机械平面三轴式变速箱的设计

摘要

设计内容：机械平面三轴式变速箱的设计。

汽车实际行驶中的安全性、经济性、实用性都是由整体设计来决定的；实际中发动机传到车轮上的转矩和转速必须改变以适应起步、爬坡、转弯、加速、倒行等各种工况，变速器就是为了满足这些要求而设计的。

我的设计从实际出发利用所学知识对变速器进行设计，具体内容为：第一章主要介绍变速器的功用和基本要求；第二章主要介绍了汽车变速箱主要参数选择，各部件的选择以及整体布置；第三章为齿轮的设计，第四章为轴的设计。第三、四章是本次设计的重点，这两章从齿轮的设计与计算，轴的设计与计算以及零件的定位润滑出发对变速器详细设计。

经过我的计算和验算，我所设计齿轮、轴、轴承及操纵机构等均达到任务书要求。

关键词：变速器齿轮轴经济性

Abstract

Our design includes: Three-axis gearbox mechanical planarization

The actual moving vehicle safety, economy, practicality is determined by the overall design; practice spread to the wheels on the engine torque and speed must be changed to meet the start, climb, turn, speed up, but line and other working conditions of transmission in order to satisfy these requirements is designed.

I design from the reality of learning to use the design of the transmission, the specific contents as follows: The first chapter introduces the functions of transmission and basic requirements; the second chapter introduces the main parameters of the vehicle choice, the choice of the components and the overall layout; article three chapters to the design of gear, the fourth chapter of the design axis, the third, four chapters is the focus of this design, these two chapters from the design and calculation of gear, shaft design and calculation, as well as the positioning of parts of the transmission lubrication point detailed design.

After checking my calculations and I designed gears, shafts, bearings and control agencies to meet all requirements of the task book.

Keyword: Transmission gear axle economy

目录

摘要 ..................................................................... I ABSTRACT.................................................................. I I 第1章绪论 .. (1)

1.1变速箱的功用和要求 (1)

1.1.1 变速箱的功用 (1)

1.1.2 对变速箱的主要要求 (1)

1.2变速箱设计原始数据 (1)

第2章变速箱总体方案设计 (3)

2.1绪论 (3)

2.2总体设计 (3)

2.2.1 传动机构布置方案分析 (3)

2.2.2 零、部件结构分析 (6)

第3章齿轮的设计 (7)

3.1变速箱主要参数 (7)

3.1.1 挡位确定 (7)

3.1.2 传动比范围确定 (7)

3.1.3 中心距A (7)

3.1.4 外形尺寸 (8)

3.1.5 齿轮参数 (8)

3.2各挡齿轮齿数的分配 (13)

3.2.1 确定一挡齿轮的齿数 (13)

3.2.2 确定第一轴常啮合齿轮的齿数 (14)

3.2.3 确定二挡齿轮齿数 (14)

3.2.4 确定三挡齿轮齿数 (15)

3.2.5 确定四挡齿轮齿数 (15)

3.2.6 确定五挡齿轮齿数 (15)

3.2.7 确定倒挡齿轮齿数 (16)

3.2.8 齿轮的齿形系数计算 (17)

3.3齿轮的强度校核 (18)

3.3.1 齿轮的损坏形式 (18)

3.3.2 齿轮的弯曲强度计算 (18)

3.3.3 计算齿轮的接触应力 (24)

3.4结论 (29)

第4章轴的设计 (30)

4.1轴的结构 (30)

4.2第一轴的设计 (30)

4.2.1 确定轴的尺寸及结构形式 (30)

4.2.2 轴的强度计算 (31)

4.2.3 轴的刚度校核 (35)

4.2.4 对轴上的花键进行校核 (37)

4.3第二轴的设计 (38)

4.3.1 确定轴的尺寸及结构形式 (38)

4.3.2 轴的强度计算 (39)

4.3.3 轴的刚度校核 (48)

4.3.4 对轴上的花键进行校核 (52)

4.4中间轴的设计 (54)

4.4.1 确定轴的尺寸及结构形式 (54)

4.4.2 轴的强度计算 (54)

4.4.3 轴的刚度校核 (58)

4.4.4 中间轴上花键的校核 (61)

4.5结论 (61)

第五章变速箱操纵机构 (62)

5.1绪论 (62)

5.2操纵机构的结构 (62)

5.2.1 自锁装置 (62)

5.2.2 互锁装置 (62)

5.2.3 倒挡锁 (63)

5.3挡位的布置 (63)

第6章总结 (64)

参考文献： (65)

致谢 (66)

第1章绪论

1.1 变速箱的功用和要求

1.1.1 变速箱的功用

变速箱的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有合适的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速箱具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。

1.1.2 对变速箱的主要要求

a 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根，据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速箱挡数及传动比，来满足这一要求。

b工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速箱内不应有自动跳挡、乱挡、换挡冲击等现象发生。为减轻驾驶员劳动强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换挡或自动、半自动换挡来实现。

c 重量轻、体积小。影响这个指标的主要参数是变速箱的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可减小中心距。

d 传动效率高。为减少齿轮的啮合损失，应有直接挡。此变速箱设有超速挡，可以提高齿轮传动的效率。提高零件的制造和装配质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。

e 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和装配刚性可减少齿轮的噪声。

1.2 变速箱设计原始数据

最大总质量：9475kg

最大功率：84.5KW（2800r/min）

最大转矩：353N（1100—1200）

最高车速：75km/h

变速箱：机械平面三轴式五前+R 各挡位的传动比：

()23.6 i

91

.0

i

;

31

.1

i

;1.2

i

;

39

.3

i

;

24

.6

i

R

5

4

3

2 1

=

=

=

=

=

=

倒挡

各挡位使用时间比例系数：

Ⅰ挡 20%

Ⅱ挡 20%

Ⅲ挡 25%

Ⅳ挡 25%

Ⅴ挡 5% R挡 5%

第2章变速箱总体方案设计

2.1 绪论

a 变速箱的设计方案必须满足使用性能、制造条件、维修方便及三化要求。在确定变速箱结构方案时，应从齿轮型式、换挡结构型式及其布置、轴承型式、润滑和密封以及倒挡布置等方面综合考虑，全面评价，以期得到合理的最佳方案。

b 变速箱由变速传动机构、操纵机构和壳体组成。

2.2 总体设计

机械式变速箱因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，在不同型式的汽车上得到广泛的应用。

2.2.1 传动机构布置方案分析

(1) 变速箱传动机构有两种分类方法。根据前进挡数的不同，有三、四、五和多挡变速箱。根据轴的型式不同，分为固定轴式和旋转轴式两类。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速箱多用于发动机前置前驱，中间轴式变速箱多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转式主要用于液力机械式变速箱。

与中间轴式变速箱比较，两轴式变速箱有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速箱不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均能承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速箱的一挡速比不可能设计的很大。

根据此变速箱的转动参数选用中间轴式变速箱，其传动方案如下图2—1所示：

Z 1

Z 13

Z 13′Z 3

Z 5

Z 7

Z 9

Z 11

Z 12Z 10

Z 8

Z 6

Z 4

Z 15

Z 2

Z 14

输 入 轴中 间 轴

输 出 轴

倒 挡 轴

图 2-1 传动方案

(2) 变速箱在一挡和倒挡时有较大的力作用，所以在布置齿轮时变速箱的低挡和倒挡都应当布置在靠近支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从抵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比较少，从这点出发此方案应将一挡布置靠近轴的支承处。经常使用的挡位，其齿轮接触应力过高而造成表面点蚀损坏，将高挡布置在靠近轴的支撑中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持好较好的啮合状态，偏转减少能提高齿轮的寿命。

对于倒挡值得注意一点，倒挡设置在变速箱的左侧或右侧在结构上均能实现，不同之外是在挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向变了。为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个弹簧，以便在挂倒挡时需要克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。

(3) 倒挡的结构方案如图2—2所示：

Z 1

Z 13

Z 13′Z 15

Z 2

Z

14

图2—2 倒挡结构方案

(4) 轴的支承方式和轴承的选用与固定

轴的支承方式和轴承的选用依变速箱的结构类型和轴上的受力不同而有所不同。 变速箱轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴承套等。变速箱第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮内腔中，可采用滚针轴承。变速箱的第一轴前端支承在飞轮内腔，因有足够大的空间故常采用球轴承来支承。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后端轴承传递给变速箱壳体，因为此轴向力比较大，故选用圆锥滚子轴承，在轴承外端用挡圈固定。第二轴输出端采用圆锥滚子轴承来承受较大的轴向力和径向力，其外端也是用挡圈固定。中间轴上的齿轮在工作时，因产生的轴向力在一定程度上可以相互抵消，所产生的轴向力只有在一挡时最大，而一挡使用的时间相对于其它的挡位比较少，所以对于中间轴的前后支承选用比较常用的球轴承，其外端用螺母固定。

对于轴的轴向定位，通常是把一端轴承内外圈固定在轴与箱体上，而另一端的轴承内圈固定在轴上，外圈以配合装在壳体上，以便在轴受热后能带着轴承自由胀缩，同时也是可以消除零件中的制造精度带来的安装误差，以及简化拆装工艺。

(5) 零件的润滑与密封

变速箱中的齿轮、轴承、衬套等零件的润滑方式有两种： a. 压力强制润滑 b. 飞溅润滑

因此变速箱齿轮转速比较高，综合设计经验对于该变速箱的润滑方式选择飞溅润滑。在采用飞溅润滑时，应充分考虑到对润滑油不易溅入的摩擦表面的润滑，例如：衬套表面，平面三轴式变速箱的前端支承等。对这些部位通常的做法是在齿轮上钻径向孔，利用齿轮的啮合旋转，把油挤入摩擦表面。此外对轴的端部受到遮盖的轴承，因无法用齿轮溅油，因此应设法采取集油措施，将飞溅起的润滑油引入摩擦表面，并设回油通路，让润滑零件后的油液能流回壳底。

变速箱的密封必须可靠，箱体，箱盖，轴承等之间应有垫式橡胶圈。输入轴的外端一般采用骨架式直紧密封。变速杆球应用橡皮罩密封，放油螺塞均采用锥形细螺纹结构。为防止变速箱温度升高时箱内因膨胀而迫使油液泄露，在变速箱盖上安装有带滤芯的通气孔。

2.2.2 零、部件结构分析

(1) 齿轮型式的确定

与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低等优点；而确定是制造时比较复杂，工作时有轴向力。变速箱中常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮的数量会有所增加，并导致变速箱的转动惯量增大，但是斜齿轮稳定的传动及噪声小等优点正是变速箱设计所要求的。综合比较，此变速箱中所有的齿轮均是常啮合，故齿轮的型式选择斜齿轮。

(2) 换挡机构型式

变速箱换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡型式。

汽车在行驶时中间轴上各挡的齿轮的转速不一样，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡会在齿轮端面产生冲击，并伴随有噪声，这会使齿轮端部磨损加剧并过早的损坏，同时会增加驾驶员的操控难度，不容易挂上挡，产生的噪声又会使乘坐的舒适性降低。只有驾驶员的操作技术非常的熟练，才能避免以上的不足。啮合套换挡型式一般是配合斜齿轮传动使用。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套又分为内齿接合式和外齿接合式，视结构布置而选定，若齿轮幅内空间允许，采用内齿接合式，以减少轴向尺寸。啮合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击。

使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高汽车的加速性、经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛的应用。

第3章 齿轮的设计

3.1 变速箱主要参数

3.1.1 挡位确定

增加变速箱的挡位数能够改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速箱的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。

在最低挡传动比不变的条件下，增加变速箱的挡数会使变速箱相邻的低挡与高挡之间的传动比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。要求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传动比比值小。

该变速箱选用五挡位变速。 3.1.2 传动比范围确定

变速箱的传动比范围是指变速箱最低挡传动比到最高传动比。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。

由设计参数可知该变速箱的传动比范围0.91 ～ 6.24 3.1.3 中心距A

对于中间轴式变速箱，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速箱的中心距A 。它是一个基本参数，其大小不仅对变速箱的外形尺寸、体积和重量的大小，而且对齿轮的接触强度也有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速箱的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强度考虑，要求中心距取大一些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大一些。

初选中心距A 时，根据下面的经验公式计算

3g 1max e A i T K A η= （3-1）

式中; A 为变速箱中心距（mm ）；A K 为中心距系数，对于一般的货车A K =8.6～

9.6 ；max e T 为发动机的最大转矩（N ·m ）; 1i 为变速箱一挡的传动比; g η为变速箱传动效率，取96%。

取A K =9.5

将max e T =353 N ·m 1i =6.24 g η=96% 带入式（3-1）中得

A=121.94 mm

货车的变速箱中心距在80～170 mm 范围内变化。 所以圆整中心距 取A=120 mm 3.1.4 外形尺寸

变速箱的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步确定。

货车变速箱壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用：

四挡 （2.2～2.7）A

五挡 （2.7～3.0）A 六挡 （3.2～3.5）A

该变速箱为五挡，但由于没有直接挡，所以该变速箱的轴向尺寸应按照六挡轴向尺寸来计算。即轴向尺寸范围在（3.2～3.5）×120=384～420 mm

当变速箱选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K 应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距A 最好取整数。 3.1.5 齿轮参数 (1) 模数的选取

齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。

应该指出，选取齿轮模数时一般遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。对于货车，减少

质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数。

变速箱低挡齿轮应选用大些的模数，其它挡位选用另一种模数。少数情况下汽车变速箱各挡齿轮选用相同的模数。对于中型货车变速箱齿轮的模数的范围为：3.5～4.5 mm ，所选模数应符合国家标准GB1375-78 的规定。

啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速箱中的接合齿模数相同。其取用范围对于中型货车来说：2～3.5 mm 。此变速箱中的同步器模数选为2.5mm 。

第一轴常啮合斜齿轮的法向模数m n 可以通过下式初步确定

3max e n T 47.0m = （3-2）

max e T — 发动机的最大功率 N ·m

知max e T =353 N ·m 则n m =3.32

其它各挡齿轮常啮合斜齿轮的模数可通过下式初步确定

3x max e n i T cos 33.0m β= (3-3)

max e T — 发动机的最大功率 N ·m

x i — 各挡的传动比

β—各齿轮的螺旋角 其范围在10°~26°间

通过上述公式计算出各挡齿轮的模数范围分别为： 一挡齿轮的模数范围：3.86～4.2 mm 二挡齿轮的模数范围：3.15～3.45 mm 三挡齿轮的模数范围：2.68～2.94 mm 四挡齿轮的模数范围：2.29～2.51 mm 五挡齿轮的模数范围：2.03～2.23 mm

倒挡齿轮的模数范围：3.86～4.23 mm

考虑实际加工中的工艺及模数要符合国家标准，确定各挡齿轮的模数如下表1：

表 1

(2) 压力角α

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，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。对于货车，为提高齿轮承载能力，应选用22.5°或25°等大些的压力角。实际上因国家规定的标准压力角为20°，所以变速箱齿轮普遍采用的压力角为20°。啮合套和同步器的接合齿压力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。

(3) 螺旋角β

斜齿轮在变速箱中得到广泛的应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意到它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。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；而从提高高挡齿轮接触强

度着眼，应当选用较大的螺旋角。

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该不一样的。为使工艺简便，在中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作时，中间轴上的力不能抵消，所以将一挡和倒挡也设计为斜齿轮。货车的螺旋角范围在 10°～26°之间。初选螺旋角为20°。

(4) 齿宽 b

在选择齿宽时，应该注意到齿宽对变速箱的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。

考虑到尽可能缩短变速箱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予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使之寿命降低；齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，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 (n m )的大小来选定齿宽： 对于斜齿轮：b=c

k n m （3-4）, c k 取为6.0 ～8.5

b 为齿宽（mm ）。采用啮合套或是同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为（2 ～4）m 。

第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数K C 可取大一些，使接触线长度增加、接触应力降低，提高传动平稳性和齿轮寿命。

选取齿宽系数：对于第一轴常啮合齿轮，齿宽系数c k 取8 第一挡c k 取7 第二挡c k 取7

第三挡c k 取7 第四挡c k 取7 第五挡c k 取7 倒挡c k 取8 (5) 齿轮变位系数的选择原则

齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。

变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。

变速箱齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于小齿轮的抗弯强度较低，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一挡主动齿轮）会造成轮齿根切，这不仅削弱了齿轮的抗弯强度，而且使重合度减小。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。

总变位系数 21c

ξξξ+= 越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强

度越低。但是由于齿轮的刚度减小，易于吸收冲击振动，故噪声要小一些。另外，c ξ值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降噪有利，而且由于齿根强度提高，对由于齿根减薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。

根据上述理由，为了降低噪声，对于变速箱中除去一、二挡和倒挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高挡

和一轴齿轮副的c ξ可以选为－0.2～0.2。随着挡位的降低，c ξ值应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮应选用较大的c ξ值，以便获得高强度齿轮副。一挡齿轮的c ξ值可以选用1.0以上。

3.2 各挡齿轮齿数的分配

当初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速箱的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。 3.2.1 确定一挡齿轮的齿数

在中间轴上一挡齿轮的齿数参考设计经验，初步选取齿轮1的齿数14Z

1

=又中心

距()1

2n cos 2z z m A 1

β??=+ （3-5）

其中：n m — 法向模数 1z — 齿轮1的齿数 2z — 齿轮2的齿数 1β — 一挡齿轮的螺旋角

第一挡的传动比 1

2

12111z z z z i ?=

为使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度，那么常啮合传动比可分配小一些，经多次适配初步确定

94.1z z i 12

110== ，24.6i 1=则：

21.3i i z z 0

1

12== 又 1z =14 则2z =45

实际传动比为1

2

z =3.214 传动比误差为0.12% 满足设计要求。

将A =120 mm 1n m =4 1z =14 2z =45 代入式（3-5）中得 1β=10.48 3.2.2 确定第一轴常啮合齿轮的齿数

常啮合传动比为 94.1z z i 1211

0== ()0

120n cos 2z z m A 11β??=

+ 此外从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式

???

? ??++=1212111110Z Z 1Z Z Z tan tan ββ (3-6) 由以上三式得：

11z =48 12z =25 0β=24.15°

实际传动比

12

11

z z =1.92 传动比误差为0.01% 满足设计要求。 3.2.3 确定二挡齿轮齿数

2

34i i Z Z ==1.78 ()2

432n cos 2z z m A β??=+

???

?

??++=3412111120Z Z 1Z Z Z tan tan ββ 由上述三式得：4z =37 3z =21 2β=14.84°

实际传动比为3

4

Z =1.76 传动比误差为0.01% 满足设计要求。

3.2.4 确定三挡齿轮齿数

3

56i i Z Z ==1.08 ()3

653n cos 2z z m A β??=+

???

?

??++=5612111130Z Z 1Z Z Z tan tan ββ 由上述三式得：5z =37 6z =39 2β=18.20°

实际传动比为5

6

Z Z =1.05 传动比误差为0.97% 满足设计要求。

3.2.5 确定四挡齿轮齿数

4

78i i Z Z ==0.68 ()4

874n cos 2z z m A β??=+

???

?

??++=7812111140Z Z 1Z Z Z tan tan ββ 由上述三式得：7z =44 8z =30 4β=22.33° 实际传动比为

7

8

Z Z =0.682 传动比误差为0.02% 满足设计要求。 3.2.6 确定五挡齿轮齿数