汽车变速器传动系统的研究与设计

精品资料，值得下载学习！ 1 引 言 现代汽车的动力装置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等优点。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。 大家知道，汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。即使在平坦的柏油路上，汽车以低速等速直线行驶，也需要克服约占汽车总质量 滚动阻力。例如 车，满载是总质量为 5360滚动阻力为 800N 左右。若要求满载汽车在坡度为 9%的道路上等速上坡行驶，仅上坡阻力就达 482N。如果用发动机直接带动汽车驱动轮，则发动机需要发出 2050扭矩。而 车发动机的最大扭矩只有 205时所产生的最大牵引力为 482N，和上坡阻力相差 10 倍之多。显然，如此小的牵引力，不近不能上坡行驶，即使在平坦的道路上也不能行驶。 另一方面， 车发动机，最大功率为 时曲轴的转速为 2800r/发动机和车轮直接相连，则对应与该转速换算的汽车速度，竟达到 458km/h。显然，这样高的车速是不能实现的。 上述发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。为此，在汽车传动系中 设置了变速器和主减速器。即可使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的若干分之一。 此外，汽车的使用条件颇为复杂，变化很大。如汽车的载货量、道路坡度、路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，可挂入变速器的高速档；而在不平的道路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速档。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器档位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽车燃料经济性的要求。例如汽车在同样的载货量、道路 、车速等条件下行驶，往往可挂入较高的变速器档位，也可挂入较低的档位工作。此时只是发动机的节气门开度和转速或大或小而已，可是发动机在不同的工况下，燃料的消耗量是不一样的。一般变速器具有四个或更多的档位，驾驶员可根据情况选择合适的档位，使发动机燃料消耗量减小。 汽车在一些情况下，如进出停车场或车库，或在较窄的路上掉头等，需要倒向行。然而，汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器内设有倒档。此外，变速器还设有空档，可中断动力传递，以满足汽车暂时停驶和对发动机检查调整的需要。 精品资料，值得下载学习！ 对变速器的要求，除一般便于制造、使用、维修 以及质量轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点： 作可靠，噪声小； 2 变速器结构方案的确定 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。 根据前进档数的不同，变速器有 三、四、五和多档几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速器。 两轴式和三轴式变速器 现代汽车大多数都采用三轴式变速器，而发动机前置前轮驱动的绞车，若变速器传动比小，则常采用二轴式变 速器。图 2轴式变速器的传动方案。在设计时，究竟采 用哪一种方案，除了汽车总布置的 要求外， 主要考虑以下四个方面： 图 2轴式变速器 图 2 结构工艺性 两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体 ， 当发动机纵置时，主减速器 可用螺旋圆锥齿轮或双曲面 齿轮，而 发动机横置时用圆柱齿轮 ，因而简化了制造工艺。 变速器的径向尺寸 两轴式变速器的前进档均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有二对齿轮副。因此，对于相同的传动你要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小 得 多。 变速器齿轮的寿命 两轴式变速器的低档传动副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大，齿轮寿精品资料，值得下载学习！ 命比大齿轮的短。三轴式变速器的各前进档，军为常啮合斜齿传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命较接近。在直接档时，齿轮只空转，不影响齿轮的寿命。 变速器的传动效率 两轴式变速器，虽然可以有等于 1的传动比， 但仍要有一对齿轮传动，因而功率损失。而三轴 式变速器，可将输入和输出轴 直接相连，得到直 接档，因而传动效率较高， 磨损小，噪声也较小。 轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较 多，而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速器。 图 2多中间轴结构 在通常的三轴式变速器中，发动机的转矩由第一轴传到第二轴，只经过一根中间轴。这种变速器在装上转矩高于 1200 1300N/齿轮、轴和轴承都要承受很大的载荷，会导致过早被损坏。 近年来，国外一些重型汽车上 采用了多中间轴的结构。这种变速器具有 2图 2传递同样转矩的情况下，变速器齿轮的宽度和质量分别减少 40%和 20%，变速器的整体质量及轴向 尺寸也减少。多中间轴变速器具有 质量轻、轴向长度短、承载能力大、 保养费用低等优点。目前，美国孚 勒（ 司生产的一半五档 变速器和全部高于五档的变速器都采 用两根中间轴。由于我们设计的是为 了和 时 三轴式传动比高，经济性好，结构和 制造工艺较为方便。所以采用综合考 图 2虑采用图三轴式变速器。 倒档的型式及布置方案 图 2 得下载学习！ 轿车和轻型货车变速器中。 档齿轮，因而缩短 图 2了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难，某些轻型货车四档变速器采用这种方案。 C 方案能获得较大的倒档速比，突出的缺点是换档程序不合理。 D 方案针对于前者的 缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了 C 方案。 E 方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度。 F 方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车采用 缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些，后述五种方案可供五档变速器的选择。 倒档的布置考虑经济性，操纵轻便，人们多年来的操纵习惯，故选择图 2置方案。 齿轮型式 变速器用斜齿轮和直齿轮圆柱齿轮。斜圆柱齿轮虽然制造时稍复杂， 工作时有轴向力，但因其使用寿命长，噪声小而仍得到广泛使用。直齿圆柱齿轮用于低档和倒档。 换档的结构型式 变速器换档结构型式有支持滑动齿轮，啮合套和同步器换档三种。 滑动齿轮换档 通常是采用滑动直齿轮换档，但也用采用滑动斜齿换档的。滑 动直齿 轮 换档的 优精品资料，值得下载学习！ 点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档是齿端面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏。并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在一档和倒档上。 啮合套换档 用啮合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。用啮 合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，它们都不会过早损坏，但不能消除换档冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换档方法，目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，而且在这种车型上又不宜用同步器（寿命太短，维修不变）。 同步器换档 现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操 作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。同上两种换档方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已得到基本解决。如瑞典的萨伯 斯堪尼亚（ 司，用球墨铸铁制造同步器的关键部件，并在其工作上镀一层金属，不仅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系数，这种同步器实验表明，它的寿命不低于齿轮的寿命。法国的（ 德国的（ 公司的同步器，均采用了这种工艺。 上 述三种换档方案，可同时用在一变速器中的不同档位上，一般倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的型式，对于常用的高档位则采用同步器或啮合套。轿车要求轻便性和缩短换档时间，因此采用全同步器变速器。 轴承型式 过去，变速器轴的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承。近年来，变速器的设计趋势是增大其传递功率和质量之比，并要求它有更大的容量和更好的性能，而上述轴承型式已不能满足对变速器可靠性和寿命提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的增多。其主要优点如下：滚锥轴承的直径较小，宽度较大，因而容量大，可承受高负荷；锥体， 外圈和滚子间基本的几何关系使滚子能正确对中， 确保轴承的可靠性，使用寿命长；滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮的刚度，降低齿轮噪声，减少自动脱档的可能，并大幅度提高其寿命；采用滚锥轴承的变精品资料，值得下载学习！ 速器，一般将变速器壳体设计成沿纵向平面分开或沿中心线所在的平面分开，这样可使装拆和调整轴承方便。由于上述特点，滚锥轴承已在欧洲一些轿车、货车和重型货车变速器上得到应用。 3 变速器 主要参数的确定 速器档数及各档传动比 变速器档数多少对汽车动力性、经济性影响很大。档数多，可以使发动机经 常在最大功率附近的转速工作，而且使发动机转速变化范围小，发动机平均功率高，故可提高汽车的动力性，即提高了汽车的加速能力和爬坡能力。档数多，也增加了发动机在低油耗区工作的可能性， 因而提高了汽车的燃料经济性。档数多少还影响相邻的低档和高档间传动比的比值。档数多，则此比值小，换挡容易。相邻的低档与高档间传动比的比值不应大于 数多的缺点是使变速器的结构复杂、质量增大、操作不轻便等。 不同类型汽车的变速器的档数也不同。轿车由于最低档与最高档间的传动比范围小，即 常用三档或四档变速器，但近年来为了降低油耗，变速器的档数 有增加的 趋势。例如 1981 年日本丰田牌汽车样本介绍五种丰田轿车变速器，其中有四种有四个档位。德国 1979 年出版的汽车手册中介绍八种轿车变速器，其中有四种为四个档位。载货汽车吨位打的比吨位小的档数多。总质量 下 多用四档变速器，总质量 用五档变速器，重质量大于 10t 多用六档变速器。特殊用途的车辆可用组合变速器形成更多的档位。 前面提到的传动比变化范围及邻档传动比比值也是变速器的两个重要参数。国产汽车中，轿车变速器传动 比变化范围是 3型货车约为 5他货车为 7 以上。为了使发动机在最有利的转速范围内工作，变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数，故邻档传动比比值就是几何级数的公比。两种变速器 传动比变化范围相同时，若邻档传动比比值小，则档数多。邻档传动比比值大，则档数少、结构简单。但邻档传动比比值大于 换挡困难。 表 3出部分国产汽车变速器传动比参数，表 3出几种国外轿车变速器传动比参数。 国 产 汽 车 传 动 比 表 3品资料，值得下载学习！ 汽车类型 型号 吨位 传 动 比 传动比范围 邻档传动比比值 1i 2i 3i 4i 5i 6i 12/3/4/5/车 桑塔纳 诺基 轻型货车 1 2 型货车 5 型货车 .野车 外轿车变速器传动比 表 3品资料，值得下载学习！ 型号 变速器传动比 传动比变化范围 相邻档传动比比值 1i 2i 3i 4i 5i 12/3/4/5/ ,23 986) 档传送比的确定 确定最低档传动比时，要考虑下列因素：汽车最大爬坡度、驱动轮与地面的附着力、汽车最低稳定车速及主传动比等。下面假设主传动比已确定。 fF+3 式中： 最大驱动力； 滚动阻力； 最大上坡阻力； 又 i 0r （ 3 f m g 3 m g 3 代入式（ 3得 1i 0i /r m g(f =m g 1i m g r/ 0i （ 3 代入数据： 1i i o 4 500 ）（=中： 发动机最大转距； 精品资料，值得下载学习！ 1i 变速器一档传动比； 0i 主传动器传动比； 汽车传动系总效率； g 重力加速度； 道路最大阻力系数； r 驱动轮滚动半径； f 滚动 阻力系数； 道路最大上坡角； 根据驱动轮与路面的附着力确定一档传动比 汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力，此条件可用下列不等式表示： i 0r N 1i N r / i （ 3 代入数据： 1i =中： 道路附着系数， 计算时取 = N 驱动轮垂直反力，用下列公式计算； N =（ x +） m a/l = 其中： x、 s 后轮驱动时， x=1l ； s=+1；前轮驱动时， x=2l ； s=轮驱动时， x=l ； s=0； 路面坡度角； 1l 、 2l 汽车质心距前后轴的距离； l 汽车轴距； 汽车满载时质心高度。 根据上述两个条件确定的一档传动比可能不相等，应选其中较小值。 故取 1i 为 精品资料，值得下载学习！ 根据最低稳定车速确定一档传动比 对于越野汽车，为了避免在松软路面上行驶时，由于土壤收冲击剪切破坏而损失地面附着力， 保证汽车 能在极低的车速下稳定行驶 。设最低稳定车速为则 m i nm a xm i n 00 . 3 7 7i i式中 ： r 车轮滚动半径 发动机最低转速 i 分动器低档传动比 根据上述三个条件确定的一档传动比可能不相等，应选其中的最小值。 最高档传动比一般取 1，即三轴变速器的直接档作为最高档。某些汽车为了提高经济 性，高速行驶时使发动机转速不致过高，而取小于 1 的值为 这时，一般右。 其他各档传动比可有下述方法确定，以四档变速器为例，各档传动比为： 4 34 23 1 式中： 3 m a xm i nq q 即为前面提到的邻档传动比的的比值 因齿数为整数，故实际传动比与上面计算出的理论值略有出入。另外，在换挡过程中，空挡的一瞬间车速下降，车速高时下降更多，这是由于空气阻力大的缘故。为了使发动机在 各档时都在 相同的转速范围内工作，靠近高档的邻档公比应比靠近低档的微小。 最高档一般为直接档 精品资料，值得下载学习！ 最高档一般为直接档 ， 传动比为 1，某些汽车为了汽车经济性，高速行驶时使发动机转速不致过高，而设置一个超速档，超速档的传动比 般为 右。 其它各档传动比可用下述方法确定，各档传动比为： 6i= 1； 5i=1i /q 4 = 4i =1i /q 3 = 3i=1i /q 2 = 2i =1i /q = 1i = 式中： q 几何级数的公比。 q =5 3 1/齿数 为整数，故实际传动比与上面计算出的理论值略有出入。另外，在换档过程中，由于空气和道路阻力，空档的一瞬间车速下降，车速高时车速下降更多。为了使发动机在各档时都在相同的转速范围内工作，靠近于高档的邻档公比应比靠近低档的为小。 车变速器的速比分配 1 按等比级数分配的各档传动比的计算 根据整车的性能分析，在选择了汽车的最小传动比 最大传动 传动系统的档位数后，应当确定中间各档位的传动比 汽车变速器的档位数为n;第 1 档至第 n 档的传动比依次分别为 如 果 我们使用等比级数排列方法来分配汽车各档位的传动比，则有 1 2 3 1234 I I I I 式中比值 K 为一常数，通常称为公比，也叫各档的速比阶 1 档的传动 L 以的值最大，也就是前面所说的最大传动比 一值是己知的 ;第 n 的值最小，也就是前面所说的最小传动比 常取 ，人们通常精品资料，值得下载学习！ 将这一档叫直接档 推出公比 K 的计算公式如下 : 1 1 由此可推出一般传动比的规律，如果是 n 档变速器，则思 x 档的传动比为： 1 1 例如 :对于五档汽车变速器，即 =5，若取第一档传动比 五档 (为直接档 )传动比 I5=4=2. 按等比级数阶分配的各档速比的计算 因为汽车多在高档区工作，换档频率，高档区也多于低档区，为了节约燃料和操纵轻便起见，应尽量使高档区两档位之间的速度差值小些，所以高档区 的速比阶K 要比低档区的速比阶 K 要小 长途运输、城市公交车、矿山运输等 )和发动机特性的不同，速比阶 K 的偏离情况也不同 的偏离值要小一些，而轿车的直接档的速比阶 K 要更小一些 。 为了减少高档的速比阶，新的传动比分配方法，就是把总跨距 第 1 档的传动比为 n 档的传动比为 1)的对数，平均分成 n 一 1 个台阶 (台阶总是比档位数少 l)，并将它排列到中间档位的位置，即将中间档位的速比阶定为 n。 对于直接档的速比阶 般可按 下式计算： 1 1nK n C s I 式中 :系数 于轿车 取小一些，如 于货车，取于非公路用车，取 这样一来，高档的速比阶将小于低档 其间的档位数为 12n 。有上述可 知，相邻两档阶差 = =常 数，所以直接档和中间档的阶差为精品资料，值得下载学习！ 12n ) ，因此 = 22n (将各档的速比阶按等比级数排列，它们的公比为 B，这种方法又称为等比级数阶分配法。如从第 n 档（直接档）到低 2 档个档的速比阶分别为 2，则有 1 2 213 K K 由上式可推出，第 的速比阶的计算式为： x 1=为 ，所以 1lg 求各档速比 根据速比阶的定义，任意档 直接档的速比 +1 1+ 1+3=3 由此可推断出新的速比计算公式为： 1+3+ +1或 0 1式中： 、 别代表 、 4 变速器齿轮零件的设计计算 齿轮参数的确 定 模数 决定齿轮模数的因素很多，其中最主要的是齿轮的强度、传动噪声和质量。减小模数，增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变速器的质量。降低噪声对轿车很有意精品资料，值得下载学习！ 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，而从工艺观点看，全部齿轮选用一种模数是合理的。常用折衷办法解决此问题。现代汽车变速器通常是高档齿轮用一种模数，一档及倒档齿轮用另一种模数，其 它各档齿轮在二者之间。变速器用齿轮模数范围大致如下：微型和轻型轿车为 级轿车为 型货车为 重型货车为 6。所选用的模数应符合 规定。根据同类车型齿轮模数，初选模数为： m= 压力角 国家规定的齿轮标准压力角为 200 ，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 200 。也有采用其它的压力角的，如 力角增大，则根圆齿厚及节圆出渐开线曲率半径都增大，使弯曲强度及接触强度都提高，并且根切的最少齿数也减少。压力角增大的缺点有：转距相同时，齿面载荷增大，重合度减小，轮齿刚度增大，噪声随之增大。灾祸汽车因装载质量大，要求齿轮强度高，往往选用较大的压力角。而轿车要求噪声小，常选用较小的压力角。 啮合套或同步器的接合齿压力角有 200 、 250 、 300 ，普遍采用 300 的压力角。 齿轮螺旋角 为了减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒档齿轮以及货车的一档齿轮才用直齿齿轮。 变速器斜齿轮螺旋角一般范围为 100 350 。螺旋角增大使齿轮啮合的重合系数增加、工作平稳、噪声降低，另外齿轮的强度也有所提高。但螺旋角太 大会使轴向啮合及轴承载荷过大。轿车变速器齿轮转速高，有要噪声低，故螺旋角取较大值。 最后，可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因造成的中心距不等现象得以消除。 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 轿车变速器： 中间轴式变速器： 220 340 两轴式变速器： 200 250 货车变速器： 180 260 精品资料，值得下载学习！ 齿宽 齿宽应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： b =（ （ 斜齿轮 各档齿轮齿数的分配 确定变速器各档齿轮齿数时，应考虑： 尽量符合动力性 、经济性等 对各档传动比的 要求； 最少齿数不应产生根切。通常，变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿轮，此齿轮不应产生根切，而且根圆直径应大于中间轴直径； 互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应注意这一点； 齿数多，可降低齿轮的传动噪声。 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据预先确定的变速器档 数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。下面以图 4示的四档变速器为例说明分配齿数的方法。 中心矩 根据经验公式： a =（ 14 17） 37 3 373 = 1确定 档齿轮的齿数 一档传动比 3322238zz 为了求 先求其齿数和 直齿 zh=精品资料，值得下载学习！ 图 4档变速器的传动方案 计算结果不是整数时，必须取 据 齿轮齿数的分配。 般 将中间轴上的 一档小齿轮的齿数尽可能取得少些，以便使 z7/ 定的条件下， 是第一轴常啮合齿轮可分配到较多的齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。如果第一轴常啮合齿轮的齿数太少，加工轴承孔后，会使轮辐太薄，影响齿轮强度。齿数太多使齿轮外径增大，若超过变速器壳体上的第一轴轴承孔尺寸，就不能装配。 中间轴上小齿轮 受中间轴轴颈尺寸的限制，在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。为避免根切 和增强小齿轮的强度，必须采用变位齿轮。轿车中间轴式变速器一档传动比 ，中间轴上一档齿轮齿数可在 15 17 之间选择，货车可在 12 17 之间选取。一档传动比和齿轮模数较大时， 定 2. 对中心距 A 进行修正 在确定一档齿轮齿数时，当计算出的 将其取为整数，这样中心距就必然有了变化；这时应从 ，再以这个修正后的中心距 A 作为各档齿轮齿数分配的依据。 zh= 取整为： 54 为了避免根切和增强齿轮的强度， 数初选 12，则： 4 12=42 对中心距进行修正： A= m/2=54 = (3. 确定常啮合传动齿轮副的齿数 求出常啮合传动齿轮的传动比： 2384 精品资料，值得下载学习！ 而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即： A=2 )( 238 （ 4 解方程式 4式 4出 求出的 应取整数。然后核算一档传动比与所给的传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿数即可。而后根据所确定的齿数，算出精确的螺旋角值，其值应在前述的选择范围内。当然，也可以在保证预选 值的前提下，通过适当的齿轮变位来满足中心距的要求。 代入数据： A=2 )( 238 =2 )(38 =3812/42 求得： 7，取整为： 22， 7 3322238zz 2422247=于核算一档传动与所给传动比相差较大，因此，将齿数调整如下： 3， 11， 22， 3 4确定其它各档齿轮的齿数 若二档齿轮是斜齿轮，模数与一档齿轮相同时，则有： 3421738zz A=( 3417 (4解两方程式求出 取整后的 与中心距 A 有偏差，通过齿轮变位来调整。 二档齿轮是斜齿轮。螺旋角 34与常啮合齿轮的 38不同时，：有： 38223417 (4而 A=3434172 )( (4精品资料，值得下载学习！ 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，齿数还必须满 足下列关系式： )1(3417382383438 (4联解上述三个方程式，可求出 34三个参数。 代入数据： 3421738zz 4172243 =3434172 )( =4 ）（ =得： 7, 8, 34取一通用值为 200 3421738zz 3 47/（ 22 18） =余各档可列式如下： 三档： 38516 四档： 23869 z9+ 五档： 3878 z8+ 由上面的等 式可求得：三档： 4， 0。四档： 4， 1。五档： 8，7。并且调整后的传动比为： 算后的 的值是：用同一方法可确定其它各档齿轮的齿数。需要说明的是中心距、螺旋角、变位系数与齿数分配是相互联系、相互影响的，在配齿过程中，要根据设计要求，经过反复精品资料，值得下载学习！ 选配、试凑，方能确定比较理想的各参数值。 5确定倒档齿轮齿数 一档、倒档齿轮常选用相同的模数。倒档齿轮 般在 21 33 之间，初选 可计算中间轴与倒档轴的中心距 A： A=21m(为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 8 和 9 上的间隙，则齿轮 9 的齿顶圆直径 28= A 2A一 1 (4根据求得的 选择适当的齿数及采用变位齿轮，使齿顶圆 后计算倒档轴与第二轴的中心距 A”。 倒档传动比 值较大。一般与 1i 相 近。 故选择 i =238932225选倒档齿轮 32z=23 29z=11 得 25z=40 精品资料，值得下载学习！ 齿轮几何尺寸计算 斜齿圆柱齿轮几何尺寸的计算 常啮合齿轮 43 22 43 22 名称 符号 计算公式 计算结果 计算结果 螺旋角 初选 200 端面模数 面压力角 t t =n /面齿顶高系数 h*h*h*an 面齿顶隙系数 c*t c*t =c*n 度圆直径 d d= mt z 心距 a a=( 2 品资料，值得下载学习！ 基圆直径 t 顶高 ha=h*根高 h*at+c*t)齿高 h h=顶圆直径 d+2根圆直径 向基节 mn n 面分度圆弧齿厚 s s= 2 量齿数 z/ 齿圆柱齿轮几何尺寸的计算 一档齿轮 1， 43 .5 11 43 名称 符号 计算公式 计算结果 计算结果 模数 m m =度圆直径 d d=心距 a a=( m/2 圆直径 顶高 h*a m 根高 h*a+c* )m 齿高 h h=品资料，值得下载学习！ 齿顶圆直径 d+2根圆直径 向基节 pb m 面分度圆弧齿厚 s s= m/2 齿圆柱齿轮几何尺寸的计算 二档齿轮 18 47 .5 名称 符号 计算公式 计算结果 计算结果 螺旋角 200 端面模数 面 压 力角 t t =n / 面 齿 顶高系数 h*h*h*an 面 齿 顶隙系数 c*t c*t =c*n 度 圆 直径 d d= mt z 心距 a a=( 2 圆直径 t 顶高 h*at 品资料，值得下载学习！ 齿根高 h*at+c*t)齿高 h h= 顶 圆 直径 d+2 根 圆 直径 向基节 mn n 面 分 度圆弧齿厚 s s= 2 量齿数 zv=z/ 齿圆柱齿轮几何尺寸的计算 三档齿轮 4， 0 40 24 名称 符号 计算公式 计算结果 计算结果 螺旋角 200 端面模数 面压力角 t t =n /端面齿顶高系数 h*h*h*an 面齿顶隙系数 c*t c*t =c*n 度圆直径 d d= mt z 心距 a a=( 2 圆直径 d t 顶高 h*at 品资料，值得下载学习！ 齿根高 h*at+c*t)齿高 h h=顶圆直径 d+2根圆直径 向基节 面分度圆弧齿厚 s s= 2 量齿数 zv=z/ 齿圆柱齿轮几何尺寸的计算 四档齿轮 4， 1 .5 名称 符号 计算公式 计算结果 计算结果 螺旋角 200 端面模数 面压力角 t t =n /端面齿顶高系数 h*h*h*an 面齿顶隙系数 c*t c*t =c*n 度圆直径 d d= mt z 心距 a a=( 2 圆直径 t 顶高 h*at 品资料，值得下载学习！ 齿根高 h*at+c*t)齿高 h h=顶圆直径 d+2根圆直径 向基 节 mn n 面分度圆弧齿厚 s s= 2 量齿数 zv=z/ 齿圆柱齿轮几何尺寸的计算 五档齿轮 8， 7 名称 符号 计算公式 计算结果