变速器的设计计算

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：i 1=6.02，i 2=3.57， i 3=2.14，i 4=1.35，i 5=1.00， i R =5.49.

二、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 式中，A 为变速器中心距(mm)；A K 为中心距系数，货车：A K =8.6-9.6；emax T 为发动机最大转矩（emax T =165 N ·m ）；1i 为变速器一挡传动比(i 1

=6.02)；g η为变速器传动效率，取96%。本设计中，取A K =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

（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 3max e T

式中 m n ——齿轮模数 mm

K

m ——为模数系数，一般K

m

=0.28~0.37。本设计中取K

m

=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

1

m

3

1 T ?

式中 m——一挡齿轮模数 mm

K

1

m ——一挡齿轮模数系数，一般K

1

m

=0.28~0.37。本设计中取 K

1

m

=0.30

T

1——一挡输出转矩，T

1

=T

m ax

e

*i

1

i

1

——一挡传动比

当数值代入计算得m=2.993 mm,取m=3

参考国标（GB1357-87）规定的第一系列模数：

一档和倒挡的模数: m＝3mm；

二，三，四，五挡的模数：m

n

＝2mm;

（2）压力角α

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α=20°。

（3）螺旋角β

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，β不宜过大，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 c m K c 为尺宽系数，一般K c =4.5~8.0

斜齿：b=K c m n 一般K c =6.5~8.5

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

11Z +12Z =2A/m Z h =60

对于货车，中间轴一挡齿轮可在12-17之间，选取12Z =16，由于一挡选用

直齿轮。故有11Z =2A/m-16=44

2.修正中心距 A=h Z m 2

=90mm 3.确定常啮合传动齿轮副的齿数

已知 1i =6.02 n m =2mm β=25.28°

1Z +2Z =n m A βcos 2=81.381 21Z Z =1i 1211Z Z =2.19 Z h =2A

m ≈81

1Z =26， 2Z =55

4.确定其它挡位齿轮齿数

（1）确定二挡齿轮齿数

已知 2i =3.57 n m =2mm β=22° 7

2218

Z Z i =Z Z 1.687636

○1 78n

2Acos β

Z +Z =m ○2

联立○1○2求解 取7Z =52，8Z =32

（2）确定三挡齿轮齿数

已知3i =2.14 n m =2mm β=22° 5

2316

Z Z

i =Z Z ○1 56n

2Acos β

Z +Z =m ○2

联立○1○2求解Z 5=41,Z 6=43

（3）确定四挡齿轮齿数

已知 4i =1.35， n m =2mm ，β=22° 3

2

414

Z Z i =Z Z ○1 34n

2Acos β

Z +Z =m

○2 联立○1○2求解 取Z 3=32, Z 4=52

（5）确定倒挡齿轮齿数

倒挡采用直齿轮，m=3mm 。

已知选11Z =44，12Z =16，21Z Z =2.19,=5.49

由

得9Z =41 ,10Z =44

A1=m (11Z +12Z )/2=3*(44+16)/2=90mm

A2=m (9Z +10Z )/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 ，11Z =44，12Z =16，，n α=20 °，β=0°，'A =90mm ，

(1) 1ξ=0.37，2ξ=-0.37

(2) 啮合角 'α=t 'Acos αarccos

A

=21.68° (3) 理论中心距 A=1312m(Z Z )2

+=89mm (4) 中心距变动系数 λ=A 'A m -=0.33 (5) 变位系数之和 ∑ξ='1312(Z Z )(inv inv )2tag +α-αα

=0.90 (6) 齿顶降低系数 ∑σ=ξ-λ=0.90-0.33=0.57

(7) 分度圆直径 1d =1Z m=132mm ，2d =m 2Z =48mm

(8) 齿顶高 *

a1a 1h =(h +)m ξσ-=3.33mm ，*a2a 2h =(h +)m ξσ-=2.58mm

(9) 齿根高 *

*f1a 1h =(h +c )m ξ-=4.86mm ，**f2a 2h =(h +c )m ξ-=2.64mm

(10)齿全高 12a f h =h =h +h =5.22mm

(11)齿顶圆直径 a11a1d =d +2h =.66mm ，a22a2d =d +2h =53.16mm

(12)齿根圆直径 f11f1d =d 2h -=122.28mm ，f22f2d =d 2h -=42.72mm

(13)周节 p=πm=9.424mm

(14)基节 b p m cos =πα=8.856mm

2.常啮合齿轮几何参数

n m =2mm ，1Z =26，2Z =55， n α=20°，β=25.28°，'A =90mm

(1) 端面模数 t m =n m cos β

=2.21mm (2) 1ξ=0.37，2ξ=-0.37

(3)端面压力角 tan arctan(

)cos n t ααβ==21.926° (4)端面啮合角 '

t α=t '

Acos αarccos A =23.457° (5)分度圆直径 11n Z d =m ()cos β=57.51mm ，22n Z d =m ()cos β=121.65mm

(6)齿顶高 a n 0h =m (f +1ξ)=2.46mm 1.54mm

(7)齿根高 f 0n h (f c )m 1=+-ξ=2.04mm 1.28mm

(8)齿全高 a f h h +h ==4.50mm

(9)齿顶圆直径 a a d d 2h =+=62.43mm 124.73mm

(10)齿根圆直径 f f d d 2h =-=53.43mm 119.09mm

(11)中心距 A='A =12t z z m 2

+=90.505mm (12)法向基节 bn n n p m cos =πα=5.904mm

(13)基圆直径 b 1t d d cos =α=53.35mm 112.85mm

(14)法面分度圆弧齿厚 n 1s m 2

=π=3.14mm 3.二挡齿轮几何参数

n m =2mm ，7Z =52，8Z =32， n α=20°，β=22°，'A =90mm