变速器的初步设计(传动比计算)
传动比的设计
4、 传动比的计算和选择4.1 驱动桥主减速器传动比0i 的选择 在选择驱动桥主减速器传动比0i 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: g a v i v rn i max 0377.0= (4.1)式中:ig=1; max a v --汽车的最高车速,已知125km/hv n --最高车速时发动机的转速,一般p v n n )1.19.0(-=,r/min; r--车轮半径,r=0.357m 故max0377.0a v v rn i ==0.377×1252800357.0⨯=3.01 4.2 变速器传动比g i 的选择4.2.1 变速器一档传动比1g i 的选择在确定变速器一档传动比1g i 时,需要考虑驱动条件和附着条件。
为了满足驱动条件,其值应符合下式:()Te a g i T r i ifg m i η0max max max 1sin cos +≥ （4.3） 式中：max i ………最大爬坡度，max i = 7.16 代入相关数据,计算得:()Te a g i T r i ifg m i η0max max max 1sin cos +≥ =()9.001.3431357.07.16sin 7.16cos 016.0104067⨯⨯⨯+⨯⨯⨯ =3.76 同时为了满足附着条件,其值也应符合下式 Ttq g i T Gr i ηφ01≤式中：φ--路面附着系数,为0.7～0.8,这里取0.8 带入相关数据,可得: T tq g i T Gr i ηφ01≤=9.001.34318.0357.0104067⨯⨯⨯⨯⨯=9.95 即是3.76≤1g i ≤ 9.95参考《中国汽车零配件大全》选取1g i =5.684。
课程设计--- 变速器的设计计算
设计说明书题目：货车机械变速器学号：姓名：变速器的设计计算1.1 变速器的选择变速器的种类很多，按前进档位的不同可分为三、四、五和多档变速器，根据轴的型式的不同，又有固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。
固定轴式又有两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式变速器。
固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。
旋转轴式主要用于液力机械式变速器。
2-1-1 中间轴式变速器从结构外形看中间轴式变速器有三根轴：一轴和二轴在一条中心线上。
将它们连接即为直接档，此时，齿轮、轴承不承受载荷而只传递转矩，故而传动效率高，而且摩损小，寿命长，噪音也较小。
而在其他档位上，经过两对连续齿轮传动，传动效率稍低。
由于本设计中的汽车为重型货车，且档位多，传动比大，故本设计采用这种型式。
2-1-2 变速器齿轮型式变速器中的齿轮一般只有两种：直尺圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。
直齿圆柱齿轮多用为滑动式，故使用在一档和倒档的较多，它们的结构简单，制造容易。
但是在换档时齿轮端部产生冲击，噪声很大，从而加剧端部磨损，使齿轮的寿命降低，而且由于噪声大，容易造成驾驶员的疲劳。
斜齿圆柱齿轮传动平稳，噪声很小，磨损小，寿命长。
唯一的缺点是工作时有轴向力的产生，而且结构复杂，这个缺点可以在进行轴的载荷计算时予以平衡。
通过比较两种型式齿轮的优缺点，本设计中，倒档采用直齿圆柱齿轮，这是考虑到倒档的使用率较低，综合衡量经济性和便利性而定的，其余各档全部采用斜齿圆柱齿轮传动，这样充分发挥其传动平稳，噪声小等优点。
2-1-3变速器的换档结构变速器的换档机构形式有以下几种：直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档。
(1) 直齿滑动齿轮换档该结构形式制造容易，结构简单。
但缺点较多：汽车行驶时各档齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换档，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。
这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，造成汽车的行驶安全性降低，同时使驾驶员精神紧张，而换档产生的噪声又会使乘坐舒适应大大的降低。
变速箱选型与计算公式
变速箱选型与计算公式在汽车工程领域中，变速箱是一个非常重要的部件，它能够通过改变车辆的齿轮比来实现动力传递和车速调节。
不同类型的汽车需要不同类型的变速箱，因此变速箱的选型是非常重要的。
本文将探讨变速箱选型的相关知识，并介绍一些常用的计算公式。
1. 变速箱选型。
在选择适合汽车的变速箱时，需要考虑以下几个因素：1）车辆类型，不同类型的汽车需要不同类型的变速箱。
例如，手动变速箱适合运动型车辆，而自动变速箱适合城市驾驶。
2）发动机功率，发动机功率决定了变速箱的承载能力，因此需要根据车辆的发动机功率选择合适的变速箱。
3）车辆用途，不同用途的车辆对变速箱的要求也不同。
比如，越野车需要更耐用的变速箱，而家用轿车则需要更平顺的变速箱。
4）成本和可靠性，变速箱的成本和可靠性也是选择的考虑因素，需要根据实际情况进行权衡。
2. 变速箱计算公式。
在设计和选择变速箱时，需要用到一些计算公式来确定齿轮比、传动比等参数。
以下是一些常用的变速箱计算公式：1）齿轮比计算公式：齿轮比是变速箱中两个齿轮的齿数比值，可以通过以下公式计算：齿轮比 = 驱动轮齿数 / 从动轮齿数。
2）传动比计算公式：传动比是发动机输出轴与车轮之间的转速比，可以通过以下公式计算：传动比 = 发动机转速 / 车轮转速。
3）效率计算公式：变速箱的效率是指输入功率与输出功率之间的比值，可以通过以下公式计算：效率 = 输出功率 / 输入功率。
4）扭矩计算公式：变速箱的扭矩是指输入扭矩与输出扭矩之间的比值，可以通过以下公式计算：扭矩 = 输出扭矩 / 输入扭矩。
以上是一些常用的变速箱计算公式，通过这些公式可以帮助工程师们确定变速箱的参数，从而实现最佳的动力传递效果。
3. 变速箱选型实例。
以一辆家用轿车为例，假设其发动机功率为100马力，需要选择一款合适的自动变速箱。
首先需要根据发动机功率确定变速箱的承载能力，然后根据车辆用途和成本进行选择。
假设最终选择了一款承载能力为150马力的自动变速箱。
变速器设计说明书
第一章 基本数据选择1.1设计初始数据：（方案二）学号：26；最高车速：max a U =110-26=84Km/h ； 发动机功率：max e P =66-26/2=53KW ； 转矩：max e T =210-26×3/2=171Nm ； 总质量：m a =4100-26×2=4048Kg ；转矩转速：n T =2100r/min ； 车轮：R16（选205/55R16） ；r ≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm 。
1.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则5g i =1 max a U = 0.377min i i r n g p式中：max a U —最高车速p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径m i n g i —变速器最小传动比 0i —主减速器传动比p n / T n =1.4～2.0 即p n =（1.4～2.0）×2100=2940～4200r/min 取p n =3500r/minmax e T =9549×pe n P maxα （式中α=1.1～1.3，取α=1.2）所以，p n =9549×17153)3.1~1.1(⨯=3255.6～3847.5r/min0i =0.377×max i i rn g p =0.377×841095.31535003-⨯⨯=4.963 双曲面主减速器，当0i ≤6时，取η=90%，0i ›6时，η=85%。
轻型商用车1g i 在5.0~8.0范围，g η=96%， T η=η×T η=90%×96%=86.4%最大传动比1g i 的选择：①满足最大爬坡度。
根据汽车行驶方程式dtdumGi u A C Gf ri i T a D Tg δη+++=20emax 15.21 （1.1）汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg += （1.2）即，()Ttq g i T f Gr i ηαα01sin cos +≥式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，mg G ==4840×9.8=47432N ；max e T —发动机最大转矩，max e T =171N .m ； 0i —主减速器传动比，0i =4.963；T η—传动系效率，T η=86.4%；r —车轮半径，r =0.316m ；f —滚动阻力系数，对于货车取f =0.02；α—爬坡度，取α=16.7°%4.86963.4171316.07.16sin 7.16cos 02.08.940481⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =5.24②满足附着条件。
变速器的设计与计算
目录第1章变速器的设计与计算 (1)1方案的选择 (1)2档数 (1)3传动比范围 (1)4变速器各档传动比的定 (2)5中心距的选择 (4)6变速器的外形尺寸 (5)7齿轮参数的选择 (5)8各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 (7)9变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角调整 (11)第2章变速器齿轮强度校核 (16)1齿轮材料的选择原则 (16)2变速器齿轮弯曲强度校核 (16)3轮齿接触应力校核 (19)第3章轴的设计和校核 (21)1轴的结构和尺寸设计 (21)2初选轴的直径 (21)3轴的刚度计算 (22)4轴的强度计算 (29)第4章轴承选择与寿命计算 (35)1输入轴轴承的选择与寿命计算 (35)2输出轴轴承的选择与寿命计算 (37)第5章同步器的选择………………………………………………………………………1 同步器的选择412 同步器的校核参考文献 (40)第1章变速器的设计与计算1 方案的选择最高车速 150 Km/h整车总质量 1200 Kg最大功率 65 Kw最大转矩 145 N·m最大转矩转速 5500 r/min前轮胎规格165/60 R142 档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。
目前，乘用车一般用5～6个档位的变速器。
发动机排量大的乘用车变速器多用6个档。
商用车变速器采用4～5个档或多档。
载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六档变速器。
多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。
档数选择的要求：1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。
2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。
因此，本次设计的变速器为5档变速器。
3 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。
最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。
影响最低档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、驱动轮与路面间的附着力、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。
变速器标准值计算公式
变速器标准值计算公式变速器是汽车传动系统中的重要组成部分，它能够根据车速和发动机转速的变化，使车辆在不同工况下保持合适的转速和扭矩输出，从而保证车辆的动力性能和燃油经济性。
在变速器设计和优化过程中，需要对其性能进行评估和计算，以确定合适的参数和工作范围。
在这个过程中，变速器标准值计算公式是一个重要的工具，它可以帮助工程师们快速准确地计算出变速器的各项性能指标，为变速器的设计和优化提供参考。
变速器的性能指标包括传动效率、传动比、换挡时间等多个方面，其中传动效率是变速器性能的关键指标之一。
传动效率是指变速器在传递动力时的能量损失，它直接影响着车辆的燃油经济性和动力性能。
传动效率的计算公式可以表示为：η = (Pout / Pin) 100%。
其中，η表示传动效率，Pout表示输出功率，Pin表示输入功率。
通过这个公式，可以快速计算出变速器的传动效率，从而评估其性能和优化设计。
除了传动效率，传动比也是变速器设计中的一个重要参数。
传动比是指变速器输入轴和输出轴的转速比，它直接影响着车辆的加速性能和燃油经济性。
传动比的计算公式可以表示为：i = Nout / Nin。
其中，i表示传动比，Nout表示输出轴转速，Nin表示输入轴转速。
通过这个公式，可以快速计算出变速器的传动比，从而评估其对车辆动力性能的影响。
此外，换挡时间也是变速器设计中需要考虑的重要参数。
换挡时间是指变速器在进行换挡操作时所需的时间，它直接影响着车辆的驾驶舒适性和动力输出。
换挡时间的计算公式可以表示为：t = (θ 60) / (2 π N)。
其中，t表示换挡时间，θ表示换挡角度，N表示发动机转速。
通过这个公式，可以快速计算出变速器的换挡时间，从而评估其对车辆驾驶舒适性的影响。
在变速器设计和优化过程中，变速器标准值计算公式是一个重要的工具，它可以帮助工程师们快速准确地评估变速器的性能指标，为变速器的设计和优化提供参考。
通过对传动效率、传动比、换挡时间等多个方面的计算，可以全面了解变速器的性能特点，从而为其优化设计提供有力支持。
变速器设计(计算实例)
目录一、变速器传动机构布置方案的选择 (2)二、确定中心距 (2)三、确定齿轮的基本参数 (3)四、确定各挡齿轮齿数 (3)五、齿轮的变位与齿轮各参数的确定 (7)六、齿轮强度校核 (8)七、初选轴的直径 (14)八、轴的强度校核 (15)九、选择轴承 (18)十、参考文献 (18)设计参数：变速器型号：CAS5-20A 型各挡传动比：1 5.568i = 2 2.832i = 3 1.634i = 4 1.000i = 50.794i =5.011R i =传递的最大转矩：max 196e T N m =一、变速器传动机构布置方案的选择CAS5-20A 型变速器为中间轴式机械变速器，有5个前进挡和1个倒挡。
前进挡均带有滑块式同步器。
壳体采用前、后对开式结构。
具体传动示意图如下：二、确定中心距中间距A 为中间轴与第二轴的间距A= max 31A e g K T i η 其中A K 为中心距系数，对于货车A K =8.6～10.6。
g η为0.96。
试选A K =10.0，则：A= 39.0196 5.5680.96⨯⨯三、确定齿轮的基本参数 1、模数第一轴常啮合斜齿轮法向模数n mn m= 0.470.47 取n m =3.0一挡采用直齿轮，则：m=0.33=0.33 取m=3.5考虑到齿轮的加工方便，不少变速器采用几种模数。
即抵挡齿轮用大模数，高档齿轮采用小模数。
变速器所用模数大致范围：轻型货车为2.5～3.5 所以最终确定：第一挡和倒挡齿轮采用直齿，模数m=3.5； 其余各挡齿轮、常啮合齿轮模数n m =3.0；2、压力角因国家规定的标准压力角为20º，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20º，即α=20º。
3、螺旋角对于货车斜齿轮螺旋角的初选范围为β=18º～26º 初选螺旋角β=20º4、齿宽根据齿轮模数m （n m ）的大小来选定齿宽： 直齿b=c k m ，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0 斜齿b=c n k m ，c k 取为6.0~8.5所以初选：1b =2b =8.03⨯=24mm 7b =8b =8.03⨯=24mm 3b =4b =8.03⨯=24mm 9b =10b =8.0 3.5⨯=28mm 5b =6b =8.03⨯=24mm 倒挡 b=8.0 3.5⨯=28mm四、确定各挡齿轮齿数◆ 1i =29110Z Z Z Z 直齿h Z = 2Amh Z =52.23对于中型货车，初选10Z =139Z =10h Z Z -=39.23 取整9Z =40◆ 修正中心距 A=2h Z m =13.5(4013)2⨯⨯+ =92.75mm 取整A=93mm◆ 常啮合齿轮副齿轮确定21Z Z =1019Z i Z ⨯=135.56840⨯ ………………1 A=12()2cos n m Z Z β+=123.0()2cos 20Z Z ⨯+=93 (2)联立1、2得： 1Z =21 2Z =38 此时，1i =29110Z Z Z Z =5.568 与设计传动比一致 修正螺旋角：cos β=12()2n m Z Z A+=0.9516则：'2β=19º12´48” ◆ 二挡齿轮副齿数确定78Z Z = 122Z i Z ⨯=212.83238⨯ ……………1 A=788()2cos n m Z Z β+=93 (2)28tan tan ββ=27128(1)Z Z Z Z Z ⨯++ (3)联立1、2、3得：8β=15.48º 取整后， 8Z =23 7Z =36 则 2i =2718Z Z Z Z =2.832 与设计传动比一致 修正螺旋角：8cos β= 78()2n m Z Z A+ 则 '8β=17.64º◆ 三挡齿轮副齿数确定56Z Z = 132Z i Z ⨯= 211.63438⨯ ……………1 A=566()2cos n m Z Z β+=93 (2)26tan tan ββ=25126(1)Z Z Z Z Z ⨯++ ……………3 联立1、2、3得：6β=19.85º 取整后， 6Z =31 5Z =28则 3i =2516Z Z Z Z =1.634 与设计传动比一致修正螺旋角：'6cos β=56()2n m Z Z A+则 '6β=17.46º◆ 四档为直接挡◆ 五挡齿轮副齿数确定34Z Z = 152Z i Z ⨯= 210.79438⨯ ……………1 Ａ=344()2cos n m Z Z β+=93 (2)24tan tan ββ= 23124(1)Z Z Z Z Z ⨯++ (3)联立1、2、3得：4β=24.87º 取整后， 4Z =41 3Z =18 则 5i =2314Z Z Z Z =0.794 与设计传动比一致 修正螺旋角： '4cos β=34()2n m Z Z A+则 '4β=25.12º◆ 倒挡齿轮副齿数确定m=3.5 初选 11Z =21 则：A '=10111()2m Z Z +=13.5(1321)2⨯⨯+=59.5mmR i =2111311012Z Z Z Z Z Z ⨯⨯ =5.011则：1312Z Z =1.637 (1)为了保证不发生干涉：min A ''= 9110.522e e D D ++ =**91111(2)(2)0.522a a Z h m Z h m ++++=110.75 A ''=1312min 1()2m Z Z A ''+≥ 可得：1312Z Z +≥63.3mm ……………2 联立1、2得：12Z =24.003 13Z =39.295 取整 12Z =24 13Z =39 则： 'R i =362139191324++ =4.974与设计传动比相差不大最终各挡传动比为：1i =5.568 2i =2.832 3i =1.634 4i =1.000 5i =0.794 R i =4.974 中间轴与第二轴中心距： A=93mm中间轴与倒档轴中心距：A '=10111()2m Z Z +=59.5mm 取整后 A '=60mm倒档轴与第二轴中心距：A ''=13121()2m Z Z +=110.25mm 取整后 A ''=110mm五、齿轮的变位与齿轮各参数的确定中间轴一档小齿轮1Z =13，产生根切，应采用变位 最小变为系数:min χ=11717Z -=0.235 为保证中心距不变和计算方便，取一对相啮合齿轮的总变位系数为0变为系数χ越大，正变位齿轮的强度越大，但相对应的负变位齿轮强度越小，故在保证不根切和齿轮强度的情况下，适当选取变为系数。
变速器设计方案论证1
第3章 变速器设计方案论证3.1变速器基本参数的确定设计中给定的参数传动比i 1=6.54 i 2=3.781 i 3=2.169 i 4=1.443 i 5 =1max e T ——发动机最大转矩max 1350e T N m =⋅K ——经验系数，K=4.0-4.6，取K=4.2 中心距的初步确定 初选中心矩可用下式计算式中：A K ——中心距系数，A K 取值范围8.6-9.6 取9.12A K = max e T ——发动机最大转矩，max 1350e T N m =⋅1i ——变速器一挡传动比，1 6.540i =g η——变速器传动效率，96.0=g η求得185.95A mm =3.1.1轴的直径的初步确定变速器的轴必须有足够的刚度和强度。
工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还会增加噪声。
中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d ≈0.45A 轴的最大直径d 个支承间距离L 的比值，对中间轴，d/L ≈0.16-0.18,对第二轴d/L ≈0.18-0.21。
第一轴花键部分直径可按下式初选：3max e T K D =式中：A K ——中心距系数，A K 取值范围8.6-9.6 取18.9=A Kmax e T ——发动机最大转矩， max 1350e T N m =⋅ ,3max 1e T K D ==101.46mmA A K =3.2齿轮参数的设计（1） 齿轮模数本变速器设计一、倒档为直齿滑动齿轮换挡，其它档均采用锁销式同步器换挡，选取齿轮模数要保证齿轮有足够的刚度，同时兼顾它对噪声和质量的影响，减少模数、增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变变速器的质量。
降低噪声对轿车有意义，减轻质量对货车比较重要。
从齿轮强度观点出发，每对齿轮应有各自的模数，而从工艺的观点出发，全部齿轮选用一种模数是合理的，轻型货车模数取值范围为3.50-4.50mm 。
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变速器的初步设计（传动比计算）机械式变速器的初步设计姓名:学号:班级:目录第1章设计要求与设计数据 (2)1.1 设计数据 (2)1.2 设计要求..........................................................................................2 第2章变速器的设计选型 (2)2.1 变速器的选型与换挡方式选择 (2)2.2 变速器各档传递路径...........................................................................3 第3章变速器的齿数分配 (4)3.1 1档的齿数计算 (4)3.2 常啮合齿轮对的齿数计算 (5)3.3 2档的齿数计算 (5)3.4 3档的齿数计算 (5)3.5 4档(直接档)的齿数计算 (6)3.6 5档(超速挡)的齿数计算 (6)3.7 倒档的齿数计算和分度圆计算...............................................................7 第4章变速器各齿轮对的齿轮结构参数 (8)4.1 各齿轮的分度圆直径与总变位系数的统计 (8)4.2 变速器各档速比的相对误差 (8)4.3 变速器齿轮的材质选择........................................................................8 第5章轴的结构与材质 (9)5.1 变速器第1轴的设计 (9)5.2 变速器第2轴的设计 (9)5.3 变速器中间轴的设计 (10)5.4 轴的材质..........................................................................................10 第6章轴承的布置 (11)6.1 第1轴轴上的轴承布置 (11)6.2 第2轴轴上的轴承布置 (11)6.3 中间轴轴上的轴承布置........................................................................12 第7章变速器的换挡机构(选用锁环式同步器)布置..........................................12 第8章变速器操纵机构及换挡位置图 (13)8.1 变速器的操纵机构 (13)8.2 变速器的换挡位置图…………………………………………………………………14 参考资料附录1第1章设计要求与设计数据1.1 设计数据.选择第三组设计参数:三轴式变速器发动机最大功率72kw，最大转矩167Nm表1-1:档位 1 2 3 4 5 R速比 3.592 2.088 1.368 1.000 0.823 3.624 1.2设计要求.1，传动示意图——各档传递路径、齿数分配、换挡方式、轴向定位等; 2，齿轮型式、结构参数、配凑中心距、材质;3，轴的结构、材质;，换挡机构布置; 45，轴承布置;6，变速器操纵机构及换挡位置图。
第2章变速器的设计选型2.1 变速器的选型与换挡方式选择根据上述要求可以考虑以下三种方案:方案1:该方案采用双联倒档齿轮，换倒档时转矩传递路径长，机械效率损失较多。
各档齿轮均为常啮合齿轮，用同步器换挡。
方案2:该方案的一档和倒档的换挡方式为普通滑动齿轮方式，换挡时较为吃力，换挡时间长，对1档和倒档的齿轮冲击较大，导致齿轮的寿命缩短，并且伴随噪声，不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。
2方案3(最终方案):该方案全齿均采用常啮合齿轮，换挡方式包括倒档均采用同步器。
第2轴为三点式支承，倒档和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除了可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。
2.2变速器各档的传递路径3第2章变速器的齿数分配首先将变速器的各齿轮编号，如下图所示:3.1 确定1档的齿数分配zz92i,， 1档的传动 zz1102cosA,,z为了求出齿轮9和齿轮10的齿数，先求其齿数和 hmn 3AKTi,,初选中心距时，根据经验公式 Aegmax1i,3.592K,9初取又已知 ,,96%1Ag3AKTimm,,,74.88计算出 Aegmax1m,2.5初取齿轮的模数为: n,,25螺旋角为:2cos274.88cos25A,，，z,,,54.3则初步确定的齿数和为: hm2.5nzz,16z,38又因为中间轴上的1档齿轮的齿数在15到17内选取，可初步取，那么， 10109z,，,163854则此时的齿数和为 ,h2cos2cos25AA,，，z,,,54故此时修正的齿轮的中心距A为 ,hm2.5nAmm,74.48此时的中心距为43.2 常啮合齿轮对的齿数计算zz16102,，,，i3.5921档的传动比为: ……? zz1819而常啮合齿轮的中心距与1档的齿轮中心距相等，所以:mzzzz，，，2.5，，，，n1212A,,,74.48……? ,2cos2cos25，z,21.5z,32.5联立上述两个方程，即解得齿轮1和2的齿数分别为 12z,22z,33初步取 123.3 2档的齿数计算,,二档齿轮选用斜齿轮，可以令其螺旋角和常啮合齿轮的不同。
82zzz33772i,，,，,2.088此时二档的传动比为: ……? 2zzz22188mzzzz，，，2.5，，，，n1212A,,,74.48由中心距相等的条件得: ……? ,,2cos2cos，8另外，从减少或抵消中间轴上的轴向力出发，须满足: ,,ztan,z722……? ,，，1,,tanzzz，,8128,,z,31.4z,22.6若选定根据 ?式和?式求出的 ,,,,257828但是带入?式中不满足z,32z,23所以改令根据 ?式和?式求出的 ,,22788此时将齿数重新带入?式和?式，求出的螺旋角的修正值为 ,,22.628此时接近符合?式要求，即可以抵消部分轴向力。
,,zz3332tan,tan25,,722 ，，,，，,111.43,,1.15,,,,zzz，5523tantan22.62,,,128,,83.4 3档的齿数计算,,三档的齿轮为斜齿轮，可以令其螺旋角和常啮合齿轮的不同。
62zzz33552i,，,，,1.368此时三档的传动比为: ……? 3zzz221665mzzzz，，，2.5，，，，n5656A,,,74.48由中心距相等的条件得: ……? ,,2cos2cos，6另外，从减少或抵消中间轴上的轴向力出发，须满足: ,,ztan,z522……? ,，，1,,tanzzz，,6126,,z,26z,28首先令根据 ?式和?式求出的 ,,25566将上述齿数分别代入?式等号的左右两式，得:,,zz3326tan,tan25,,522 ，，,，，,111.3928,,1,,,,zzz，5528tantan25,,,126,,6接近符合?式要求，即可以抵消部分轴向力3.5 4档(直接档)的齿数计算直接档通过第二轴的前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，而且保持两轴轴线在同一个直线上，同步器将他们连接后可得到直接档。
3.6 5档(超速挡)的齿数计算,,超速挡的齿轮安排在副箱体内，也采用斜齿轮，可以使其螺旋角和常啮合齿轮的不同。
42zzz33332i,，,，,0.823此时五档的传动比为: ……? 5zzz22144mzzzz，，，2.5，，，，n3434A,,,74.48由中心距相等的条件得: ……? ,,2cos2cos，4另外，从减少或抵消中间轴上的轴向力出发，需要接近满足下式:,,ztan,z322……? ,，，1,,tanzzz，,4124,,z,19z,35首先令根据 ?式和?式求出的 ,,,,253426螺旋角经过齿数重新代入?式和?式后，修正为。
,,256上述齿数分别代入?式等号的左右两式，得:,,zz3319tan,tan25,,322 ，，,，，,110.926,,1,,,,zzz，5535tantan25,,,124,,4接近符合?式要求，即可以抵消部分轴向力63.7 倒档的齿数计算和分度圆计算倒档机构的示意图如下图所示:此时R档的传动比为:zzzz331321111i,，，,，,3.624……? Rzzzz221121312zz为了初步求出和，可以假设齿轮12和齿轮11已经1211啮合，则由中心距相等的条件得:mzzzz，，，2.5，，，，n11121112A,,,74.48……? ,,2cos2cos，12z,36z,15令时，根据?式和?式求得的 ,,30111212此时经过将齿数重新代入?式和?式后得到修正后的螺旋角为: ,,3112将上述齿数分别代入?式等号的左右两式，得:,,zz3336tan,tan25,,2112 ，，,，，,112.04,,0.776,,,,zzz，5515tantan31,,,1212,,12两者相差较大，所以轴向力难以抵消，故此组数据予以舍去。
z,39z,16重新令时，根据?式和?式求得的 ,,22111212此时将齿数重新代入?式和?式后得到修正后的螺旋角为: ,,22.6212将上述齿数分别代入?式等号的左右两式，得:,,zz3339tan,tan25,,2112 ，，,，，,112.0625,,1.12,,,,zzz，5516tantan22.62,,,1212,,12虽然轴向力依然难以抵消，但是相对第一组的差距明显缩小，故采用这一组数据。
z,21初步选取倒档轴的倒档齿轮齿数为: 13m1621，，，1,,Amzzmm,，,,/cos50则中间轴与倒档轴的中心距为: ，，12131222cos22.62为了保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆之间应有0.5mm以上的D间隙，则齿轮11的齿顶圆直径为: e11DDee1112DADmm,,,,，,,,21274.4844.1351103.825 0.5，，,Aee1112227第4章变速器各齿轮对的齿轮结构参数 4.1 各齿轮的分度圆直径与总变位系数的统计轴向定位:齿轮1、2、4、6、8、12、10为齿轮轴。
齿轮3、5、7、11、9、13为滚针轴承定位。
表4-1:各个齿轮的结构参数(齿轮的总变为系数是利用geardesignpro软件计算所得)4.2 变速器各档速比的相对误差表4-3 各档速比以及与真实值的误差:档位 1档 2档 3档 4档 5档 R档精确值 3.592 2.088 1.368 1.000 0.823 3.624 计算值 3.5625 2.0865 1.393 1.000 0.814 3.657 相对误差 0.82% 0.072% 1.82% 0 1.1% 0.91%由上表可知，1档、2档、4档和R档的设计误差较小，3档和5档的设计误差大于1%但小于2%。