机排量V/L火车的最大总质量1.0,V1.61.6V2.56.014.0模数2.5-2.752.75-3.03.5-4.54.5-6所选模数值应符合国家标准GB/T13571987的规定，选用时，应优先选用第一系列，括号内模数进可能不用，见表2.6：表2.6 汽车变速器常用齿轮模数第一系列第二系列1.001.251.501.752.002.252.
37、502.753.00（3.25）3.50（3.75）4.004.505.005.506.00由表选取各挡模数为=6nm，主箱各挡均采用直齿轮。2.压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用，等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用或等大些的压力角。国家规定的标准压力角为，所以普遍采用的压力角为啮合套或同步器的压力角有，等，普遍采用压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角。3.螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳
38、、噪声降低。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。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；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。木设计初选螺旋角全部为4.齿宽齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给于补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工
39、作中会因轴的变形一导致齿轮倾斜。使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数大小来选定齿宽：直齿，为齿宽系数，取4.58斜齿，取6.08.55.齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.77.8的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数均取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提
40、高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大于1.00的细高齿。本设计齿顶高系数取为6.变位系数为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡和倒挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选的较小一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高挡和一轴常啮合齿轮副的可以选为-0.2-0.2。随着挡位的降低，值应该逐渐增大。一、二挡和倒挡齿轮应选用较大的值，以便获得高强度齿轮副。一挡齿轮的值可以选用1.0以上。2.5.3各挡齿轮齿数分配计算1.确定主箱一挡齿轮齿数根据总布置图主箱一挡（与）传动比为： （2.6）求得：如果和的齿数确定了，则和的传动比可求出，为了求出和的齿数，先求出齿数和 （2.7）求得：中间轴上一挡齿
41、轮齿数可在1217之间取，一挡大齿轮齿数用计算求得。这里取，则。2.确定常啮合齿轮传动齿轮副的齿数根据公式3.6求出常啮合齿轮的传动比： （2.8）求得：齿数和为：求得：，齿数取整后传动比实际值为：=2.788, 3.确定主箱二挡齿轮齿数二挡齿轮计算公式为： （2.9） （2.10）式中：，=2.114，A=156mm解得：,齿数取整后传动比实际值为：=2.1794.确定主箱三挡齿轮齿数 （2.11） （2.12）式中：，=1.646，A=156mm解得：,齿数取整后传动比实际值为：=1.5945.确定主箱四挡齿轮齿数 （2.13） （2.14）式中：，=1.293，A=156mm解得：,齿数取整后传动比实际值为：=1.2656.确定主箱五挡齿轮齿数此挡为直接挡无齿轮传动，不做计算。7.确定主箱六挡齿轮齿数 （2.15） （2.16）式中：，=0.783，A=156mm解得：,齿数取整后传动比实际值为：=0.7828.确定主箱倒挡齿轮齿数 （2.17） （2.18）式中：，=2.
